摘要：本文以某純電動汽車動力總成的試驗(yàn)分析和理論設(shè)計(jì)相結(jié)合的工程試驗(yàn)優(yōu)化作為案例，闡述了電動汽車加速過程中 NVH 測試分析及變速箱設(shè)計(jì)改善方案，主要針對動力總成起步抖動的問題通過分析研究來提出電動機(jī)與變速箱在共振干涉條件下的改善方案，旨在為純電動汽車的電動機(jī)及變速箱 NVH 性能匹配開發(fā)和優(yōu)化提供參考與借鑒。

　　1、研究背景

　　隨著汽車制造技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車舒適性，尤其是振動和噪聲改善成為客戶的重要訴求之一。而動力總成是純電動汽車的動力來源，其振動與噪聲性能和指標(biāo)是影響汽車舒適性的關(guān)鍵因素。在工程實(shí)踐中，通過 NVH 測試分析并配合以工程驗(yàn)證的方式能夠快速識別純電動車的噪聲振動問題，并形成動力總成標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)優(yōu)化的流程?！癗VH”是噪聲(noise)、振動(vibration)、聲振粗糙度(harshness)的英文縮寫合稱，其通常采取的研究范式是：在一定的物理的環(huán)境下，以物體的自然頻率和共振作為重要指標(biāo)，在時(shí)間域和頻率域進(jìn)行數(shù)據(jù)采集、分析、計(jì)算(包括預(yù)測)，而后進(jìn)一步加以評價(jià)，并向工程實(shí)踐進(jìn)行反饋和優(yōu)化建議。常見的 NVH 研究方法有多體系動力學(xué)、有限元、邊界元、統(tǒng)計(jì)能量分析等方法。

　　電動車的發(fā)展與傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)車相比，在動力系統(tǒng)上具有顯著的優(yōu)勢。同時(shí)變速箱作為電動車的重要組成部件，其工況下的振動控制水平直接影響到電動車整車的振動噪聲表現(xiàn)狀況。有效的減緩或者控制電動車變速箱振動噪聲是一項(xiàng)系統(tǒng)性工程，需要充分考慮電動車電動機(jī)和變速箱振動噪聲產(chǎn)生的根本機(jī)理，同時(shí)在此基礎(chǔ)上積極探索優(yōu)化電動車動力總成的合理設(shè)計(jì)，包括重點(diǎn)關(guān)注齒輪嚙合設(shè)計(jì)、保證變速箱的動剛度設(shè)計(jì)，這樣才能有效地減小整車的振動噪聲表現(xiàn)。本文研究了一種考慮整車行駛工況從而指導(dǎo)電動車動力總成設(shè)計(jì)方法，使電動機(jī)、電控及變速箱在整個(gè)轉(zhuǎn)速工況區(qū)間與整車 NVH 工況高度適配，有效地抑制了振動噪聲并提升了動力總成系統(tǒng)的綜合效率。

　　下面以某一款電動重卡動力總成產(chǎn)品試驗(yàn)型號為例，通過基于整車最佳工況效率的匹配要求，主動避開動力總成結(jié)構(gòu)的共振區(qū)間，合理設(shè)計(jì)優(yōu)化變速箱的擋位速比和電動機(jī)電磁設(shè)計(jì)，使整個(gè)動力總成在滿足整車動力性能要求和減速箱速比基本不變的情況下，通過調(diào)整齒輪的齒數(shù)，達(dá)到基于整車工況的動力總成效率提升、成本的最優(yōu)設(shè)計(jì)和 NVH 的最佳狀態(tài)表現(xiàn)的工程開發(fā)實(shí)踐目的。

　　本案例研究的動力總成為一款針對電動重卡的雙高速電動機(jī)匹配四擋變速箱的驅(qū)動總成試驗(yàn)方案。優(yōu)化前，電動機(jī)及原變速箱的參數(shù)見表 1 和表 2。為了全面了解雙電動機(jī)動力總成原變速箱的振動噪聲表現(xiàn)，本文在實(shí)驗(yàn)室的測試臺架開展了 NVH 試驗(yàn)測試。

　　2、NVH 試驗(yàn)測試臺架

　　測試臺架主體為電封閉背靠背加載測試臺架，包含主試驅(qū)動電動機(jī)和變速箱、陪試負(fù)載電動機(jī)和陪試變速箱、電壓可調(diào)的雙向電源、轉(zhuǎn)矩傳感器以及上機(jī)系統(tǒng)。其和傳統(tǒng)電動機(jī)對托臺架不同的是，驅(qū)動和負(fù)載系統(tǒng)由電動機(jī)變成了電動機(jī)和變速箱構(gòu)成的動力總成。因此，NVH 試驗(yàn)測試臺架既可以將電動機(jī)或者變速箱作為獨(dú)立的被測對象，也可以將電動機(jī)、變速箱看作機(jī)電耦合系統(tǒng)，作為整體被測對象。

　　3、測試設(shè)備的選擇

　　高精度數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)使用某品牌 8 通道 ICP 動態(tài)信號采集模塊，加速度傳感器應(yīng)該符合 GB/T 3785.1-2023《電聲學(xué)聲級計(jì) 第一部分：規(guī)范》規(guī)定的 1 級儀器要求，其測量儀器頻率范圍至少為 10 ～ 10000Hz。振動加速度計(jì)的測量裝置選擇 B02B01，頻響范圍±5%：1～10000Hz，靈敏度±5%：10mV/g，量程 peak：±500g。

　　本次試驗(yàn)的高精度數(shù)據(jù)采集器選擇 140kHz 采樣率，振動加速度傳感器在測量前都進(jìn)行了標(biāo)定。測量前后，儀器按照規(guī)定進(jìn)行校準(zhǔn)，兩次校準(zhǔn)值不應(yīng)超過 1dB。

　　振動加速度傳感器的測點(diǎn)位置如圖 1 所示。在臺架上的實(shí)際測試測點(diǎn)如圖 2 所示。

　　由于在臺架測試房半消聲室的測試環(huán)境暫未完成設(shè)置，當(dāng)前評估動力總成的振動特征，為了確定動力總成的固有頻率，在測試臺架上由靜止?fàn)顟B(tài)等步長啟動電動機(jī)，主觀評價(jià)發(fā)現(xiàn)動力總成在電動機(jī)轉(zhuǎn)速 7000 ～ 8300r/min 區(qū)間有明顯間歇性抖動，且能聽到持續(xù)轟鳴顫抖聲。

　　因?yàn)閯恿偝墒请p電動機(jī)、雙中間軸變速箱的對稱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，振動特性差異不大，所以試驗(yàn)選取了 P1、P4、P5 三個(gè)測點(diǎn)的振動信號進(jìn)行分析，重點(diǎn)分析電動機(jī)從 0 ～ 11000r/min 的 P1、P4 及 P5 振動測試點(diǎn)升速過程瀑布圖，3 個(gè)測點(diǎn)的振動瀑布云圖(時(shí)頻圖)分別如圖 3、圖 4、圖 5 所示。

　　根據(jù)圖 3 ～ 圖 5，可以明顯發(fā)現(xiàn)在 7000 ～ 8300r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間的升速運(yùn)行工況，動力總成在測試臺架上的狀態(tài)有很明顯的間歇性振動抖動。同時(shí)，動力總成組件在 2900 ～ 3200Hz 有一個(gè)明顯的結(jié)構(gòu)共振帶。經(jīng)比對發(fā)現(xiàn)，電動機(jī) 24X 電磁諧波與減速箱 23X 齒輪箱嚙合頻率的激勵(lì)信號剛好在 7000 ～ 8300r/min 與該組件的共振帶有相遇。所以，動力總成整機(jī)表現(xiàn)出通過該轉(zhuǎn)速區(qū)間的振動抖動加劇。

　　4、優(yōu)化設(shè)計(jì)的思路與優(yōu)化措施

　　為了解決上述加速過程在 7000 ～ 8300r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間的間歇性振動抖動明顯加劇的情況，本文在不去改變電動機(jī)電磁設(shè)計(jì)的條件下，對變速箱的齒數(shù)做了優(yōu)化設(shè)計(jì)，具體齒輪箱優(yōu)化設(shè)計(jì)的思路與優(yōu)化措施如下。

　　優(yōu)化措施

　　(1)為了避開動力總成組件在 2900 ～ 3200Hz附近的結(jié)構(gòu)件共振帶，調(diào)整齒輪的齒數(shù)及相應(yīng)的嚙合階次。在保證現(xiàn)有速比不變的前提下調(diào)整齒數(shù)：

　?、僭桨庚X輪箱輸入級齒輪組的齒數(shù)是23齒和88齒，減速比為 88/23=3.826 ;

　?、趦?yōu)化后齒輪箱輸入級齒輪組的齒數(shù)是28齒和107齒，減速比為 107/28=3.821，接近 3.82，基本保證速比基本不變。

　　本優(yōu)化措施能達(dá)到以下增益效果：在不改變速比的前提下將輸入齒輪齒數(shù)調(diào)整到 28 齒，能遠(yuǎn)離電動機(jī)的 24X 階主諧波階次及其倍數(shù)階次，避免關(guān)鍵諧波振幅的疊加。

　　(2)在保證現(xiàn)有速比和中心距 不變的前提下，提升齒輪的嚙合重合度同時(shí)減小齒側(cè)間隙，以減小傳遞誤差來降低動力總成傳動機(jī)構(gòu)的振動噪聲幅值：為提升齒輪嚙合重合度，將齒輪模數(shù)由原來的 2.5 改為 2.03，同時(shí)將齒頂高和齒根高系數(shù)由原來的 1.2/1.4 提升到 1.3/1.5，螺旋角由 22°增大到 24°，法向側(cè)隙區(qū)間由原來的 0.135 ～ 0.227mm 改成 0.117 ～ 0.206mm。

　　本優(yōu)化措施能達(dá)到以下增益效果：在保證現(xiàn)有速比和中心距不變的前提下將齒輪嚙合重合度由原來的 3.251 提升到了 4.204，提升 29% ;傳遞誤差差值，由原來的 0.8849μm(–17.1837–(–18.0686))降低到了 0.2109μm(–17.8162–(–18.0271))，降低了 76% ;接觸強(qiáng)度安全系數(shù)由 1.165 提升至 1.252。

　　原方案、優(yōu)化后齒輪嚙合重合度及彎曲和接觸強(qiáng)度安全系數(shù)分別如表 3 和表 4 所示。原方案、優(yōu)化后的傳遞誤差曲線分別圖 6 和圖 7 所示。

　　把電動機(jī)齒數(shù)換為 28 齒進(jìn)行測試，為了保證速比沒有太大變化，嚙合齒數(shù)換成 107 齒，優(yōu)化變速箱的傳動設(shè)計(jì)參數(shù)變速箱參數(shù)如表 5 所示。

　　為了驗(yàn)證上述減速箱優(yōu)化設(shè)計(jì)的效果，把換齒后動力總成在臺架上復(fù)測上訴同條件的加速測試。試驗(yàn)依然選取了 P1、P4、P5 三個(gè)測點(diǎn)的振動信號進(jìn)行對比分析。換齒后的動力總成從 0 ～ 11000r/min 的 P1、P4 及 P5 振動測試點(diǎn)升速過程瀑布圖分別如圖 8、圖 9、圖 10 所示。

　　為了驗(yàn)證減速箱設(shè)計(jì)優(yōu)化后在 7000 ～ 8300r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間的振動抖動情況是否有改善，本文對 7500r/min 時(shí)刻 P1、P4、P5 三個(gè)測點(diǎn)對應(yīng)的 FFT 曲線進(jìn)行優(yōu)化前后對比，分別如圖 11、圖 12、圖 13 所示。

　　各關(guān)鍵諧波階次的振動幅值及振動有效值對比列表如表 6 所示。

　　齒輪優(yōu)化設(shè)計(jì)前后的改善分析結(jié)論

　　(1)從表 6 可以看出，齒輪齒數(shù)從 23X 調(diào)整到 28X 后，不但各個(gè)關(guān)鍵諧波階次的振動幅值有下降，振動的有效總值也有明顯的下降改善;

　　(2)齒輪齒數(shù)的改變，使齒輪嚙合階次遠(yuǎn)離電動機(jī)的電磁諧波 24X 階，減小了加速過程中引發(fā)共振的概率，間接降低了動力總成的振動和噪聲;

　　(3)重合度增大和齒側(cè)間隙減小，使齒輪的傳遞誤差減小一半以上(0.8849μm 降低至 0.2109μm)，傳遞誤差的減小可以直接降低齒輪的嚙合振動和噪聲;

　　(4)經(jīng)過上述優(yōu)化后，齒輪接觸疲勞強(qiáng)度更強(qiáng)(安全系數(shù)由 1.165 提升到 1.252)。

　　5、結(jié)語

　　本文通過某一款電動重卡動力總成產(chǎn)品試驗(yàn)型號在實(shí)驗(yàn)室測試臺架上的 NVH 測試分析及數(shù)據(jù)對比，詳細(xì)研究了動力總成產(chǎn)品在等步長升速 過程間歇性振動抖動對應(yīng)問題點(diǎn)的振動噪聲頻譜特征，提出了避開結(jié)構(gòu)共振帶的齒輪設(shè)計(jì)優(yōu)化方案的改善分析路線，并實(shí)施了變速箱齒輪齒數(shù)與相 關(guān)優(yōu)化控制策略優(yōu)化。動力總成完成齒輪箱換齒后的上臺架復(fù)測結(jié)果表明：該款試驗(yàn)型號動力總成各個(gè)關(guān)鍵諧波階次的振動幅值均有明顯下降，振動有效值也有明顯下降。

　　參考文獻(xiàn)略.