纯电动三合一电驱总成NVH问题的方法
某纯电动三合一电驱动总成在整车节气门全开（wide open throttle, wot）、脉冲序列输出（pulse train output, pot）加速和反拖滑行行驶工况时，在车外和车内近场都出现明显异响、啸叫等噪音，主要发生频率范围大概在20～5 000 hz，很容易被人耳朵识别。控制啸叫nvh问题的途径如图1所示，其中控制啸叫的两个主要途径是控制激励源和传播路径，本文主要是通过控制激励源来优化nvh问题达到目的。
图1 控制啸叫nvh问题途径
1 故障车nvh测试
对下线车进行主观评价：组织相关专家对66#车进行主观评价，主观感受车辆存在明显的变速箱啸叫；车辆在一级齿轮主阶次、二级齿轮主阶次和一#2级反拖主阶次都出现啸叫较严重nvh问题，不可接受。
在66#整车上对变速箱噪音信号进行采集，66#测试数据如图2所示。
图2 wot运动模式加速车内噪声
从图中可知，啸叫现象主要出现在wot全油门加速工况：一级22阶次1 500～3 500 r/min、 4 500～6 000 r/min、7 000～8 000 r/min、9 000～10 000 r/min段，二级齿轮6.16阶次3 000～ 6 000 r/min，出现阶次造成超标、啸叫等nvh问题；测量数据表明一级和二级主阶次对啸叫nvh噪声的贡献较大。
2 电驱动减速器nvh问题原因分析
减速器nvh问题产生的因素很多，nvh—噪音、振动、模态分析[1-2]，识别减速器nvh噪音问题的影响因素进行分解，如图3所示。
减速器nvh问题主要表现为齿轮啸叫问题，通过对激励、路径和响应进行故障问题分析，本文主要从激励源齿轮副啮合噪声特性研究分析[3]，产生齿轮啮合的啸叫可能因子分解，如图4所示。
综上，电驱动减速器nvh问题主要问题有：1）齿轮宏观参数指标优化重新设计；2）齿轮微观修形的优化重新设计。
3 减速器齿轮参数优化设计
3.1 齿轮宏观参数优化设计
通过优化齿轮宏观参数，在保证满足齿轮强度下，通过减小齿轮模数、增加齿数、提高齿顶高系数和增大螺旋角方向，提高端面和轴向重合度，实现减小传递误差。众所周知，齿轮啮合重合度越大，单个齿所受的载荷越小，传动越平稳，传递误差越小，所以通过增加端面重合度、轴向重合度和总重合度来减小传递误差，这是减速器解决nvh噪音问题优化齿轮宏观参数的主要目的，如表1所示。
图3 减速器nvh问题影响因素
图4 减速器啸叫产生的可能因子分解
表1 减速器一、二级齿轮副宏观参数优化前后对比
3.2 微观修形优化设计
目前纯电动汽车扭矩需求越来越大，同时扭矩使用较宽，又因制造和安装误差、轴系的弯曲扭转变形、齿轮的受载弹性变形、热变形、轴承游隙等复杂因素的影响，导致减速器齿轮的齿形偏离理论轮廓，造成严重的载荷集中现象，从而加剧nvh啸叫噪音。另一方面，纯电动车速也越来越高，齿轮传递的功率相应增大，因此，运转中会增加热变形，使得齿轮副的啮合偏离理论轮廓，从而增加传递误差。这时，需要对齿轮进行微观修形，补偿实际啮合与理论啮合之间的偏离，能有效优化减速器的啸叫噪音nvh问题。齿轮修形可分为修缘、鼓形、端面修形和角度修形。受载齿轮在单对齿啮合时，轮齿会因弹性变形而产生基节误差。另外，齿轮还存在制造上的基节误差，啮入啮出存在冲击，严重影响齿轮传动平稳性，为了消除这种啮入啮出冲击干涉，考虑磨齿工艺性和加工成本，常用对齿顶进行修缘。由于齿轮运转系统的变形和其制造、安装上的误差，齿轮啮合时载荷沿齿面接触线的分布是不均匀的。如果齿轮轴不平行或其他原因造成轴两边的弯曲变形不等时，则会发生齿端局部接触现象，出现载荷集中的现象。为避免上述两个现象，减轻啮合冲击，进行齿向端面修形。经修鼓形量的齿轮啮合接触会先发生在靠近齿宽中间部分，然后再过渡到全齿宽上，有利于齿面上的载荷分布均布，并能提高齿轮的疲劳寿命，降低nvh噪音问题。在产品开发初期，考虑nvh开发[4-5]，首先用masta软件建模，把齿轮、轴、差速器壳体进行有限元画网格处理，其次把电驱动单元（electric drive unit, edu）三合一总成壳体进行有限元处理，把壳体有限元整体导入masta模型中，再按照客户或成熟产品常用载荷谱进行微观修形优化设计仿真，如图5所示，对齿顶进行修缘，同时，在齿形、齿向方向上分别进行鼓形量（ca, cβ）及齿形、向角度误差（fhα, fhβ）进行修形，以达到传递误差te降低。te目标值一级齿轮副＜0.25，二级齿轮副＜0.5，齿轮接触斑点中心应位于齿高h*40%和齿宽b*40%形成的矩形区域内为设计目标。
图5 masta建模仿真
3.2.1修形结果
表2 减速器一、二级齿轮副微观参数优化前后对比
观修形优化前后微观参数对比，t1和t2是优化前，t3是优化后结果，如表2所示。
微观修形优化前后te数值对比，t1和t2是优化前、t3是优化后，一、二级齿轮副te值优化前后对比，如图6和图7所示。
接触斑点优化前后对比，优化后的接触斑点更居中，有利于齿轮接触疲劳强度，如图8和图9所示。
图6 一级齿轮副优化前te对比
图7 二级齿轮副优化后te对比
图8 优化前接触斑点
图9 优化后接触斑点
3.3 齿轮轴承强度校核
齿轮、轴承强度校核满足设计要求，齿轮齿面接触疲劳强度安全系数＞1.0，齿轮齿根弯曲疲劳强度安全系数＞1.2，轴承损伤率＜100%，如图10和图11所示。
图10 优化后齿轮强度校核结果
图11 优化后齿轮轴承强度校核结果
4 优化样机测试评价
4.1 edu总成搭载整车
按照新的齿轮宏观、微观参数试制齿轮轴零件，装配edu总成样机，再把edu总成搭载整车。
4.2 整车主观驾评
齿轮宏观参数和微观修形参数优化后方案t3，第一级齿轮（27阶）较原方案（22阶）优化明显，第二级齿轮谐波优化也较明显，反拖工况主要问题的第一级齿轮t3的27阶次噪音也较原（22阶）优化明显。
4.3 整车nvh测试
图12 测试传感器布置位置
在整车nvh测试中，传感器布置如图12所示。
4.4 齿轮宏观参数和微观参数优化前后nvh性能对比
图13 优化前后齿轮啮合阶次线
图14 优化前后车内噪音阶次切片的对比曲线
齿轮优化前后，整车nvh测试结果如图13和图14所示。
4.5 整车nvh测试结论
通过齿轮宏观参数和微观修形参数优化后的方案（深色曲线），第一级齿轮（27阶）较原方案（22阶）大幅优化（减小20 dba），第二级齿轮谐波减小10 dba。反拖工况，主要问题为第一级齿轮27阶次噪音，针对该问题，优化后的方案较原方案大幅优化（减小15 dba）。
5 结语
以整车啸叫nvh问题作为减速器的故障表现形式，通过对故障车nvh测试以及阶次分析，识别出主要噪声阶次。通过以上齿数、模数、齿顶高系数、齿宽等宏观参数优化，特别进行细高齿优化设计，其目的都是提高齿轮的重合度，同时通过masta软件建模仿真修形，对齿顶修缘、齿形、齿向角度修形及鼓形量等微观参数优化设计，实现减小传递误差、增大重合度，经过以上优化验证很好地改善齿轮啮合区域，减小传递误差，此方案对于解决纯电动高速电驱edu总成nvh问题效果较佳，最终得到客户的认可，实现量产，也为纯电动汽车高速edu减速器nvh性能工程化优化提供一种思路。
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2 电驱动减速器nvh问题原因分析
减速器nvh问题产生的因素很多，nvh—噪音、振动、模态分析[1-2]，识别减速器nvh噪音问题的影响因素进行分解，如图3所示。
减速器nvh问题主要表现为齿轮啸叫问题，通过对激励、路径和响应进行故障问题分析，本文主要从激励源齿轮副啮合噪声特性研究分析[3]，产生齿轮啮合的啸叫可能因子分解，如图4所示。
综上，电驱动减速器nvh问题主要问题有：1）齿轮宏观参数指标优化重新设计；2）齿轮微观修形的优化重新设计。
3 减速器齿轮参数优化设计
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通过优化齿轮宏观参数，在保证满足齿轮强度下，通过减小齿轮模数、增加齿数、提高齿顶高系数和增大螺旋角方向，提高端面和轴向重合度，实现减小传递误差。众所周知，齿轮啮合重合度越大，单个齿所受的载荷越小，传动越平稳，传递误差越小，所以通过增加端面重合度、轴向重合度和总重合度来减小传递误差，这是减速器解决nvh噪音问题优化齿轮宏观参数的主要目的，如表1所示。
图3 减速器nvh问题影响因素
图4 减速器啸叫产生的可能因子分解
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图10 优化后齿轮强度校核结果
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4.5 整车nvh测试结论
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5 结语
以整车啸叫nvh问题作为减速器的故障表现形式，通过对故障车nvh测试以及阶次分析，识别出主要噪声阶次。通过以上齿数、模数、齿顶高系数、齿宽等宏观参数优化，特别进行细高齿优化设计，其目的都是提高齿轮的重合度，同时通过masta软件建模仿真修形，对齿顶修缘、齿形、齿向角度修形及鼓形量等微观参数优化设计，实现减小传递误差、增大重合度，经过以上优化验证很好地改善齿轮啮合区域，减小传递误差，此方案对于解决纯电动高速电驱edu总成nvh问题效果较佳，最终得到客户的认可，实现量产，也为纯电动汽车高速edu减速器nvh性能工程化优化提供一种思路。
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