基于輪齒修形的電動(dòng)車齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)研究

方　源， 章　桐,3， 冷　毅， 陳霏霏， 郭　榮

(1.同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心，上海　201804; 2同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上?！?01804; 3.同濟(jì)大學(xué) 中德學(xué)院，上海　201804)

基于輪齒修形的電動(dòng)車齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)研究

方源1,2， 章桐1,2,3， 冷毅1,2， 陳霏霏1,2， 郭榮1,2

(1.同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心，上海201804; 2同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上海201804; 3.同濟(jì)大學(xué) 中德學(xué)院，上海201804)

摘要：齒輪嘯叫是影響電動(dòng)車噪聲品質(zhì)的主要噪聲源之一，以某電動(dòng)車減速器為研究對象，通過振動(dòng)噪聲實(shí)驗(yàn)研究以及主觀評價(jià)實(shí)驗(yàn)分析齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)頻譜特性，確定影響齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)的激勵(lì)源和頻域范圍。以敏感頻帶能量比作為評價(jià)齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)評價(jià)指標(biāo)，對存在嘯叫現(xiàn)象的齒輪副進(jìn)行微觀修形分析，優(yōu)化齒輪的嘯叫噪聲品質(zhì)。結(jié)果表明主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)頻、嚙合頻率及其倍頻對振動(dòng)噪聲影響較大，適當(dāng)?shù)妮嘄X修形可以提高齒輪嘯叫的噪聲品質(zhì)。

關(guān)鍵詞：齒輪嘯叫；敏感頻帶能量比；噪聲品質(zhì)；輪齒修形

國家政策導(dǎo)向，消費(fèi)者環(huán)保意識增強(qiáng)以及整車廠研發(fā)力度的加大使得純電動(dòng)汽車已在汽車市場占據(jù)一席之地，并被認(rèn)為是未來汽車的發(fā)展方向。盡管沒有了發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲，但是高轉(zhuǎn)速、大扭矩的電機(jī)特性使得齒輪嘯叫聲格外突出。而且，沒有了發(fā)動(dòng)機(jī)的掩蔽效應(yīng)，汽車齒輪嘯叫噪聲將愈加明顯。齒輪嘯叫噪聲主要通過中高頻噪聲形式嚴(yán)重影響了汽車乘坐舒適性[1-4]。

齒輪嘯叫是由于在齒輪傳動(dòng)過程中，由于存在齒輪傳動(dòng)誤差、彈性變形等因素，使得齒輪副嚙合時(shí)，偏離了理論嚙合線，從而導(dǎo)致輪齒干涉、沖撞，進(jìn)而產(chǎn)生激振力，引起傳動(dòng)機(jī)構(gòu)及箱體的振動(dòng)而產(chǎn)生的[5-7]。通過對純電動(dòng)車驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行聲振特性實(shí)驗(yàn)，分析振動(dòng)噪聲的貢獻(xiàn)部件和產(chǎn)生原因，發(fā)現(xiàn)減、差速器是產(chǎn)生振動(dòng)噪聲的主要貢獻(xiàn)部件之一[8-9]。

減小齒輪嘯叫，主要通過輪齒的微觀修形，改善齒面的嚙合誤差，從而減小傳遞誤差的幅值和波動(dòng)，從源頭上減小齒輪嘯叫現(xiàn)象的產(chǎn)生[10-14]。葛海龍依據(jù)電驅(qū)動(dòng)變速器齒輪不同于傳統(tǒng)變速器齒輪的噪聲設(shè)計(jì)要求和方法，進(jìn)行了齒輪微觀修形設(shè)計(jì)與優(yōu)化[15]。但是這些針對變速器齒輪嘯叫噪聲的研究均用A聲級作為噪聲評價(jià)指標(biāo)。然而A聲級并未完全考慮噪聲的特點(diǎn)，不能完全反映駕乘人員的主觀感受[16-18]。

本文以某電動(dòng)車減速器為研究對象，通過噪聲實(shí)驗(yàn)和主觀評價(jià)實(shí)驗(yàn)識別影響齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)的激勵(lì)源和頻域范圍，通過噪聲品質(zhì)頻譜特性分析確定以敏感頻帶能量比作為評價(jià)齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)評價(jià)指標(biāo)，并采用齒面微觀修形的方法，對齒輪振動(dòng)及嘯叫噪聲品質(zhì)進(jìn)行優(yōu)化。

1齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生機(jī)理

齒輪嘯叫噪聲是由齒輪嚙合動(dòng)態(tài)激勵(lì)引起的穩(wěn)態(tài)噪聲，是由受載齒輪嚙合過程中的傳遞誤差引起并通過頻率的調(diào)諧產(chǎn)生的一種噪聲[13]。齒輪在嚙合過程中，由于傳遞誤差、彈性變形等原因，將產(chǎn)生與齒輪嚙合頻率有關(guān)的動(dòng)態(tài)力，齒輪嚙合力通過軸、軸承以及箱體的振動(dòng)，從而輻射出噪聲。典型齒輪嚙合故障頻譜，在齒輪嚙合基頻、2次諧頻、3次諧頻等處出現(xiàn)較大的振動(dòng)速度，當(dāng)這些頻率的噪聲過大時(shí)，表現(xiàn)為齒輪嘯叫。

齒輪副嚙合階次振動(dòng)產(chǎn)生嘯叫的傳遞路徑，如圖1所示。主要包括空氣傳遞和結(jié)構(gòu)傳遞。空氣傳遞路徑是指從齒輪副間直接向變速器殼體外輻射的噪聲。結(jié)構(gòu)傳遞路徑是指齒輪副階次振動(dòng)通過齒輪輪副、齒輪軸、軸承和軸承座傳遞到齒輪箱體上的結(jié)構(gòu)振動(dòng)，進(jìn)而形成的箱體體表面振動(dòng)形成的空氣輻射。一般認(rèn)為，空氣路徑傳遞的噪聲成分較少，為自鳴噪聲；結(jié)構(gòu)傳遞路徑傳遞的噪聲占主要部分，為加速度噪聲。

圖1　齒輪噪聲傳遞路徑Fig.1 Transfer path of gear whine

齒輪嘯叫頻率范圍分布在500～5 000 Hz，隨著輸入轉(zhuǎn)速升高而成正比升高，呈現(xiàn)出窄帶階次激勵(lì)，通常還具有諧波的成分，大多以第一階諧次和第二階諧次為主。其高頻特性會讓人感到煩躁而難以接受，尤其對于缺少發(fā)動(dòng)機(jī)掩蔽效應(yīng)的電動(dòng)車來說，齒輪嘯叫將嚴(yán)重影響汽車的聲品質(zhì)。

2齒輪嘯叫噪聲實(shí)驗(yàn)

2.1噪聲樣本采集

在半消聲室實(shí)驗(yàn)室內(nèi)，采用頻域分析，階次分析等方法對某電動(dòng)車減速器進(jìn)行噪聲實(shí)驗(yàn)研究。傳聲器布置軸承座附近(見圖2)，以更好的測量由齒輪嚙合產(chǎn)生的噪聲。在副駕駛處布置聲學(xué)人工頭對齒輪嘯叫噪聲進(jìn)行采集以進(jìn)行噪聲品質(zhì)的主觀評價(jià)實(shí)驗(yàn)。工況包括從0 km/h開始，每隔10 km/h直到80 km/h的穩(wěn)態(tài)工況和0～80 km/h瞬態(tài)加速工況。

圖2　傳感器布局Fig.2 Layout of sensors

2.2主觀評價(jià)

聲壓級無法直接反映人耳的聽覺感受，而齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)頻譜特性的研究將為電動(dòng)車減速器的設(shè)計(jì)提供依據(jù)。實(shí)驗(yàn)采用等級評分法，選取煩惱度作為評價(jià)指標(biāo)，以反映評價(jià)主體對齒輪嘯叫噪聲的焦慮煩躁程度。選取21名評價(jià)者進(jìn)行主觀實(shí)驗(yàn)，其中男性15名，女性6名，均為車輛專業(yè)的研究生。實(shí)驗(yàn)前，專門對評價(jià)者做了聲品質(zhì)基礎(chǔ)知識和實(shí)驗(yàn)內(nèi)容的培訓(xùn)，確保實(shí)驗(yàn)的正確性和可信度。評價(jià)者通過高保真耳機(jī)的噪聲回放對實(shí)驗(yàn)采集的聲音進(jìn)行煩惱度打分(見圖3)，分值為1～10分，從悅耳到極度煩惱。詳細(xì)的主觀評價(jià)及客觀分析見表1[21]。

表1　能量比與主觀評價(jià)值

圖3　聲音回放設(shè)備Fig.3 Playback equipment

2.3齒輪嘯叫噪聲階次分析

階次跟蹤是用于分析旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)部件故障的重要方法，用等角度間隔采樣將非平穩(wěn)信號轉(zhuǎn)化為不受其影響的平穩(wěn)信號，結(jié)合傳統(tǒng)頻譜分析對系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)和噪聲信號的分析。研究旋轉(zhuǎn)部件時(shí)，定義參考軸轉(zhuǎn)頻為基頻(1階)，其它軸或部件頻率為參考軸頻率的倍數(shù)，稱為階次。階次與頻率、參考軸轉(zhuǎn)速間轉(zhuǎn)化公式分別為:

O= 60f/n

(1)

式中:f為頻率， Hz；n為參考軸轉(zhuǎn)速，r /min。

表2　齒輪參數(shù)

圖4為電動(dòng)車減速器近場噪聲階次圖，可以看出減速器表面存在明顯的階次噪聲。其中，21、29、58階次為輸入轉(zhuǎn)速頻率的倍數(shù)，分別對應(yīng)輸出級的嚙合頻率和輸入級的嚙合頻率及其2倍頻。

圖4　減速器噪聲Fig.4 Reducer noise

2.4噪聲品質(zhì)頻譜特性分析

1/3倍頻程譜是基于人的聽覺相對聲音的大小和頻率具有對數(shù)關(guān)系的原則，對可聽音的頻率范圍進(jìn)行劃分的一種分析方法[20]。結(jié)合1/3倍頻程分析和人耳特有的掩蔽效應(yīng)建立人類的聽覺系統(tǒng)，將聲信號經(jīng)過聽覺系統(tǒng)模型處理后得到每個(gè)頻帶上的能量與總聲能的比值[21]。將此比值作為自變量，主觀評價(jià)指標(biāo)結(jié)果作為因變量，使用SPSS軟件計(jì)算二者之間的相關(guān)因數(shù)，分析齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)頻譜特性(見圖5)，以確定人耳對齒輪嘯叫噪聲敏感頻帶。

圖5　相關(guān)分析Fig.5 Correlation analysis

從圖5可以看出，評價(jià)主體對齒輪嘯叫的主觀感受隨頻域的變化而變化，在頻帶1～4內(nèi)，頻帶噪聲能量與主觀感受的相關(guān)性不高，說明此頻段的噪聲對主觀感受的影響不大；在頻帶5～7內(nèi)，噪聲能量與評價(jià)主體的主觀感受有較強(qiáng)的負(fù)相關(guān)，即60 Hz～100 Hz頻域內(nèi)的噪聲能量越高，則噪聲品質(zhì)越高，反映出評價(jià)主體能夠較好的適應(yīng)此頻域內(nèi)的齒輪噪聲。而頻帶19～23內(nèi)，噪聲能量與主觀感受有很強(qiáng)的正相關(guān)，即1 500 Hz～4 000 Hz頻域內(nèi)的聲能量比越高，則噪聲品質(zhì)越差，說明評價(jià)主體對此頻域內(nèi)的噪聲有明顯的煩躁感，是齒輪嘯叫研究中應(yīng)著重關(guān)注的頻域范圍。

考慮電動(dòng)車噪聲品質(zhì)頻譜特性，建立敏感頻帶能量比作為齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)的客觀評價(jià)參數(shù)，其計(jì)算如下所示[21]：

(2)

式中：fi:1/3倍頻程中心頻率，其中，i=1,2,…,30為頻帶編號，Ekm為敏感頻率帶上的能量，此處選取19～23頻帶能量作為敏感頻率帶，Ei為頻帶能量。

3齒輪微觀修形

3.1修形模型

齒面微觀修形是通過去除齒面上部分材料，減小由于系統(tǒng)和輪齒變形而引起的齒輪錯(cuò)位，盡可能地使齒輪在發(fā)生接觸受載變形后，齒面壓力分布均勻，減輕齒面的偏載現(xiàn)象。齒面微觀修形包括齒廓、齒向以及兩者的綜合考慮[13]。

利用Romax Designer軟件采用參數(shù)化建模方法，建立齒輪傳動(dòng)系微觀修形模型，如圖6所示。齒輪傳動(dòng)系是由二級齒輪和差速器組成的。動(dòng)力經(jīng)輸入級小齒輪傳到中間級大齒輪上，大齒輪帶動(dòng)中間軸和小齒輪一起轉(zhuǎn)動(dòng)，小齒輪將動(dòng)力傳遞給輸入級齒圈，齒圈帶動(dòng)差速器轉(zhuǎn)動(dòng)。

圖6　齒輪傳動(dòng)系模型Fig.6 Gear transmission model

3.2齒面修形參數(shù)確定

通過前文的研究發(fā)現(xiàn)，由輸入級齒輪引起的嘯叫噪聲比較突出，所以在保證齒輪強(qiáng)度水平不發(fā)生明顯變化的前提下，對輸入級主動(dòng)齒輪進(jìn)行全面的齒面微觀修形，優(yōu)化其傳遞誤差，以減小內(nèi)部動(dòng)態(tài)激勵(lì)，從優(yōu)化齒輪嘯叫噪聲。

借助Romax仿真軟件，采用遺傳算法對齒輪傳動(dòng)系輸入級主動(dòng)齒輪進(jìn)行微觀優(yōu)化，進(jìn)行齒輪修形對齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的影響。優(yōu)化同時(shí)考慮齒形傾斜量、齒形鼓形量、齒向傾斜量和齒向鼓形量參數(shù)，選擇傳遞誤差、齒面峰值載荷、齒頂載荷比和齒根載荷比作為修形效果的評價(jià)指標(biāo)進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化。表3為優(yōu)化后的齒面微觀參數(shù)，包含了齒廓修形和齒向修形的鼓形和傾斜量。

表3　齒面修形參數(shù)

圖7　修形前后傳遞誤差幅值Fig.7 Transmission error before and after modification

對傳遞誤差進(jìn)行對比，如圖7所示，修形之后的齒輪傳遞誤差波動(dòng)幅值明顯減小，齒輪傳遞誤差波動(dòng)幅值由的0.4 μm降低到0.1 μm?？梢姡X輪的微觀修形對于減小傳遞誤差的波動(dòng)值效果明顯，而傳遞誤差波動(dòng)幅值的減小有利于改善整個(gè)齒輪系統(tǒng)的振動(dòng)特性。

3.3動(dòng)態(tài)載荷對比分析

為進(jìn)一步驗(yàn)證優(yōu)化修行方案的實(shí)際效果，對比為修形前后減速器輸出級處軸承的動(dòng)態(tài)載荷(圖8所示)，可以看出該軸承處振動(dòng)階次主要體現(xiàn)在10.5階、29階和58階，其中，10.5階次與被動(dòng)級主動(dòng)齒輪有關(guān)，29階對應(yīng)輸入級主動(dòng)齒輪有關(guān)，58階次則為29階次的2倍頻。進(jìn)行輪齒修形后，與輸入級主動(dòng)齒輪相關(guān)的軸承動(dòng)載荷得到了明顯的減小，第29階次動(dòng)載荷衰減最為明顯，動(dòng)載荷的最大峰值由88.62 N減小到66.14 N。

圖8　軸承振動(dòng)階次瀑布圖Fig.8 Vibration waterfall chart after modification

4噪聲品質(zhì)對比分析

通過優(yōu)化齒面的微觀修形，改善嚙合剛度的波動(dòng)，減小了靜傳遞誤差，即減小了齒輪嚙合過程中的激勵(lì)，從而有利于降低了變速器的嘯叫噪聲[13]。圖9為減速器聲學(xué)邊界元模型，將修形前后軸承座處動(dòng)態(tài)激勵(lì)分別施加到有限元模型中，計(jì)算箱體振動(dòng)響應(yīng)，并以此作為邊界條件映射到邊界元模型上，作為邊界條件進(jìn)行聲學(xué)計(jì)算。仿真工況為電機(jī)轉(zhuǎn)速3 000 r/min，扭矩為12 N·m。

圖9　聲學(xué)邊界元模型Fig.9 Acoustic boundary element model

圖10為齒輪修形前后減速器近場噪聲聲壓級曲線，可以看出修形前總聲壓級均方根值為37.6 dB，修形后降低到了34.1 dB，通過齒面微觀修形使得聲壓級降低了3.5 dB。結(jié)合齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)頻譜特性(見圖5)，可以看出，在0～1 000 Hz內(nèi)，稍有增加，在2 kHz～10 kHz內(nèi)，則明顯減小。因此，通過輪齒微觀修形，齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)有所提高。

圖10　修形前后聲壓級Fig.10 Sound pressure level before/after modification

進(jìn)一步通過式(1)分別計(jì)算修形前后齒輪噪聲的敏感頻帶能量比，如表4所示，輪齒修形后，齒輪嘯叫噪聲的敏感頻帶能量比由34.3%減小到29.5%，說明通過齒面微觀修形，齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)得到改善。

表4　敏感,頻帶能量比

5結(jié)論

(1) 實(shí)驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)車外噪聲譜圖中存在明顯的齒輪階次噪聲，其中，29階次和58階次分別對應(yīng)主動(dòng)級齒輪的嚙合頻率以及2倍頻；10.5階次和21階次對應(yīng)的是被動(dòng)級齒輪的嚙合頻率及其2倍頻。

(2) 通過齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)頻譜特性發(fā)現(xiàn)，60 Hz～100 Hz頻域內(nèi)，噪聲能量比與主觀分值有較強(qiáng)的負(fù)相關(guān)，說明噪聲能量比越高，則噪聲品質(zhì)越高；1 500 Hz～4 000 Hz頻域內(nèi)，噪聲能量比有很強(qiáng)的正相關(guān)，說明噪聲能量比越高，則噪聲品質(zhì)越差。

(3) 齒面微觀修形后，齒輪嘯叫噪聲聲壓級降低了3.5 dB。從整個(gè)頻域范圍看，在0～1 000 Hz內(nèi)，稍有增加，在2 kHz～10 kHz內(nèi)，則明顯減小，結(jié)合齒輪嘯叫噪聲品質(zhì)頻域特性，并計(jì)算齒輪嘯叫噪聲的敏感頻帶能量比可以看出，通過齒面微觀修形提高了噪聲品質(zhì)，后續(xù)工作需進(jìn)一步通過實(shí)驗(yàn)研究加以驗(yàn)證。

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Sound quality of electric vehicles’ gear whine noise based on gear teeth modification

FANG Yuan1,2, ZHANG Tong1,2,3, LENG Yi1,2, CHEN Fei-fei1,2, GUO Rong1,2

(1. New Clean Energy Automotive Engineering Center, Tongji University, Shanghai 201804, China; 2. School of Automotive Studies, Tongji University, Shanghai 201804, China; 3.Sino-German College of Applied Sciences, Tongji University, Shanghai 201804, China)

Abstract:Gear whine causes drivers’ annoyance and perceptions in cars, especially, in electric vehicles. Here, tests were done to analyze the acoustic performance of a reducer of an electric vehicle to identify the source of gear whine noise. The frequency spectrum characteristics of gear whine was studied with a correlation analysis between objective data and subjective rating. The sensitive frequency band energy ratio was defined as an evaluation index. In order to improve the sound quality of gear whine, a multi-parameter optimization with multi-objective was performed based on genetic algorithm to obtain the optimal modification scheme. Then a co-simulation analysis based on finite element modeling (FEM) and boundary element method (BEM) for the acoustic radiation analysis of the reducer was presented to predict noise improvement after gear teeth modification. Based on the frequency spectrum characteristics analyzed before, the sound quality of gear whine was improved effectively with gear teeth modification.

Key words:gear whine; sensitive frequency band energy ratio; sound quality; gear teeth modification

基金項(xiàng)目：國家863計(jì)劃項(xiàng)目(2011AA11A265)；國家自然科學(xué)基金(51205290)；中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金項(xiàng)目(1700219118)

收稿日期：2015-04-17修改稿收到日期：2015-11-16

通信作者章桐 男，教授，1960年8月生

中圖分類號:U463.2

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.09.019

第一作者 方源 男，博士，1989年1月生

E-mail：tzhang@fcv-sh.com