基于齒輪修形的混合動力變速箱齒輪嘯叫研究

葛 敏， 郭 晗， 于海生， 吳 江， 郭淮偉

(1. 科力遠混合動力技術(shù)有限公司， 上海 200240； 2. 上海交通大學 機械與動力工程學院， 上海 200240；3. 南通大學 機械工程學院， 江蘇 南通 226019)

為應對能源危機、環(huán)境污染等問題，各國汽車制造商都明確了以節(jié)能與新能源汽車為未來的發(fā)展方向。就目前而言，純電動汽車存在諸多局限，如續(xù)航里程、充電時間、充電便利性等。而混合動力汽車則無上述問題，依靠優(yōu)化發(fā)動機工作點、制動能量回收等技術(shù)，可取得良好的油耗表現(xiàn)及較少的排放[1-4]。在電池技術(shù)未取得重大突破之前，混合動力汽車成為現(xiàn)今優(yōu)勢明顯的一種技術(shù)路徑。

復合行星排(拉維娜結(jié)構(gòu))由于結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力強等優(yōu)點，廣泛應用于混合動力變速箱作為功率分流裝置來耦合電機與內(nèi)燃機動力[5]。但由于復合行星排結(jié)構(gòu)復雜，嚙合齒輪對數(shù)更多，電機相較于內(nèi)燃機其輸入轉(zhuǎn)速更高，隨之而來的是更復雜與嚴重的振動噪聲問題。齒輪嘯叫作為一種常見的齒輪噪聲在混合動力汽車格外突出，尤其是在純電動工況下，沒有了內(nèi)燃機噪聲的掩護效應，嘯叫噪聲將更加明顯，中高頻噪聲嚴重影響了汽車乘坐的舒適性[6-8]。

針對某混合動力變速箱齒輪嘯叫噪聲問題，通過整車測試數(shù)據(jù)分析及主觀評價，識別了對齒輪嘯叫噪聲貢獻最大的階次，得到了優(yōu)化噪聲目標值；對目標齒輪進行微觀修形，從而使齒輪嘯叫聲壓降至目標值。采用試驗與仿真相結(jié)合方法，優(yōu)化齒輪振動及嘯叫噪聲品質(zhì)，以期為新能源汽車變速箱的振動噪聲研究提供參考。

1 混合動力變速箱結(jié)構(gòu)描述

本文研究的深度混合動力變速箱結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示，主要由小電機MG1(Motor/Generator)、大電機MG2和復合行星排結(jié)構(gòu)組成。其中復合行星排結(jié)構(gòu)如圖2所示。圖中，S1為前排輪系小太陽輪；P1為前排輪系大行星輪；P2為后排輪系小行星輪；S2為后排輪系大太陽輪；C1為前后排輪系共用行星架；R1為前后排輪系共用齒圈?？梢娫搹秃闲行桥胖校慕M齒輪嚙合分別是：小太陽輪與大行星輪、大行星輪與齒圈、大太陽輪與小行星輪、小行星輪與大行星輪。每組齒輪嚙合有3對，共12對齒輪嚙合，齒輪參數(shù)見表1。

發(fā)動機動力由行星架輸入，小電機軸連接小太陽輪，大電機軸連接大太陽輪，三者動力經(jīng)行星排復合后通過齒圈傳遞至輸出端。

該變速箱可用于混合動力汽車HEV(Hybrid Electric Vehicle)和插電式混合動力汽車PHEV(Plug-in Hybrid Electric Vehicle)，本文研究試驗基于搭載該變速箱的PHEV。

圖1 混合動力變速箱Fig.1 Hybrid transmission

圖2 復合行星排結(jié)構(gòu)Fig.2 Compound planetary gear sets

表1 齒輪參數(shù)Tab.1 Gear parameters

2 齒輪嘯叫及階次分析

齒輪嘯叫噪聲是由齒輪嚙合動態(tài)激勵引起的穩(wěn)態(tài)噪聲，是由受載齒輪嚙合過程中的傳遞誤差TE(Transmission Error)引起并通過頻率的調(diào)諧產(chǎn)生的一種噪聲[9-10]。傳遞誤差是引起齒輪嘯叫噪聲的根本原因。齒輪在嚙合傳動過程中，由于齒輪加工誤差、裝配誤差、箱體及支撐件(軸、軸承)彈性變形等原因，使得實際嚙合與理論嚙合產(chǎn)生偏差，從而產(chǎn)生激勵力引起振動。振動通過支撐件以及箱體傳遞，從而輻射出噪聲?？諝饧敖Y(jié)構(gòu)傳遞為嘯叫主要的傳遞路徑，其頻率范圍一般分布在700～4 000 Hz，高頻嘯叫噪聲會讓人感到煩躁而難以接受，嚴重影響汽車的行駛品質(zhì)，純電動工況下尤為明顯。

階次分析是用于分析旋轉(zhuǎn)運動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)進行振動和噪聲信號的分析[11-12]。研究齒輪傳動時，嚙合階次的計算公式為

(1)

式中:Z為主動輪齒數(shù)；n2為主動輪轉(zhuǎn)速，r/min；n1為參考軸轉(zhuǎn)速，r/min。

上述混合動力變速箱其大太陽輪S2齒數(shù)=38，若以大電機MG2轉(zhuǎn)速作為參考轉(zhuǎn)速，根據(jù)相互嚙合的齒輪其嚙合階次相同，則可知整個復合行星排階次為38階。

3 齒輪嘯叫噪聲識別

3.1 整車試驗數(shù)據(jù)采集

搭載該變速箱的PHEV在行駛時有四種工作模式，如表2所示。Sport工況相較于Normal工況，傳動系統(tǒng)在短時間內(nèi)承受的扭矩更大，情況更惡劣；另外在HEV模式下，由于內(nèi)燃機噪聲的掩護效應，傳遞到車上乘客的齒輪嘯叫噪聲并不明顯，因而本次研究主要考察在EV-Sport模式下0～90 km/h全油門加速工況下的齒輪嘯叫噪聲。

表2 PHEV工作模式Tab.2 Work mode of PHEV

試驗在縱坡不大于1%的干燥瀝青路面進行，路面等級按照GB/T 7031—2005規(guī)定的A級路面，風速要求小于5 m/s。測試時，關(guān)閉車窗、天窗、車門和空調(diào)等電器件。在試驗車上布置聲壓計和三向加速度傳感器各一個，命名及位置如表3所示，其中垂直于地面為Y方向。在車上布置位置如圖3所示。

3.2 試驗數(shù)據(jù)分析

測試得到的變速箱箱體頂部Y方向振動加速度瀑布圖如圖4(a)所示。由圖可知，在齒輪嚙合各階次中，復合行星排38階表現(xiàn)最為明顯；圖4(b)為38階振動加速度階次切片圖，可見在車速50～70 km/h，振動加速度變化劇烈，且有兩個峰值，分別是14.18 m/s2和30.5 m/s2。

表3 傳感器命名Tab.3 Nomenclature for senor

圖3 傳感器位置Fig.3 Senor positions

(a) 振動加速度瀑布圖

(b) 38階振動加速度階次切片圖圖4 振動加速度瀑布圖Fig.4 Vibration acceleration waterfall and 38 oder cuts

圖5為測試得到的駕駛艙內(nèi)駕駛員左耳處聲壓計采集到的噪聲信號瀑布圖以及38階對應的階次切片圖，噪聲聲壓級信號采用A計權(quán)處理。由圖5(a)可知，傳遞到駕駛艙的齒輪嘯叫聲，復合行星排38階噪聲也是主要的貢獻成分。

由于聲壓級噪聲值無法完全直接反映人耳的聽覺感受，因而在測試中，車上的四位NVH工程師分別模擬駕駛者、副駕駛乘客，后排兩位乘客對汽車0～90 km/h全油門加速過程中的齒輪嘯叫聲進行主觀評價，采用打分及給出個人評論。結(jié)果表明，35 dB是基本上能否接受的臨界值，齒輪嘯叫聲壓超過35 dB，則會容易被人察覺，讓人煩躁焦慮。由圖5(b)可知，在車速為50～70 km/h內(nèi)，此時頻率約為2 650～3 700 Hz,齒輪嘯叫聲壓基本都在35 dB以上，最大的聲壓接近40 dB，該段持續(xù)的嘯叫噪聲，大大降低了汽車的行駛品質(zhì)。

(b) 38階聲壓階次切片圖圖5 聲壓瀑布圖及38階切片圖Fig.5 Noise waterfall and 38 oder cuts

3.3 混合動力傳動系統(tǒng)仿真建模

傳統(tǒng)的變速箱傳動系統(tǒng)在建立仿真模型時，將齒輪與軸承視為剛體，邊界條件設為剛度無限大，并未將箱體、行星架、齒輪輪轂、軸承等零部件在工作條件下受力發(fā)生的彈性變形考慮進去，顯然不能真實準確地反映變速箱的實際工作狀態(tài)。

本文使用MASTA軟件建立節(jié)點有限元模型，將箱體、差速器殼體、異形軸等柔性件通過網(wǎng)格劃分生成有限元模型導入到MASTA中，經(jīng)計算生成質(zhì)量與節(jié)點的剛度矩陣，從而引入整個系統(tǒng)的剛度影響，更加符合實際情況?；旌蟿恿ψ兯傧銶ASTA節(jié)點有限元模型見圖6。

圖6 混合動力變速箱模型Fig.6 The hybrid transmission model

3.4 行星輪系傳遞誤差分析

復合行星排中，有四組齒輪嚙合分別是：小太陽輪與大行星輪、大行星輪與齒圈、大太陽輪與小行星輪、小行星輪與大行星輪。通過仿真，得到在EV-Sport模式下0～90 km/h全油門加速工況下四組齒輪嚙合的傳遞誤差，發(fā)現(xiàn)在9.2 s時平均傳遞誤差最大，如圖7所示。

圖7 傳遞誤差Fig.7 Transmission error

由圖7可知，小行星輪與大行星輪這組齒輪嚙合的傳遞誤差最大，達到1.276 μm，直接導致行星排整體傳遞誤差增大，從而引起行星排38階較大的嘯叫噪聲。這是由于傳動過程中，大行星輪同時與另外三組齒輪嚙合，復雜的受力導致齒輪產(chǎn)生錯位，偏離了理想嚙合位置。

圖8(a)為仿真得到的9.2 s時大行星輪左齒面的接觸斑點圖。顯然，大行星輪左齒面偏載嚴重，造成應力集中，最大應力高達1 710 MPa，不僅導致TE增大，而且還會影響齒輪壽命，導致齒輪失效。圖8(b)為通過變速箱齒輪接觸斑點試驗得到的接觸斑點圖，總體上能與仿真相對應，驗證了模型的準確性，從而說明了后續(xù)基于MASTA齒輪修形的可行性。

經(jīng)上述分析，小行星輪與大行星輪這組齒輪的傳遞誤差最大，接觸斑點表現(xiàn)差，因而需要對這組齒輪進行微觀修形優(yōu)化，以降低傳遞誤差和改善偏載，從而降低齒輪嘯叫噪聲。

4 基于MASTA的齒輪微觀修形

變速箱是一個柔性系統(tǒng)，在動力傳遞的過程中，齒輪會不可避免地發(fā)生彈性變形，從而引起齒廓與齒向的畸變，產(chǎn)生偏載、沖擊振動。齒輪微觀修形是適量地修除齒面上的部分材料, 以減少由齒輪受載變形和制造誤差引起的嚙合沖擊，改善了齒面的潤滑狀態(tài)，得到更為均勻的載荷分布，從而達到減小系統(tǒng)傳遞誤差,降低變速箱的齒輪嘯叫噪聲的目的[13-14]。

(a) 仿真接觸斑點圖

(b) 試驗接觸斑點圖圖8 接觸斑點圖Fig.8 Contact pattern

齒輪微觀修形的參數(shù)設定現(xiàn)階段主要是依靠經(jīng)驗，加工出修形齒輪，再進行接觸斑點試驗，得到齒輪在不同工況下的齒面接觸斑點，然后根據(jù)得到的接觸斑點修正設計參數(shù)，重新制造和試驗。但該方法須經(jīng)多輪試驗和設計修改來確定最終的修形參數(shù)，成本高且周期長。而通過MASTA軟件等專業(yè)軟件可以有效地模擬上述試驗過程，能夠節(jié)省成本并縮短開發(fā)周期[15]。

4.1 齒廓與齒向初始修形參數(shù)

齒廓與齒向修形是齒輪修形最主要的兩種方式，齒廓修形主要是降低嚙合沖擊減少噪音，而齒向修形為降低齒面載荷分布系數(shù)，減少偏載提高承載能力。

初始修形量一般通過計算得出，齒廓彈性變形量的計算公式為

(2)

式中:ωt為單位齒寬載荷，N/mm；ωt=Ft/b；Ft為齒輪分度圓上切向力，N；b為齒輪有效寬度，mm；Cr為齒輪嚙合剛度，N/mm·μm。

齒向修形初始參數(shù)主要通過計算齒輪嚙合的錯位量得出。通過MASTA軟件的齒面受載接觸分析可以得到目標齒輪在特定工況下的錯位量。通過對齒輪進行齒向修形，盡量使其載荷分布于齒面的中部區(qū)域，在滿載情況下，受載面積達到整個齒面的80%以上較為理想。

4.2 修形后仿真結(jié)果分析

根據(jù)計算結(jié)果確定小行星輪與大行星輪齒廓和齒向的初始修形參數(shù)，通過對比仿真結(jié)果對修形參數(shù)的進行不斷調(diào)整優(yōu)化，以傳遞誤差、接觸斑點及降低最大齒面接觸及齒根彎曲的應力作為評價標準，得到該組齒輪綜合最優(yōu)的修形量及組合方式如表4所示。

表4 齒輪修形參數(shù)Tab.4 Gear modification parameters

圖9為修形前后復合行星排齒輪嚙合傳遞誤差對比，可以看出修形后大太陽輪與小行星輪、小行星輪與大行星輪的傳遞誤差均有大幅度下降，其中小行星輪與大行星輪的傳遞誤差由1.276 μm下降至0.085 μm。

圖9 修形后傳遞誤差對比Fig.9 Transmission error before and after planetary gear micro modification

圖10為修形后大行星輪齒面接觸斑點，與修形前相比，受載分布均勻且基本位于齒面中心區(qū)域，最大應力由1 710 MPa降至879 MPa；齒面偏載情況得到明顯改善。

圖10 修形后接觸斑點Fig.10 Contact pattern after modification

5 修形后混合動力變速箱樣機驗證

為進一步驗證修形優(yōu)化后的效果，根據(jù)上述齒輪修形參數(shù)，制造出優(yōu)化后的混合動力變速箱，并搭載整車進行試驗，對修形后的齒輪振動與嘯叫噪聲進行數(shù)據(jù)采集及對比分析。

試驗環(huán)境和試驗工況與之前保持一致，且優(yōu)化后的變速箱還是搭載在之前測試的整車上進行試驗，將干擾變量減至最小。

測試得到的修形后變速箱箱體頂部Y方向振動加速度瀑布圖及38階振動階次切片圖如圖11所示。由圖11(b)可知，38階振動加速度幅值較修形前已有大幅度下降，在車速50～70 km/h區(qū)間，振動加速度變化平緩，兩個峰值分別降至5.52 m/s2和5.78 m/s2。

(a) 修形后振動加速度瀑布圖

(b) 修形后38階振動加速度階次切片圖圖11 修形后振動加速度瀑布圖Fig.11 Vibration acceleration waterfall after modification and 38 oder cuts

圖12為修形后測試得到的駕駛艙內(nèi)駕駛員左耳處聲壓計采集到的噪聲信號瀑布圖以及38階對應的階次切片圖，由圖12(a)可知，傳遞到駕駛艙的齒輪嘯叫聲，38階噪聲雖仍是主要的貢獻者，但相較之前已明顯弱化。從圖12(b)得知，38階齒輪嘯叫噪聲均有下降，尤其是在車速50～70 km/h，優(yōu)化前均大于35 dB，優(yōu)化后已經(jīng)能夠滿足35 dB的目標值，且在該區(qū)間內(nèi)最大階次噪聲由39.16 dB降至33.32 dB，下降5.84 dB，降幅達15%，同一時刻下降至24.48 dB；且在0～90 km/h加速過程中，車內(nèi)整體最大噪聲由69.98 dB降至64.65 dB，下降5.33 dB，降幅為7.6%。

6 結(jié) 論

(1) 整車客觀評價發(fā)現(xiàn)搭載功率分流的混合動力變速箱PHEV在EV-sport模式0～90 km/h加速過程中存在明顯的齒輪嘯叫，通過整車NVH數(shù)據(jù)采集并進行數(shù)據(jù)處理表明復合行星排38階齒輪嘯叫聲是其最主要的貢獻成份。并通過NVH主觀打分評價，得出降噪目標值35 dB。

(a) 修形后駕駛員左耳處聲壓瀑布圖

(b) 38階聲壓階次切片圖圖12 修形后聲壓瀑布圖及38階切片圖Fig.12 Noise waterfall and 38 oder cuts after modification

(2) 通過MASTA軟件建立節(jié)點有限元模型，仿真得到了復合行星排中四組齒輪的傳遞誤差，識別出小行星輪與大行星輪嚙合情況最為惡劣，將二者作為修形目標齒輪，并通過接觸斑點試驗與仿真對比的一致性，驗證了模型的有效性。

(3) 對小行星輪與大行星輪進行齒輪優(yōu)化修形，并制造出樣機進行驗證。結(jié)果表明，在車速50～70 km/h內(nèi)，最大階次噪聲由39.16 dB降至33.32 dB，下降5.84 dB，降幅達15%，同一時刻下降至24.48 dB；總體基本滿足35 dB的優(yōu)化目標值，且在0～90 km/h加速過程中，車內(nèi)整體最大噪聲由69.98 dB降至64.65 dB，下降5.33 dB，降幅為7.6%。