引   言

减速器是新能源汽车动力总成系统的重要组成部分,其结构的NVH特性直接关系到整车的舒适性。

由于没有传统发动机的噪声及振动的掩蔽效果,汽车上很小的噪声、振动都能被消费者察觉并抱怨,以前燃油车不会抱怨的问题,在电动车上也变成了抱怨的对象。

纯电动汽车减速器具有高转速、高效率、大速比、体积紧凑等特点,这为产品设计开发带来挑战。

在当前纯电动车越来越多的情况下,如何解决减速器振动、啸叫是未来技术研究 的发展方向与亟待解决的问题。

为确保整车动力总成良好的动力学特性,为减速器开发提供理论指导,本文以某款减速器总成CAE仿真与台架测试对标为研究对象,目的是寻求合理、可靠的NVH性能评估方案。

减速器齿轮啸叫机理

啸叫是一种单一的、随转速上升而增大的、类似口哨的声音。

其产生原因是齿轮在设计、制造、装配以及在受载过程中的变形,导致其在啮合过程中与理想啮合先发生偏离引起振动,并随着转速、扭矩的变化呈现出不同的特性,通过结构路径最终以 噪声形式传播到空气中,如图1所示。

图1 减速器产生噪声原理图

因此,减速器总成啸叫的本质是系统振动问题,符合一般线性动力学,对此类问题的解决,可以利用数学工具从理论上建立振动微方程将实际的系统文件转化成离散的、理想化的力学模型

其中:m为系统质量,单位:kg;c为系统阻尼,单位: N·s/m;k为系统刚度,单位:N/m;F(t)为激励,单位:N。

振动系统包含齿轮箱壳体、齿轴、差速器、轴承等,激励则为齿轮传递误差(TE)。

减速器总成NVH仿真

基于模态试验的仿真参数标定：由上述动力学方程可见,系统质量(材料密度)、刚度分布(材料杨氏模量)作为仿真输入直接影响仿真精度。

而在后期系统仿真结果分析时,很难评估或量化这些因素对仿真的影响,因此,需要在系统建模分析之前进行参数标定。本文采用锤击模态测试方法对仿真材料参数进行标定。

(1)对试验对象进行称重,确保产品与仿真模型质量偏差控制在合理范围;

(2)自由模态试验时,零部件通过刚度较小的橡皮筋悬挂,或者通过空气弹簧将产品支撑起来。

因橡皮筋的刚度数量级和产品的刚度数量级相差甚大,其刚度可以忽略不计,目的是使零件模态试验 处于无边界约束的自由状态;

图2 壳体自由模态试验测点分布

图3 壳盖自由模态试验测点分布

(3)如图2和图3,减速器壳体共布置41个加速度传感器,每次6个传感器,分7次完成测试,壳盖共布置30个加速度传感器,每次6个传感器,分5次完成测试。传感器的布置应尽量避开节点位置;

(4)选取壳体刚度较大的位置,采用力锤分别沿X、Y、Z三个方向激励,但试验力锤敲击的位置不变。通过多次敲击、挪动传感器的位置来获取各点对应方向上位移响应及固有频率。

表1 测试、仿真模型质量对比

表2 壳体壳盖模态频率仿真与测试对比

经过对材料参数的修正,无论是质量还是模态频率,仿真与试验的结果误差均在3%以内,如表1、表2所示,误差在行业内允许的误差范围,仿真与试验的模态振型也比较一致,如图4所示。

图4 减速箱壳体壳盖试验及仿真模态振型

仿真建模介绍：仿真分析应考虑模型的简化,挑出需要并且比较重要的结构,本文研究的减速箱来说,重要的金属结构主要有减速箱的壳体、壳盖、齿轮、轴、轴承、差速器,不重要的非金属结构可以忽略。

有限元模型采用四面体单元,如图5所示,基础尺寸可以设置4~5mm,小于1mm的倒角均被忽略,最小单元长度大于1mm;螺栓孔需要画螺栓孔半径1.5倍的washer,螺栓则有1D梁单元模拟。

图5 减速箱轮系建模

对于结构不对称即刚度不对称的结构(减速箱壳、差速器壳),还有部分结构对称的结构(中间轴和齿盘、输入轴)均采用有限元模型代替,差速器壳体内部的行星轮和太阳轮销轴等结构比较 对称,可在MASTA中建模,轴承通过MASTA建模;

建模完成后确保两部分质量统一,本次研究对象仿真模型总质量为30.11kg,实物总质量30.00kg,质量在允许的误差范围内。

NVH测试台架

台架测试环境及传感器布置：台架测试需要安静的环境,避免周围有较大振动、噪声,环境温 度要适合减速箱工作。

减速器NVH测试时,台架的刚度需要足够大,排除由于刚度不足所引起测试结果的失真。

试验平台与地面采用空气弹簧连接,隔断外界振动对测试的影响, 台架布置如图6所示。

图6 三马达台架及传感器布置

加速度传感器工程使用频繁,一般采用胶粘、双面胶、磁座等安装方式,应保证足够的安装刚度,传感器自振频率越高,其测量的频带也越高。

传感器测量位置选择的总原则是能够反映变速器振动特性、满足测试要求。通常传感器安装在振动明显的关键位置,对于旋转机械来说,这些位置包括输入输出位置、轴承及轴承座位置等。

本文通过仿真分析,结合实际传感器布置空间、安装条件等因素,在单位传递误差(TE=1μm) 激励下,对比不同测点的加速度响应幅值如图7,确立了传感器测点及备选测点,台架测点的合理布置提供参考。

图7 基于单位TE的壳体表面加速度响应对比

测试方法：如图6为三马达NVH测试台架,输入电机通过增速箱连接到减速器输入轴,差速器输出端通过两根半轴与两端台架电机连接。测试时,输入端电机控制扭矩,而输出端电机则控制转速。

为全面评估减速器的振动特性,通常会以整车状态下实际驱动扭矩、车速为参考,根据减速器速比确立测试工况。

本文将 10%、30%、50%、80%、100%额定输入扭矩,具体扭矩幅值及升速要求参考图8。

图8 三马达扭矩与转速关系图

仿真结果与台架测试对标

常规试验时需要台架刚度足够的高,而实际项目中台架设计受空间、成本限制,刚度无法保证也无法量化评估。为研究仿真时台架工装刚度对结果的影响程度,本文将仿真边界条件分两种情况:

(1)简化减速箱周围的台架,刚性约束减速箱的安装平面,如图9(a)所示;

(2)识别台架刚度,对较弱的连接件进行有限元建模,同时保留与减速箱相连的轴,考虑输入和输出轴上增加驱动和输出电机的惯量信息(图9b、c)所示。

图9 台架测试边界

图10 P3测点仿真与测试加速度响应对比

以输出轴P3测点的加速度响应测试数据作为基准,对比x、y、z 三向响应,如图10所示,结果表明:

(1)减速器刚性约束时,系统模态仅包含减速器总成,整个转速范围内仿真的响应趋势与测试结果不一致,且表现出频带窄、峰值高的特点;

(2)当考虑柔性台架、上下游惯量时,台架与减速器总成耦合作用下,仿真结果与测试在频率、幅值上均表现出良好的相关性。

以10%扭矩工况为例,仿真与测试对应的峰值转速分别为 8300r/min、8350r/min,峰值转速相差0.6%;

加速度响应幅值趋势保持一致。减速器作为具有黏性阻尼的振动系统,在弱阻尼情况下,系统作振幅按指数衰减准周期振动,其振动幅值直接受阻尼影响。

因此,仿真与测试在频率上的一致性更具有实际工程意义。

(3)加速度响应的频率和峰值并不是一个固定值,它随着输入扭矩的变化而变化。

这是由系统刚度的动态特性所决定的,不同扭矩导致齿轮啮合刚度、轴承刚度发生变化,也致使系统激励(齿轮啮合TE)处于非恒定状态。

不同扭矩下,整车在NVH表现关注点有所不同,如图8所示,通常低扭工况下,关注的转速范围更高;而在高扭下,通常关注低转速NVH特性。

(4)针对峰值加速度响应对应转速,结合系统模态频率、振形,对 加速器NVH问题排查、优化。

通过仿真比对，8300r/min~8350r/min、7500r/min、3000r/min~4000r/min峰值分别是由中间轴对应的壳体局部模态、减速箱横摆模态、差速器对应的壳盖局部模态所致,可通过局部应变能分布对结构进行优化。

 结   论

(1)针对减速器NVH评估,建立了测试台架及有限元仿真模型。对标结果表明,仿真与测试在频率、幅值上均表现出良好的相关性。

对标充分地验证了有限元仿真以及测试方法的可行性,为减速器 开发中噪声、振动问题提供了理论指导和解决方案;

(2)对标分析过程中,详细介绍了减速器台架搭建、测试环境要求以及台架测试、有限元仿真建模等方法;

(3)通过有限元手段对比减速器在不同约束条件下的加速度响应发现,台架工装刚度及上下游惯量对减速器振动特性有很大的影响。

一方面可根据文中仿真方法对台架设计方案进行评估,另一方面需注意仿真时不可忽视这些因素对结果的影响;

(4)峰值响应所对应的频率更具有实际工程意义,可结合模态振形对结构实施优化。

参考文献：略。