電動汽車減速器嘯叫噪聲的雙目標(biāo)優(yōu)化

電動汽車減速器嘯叫噪聲的雙目標(biāo)優(yōu)化徐忠四;承忠平;高立新;倪紹勇;王經(jīng)常;杜文建【摘要】Inordertolowerthewhinenoiseofthereducerofelectricvehicle,amodificationschemeofgeartoothsurfacecombiningprofilecorrectionandskewanglecorrectionisadopted,andanoptimizationmodelwithdoubleobjectivefunctions(geartransmissionerrorandtoothsurfacecontactstress)isproposedforoptimizingtoothsurfacemodificationparameters.Theresultsshowthataftertoothsurfacemodificationwithoptimizedparame-ters,themaximumvariationofthetransmissionerrorofhigh-speedandlow-speedgearpairsforthetwo-stagere-ducerofelectricvehicleisreducedto0.15and0.48pmrespectively,andthemaximumcontactstressoftoothsur-faceis700and980MParespectively,attainingtheexpectedobjectivesofloweringtransmissionerrorandtoothsurfacecontactstress.Intheend,arealvehiclecomparativetestonthesoundpressurelevelofnoisebeforeandafteroptimizedmodificationisperformedwitharesultindicatingthatafteroptimizedtoothsurfacemodification,thesoundpressurelevelofnoiseatdriver'srightearlowersby7.3dBandthewhinenoiseofvehicleiseffectivelycontrolled.%為降低電動汽車減速器的嘯叫噪聲,采用齒形修形和齒向修形相結(jié)合的齒面修形法，并提出了一種齒輪傳遞誤差和齒面接觸應(yīng)力雙目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化模型,對修形參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化.結(jié)果表明:采用優(yōu)化后修形參數(shù)進(jìn)行修形后,電動汽車雙級減速器的高速和低速齒輪副的傳遞誤差最大變化量分別降至0.15和0.48pm;最大齒面接觸應(yīng)力分別為700和980MPa,達(dá)到了降低傳遞誤差和改善齒面接觸應(yīng)力的預(yù)期目標(biāo).最后，將減速器安裝在整車上進(jìn)行齒輪優(yōu)化修形前后的噪聲聲壓級對比測試，結(jié)果表明:經(jīng)齒面優(yōu)化修形后，駕駛員右耳處噪聲聲壓級峰值降低了7.3dB,嘯叫噪聲得到了有效控制.【期刊名稱】《汽車工程》【年(卷)，期】2018(040)001【總頁數(shù)】6頁(P76-81)【關(guān)鍵詞】電動汽車;嘯叫噪聲;傳遞誤差;齒面修形;雙目標(biāo)優(yōu)化【作者】徐忠四;承忠平;高立新;倪紹勇;王經(jīng)常;杜文建【作者單位】中北大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，太原030051;奇瑞新能源汽車技術(shù)有限公司,蕪湖241002;奇瑞新能源汽車技術(shù)有限公司，蕪湖241002;奇瑞新能源汽車技術(shù)有限公司，蕪湖241002;奇瑞新能源汽車技術(shù)有限公司，蕪湖241002;奇瑞汽車股份有限公司產(chǎn)品開發(fā)管理中心，蕪湖241009【正文語種】中文刖言近年來，隨著國家法規(guī)對電動汽車的NVH性能管控日益嚴(yán)格和汽車購買者對整車乘坐舒適性要求越來越高，電動汽車減速器的振動噪聲是電動汽車主要噪聲來源，對其進(jìn)行分析、優(yōu)化與控制對電動汽車大規(guī)模產(chǎn)業(yè)化具有重要意義。電動汽車整車振動噪聲比同等燃油車低3~6dB，由于電機(jī)磁場力波高階激勵，中低速車內(nèi)噪聲頻譜成分以中高頻為主，人耳對1000~2000Hz中高頻率噪聲非常敏感，電動車噪聲雖然不大，但很容易產(chǎn)生惱人的尖銳噪聲［1］。減速器噪聲主要包括兩種:嘯叫噪聲和敲擊噪聲。在汽車減速器中，空套齒輪比承載齒輪更容易產(chǎn)生敲擊，同時空套齒輪也是最主要的敲擊噪聲源；減速器嘯叫是由內(nèi)部齒輪在嚙合傳動中所受的不平穩(wěn)的激振力和嚙合過程的傳動誤差弓I起的一種中高頻噪聲［2］。嘯叫噪聲是一種很容易被人耳識別的中高頻純音，是一種嚴(yán)重的汽車質(zhì)量問題，必須降低或者消除減速器的嘯叫噪聲。本文中主要討論以應(yīng)用于小型純電動汽車的減速器的嘯叫噪聲為主，分析嘯叫噪聲的特點和產(chǎn)生機(jī)理，并提出雙目標(biāo)函數(shù)齒面修形優(yōu)化方案以改善減速器的嘯叫噪聲。1電動汽車減速器嘯叫噪聲產(chǎn)生機(jī)理減速器嘯叫噪聲是齒輪箱彈性系統(tǒng)在動態(tài)激勵載荷作用下產(chǎn)生的剛?cè)狁詈享憫?yīng)。齒輪系統(tǒng)的動態(tài)激勵分內(nèi)部激勵和夕卜部激勵。內(nèi)部激勵是齒輪副在嚙合過程中產(chǎn)生的動態(tài)載荷，這是齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生的主要原因。內(nèi)部激勵主要由時變嚙合剛度、傳遞誤差等因素引起。夕卜部激勵是由電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動、連接花鍵間隙等產(chǎn)生的動態(tài)沖擊［1］。根據(jù)外部傳遞路徑的不同，分為結(jié)構(gòu)傳遞路徑（懸置和車身）和空氣傳遞路徑（聲學(xué)包）。減速器產(chǎn)生嘯叫的條件主要有兩個:一是齒輪嚙合剛度的時變性，二是齒輪承載傳遞動力［3］。減速器齒輪嘯叫噪聲作為一種動態(tài)嚙合力激勵產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)噪聲，是由承載齒輪嚙合過程中的傳遞誤差弓起的一種噪聲。減速器在齒輪副嚙合和轉(zhuǎn)矩傳遞過程中，由于齒輪嚙合剛度不斷變化，不可避免地存在著傳遞誤差波動，它作為一種動態(tài)激勵源直接導(dǎo)致齒輪在受載接觸時產(chǎn)生接觸力的波動，這種接觸力的波動會激起內(nèi)部結(jié)構(gòu)振動，這種振動再通過軸、軸承和減速器箱體進(jìn)行傳遞。減速器的嘯叫噪聲具有明顯的階次特征，與齒輪的齒數(shù)相關(guān)，在中高頻率較高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)都可能出現(xiàn)。電動汽車的噪聲來源于驅(qū)動電機(jī)和減速器，當(dāng)電動汽車低速行駛時，減速器是主要的噪聲來源，當(dāng)減速器的箱體和齒輪系統(tǒng)的頻率相同而被激勵共振后，嘯叫噪聲表現(xiàn)更明顯。2電動汽車減速器嘯叫噪聲的優(yōu)化與控制相關(guān)研究表明，電動汽車減速器齒輪系統(tǒng)內(nèi)外部激勵的綜合作用表現(xiàn)為齒輪的傳遞誤差，傳遞誤差波動越大，減速器的嘯叫噪聲越明顯。將傳遞誤差變動量控制在最小范圍，就能有效減小齒輪嚙合時的振動和噪聲，從而降低嘯叫噪聲［3-4］。齒輪修形可將齒輪接觸齒面發(fā)生運(yùn)動干涉的部分進(jìn)行適量修除，改善齒面的接觸狀況，使相互嚙合的齒面壓力分布均勻，減輕齒面的偏載現(xiàn)象，使傳動變得平穩(wěn)。因此齒輪修形是降低減速器齒輪嘯叫噪聲的一種有效途徑［3-5］。2.1齒面修形參數(shù)的確定目前，對齒面進(jìn)行修形的方式可分為齒形、齒向和三維修形3大類［5］。齒根和齒頂修緣屬于齒形修形，主要目的是為了避免或減小齒輪的嚙合沖擊，兩種方式可取得同樣的效果，但由于齒根修整會使齒根強(qiáng)度減弱，通常采用齒頂修形方法。齒形修形還包括凸形齒形修形（也稱〃齒形鼓形量修形”）和齒形傾斜修形（俗稱〃壓力角修形”）。修形時可在主動齒輪和被動齒輪上同時進(jìn)行，修形量從進(jìn)入或退出單齒嚙合區(qū)的修形量中較大值逐漸線性變化到零。齒向修形則包括齒向鼓形量修形和齒向傾斜修形（俗稱〃螺旋角修形”）。齒向鼓形設(shè)計是保證輪齒在最大變形發(fā)生傾斜時，輪齒嚙合面依然相切，避免發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象。齒向鼓形量Ca和螺旋角修形量Ch的計算公式［5］為式中:C為嚙合綜合剛度；b為齒寬；bca為有效接觸齒寬；Fm為圓周力；邱丫為嚙合齒向誤差。為綜合考察齒面的修形參數(shù)對減速器嘯叫噪聲的影響，本文中采用齒形修形和齒向修形相結(jié)合的綜合修形方法。根據(jù)上述分析，齒輪修形有5個參數(shù):齒頂修緣量a、齒形鼓形量B、壓力角修形量Y、齒向鼓形量Ca和螺旋角修形量Ch。齒輪的微觀修形參數(shù)矩陣H為2.2減速器嘯叫噪聲的優(yōu)化模型根據(jù)赫茲接觸理論，兩齒輪嚙合時，齒面最大接觸應(yīng)力為［6］式中:P為法向壓力八為接觸線長度；b1為接觸半寬［6］。相互嚙合的一對斜齒輪，當(dāng)主動輪轉(zhuǎn)過角度。1,從動輪理論上轉(zhuǎn)過的角度為02,實際上轉(zhuǎn)過的角度為0'2，從動輪的基圓半徑為Rb2，則嚙合齒輪對的傳遞誤差TE為設(shè)任意嚙合點的傳遞誤差為TEi，齒輪嚙合過程中傳遞誤差的最大值和最小值分別為TEmax和TEmin，則傳遞誤差的波動量ATE可表示為傳遞誤差的最大變化量ATEmax可表示為顯然，齒輪傳遞誤差的最大變化量越小，齒輪傳動越平穩(wěn)，嘯叫噪聲越小。齒輪修形的目標(biāo)是使齒寬方向載荷分布均勻，齒廓方向中間載荷大，齒根、齒頂載荷小。文獻(xiàn)［3］中研究結(jié)果表明，適當(dāng)?shù)凝X輪修形能降低齒輪傳遞誤差和齒面最大接觸應(yīng)力，但是修形量過大，反而使齒面接觸區(qū)域變小，齒面最大接觸應(yīng)力反而變大，最終導(dǎo)致嘯叫噪聲改善不明顯。本文中的嘯叫噪聲優(yōu)化方案綜合考慮齒輪傳遞誤差和齒面接觸應(yīng)力對嘯叫噪聲的影響，尋找一組最優(yōu)化的齒輪修形參數(shù)，使齒面接觸應(yīng)力和齒輪傳遞誤差同時達(dá)到最小，最終通過齒輪修形，對減速器的嘯叫噪聲有明顯的改善作用。該方案為雙目標(biāo)優(yōu)化控制策略，具體步驟如下。(1)目標(biāo)函數(shù)的擬合:借助齒輪分析軟件，擬合齒輪傳遞誤差最大變化量和最大齒面接觸應(yīng)力與齒面修形參數(shù)的函數(shù)關(guān)系，作為齒輪修形的目標(biāo)函數(shù)為建立雙目標(biāo)優(yōu)化數(shù)學(xué)模型:齒輪修形參數(shù)選擇時，要滿足常用工況的最佳狀態(tài)，從減速器實際運(yùn)行工況考慮，傳遞誤差最大變化量小于2pm,最大齒面接觸應(yīng)力小于1500MPa,建立多目標(biāo)優(yōu)化數(shù)學(xué)模型為線性加權(quán)雙目標(biāo)優(yōu)化:線性加權(quán)雙目標(biāo)優(yōu)化算法的思路是，首先將雙目標(biāo)問題通過加權(quán)的方式變?yōu)閱文繕?biāo)問題，則總的優(yōu)化目標(biāo)為式中:FTE(a，B，Y，Ca,Ch)為傳遞誤差函數(shù)；oHmax(a，B，Y，Ca,Ch)為最大接觸應(yīng)力函數(shù)，Wj為第j個目標(biāo)函數(shù)的權(quán)重。⑷權(quán)重的確定:根據(jù)嚙合齒輪副對傳遞誤差平穩(wěn)性和接觸應(yīng)力的偏好選擇相應(yīng)的權(quán)重例如，齒輪副的應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重時，接觸應(yīng)力的權(quán)重W2取值應(yīng)大一些；齒輪副對傳動平穩(wěn)性要求較高時，傳遞誤差的權(quán)重W1取值應(yīng)大一些。⑸目標(biāo)函數(shù)的歸一化處理:兩個目標(biāo)函數(shù)計算出的傳遞誤差變化量和最大接觸應(yīng)力均采用不同的單位和量標(biāo)，因此應(yīng)先對每個目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行歸一化處理，再進(jìn)行加權(quán)求和，歸一化的方法采用除以最大值法，獲得最終的減速器嘯叫噪聲優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)為(6)傳統(tǒng)遺傳算法尋優(yōu):傳統(tǒng)遺傳算法尋優(yōu)，得到與加權(quán)方案對應(yīng)的一個最優(yōu)解，即對應(yīng)的最優(yōu)齒輪修形參數(shù)為H=[a，B，Y，Ca,Ch]T。3齒輪修形和仿真分析本項目采用的電動汽車減速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖1所示。通過4個齒輪兩級變速來實現(xiàn)減速，電機(jī)的輸出軸5連接25個齒的齒輪1(左側(cè))，然后齒輪1與52個齒的中間齒輪2嚙合，中間齒輪2與19個齒的齒輪3共用一根傳動軸，最后齒輪3與72個齒的輸出齒輪4(右側(cè))嚙合，齒輪1與齒輪2構(gòu)成高速齒輪副，齒輪3和齒輪4構(gòu)成低速齒輪副，其宏觀設(shè)計參數(shù)分別如表1和表2所示。圖1電動汽車減速器結(jié)構(gòu)圖表1高速齒輪副設(shè)計參數(shù)高速齒輪的設(shè)計參數(shù)小輪大輪法向模數(shù)/mm1.75法向壓力角/(°)15螺旋角/(°)30.3齒數(shù)2552齒寬/mm19.618.5中心距/mm79總重合度3.379表2低速齒輪副設(shè)計參數(shù)低速齒輪的設(shè)計參數(shù)小輪大輪法向模數(shù)/mm2.25法向壓力角/(°)20螺旋角/(°)20.75齒數(shù)1972齒寬/mm27.427.3中心距/mm110總重合度2.967兩組齒輪參數(shù)采用同一工況進(jìn)行對比計算:輸入轉(zhuǎn)矩為150N?m,轉(zhuǎn)速為6000r/min，設(shè)計壽命為20000h，齒輪材料是20MnCr5。高、低速齒輪副的傳遞誤差如圖2所示。由圖可見，高速齒輪副的傳遞誤差最大變化量為3.5pm,低速齒輪副的傳遞誤差最大變化量為7.6pm,均超過了2pm最大傳遞誤差變化量的限值，因此，須對高、低速齒輪副同時進(jìn)行齒面修形。圖2高、低速齒輪副傳遞誤差對高、低速齒輪副的主動工作齒面和被動工作齒面同時進(jìn)行齒面修形，采用齒形和齒向綜合修形相結(jié)合，對齒頂修緣量a、齒形鼓形量B、壓力角修形量Y、齒向鼓形量Ca和螺旋角修形量Ch5個參數(shù)綜合修形，高、低速齒輪副齒面修形參數(shù)的范圍分別如表3和表4所示。表3高速齒輪副齒面修形參數(shù)pm小輪大輪參數(shù)主動面被動面主動面被動面齒頂修緣量8~3010-30齒形鼓形量2~110~122~112~12壓力角修形量0-100~150~100~15齒向鼓形量2~200~182~201~19螺旋角修形量0~5-20~-50~5-15~-5表4低速齒輪副齒面修形參數(shù)pm小輪大輪參數(shù)主動面被動面主動面被動面齒頂修緣量5一308一30齒形鼓形量2一150一132~152~16壓力角修形量0一120一150一120一15齒向鼓形量2一250一202~251一20螺旋角修形量1一10-25—-51—10-15—-5用新得到的齒輪修形參數(shù)范圍重新設(shè)計減速器齒輪，結(jié)合減速器嘯叫噪聲優(yōu)化模型，最后得到一組最優(yōu)齒輪齒面修形參數(shù)和相應(yīng)的最優(yōu)齒輪傳遞誤差和齒面接觸應(yīng)力。高速齒輪對傳動平穩(wěn)性要求較高，故取權(quán)重系數(shù)W1=0.6,W2=0.4,根據(jù)減速器嘯叫噪聲雙參數(shù)優(yōu)化方法，高速齒輪小輪的主動面/被動面、大輪的主動面/被動面最優(yōu)化的齒面修形參數(shù)矩陣為H1=（10,5，6，15，2）TH2=（10,6，11，16，-11）TH3=（10,6，8，16，4）TH4=（10,7,8,16,-9）T優(yōu)化后相應(yīng)的齒輪傳遞誤差和齒面接觸應(yīng)力分布分別如圖3和圖4所示。圖3優(yōu)化后高速齒輪副傳遞誤差圖4優(yōu)化后高速齒輪副接觸應(yīng)力分布圖由圖3可知，經(jīng)過齒面修形參數(shù)優(yōu)化后，高速齒輪副傳遞誤差的波動量明顯降低，最大變化量為0.15〃m。由圖4可知，高速齒輪副的最大應(yīng)力基本集中在齒面中部，齒根和齒頂載荷小，沒有偏載和應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大齒面接觸應(yīng)力為700MPa。低速齒輪所受的載荷較大，修形時容易引起應(yīng)力集中，故取權(quán)重系數(shù)W1=0.4，W2=0.6。根據(jù)減速器嘯叫噪聲雙參數(shù)優(yōu)化方法，低速齒輪小輪的主動面/被動面、大輪的主動面/被動面最優(yōu)化的齒面修形參數(shù)矩陣為H5=（126，8，17，3）TH6=（127，13，18，-12）TH7=（11，7，10，16，4）TH8=(11,7,8,16,-10)T優(yōu)化后相應(yīng)的齒輪傳遞誤差和齒面接觸應(yīng)力分布分別如圖5和圖6所示。圖5優(yōu)化后低速齒輪副傳遞誤差圖6優(yōu)化后低速齒輪副接觸應(yīng)力分布圖由圖5可知，經(jīng)齒面修形參數(shù)優(yōu)化后，高速齒輪副傳遞誤差的波動較小，最大變化量為0.48pm。由圖6可知，低速齒輪副的最大應(yīng)力基本集中在齒面中部，齒根和齒頂載荷小，沒有偏載和應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大齒面接觸應(yīng)力為980MPa。綜上所述，減速器經(jīng)嘯叫噪聲雙目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化后，電動汽車雙級減速器高、低速齒輪副的傳遞誤差最大變化量分別降至0.15和0.48pm,最大齒面接觸應(yīng)力分別為700和980MPa，均在預(yù)先設(shè)定目標(biāo)范圍內(nèi)，達(dá)到了降低傳遞誤差和改善齒面接觸應(yīng)力的預(yù)期目標(biāo)。4減速器噪聲試驗分別在減速器側(cè)、電機(jī)側(cè)和駕駛員右耳處布置3個傳聲器，采集各個工況噪聲信號。在減速器輸入端、輸出端、中間位置和電機(jī)上布置加速度傳感器，采集各個工況振動信號。減速器額定輸入轉(zhuǎn)矩是150N?m。道路試驗實際測量時，一人駕駛電動車，一人進(jìn)行噪聲和振動測試。噪聲聲壓級信號取自車廂內(nèi)駕駛員右耳邊。分別將未修形的減速器和齒輪優(yōu)化修形后的減速器安裝在整車上，對它們各自的噪聲聲壓級進(jìn)行比較測量。修形前后整車噪聲聲壓級比較結(jié)果如圖7所示。圖7齒輪修形前后駕駛員右耳處聲壓級對比圖由圖可知，齒輪修形前，在減速器轉(zhuǎn)速為2500r/min處存在一個噪聲峰值，給乘員的感覺便是明顯的嘯叫噪聲。經(jīng)齒輪修形后，駕駛員右耳處噪聲聲壓級峰值降低了7.3dB，即降低了10.83%，嘯叫噪聲得到有效控制。5結(jié)論對電動汽車減速器齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行研究分析，提出一種改善減速器嘯叫噪聲的齒輪傳遞誤差和齒面接觸應(yīng)力雙目標(biāo)參數(shù)優(yōu)化控制模型，并且用仿真軟件對該模型進(jìn)行仿真分析，最后，將減速器安裝在整車上進(jìn)行齒輪優(yōu)化修形前后噪聲聲壓級的對比測試。研究結(jié)果表明：經(jīng)減速器嘯叫噪聲雙目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化以后，電動汽車雙級減速器的高、低速齒輪副的傳遞誤差最大變化量分別降至0.15和0.48pm,最大齒面接觸應(yīng)力分別為700和980MPa，傳遞誤差和最大齒面接觸應(yīng)力均在預(yù)先設(shè)定目標(biāo)范圍內(nèi)，達(dá)到了降低傳遞誤差和改善齒面接觸應(yīng)力的預(yù)期目標(biāo)；將減速器安裝在整車上進(jìn)行齒輪優(yōu)化修形前后的噪聲聲壓級測試，結(jié)果表明，經(jīng)齒輪修形后，駕駛員右耳處噪聲聲壓級峰值降低了7.3dB，即下降了10.83%,嘯叫噪聲得到了有效控制。參考文獻(xiàn)張守元，李玉軍，楊良會.某電動汽車車內(nèi)噪聲改進(jìn)與聲品質(zhì)提升[J].汽車工程，2016,38(10):1245-1251.彭國民，余波，馬小英.動力總成NVH分析中齒輪嚙合特性研究[J].振動工程學(xué)報，2010,23(6):681-686.湯海川，郭楓.基于齒輪修形的汽車減速器齒輪嘯叫噪聲改善研究[J].上海理工大學(xué)學(xué)報，2013,35(3):294-298.陳揚(yáng)森，余波，羅賢能.基于聲源降噪的變速器嘯叫優(yōu)化方法[C].2015年中國汽車工程學(xué)會年會論文集，404-407.葛如海，姜旭義，楊文濤.齒面微觀修形在汽車變速器降噪中的應(yīng)用研究[J].汽車工程，2009,31(6):557-560.濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計[M].北京:高等教育出版社