基于动力学仿真的电驱减速箱NVH性能优化

2020-05-08柴少彪孟庆祥黄岩松

传动技术 2020年1期

张剑赵硕柴少彪孟庆祥黄岩松

(上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心，上海 200438)

0 引言

近年来电动汽车快速发展，对包含驱动电机、控制器及减速箱的电驱总成振动噪声的要求越来越高。对于本身内部含有动力源的箱式动力结构，在实际工作过程中，由于工况的频繁改变，柔性较大的构件可能产生振动[1]。电驱总成工作过程中，特定的驱动电机定、转子结构产生阶次扭矩脉动，通过齿轮轴及轴承传递到减速箱壳体，引起壳体振动，对外辐射出噪声，严重影响整车品质及用户体验。因此有必要分析减速箱噪声产生机理及影响因素，在设计初期，通过减振降噪设计尽量避免可能产生的NVH问题。在设计后期，通过工程手段有效控制减速箱振动，降低噪声水平，提升整车舒适性。

研究表明，齿轮系统噪声声源主要有：齿轮系统本身轮齿啮合的动态激励、原动机(发动机、电动机等)的振动以及工作机构的振动和负载变化等[2]。某新能源MPV整车NVH性能评估过程中，客户抱怨电驱总成减速箱后壳体靠近半轴位置存在明显的～2274Hz，对应电机转速～3790rpm的36阶噪声问题，并提出NVH性能优化要求。

1 机械结构振动理论

系统受到外界持续的激励作用而“被迫地””产生振动，其振动特性除取决于系统本身的特性外，还取决于激励的特性[3]。单自由度有阻尼机械系统在简谐激励力作用下的强迫振动运动微分方程为：

(1)

(2)

微分方程式(2)是一个二阶线性常系数非齐次微分方程式。它的通解可以用二阶线性常系数齐次微分方程式的通解x1(t)和方程式(2)特解x2(t)之和来表示：

x=x1(t)+x2(t)

(3)

式中，x1(t)代表阻尼系统的自由振动，在小阻尼的情况下，这是一个衰减振动，在开始振动后某一较短的时间内有意义，随着时间的增加，它将衰减下去[3]。当仅研究受迫振动中的持续的等幅振动时，可以略去x1(t)。

x2(t)表示阻尼系统中的受迫振动，称为系统的稳态解。从微分方程式非齐次项是正弦函数这一性质，可知特解的形式也是正弦函数，它的频率与激振频率相同。因此可设特解为：

x2(t)=Bsin(ωt-ψ)

(4)

式中B—受迫振动的振幅；Ψ—位移落后于激振力的相位角。

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将x2(t)及其一阶、二阶导数代入方程式(2)中，可解出B与Ψ为：

(5)

(6)

(7)

(8)

从式(3)、(7)及(8)可以看出，具有粘性阻尼的系统受到简谐激振力作用时，受迫振动也是一个简谐运动，其频率和激振频率ω相同，振幅B、相位角Ψ取决于系统本身的性质(质量m、弹簧刚度k、粘性阻尼系数r和激振力的性质(激振力幅值F0、频率ω)，与初始条件无关[3]。

2 初始方案建模、仿真及试验验证

2.1 减速箱动力学建模

2.1.1 齿轴系多体动力学建模

齿轮传动分析软件MASTA中，建立包含轴、齿轮及轴承的多体动力学仿真模型，如图1所示。基于整车NVH性能评估边界条件，计算电机转速3 790 rpm，输出功率45 kW工况下，减速箱输入轴、中间轴及输出轴轴承载荷。

2.1.2 壳体结构动力学建模

有限元分析软件ABAQUS中，建立包含前、后壳体的减速箱壳体结构动力学有限元模型，如图2所示。约束电机端面及减速箱悬置孔，计算前6阶壳体约束模态。基于整车NVH性能评估提供的共振频率2 274 Hz，进行共振带1 800～2 800 Hz范围内轴承载荷激励下壳体谐响应分析，计算频率间隔10 Hz。

图1 减速箱齿轴系多体动力学模型

图2 壳体结构动力学有限元模型

2.2 动力学仿真结果

2.2.1 约束模态分析

前六阶壳体约束模态如图3所示，其中一阶固有频率2 208 Hz，振型为后壳体输出轴承座下端面轴向呼吸变形。二阶固有频率2 613 Hz，振型为后壳体输出轴承座右端面轴向呼吸变形。三阶固有频率2 752 Hz，振型为前壳体输入轴承座左端面轴向呼吸变形。四阶固有频率2 960 Hz，振型为后壳体中间轴承座右端面、输出轴承座右端面轴向呼吸变形。五阶固有频率3 317 Hz、六阶固有频率3 474 Hz，均为对噪声敏感度较低的壳体局部振型。

一阶模态，固有频率2 108 Hz

二阶模态，固有频率2 613 Hz

三阶模态，固有频率2 752 Hz

四阶模态，固有频率2 960 Hz

五阶模态，固有频率3 317 Hz

六阶模态，固有频率3 474 Hz

2.2.2 谐响应分析

谐响应壳体共振频率2 110 Hz，与约束模态结果吻合。后壳体表面振动速度云图如图4所示，壳体最大振动区域为输出轴轴承座下端面，节点2312，速度幅值11.41 mm/s。

壳体受迫振动过程中，无约束的大平面且薄壁结构对辐射噪声的贡献度最大。考虑后续NVH台架试验传感器布置空间，标记中间轴轴承座节点4304，输出轴轴承座节点9 395，定义为壳体关键振动区域。共振带1 800～2 800 Hz范围内，后壳体不同区域速度幅频特性曲线如图5所示，中间轴承座振动速度幅值6.30 mm/s，输出轴轴承座振动速度幅值2.91 mm/s。

2.3 仿真模型试验验证

2.3.1NVH台架验证试验

台架振动测点安装位置与仿真选取的后壳体关键振动区域保持一致，传感器布置如下：减速箱后壳体中间轴轴承座、输出轴轴承座，如图6所示。

图4 共振频率下，壳体表面振动速度

图5 后壳体关键振动区域表面振动速度

标定电机恒定输出功率45 kW，转速1 000 rpm～10 800 rpm工况下，测试壳体关键区域表面振动速度。

图6 后壳体振动测点布置

NVH台架试验验证结果显示：减速箱壳体共振频率～2 274 Hz，对应电机转速～3 790 rpm，与整车NVH性能评估结果吻合。减速箱后壳体中间轴轴承座测点振动速度幅值5.70 mm/s，如图7所示，输出轴轴承座测点振动速度幅值2.64 mm/s，如图8所示。

2.3.2 仿真结果与试验对比

壳体结构动力学仿真结果与NVH台架验证试验结果相比，减速箱共振频率相对误差-7.21%，小于8%，满足仿真模型精度要求[4]。中间轴轴承座振动速度幅值相对误差10.53%，输出轴轴承座振动速度幅值相对误差10.23 mm/s，如表1所示。仿真结果指向性明显，仿真建模及结果合理。

图7 中间轴承座表面振动速度

图8 输出轴承座表面振动速度

表1 仿真与试验验证对比

注：因试验台架传感器布置空间局限，最大振动区域无测试值

3 优化方案及仿真验证

3.1 壳体结构优化

壳体关键振动区域在36阶电机扭矩激励下，产生共振响应。采取措施阻断激振力的传递，对于薄弱区域采用增加加强筋的方式对结构进行优化设计，可以降低减速器表面辐射噪声[4]。根据一阶共振振型及关键振动区域轴承力传递路径，优化方案设计如下：加强输出轴承径向支撑，如图9所示，增加中间轴承轴向支撑，如图10所示。