吳苾曜

摘 要：文章分析某純電動汽車的減速器的第一級減速齒輪副的傳遞誤差，發(fā)現(xiàn)傳遞誤差值偏大，并且齒面載荷分布不合理。根據(jù)齒面載荷分布對齒輪進行了修形，修形后齒面單位面積的載荷從1741.6111N/mm2降低到了1269.5111 N/mm2，傳遞誤差2.4294μm降低到0.4932μm，為減速器嘯叫問題的改善提供一定的依據(jù)。

關鍵詞：傳遞誤差;嘯叫;齒輪修形;kisssoft;減速器

中圖分類號：U261.24+2? 文獻標識碼：A? 文章編號：1671-7988（2019）12-05-03

Abstract： This paper analyzes the transmission error of the first-stage reduction gear pair of the reducer of a pure electric vehicle， and finds that the transmission error value is too large， and the tooth surface load distribution is unreasonable. The gear was modified according to the tooth surface load distribution. After the modification， the load per unit area of the tooth surface was reduced from 1741.6111N/mm2 to 1269.5111 N/mm2， and the transmission error was 2.4294μm， which was reduced to 0.4932μm， which improved the howling problem of the reducer. Provide a certain basis.

Keywords： transmission error; howling; gear shaping; kisssoft; reducer

引言

純電動車在NVH開發(fā)中，經(jīng)常發(fā)現(xiàn)減速器嘯叫噪聲問題。減速器嘯叫在整體噪聲成分中占比不高，但由于新能源車沒有發(fā)動機的掩蔽效應，且減速器的轉(zhuǎn)速高于傳統(tǒng)燃油車，加上一般減速器嘯叫噪聲處于人耳敏感位置，因此需要進行重點關注和整改。

1 減速器嘯叫機理分析

減速器噪聲主要包括兩種：嘯叫（Gear Whine）和敲擊（Gear rattle）。減速器敲擊主要是由于減速器輸入端轉(zhuǎn)矩波動引起非承載齒輪嚙合沖擊產(chǎn)生的;減速器嘯叫是由于齒輪系統(tǒng)嚙合過程中的傳遞誤差而產(chǎn)生。

減速器嘯叫是嚴重的汽車質(zhì)量問題，純電動車尤為明顯，因此必須降低或消除減速器嘯叫。振動噪聲問題一般有以下幾種方法去解決：

① 將系統(tǒng)的固有模態(tài)移至激勵頻率范圍外;

② 減小或消除激勵;

③ 增大結構阻尼從而減小響應值;

④ 改變或消除振動傳遞通道。

以某一款純電動車的減速器為例，該減速器的第一級減速齒輪副，主動齒輪齒數(shù)為14，齒輪第轉(zhuǎn)過一個齒就產(chǎn)生一次沖擊，即每轉(zhuǎn)一圈沖擊的次數(shù)與齒輪齒數(shù)相等，則齒輪的嚙合頻率公式為：

式中，f為嚙合頻率（Hz）;N為齒輪齒數(shù);n為齒輪的轉(zhuǎn)速（rmin）。

本例中的純電動汽車配的電機轉(zhuǎn)速范圍為0-15000rpm，減速器殼體模態(tài)頻率最低為450Hz減速器輸入軸轉(zhuǎn)速與電機輸出轉(zhuǎn)速相同，這樣根據(jù)式（1）可以得到嚙合頻率的范圍：0-3500Hz，而減速器殼體的模態(tài)頻率最低為450Hz，3500Hz以內(nèi)的模態(tài)頻率有20個左右，故減速器系統(tǒng)模態(tài)模率不能避開激勵頻率。降低減速器嘯叫的另一種方法是減小激勵。

2 傳遞誤差介紹

2.1 傳遞誤差介紹

減速器中有齒輪副，從理論上來講，齒輪在理想假設下，基圓無任何誤差，無限圓。安裝無任何間隙，制造無誤差，兩齒輪剛度無限大，不產(chǎn)生變形，兩齒輪嚙合點轉(zhuǎn)動長度相等。即兩齒輪之間為純滾動摩擦，線速度相等。即：

但齒輪在實際情況中，由于制造、安裝誤差，兩齒輪嚙合剛度變化等原因，式（1）兩端不相等，即存在傳遞誤差。傳遞誤差是指輸出端的實際位移相對于理論位移的差值。傳遞誤差（TE）可用如下公式表示：

2.2 影響傳遞誤差的因素

影響傳遞誤差的因素很多，在減速器設計中對傳遞誤差的設計是一個非常重要的部分，對NVH性能影響很大。

3 傳遞誤差分析

本文使用kisssfot軟件分析某純電動車的減速器中的第一級減速主動齒輪的傳遞誤差。

3.1 第一級減速齒輪參數(shù)及工況

齒輪采用斜齒輪，其齒輪參數(shù)及分析工況見表1和表2，總重合度為3.103。分析工況是電機的額定輸出轉(zhuǎn)速與扭矩：

3.2 第一級減速齒輪傳遞誤差分析

利用kisssoft的接觸分析模塊可得出齒輪的傳遞誤差，分析是以第一級減速齒輪副的嚙合過程做研究對象，得出實際嚙合線對比理論嚙合線的位移隨滾動角變化的曲線。

分析得到第一級減速齒輪副沿嚙合線位移最大值為24.7232μm，最小值為22.2257μm，最大與最小值的差值為2.4976μm，這里我們關注的是傳遞的平穩(wěn)性，也就是沿嚙合線位移的變化量越小，傳遞越平穩(wěn)。傳遞誤差為沿嚙合線位移的變化量（最大與最小差值），本次分析的第一級減速齒輪副傳遞誤差為2.4976μm，根據(jù)經(jīng)驗，傳遞誤差值應控制在1μm，該傳遞誤差偏大，需進行優(yōu)化，下面將具體介紹通過齒輪修形降低傳遞誤差。

4 傳遞誤差優(yōu)化

本文以將傳遞誤差降低到1以下為目標，分析齒輪的修形量。

首先分析一級齒輪1齒面單位長度的載荷（即接觸斑點分析），齒寬方向指齒輪副 的重合齒寬（一級減速齒輪副的重合齒寬為34），設定橫軸坐標為嚙合起點到終點的轉(zhuǎn)動角，縱軸為齒寬，重合齒寬的中間為0，左側為負，右側為正;豎軸為單位面積載荷，指嚙合過程中，承載齒面上的載荷分布，具體的修形如圖1和圖2所示。

本次修形，兩個齒輪的修形方法和修形量相同，左右齒面的修形也相同。齒向修形采用線性修形與鼓形修形，線性修形從最左端開始，最右端修形為10μm。鼓形的修形參數(shù)為5μm，最終齒向的修形，最左端為-5μm，最右端為-15μm。齒廓修形采用圓弧修形，修形量為5μm。

完成齒輪修形后，再分析第一級減速的主動齒輪接觸斑點，修形后單位面積載荷最大為1260N/mm2，修形前最大為，降低了近，整個齒寬方向分布均勻，提高了齒輪的承載能力。

分析修形后的齒輪專遞誤差，如圖3所示，沿嚙合線位移最大值為14.1，最小值為13.6，位移絕對值變小了，同時

位移的差值為0.5μm，即傳遞誤 差從原來的2.4976μm降低到了0.5（表3），達到了小于1μm的設計目標值。

根據(jù)振動理論知識，響應是激勵作用在系統(tǒng)的結果，在不改變系統(tǒng)總體結構的前提下，有效地降低激勵的大小，能獲得較好的響應。因此理論上，修形后的減速器嘯叫能得到有效的控制。

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