近年來隨著三電技術進步以及禁售燃油車政策的推動，純電動車已成為各大車企的研發重點，純電動車的全球銷售量也在不斷地增加。作為純電動車核心部件之一的電驅系統，其主要功能為純電動汽車提供動力驅動車輛行駛，主要由驅動電機、電機控制器、減速器三大子部件集成化而成。近年來隨著用戶對汽車特別是純電動車駕乘體驗的感知度逐步提升，相關法規及消費者對純電動車的NVH 性能 ( Noise 噪聲、Vibration 振動、Harshness聲振粗糙度) 要求也變得越來越高，為達成日趨嚴格的整車 NVH 性能目標，這就要求不斷地降低純電動車集成電驅的運轉噪聲和振動。在整個集成電驅系統中，電機的電磁噪聲和電機控制器的開關噪聲相比減速箱高速傳動齒輪的噪聲較低且相對容易控制，因此，為了優化集成電驅的 NVH 性能，進一步降低齒輪傳動的噪聲將變得十分關鍵。

　　某純電動車集成電驅在前期開發階段的 NVH 性能測試驗證中，出現了集成電驅噪聲十分明顯的不良現象，通過對集成電驅進行 NVH 性能客觀測試并對數據進行分析，證明該噪聲主要為集成電驅的傳動齒輪產生的嘯叫音，而通過優化齒輪宏觀參數提高齒輪傳動重合度和降低傳遞誤差，已成為改善齒輪傳動平穩性，降低齒輪傳動嘯叫噪聲的關鍵優化方法之一。

　　本文作者在分析傳動齒輪噪聲的產生機制后，根據原設計狀態的齒輪宏觀參數進行重合度計算并通過齒輪宏觀參數優化來提高齒輪的重合度，同時使用 MASTA 軟件對優化后的齒輪宏觀參數的傳遞誤差進行分析，從而得出最優的齒輪重合度及傳遞誤差。通過對傳動齒輪的宏觀參數進行優化后，傳動齒輪的嘯叫音明顯下降，最終也順利通過了整車的 NVH 性能測試。

　　一、傳動齒輪 NVH 性能概述

　　噪聲的特征和分類

　　電驅的傳動齒輪在運轉過程中由其內部激勵引起的中、高頻噪聲比較突出，通?？梢苑譃槿缦聝煞N類別：

　　(1) 敲擊噪聲

　　由于非工作齒輪的側隙和輸入轉速的波動導致的。當角加速度足夠大時，使非工作齒輪上的慣性扭矩大于阻力矩，敲擊噪聲屬于寬頻噪聲。

　　敲擊通常發生在驅動電機低轉速范圍內，當驅動電機轉速較高時，齒輪的敲擊噪聲就會被其他的噪聲所覆蓋。

　　(2) 嘯叫噪聲

　　由于齒輪的傳遞誤差導致，有特定的音調，與齒輪的制造、裝配以及整個傳動系統的剛度、齒輪的宏觀參數和齒面修形等因素相關。

　　齒輪嘯叫噪聲與傳動比及嚙合頻率相關，即有固定的階次。

　　因目前純電動車的集成電驅通常采用固定速比的 2 級斜齒圓柱齒輪實現減速傳動，實際上無空套齒輪等非工作齒輪存在，同時隨著電機控制技術的進度，現階段驅動電機的轉速波動已經得到了很好地控制，因此，純電動車集成電驅傳動齒輪的NVH 問題主要為齒輪嚙合傳動過程中產生的嘯叫噪聲。

　　齒輪嘯叫噪聲產生機制

　　齒輪嘯叫噪聲是齒輪箱彈性系統在動態激勵載荷作用下產生的響應，其中動態激勵可以分為內部激勵和外部激勵 (圖 1)：

　　(1) 內部激勵

　　齒輪副在嚙合過程中產生的動態載荷 (主因)，動態載荷主要為齒輪嚙合過程產生的嚙合沖擊。其產生的機制為齒距誤差或像軸與齒輪之間的同心度這樣的幾何誤差以及載荷作用下由于齒輪、軸或外殼的變形而引起的偏離齒輪定律的偏差共同作用的結果。然而，為避免這些嚙合沖擊進行的齒輪修形校正僅僅對某一載荷范圍才會有效。

　　(2) 外部激勵

　　齒輪軸動不平衡，電機扭矩波動、軸承時變剛度等產生的動態載荷。該動態載荷產生的起因為輪齒剛性隨嚙合位置而變化，該種激勵產生振動的大小取決于傳動機構的幾何形狀和轉速。如果激勵頻率 (轉速乘以齒數和諧波) 接近于齒輪對的自振頻率，共振便會產生特別大的振幅，因而也就會產生特別大的噪聲。

　　二、傳動齒輪嘯叫噪聲實車測試

　　某純電動車在項目開發前期對工程樣車進行整車 NVH 性能主觀評價時，在中油門或全油門加速行駛工況下，當車速在 20 ~ 80 km/ h 區間段時，從駕駛艙內可以主觀感受到明顯的齒輪嘯叫噪聲。

　　對集成電驅 NVH 性能進行整車搭載客觀測試，測試結果如圖 2 所示，結果顯示全油門工況下，電機轉速在 2 000~ 8 000 r/ min 區間段時，一級減速齒輪 17 階 (1 倍頻) 以及 2 級減速齒輪 10. 7 階 (2 倍頻) 對齒輪傳動的嘯叫噪聲貢獻明顯，車內可感知明顯的加速轟鳴，需要其 NVH 問題進行優化。

　　三、傳動齒輪宏觀參數優化及分析

　　重合度設計優化

　　齒輪傳動的重合度 ε，實質上是同時參與嚙合輪齒對數的多或少。單就重合度而言，增大重合度可以減小單對輪齒的載荷，能減小齒輪嚙入和嚙出時的載荷沖擊，對降低齒輪噪聲有利。

　　傳動齒輪的重合度與嚙合齒輪對的宏觀參數直接相關，目前純電車集成電驅的傳動齒輪基本采用斜齒圓柱齒輪進行減速傳動，其總的重合度 εγ 由端面重合度 εα 和軸向重合度 εβ 相加得到，其相關的計算公式如式 (1)—(3)所示：

　　根據某純電動車項目開發前期確定的集成電驅傳動齒輪的宏觀參數分別進行一級/ 二級齒輪傳動副的重合度計算，得出兩級齒輪傳動副軸向/ 端面重合度。從計算結果可以看出兩級齒輪傳動副都存在端面重合度 εα 偏小的問題，根據端面重合度計算公式 (3) 并結合傳動齒輪的疲勞耐久性能、布置空間等因素，對齒輪宏觀參數進行重新優化，優化前、后齒輪的宏觀參數及重合度計算結果如表 1 所示，從表中的計算結果可以看出，兩級齒輪副的端面重合度都得到了明顯的提高。

表 1 優化前后齒輪宏觀參數及重合度計算結果

　　傳遞誤差分析

　　齒輪傳遞誤差對齒輪使用性能及使用壽命起著決定性的作用，尤其反映在齒輪使用過程中的 NVH 表現上，文中使用 MASTA 仿真分析軟件對宏觀參數優化前、后的一級和二級傳動齒輪加速工況下的嚙合傳遞誤差進行仿真分析計算，計算結果如圖 3 和圖 4 所示，可以看出，通過優化齒輪的宏觀參數以后，傳動齒輪在中、大油門加速工況下，也即中、大扭矩加速工況下齒輪的傳遞誤差明顯下降。

　　優化前后驗證結果對比

　　對齒輪宏觀參數優化后的集成電驅進行裝車主觀評價及客觀測試，主觀評價結果表明在中、大油門加速工況下，2 000 ~ 8 000 r/ min 區間段齒輪嘯叫問題明顯改善，整體水平優于標桿車型。集成電驅近場噪聲客觀測試，測試結果如圖 5 所示，根據以下的客觀測試結果，可以明確一級傳動齒輪的 1 倍頻和 2 倍頻在全油門工況下 2 000~ 8 000 r/ min 區間段的齒輪嘯叫噪聲明顯下降，滿足設計要求。

　　四、結束語

　　文中以某純電動車集成電驅 NVH 性能優化改善為目的，通過對集成電驅的傳動齒輪噪聲機制研究分析，指出通過宏觀參數優化以提高重合度是優化傳動齒輪 NVH 性能的重要途徑，利用 MASTA 仿真軟件對優化宏觀參數的方案進行傳遞誤差分析，進一步分析重合度優化方案的有效性。最后，通過實車測試表明優化傳動齒輪重合度降低傳動誤差后，相關工況下集成電驅的齒輪嘯叫噪聲明顯改善，為純電動車集成電驅傳動齒輪 NVH 性能的持續提升提供了很好的設計參考，對工程實踐和理論研究具有重要意義。