1、研究背景
随着汽车制造技术的不断发展，汽车舒适性，尤其是振动和噪声改善成为客户的重要诉求之一。而动力总成是纯电动汽车的动力来源，其振动与噪声性能和指标是影响汽车舒适性的关键因素。在工程实践中，通过 NVH 测试分析并配合以工程验证的方式能够快速识别纯电动车的噪声振动问题，并形成动力总成标准设计优化的流程。“NVH”是噪声(noise)、振动(vibration)、声振粗糙度(harshness)的英文缩写合称，其通常采取的研究范式是：在一定的物理的环境下，以物体的自然频率和共振作为重要指标，在时间域和频率域进行数据采集、分析、计算(包括预测)，而后进一步加以评价，并向工程实践进行反馈和优化建议。常见的 NVH 研究方法有多体系动力学、有限元、边界元、统计能量分析等方法。
电动车的发展与传统的内燃机车相比，在动力系统上具有显著的优势。同时变速箱作为电动车的重要组成部件，其工况下的振动控制水平直接影响到电动车整车的振动噪声表现状况。有效的减缓或者控制电动车变速箱振动噪声是一项系统性工程，需要充分考虑电动车电动机和变速箱振动噪声产生的根本机理，同时在此基础上积极探索优化电动车动力总成的合理设计，包括重点关注齿轮啮合设计、保证变速箱的动刚度设计，这样才能有效地减小整车的振动噪声表现。本文研究了一种考虑整车行驶工况从而指导电动车动力总成设计方法，使电动机、电控及变速箱在整个转速工况区间与整车 NVH 工况高度适配，有效地抑制了振动噪声并提升了动力总成系统的综合效率。
下面以某一款电动重卡动力总成产品试验型号为例，通过基于整车最佳工况效率的匹配要求，主动避开动力总成结构的共振区间，合理设计优化变速箱的挡位速比和电动机电磁设计，使整个动力总成在满足整车动力性能要求和减速箱速比基本不变的情况下，通过调整齿轮的齿数，达到基于整车工况的动力总成效率提升、成本的最优设计和 NVH 的最佳状态表现的工程开发实践目的。
本案例研究的动力总成为一款针对电动重卡的双高速电动机匹配四挡变速箱的驱动总成试验方案。优化前，电动机及原变速箱的参数见表 1 和表 2。为了全面了解双电动机动力总成原变速箱的振动噪声表现，本文在实验室的测试台架开展了 NVH 试验测试。
2、NVH 试验测试台架
测试台架主体为电封闭背靠背加载测试台架，包含主试驱动电动机和变速箱、陪试负载电动机和陪试变速箱、电压可调的双向电源、转矩传感器以及上机系统。其和传统电动机对托台架不同的是，驱动和负载系统由电动机变成了电动机和变速箱构成的动力总成。因此，NVH 试验测试台架既可以将电动机或者变速箱作为独立的被测对象，也可以将电动机、变速箱看作机电耦合系统，作为整体被测对象。
3、测试设备的选择
高精度数据采集系统使用某品牌 8 通道 ICP 动态信号采集模块，加速度传感器应该符合 GB/T 3785.1-2023《电声学声级计 第一部分：规范》规定的 1 级仪器要求，其测量仪器频率范围至少为 10 ～ 10000Hz。振动加速度计的测量装置选择 B02B01，频响范围±5%：1～10000Hz，灵敏度±5%：10mV/g，量程 peak：±500g。
本次试验的高精度数据采集器选择 140kHz 采样率，振动加速度传感器在测量前都进行了标定。测量前后，仪器按照规定进行校准，两次校准值不应超过 1dB。
振动加速度传感器的测点位置如图 1 所示。在台架上的实际测试测点如图 2 所示。
由于在台架测试房半消声室的测试环境暂未完成设置，当前评估动力总成的振动特征，为了确定动力总成的固有频率，在测试台架上由静止状态等步长启动电动机，主观评价发现动力总成在电动机转速 7000 ～ 8300r/min 区间有明显间歇性抖动，且能听到持续轰鸣颤抖声。
因为动力总成是双电动机、双中间轴变速箱的对称结构设计，振动特性差异不大，所以试验选取了 P1、P4、P5 三个测点的振动信号进行分析，重点分析电动机从 0 ～ 11000r/min 的 P1、P4 及 P5 振动测试点升速过程瀑布图，3 个测点的振动瀑布云图(时频图)分别如图 3、图 4、图 5 所示。
根据图 3 ～ 图 5，可以明显发现在 7000 ～ 8300r/min 转速区间的升速运行工况，动力总成在测试台架上的状态有很明显的间歇性振动抖动。同时，动力总成组件在 2900 ～ 3200Hz 有一个明显的结构共振带。经比对发现，电动机 24X 电磁谐波与减速箱 23X 齿轮箱啮合频率的激励信号刚好在 7000 ～ 8300r/min 与该组件的共振带有相遇。所以，动力总成整机表现出通过该转速区间的振动抖动加剧。
4、优化设计的思路与优化措施
为了解决上述加速过程在 7000 ～ 8300r/min 转速区间的间歇性振动抖动明显加剧的情况，本文在不去改变电动机电磁设计的条件下，对变速箱的齿数做了优化设计，具体齿轮箱优化设计的思路与优化措施如下。
优化措施
(1)为了避开动力总成组件在 2900 ～ 3200Hz附近的结构件共振带，调整齿轮的齿数及相应的啮合阶次。在保证现有速比不变的前提下调整齿数：
①原方案齿轮箱输入级齿轮组的齿数是23齿和88齿，减速比为 88/23=3.826 ;
②优化后齿轮箱输入级齿轮组的齿数是28齿和107齿，减速比为 107/28=3.821，接近 3.82，基本保证速比基本不变。
本优化措施能达到以下增益效果：在不改变速比的前提下将输入齿轮齿数调整到 28 齿，能远离电动机的 24X 阶主谐波阶次及其倍数阶次，避免关键谐波振幅的叠加。
(2)在保证现有速比和中心距 不变的前提下，提升齿轮的啮合重合度同时减小齿侧间隙，以减小传递误差来降低动力总成传动机构的振动噪声幅值：为提升齿轮啮合重合度，将齿轮模数由原来的 2.5 改为 2.03，同时将齿顶高和齿根高系数由原来的 1.2/1.4 提升到 1.3/1.5，螺旋角由 22°增大到 24°，法向侧隙区间由原来的 0.135 ～ 0.227mm 改成 0.117 ～ 0.206mm。
本优化措施能达到以下增益效果：在保证现有速比和中心距不变的前提下将齿轮啮合重合度由原来的 3.251 提升到了 4.204，提升 29% ;传递误差差值，由原来的 0.8849μm(–17.1837–(–18.0686))降低到了 0.2109μm(–17.8162–(–18.0271))，降低了 76% ;接触强度安全系数由 1.165 提升至 1.252。
原方案、优化后齿轮啮合重合度及弯曲和接触强度安全系数分别如表 3 和表 4 所示。原方案、优化后的传递误差曲线分别图 6 和图 7 所示。
把电动机齿数换为 28 齿进行测试，为了保证速比没有太大变化，啮合齿数换成 107 齿，优化变速箱的传动设计参数变速箱参数如表 5 所示。
为了验证上述减速箱优化设计的效果，把换齿后动力总成在台架上复测上诉同条件的加速测试。试验依然选取了 P1、P4、P5 三个测点的振动信号进行对比分析。换齿后的动力总成从 0 ～ 11000r/min 的 P1、P4 及 P5 振动测试点升速过程瀑布图分别如图 8、图 9、图 10 所示。
为了验证减速箱设计优化后在 7000 ～ 8300r/min 转速区间的振动抖动情况是否有改善，本文对 7500r/min 时刻 P1、P4、P5 三个测点对应的 FFT 曲线进行优化前后对比，分别如图 11、图 12、图 13 所示。
各关键谐波阶次的振动幅值及振动有效值对比列表如表 6 所示。
齿轮优化设计前后的改善分析结论
(1)从表 6 可以看出，齿轮齿数从 23X 调整到 28X 后，不但各个关键谐波阶次的振动幅值有下降，振动的有效总值也有明显的下降改善;
(2)齿轮齿数的改变，使齿轮啮合阶次远离电动机的电磁谐波 24X 阶，减小了加速过程中引发共振的概率，间接降低了动力总成的振动和噪声;
(3)重合度增大和齿侧间隙减小，使齿轮的传递误差减小一半以上(0.8849μm 降低至 0.2109μm)，传递误差的减小可以直接降低齿轮的啮合振动和噪声;
(4)经过上述优化后，齿轮接触疲劳强度更强(安全系数由 1.165 提升到 1.252)。
5、结语
本文通过某一款电动重卡动力总成产品试验型号在实验室测试台架上的 NVH 测试分析及数据对比，详细研究了动力总成产品在等步长升速 过程间歇性振动抖动对应问题点的振动噪声频谱特征，提出了避开结构共振带的齿轮设计优化方案的改善分析路线，并实施了变速箱齿轮齿数与相 关优化控制策略优化。动力总成完成齿轮箱换齿后的上台架复测结果表明：该款试验型号动力总成各个关键谐波阶次的振动幅值均有明显下降，振动有效值也有明显下降。
参考文献略.