齿轴结构参数对齿轮NVH性能的影响分析

在车辆工程领域，传动系统与行走机构的NVH性能宛如衡量车辆品质的一把精密标尺，直接关乎驾乘人员的舒适性体验以及车辆在市场中的竞争力。当车辆行驶时，传动系统与行走机构所产生的噪声和振动，犹如一场不和谐的“机械交响曲”，若不加以有效控制，不仅会降低驾乘的愉悦感，还可能对车辆的零部件造成损害，影响其使用寿命和可靠性。因此，对NVH性能进行优化，成为了车辆研发过程中至关重要且极具挑战性的任务之一。

在众多影响齿轮NVH性能的因素中，齿轴参数的调整无疑占据着核心地位，堪称优化NVH性能的“关键钥匙”。齿轴作为机械传动系统的核心部件，承担着传递动力、保障传动稳定性的重要使命。其结构设计直接影响着传动系统的承载能力、可靠性、轻量化水平以及制造成本等多个关键方面。然而，在当前的工程应用实践中，齿轴结构设计却陷入了一个两难的困境，即强度与轻量化之间的矛盾。

传统设计理念为了确保齿轴具有足够的安全系数，往往采取保守的加厚设计策略。这种设计虽然在一定程度上增强了齿轴的强度，但却如同给车辆戴上了一副沉重的枷锁，导致结构冗余、重量偏大。过大的重量不仅增加了车辆的能耗，降低了传动效率，还对车辆的整体性能产生了负面影响，就像一个身负沉重包袱的运动员，难以发挥出最佳水平。相反，如果过度追求轻量化设计，虽然能够减轻车辆的重量，提高传动效率，但也会引发一系列新的问题。轻量化设计可能会使齿轴的结构强度降低，导致应力集中现象加剧，刚度不足，进而缩短齿轴的疲劳寿命，从而也会导致新的NVH问题。

在高端装备与新能源汽车等领域，齿轴系统的NVH性能已成为衡量产品品质的核心指标之一。如何在保证结构强度与轻量化设计的前提下，通过参数优化实现减振降噪，是当前工程研发的关键挑战。为了实现齿轴结构在强度与轻量化之间的平衡，同时有效优化其减振降噪性能，本分析以某典型齿轴设计方案为基准，通过系统地调整中间轴轮缘厚度、轮辐开孔、轮幅厚度以及轮辐结构形式等关键参数，构建9组不同参数的齿轴模型，深入探索齿轴参数与NVH性能之间的内在关系，为工程实践提供量化依据。

 

图1-1 变速箱齿轴示意图

2分析对象及计算模型说明

2.1分析对象

本分析聚焦于变速箱核心动力传递部件—中间齿轮轴，中间齿轮轴是变速箱动力传递网络的关键部件，下图2-1中左侧展示了其单体结构，右侧呈现了它在变速箱中的装配场景（蓝色标注部分），与周边部件协同构成动力传输链路，其性能直接影响传动系统的效率与稳定性。

 

图2-1 在电驱总成里中间齿轮轴位置示意图

轮缘结构‌：作为齿轮轴与外部部件（如其他齿轮、传动带等）直接接触并传递动力的核心区域，其形状、尺寸精度和表面质量对动力传递的平稳性至关重要。下图2-2中展示了轮缘的横截面形状，合理的轮缘设计能确保良好的啮合或传动接触，减少振动和噪声。

 

图2-2 轮缘横截面示意图

轮缘负责和外部部件接触传力，其形状等特性影响传动的平稳性。轮辐连接轮缘与轴身，厚度关乎齿轮轴的强度和刚度；开孔可轻量化与散热，但设计不当会降低强度；加筋能增强轮辐刚度和强度。这些结构参数相互关联，决定齿轮轴性能，影响传动系统总成噪声。

电驱动总成除定转子组件外，全域采用‌二阶四面体单元；其中轴轮缘、轮辐等关键区域单元尺寸≤4mm，机壳等非关键区域单元尺寸≤6mm。其有限元计算模型如下图所示。

图2-3 电驱总成有限元模型示意图

2.2 边界条件设置

约束条件：在机壳悬置安装点施加全约束；轴承系统通过‌RBE2-CBUSH-RBE2复合单元组‌建立轴承刚度模型，如下图所示。

图2-4 约束条件示意图

载荷条件：在轴承位置中心点加齿轮激励载荷，模拟实际工作载荷状态，如下图所示。

 

图2-5 齿轮力激励加载示意图

2.3 声学计算模型

对电驱动总成声学分析时，噪声计算频率应与结构振动计算频率匹配。在电驱总成声学网格处理中，为精准模拟实际环境里声波传播的无反射边界条件，需在外表面定义无限元边界。该边界基于声学有限元理论，可有效模拟声波在无限空间的传播，避免边界反射引发的计算误差。它既能准确反映计算域内声学特性，还能拓展计算范围，获取远场声压级，为电驱总成声学设计优化和噪声控制提供关键数据支撑。在结构外部划分声学近场网格，划分好的声场网格如下图所示。

图2-6 声学网格示意图

在距离结构表面1米位置布置5个虚拟麦克风场点，如下图所示，计算完成后可以获得电驱总成不同测点的噪声级频谱曲线。

 

图2-7 电驱总成噪声测点位置示意图

3 不同齿轴结构参数对NVH的影响分析

为系统量化不同齿轴参数对NVH性能的耦合作用机制，本分析基于参数化建模方法构建了9组不同齿轴结构模型。以基准模型（Case1）为基准，分别对轮缘厚度（±40%）、轮辐厚度（±40%）、轮辐拓扑构型（5/10孔轻量化、4/8筋刚度强化）等作为设计变量参数，构建9组对比模型，深入探索齿轴结构参数与NVH性能之间的内在关系，为工程实践提供量化依据。

3.1 不同齿轴结构方案说明

本分析构建了9组齿轴结构参数设计模型，各模型的变量参数设置详见下表。

为精准解析目标结构的NVH性能优化潜力，本分析围绕轮缘厚度、轮辐拓扑构型等核心变量，系统性构建了9组差异化优化方案。各方案的几何参数调整与具体构型特征详见下图。

 

图4-1 不同齿轴结构模型示意图

3.2 齿轴参数对噪声的影响分析

3.2.1 轮缘厚度对噪声影响分析

以下是轮缘厚度优化对电驱总成噪声频谱特性的影响对比分析图，如下图所示。

 

图4-2 不同轮缘厚度的噪声频谱曲线对比

主要结论：

（1）两种方案均未实现全频段噪声的降低，且存在局部噪声放大的风险，主要影响在中高频段。

（2）Case3方案（轮缘-40%方案）对3300Hz以上的高频噪声有显著抑制效果，由此可见，优化轮缘厚度适合以降低高频噪声为主要优化目标的场景。

（3）Case2方案（轮缘+40%方案）在高频段无明显优势，针对某些特定阶次的噪声问题，仅仅增加轮缘厚度不一定为好的降噪方案。

3.2.2 轮辐厚度对噪声影响分析

以下是轮辐厚度优化对电驱总成噪声频谱特性的影响对比分析图，如下图所示。

 

图4-3 不同轮辐厚度的噪声频谱曲线对比

主要结论：

（1）Case4方案（轮辐+40%方案）与原方案噪声曲线相当，几乎没有降噪效果，针对本案例的齿轴设计方案，加大轮辐厚度对噪声影响不明显；

（2）Case5方案（轮辐-40%方案）在2500Hz以上的高频段噪声大幅降低，最大降幅超过10dBA，但对2500Hz以下频段噪声影响有限，由此可见，优化轮辐厚度适合以降低高频噪声为主要优化目标的场景。

3.2.3 轮辐开孔对噪声影响分析

以下是轮辐开孔优化对电驱总成噪声频谱特性的影响对比分析图，如下图所示。

 

图4-4 不同轮辐开孔数量的噪声频谱曲线对比

主要结论：

（1）轮辐开孔数量的变化几乎不影响中频段的噪声特性，说明开孔没有显著改变中频段的模态分布及刚度特性；

（2）轮辐开孔通过打散高频连续模态、降低局部刚度的方式，抑制了高频共振噪声，且开孔数量越多，高频降噪效果越明显；

（3）轮辐开孔在实现轻量化的同时，能有效降低高频噪声，是兼顾减重与降噪的可行方案。

3.2.4 轮辐加强筋对噪声影响分析

以下是轮辐添加强筋优化对电驱总成噪声频谱特性的影响对比分析图，如下图所示。

 

图4-5 不同轮辐加强筋的噪声频谱曲线对比

主要结论：

（1）Case8（轮辐设置4条加强筋方案）降噪效果较为显著，同时兼顾轻量化，性价比更高；

（2）Case9（轮辐设置8条加强筋方案）降噪效果优于4条加强筋方案，尤其在中高频段（1000-2000Hz）的噪声抑制效果更明显；

（3）轮辐设置加筋大幅提升了轮辐的刚度，从而提升了结构固有频率，有效抑制了中高频段的共振噪声，且筋数越多，降噪幅度越大。

4 结论

4.1 主要结论

通过以上分析，可以看出：

（1）低频问题（1000Hz以下）：以上所有优化方案对低频处（420Hz）的噪声均无抑制作用，说明该噪声源与轮缘、轮辐的结构修改无关，是由轴系、轴承或其他激励源主导的固有模态，需要通过其他方式（如轴系减振、动平衡优化）等解决。

（2）中频段问题（1000-2500Hz）：仅轮辐加筋方案实现了有效降噪。而轮缘、轮辐厚度改变、开孔优化均未改变中频段的模态分布，噪声水平与原方案差异极小；仅加筋方案通过提升整体刚度，实现了中频段 1-3dB 的稳定降噪，且加筋数量越多，降噪效果越显著。

（3）高频段问题（2500Hz以上）：轮辐加筋方案降噪效果综合最优，轮缘/轮辐厚度减少、开孔次之。轮缘、轮辐减薄、开孔方案的高频降噪依赖 “打散模态、降低局部刚度”，降噪效果随设计参数变化明显，存在局部噪声放大风险；轮辐加筋方案的高频降噪依赖“提升整体刚度、抑制共振”，降噪效果稳定，且无结构强度隐患，是高频降噪的最优选项。

4.2 后续工作

（1）低频噪声专项治理：针对420Hz处的固有噪声峰，开展轴系动平衡、轴承减振、激励源优化等专项研究，解决低频噪声问题。

（2）加筋方案参数优化：对Case 9（轮辐设计8条加强筋方案）开展参数化研究，优化加筋截面尺寸、分布位置，在控制重量和成本的前提下，最大化中高频降噪效果。

（3）开孔优化研究：对Case 7（轮辐开孔方案）开展参数化分析，研究开孔大小、分布形式对噪声、强度及轻量化的综合影响，筛选最优开孔方案；

（4）复合优化方案研究：结合加筋+开孔的复合设计，实现“刚度提升+轻量化”的协同优化，平衡降噪、重量与工艺成本。