正在纯电动汽车中，动力源由电池和电机所替换，以致历来古板汽车中内燃机的“掩蔽效应”没落，本来不显著的高频噪声变得特别明显，传动装备中齿轮传动编制的噪声尤为突显，是其噪声的闭键源泉。正在齿轮传动历程中，变速器受到齿轮转达差错、轴承安置与选型以及壳体受力变形等归纳要素的影响，使得主从动齿轮正在啮入、啮出历程中产人丁面变形，从动齿轮实践转角与表面转角崭露差值，闭键再现正在啮合线上，即从动齿轮实践位移与表面位移出现的差值，导致主从动齿轮啮适时出现过问，出现激振力。振动通过轮坯、轴及轴承等零件转达到壳体惹起辐射噪声。对付此类噪声，往往通过齿轮修形的法子处理，同时能够下降齿轮副啮合的转达差错，下降齿面接触应力。倘使齿轮修形是通过改观齿面接触下降齿轮副啮合慰勉，那么动态啮合刚度便是从基本上下降慰勉出现的泉源。改观动态啮合刚度是下降变速器噪声最实质的法子。

以某电动汽车两档变速器为钻研对象，构造安置如图1所示。变速器采用同轴式安置构造，两个档位的速比折柳为2.67和1，最大输入转矩600 N·m，央求变速器每个档位的台架试验噪声值小于81 dB(A)。

齿轮轴采用20 CrMnTiH原料，各齿轮精度界说为7级，齿面粗拙度为RZ4.8，齿根粗拙度为RZ10。

对两档变速器实行噪声测试，通过传声器搜罗噪声数据，并对测试结果实行阶次剖析和相应剖析，结果如图3所示。

从图3中能够看出，正在频率2 000～2 500 Hz足下，第37阶次的噪声值为噪声峰值，抵达87 dB(A)，与此阶次对应的是常啮合齿轮副，齿轮参数睹表1，需求对变速器的常啮合齿轮副实行优化。

转达差错为输出齿轮的实践啮合名望与表面啮合名望的挽救角度差错响应正在啮合线为两轮的啮合开始点，E1为两轮的啮合终止点，P节点为两轮的表面啮合名望点，而因为受载变形、齿面修形及加工差错等要素的影响，使得两轮的实践啮合名望点偏移至P1点处，偏移隔绝PP1即为

式中，R1为主动轮基圆半径；R2为从动轮基圆半径；θ1为主动轮振动角位移；θ2为从动轮振动角位移。

以台架测试工况行动仿真的输入工况，对各齿轮副的转达差错、齿面接触应力实行仿线所示；齿面接触压力估计结果为1 326 MPa，如图6所示，接触区域充足，知足变速器的初始安排央求。

从仿真剖析结果可知，常啮合齿轮副的转达差错和齿面接触应力结果特殊理思，然而噪声崭露正在2 000～2 300 Hz之间，故需求对动态啮合刚度实行剖析。

动态啮合刚度应试虑跟着齿轮轴系转速（或齿轮啮合频率）的变换对付轮齿之间啮合刚度的影响。基于齿轮传动编制振动转达道途剖析道理，齿轮动态啮合刚度是齿轮传动编制的归纳再现。跟着齿轮轴系转速的变换，正在主、从动齿轮啮合齿面间出现单元相对扭更改形量时，两齿面间的啮协力也随之变换。所以将动态啮合刚度界说为轮齿啮合处受某一频率单元挽救角位移的周期性慰勉感化下，正在该啮合场所需施加类似频率的转矩巨细。齿轮传动编制振动剖析模子如图7所示。

图7中P、g折柳代表主、从动轮，fp、fg折柳展现齿轮副间的一对彼此感化力，δ为主、从动轮沿啮合线的相对位移量，km为齿轮副间的啮合刚度。

估计获得齿轮动态啮合刚度，如图8所示。从图中能够看出，正在2 000～2 500 Hz有一处峰值，峰值抵达1 100 N/mm，与试验测试噪声区域相适当。

通过调理壳体、轴和轴承的刚度，来变换齿轮副的动态啮合柔度，进而影响动态啮合刚度，能够有用地下降变速器慰勉源幅值，从而下降变速器合座噪声。

正在JYCD软件中，折柳估计调理后的壳体刚度、轴刚度和轴承刚度，然后得出动态啮合刚度改良结果，如图9所示。正在2 000～2 500 Hz处的峰值下降到了750 N/mm，下降了31.8%。

将优化后的变速器实行噪声台架测试，变速器噪声下降较为显著，加倍是2 000～2 500 Hz有处相应有显著下降，如图10所示，测试结果为80 dB（A）。

下降慰勉源的幅值是进步变速器NVH机能的闭头要素，通过调理齿轮动态啮合刚度能够从基本上改观变速器的噪声题目。所以，要处理变速器的噪声题目，需求要点闭怀变速器齿轮副的动态啮合刚度，进步产物机能。