焦傳梅

（柳州五菱汽車工業(yè)有限公司，廣西 柳州545007）

0 引言

在新能源汽車業(yè)務(wù)逐漸擴(kuò)大的市場(chǎng)背景下，某公司針對(duì)物流汽車領(lǐng)域全新開(kāi)發(fā)一款電動(dòng)驅(qū)動(dòng)后橋，以豐富新能源汽車電動(dòng)橋類型。根據(jù)物流車整體總布置，綜合技術(shù)、生產(chǎn)、使用要求、經(jīng)濟(jì)性等多方面進(jìn)行分析和評(píng)估，給出總體設(shè)計(jì)方案。沿用傳統(tǒng)燃油車底盤(pán)，動(dòng)力系統(tǒng)為后置后驅(qū)，電機(jī)采用主流的機(jī)電集成化布置[1]——電機(jī)平行于橋殼，電機(jī)、減速器掛接于驅(qū)動(dòng)橋上，如圖1所示。電機(jī)輸出動(dòng)力經(jīng)主減速器和差速器傳經(jīng)半軸，再到車輪，以實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)汽車前行。

圖1 機(jī)電集成電動(dòng)后橋

1 設(shè)計(jì)分析及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

整體結(jié)構(gòu)包括：橋的承載件（橋殼）、驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置（半軸等零部件）、懸掛件、制動(dòng)系統(tǒng)。動(dòng)力傳遞特點(diǎn)：動(dòng)力輸入與后橋輸出呈平行分布。因此，如何既能實(shí)現(xiàn)這種形式力矩傳遞，同時(shí)又要獲得較好NVH水平的減速器，是這款后橋設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。此減速器設(shè)計(jì)中，圓柱斜齒輪和軸承型號(hào)選擇也是設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。

根據(jù)整車給定速比及電機(jī)輸入軸至后橋輸出軸的距離，減速器采用二級(jí)減速[2]，齒輪布置形式如圖2所示，輸入扭矩通過(guò)齒輪軸Ⅰ與裝于齒輪軸Ⅱ上的Ⅱ軸齒輪的嚙合傳遞至齒輪軸Ⅱ，齒輪軸Ⅱ通過(guò)與被動(dòng)齒輪的嚙合傳至差速器。

圖2 減速器齒輪布置

2 零件參數(shù)選擇及校核

一般來(lái)說(shuō)，在齒輪設(shè)計(jì)[3，4]中，如果齒輪參數(shù)（齒數(shù)Z、模數(shù)m、螺旋角β、壓力角α、齒寬系數(shù)Φ等）選擇不合理，會(huì)使齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度不足，可能在使用過(guò)程中發(fā)生磨損、點(diǎn)蝕、膠合及塑性變形等齒面損傷，引起震動(dòng)、噪聲等不良情況。軸承型號(hào)選擇不當(dāng)，會(huì)出現(xiàn)早期失效，使用壽命嚴(yán)重下降，造成三包索賠。

減速器各級(jí)速比u、軸間距a分配、齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)流程，如圖3。

圖3 設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)流程

公式中：a為軸間距；d1為小齒輪分度圓直徑；mn為法向模數(shù)；u為速比；k為載荷系數(shù)；T為轉(zhuǎn)矩；φa、φd、φm 為齒寬系數(shù)；Z1為小齒輪齒數(shù)；Z2為大齒輪齒數(shù)；YFS為復(fù)合齒形系數(shù)；σFP為齒輪許用彎曲應(yīng)力；σHP為齒輪許用接觸應(yīng)力；α為壓力角；β為螺旋角；σH齒輪接觸應(yīng)力；σF為齒輪彎曲應(yīng)力；ZE為彈性系數(shù)；ZH為節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)；Zε重合度系數(shù)；YFa為齒形系數(shù)；YSa為載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)；Yε為彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的重合度系數(shù)。

2.1 齒輪參數(shù)選擇及校核

齒數(shù)Z，當(dāng)中心距一定時(shí)，齒數(shù)取多，則重合度增大，改善了傳動(dòng)的平穩(wěn)性，但是齒數(shù)增多則模數(shù)減小，齒輪的抗彎強(qiáng)度降低，因此，在滿足抗彎強(qiáng)度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。

一般最少齒數(shù)不應(yīng)產(chǎn)生根切，互相嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應(yīng)有公因數(shù)，速度高的齒輪更應(yīng)注意這點(diǎn)。

模數(shù)m=P/π（mn為斜齒輪的法向模數(shù)，P為齒距），m越大，則P越大，齒輪就越大，齒輪的抗彎曲能力越高，它是齒輪抗彎能力的重要標(biāo)志。模數(shù)由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定，要求圓整為標(biāo)準(zhǔn)值。我國(guó)頒布的齒輪模數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)系列如表1所示。

表1 標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)（摘自GB/T1357-2008）[3]

螺旋角β：反映齒輪特征的一個(gè)重要參數(shù)，β大，則重合度ε增大，則傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音降低，但工作時(shí)產(chǎn)生較大的軸向力，軸承載荷就比較大，也會(huì)造成殼體尺寸相應(yīng)增大，同時(shí)降低傳動(dòng)效率。β太小，將失去斜齒輪的優(yōu)點(diǎn)。所以β的大小應(yīng)根據(jù)工作要求和加工精度而定。

基于對(duì)市場(chǎng)上部分電動(dòng)后橋的對(duì)比分析和專業(yè)齒輪廠家的溝通交流，結(jié)合《減速器和變速器設(shè)計(jì)與選用手冊(cè)》[2]，在微車及乘用車電動(dòng)后橋齒輪設(shè)計(jì)中，一般推薦模數(shù)m選擇在3.5以內(nèi)，螺旋角一般選擇35°以內(nèi)，對(duì)在 10°～ 30°，壓力角 α 一般選擇 20°，此外也采用其他齒形角，如 14.5°、16.5°及 22.5°等。

齒寬系數(shù)Φ：系數(shù)取大些，可使中心距及直徑d減小，但齒寬越大，載荷沿齒寬分布越不均勻，因此齒寬不宜太大，一般根據(jù)公式b=（6.5-8.5）m初選。

在參數(shù)選定后，校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度及齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，強(qiáng)度條件為：σH≤ σHP，σF≤ σFP。計(jì)算方法按照《機(jī)械設(shè)計(jì)》[3，4]公式計(jì)算。

2.2 軸承選型及校核

多數(shù)新能源減速器內(nèi)部一般選用深溝球軸承。深溝球軸承裝配要求不高，即殼體或軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)相對(duì)簡(jiǎn)單，價(jià)格相對(duì)低，一般會(huì)優(yōu)先采用。在不滿足使用要求時(shí)，也會(huì)選擇加強(qiáng)型或圓柱滾子軸承。選擇該類軸承的優(yōu)勢(shì)在于不用考慮其預(yù)緊。隨著軸承研究的不斷深入，一些軸承廠家可以提供有關(guān)軸承壽命研究的更多數(shù)據(jù)，如圓錐滾子軸承預(yù)緊量與壽命曲線圖，可以指導(dǎo)客戶選擇合適的手段（如調(diào)整墊片）來(lái)實(shí)現(xiàn)軸承的預(yù)緊。因此，在深溝球軸承無(wú)法滿足產(chǎn)品設(shè)計(jì)要求的情況下，有些產(chǎn)品也選擇了圓錐滾子軸承。軸承壽命計(jì)算一般按照《機(jī)械設(shè)計(jì)》[3-4]所推薦的方法。

3 MASTA軟件分析

根據(jù)齒輪、軸承等部件的詳細(xì)參數(shù)，在MSATA軟件中建立仿真模型。對(duì)齒輪強(qiáng)度、軸承壽命二次分析，并通過(guò)齒輪強(qiáng)度、齒輪總重合度、齒輪效率及軸承功率損失等各項(xiàng)值對(duì)齒形參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，達(dá)到齒輪高強(qiáng)度、低噪音和較高傳動(dòng)效率的要求。由于整車未能提供加載工況，按最大扭矩工況來(lái)分析。仿真模型，見(jiàn)圖4。

圖4 仿真模型

3.1 運(yùn)用MASTA軟件對(duì)比分析齒輪

以二級(jí)齒輪傳動(dòng)為例對(duì)兩組齒輪分析，如表2所示。

表2 兩組齒輪強(qiáng)度及重合度對(duì)比

在保證軸間距，主減速比不變的情況下，從表2數(shù)據(jù)對(duì)比來(lái)看：通過(guò)調(diào)整齒輪參數(shù)，如螺旋角β、齒寬b、齒頂高系數(shù)ha、齒根高系數(shù)hf等，重合度εγ提高了28.4%，齒輪強(qiáng)度提高了4.5～8.6%，重合度的提高可以改善NVH性能。同時(shí)也驗(yàn)證了，近年來(lái)國(guó)內(nèi)外汽車變速器廠所提出的“細(xì)高齒”齒輪設(shè)計(jì)，在提高齒輪性能上是非常有效的（備注：①表2中僅體現(xiàn)了齒輪部分參數(shù)；②兩組齒輪相同參數(shù)用“/”代替）。

3.2 運(yùn)用MASTA軟件對(duì)傳動(dòng)效率對(duì)比分析

在額定工況（扭矩90 N·m，功率30 kW，轉(zhuǎn)速3 183 r/min）對(duì)兩組齒輪的傳動(dòng)效率進(jìn)行對(duì)比分析如表3所示。

表3 兩組齒輪傳動(dòng)效率對(duì)比

根據(jù)表2、3，結(jié)合ISO14179標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算公式，可知增大螺旋角β或減少壓力角α有利于減少齒輪功率損失，系統(tǒng)效率提高。

4 產(chǎn)品性能試驗(yàn)驗(yàn)證

后橋順利通過(guò)齒輪疲勞試驗(yàn)、道路耐久試驗(yàn)及道路NVH測(cè)試，優(yōu)勢(shì)明顯。具體如下：

4.1 齒輪疲勞試驗(yàn)試驗(yàn)結(jié)果

齒輪疲勞壽命均在50萬(wàn)次以上，最高達(dá)到100萬(wàn)次。滿足《QC/T534汽車驅(qū)動(dòng)橋評(píng)價(jià)指標(biāo)》6.2齒輪疲勞評(píng)價(jià)指標(biāo)：試驗(yàn)數(shù)據(jù)遵循對(duì)數(shù)正態(tài)分布（或布爾分布），取其中值疲勞壽命不低于50萬(wàn)次，試驗(yàn)樣品中最低壽命不得低于30萬(wàn)次。

4.2 道路NVH測(cè)試

采用LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采集車輪后輪的轉(zhuǎn)速，二級(jí)齒輪的階次是76，一級(jí)齒輪的階次是 170。測(cè)得汽車加速和滑行時(shí)司機(jī)右耳噪聲：加速工況，二階齒輪最高59.52 dB，一階齒輪最高44.34 dB（見(jiàn)圖5）；滑行工況下，二階齒輪最高51.89 dB，一階齒輪最高37.92 dB（見(jiàn)圖6）。由噪音值表現(xiàn)看，該減速器齒輪的設(shè)計(jì)，分貝值很低且整個(gè)噪聲曲線（藍(lán)色曲線）非常平穩(wěn)，尤其是一級(jí)齒輪，體現(xiàn)了高重合度齒

圖6 滑行工況的噪音曲線

5 結(jié)論

該款電動(dòng)后橋，順利通過(guò)了各項(xiàng)臺(tái)架試驗(yàn)和道路耐久試驗(yàn)驗(yàn)證，目前已經(jīng)成功轉(zhuǎn)批產(chǎn)。在此項(xiàng)目中所積累的經(jīng)驗(yàn)，尤其是齒輪設(shè)計(jì)、軸承選型及NVH提升的經(jīng)驗(yàn)，已推廣應(yīng)用于其他同類產(chǎn)品上，且NVH水平得到了顧客的認(rèn)可。相信在國(guó)家大力倡導(dǎo)發(fā)展新能源汽車的背景下，此后橋的成功開(kāi)發(fā)將加快某公司電動(dòng)后橋市場(chǎng)的開(kāi)拓，也將創(chuàng)造更大的經(jīng)濟(jì)效益。