作者：皮旭明、劉德福丨EDC電驅未來 

本文從驅動電機外特性曲線、驅動電機與減速器（變速器）的連接方式等方面分析了故障產生的機理，并采集了純電動汽車道路試驗的載荷譜作為設計輸入條件，對減速器及內部差速器進行了強度仿真分析，最后提出了典型故障模式的解決方法，提高其可靠性。

純電動汽車經過近十年的高速發展，其傳動系統的安全性、可靠性問題也值得我們深入研究。純電動汽車傳動系統包括與驅動電機連接的減速器和減速器內含轉彎差速的差速器總成。差速器的輸出半軸齒輪與驅動半軸相連，純電動汽車在道路試驗及售后使用時常出現差速器故障、驅動半軸斷裂、動力中斷和轉彎異響等問題。

近年來，隨著純電動汽車的高速發展，其減速器可靠性的研究也取得了一些成果。這些研究均基于傳統燃油車思維對電動汽車的可靠性進行研究，沒有針對純電動汽車傳動系統的特點對其故障原因及可靠性進行分析。本文首先分析了純電動汽車減速器的一些常見但特有的故障，然后通過理論計算及仿真分析技術，挖掘出純電動汽車減速器故障的產生機理，提出了一套提高減速器可靠性的方法，并進行試驗驗證。

純電動汽車減速器的常見故障

從純電動汽車整車廠、減速器零部件廠收集了傳動系統的常見故障問題：差速器行星齒輪斷齒、行星齒輪軸斷裂、差速器殼體斷裂、驅動半軸斷裂、減速器殼體以及懸置位置開裂和減速器內軸承出現散架。

純電動汽車減速器失效機理分析

純電動汽車減速器早期失效概率明顯高于傳統的燃油汽車，主要原因是驅動電機的外特性曲線與發動機差異較大。如圖1所示的驅動電機的特性曲線可知，驅動電機的特點是低轉速高轉矩。電機低速起步轉矩即可達到峰值轉矩，在一定的轉速區間內，電機的轉矩是不變的。轉速增加即可進入最大功率恒功率區，隨后隨轉速的增加轉矩開始下降。

圖1 某型號永磁同步電機的外特性曲線

圖2 某型號內燃機的外特性曲線

如圖2所示的某型號內燃機的外特性曲線中，內燃機的最大轉矩需要轉速支持，最大功率也需要隨轉速增加至6 000 r/min時才能到達最大值。傳統燃油車起動需要短暫的延遲來實現離合器從分離到接合，而驅動電機和減速器之間是剛性花鍵連接或一體軸沒有離合器，因此純電動汽車起步明顯快于傳統燃油車。

而急加速也是如此，傳統燃油車動力仍然會有一定延遲，因為變速器需要降檔（降檔時間需要0.8～1.2 s），這時候動力就會慢一拍。而純電動汽車減速器沒有檔位不需要換檔，所以提速更快一些。再加上發動機與變速器之間連接有離合器、減振器和雙質量飛輪等，對發動機轉矩波動有過濾和緩沖，因此純電動汽車對傳動系統的要求更苛刻，這就是同功率同轉矩純電動汽車百公里加速時間比傳統燃油車要短的原因，當然，汽車加速度還取決于驅動輪的最大打滑轉矩。

汽車行駛方程式為：式中：Ttq為電機輸出轉矩；i0為主減速器傳動比；ig為變速器傳動比；ηT為傳動效率；r為輪胎半徑；G為整車質量；f為滾動阻力系數；α為整車行駛坡度；a'為加速行駛時的加速度；δ為汽車旋轉質量換算系數（δ＞ 1）。

根據汽車行駛的附著條件與汽車的附著率計算公式可得作用在驅動輪上的地面法向反作用力為：

式中：b為汽車質心到后軸的距離；h g為汽車質心的高度；L為汽車軸距。

聯立式（1）和式（2）可得：

式中：φ為附著系數。

對于前驅轎車而言，當其在一定的坡度上加速行駛時，加速度a' 逐漸增大，作用在驅動輪上的地面法向反作用力F Z1逐漸減小。由于地面對驅動輪切向反作用力F t的極限值，即附著力Fφ與驅動輪法向反作用力FZ1成正比，當加速度a' 達到一個臨界值時，則可得：

當驅動轉矩繼續增大時，F t＞FX1 = Fφ= FZ1φ，驅動輪打滑，驅動轉矩的這個臨界值被稱為打滑轉矩。聯立式（2）、式（3）和式（4）可得到打滑轉矩為：

式中：Ttq為電機輸出轉矩。

對幾款前驅純電動汽車及一款同類型的傳統燃油車的最大打滑轉矩進行計算，最大驅動力等于前輪附著力FXbmax=Fφ=FZ φ=61.5% mgφ。滾動阻力系數f取0.008 3，附著系數φ取0.9，傳動效率ηT取0.95。計算結果見表1。

根據表1可以看出，傳統燃油車的1檔最大輸出轉矩接近于輪胎最大打滑轉矩，而2檔最大輸出轉矩就遠遠低于輪胎最大打滑轉矩，從駕車習慣來看，1檔一般只用于起步和爬陡坡，使用頻次并不高，而純電動汽車可實現大轉矩起步、加速超車，使用頻次較高，尤其是共享網約車、出租車司機，追求動力性和時間的最大價值，較少考慮電耗、車輛的維護保養，因此對傳動系統的要求更加苛刻。

純電動汽車減速器的優化設計

1.利用載荷譜加速故障過程

由于純電動汽車減速器的設計載荷譜缺失，一般變速器企業采用《QC/ T 1022-2015 純電動乘用車用減速器總成技術條件》作為設計載荷譜，但由于該載荷譜與實際載荷譜之間存在著較大差異，比如汽標中載荷譜最大轉矩循環時間太長，而反拖發電轉矩循環時間太短，未體現加減速沖擊載荷等。

表1 不同廠家電動汽車輪胎打滑轉矩對比

表2 純電動汽車道路試驗載荷譜

為了得到較為準確的純電動汽車減速器的設計載荷譜，首先必須依據用戶的使用情況以及各種路面情況進行實車道路載荷譜采集。常用的實車道路載荷譜采集方法為常規路面按比例采集法。對于用戶實際使用條件下的標準載荷譜，按照我國的道路情況，多采用城市公路、城郊公路、一般公路、高等級公路以及壞路等路面,按照一定比例合成的綜合道路載荷譜，從而實現獲得與實際使用工況等效壽命載荷譜的目的。表2是通過某純電動汽車整車道路試驗采集的載荷譜，采集了20個工況，選取了4個工況。按照此工況進行完臺架試驗后，整車道路試驗也能一次通過，并且售后故障率很低。

某型號減速器根據疲勞實驗工況對軸承基本損傷率進行校核和臺架試驗，結果均一次性通過，但在整車道路試驗時發現輸入軸前軸承保持架都散架。而根據疲勞實驗工況的CAE分析結果是輸入軸前軸承的損傷率遠比輸入軸后軸承低。后來將輸入工況改成表2載荷譜后，CAE分析結果和臺架試驗都未通過，并且連續三臺臺架試驗樣箱的輸入軸前軸承保持架都散架。經與軸承廠家聯合分析，造成保持架損壞的主要原因是變轉矩時的沖擊力過大，尤其是高速制動能量回收工況。而高速軸承為尼龍保持架，抗沖擊能力差，后來改成鋼保持架的軸承后，順利通過了臺架試驗和整車道路試驗。

2.提高仿真分析能力，優化設計

利用MASTA軟件對電驅動傳動系統進行建模，將設計載荷譜輸入后，可對殼體應力、齒輪、軸承壽命和NVH等進行仿真分析。

差速器的仿真分析需要聯合多體動力學分析軟件ADAMS、有限元分析軟件Abaqus和有限元前處理軟件HyperMesh等，差速器設計的總體技術思路如圖3所示。

圖3 差速器設計的技術思路

將差速器總成三維模型導入ADAMS中，設置材料屬性、約束關系等參數，建立差速器運動仿真模型。

將輸入載荷工況導入ADAMS運動仿真模型中，分析差速器齒輪嚙合過程中的嚙合力變化和差速器齒輪嚙合激勵頻譜圖，如圖4所示。差速器齒輪嚙合過程中的嚙合力變化直接影響到齒輪接觸應力和NVH性能，差速器總成失效和轉彎異響與嚙合力變化范圍息息相關。

3.齒輪制造工藝優化提升

對出現轉彎異響、行星齒輪軸斷裂和差速器殼體開裂等故障的減速器總成進行拆解分析，重點對差速器內直齒錐齒輪的相鄰兩齒跳動、齒圈軸向位移Δf AM、軸向最大間隙進行檢測，檢測數據見表3。

表3中的1#、2#、3#差速器齒輪均為故障件。從檢測數據可看出齒輪精度較低，造成齒輪精度低的主要原因是錐齒輪的加工工藝落后，先采用刨、銑齒機加工銅極，然后采用電火花加工出鍛造模具，由于經過三輪傳遞，導致精度下降；而采用高速銑削加工中心，直接在模具鋼上進行雕刻加工，加工出鍛造模具，沒有經過誤差的傳遞，齒輪精度較高，對改進加工工藝后的4#、5#、6#差速器齒輪相鄰兩齒跳動、齒圈軸向位移Δf AM、軸向最大間隙進行檢測，檢測數據見表3，從檢測數據可以看出錐齒輪精度能提高了1～2級，齒輪接觸區也有明顯改善，裝車測試后轉彎異響消除，重新進行整車耐久試驗后，行星齒輪軸未出現斷裂，差速器殼體也未出現開裂。

表3 差速器齒輪檢測數據

圖4 差速器總成動力學仿真分析結果

結論

通過對純電動汽車在道路試驗和售后故障模式的收集與分析，從傳統燃油車和純電動汽車動力外特性、連接方式、最大驅動轉矩以及輪胎最大打滑轉矩的差異性分析可以從機理解釋這些故障現象產生的根本原因，并提出了如下提升純電動汽車可靠性的解決方案:

（1）合理地采集實車路譜，經處理作為設計載荷譜是純電動汽車減速器設計、仿真分析和臺架試驗等可靠性驗證的前提，否則，以上結論對整車道路試驗不具備參考價值，也規避了售后質量問題的發生。

（2）通過將合理載荷譜輸入MASTA傳動系統模型、ADAMS運動仿真模型中，可對減速器殼體、軸承和差速器等可靠性安全系數進行評估，可從設計層面大幅減低減速器殼體開裂、軸承散架等故障風險。

（3）通過系統優化設計可以優化差速器錐齒輪的接觸應力分布，優化差速器錐齒輪制造工藝可以提高錐齒輪的精度，從而解決純電動汽車轉彎異響、差速器殼體開裂及行星齒輪軸斷裂等故障。

-----------------------------------------------------------------

【免責聲明】版權歸原作者所有，僅用于技術分享與交流，非商業用途！對文中觀點判斷均保持中立，若您認為文中來源標注與事實不符，若有涉及版權等請告知，將及時修訂刪除，謝謝大家的關注！