根據物流車整體總布置，綜合技術、生產、使用要求、經濟性等多方面進行分析和評估，給出總體設計方案。沿用傳統燃油車底盤，動力系統為后置后驅，電機采用主流的機電集成化布置——電機平行于橋殼，電機、減速器掛接于驅動橋上，如圖1所示。電機輸出動力經主減速器和差速器傳經半軸，再到車輪，以實現驅動汽車前行。

圖1 機電集成電動后橋

1 設計分析及結構設計

整體結構包括：橋的承載件（橋殼）、驅動車輪的傳動裝置（半軸等零部件）、懸掛件、制動系統。動力傳遞特點：動力輸入與后橋輸出呈平行分布。因此，如何既能實現這種形式力矩傳遞，同時又要獲得較好NVH水平的減速器，是這款后橋設計的重點。此減速器設計中，圓柱斜齒輪和軸承型號選擇也是設計的關鍵。

根據整車給定速比及電機輸入軸至后橋輸出軸的距離，減速器采用二級減速，齒輪布置形式如圖2所示，輸入扭矩通過齒輪軸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通過與被動齒輪的嚙合傳至差速器。

圖2 減速器齒輪布置

2 零件參數選擇及校核

一般來說，在齒輪設計中，如果齒輪參數（齒數Z、模數m、螺旋角β、壓力角α、齒寬系數Φ等）選擇不合理，會使齒輪齒面接觸疲勞強度不足，可能在使用過程中發生磨損、點蝕、膠合及塑性變形等齒面損傷，引起震動、噪聲等不良情況。軸承型號選擇不當，會出現早期失效，使用壽命嚴重下降，造成三包索賠。

減速器各級速比u、軸間距a分配、齒輪參數設計流程，如圖3。

圖3 設計開發流程

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

2.1 齒輪參數選擇及校核

齒數Z，當中心距一定時，齒數取多，則重合度增大，改善了傳動的平穩性，但是齒數增多則模數減小，齒輪的抗彎強度降低，因此，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數。

一般最少齒數不應產生根切，互相嚙合的齒輪，齒數間不應有公因數，速度高的齒輪更應注意這點。

模數m=P/π（mn為斜齒輪的法向模數，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志。模數由強度計算或結構設計確定，要求圓整為標準值。我國頒布的齒輪模數的標準系列如表1所示。

表1 標準模數（摘自GB/T1357-2008）

螺旋角β：反映齒輪特征的一個重要參數，β大，則重合度ε增大，則傳動平穩，噪音降低，但工作時產生較大的軸向力，軸承載荷就比較大，也會造成殼體尺寸相應增大，同時降低傳動效率。β太小，將失去斜齒輪的優點。所以β的大小應根據工作要求和加工精度而定。

基于對市場上部分電動后橋的對比分析和專業齒輪廠家的溝通交流，結合《減速器和變速器設計與選用手冊》，在微車及乘用車電動后橋齒輪設計中，一般推薦模數m選擇在3.5以內，螺旋角一般選擇35°以內，對在 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Φ：系數取大些，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，一般根據公式b=（6.5-8.5）m初選。

在參數選定后，校核齒面接觸疲勞強度及齒根彎曲疲勞強度，強度條件為：σH≤ σHP，σF≤ σFP。計算方法按照《機械設計》公式計算。

2.2 軸承選型及校核

多數新能源減速器內部一般選用深溝球軸承。深溝球軸承裝配要求不高，即殼體或軸的結構設計相對簡單，價格相對低，一般會優先采用。

在不滿足使用要求時，也會選擇加強型或圓柱滾子軸承。選擇該類軸承的優勢在于不用考慮其預緊。隨著軸承研究的不斷深入，一些軸承廠家可以提供有關軸承壽命研究的更多數據，如圓錐滾子軸承預緊量與壽命曲線圖，可以指導客戶選擇合適的手段（如調整墊片）來實現軸承的預緊。

因此，在深溝球軸承無法滿足產品設計要求的情況下，有些產品也選擇了圓錐滾子軸承。軸承壽命計算一般按照《機械設計》所推薦的方法。

3 MASTA軟件分析

根據齒輪、軸承等部件的詳細參數，在MSATA軟件中建立仿真模型。對齒輪強度、軸承壽命二次分析，并通過齒輪強度、齒輪總重合度、齒輪效率及軸承功率損失等各項值對齒形參數進行調整，達到齒輪高強度、低噪音和較高傳動效率的要求。由于整車未能提供加載工況，按最大扭矩工況來分析。仿真模型，見圖4。

圖4 仿真模型

3.1 運用MASTA軟件對比分析齒輪

以二級齒輪傳動為例對兩組齒輪分析，如表2所示。

表2 兩組齒輪強度及重合度對比

在保證軸間距，主減速比不變的情況下，從表2數據對比來看：通過調整齒輪參數，如螺旋角β、齒寬b、齒頂高系數ha、齒根高系數hf等，重合度εγ提高了28.4%，齒輪強度提高了4.5～8.6%，重合度的提高可以改善NVH性能。同時也驗證了，近年來國內外汽車變速器廠所提出的“細高齒”齒輪設計，在提高齒輪性能上是非常有效的（備注：①表2中僅體現了齒輪部分參數；②兩組齒輪相同參數用“/”代替）。

3.2 運用MASTA軟件對傳動效率對比分析

在額定工況（扭矩90 N·m，功率30 kW，轉速3 183 r/min）對兩組齒輪的傳動效率進行對比分析如表3所示。

表3 兩組齒輪傳動效率對比

根據表2、3，結合ISO14179標準的計算公式，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，系統效率提高。

4 產品性能試驗驗證

后橋順利通過齒輪疲勞試驗、道路耐久試驗及道路NVH測試，優勢明顯。具體如下：

4.1 齒輪疲勞試驗試驗結果

齒輪疲勞壽命均在50萬次以上，最高達到100萬次。滿足《QC/T534汽車驅動橋評價指標》6.2齒輪疲勞評價指標：試驗數據遵循對數正態分布（或布爾分布），取其中值疲勞壽命不低于50萬次，試驗樣品中最低壽命不得低于30萬次。

4.2 道路NVH測試

采用LMS數據采集系統采集車輪后輪的轉速，二級齒輪的階次是76，一級齒輪的階次是 170。測得汽車加速和滑行時司機右耳噪聲：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（見圖6）。

由噪音值表現看，該減速器齒輪的設計，分貝值很低且整個噪聲曲線（藍色曲線）非常平穩，尤其是一級齒輪，體現了高重合度齒

圖6 滑行工況的噪音曲線

5 結論

該款電動后橋，順利通過了各項臺架試驗和道路耐久試驗驗證，目前已經成功轉批產。在此項目中所積累的經驗，尤其是齒輪設計、軸承選型及NVH提升的經驗，已推廣應用于其他同類產品上，且NVH水平得到了顧客的認可。相信在國家大力倡導發展新能源汽車的背景下，此后橋的成功開發將加快某公司電動后橋市場的開拓，也將創造更大的經濟效益。

審核編輯：劉清