電驅(qū)橋是新能源汽車上最重要動力傳動部件，電驅(qū)橋總成的結構和傳動性能直接影響電動車輛的整車布置和整車性能。電驅(qū)橋總成一般包括電機、減速器、橋管、半軸等主要部件。考慮體積、成本和可靠性等因素，將電機與減速器同時集成在電驅(qū)橋上是目前的趨勢。

　　目前市場上的大多數(shù)電驅(qū)橋減速器為偏軸式(展開式)減速器，采用定軸式圓柱齒輪的兩級減速結構，其電機的轉(zhuǎn)子軸相對輸出軸(差速器)的中心線是偏置布置的(如圖1)。這種結構出現(xiàn)時間比較早，工藝相對成熟，但是無法解決電機偏置所帶來的問題：

　　圖1 采用偏軸式減速器的電驅(qū)橋結構圖

　　減速器的徑向尺寸較大，影響電動車輛的整車布置，特別是影響動力電池或電機控制器的安裝空間。

　　由于電機重量較大，電機偏置懸掛會導致橋體上的彈簧座板承受額外的傾覆力矩，導致電驅(qū)橋在車輛運行過程中出現(xiàn)低頻抖動，產(chǎn)生額外噪聲，影響駕駛舒適性。

　　電機軸與減速器輸入軸在進行花鍵耦合時，容易由于內(nèi)外花鍵不同心而引起可靠性問題和NVH問題。

　　以上亟需解決的難題，關鍵點就在于減速器上。而采用同軸減速器結構的電驅(qū)橋，因其結構緊湊，在電動汽車上應用具有無可比擬的優(yōu)勢，能較好地解決上述問題。

　　在現(xiàn)有技術中的同軸式電驅(qū)橋大部分為行星齒輪減速結構，這種結構能夠?qū)较蚝洼S向尺寸都控制的較好，是電驅(qū)橋中結構最緊湊的設計之一。但行星減速用的內(nèi)齒圈制造難度大，而且行星齒輪需求數(shù)量多，總的成本高，在同樣動力下至少是普通定軸式齒輪兩倍以上的成本，所以不能夠很好的廣泛運用。

　　有鑒于此，某公司設計研發(fā)了一種采用定軸式圓柱齒輪作同軸減速器的電驅(qū)橋總成，這種結構讓電機總成和差速器總成實現(xiàn)了同軸居中，由于這兩部分合起來的重量在電驅(qū)橋上占比最大的，保證了重心基本居中。另外，定軸式齒輪的生產(chǎn)廠家比較多，工藝成熟且產(chǎn)量大。因此，這種同軸式電驅(qū)橋不僅解決了偏軸式電驅(qū)橋的上述缺點，又比行星式同軸橋具有更好成本優(yōu)勢。

　　1 減速器的結構設計

　　1.1 齒輪設計

　　與偏軸式減速器相比，雖然同樣采用了定軸齒輪作兩級減速，但是同軸式減速器還有特殊要求。如圖2所示，必須保證一級齒輪副和二級減齒輪副的中心距在理論上完全相等，才能實現(xiàn)電機轉(zhuǎn)子軸與輸出軸的同軸效果，據(jù)此，經(jīng)過相關計算和優(yōu)化，第一級減速比2.97，第二級減速比3.62，合計總減速比達10.74。大減速比能在相同的電機扭矩下，相比小減速比提供更大的輪端輸出扭矩。同時要將電機轉(zhuǎn)速相應提高，保證輪端的輸出轉(zhuǎn)速。高轉(zhuǎn)速電機有利于減少電機定轉(zhuǎn)子的體積和重量，提高電機的功率密度。

　　目標車型為某款的微型商用車，按如下電機參數(shù)作為設計輸入條件：

　　峰值扭矩220N.m / 額定扭矩 90N.m;

　　峰值功率60kW / 額定功率30kW;

　　最高轉(zhuǎn)速10000rpm，輪胎滾動半徑290mm。

　　1.2 軸承的選型

　　在保證受力分析，滿足空間布置的情況下，優(yōu)先選用深溝球軸承。因為深溝球軸承具有很多優(yōu)點：

　　(1)不需要提供預緊力，對裝配要求不高，這樣對減速器殼體、齒輪軸的結構設計會相對簡單。

　　(2)球軸承是點接觸，滾動摩擦力小，轉(zhuǎn)速容易提高，相比線接觸的滾子軸承效率也更高。

　　(3)結構簡單，產(chǎn)量最大，價格相對便宜。

　　球軸承也有一些缺點，如果載荷過大，尤其是軸向載何過大時難以承受，往往考慮選用圓錐滾子軸承。在相同的載荷下，圓錐滾子軸承尺寸也會小很多，方便在殼體上布置，但是圓錐滾子軸必需配對使用，還要提供軸向預緊力。

　　由于差速器處于減速器的末級輸出，此處不論是軸向的、徑向的、還是周向的負荷都是最大的，所以差速器軸承采用了較為普遍使用的32008圓錐滾子軸承。而電機軸軸承、中間軸軸承由于轉(zhuǎn)速高、受力相對小，在滿足強度和壽命的情況下，采用深溝球軸承來提高傳動效率。

　　1.3 殼體結構的設計

　　同軸式減速器設計的核心：一是減速器殼體的內(nèi)部支承結構，二是外部加強筋的設計。

　　外部結構需要設計合適的加強筋，考慮節(jié)省材料和輕量化，必須在有必要的地方進行合理布置，主要通過理論經(jīng)驗并結合有限元分析的方法，來找到應力最大位置和危險點，判明受力方向后再設置加強筋來分散負荷，保證殼體材料的安全系數(shù)。

　　殼體的內(nèi)部結構需要對各軸系提供牢固可靠的支承，而且要達到節(jié)省材料、潤滑充分等要求，難點在于對差速器總成的支承結構設計，如圖2所示，經(jīng)過優(yōu)化形成以下設計方案。

　　圖2 定軸齒輪同軸式減速器的結構設計

　　支撐差速器總成的左右軸承孔，均與殼體一體鑄造。在機加工時，可以實現(xiàn)殼體一次裝夾同時加工出各個孔位，從工藝上保證了差速器軸安裝位具有良好的尺寸精度和支撐剛度，有利于提升減速器NVH性能。

　　在圖上差速器左軸承的支承位使用了可拆卸的半圓軸承蓋，半圓軸承蓋采用兩個螺栓與殼體相連。

　　減速器裝配過程中，只需拆開半邊軸承蓋，就可輕易在裝入各個齒輪及差速器，達到了較好裝配工藝性。

　　在殼體壁上設置合理的導油筋，引導油液對各個軸承位進行充分潤滑，同時降低攪油損失。

　　2 計算校核

　　根據(jù)所選的參數(shù)和設計方案，先用UG NX11.0建出同軸式電驅(qū)橋的完整數(shù)模，然后采用MASTA分析軟件，將電驅(qū)橋數(shù)模導入到MASTA中進網(wǎng)格劃分，建立了有限元模型，先進行齒輪和軸承的校核，再分析殼體的強度和剛度。

　　齒輪分析依據(jù)國際標準ISO 6336：2006進行齒輪強度校核，結果各級齒輪的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度，均小于許用應力要求。

　　軸承的校核在最大工況下滿足強度要求，但是在額定工況下，中間軸所用軸承不滿使用壽命需求，所以對中間軸的軸承進行選型加強，增加了軸承的外徑，重新計算后可達到了10萬公里以上的使用壽命。

　　減速器殼體采用常見的球墨鑄鐵材料QT500，經(jīng)過分析，最大應力點在差速器軸承的支承位置如圖3所示，但在峰值扭矩下的最大應力為104.7MPa<屈服強度320MPa，滿足強度要求。殼體的最大變形量位于半圓軸承蓋上，該處軸承孔位最大變形量為0.061mm，也滿足剛度的要求。

　　圖3 減速器殼體的有限元分析云圖

　　3 試驗測試

　　設計方案確定后制造出了電驅(qū)橋樣件(如圖4)，對樣件進行了臺架疲勞試驗、強度試驗、性能試驗等，由于前期進行過詳細的CAE分析及相應改進，試驗結果與CAE分析結論十分接近。

　　圖4 同軸橋臺架試驗

　　為測試實際道路行駛情況，將同軸式電驅(qū)橋安裝到整車上，進行道路NVH測試。測試采用LMS采集系統(tǒng)，同時采集驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速、電驅(qū)橋的噪聲值和振動值等。為了能區(qū)分減速器各部位的噪聲水平，采用測量階次噪聲的方法，經(jīng)計算一級齒輪副的嚙合階次為76，二級齒輪副的嚙合階次為322。經(jīng)實際道路行駛測試，得出各工況下的76階次和322階次的噪音。與相同動力性能的偏軸式電驅(qū)橋測試結果對比，發(fā)現(xiàn)同軸橋減速器的齒輪階次噪聲平均優(yōu)于后者2～3dB(A)。

　　綜上所述，開發(fā)的新結構同軸式減速器，各參數(shù)滿足甚至有的好于預定要求。

　　4 結束語

　　1)結合現(xiàn)有問題和市場實際需求，設計了一種采用定軸式齒輪作同軸減速器的電動汽車驅(qū)動后橋。

　　2)該電驅(qū)橋減速器采用新型的殼體支承結構，實現(xiàn)了輸入軸與輸出軸共軸傳動，解決了電機安裝偏置問題。

　　3)對減速器總成進行了極限工況下的強度和剛度仿真分析，并改進了設計方案。

　　4)制造出了產(chǎn)品樣件進行臺架測試和整車試驗，獲得了比偏軸減速器電驅(qū)橋更好的效果，完全滿足使用要求。