针对新能源重型汽车低速重载、工况复杂的应用需求，上海环越机床向大家分享一篇文章，文章以新能源重型汽车为研究对象，开展电驱动桥主减速器的优化设计。文章结合车辆低速重载、连续作业的工况特点，采用平行轴三级斜齿圆柱齿轮传动结构，完成减速增扭齿轮副的布局与关键参数优化设计。通过有限元强度仿真与台架试验相结合的方式，选取最大功率工况及倒车工况作为极限工况进行强度分析，并依据行业标准完成30万次疲劳耐久测试。结果表明，该主减速器的强度及耐久性能均满足使用要求，设计方案合理可靠，可为新能源重型汽车电驱动桥的自主研发与工程应用提供参考。
引言
在国家“双碳”政策推动下，中国汽车产业加速向电动化、低碳化转型，新能源重型汽车在物流运输、工程作业、专用场地转运等领域应用规模持续扩大。电驱动桥作为新能源重型汽车动力总成的核心部件，集成度高、传动链短、节能优势突出，已成为行业主流发展方向。主减速器是电驱动桥的核心构件，主要承担减速增扭、动力传递的重要功能，其传动结构形式、齿轮参数匹配、材料性能及结构强度直接影响整车动力性、传动平稳性、噪声水平与使用寿命。
新能源重型汽车普遍具有低速重载、负荷波动大、连续作业、启停频繁的工况特征，对主减速器的承载能力、抗冲击性及疲劳耐久性提出了更高要求。目前国内新能源重型汽车电驱动桥主减速器仍存在结构冗余、参数匹配不合理、承载余量不足等问题，难以适配重载复杂工况需求。为此，本文开展新能源汽车电驱动桥主减速器专项设计研究，优选传动方案、优化齿轮结构参数、进行有限元强度仿真校核，并通过台架试验验证设计合理性，可为新能源重型汽车电驱动桥国产化研发与工程落地提供技术支撑。
1.新能源重型汽车主减速器总体设计
1.1 传动方案分析
新能源重型汽车的特点是低速重载、大减速器比需求，要求离地间隙较小，低速大扭矩，针对这两个特点，主减速器方案选择既要考虑离地间隙，又要考虑大的传动比。主减速器齿轮类型有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。由于电机为平行轴式布置，无需改变动力传递方向，故采用斜齿圆柱齿轮传动。斜齿圆柱齿轮不但加工工艺成熟、成本较低，而且具有使用寿命长、重合度高、传动平稳、工作噪声较小等优点。由于整车所需传动比较大，若采用二级减速结构，齿轮径向尺寸偏大，会增大垂向安装高度，不利于整车通过性布置。综合考虑车辆工况载荷、加工制造、后期维护及空间限制，最终确定采用三级斜齿圆柱齿轮减速传动方案。该结构适当增加纵向布置尺寸，可有效压缩垂向空间，在保证大减速增扭能力的前提下，满足新能源重型汽车离地间隙小的装配使用要求。
1.2 主减速器齿轮参数的选择
1.2.1 传动比、齿数与模数
为满足新能源重型汽车整车参数与动力性能需求，设定主减速器总传动比为23.86。参考同类产品设计经验对各级传动比进行合理分配，设计遵循大传动比齿轮副选用大模数、小传动比齿轮副选用小模数的原则，提升齿轮承载能力与啮合重合度。第一级、第二级、第三级齿轮齿数、传动比及法向模数如表1所示。
1.2.2 压力角选择
压力角是齿轮的核心参数，直接影响齿廓形状、齿根厚度、接触强度与抗弯强度。本文结合齿轮强度计算公式、行业标准《直齿轮和斜齿轮承载能力计算第5部分：材料的强度和质量》（GB/T3480.5—2021）完成量化对比分析，3种压力角性能对照数据如表2所示。
由表2可知，压力角越大，齿根厚度越大，齿轮强度安全系数越高，但重合度降低、啮合冲击增大，传动噪声明显升高；小压力角传动平顺性更好、噪声更低。本文研究的新能源重型汽车多用于机场转运、短途重载运输，存在频繁冲击载荷、连续低速作业等工况，不仅要求齿轮具备抗冲击承载能力，还需严格控制传动噪声。结合《通用机械和重型机械用圆柱齿轮模数》（GB/T1357—2008）标准要求，同时参考同类重载减速器设计案例，本文选用20°标准压力角，可平衡噪声性能与承载性能。针对车辆冲击载荷工况，本文齿轮采用渗碳淬火+齿面喷丸强化工艺，提升齿面硬度与抗冲击能力，弥补标准压力角下高强度余量不足的问题。综上，本设计统一采用20°标准压力角，兼顾低噪声运行与重载承载能力。
1.2.3 螺旋角选择
斜齿轮螺旋角直接影响齿轮啮合重合度与轴向力大小。针对新能源重型汽车电驱动桥高速低载、中速中载、低速重载三级工况，参照汽车重载减速器经典设计方案：高速级采用大螺旋角，低速重载级采用小螺旋角。高速齿轮转速高、启停频繁，适当选取较大螺旋角，可有效提升齿轮啮合重合度，使啮合过程更加连续平缓，显著降低传动振动与工作噪声；低速重载齿轮长期承受大扭矩、冲击与交变载荷，若螺旋角过大会产生较大轴向分力，加重轴承轴向载荷并加速磨损，因此需选用偏小螺旋角，控制轴向力幅值，保障轴系与轴承长期可靠运行。
参考同类重型商用车、机场专用牵引车三级斜齿减速器成熟工程案例的参数取值规律，以齿轮模数、齿宽、允许轴向载荷及整机NVH性能为约束条件，综合比对不同螺旋角对传动效率、齿面滑动率及轴承寿命的影响规律，最终确定各级螺旋角的合理取值：第一级高速齿轮取25°、第二级中间传动级取18°、第三级低速重载级取15.5°。
1.3 主减速器齿轮材料的确定
电驱动桥主减速器齿轮相较于传动系统其他部件，工况更为恶劣，长期承受大载荷、长时间连续作业、交变载荷频繁变化并易受冲击作用。其主要失效形式表现为轮齿折断、齿面疲劳点蚀、表面磨损及齿面擦伤，据此对齿轮用材及热处理工艺提出多项要求。材料需具备优异的弯曲疲劳强度与表面接触疲劳强度及良好齿面耐磨性，齿面硬度需达到HRC58~62，轮齿芯部应保持足够韧性以抵御冲击载荷、防止齿根断裂，同时钢材需具备良好的锻造、切削及热处理加工性能，热处理变形量小且变形规律可控，便于保障加工精度、控制生产成本并降低废品率，综合使用性能与经济性考量，本文主减速器齿轮选用20CrMnTiH合金钢材，采用渗碳淬火工艺进行处理，材料屈服强度可达1200MPa，能够满足机场牵引车重载复杂工况下的长期可靠使用要求。
1.4 主减速器齿轮有限元分析
为校核各级齿轮弯曲疲劳强度，结合车辆实际行驶状态，选取最大功率、倒车两种极限工况作为仿真边界条件，模拟车辆重载行驶、倒车作业时的载荷状态，两种工况转速、扭矩输入参数如表3所示。
表3 两种工况下输入参数
注：依据行业标准《商用车驱动桥总成》（QC/T533—2020）等规范要求，结合新能源重型汽车低速倒车、频繁启停的作业特性，为预留安全强度余量，折中选取70%作为倒车扭矩核算比例，符合行业重载驱动桥设计规范。
本文有限元分析以三级斜齿圆柱齿轮为仿真对象，导入齿轮三维模型并完成网格划分，定义20CrMnTiH材料力学属性，设置接触约束、扭矩加载、固定支撑等边界条件，重点校核齿轮齿根弯曲应力，提取各级主、从动齿轮弯曲强度安全系数，仿真计算结果如表4所示。
由仿真数据可知，最大功率工况载荷严苛程度高于倒车工况，为该主减速器的控制工况。因此选取该工况下齿轮应力分布云图进行分析，齿轮应力分布见图1。
由应力分布云图可知，齿轮最大应力出现在最大功率工况下第三级从动齿轮齿根位置，最大应力值为1110.39MPa，小于20CrMnTiH齿轮材料1200MPa的屈服强度。同时各级齿轮在两种极限工况下的安全系数均满足工程许用标准，未出现应力超标与塑性变形情况，说明该主减速器齿轮结构参数合理、强度储备充足，能够适应机场牵引车重载、交变及冲击工况的长期使用要求。
2.试验验证
在完成主减速器齿轮参数设计、材料选型以及有限元强度仿真校核的基础上，对该三级主减速器进行加工试制并装配至电驱动桥总成。为进一步验证主减速器实际工作性能与耐久可靠性，依托专业试验台架，开展传动效率检测、噪声振动WH测试以及齿轮弯曲疲劳耐久试验。本次齿轮疲劳试验严格按照《商用车驱动桥总成》（QC/T533—2020）执行，试验台架设定输入转速为150r/min，输入扭矩加载为极限工况575N·m，标准要求驱动桥齿轮疲劳试验循环寿命不得低于30万次，试验过程如图2所示。
图2 驱动桥总成齿轮弯曲疲劳试验图
经过连续加载测试，该电驱动桥总成累计完成30万次循环运转，拆解检查后未发现齿轮点蚀、裂纹、磨损、变形及轴承损坏等失效现象，各零部件结构完好。试验结果表明，该主减速器结构强度、耐久性能满足行业标准要求，进一步验证了齿轮参数匹配、材料选用及结构设计的合理性与可靠性，能够适配机场牵引车长期重载、复杂交变的作业工况要求。
3.结束语
本文针对新能源重型汽车电驱动桥开展主减速器专项优化设计，结合整车低速重载、小离地间隙、大传动比的工况特点，确定平行轴三级斜齿圆柱齿轮传动方案；依据整车动力参数完成总传动比分配及齿轮齿数、模数、螺旋角、齿宽等关键参数优化匹配，选用20CrMnTiH渗碳淬火齿轮材料。通过两种极限工况有限元强度仿真校核，齿轮应力与安全系数均满足设计规范；经台架疲劳试验验证，总成寿命达标且无失效，证明该主减速器结构合理、性能可靠，可直接投入工程批量应用，可为新能源重型汽车电驱动桥国产化设计与同类专用车桥开发提供参考思路。
后续研究可进一步开展轻量化设计，优化轴系和壳体结构，并通过NVH优化设计进一步降低传动噪声，并结合整车实际工况，结合真实工况持续优化结构适配性，不断提升电驱动桥综合可靠性与使用寿命。
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