基于行星排的新型純電動商用車變速箱技術研究

閻備戰(zhàn)， 王紀福， 吳 東， 趙光瑞， 吳勝濤

（1.鄭州宇通客車股份有限公司， 河南 鄭州 450016； 2.天津中德傳動有限公司， 天津 301600）

0 引言

變速箱作為汽車動力系統(tǒng)的主要總成， 主要作用是通過傳動比的變化， 擴大動力系統(tǒng)到驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速范圍，或設置動力輸出軸用于動力輸出，因此其通常為單輸入單輸出，或單輸入雙輸出[1]。

本文結(jié)合國家重點研發(fā)計劃新能源汽車重點專項，研發(fā)了一種基于變速箱+行星排耦合的雙電機驅(qū)動系統(tǒng)構(gòu)型，其關鍵總成是一種雙輸入雙輸出的新型變速箱。可實現(xiàn)一種動力平臺滿足行駛與作業(yè)兩種使用需求。

1 新構(gòu)型變速箱的結(jié)構(gòu)原理

中重型商用車的變速箱，輸入端連接動力裝置，輸出端連接傳動軸再通過主減速器和半軸驅(qū)動車輪行駛。

作業(yè)類車輛的變速箱帶有動力輸出軸用于驅(qū)動作業(yè)裝置。 因此一般變速箱的動力傳遞路徑為單輸入單輸出或單輸入雙輸出。 作業(yè)類車輛為保證行駛與作業(yè)的解耦，還需要另外加裝一套動力用于驅(qū)動作業(yè)裝置。

傳統(tǒng)動力商用車采用內(nèi)燃機為動力裝置， 由于轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩范圍較小， 需要用多擋變速箱調(diào)整車輛的驅(qū)動力和車速，以滿足復雜的使用需求。

純電動商用車的動力裝置為電機，其轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩范圍均大于內(nèi)燃機， 故采用較少的擋位即可滿足復雜的使用工況。 根據(jù)行星排具有功率分流與耦合的特點，采用行星排將平行軸式變速箱組合使用， 將驅(qū)動電機與作業(yè)電機耦合，可以實現(xiàn)雙輸入雙輸出的功能，即在需要高動力性時雙電機聯(lián)合驅(qū)動行駛， 低速行駛作業(yè)時雙電機分別驅(qū)動行駛和作業(yè)。從而即降低了功率的冗余，又能降低動力系統(tǒng)的成本，系統(tǒng)構(gòu)型如圖1 所示。

圖1 動力系統(tǒng)構(gòu)型Fig. 1 Scheme of driving system

2 軸系布置及殼體設計

2.1 軸系布置

變速箱的驅(qū)動電機端1、2 擋采用平行軸的布置方式通過齒輪傳遞到變速箱輸出軸。 換擋機構(gòu)安裝在中間軸上，由換擋電機通過滾珠絲杠控制撥叉的移動實現(xiàn)換擋。變速箱1 擋和2 擋的動力傳遞路徑如結(jié)構(gòu)布置如圖2（a）和（b）所示，兩種工況均為驅(qū)動電機單獨驅(qū)動，作業(yè)電機不工作。

變速箱的作業(yè)電機端連接變速箱另外一根輸入軸，通過平行齒輪傳遞到行星排，最終傳輸?shù)阶兯傧漭敵鲚S。 行星排的鎖止離合機構(gòu)通過對行星架的鎖止和分離，可實現(xiàn)作業(yè)電機的輔助驅(qū)動和單獨作業(yè)兩種模式。

當行星架鎖止時，作業(yè)電機可以作為輔助電機驅(qū)動行駛，傳遞路徑圖2（c）和（d）所示為輔助1擋和2 擋行駛。

當行星架分離時，圖2（e）所示的動力傳遞路徑為1 擋行駛的同時，作業(yè)電機驅(qū)動作業(yè)裝置進行作業(yè)，圖2（f）所示的動力傳遞路徑為空擋時車輛靜止原地作業(yè)。

圖2 各種工作模式下動力傳遞路徑Fig.2 Power flow in working modes

根據(jù)上述分析，對軸系空間結(jié)構(gòu)布置進行詳細設計，如圖3所示。

圖3 變速箱軸系三維模型Fig.3 Model of gearbox shafts

2.2 殼體結(jié)構(gòu)設計及校核

2.2.1 結(jié)構(gòu)設計

變速箱殼體設計首先要滿足車架的布置空間，還要滿足以下要求，承受各種工況的載荷，具有良好的剛度與強度，保證軸和齒輪具有精確的相對位置，保證傳熱，隔離內(nèi)部噪聲，以及拆裝和 維 保 的 方 便 性[2，3]。

殼體采用鋁合金材料并對結(jié)構(gòu)進行輕量化處理；油封配合及裝配處采用倒角加過渡圓角的結(jié)構(gòu)， 油封與臺階平面間預留間隙；孔與端面需有垂直度要求；注油孔處厚度包含注油堵螺紋；軸承后部應有潤滑油流動的結(jié)構(gòu)，軸承外圈底部應鑄造工藝豁口以便拆裝， 軸承孔與軸承配合尺寸進行校核；溢油孔做成高度可調(diào)的長條形，以便調(diào)整油量位置； 懸置點的布置需要結(jié)合車架結(jié)構(gòu)方便維保等， 統(tǒng)籌考慮以上因素和要求， 完成三維數(shù)模詳細設計，并進行結(jié)構(gòu)空間校核，如圖4 所示。

圖4 變速箱三維模型及空間位置校核圖Fig.4 Model of gearbox and location confirmation

2.2.2 強度校核

根據(jù)空間結(jié)構(gòu)初定懸置位置和結(jié)構(gòu)， 定義仿真計算的邊界條件。 載荷根據(jù)變速箱受力的兩種極端工況，一為雙電機在1 擋聯(lián)合驅(qū)動， 一為單電機1 擋緊急制動，運用有限元分析軟件進行模擬計算。

評判是非，每個人都有自己的尺度，而自己的尺度從何而來？人類在長期的社會實踐中，約定俗成，大體形成評判是非的共同尺度。而這共同尺度，植入不同閱歷、不同學識、不同信仰的個人頭腦，便成為每個人自己的尺度。盡管自己的尺度帶有鮮明個人色彩，彼此有差異，但每個人都免不了要以自己的尺度來評判是非。這就需要正確對待和把握自己的尺度：正確的，要堅持；錯誤的，要改正；一時拿不準的，則要等待認識的清晰明朗。

從圖5 計算結(jié)果可知，雙電機以峰值轉(zhuǎn)矩在1 擋聯(lián)合驅(qū)動時，殼體總成當量應力最大為125.4MPa，出現(xiàn)在后殼體作業(yè)電機與輸出法蘭端連接處； 前殼體最大50.8MPa；軸承支撐座最大39.89MPa； 均小于材料的屈服強度161MPa。

從圖6 計算結(jié)果中可知， 1 擋緊急制動時，殼體總成最大當量應力為55.55MPa，出現(xiàn)在后殼體作業(yè)電機與輸出法蘭端連接處；前殼體最大52.57MPa；軸承支撐座最大38.94MPa；均小于材料的屈服強度。

圖5 1 擋正向驅(qū)動應力云圖Fig.5 Stress of case of driving in 1st gear

圖6 1 擋緊急制動應力云圖Fig.6 Stress of case of braking in 1st gear

2.3 懸置設計與校核

根據(jù)車架的結(jié)構(gòu)、 動力總成的重量與質(zhì)心位置等參數(shù)[4-7]，確定總成懸置位置以及膠墊的剛度，通過Adams 軟件建立多體動力學模型，以降低扭振、避開與車架的共振頻率為目標，根據(jù)實際參數(shù)進行校核，并對位置坐標微調(diào)，最終確定變速箱兩個前懸置膠墊垂直剛度為800N/mm，雙電機懸置膠墊垂直剛度為1500N/mm，計算校核過程不再詳述。 懸置結(jié)構(gòu)如圖7 所示。

3 軸齒設計與校核

3.1 變速箱軸的設計

圖7 變速箱和電機懸置結(jié)構(gòu)圖Fig.7 Suspension of gearbox and dual-motors

根據(jù)最大的輸入載荷初步估計所需軸徑，再進行耐久強度設計，必須能夠經(jīng)受最大預期荷載的持久疲勞作用，還需要考慮到超載工況下一定的安全余量。

輸入載荷的確定， 需要根據(jù)相同車型行駛的典型工況，將動力裝置輸入到變速箱的載荷進行統(tǒng)計，針對本構(gòu)型需將輸入載荷按傳動比和控制策略分配到雙電機上，并考慮雙電機耦合時不同速比的變化、制動反拖等工況，確定設計載荷的累積頻次分布。 結(jié)合同類車型的典型工況， 采集了行駛過程中的載荷數(shù)據(jù)， 并折合分配到雙電機。 本文以輸入軸正向驅(qū)動一個工況為例說明，圖8 為1擋正驅(qū)時雙電機不同載荷水平的形成變速箱輸入軸的載荷占比，用于軸設計的載荷輸入。

圖8 1 擋正驅(qū)時雙電機的輸入轉(zhuǎn)矩占比Fig.8 Distribution of dual-motors torque in 1st gear forward driving

3.2 齒輪設計

根據(jù)項目對動力系統(tǒng)雙電機的設計參數(shù)，變速箱扭矩和轉(zhuǎn)速輸入要求如表1。

表1 變速箱輸入?yún)?shù)表Tab.1 Gearbox and motors parameter

3.2.1 齒輪設計與校核

表2 變速箱軸齒安全系數(shù)Tab.2 Gear strength safety factor

3.2.2 齒輪嚙合面微觀修形

本構(gòu)型變速箱具有多種工作模式， 加上制造與裝配誤差、軸系變形等因素，嚙合過程中的偏載會導致齒輪嚙合面接觸不均勻。 利用Romax 軟件對嚙合面微觀參數(shù)進行仿真優(yōu)化，調(diào)整了齒形鼓形量、齒廓傾斜偏差、齒頂修緣量、齒向鼓形量、螺旋線傾斜偏差等微觀參數(shù)，使接觸區(qū)超過齒面80%的面積，并靠近中間區(qū)域，形成良好的嚙合接觸痕跡，降低傳動誤差，提高承載能力和NVH 性能。50%轉(zhuǎn)矩下嚙合面優(yōu)化前后對比結(jié)果如圖9 所示。

3.3 軸承的選型與壽命計算

根據(jù)本構(gòu)型變速箱結(jié)構(gòu)特點， 以及載荷、 拆裝方便性、潤滑方式等，選擇精度高、結(jié)構(gòu)緊湊的深溝球軸承[8，9]。根據(jù)軸承結(jié)構(gòu)與位置分布參數(shù)，建立系統(tǒng)仿真模型，針對各主要工況進行計算校核，如圖10 所示的結(jié)果表明輸入軸后軸承損傷率最大為16%，符合設計壽命的要求。

圖9 太陽輪與行星輪嚙合接觸斑點Fig.9 Meshing contact spots

4 潤滑系統(tǒng)設計與驗證

圖10 軸承壽命計算結(jié)果Fig.10 Bearing life calculation results

本構(gòu)型變速箱工作模式多、工況復雜、各嚙合副載荷變化大、潤滑部位多，同時為提高傳動效率，采用強制潤滑為主，飛濺潤滑為輔的潤滑方案[9-11]。

4.1 供油系統(tǒng)方案設計

變速箱的供油系統(tǒng)主要包括油泵、油道、濾清器、磁鐵、油底殼等部分組成。

油泵的排量需根據(jù)常用工況選擇， 油泵出口流量選擇為14L/min（高速），6L/min（低速），潤滑油采用75W-90 GL-5 型全合成齒輪油，加注量11L。

油道設計沿殼體、加強筋等結(jié)構(gòu)走向，對部分無法布置油道的部位，采用附加油管方式設置噴油嘴，具體如圖11 所示。 濾清器布置在下部，并于殼底設置磁鐵吸附磨損鐵屑。

圖11 變速箱潤滑油道結(jié)構(gòu)Fig.11 Structure of lube channel

4.2 潤滑系統(tǒng)驗證

潤滑系統(tǒng)必須通過試驗方式驗證其功能與可靠性。變速箱經(jīng)加工、試制、組裝，進行臺架功能驗證，見圖12，各項功能均能實現(xiàn)，在進行500h 中高負荷循環(huán)加載的耐久試驗后， 經(jīng)拆解檢查，變速箱內(nèi)的各擋齒輪、行星排齒輪等承載部件，以及換擋與鎖止離合機構(gòu)等執(zhí)行機構(gòu)零部件，均無燒蝕、點蝕、變形等損傷與失效問題，表明潤滑效果良好。

圖12 變速箱試驗臺架Fig.12 Gearbox test bench

5 結(jié)束語

本文開發(fā)了一種全新的平行軸式變速箱與行星排機構(gòu)耦合的純電動商用車用變速箱， 具有雙電機的耦合驅(qū)動、單電機獨立驅(qū)動/作業(yè)、行駛與作業(yè)解耦等多種工作模式，可實現(xiàn)一種構(gòu)型滿足運輸和作業(yè)兩種使用需求。

完成了特殊箱體的結(jié)構(gòu)設計及強度剛度的計算分析， 校核了平行軸傳動和功率分流等不同動力傳遞特征下的結(jié)構(gòu)強度，進行了復雜軸系的布置設計，對齒輪、軸承等關鍵零件按雙電機聯(lián)合驅(qū)動、 單電機緊急制動等極端工況進行了建模與仿真分析，采用強制為主、飛濺為輔的潤滑系統(tǒng)保證了潤滑性能， 臺架試驗結(jié)果表明新構(gòu)型變速箱實現(xiàn)了預期的各項功能，達到了預期目標。