传统车差速器总成的设计及制造相对成熟，在使用过程中出现的问题也比较少。采用混合电驱动系统的汽车差速器总成主要是参照传统车差速器总成进行设计、制造。但混合电驱动系统与传统车相比有很大区别，电机工作特性与发动机特性、减速器与变速器以及它们之间的配合方式都有所不同，随着混动车的推广及普及，差速器总成也暴露出越来越多的问题，成为动力总成系统中最薄弱的环节。

 

混动车电驱动系统相比于传统车的一个主要特点就是结构紧凑、体积较小，而且未来的发展趋势也是高速化、集成化、大速比，差速器的强度成为重要挑战。

 

工程上差速器的强度设计不足主要会引起齿轮[1]、行星轴[2]、差速器壳体[3]等主要零部件失效。轴齿的设计较为成熟，可参照机械设计手册的经验公式校核齿轮的设计参数是否合理，如文献[4]对齿面的接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度给出了相应的经验公式及相关修正系数，按照此方法可对齿面点蚀和轴齿折断进行较好的预防。差速器壳体的设计可参照行星齿轮半径与差速器的计算扭矩关系式进行前期的粗略设计[5]。

 

 

 

式中，KB 为行星齿轮球面半径系数（ KB=2.52～2.99，一般对于安装 4 个行星齿轮的乘用车和公路载货车取小值；对于安装 2 个行星齿轮的乘用车以及所有的越野汽车和矿用车辆取大值。）；Tj 为计算转矩。但是该公式对局部的应力集中无法评估，特别是差速器壳体轴承座圆角无法做到有效识别，而根据工程经验轴承座圆角处通常是差速器最易失效的位置之一，有必要在试验前进行强度校核。本文通过有限元分析方法对差速器壳体结构薄弱的位置进行评估，为快速达成产品的可靠性设计目标提供了参考。

 

1 混合电驱动系统

混合动力汽车具有发动机和电动机两个动力源系统，车辆具有多种行驶模式如：发动机单独驱动、电机单独驱动或发动机电机混合驱动，并可以根据不同的行驶工况选择合适的驱动/制动模式以实现良好的燃油经济性及动力性。

 

 

图 1 混合电驱动系统混合驱动示意图

 

1.1分析工况

本文讨论的混合电驱动系统在混动并联模式下，发动机和驱动电机可同时给车轮端输出 4100Nm 的扭矩，超过了所搭车型满载情况下的车轮打滑极限扭矩 3790Nm。实际运行过程中，作用在差速器上的最大扭矩为 3790Nm，该扭矩作为差速器强度分析的载荷边界。

 

 

图 2 差速器局部布置图

 

1.2分析载荷

如图 3，按照混动电驱动系统的内部构型在 Masta 中建立完整的动力学计算模型，根据差速器外齿圈、半轴齿轮、行星轴齿轮的压力角、螺旋角、分度圆直径等参数计算的各齿轮受力如表 1 所示。其中通 过 驱 动 电 机 作用 在 差 速 器的 扭 矩 为2332Nm，通过发动机 1 档轴作用在差速器上的扭矩为 1458Nm。

 

 

图 3 动力学计算模型示意

 

表 1 差速器扭矩

 

 

1.3有限元模型

差速器的扭矩从主减速齿轮输入，从左右半轴输出到车轮端。主减速齿轮为斜齿轮，轴齿啮合力分为圆周力、轴向力、径向力。图 4 的圆周力除了会在沿 Z 轴方向产生扭转变形，在 Y 轴方向产生弯曲变形。径向力会沿 X 向产生弯曲变形。轴向力会使主减速齿轮沿 X 轴方向产生弯曲变形，这些变形的叠加直接决定了轴承座圆角处的受力，有限元分析时施加在主减速齿轮的分度圆上；半轴齿轮及行星齿轮均为直角锥齿轮，理论上在啮合位置也会产生 3 个分力。

 

因为行星齿轮和半轴齿轮成对出现，对于差速器壳体而言，径向力相互抵消，圆周力仅产生扭矩通过半轴输出，所以实际作用在差速器壳体上的只剩下齿轮啮合时产生的轴向力，有限元分析时施加在齿轮垫片上；轴承与差速器轴颈为过盈装配，会在轴承座圆角处产生拉应力，计算时直接在接触对中设置相应的径向过盈量。

 

根据上述受力分析，差速器壳体的强度计算边界及载荷的加载位置如图 4 所示，计算采用 ABAQUS 求解器。在行星轴的齿轮接触表面约束 Z 向旋转自由度。差速器轴承为圆锥滚子轴承，计算时约束轴齿内圈的外表面。此处的约束单元采用rbe3（柔性单元），可有效避免约束单元对轴承的刚度影响，确保约束边界不会引入计算偏差。由于差速器壳体强度分析模型对行星轴用 rigid（刚性单元）进行了约束，会导致行星轴的应力计算不准确，所以采用图 5 的方式计算行星轴的强度，对行星轴而言，啮合点的圆周力相互抵消，轴向力作用在差速器壳体的垫片上了，因此只要受一对力偶的作用。在行星轴与齿轮的接触表面施加齿轮啮合产生的径向力即可。行星轴的强度计算边界及载荷的加载位置如图 5 所示。

 

为兼顾计算精度和效率，对差速器的圆角、轴孔及行星轴进行网格加密，平均网格尺寸为 2mm, 轴承座圆角采用 6 层网格。非圆角区域及主减速齿轮受力较为分散，采用粗化网格处理即可，平均网格尺寸为 5mm。

 

 

图 4 差速器壳体强度计算边界及载荷

 

 

图 5 行星轴强度计算边界及载荷

 

因为差速器在圆周方向并非圆周对称结构，而是以 YZ 平面和 XZ 平面对称。所以差速器在工作时，啮合点沿主减速齿的圆周方向变化时，差速器壳体的应力会产生变化，从而产生疲劳失效的可能。所以需要考察差速器在不同啮合位置差速器壳体的应力变化。沿圆周方向每隔 90°依次取点作为主减速齿的受力位置，行星齿轮和半轴齿轮的受力方向和大小不变，不需要变动加载位置。差速器有限元模型及受力如图 6 所示。

 

 

图 6（a）差速器外齿圈受力

 

 

图 6（b）差速器外齿圈受力随啮合点变化示意图

 

1.4材料参数

差速器壳体材料牌号为 QT600-3，屈服极限为 370MPa，抗拉强度为 600MPa；行星轴及齿轮的材料牌号为 20CrMnTi，屈服极限为 835MPa ， 抗拉强度为1080MPa。其相应的材料参数如表 2 所示。

 

表 2 材料参数

 

 

2 静强度

预计上述分析对差速器壳体及行星轴进行静强度分析。分析结果如下文所示。

 

2.1 差速器壳体强度

差速器壳体的静强度计算结果如图 7所示，应力最大位置为左侧轴承座圆角处，应力最大的位置随啮合点的变化而呈相应的变化趋势，且最大应力值随啮合位置的不同而有所变化。

 

 

Case1 工况差速器壳体最大主应力

 

 

图 7 差速器壳体最大主应力分析结果

 

差速器壳体的最大应力为 308MPa＜壳体材料的屈服强度 370MPa，静强度满足要求；

 

2.2 行星轴静强度

按照图 5 在差速器相应的位置进行约束和加载，校核行星轴的静强度。

 

 

图 8 行星轴的应力分析结果

 

行星轴的最大应力为 833MPa＜行星轴材料的屈服强度 835MPa，静强度满足要求。考虑到车辆起步存在一定的冲击，根据经验数据，HEV 起步冲击较小，冲击系数一般取 1.2，则行星轴在冲击工况下的最大应力为 1041MPa（833*1.2），仍然小于行星轴材料的抗拉强度极限 1080MPa，满足要求。

 

3 疲劳强度

随着啮合位置的变化，对于差速器壳体同一位置的应力呈现正负交替的变化，此为典型的疲劳工况。将静强度工况的case1~case4 进行组合，计算的差速器壳体疲劳安全系数如图 9 所示。最小疲劳安全系数为 1.06。根据经验，差速器在最大扭矩工况下的最小疲劳安全系数＞1.0 即可。故差速器壳体的疲劳强度满足要求。

 

 

图 9 差速器壳体疲劳安全系数

 

4 试验验证

按照产品开发流程，该差速器方案需进行冲击强度试验和扭转疲劳试验验证。

 

4.1 冲击强度试验

差速器的冲击试验是用变速箱总成样箱进行，主要用来模拟整车低附转高附，以及紧急制动时产生的冲击，验证变速箱壳体及传动轴的冲击强度。试验原理图及试验台架如图 10 所示。

 

 

图 10（a） 冲击强度试验台架原理图

 

 

图 10（b）冲击强度试验台架实际搭建图示

 

冲击试验的最大正向扭矩主要考虑动力总成可以提供给差速器的最大输入扭矩4100Nm，按 1.7 的安全余量取整，则正向冲击扭矩 7000Nm。最大负向扭矩按最大输入扭矩的 1.1 倍计算，试验负向扭矩为4625Nm。正向最大扭矩作用 20 次，负向扭矩作用 5 次，冲击试验完成后对差速器壳体、齿轮轴和轴齿进行检查，均无损坏，静强度满足要求。仿真计算的差速器壳体静强度安全系数为 1.95（600/308），试验测得的静扭安全系数＞1.85，试验与仿真结果的安全系数表现出较好的一致性。

 

星轴为塑性材料，弹塑性曲线与计算用的线弹性材料参数差异较大，所以仿真计算的安全系数比实测值低很多，不便比较。

 

4.2 扭转疲劳试验

按照要求对差速器进行扭转疲劳试验。试验采用差速器单体进行，需要设计对应

 

 

图 11（a） 差速器扭转疲劳试验原理图

 

 

 

图 11（b） 差速器扭转疲劳试验台架图

 

试验按照最大扭矩 3790Nm的 1.1 倍进行实验，试验 90 分钟时差速器行星齿轮出现断裂失效，差速器壳体及行星轴完好。该实验要求在最大工作扭矩 Tmax 作用下，循环次数可达到 1000 次以上。根据试验时间和转速计算的循环次数为 9000 次（差速器转速为 100rpm），试验通过。

 

5 结 论

本文通过对差速器壳体和行星轴的强度进行分析预测，仿真确认强度满足要求。并通过冲击强度试验验证静强度的仿真结果，扭转疲劳试验验证差速器壳体的疲劳强度结果。仿真与试验结果保持了较好的一致性，说明仿真结果的合理性。通过仿真可以提前识别差速器壳体及行星轴的结构薄弱位置并进行改进，有利于缩短产品的开发周期和节省成本。

 

资料来源：达索官方