Vol. 60 No. 2工程与试验 ENGINEERING & TEST Jun. 2020
张凯旋J 周志康"，胡宸玮J 卫乃硕J 王 欢S 张华威3［收稿日期］2020 -06 -10
［作者简介］张凯旋（1998 -），男，本科，研究方向：车辆工程。
［通讯作者］周志康（1998 -），男，本科，研究方向：增材制造，仿真。
［基金项目］西北农林科技大学大学生创新创业训练计划项目（x201910712210, S201910712099）。
（1.西北农林科技大学 机械与电子工程学院，陕西 杨凌712100；
2.山推建友机械股份有限公司山推建筑机械研究院，山东 济南250000；
3.黄海造船有限公司，山东 威海264309）
摘 要：为提高电动汽车的续航能力，针对某款家用电动汽车的二级减速器进行行驶性能优化与结构设计。首先，
根据电动汽车行驶性能要求，对减速器总体速比、齿轮参数及减速器中间轴参数进行了初步设计，通过AVL Cruise 软件对汽车动力系统进行仿真分析，选出最优传动比，以优化减速器传动性能。根据汽车动力系统仿真结果，设计
出减速器具体布置方案，并通过有限元分析软件ABAQUS 对减速器齿轮静态及动态性能进行仿真分析，获取减速器 工作过程中齿轮齿根弯曲变形和齿根受力规律，最终设计出满足性能要求的减速器传动方案。
关键词：电动汽车；二级减速器；CRUISE ；减速比；结构校核中图分类号：U463. 2 ； TH132.46
文献标识码:A doi ：10. 3969/j. issn. 1674 - 3407. 2020. 02. 008
Performance Optimization and Structure Design of Electric Vehicle Reducer
Zhang Kaixuan 1 , Zhou Zhikang 1 * , Hu Chenwei 1 , Wei Naishuo 1 , Wang Huan 2, Zhang Huawei 3
(1. College of Mechanical and Electronic Engineering , Northwest A&F University ,
Yangling 712100, Shaanxi , China ；
2. Shantui Construction Machinery Institute , Shantui Janeoo Machinery Co., Ltd.,
Jinan 250000, Shandong , China ；
3. Huanghai Ship Building Co., Ltd., Weihai 264309 , Shandong , China )
Abstract : In order to improve the endurance of electric vehicles , the driving performance optimization and structure design of secondary reducer of an electric vehicle are carried out. Firstly , according to the driving performance requirements of
electric vehicle , the overall speed ratio , gear parameters and intermediate shaft parameters of the reducer are preliminarily
designed. The vehicle power system is simulated and analyzed by AVL CRUISE software , and the optimal transmission ratio
is selected to optimize the transmission performance of the reducer. According to the simulation results of automobile power
system , the specific layout scheme of reducer is designed , and the static and dynamic performance of the reducer gear are
simulated and analyzed by the finite element analysis software ABAQUS to obtain the bending deformation and force law of
the gear root during the working process of the reducer. Finally , the transmission scheme of the reducer meeting the
performance requirements is designed.
Keywords : electric vehicle ； second speed reducer ； AVL CRUISE ； reduction ratio ； structural check
1引言
近几年，电动汽车的迅猛发展为整个汽车行业注入了新
的活力，但其自身问题也在慢慢凸显。其中，电动汽车电池 充电慢、续航里程差是目前面临的主要瓶颈九2幕在家用电
动汽车领域，整车通常只搭载一组二级减速器来实现车辆的
速比变化，而搭载的减速器与整车匹配程度对纯电动汽车传 动效率影响同样较大，当前研究中往往被忽视⑶⑥
本研究的目的是针对某款电动汽车整车参数进行二级
减速器的优化设计，以达到提高电动汽车传动效率，延长续
航的目的⑷o 首先，基于通用汽车性能分析软件AVL Cruise 构建纯电动汽车整车数字模型⑸，进行减速器性能仿真分
析⑹，获取最优传动比，以达到提高续航的目的；其次，针对
仿真分析获取的二级减速器参数，设计齿轮传动组；最后，使
用有限元分析软件ABAQUS 对齿轮的强度进行静态及动态 分析，校核设计结构是否满足要求口⑻。本研究的结果可为
纯电动汽车减速器设计提参考⑼o
2减速器传动机构设计与分析
2.1电动汽车整车仿真模型构建
研究对象为当前汽车市场上的一款电动汽车，整车参数
如表1所示。其中，电机类型选择PSM 型电机〔⑹，其外特性 曲线如图1所示。电动汽车要求达到的设计指标为：最高车
速大于150km/h，最大爬坡度大于30。,0〜100hn/h 加速时
间小于12. 5s 。为达到上述性能要求，首先对该汽车行驶性 能进行仿真分析。
表1电动汽车整车参数
整车质量
最高转速轮胎半径轴距电机类型
总电压风阻系数迎风面积1500kg 1200r/min 300mm
2718mm PSM
320V 0.2
1.95m 2
No. 2 2020张凯旋，等：电动汽车减速器性能优化与结构设计
转速(rpm)
120
190180170160150140130.0 6.5 7.0 7.5 &0 8.5 9.0 9.5 10.0 10.5 11.0
传动比
图1电机外特性曲线
仿真采用通用汽车性能分析软件AVL Cruise，该软件可 对车辆传动系统和发动机性能进行预测⑴打首先，建立电 动汽车的整车模型，将汽车的相关参数导入模型，改变汽车
的传动比进行一系列仿真计算，以计算得出的电耗变化规律
确定最优传动比口幻o
图2为基于AVL Cruise 构建的电动汽车的整车模 型g，包括整车参数模块、减速器、车轮、制动器、电动机、差
速器、驾驶舱、电池组等模块。
246
38
3634323028
26
(a)最高车速
7
8
9传动比
10 11
1.整车参数模块;
2.减速器；3、4、5、6.车轮； 7、8、9、10.制动器;11•电动机;12.差速器;13•驾驶舱；
14.轮胎防滑模块控制;15.电气阻耗模块;16•电池组；
17 J8.函数模块;19•监视模块;20.常数模块
图2电动汽车AVL Cruise 整车模型
2.2最优速比选取
以传动比为变量，对研究对象进行初步的仿真E ，得到
最高车速、爬坡度、百公里每小时加速时间的模拟结果，如图
3所示。
最高车速是指在水平良好的路面上汽车能达到的最高
行驶车速，是汽车在平坦路面无风条件下，行驶阻力和驱动
力平衡时的车速。根据GB/T 18385 -2005的要求，测试加 速性能时车辆试验加载为半载。传动比对最高车速影响关
系如图3 (a)所示，为使最高车速达到设计要求的大于
150km/h，所需的传动比i 需要小于8.5°
最大爬坡度是指汽车在满载状态下，在路面良好的道路
上用一挡克服的最大坡度。根据GB/T 18385-2005的要求, 测试爬坡性能时车辆试验加载为全载。传动比对爬坡度的
影响关系见图3(b)。为使爬坡度达到设计要求的大于30° ,
所需的传动比，需要大于8。
到达百公里每小时的加速时间表征汽车在短时间内提
高速度的能力，体现出汽车的动力性。百公里每小时加速时 间初步仿真结果如图3 (c)所示，设计要求速度达到百公里
(b)爬坡度
(S )
區fe ^吕
m w
12.30
12.2512.20
12.10
12.05
6.0
6.5
7.0 7.5 &0
8.5
9.0 9.5 10.0 10.5 11.0
传动比
(C )百公里每小时加速时间
图3传动比对整车性能影响的初步仿真
每小时的加速时间小于12.5s 。由初步仿真结果可知，该指 标在选定传动比范围内均可达到。
根据以上初步仿真的计算结果可知，达到设计要求的前
提下，传动比，选取8-8.5之间较为合理。
为提高减速器性能，继续对传动比选择区间进行寻优计 算。根据前文初步计算出的传动比范围，选取8.1.8. 15、
8. 2、& 25,8.3,8. 35,8.4,8. 45、& 5再次进行仿真，寻最优
传动比。由图4(a)、4(b)可知，基于最高车速和爬坡度，选
取传动比i 的范围为8. 15-8.4。传动比对百公里电耗影响
山东电动汽车的计算结果如图4(c)所示。由于电机效率等因素，耗电量 并不随着传动比的改变而单调变化。由图可知，在传动比 8. 15-8.4范围内，耗电量最低值为14. 24kWh ，最终确定此
时的传动比8. 2为最佳传动比。
3减速器设计与校核
3.1减速器齿轮参数设计
汽车变速器上所使用的齿轮一般分为直齿圆柱齿轮和
斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮主要用于一挡、倒挡，对应力
的要求较低。而斜齿圆柱齿轮具有运转平稳、使用寿命长、
工作噪声低等优点，因此，本设计全部选用斜齿圆柱齿轮。 根据设计要求，齿轮表面粗糙度数值应稍微降低，噪声会相
工程与试验
Jun. 2020
O 8
1615156
154152150
(q
电七)掘阚4<
喘
&2
8.3 &4 8.5 &6
传动比
31.631.4
31.2—310
乙 30.81 30.6妾 30.4
30.230.029.8
7.914.34
2cos0
m(Z] +z 2)
2a
修正后，分度圆螺旋角：
0 二 17。4'57〃
大齿轮分度圆直径：
齿宽：
» 二 ©屛1经计算得到齿轮参数，如表2所示。
表2齿轮参数确定
⑷⑸
⑹
(7)
(q
喳)鶴
tf BH G
lm
(a)最高车速
&0 8.1
&2 8.3 8.4 8.5 &6
传动比
名称和代号高速级低速级
(b)爬坡度
14.3214.30
14.2814.2614.24
14.2214.20
14.18'7.9
&0
8.1
8.2 8.3 &4 8.5 &6
传动比
(c)百公里电耗
图4传动比对整车性能影响的再次仿真
齿轮 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4
材料
40Cr
热处理方式
调制后表面淬火
中心距(mm)
238260
齿数z
21
70
24
59
传动比i
3.333333
2. 458333
法面模数矶5
6
齿宽6( mm)
70
609590
螺旋角“
右旋左旋
左旋
右旋
17。4,57〃
17。4'57"
16。43'33” 16。43'33〃
分度圆直径 d( mm)
109. 85
366. 15
150.36
369. 64
齿顶圆直径 da ( mm )
119. 85376. 15162. 36381.64
齿根圆直径
97. 35353. 65135.36354. 64
应减少，齿面磨损速度减慢，从而提高齿轮寿命。汽车在极 限工况下的最大转矩为220N • m，齿轮材料均选用40Cr，调 制处理。总传动比为8. 2，分配一级传动比为3. 33，二级传
动比为2.46。
高速级齿轮1齿数知选择为21，由公式(1)，得到齿轮2
齿数勺为70。
根据分析计算选定了一级齿轮传动与二级齿轮传动的
齿轮规格以及中间轴的参数，通过Solidworks 软件构建三维 CAD 模型，如图5所示。
Z2
Z1
(1)
将低速级齿轮3齿数Z3选择为24，同理可得，齿轮4齿
数切为59。
小齿轮分度圆直径满足下式:
图5减速器装配图
」7 3 / T
式中：系数人设置为85，齿宽系数吧为1.2，系数"为
1.3，必为小齿轮分度圆直径。
计算模数:
d 、cos0
Z1
其中,0为分度圆螺旋角,Zi 为小齿轮齿数。
中心距a ：
3.2减速器齿轮工作性能仿真
为验证所设计的减速器结构［⑸是否满足工作要求，对 减速器齿轮进行静态及动态仿真校核。仿真采用大型通用 有限元软件ABAQUS 进行［叽⑺，该软件可以自由输入本构 模型参数，且具备静态及动态计算模块，非常适合本次仿真
计算。
首先，对设计的减速器进行静态仿真分析。由于在减速
(3)
No. 2 2020张凯旋，等：电动汽车减速器性能优化与结构设计
器工作过程中，一级小齿轮所受压力最大［⑻，因此，首先对
一级小齿轮进行静态有限元分析。由前文可知，汽车在极限
工况下的最大转矩为220N •叫根据式(8)、式(9)，可以求 出一级小齿轮所受的圆周力为4. 21kN，轴向力为1. 96kN o
应力(MPa)
Fa 二 Ft xtan/3 (9)
式中，化为圆周力，化为轴向力，:r 为齿轮工作转矩。
将与电机直连的小齿轮三维仿真模型导入ABAQUS 有 限元软件，载荷类型选择表面载荷。由于小齿轮为主动轮且 为右螺旋线，其轴向力根据握线规则，圆周力与齿轮旋转运 动方向相反［切。先选定单元形状为四面体，生长速度为
1. 05，然后设置近似全局尺寸为1. 6，设置完成后进行网格划 分妙打网格过大或过小，可通过设置近似全局尺寸来调节。
经过三维仿真计算，优化后的齿轮再次进行ABAQUS 有限元
分析，得到的结果如图6所示。计算结果显示，一级小齿轮
在汽车极限工况下，最大应力为563MPa，最大形变量为 0. 068mm，低于材料屈服极限(齿轮材料40Cr 的参数如表3 所示)，满足使用要求。
+6j 52 16+02■ - +5.977e+02-----+5.4346^02 -----+4,890e+02 ------+4.347e+02 —
—+3.804e+02— +3.260e+02 —
—+2.717e+02 —-+2.174e+02 -----+1.630©+02■
+5；434e+01+0,000e+00
6
形变量(mm )
a
+3.58ie-02 —-+3.183e-02 —-+2.785e-02 —
—+2.387e-02 —-+1.990e-02 —-+1.592e-02 —-+1.194e-02
+4.77Se-02+4.377e-02 +3.979e-02(a)应力
应力(MPa )
+5.636e+02 +5.167e+02 +4.697e+02 +4.227e+02 +3.758e+02 +3.288e+02 +2.818e+02 +2.348e+02 +1.879e+02 +1.409e+02 +9.394e+01 +4.697e+01 +5.158e-03
(b)形变量
图7 —级传动系应力应变图
过程中，选择位移最大的时刻，由图可知，齿轮的最大位移量 为0.058mm 。在载荷不断变化的过程中，其所受最大应力为
716MPa，满足材料许用要求。
应力(MPa)
形变量(mm )
+6.843e-02 +6.273e-02 +5.702e-02 +5.132e-02 +4.562e-02 +3.992e-02 +3.421e-02 +2.851e-02 +2.281e-02 +1.711e-02 +1.140e-02 +5.702e-03 +0.000e+00
(a)应力
B
+7 >1656+02 +6.560e+O2 +5.970e+02 +5.373e+02 ----+斗.776e+02 —-+4.179e+02 —-+3.582e+02 —
—+2.985e+02 ----+2.388e+02-I- +1.7916+02
+1.194e+02 +5.970e+01 +0.000e+00
形变量(mm )
45.8226-02 +5.337B-02 +4.8510-02(b)形变量
图6仿真得到的一级小齿轮应力应变状态
表3 40Cr 材料参数
杨氏模量
(GPa)
泊松比
密度 (kg • m -3)屈服极限(MPa)
211.70.37900
785
—-+4.366s-02 —-+3.881e-02 —-+3.3960-02 —-+2.911e-02 —-+2.426e-02 —
—+1.941e-02 ―-+1.455e-02
+9.7030-03 +4.0516-03 4-0.000e-*-00
(a)应力
9
(b)形变量
图8二级传动系应力应变图
在汽车实际运行过程中，齿轮受力其实并不是一个静载
荷，而是一个随时间变化的动载［讷21〕。为了使试验结果更准 确，使用ABAQUS 有限元分析软件对一级传动系与二级传动 系进行动态分析，模拟齿轮在汽车实际运动过程中的受力。 为减少计算量，模拟过程采取二维仿真［⑵。动态分析中，给
主动齿轮施加一个转矩，大小为最大转矩的90%，且该转矩 会随时间的变化沿周期增加和减小。一级传动系的应力应
变云图如图7所示，在载荷不断变化的过程中，选择位移最
大的时刻，由图可知，齿轮的最大位移量为0. 047mm，此时所 受应力为652MPa，小于材料许用屈服强度。
二级传动系的应力应变如图8所示，在载荷不断变化的
4结论
本文针对某款家用电动汽车的二级减速器开展行驶性
能优化与结构设计，通过AVL Cruise 软件对汽车动力系统进 行仿真分析，选出最优传动比，以优化减速器的传动性能，并
通过有限元分析软件ABAQUS 对减速器齿轮静态及动态性 能进行仿真分析，获取减速器工作过程中齿轮齿根弯曲变形 和齿根受力规律，最终设计出满足性能要求的减速器传动方
案。本研究主要得出以下几项结论：
(1)利用AVL Cruise 整车性能分析软件，对电动汽车进
行建模，得到最佳传动比为8.2。
(下转第75页)
No.22020房田：万能试验机检定或校准过程中应注意的问题
(2)数据分析
由表1和表2可以看出，压向力值检定示值相对误差最大为0.6%，满足JJG139-2014《拉力、压力和万能试验机》中规定的1级试验机示值相对误差要求，而同一台试验机拉向力值在20kN这一点的检测结果示值相对误差为1.3%，不满足1级试验机要求。压向力值各点示值相对误差的线性基本一致，而拉向力值各点示值相对误差线性不一致，出现小力值示值相对误差大、大力值示值相对误差小的现象，分析其中的原因，可以判定出现了系统误差。
(3)检测方法选择
万能试验机检定的依据可以是JJG139-2014《拉力、压力和万能试验机》或JJG475-2008(电子式万能试验机》。大部分万能试验机配备双空间，这样的好处是进行拉向力和压向力检测时，力传感器的受力方向一致，也就是说，拉向和压向的力值检测结果应该相同或者相差很小，而且检定规程中没有明确万能试验机检测方法是否进行拉向力和压向力两种方向力的全部检定。由于检定设备的约束，有些计量检定
部门并不具备拉向力检定的标准设备，大多数计量检定部门只检定压向力，检定人员习惯性地通过只检测压向试验力值是否超差来判定试验机是否合格，等同于压向力值检定合格即
(上接第27页)
(2)根据电动汽车行驶性能要求，对减速器进行总体速比分配，即一级传动比为3.33，二级传动比为2.46，并计算得到了齿轮参数及减速器中间轴参数设计方案。
(3)使用ABAQUS有限元分析软件对设计出的减速器进行了静态及动态力学仿真分析，验证了设计结构的合理性。本研究结果为电动汽车减速器设计提供了依据◎
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(21)：195.认为试验机检定合格a
(4)配套工装
依据表1-表3中的数据，分析了产生相关问题的原因，可以得出结论，压向力检定数据合格，主要问题出现在拉向空间上，是配套工装出现问题。试验操作人员由于误操作，上下夹具碰撞，导致工装变形，造成试验数据错误。与客户沟通后，客户调整相关部件，更换带有联轴器的上下夹具，同时严格规定操作规程，避免再次出现类似问题。更换工装后，进行拉向、压向力值和同轴度检测，结果均为合格，拉向和压向力值示值相对误差结果不超过0.1%。再次与协作单位进行检测数据对比，结果一致，圆满地解决了问题。
5结束语
试验机对加工材料强度有重要的影响，在试验机检定的过程中，要全面考虑，采用相适应的检测方法，同时也不能忽视夹具带来的影响。
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