中国机械工程
CHINA MECHANICAL ENGINEERING
第32卷第11期
2021 年6 月
Vol.32 No.1
pp.6377-1385
邹喜红 李金晓 胡秋洋 席帅杰 付凌锋袁冬梅
重庆理工大学汽车零部件先进制造技术教育部重点实验室，重庆，400054
摘要：针对电动汽车传动系的关键零部件差速器的实际受载情况，设计了基于液压伺服的电动汽车
差速器扭转冲击疲劳试验系统°在此基础上，依照目前的试验技术条件，分析了差速器关键部件的应力
集中部位，对加载波形、加载频率、加载幅值和加载频次进行了理论和载荷特征研究，构建了电动汽车差 速器扭转冲击疲劳应变测试系统和测试方法，并对其进行了大量应变测试，对不同频率和不同幅值的测
试数据进行了统计分析，结合分析结果和材料应力 寿命(S-N )曲线，建立了完整的电动汽车差速器扭 转冲击疲劳试验方法，并进行了试验验证°结果表明，差速器的疲劳破坏部位和形式与实车行驶时疲劳
破坏部位和形式以及应力集中测点部位均一致°
关键词：电动汽车差速器；冲击疲劳；应力 寿命曲线；加载中 图分类 号 ：TH123
DOI ：10.3969/j.issn.015
开放科学(资源服务)标识码(O SID )：
Torsional Impact Fatigue Test Method for Electric Vehicle Differentials
ZOU Xihong LI Jinxiao HU Qiuyang XI Shuaijie FU Lingfeng YUAN Dongmei Key Laboratory of Advanced Manufacturing and Test Technology for Automobile Parts of
Ministry of Education , Chongqing University of Technology, Chongqing , 400054
Abstract ： According to the actual load situation of the differential which were the key component
of the electric vehicle transmission systems , a torsional impact fatigue test system for the differentials of the electric vehicles was designed based on hydraulic servo. The stress concentration parts of the key components of the differentials were analyzed under the current test technical conditions , and the
loading waveform , loading frequency , loading amplitude and loading frequency were researched in theory and load characteristics. The torsional impact fatigue strain test system and test method of e
lectric vehicle differentials were constructed , and a large number of strain tests were carried
out. The
test data of different frequencies and amplitudes were statistically analyzed. Combined with the analy sis results and the material stress-life (S_N ) curve , a complete torsional impact fatigue test method of
electric vehicle differentials was established. The results indicate that the fatigue failure site and form of differentials are consistent with those of real vehicles and stress concentration measuring points.
Key words ： electric vehicle differential ； impact fatigue ； stress-life (S_N) curve ； loading
0引言
随着环境问题和能源问题日益严峻，纯电动 汽车作为新能源汽车的代表，电机、电控系统、机
械传动系统等的研发与测试成为行业关注的重 点［1］°电机作为电动汽车的动力源，输出转矩具
有响应迅速、控制稳定等优点，但由于电磁感应效 应，且电动汽车传动系呈现弱阻尼特性，因此在给 定指令转矩后，电机输出转矩会在指令转矩值上 下波动，这样不仅影响转矩的平滑度，而且会使电
收稿日期：2020 09 21
基金项目：国家重点研发计划(2018YFB0106100)；重庆市教委 科学技术研究计划(KJQN201901105)；重庆市自然科学基金
(cstc2020jcyj-msxmX0458)
动汽车传动系产生冲击，严重时甚至损坏［2］0电
动汽车与传统燃油汽车在传动系构造上差异显
著，差速器为影响电动汽车行驶及性能稳定的重 要零部件之一，其性能直接影响车辆行驶的平顺
性、舒适性和操纵稳定性［4］，因此将其冲击疲劳 性能纳入测试评价系统尤其必要°
近年来，国内外逐渐开始重视电动汽车传动 系冲击疲劳的检测与研究°与传统汽车传动系试
验相比，虽然将电动汽车电机产生的冲击载荷纳
入了试验研究范围，但针对电动汽车传动系尤其 是单个差速器部件的相关研究仍相对较少°陈延
伟等［］基于LabVIEW RT 技术，设计了双闭环 汽车传动系冲击性能检测系统°张邦成等［7］在
分析汽车传动系所受载荷的基础上，利用室内耐
-1377
-
中国机械工程第32卷第11期2021年6月上半月
久性试验台架测试了汽车传动系零部件在加速起
步及紧急制动工况下的耐久性能。以上学者的被
试研究对象为传统燃油汽车传动系，为电动汽车
传动系冲击疲劳研究提供了思路。曹占勇等⑻在
MATLAB/Simulink平台上通过机电耦合的方
法设计了基于永磁同步电机矢量控制策略的传动
系扭振仿真模型，该模型有助于解决由电气控制
引起的车辆传动系转矩波动问题，旦他们并未提
出有效的试验方法。李占江J］针对纯电动汽车电机+电控机械自动变速箱(AMT)的传动形式进行了传动系统冲击抑制控制研究，旦研究重点为考虑齿轮啮合间隙以及急加减速工况下的传动系扭转振动抑制控制策略。王亮等J0］设计了可全面检测汽车差速器性能及疲劳寿命的汽车差速器总成试验台，但该试验台在测试差速器扭转冲击疲劳方面仍有不足。在国外，日本的尼桑公司和美国的福特公司都开发过汽车传动系冲击性能试验台J1］。
综上，本文在液压伺服系统的基础上设计了完整的电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验台，通过采用液压伺服直线缸作动器对被试电动汽车差速器施加多频率、多幅值扭转冲击载荷，同时采集被试电动汽车差速器多个测点相应的应变信号，确定最为合适的冲击载荷加载方式，为测试考核电动汽车差速器的扭转冲击疲劳特性提供了一种行之有效的方法。
1试验台架设计
动力在减速器总成内的传递路径如下J2「13］：经主动齿轮传至被动齿轮，带动通过差速器接盘与被动齿轮相连的差速器壳，再由一字轴依次带动啮合的行星齿轮及半轴齿轮传递至两侧半轴，从而驱动电动汽车行驶。考虑现有试验装置条件及被试差速器的装夹方式等因素，决定通过固定半轴两端逆向加载，在被试差速器壳体上施加扭转冲击载荷。扭转作动器可直接施加扭矩，但通常其扭矩可调范围
不大，且与被试差速器的连接较为困难，因此采用MTS244型液压伺服直线缸作动器，通过工装将直线方向上的力或位移转变为被试差速器壳体上的扭矩。电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验系统由载荷控制装置、载荷发生装置、载荷传递装置、数据传输装置及安全装置组成，试验系统示意图见图1.
本试验系统采用由连接件及摇臂等工装夹具组成的载荷传递装置实现作动器直线方向上位移的伸长与被试差速器壳体上扭矩的转变,・1378・
图1电动汽车差速器扭转疲劳试验系统
Fig.1Torsional fatigue test system for
electricvehiclediferential
同时保证运动上不发生干涉，如图2所示。电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验台简图见图3。连接件一端与作动器前端的球铰以螺栓相连，另一端与摇臂以连接销相连。球铰的主要作用为连接作动器与工装夹具，传递作动器发出的力与位移，确保作动器在试验过程中正常工作的同时还可保护作动器不发生损坏。连接销可使连接件与摇臂在试验过程中正常、灵活传递载荷。摇臂则起到力臂的作用，通过紧固螺栓与被试差速器接盘连接，能够极大地复现被试差速器的实际运行环境。
1•连接销
6. —字轴
7.行星齿轮
8.连接螺栓
图2载荷传递装置
2.连接件
3.摇臂
4.轴承
5.差速器接盘
9.半轴齿轮
Fig.2Load transfer device
电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验台的完整工作过程如下：控制器作为载荷控制装置向液压站及液压
伺服作动器组成的载荷发生装置发出信号指令，作动器直线方向输出力或位移载荷信号，通过球铰与连接件传递到摇臂，转变为扭矩施加于被试差速器壳体，同时传感器反馈力和位移信号至控制器，以完成被试差速器的循环往复扭转冲击疲劳试验。
为避免试验过程中作动器振动过大，对其做垫高处理。相应载荷传递装置做相同处理，最终确定
力臂长度即连接销中心点至被试差速器中心点的
电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验方法—
—邹喜红李金晓胡秋洋等
987654321
121314
1.L板1
2.半轴
3.连接件
4.球铰链
5.力传感器
6.作动器支承座
7.伺服阀1
8.伺服阀2
9.液压管路
10.球铰链11.L板212.位移传感器
13.液压伺服直线缸作动器14.摇臂
图3电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验台简图
Fig.3Schematic diagram of torsional impact fatigue test-benchforelectrcvehcled ferental
距离为205mm。在实际试验加载过程中，作动器及载荷传递装置会产生不可避免的微小振动，力臂长度会发生细微的变化，但对扭矩及后续应变信号采集工作的影响较小，可忽略不计。
2加载方法
依照目前的试验条件与技术水平，在冲击试验中完全模拟实际冲击环境的可能性较低，现有的冲击设备仅能输出若干保持一定精度的典型重复性冲击过程［4］。
与静态或准静态载荷相较，冲击载荷具有强度大、耗时短等特点，但在固体材料中传播时会因为试验装置不可避免的摩擦、干涉以及材料本身的性质等非确定性因素以其他形式耗散，因此在确定最优载荷加载波形时，应力求在做到冲击过程对被试差速器的影响与实际冲击的影响相似的前提下，依照载荷加载波形符合冲击强度较大且停留时间相对较短的原则，同时考虑进入工作介质中的实际能量以及冲击试验机构的能量传递效率17］。
根据被试件对冲击环境试验的不同要求，国内外有关试验标准中规定的冲击波形一般为正弦波、半正弦波、梯形波等［8］。液压伺服直线缸作动器作为试验台的载荷输出装置，能够输出正弦波、三角波、矩形波等多种高强度载荷波形信号。矩形波与正弦波、三角波相较载荷幅值停留时间较长，正弦波与三角波相较所包含的能量更多，综合考虑，本文选用正弦波进行加载。
根据正弦波形特征，对被试差速器进行试验加载需确定加载频率、加载幅值两个参数。为进一步探索加载应力波与被试差速器扭转冲击疲劳响应间的关系，采用应变测试系统对加载波形的频率和幅值进行确定。
3应变测试系统
3.1应变测试原理
在差速器应变测试过程中，当被试差速器受到外力作用产生变形时，电阻应变片的电阻也随之发生变化，通常将电阻应变片接入惠斯通电桥，通过数据采集系统测量并采集电路的电压或电流参数变化来获取电阻应变片的阻值变化［9「21］。应变测试系统架构如图4所示。
|激励/被车一T应变片卜彳＞据采集系统|
图4应变测试系统
Fig.4Strain test system
3.2应变测点布设
应变测点布设是构建应变电测系统时最为关键的一步。电动汽车差速器的主要受力构件为一字轴、行星齿轮、半轴齿轮及壳体，在被试差速器实际运行过程中出现了一字轴断裂的情况，因此重点对一字轴测点布设进行分析。
3.2.1—字轴测点确定
在差速器实际运行过程中，一字轴受到差速器壳和行星齿轮相反方向的力，在将其看作刚体的前提下，一字轴与差速器壳及行星齿轮的接触区域所受的力为均布力q\、q2，如图5所示，其中A、A‘分别为一字轴与行星齿轮的接触点。一字轴所受扭矩可由下式计算得到：
T=T0i(1)式中，丁为一字轴所受扭矩值；T。为减速器总成输入扭矩值；为主减速比。
图5一字轴受力示意图
Fig.5Diagram of stress on the one-line shaft
-
\
八A
F L2°
Qi
根据工M=0可得一字轴均布力q1及q2：
_4T
91=丁1⑵
_4T
92=「L T
(2)
进一步对一字轴进行受力分析以确定危险截
・1379・
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面°以左端面为原点，一字轴受力以x =L 为中 心左右对称，位置x (0<x <L 1)处的剪切力F 及 弯矩M 分别为
q 1X
F= v
0W x W a
a<Lx<Zb (3)
q 1a —q 2 (b —a )
bWxW-2
1
0WxWa
M= «q 1a{x
)
q 2 (x —a )2
a<Lx<Lb
a
q 1 a (x
) —q 2 (b — a) )x —a
bWxW-2
4)
其中,
L i 一L 2 L i 一L 1 ,
2
2
将实测所得尺寸L 1 = 103 mm,L 2=76 mm ,
L 3=61 mm 代入式(2)〜式(4)，得到剪切力分布 及弯矩分布情况如图6、图7所示°根据式(2)〜
式(4)有
图7 一字轴弯矩分布
Fig.7 Bending moment distribution of one-line shaft
F a = qa
F b =q 1a 一q 2(b —a )
M a =1q 1a 2
M b =qa (b a ) q 2 ( —a )2
由图6、图7可得危险截面存在于弯矩最大处 截面，此时剪切力为0°根据式(3),F = 0时有q
x = (-----H 1)a
(6)
q 2
此时一字轴弯矩达到最大° 代入数据得
x f =o = 19.24 mm
\
}
(7)
M max = 1.075 X 10 —1 T,
由计算结果可知危险截面在a 与b 之间，考
虑贴片的便捷性与可行性，在一字轴两端b 截面 处正反对称各粘贴2片共4片单向应变片°
3.2.2 齿轮及壳体应变测点确定
在电动汽车差速器运行过程中，可能会出现
因设计制造缺陷或过载振动冲击而造成的半轴齿
轮和行星齿轮齿面磨损、胶合乃至断裂等疲劳现 象，影响电动汽车的正常行驶[22-23] °根据受力分 析结果及实际破坏情况，考虑贴片的便捷性与可
行性，在半轴齿轮和行星齿轮的两对啮合齿大端
齿侧各对称粘贴2 片单向应变片°
电动汽车差速器壳体主要起到支撑齿轮组并 承受来自主减速器的转矩及振动的作用[4]，应力 集中部位在窗口根部，考虑应力方向以及贴片的
便捷性与可行性，在窗口根部靠近接盘侧各对称
粘贴1 片三向应变片°3.3应变测试系统的构建
确定应变测点后，严格按照应变安装标准操
作流程规范对被试电动汽车差速器进行打磨、贴 片、防护、测试等准备工作，如图8所示°
2
3
5
图8电动汽车差速器应变测点
Fig. 8 Electric vehicle differential strain measuring points
随后将构建好应变测试系统的被试电动汽车 差速器安装在扭转冲击疲劳试验台上，如图9所
示°测试系统中，应变片均搭建为1/4桥路，采用
SoMat eDAQ 数据采集系统进行共计14个通道
的应变信号采集°
(5)
4应变测试及结果分析
4.1应变测试及结果分析
目前国内有关差速器扭转冲击疲劳试验的标 准仍有欠缺，参照《QC/T 293—2019汽车半轴技
汽车差速器术条件和试验台架方法》中与本试验方法特性相
・1380
・
电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验方法一一邹喜红李金晓胡秋洋等
图9电动汽车差速器扭转冲击疲劳试验台
Fig.9Torsional impact fatigue test-bench for
electricvehiclediferential
似的半轴扭转疲劳寿命试验方法，试验载荷波形
为正弦波，推荐试验频率为0.〜5.0Hz，试验载
荷为（0.1〜1.1）M j（M j为半轴额定转矩）.被试
差速器所配电动汽车参数如表1所示。
表1电动汽车参数
Tab.1Electric vehicle parameters
部件名称参数数值
电机
额定功率（kW）30额定转矩（N•m）82最大转矩（N•m）240
传动系
固定传动比 1.56
主减速器传动比 5.3根据电动汽车电机的工作特性，选取推荐试验载荷范围为（0.1〜1.1）/M m（M m为电机最大转矩；为传动系传动比，即固定传动比与主减速器传动比的乘积）代入表1数据得推荐试验载荷范围为218〜2401N・m.
金属部件的疲劳寿命主要取决于其材料的力学性能及外加应力水平，一定范围内的加载频率对其影响较小J-26］。表示外加应力水平和标准试样疲劳寿命之间关系的曲线称为材料S-N曲线，由试验所得。被试电动汽车差速器一字轴及齿轮材料均为20CrMnTi，查阅《机械工程材料性能数据手册》J7］可得S-N曲线。一字轴可视为等截面杆件，最大正应力发生在弯矩最大的截面上，其值为
M max
W z
(8)式中，max为最大正应力为最大弯矩；W z为抗弯截面系数，此时W z=“d为一字轴的轴径°
将d=14.5mm.T=218〜2401N・m代入式（7）式（8）S-N曲线可转化为扭矩-疲劳寿命曲线，如图10所示。
由图10可知，当应力小于560MPa时，疲劳
(
e
d
w
t
w
銀)
(
H
I
・
N)
AL
衆
S
2125(764)
1891(680)
1635(588)
1363(490)_________I________I_________<_
4 567
IgN
图1020CrMnTi扭矩疲劳寿命曲线
Fig.10Torque-fatigue life curve of20CrMnTi
寿命超过荐定寿命107，说明已经不再引起损伤，此时相对应的一字轴及被试电动汽车差速器壳体所受扭矩值T均为1558N・m.
综上，根据扭矩-疲劳寿命曲线以及电动汽车电机的工作特性参数确定试验载荷的幅值范围：从扭矩疲劳寿命曲线中获取能够引起疲劳损伤的最小试验扭矩T mm=1558N・叫从《QC/T 293—2019汽车半轴技术条件和试验台架方法》中根据电动汽车电机的工作特性参数获取推荐最大试验扭矩T max=2401N・m，以1558〜2401 N・m作为试验载荷的幅值范围，在此范围内取整，取最小值1600N•m.中间值2000N•m和最大值2400N・m作为试验幅值。
为分析和研究加载正弦波频率和幅值对应变的影响，控制液压伺服直线缸作动器输出载荷波动，拟定测试工况如表2所示。加载幅值分别为7.8kN、9.8kN.11.7kN；加载频率为0.5〜5Hz，间隔0.5Hz。取30个工况，单个工况采集3组数据，共90组数据。
表2应变测试工况
Tab.2Strain test working condition
加载波形加载幅值F（kN）试验幅值T（N・m）加载频率f（Hz）正弦波
7.1600
0.5〜5
9.2000
11.2400
对测得数据进行整合及预处理后，观察到10个测点的应变数据趋势基本一致，受篇幅所限，仅以测点1部分数据为例进行分析说明。图11为测点1相同幅值不同频率下部分应变数据曲线，图12为测点1相同频率不同幅值下的部分应变数据曲线。可以看出，虽然工装间隙导致波峰波谷间存在平台段，但应变信号总体上能够较好地跟随响应，可参考性较高。
4.2结果分析
测点1相同幅值不同频率应变数据的极大极小值及均方根值如表3所示，应变均方根值加载频率曲线见图13.
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