某純電動客車差速器損壞分析與優化

韓雪雯, 王功博, 劉岳青, 李 飛, 韓晉植

(1.江鈴汽車股份有限公司, 南昌 330052; 2.中電國瑞供應鏈管理有限公司, 北京 100080; 3.山東勞動職業技術學院, 濟南 250300; 4.中國航發南方工業有限公司, 湖南 株洲 412002)

由于電動機比傳統內燃機扭矩響應快,在高低附對開等特殊路面行駛時電動車極易出現單輪打滑的情況,若兩側車輪速差過大則會有損壞差速機構的風險。進行某款純電動輕型客車路試時發現,多臺測試車均出現差速器傳動失效的故障。本文分析故障原因,在不修改硬件結構及材料的前提下,通過在控制軟件中增加后橋速差保護功能的方式解決該技術問題。

1 故障件分析

1.1 故障現象

當車輛在高低附對開路面上急加速時,低附路面一側車輪出現打滑空轉。車輛由0 km/h加速至60 km/h,重復加速5～10次后,后橋橋殼溫度由-15 ℃升至75 ℃,橋殼附近有灼燒味。靜置15 min后查看后橋狀態,發現后橋差速器失效,電機僅可通過傳動軸驅動一側車輪,另一側車輪無動力輸出。

1.2 差速器拆解及分析

故障發生后,對多臺差速器進行拆解,拆解圖如圖1所示。發現b點位置差速器中心軸與行星齒輪間有燒蝕及磨損痕跡,a點位置行星齒輪及中心軸均發生部分碎裂缺損。除上述磨損痕跡外,其余接觸零部件均未發現異常磨損痕跡,該現象說明差速器內部潤滑脂無異常[1]。

圖1 差速器拆解故障分析

結合上述燒蝕及磨損痕跡分析故障原因為:單側車輪高速打滑時,行星齒輪圍繞中心軸高速轉動導致中心軸與行星輪間出現高溫并發生粘著磨損,中心軸與行星輪粘連導致中心軸及行星齒輪碎裂。碎裂部分脫離原有位置導致傳動失效[2-3]。

1.3 差速器中心軸強度校核

該差速器中心軸軸頸與行星齒輪軸瓦之間在滑動摩擦下工作,可視為徑向滑動軸承機構[4]。徑向滑動軸承所能承受的載荷與線速度的關系用PV曲線來表示,其中橫軸對應軸承滑動線速度V,縱軸對應軸承載荷P。當軸承的(V,P)在圖中所對應的點處于安全工作區域時,軸承可正常工作,否則軸承則會存在損壞風險[5]。

查閱該差速器中心軸參數,該中心軸軸承的PV曲線如圖2所示,其安全區域為由(0,0),(3,0),(3,9.6),(0,47.9),(0.83,47.9) 5點所圍成的五邊形陰影區域。

圖2 差速器中心軸PV曲線圖

1) 該車型電機端峰值扭矩為320 N·m,在電機轉速0～1 500 r/min時可維持峰值扭矩,電機通過單級齒輪減速機構與差速器相連,傳動比為11.6,經減速器扭矩放大后峰值輪邊扭矩Tmax=320×11.6=3 712 (N·m)。當車輛處于電機輸出最大扭矩的高附側車輪靜止、低附側車輪打滑的極限打滑工況時,電機驅動扭矩幾乎全部作用在行星輪上[6],此時行星輪承受的最大徑向力Ft,max為

Ft,max=2Tmax/d2=37 120 N

(1)

式中:d2為行星齒輪基圓直徑,取0.2 m。

由徑向軸承的徑向載荷計算公式:Pmax=Ft,max/(Bd)可得出行星輪加載到軸承上的最大徑向壓強為15.47 MPa,式中B為中心軸寬度,取0.1 m;d為中心軸軸徑,取0.03 m。

行星輪在電機最大輸出扭矩范圍內的最大線速度Vmax1為

Vmax1=2πdrZ1/(nZ2)=0.754 5 m/s

式中:n為驅動系統傳動比,取11.6;Z1為半軸齒輪齒數,取13;Z2為行星齒輪齒數,取7;r為電機轉速,取1 500 r/min。

最大壓強及該壓強下的最高轉速所對應的點處于圖2的安全工作區域內[7]。

電機轉速在1 500 r/min時可保持320 N·m的峰值扭矩,隨后隨著電機轉速的提升,電機峰值扭矩逐漸下降,在轉速達到10 000 r/min時峰值扭矩降至89 N·m。根據單輪打滑的極限工況,按照上述方法校核軸承滑動速度為1 m/s、2 m/s、3 m/s時軸承的最大徑向載荷分別為15.43 MPa、9.72 MPa、3.44 MPa,均處于圖2所示的軸承安全工作區域內。由于扭矩隨轉速變化相對線性,因此可判斷在軸承允許的線速度范圍內軸承徑向載荷滿足設計需求。

2) 該車型電機最高轉速rmax為10 000 r/min,當車輛處于高附側車輪靜止、低附側車輪打滑的極限工況時,由公式nmax=2rmax/n可得左右輪最大轉速差nmax為1 724.14 r/min。當電機處于最高轉速時,減速器主動輪轉速n1=nmax,由公式Z1/Z2=n2/n1可得行星齒輪(即中心軸)最大轉速n2為3 202 r/min。由徑向軸承的滑動速度計算公式v=πdn2可得此時中心軸的最大滑動速度為5.03 m/s,超出了該軸承所能承受的最高速度(圖2所示的3 m/s)[8-9],不在安全工作區域內。

2 優化方案

2.1 優化方案選型

針對差速器失效的優化方案有2種,一種為通過強化差速器內部零部件的強度使其滿足單輪打滑極端工況下的性能要求;另一種為在不影響系統正常工作的前提下部分限制驅動輪扭矩及速差,使其處于差速器允許的性能范圍內。考慮到單輪完全滑移的行駛工況出現概率較低,在該工況下駕駛員對整車動力性能無過大要求,且提升零部件強度會明顯提升成本并延長研發周期,因此本文采用限制驅動輪扭矩及速差的方式對差速器進行保護。

在整車扭矩鏈中,整車控制器(VCU)首先采集車輛狀態信息并計算駕駛員需求扭矩,將該扭矩發送給電機控制器(MCU),MCU響應VCU的扭矩請求并控制電動機以該扭矩輸出動力。通過在VCU軟件中嵌入速差保護功能,根據實際速差及扭矩對請求扭矩進行限制,是解決該問題較為簡單高效的方法。

2.2 方案確定及軟件建模

本文差速器保護模塊的功能邏輯方案如圖3所示。

圖3 差速器保護功能邏輯圖

由圖3可知,該功能模塊可細分為5個子模塊,其具體工作邏輯如下:

1) 駕駛員需求扭矩計算模塊負責根據采集到的車輛行駛信息及駕駛員操作意圖計算駕駛員需求扭矩Ta。

2) 速差計算模塊負責分別采集左右側驅動輪輪速vL及vR,并計算出左右輪速差vx。

3) 扭矩采集模塊負責采集電機當前的實際輸出扭矩Tb。

4) 速差限制模塊首先根據公式vh=d×Z1×vx/(2×Z2×R)計算出差速器中心軸軸承的相對滑動速度vh,式中d為中心軸軸徑,R為車輪滾動半徑;然后再根據公式Pj=2n×Tb/(B×d×d2)計算出中心軸的徑向載荷Pj,式中B為中心軸寬度,d2為行星齒輪基圓直徑,n為減速機構傳動比。最后將Pj作為圖2中的P值,vh作為圖2中的V值,對照圖2中的PV曲線查詢并判斷軸承的該PV值是否處于安全工作區域內;當處于安全工作區域內時速差保護功能不激活,不對需求扭矩進行處理;當處于安全工作區域外時速差保護功能激活,此時判斷輪速差vx是否小于5 km/h,當輪速差不小于5 km/h時將需求扭矩限制為0,當輪速差小于5 km/h時退出速差保護功能并解除對需求扭矩的限制;輸出處理后的需求扭矩Tc進入請求扭矩濾波模塊[10]。

5) 請求扭矩濾波模塊負責對速差限制模塊計算得出的扭矩Tc進行斜率限制,扭矩變化斜率上限K依照整車駕駛性及平順性的要求進行標定,在整車平順性可滿足屬性要求的情況下可適當增大K值以確保差速保護功能的響應速度,本文K為900 N·m/s,輸出限制變化率后的請求扭矩Td,MCU響應VCU的最終請求扭矩Td,結束。

使用SUMILINK軟件對上述功能邏輯進行軟件建模并集成進VCU軟件中[11]。

3 實車驗證

由于低附工況一般出現在冰雪路面行駛過程中,因此測試選擇在冬季冰面試驗場進行,分別進行高低附對開路面急加速測試及低附路面耐久測試[12]。

首先將車輛靜止在高低附對開路面,全油門加速至60 km/h,通過CAN-APE設備實時觀察并記錄各輪速及扭矩變化情況,標定量為900 N·m/s和1 600 N·m/s的測試數據分別如圖4和圖5所示。

圖4 標定量為900 N·m/s測試數據圖

圖5 標定量為1 600 N·m/s測試數據圖

由圖5可知,踩下加速踏板0.483 s后,電機扭矩達到320 N·m的峰值,此時驅動輪速差為51 km/h,隨后電機扭矩開始下降,當電機扭矩降至104 N·m時速差達到最大值,此時速差為139 km/h,隨后速差在0～106 km/h間反復波動,直至車速達到60 km/h,測試終止。

測試過程中,中心軸軸承相對滑動速度最大值為3.8 m/s,超出了軸承PV曲線的安全工作區域。經分析,當差速達到最大值時,速差保護模塊已經觸發并開始限制扭矩,但因扭矩下降斜率較慢導致扭矩下降過程中速差仍在上升,且超出了安全工作區域,標定工程師隨即將輪邊扭矩下降斜率標定量由900 N·m/s修改為1 600 N·m/s并重復上述測試,測試結果如圖5所示。

圖5所示測試過程中的駕駛平順性在可接受范圍,中心軸軸承相對滑動速度最大值為2.12 m/s,且測試全程中心軸PV值均處于軸承的安全工作區域內。連續重復上述測試20組,后橋橋殼溫度由-15 ℃升至-7 ℃,無灼燒味出現,傳動系統未見異常。

隨后對車輛進行低附耐久試驗,模擬正常使用工況在低附測試路段行駛500 km,后橋傳動系統未見異常,隨后對后橋總成進行拆解,中心軸與行星齒輪均未發現過量磨損[13]。

4 結束語

本文提出的差速保護功能,可在不修改硬件結構及材料的前提下解決電動車輛后橋因速差過大導致的損壞失效問題,提高了車輛安全性及后橋使用壽命,同時還降低了成本。