油冷電驅集成系統潤滑油量的研究

摘要：油冷電驅集成系統的發熱來自于減速器、驅動電動機、油泵的功率損失，因此通過對功率損失研究計算，可得發熱量（功率損失即為發熱量）。通過計算得出總的功率損失，設定全部發熱由潤滑油帶走，即可選擇出符合需求的油泵和換熱器，即可得到換熱器和油泵的容量；再通過對各潤滑點的發熱量研究，可計算出各潤滑點所需的潤滑流量，從而計算出油管直徑，即可得到油路中的油量。通過設計方案圖可計算出電動機腔底油量；再依據減速器的油量標準，確定減速器的油量。通過上述的研究計算就可確定油冷電驅集成系統加油量。

關鍵詞：驅動電動機；發熱量；散熱量；功率損失

隨著新能源汽車一體化動力總成的發展，對高效、高功密、低噪聲的需求越來越高，傳統的風冷方式已經難以滿足高溫對動力總成的性能和壽命的影響，因此逐步被液冷所取代。

油冷技術由于具有良好的散熱效果和潤滑作用，得到了大力發展。高度集成化可使電驅系統尺寸大幅減小以支持新能源車型的緊湊布局，輕量化可使新能源車輛本身的負載降低以提升續駛里程及操控性，二者驅使著電動機的冷卻方式由水冷向油冷的方向發展。

由此提出現在的油冷電驅集成系統，如圖1所示。所謂油冷電驅集成系統，是基于油冷電動機加減速器組成，結構特點在于結構一體化。冷卻系統一體化。然而，這種基于油冷電動機及強制潤滑技術的電驅集成系統，減速器采用飛濺潤滑和強制潤滑，電動機的冷卻和減速器的潤滑共用一個油冷系統，因此潤滑注油量確定要同時兼顧機械潤滑、電動機散熱及系統效率等諸多影響。

相對于傳統減速器，確定油冷電驅集成系統油量成為了一個技術難點：冷卻油量過多影響總成效率且增加成本；冷卻油量過少，熱容有限，電動機瞬時高功率運行會使潤滑油溫度急劇升高，導致潤滑油黏度減小，使摩擦副中的潤滑油膜難以形成，不僅會加劇磨損，而且會增加噪聲，甚至導致泄漏。

油冷電驅集成系統的注油量目前均是利用樣機的試驗得來數據，在設計分析階段沒有相應計算方法指導前期設計，因此很有必要對注油量的數學計算方法加以研究。油冷電驅動集成系統冷卻系統原理如圖2所示。

油冷電驅集成系統總功率損失（發熱量）

P總=P電+P泵+P減 " " " " " " " " " " " " " " " " " " "（1）

式中 P總——油冷電驅集成系統總功率損失；

P電——驅動電動機的功率損失；

P泵——油泵功率損失；

P減——減速器總功率損失。

1.驅動電動機發熱量P電

驅動電動機的功率損失P電主要包括驅動電動機鐵損PFe、驅動電動機機械損耗Pfw及驅動電動機附加損耗Pad等。

P電=PFe+Pfw+Pad=CFe（E1/f1）2（f1/f1n）a+Cfw[f1（1-S）]3+0.005P2

（2）

式中 CFe——驅動電動機鐵損常數；

E1 ——驅動電動機定子感應電動勢；

f1——驅動電動機定子頻率；

f1n——驅動電動機定子額定步率；

a——指數，取值a=1.5～2；

Cfw——驅動電動機械損耗常數；

S——驅動電動機實際運行時的轉差率；

P2——驅動電動機輸出功率。

2.油泵功率損失P泵

油泵常用的有兩種：一種為減速器內齒輪軸驅動的油泵（機械泵），其功率損失P泵S；另一種為電動油泵，其功率損失P泵M。

P泵=P泵S或P泵M或兩者都用P泵S+P泵M。

P泵S=pQ/（60ep） " " " " " " " " " " " "（3）

P泵M=Ep（em/ep） " " " " " " " " " " " " " " （4）

式中 p——潤滑工作壓力，MPa；

Q——潤滑油流量，L/min；

ep——油泵效率；

Ep——電動油泵功率，kW；

em——電動油泵的電動機效率。

3.減速器總功率損失P減

減速器的總功率損失包括齒輪功率損失、行星架攪油風阻損失、軸承功率損失、油泵功率損失和油封功率損失。計算時參考ISO TR 14179-1、AGMA 6123-B06和SCHAEFFLER滾動軸承樣本。其中，AGMA和ISO兩個標準采納了相同計算原理和方法，AGMA 6123-B06考慮了內嚙合與外嚙合的不同之處，因此，在計算內嚙合功率損失時，AGMA 6123-B06更為合理。滾動軸承功率損失依據 SCHAEFFLER 滾動軸承樣本。

減速器的總功率損失（也即總發熱量）P減是齒輪功率損失PML、齒輪攪油風阻損失PGW、行星架（差殼）攪油風阻損失PCC、軸承功率損失PB和油封功率損失PS的總和。

P減=PML+PGW+PCC+PB+PS " " " " " " " （5）

（1）齒輪嚙合功率損失PML 由于減速器有行星輪結構和平行軸式結構，因此齒輪嚙合有行星齒輪嚙合、平軸式齒輪嚙合和差速器錐齒輪嚙合。

行星齒輪結構齒輪嚙合功率損失

PML=（PMLE+PMLI）NCP " " " " " " " " "（6）

平行軸式外嚙合齒輪功率損失

PML=PMLE+PMLM " " " " " " " " " " " " （7）

1）外嚙合。行星輪結構減速器和平行軸式減速器中的外嚙合齒輪均適用下述計算公式。

外嚙合功率損失

PMLE=?eTenscos2βwe/（9549Me） " " " " " （8）

外嚙合摩擦系數

?e=μ-0.223Ke-0.4/（3.239Ve0.7） " " " " " " "（9）

外嚙合載合強度

Ke=1000Te（Zs+Zp）/（2bwerws2Zp） " nbsp; （10）

外嚙合機械效率

Me=2cosαwe（Hse+Hte）/（Hse2+Hte2） " " " "（11）

外嚙合嚙入處的滑動比

Hse=（ue+1）[（rop2/rwp2 –cos2αwe）0.5-sinαwe] （12）

外嚙合嚙出處的滑動比

Hte=[（ue+1）/ue][（ros2/rws2–cos2αwe）0.5-sinαwe] "（13）

式中 Te——小齒輪/太陽輪扭矩（單對嚙合），N·m；

ns——小齒輪/太陽輪轉速，r/min；

βwe——外嚙合工作螺旋角，°；

μ——工作油溫下的潤滑運動黏度，mm2/s；

Ve——外嚙合節線速度，m/s；

Zs——小齒輪/太陽輪齒數；

Zp——大齒輪/行星輪齒數；

bwe——外嚙合有效嚙合齒寬，mm；

rws——太陽輪工作節圓半徑，mm；

αwe——外嚙合端面工作壓力角，°；

ue——外嚙合的齒數比，即大齒輪/行星輪齒數Zp

與小齒輪/太陽輪齒數Zs之比；

rop——大齒輪/行星輪外圓半徑，mm；

rwp——大齒輪/行星輪工作節圓半徑，mm；

ros——小齒輪/太陽輪外圓半徑，mm；

2）內嚙合。行星輪結構減速器和平行軸式減速器中的內嚙合齒輪均適用下述計算公式。

內嚙功率損失

PMLI=?iTinpcos2βwi/9549Mi； " " " " " "（14）

內嚙合摩擦系數

?i=μ-0.223Ki-0.4/（3.239Vi0.7） " " " " " "（15）

內嚙合載合強度

Ki=1000Ti（ZR+Zp）/（2bwirwp2ZR） " " "（16）

內嚙合機械效率

Mi=2cosαwi（Hsi+Hti）/（Hsi2+Hti2） " " " " " （17）

內嚙合嚙入處的滑動比

Hsi=（ui-1）[sinαwi-（riR2/rwR2 –cos2αwi）0.5] " " "（18）

內嚙合嚙出處的滑動比

Hti=[（ui-1）/ui][（rop2/rwp2–cos2αwi）0.5-sinαwi] " "（19）

式中 Ti——行星輪扭矩，N·m；

βwi——內嚙合工作螺旋角，°；

Vi——內嚙合節線速度，m/s；

ZR——內齒圈齒數；

bwi——內嚙合有效嚙合齒寬，mm；

αwi——內嚙合端面工作壓力角，°；

ui——內嚙合的齒數比，即大齒輪/內齒輪齒數ZR

與小齒輪/行星輪齒數ZP之比；

riR——大齒輪/內齒圈內圓半徑，mm；

rwR——大齒輪/內齒圈工作節圓半徑，mm；

rop——小齒輪/行星輪外圓半徑，mm。

3）圓錐齒輪嚙合功率損失PMLM。圓錐齒輪嚙合功率損失適用于差速器錐齒輪和垂直軸結構的減速器里的錐齒輪嚙合。

計算圓錐齒輪嚙合功率損失時，采用的是當量齒輪。圖3和圖4所示分別為等高齒和收縮齒的相關參數。

圖3 等高齒示意

圖4 收縮齒示意

圓錐齒輪嚙合功率損失

PMLM=?mT1n1cos2βm/（9549M） " " " " （20）

嚙合摩擦系數

?m =μ-0.223Km-0.4/（3.239Vm0.7） " " " " " （21）

嚙合載荷強度

Km=1000T1（Z1+Z2）/（2bwrm12Z2）N/mm2 " "（22）

嚙合機械效率

M=2cosαtm（Hs+Ht）/（Hs2+Ht2） " " " " " （23）

端面壓力角

αtm=arctan（tanαn/cosβm） " " " " " " " "（24）

嚙入處的滑動比

Hs=（uν+1）[（rvem22/rvm22 –cos2αtm）0.5-sinαtm] " "（25）

嚙出處的滑動比

Ht=[（uν+1）/uν][（rvem12/rvm12–cos2αtm）0.5-sinαtm]（26）

當量傳動比

uν=rvm2/rvm1 " " " " " " " " " " " " " "（27）

小輪和大輪當量中點分度圓半徑rvm1和rvm2計算公式

rvm=Rmr/Recosδ " " " " " " " " " " " "（28）

小輪和大輪當量中點頂圓半徑rvem1和rvem2計算公式

rvem=rvm+ham " " " " " " " " " " " " " （29）

齒寬中點齒頂高

hαm=hαe-0.5btan（δα-δ） " " " " " " " " " " （30）

式中 T1——小齒輪扭矩，N·m；

n1——小齒輪轉速，r/min；

βm——齒寬中點螺旋角，°；

Z1——小齒輪齒數；

Z2——大齒輪齒數；

bw——有效嚙合齒寬，mm；

rm1——小輪中點分度圓半徑，mm；

αn——節圓法向壓力角，°；

r——大端節圓半徑，mm；

Rm——中點錐距，mm；

Re——大端錐距，mm；

δ——分錐角，°；

δα——頂錐角，°，對于等高齒，頂錐角δα等于

分錐角δ；

b——齒寬，mm；

hae——大端齒高，mm。

（2）齒輪攪油風阻損失 齒輪的攪油風阻損失PGW由三部分組成：外徑PGW1、側面PGW2、齒面PGW3三者之和。對于錐齒輪，根據上面的公式計算攪油風阻損失時，采用大端的尺寸和齒形能數。

1）齒輪外徑攪油風阻損失

PGW1=7.37?gμn3D4.7L/Ag1026 " " " " " " "（31）

2）齒輪側面攪油風阻損失

PGW2=1.474?gμn3D5.7/Ag1026 " " nbsp; " " " "（32）

3）齒面攪油風阻損失

PGW3=7.37?gμn3D4.7FR?/Ag1026 " " " "（33）

式中 PGWi——單個元件功率損失，i=1、2、3， kW；

?g——齒輪浸油系數，當齒輪不浸入沒中時取

0，全部浸入取1，部分浸入時根據浸入

深度和齒輪外徑在0和1之間線性比值；

D——元件外徑，mm；

Ag——布置常數，0.2；

F——總齒寬，mm；

R?——粗糙度系數，R?=7.93-4.648/ mt；

L——元件長度，mm；

β——螺旋角，°，小于10°時取10°；

mt——端面模數，mm。

（3）行星架（差殼）攪油風阻損失。

PCC=Ac?cμnc3Dc4.7Wc/1026 " " " " " " " "（34）

式中 Ac——行星架（差殼）布置常數，根據試驗

或經驗取值；

?c——行星架（差殼）浸油系數，計算方法同

?g；

nc——行星架（差殼）轉速，r/min；

Dc——行星架（差殼）外徑，mm；

Wc——行星架（差殼）寬度，mm；

（4）滾動軸承功率損失。

PB=（M0+M1+M2）nB/9549 " " " " " " "（35）

1）空載摩擦力矩M0

M0=10-10?0（μnB）2/3dm3（μnB≥2000） " " " " （36）

M0=160×10-10?0dm3（μnB＜2000） " " " " " （37）

2）負載摩擦力矩M1

M1=10-3?1P1dm，N·m " " " " " " " " " （38）

3）軸承軸向摩擦力矩M2

M2=10-3?2Fadm，N·m " " " " " " " " " （39）

式中 nB——軸承轉速，r/min；

dm——軸承中徑，dm=（di+d0）/2，mm； 軸承孔徑

di，軸承外徑d0；

Fa——軸承的軸向力，N。

注意：如果圓柱滾子軸承承受軸向力時則加上此力矩，不受軸向力為零；當圓柱滾子軸承受軸向力時滾動體端面和軸承內/外擋邊之間的滑動摩擦會產生附加摩擦力矩。

空載摩擦系數?0、負載摩擦系數?1、圓柱滾子軸承軸向摩擦系數?2、摩擦力矩決定載荷P1等查軸承手冊，如SCHAEFFLER滾動軸承樣本。

（5）油封功率損失PS。

PS=TSn/9549 " " " " " " " " " " " （40）

式中 TS——油封扭矩，氟橡膠TS=3.737×10-3DS；丁

腈橡膠TS=2.429×10-3DS；

N——油封軸轉速，r/min；

DS——油封軸直徑，mm。

2.箱體本身散熱PQ

箱體本身的散熱根據ISO/TR 14179-1標準里提供的計算方案計算如下：

PQ=Ack?T " " " " " " " " " " " " "（41）

式中 Ac——箱體表面積，m2；

K——對流換熱系，kW/（m2·℃），見表1；

?T——為油池與環境溫度差，℃。

表1 對流換熱系數k

空氣速度v/（m/s） k/（kW/（m2·℃））

2.5 0.015

5 0.024

10 0.042

15 0.058

箱體散熱PQ由減速器箱體散熱PQ1和電動機箱體散熱PQ2之和，即

PQ=PQ1+PQ2 " " " " " " " " " " " "（42）

油泵、換熱器的設計選型

1.油泵選型

根據總流量進行油泵選型，以確定油泵容積V油

Q總=60×106（P總-PQ）/ξρC?T " " " " "（43）

式中 ξ——潤滑油有效利用率，一般取0.8；

ρ——潤滑油密度，kg/m3，一般取875；

C——潤滑油比熱容，J/（kg·℃），一般取1870；

?T——潤滑油溫升，℃，一般取30。

油泵的選型依據整車的附件控制電壓、電流及上述計算出的總流量Q總即可選出。選出的油泵后就得到油泵容積V油。

2.換熱器選型

換熱器的散熱量

P換=P總-PQ " " " " " " " " " " " " " " （44）

根據散熱量和總流量Q總可設計選用相應的換熱器，即可得到換熱器的容油量V換。

管路直徑的設計計算，確定管路容積

管路內徑

di=1000× " " " " " " "（45）

式中 "Qi——單個潤滑點所需流量，Qi =60×

106Pi/（ξρC?T），L/min；

Pi——單嚙合副或單個軸承功率損失或其他單

個潤滑點的功率損失（具體見油冷電驅

集成系統總功率損失相關計算），kW；

v——管路內油流速度，m/s，一般取2～3；

V管= " " " " " " " " "（46）

Li為各潤滑管路的長度，可以直接從三維圖中得出（見圖5和圖6）。

驅動電動機腔底油量V電

驅動電動機腔底油量是指整車水平放置時，油冷電驅集成系統（見圖7）的安裝位置驅動電動機回油孔最下邊沿以下部分的藏油量，此部分型腔可以計算出來，或都參考文章《一種利用Creo快速求解變速器加油量的方法》可得出驅動電動機腔底油量V電。

圖7 油冷電驅集成系統

減速器油量

減速器油量V減根據減速器的油量標準確定，各減速器設計廠家均有相應的標準。同時可以參考文章《某型電驅減速器加油量的確定》，再結合文章《一種利用Creo快速求解變速器加油量的方法》即可確定減速器油量V減。

結語

綜上所述，油冷電驅集成系統的加油量為V油+V換+

V管+V電+V減（L）；計算出的油量為理論加油量，該油量對設計開發階段輕量化設計、成本預算提供指導作用；為CFD分析提供加油量的理論依據，大大縮短設計分析時間。同時為油冷電驅集成系統潤滑和效率試驗提供了初始加油量，縮短試驗時間，因此也大大提升了項目開發進度，節省開發成本；再結合試驗數據修改相應計算系數可以得到較準確的加油量。

參考文獻：

[1] 吳曉鈴.潤滑設計手冊[M]，北京：化學工業出版社，2006.

[2] 陳少磊，平永靈.一種利用Creo快速求解變速器加油量的方法[J].汽車與配件，2022（12）：67-69.

[3] 熊萬武，馮宗青.齒輪手冊[M].北京：機械工業出版社，1999.