图1 机电集成电动后桥

根据整车给定速比及电机输入轴至后桥输出轴的距离，减速器采用二级减速，齿轮布置形式如图2所示，输入扭矩通过齿轮轴Ⅰ与装于齿轮轴Ⅱ上的Ⅱ轴齿轮的啮合传递至齿轮轴Ⅱ，齿轮轴Ⅱ通过与被动齿轮的啮合传至差速器。

图2 减速器齿轮布置

减速器各级速比u、轴间距a分配、齿轮参数设计流程，如图3。

图3 设计开发流程

公式中：a为轴间距；d1为小齿轮分度圆直径；mn为法向模数；u为速比；k为载荷系数；T为转矩；φa、φd、φm 为齿宽系数；Z1为小齿轮齿数；Z2为大齿轮齿数；YFS为复合齿形系数；σFP为齿轮许用弯曲应力；σHP为齿轮许用接触应力；α为压力角；β为螺旋角；σH齿轮接触应力；σF为齿轮弯曲应力；ZE为弹性系数；ZH为节点区域系数；Zε重合度系数；YFa为齿形系数；YSa为载荷作用于齿顶时的应力修正系数；Yε为弯曲强度计算时的重合度系数。

齿数Z，当中心距一定时，齿数取多，则重合度增大，改善了传动的平稳性，但是齿数增多则模数减小，齿轮的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。

一般最少齿数不应产生根切，互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点。

模数m=P/π（mn为斜齿轮的法向模数，P为齿距），m越大，则P越大，齿轮就越大，齿轮的抗弯曲能力越高，它是齿轮抗弯能力的重要标志。模数由强度计算或结构设计确定，要求圆整为标准值。我国颁布的齿轮模数的标准系列如表1所示。

表1 标准模数（摘自GB/T1357-2008）

螺旋角β：反映齿轮特征的一个重要参数，β大，则重合度ε增大，则传动平稳，噪音降低，但工作时产生较大的轴向力，轴承载荷就比较大，也会造成壳体尺寸相应增大，同时降低传动效率。β太小，将失去斜齿轮的优点。所以β的大小应根据工作要求和加工精度而定。

基于对市场上部分电动后桥的对比分析和专业齿轮厂家的沟通交流，结合《减速器和变速器设计与选用手册》，在微车及乘用车电动后桥齿轮设计中，一般推荐模数m选择在3.5以内，螺旋角一般选择35°以内，对在 10°～ 30°，压力角 α 一般选择 20°，此外也采用其他齿形角，如 14.5°、16.5°及 22.5°等。

齿宽系数Φ：系数取大些，可使中心距及直径d减小，但齿宽越大，载荷沿齿宽分布越不均匀，因此齿宽不宜太大，一般根据公式b=（6.5-8.5）m初选。

在参数选定后，校核齿面接触疲劳强度及齿根弯曲疲劳强度，强度条件为：σH≤ σHP，σF≤ σFP。计算方法按照《机械设计》公式计算。

多数新能源减速器内部一般选用深沟球轴承。深沟球轴承装配要求不高，即壳体或轴的结构设计相对简单，价格相对低，一般会优先采用。在不满足使用要求时，也会选择加强型或圆柱滚子轴承。选择该类轴承的优势在于不用考虑其预紧。随着轴承研究的不断深入，一些轴承厂家可以提供有关轴承寿命研究的更多数据，如圆锥滚子轴承预紧量与寿命曲线图，可以指导客户选择合适的手段（如调整垫片）来实现轴承的预紧。因此，在深沟球轴承无法满足产品设计要求的情况下，有些产品也选择了圆锥滚子轴承。轴承寿命计算一般按照《机械设计》所推荐的方法。

根据齿轮、轴承等部件的详细参数，在MSATA软件中建立仿真模型。对齿轮强度、轴承寿命二次分析，并通过齿轮强度、齿轮总重合度、齿轮效率及轴承功率损失等各项值对齿形参数进行调整，达到齿轮高强度、低噪音和较高传动效率的要求。由于整车未能提供加载工况，按最大扭矩工况来分析。仿真模型，见图4。

图4 仿真模型

以二级齿轮传动为例对两组齿轮分析，如表2所示。

表2 两组齿轮强度及重合度对比

在保证轴间距，主减速比不变的情况下，从表2数据对比来看：通过调整齿轮参数，如螺旋角β、齿宽b、齿顶高系数ha、齿根高系数hf等，重合度εγ提高了28.4%，齿轮强度提高了4.5～8.6%，重合度的提高可以改善NVH性能。同时也验证了，近年来国内外汽车变速器厂所提出的“细高齿”齿轮设计，在提高齿轮性能上是非常有效的（备注：①表2中仅体现了齿轮部分参数；②两组齿轮相同参数用“/”代替）。

在额定工况（扭矩90 N·m，功率30 kW，转速3 183 r/min）对两组齿轮的传动效率进行对比分析如表3所示。

表3 两组齿轮传动效率对比

根据表2、3，结合ISO14179标准的计算公式，可知增大螺旋角β或减少压力角α有利于减少齿轮功率损失，系统效率提高。

后桥顺利通过齿轮疲劳试验、道路耐久试验及道路NVH测试，优势明显。具体如下：

齿轮疲劳寿命均在50万次以上，最高达到100万次。满足《QC/T534汽车驱动桥评价指标》6.2齿轮疲劳评价指标：试验数据遵循对数正态分布（或布尔分布），取其中值疲劳寿命不低于50万次，试验样品中最低寿命不得低于30万次。

采用LMS数据采集系统采集车轮后轮的转速，二级齿轮的阶次是76，一级齿轮的阶次是 170。测得汽车加速和滑行时司机右耳噪声：加速工况，二阶齿轮最高59.52 dB，一阶齿轮最高44.34 dB（见图5）；滑行工况下，二阶齿轮最高51.89 dB，一阶齿轮最高37.92 dB（见图6）。由噪音值表现看，该减速器齿轮的设计，分贝值很低且整个噪声曲线（蓝色曲线）非常平稳，尤其是一级齿轮，体现了高重合度齿

图6 滑行工况的噪音曲线