车辆工程毕业设计（论文）-电动车轮边驱动系统设计

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1、本科学生毕业设计 电动车轮边驱动系统设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 学生姓名： 指导教师： 职 称： 副教授 The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Electric Wheel Drive SystemsCandidate：Specialty：Vehicle EngineeringClass： B07-11Supervisor：Associate ProfHeilongjiang Institute of Technology 摘 要随着能源危机的日益严重以及人们环保意识的不断增强，研究开发清洁、节能

2、和平安的汽车成为汽车工业开展的方向。其中电动汽车具有行驶过程中零排放、能源利用多元化和高效化以及方便实现智能等优点，使之成为新型汽车研发的重点之一。本文以减速型电动轮驱动电动汽车的优势为出发点，设计了利于电动汽车使用减速型电动轮的轮边减速装置，对轮边减速器的结构进行了设计、研究，增强了电机内转子驱动型电动轮在电动汽车上的应用能力。以行星齿轮系为轮边减速器的减速传动形式，在减速传动链的设计中，引入了均载设计来提升行星齿轮传动的优势；出于减小轮边减速器的重量及体积、节省材料的目的，对轮边减速器的行星传动系统进行了以体积为目标的优化设计；为便于制动装置及轮毂与轮边减速器安装，设计了轮毂支承件，在满足

3、功能的同时也减少了零件数目；轮边减速器桥壳的巧妙设计使减速器及其轮毂支承件的安装变得更容易、受力也更合理，为前后轮悬架导向机构、转向拉杆及横向稳定杆提供了支点，更进一步保证所设计的轮边减速器能够精确地实现与电动汽车其它零部件的安装及联接, 保证所设计的轮边减速器满足整车行驶工况要求。全套图纸，加153893706关键词：轮边减速器；电动汽车；电动轮；行星齿轮减速器；电动机ABSTRACTWith improving environmental protection consciousness and the serious energy crisis，to research and devel

4、op the clear, energy-saving and safe auto become the new direction of development of automobile industry. Electric vehicle, which has much advantages, such as no emission, pluralism and high-efficient of energy utilization, and conveniently realizing intelligence erc, is about to become one of the f

5、ocal points in researching and developing newtype automobile.The design and research takes a wheel reduction unit applied on reduced wheel-drive electric vehicle as the subjectiveResearch for the type of structure has been done in this thesis which will contribute to the application capability of re

6、duced electric wheelLoad balancing structure is introduced into the drive line design of the planetary wheel reducer to fulfill the advantage of planetary transmissionIn order to decrease weight and volume as well as save to material，the researcher optimized the volume of the planetary transmissionF

7、or easy to assemble the break system and the wheel-hub while reducing components number, a connection supporting part is designedThe most particular design is the transmission housing with pivots for assembling the upper and lower control arm，the stabilizer as well as the steering linkageOptimizatio

8、n of the suspension, steering system and stabilizer bar has made for assembling the wheel reducer more accurate，then the optimization result feedbacks to modify the reducer design .For the purpose of guaranteeing the strength of the wheel reducer in work.Key words: Wheel Reducer；Electric Vehicle；Ele

9、ctric Wheel；Planetary Gear Reducer；Electric Motor目 录摘要IAbstractII第1章绪论1课题的来源和背景1国内外研究现状2本文的研究思路与内容6第2章轮边减速器设计7电动轮的类型及选择7轮边减速器的传动方案10本章小结17第3章轮边驱动的参数确定及关键零部件的设计18驱动电机性能参数确实定18整车性能要求18驱动电机参数计算(两轮驱动)18减速器关键零部件的设计21行星齿轮传动齿数分配应满足的条件21齿轮受力分析和强度设计计算23齿面接触强度的校核计算24其他相关零部件的设计计算28轮边减速器的润滑32轮边减速器零部件之间的装配关系32本章

10、小结33第4章行星齿轮传动的传动结构的设计34行星齿轮传动的均载机构34行星齿轮传动的齿轮结构设计35本章小结38结论39参考文献40致谢41附录A42附录B46第1章 绪 论1.1 课题的来源和背景随着汽车工业的高速开展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。为了保护人类的居住环境和保障能源供应，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车(包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车)，即全部或局部用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比较的优势，因此

11、它是解决上述问题的最有效途径。在这个大背景下，上海科委协同同济大学展开了“氢能源微型汽车用轮毂电机及其驱动器的开发一工程。本论文来源于该工程中“全浮式支承结构轮边减速器的研制一课题。电动汽车驱动系统布置比传统燃油汽车有着更大的灵活性，由驱动电动机所在位置以及动力传递方式的不同，通常可以分为集中单电机驱动、多电机驱动以及电动轮驱动等型式。其中独立电动轮驱动的电动汽车由于其控制方便、结构紧凑等优点，成为电动汽车驱动型式研究的新方向。以独立轮毂电机驱动的电动汽车最大的特点在于：(1)使得传动系统简化，提高传动效率的同时，有利于整车布置。电动轮将电动机和减速装置直接与车轮集合在一体，可以取消减速器、差

12、速器甚至于取消传动轴，对于全轮驱动车辆，电动轮可以单独控制，不必采用复杂的分动器结构，简化了传动系统，提高了传动效率。同时，减少了传动系统占用的车内空间，可以为其它零部件的安装提供更多空间，有利于整车布置。(2)提高车辆的通过性能。这主要来自于两方面，其一是简化的传动系统可以提高车辆的离地间隙；另一方面，采用全轮驱动和驱动轮单独控制的措施，可以最大限度地利用地面的附着能力。(3)降低对电气以及机械传动零部件的要求，适合传递大传矩。采用电动轮技术，在同样功率需求的情况下，可以将单个电动机的功率分配给多个电动机，相应地，对电机和机械传动零部件的要求都可以降低，便于设计与生产。在己研制成功的“春晖系

13、列电动车上，前后轮均采用了由双横臂独立悬架和外转子轮毂电机等构成的具有相同结构的悬架电动轮模块，它集成了导向、承载、驱动、测速和制动等多项功能。这样减少了整车关键零部件种类，也有利于降低零部件制造本钱。但是由于外转子轮毂电机在使用中具有其局限性，比方汽车在起步阶段需要轮毂电机提供要具备较大的转矩，以及较宽的转速和转矩的调节范围，这样就会增加电动机的轮廓尺寸，也会使簧下质量偏大，降低了车辆行驶平顺性。为了改善类似缺陷，有必要寻求更好的电动轮驱动型式，来改善直接驱动型电动轮所固有的缺点。设想，采用减速型电动轮驱动，增加轮边减速装置，那么可以最大限度地改善上述缺陷，并可以降低对电机性能的苛求。经论证

14、，这是一个极有研究意义的课题。带着这样的问题，本文将设计与减速型电动轮轮边减速装置，解决外转子轮毂电机的驱动缺陷，并对轮边减速器的结构、轻量化等内容进行分析研究。1.2 国内外研究现状随着电动汽车技术得到了不断的开展，作为电动汽车关键技术之一的电力驱动系统(包括电气系统、变速装置和车轮)出现了许多新的技术方案，其中，轮毂式电力驱动是一种极有开展前景的驱动形式。它直接将电动机安装在车轮轮毂中， 省略了传统的离合器、变速器、主减速器及差速器等部件，大大简化了整车结构、提高了传动效率。通过控制技术实现对电动轮的电子差速控制，可以改善车辆驱动性能和行驶性能，且有利于整车的布置等优点。将这样的结构称为电

15、动轮(In-wheel Motor)。本文研究的问题就是以电动轮驱动技术作为背景的。在电动轮研究与应用方面，目前国外电动轮的研究、应用主要以日本、美国为主，如日本庆应大学环境信息学部清水浩教授领导的电动汽车研究小组在过去的十几年中，一直以轮毂电机驱动的电动汽车作为理想的研发目标，至今已试制了五种不同形式的样车。其中，1991年与东京电力公司共同开发的四座电动汽车IZA，采用Ni-Cd电池为动力源，以四个额定功率为6.8kw，峰值功率到达25kw的外转子永磁轮毂电机驱动，最高时速可达176km/h；2001年，该小组又最新推出了以锂电池为动力源，采用8个大功率交流同步轮毂电机独立驱动的电动大轿车

16、KAZ，该车充分利用电动轮驱动系统布置灵活的特点，打破传统在KAZ轿车上安装了8个车轮，大大增加了动力，从而使该车的最高时速可以到达惊人的311kmh。KAZ的电动轮系统中采用了高转速、高性能的内转子电动机，其峰值功率可达55kw，大大提高了KAZ的极限加速能力，使其0100km加速时间到达8秒，如图 1.1所示。另外，庆应大学电动汽车研究团队与38家同本民营企业联合开发了时速到达400 kmh的电动汽车Eliica，该车以充电锂电池为能源，并对8个车轮配有8个独立的驱动电机，如图 1.2所示。日本丰田汽车公司开发的Fine-x电动车，四轮独立驱动控制搭配内置于四轮内的电动马达，四轮轮边驱动技

17、术使该车具有报高的机动性及动力1。美国通用公司2001年试制的全新线控四轮驱动燃料电池概念车Autonomy也是采用电动轮驱动形式的(见图 1.3)。加拿大TM4公司所设计的电动轮结构形式清晰，采用外转予永磁电动机。将电动机转子外壳直接与轮毂相连，将电动机外壳作为车轮的组成局部，并且电动机转子外壳集成为鼓式制动器的制动鼓，制动蹄片直接作用在电动机外壳上，省去制动鼓的结构，减轻了电动轮系统的质量集成化设计程度相当高,电动轮结构如图 1.4所示。TM4公司研制的这个电动轮系统的永磁无刷直流电动机性能非常高，其峰值功率可咀到达80kw，峰值扭矩为670Nm最高转速为1385rpm，额定功率为18.5

18、kw额定转速为950rpm，额定工况下的平均效率可以到达96.3%。国内，哈尔滨工业大学一爱英斯电动汽车研究所研制开发的EV96-1型电动汽车驱动电动轮也属于外转予型电动机。该电动机选用的是一种“多态电动机的永磁电动机，兼有同步电动机和异步电动机的双重特性，集成盘式制动嚣，采用风净敖热系统。同济大学汽车学院试制的四轮驱动电动汽车“春晖一号、“春晖二号一和“春晖三号均采用四个直流无刷轮毂电动机，外置式盘式制动器。比亚迪于2004年在北京车展上展出的ET概念车也采用了4个轮边电机独立驱动的模式。中国科学院北京三环通用电气公司研制的电动轿车用直流无刷轮毂电机，又称电动车轮。单个电动车轮功率为7.5k

19、W，电压264V，双后轮直接驱动。国内，哈尔滨工业大学一爱英斯电动汽车研究所研制开发的EV96-1型电动汽车驱动电动轮也属于外转予型电动机。该电动机选用的是一种“多态电动机的永磁电动机，兼有同步电动机和异步电动机的双重特性，集成盘式制动嚣，采用风净敖热系统。同济大学汽车学院试制的四轮驱动电动汽车“春晖一号、“春晖二号一和“春晖三号均采用四个直流无刷轮毂电动机，外置式盘式制动器。比亚迪于2004年在北京车展上展出的ET概念车也采用了4个轮边电机独立驱动的模式。中国科学院北京三环通用电气公司研制的电动轿车用直流无刷轮毂电机，又称电动车轮。单个电动车轮功率为7.5kW，电压264V，双后轮直接驱动。

20、图 1.1KAZ电动汽车 图 1.2 Eliica电动汽车图 1.3 Eliica电动汽车 图 1.4 TM4一电动轮系统本文研究所应用的减速驱动型电动轮，需要适宜的减速器作为电动轮的减速装置。原那么上既可以选择可变速比齿轮减速器，也可以选择固定速比齿轮减速器。虽然可变速比齿轮减速器传动具有以下优点：应用常规驱动电动机系统可以在低档位得到较高的启动转矩，在高档位得到较高的行驶速度，但是缺点就是体积大、质量大、本钱高、可靠性低、结构复杂。实际上，现在所有电动车都采用了固定速比齿轮变速器作为减速装置。并把安装在电动轮轮毂内的定减速比减速器称为轮边减速器(Wheel Reducer)。带轮边减速器电

21、动轮电驱动系统能适应现代高性能电动汽车的运行要求。轮边减速器将动力从原动机(此研究中即为轮毂驱动电机)直接传递给车轮，其主要功能是降低转速、增加转矩，从而使原动机的输出动力能够满足电动轿车的行车动力需求。按照齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种结构。这两种结构形式在工程中都已有成功应用，例如在奥地利微型越野汽车“Steyr-puch Haflinger的断开式后驱动桥中就采用了普通圆柱齿轮式轮边减速器；在某些双层公交汽车的驱动桥中，为了降低车厢与地板的高度，有时也采用普通圆柱齿轮式轮边减速器作为汽车的第二级减速装置；日本开发的轻型轮式电机电动汽车Luciole，采用的是

22、内转子高速无刷直流电动机行星齿轮-鼓式制动器的驱动系统，也应用了轮边减速器；“太脱拉111R重型汽车的贯穿式中桥、法国索玛MTP型自卸汽车、斯太尔汽车后驱动桥等都采用了行星齿轮式轮边减速器；在电动汽车领域，在轮边减速器的应用上，主要以日本应庆大学开发研制的八轮轮边驱动电动汽车“KAZ最为成功，为了使得电动机输出转速符合实际转速要求，KAZ的电动轮系统配置了一个传动比为4.588的行星齿轮减速器，图 1.5为KAZ的前、后电动轮系统的结构图，从图中可以看见行星减速器为传动主题的轮边减速装置。a 前轮b 后轮图 1.5 KAZ电动轮系统结构图1.3 本文的研究思路与内容在对电动汽车轮边减速器的设计

23、与研究中，将紧密结合整车性能的要求，并考虑与轮边减速器相匹配的制动系统、悬架、轮毂电机等装置的布局与设计问题，借鉴不同型式的轮边减速器结构上的优点及参数选择的合理性，对微型电动汽车的轮边减速器进行设计与研究。第2章对适合轮边减速器的传动形式作归类、比较各自优缺点，找出适合本课题背景的传动形式。第3章对关键零部件进行了研究和设计。第4章行星齿轮传动的齿轮结构设计。第2章 轮边减速器设计2.1 电动轮的类型及选择在20世纪50年代，美国科学家罗伯特创造了电动汽车轮毂。其设计是将电动机、减速器、传动系统和制动系统融为一体。1968年，通用电气公司将这种电动轮毂装置运用到大型矿用自卸车上，并取名为“电

24、动轮，这是第一次在汽车上采用电动轮结构。近年来，随着电动汽车的兴起轮毂电机驱动又得到重视。轮毂电机驱动系统的布置非常灵活直接将电动机安装在车轮轮毅中，省略了传统的离合器、变速箱、主减速器及差速器等部件，因而简化整车结构、提高了传动效率、同时能借助现代计算机控制技术直接控制各电动轮实现电子差速无论从体积、质量，还是从功率、载重能力看，电动轮相较于传统汽车动力传动系统其结构更加简单、紧凑，占用空间更小，更容易实现全轮驱动。这些突出优点，使电动轮驱动成为电动汽车开展的一个独特方向。而轮边减速器，作为轮边驱动的一个选择装置，在传统动力汽车上已获得了较多的应用。一些矿山、水利等大型工程所用的重型车、大型

25、公交车等，常要求具有高的动力性，而车速那么可相对较低，因此其低档传动比就会很大，为了防止变速器、分动器、传动轴等总成因需承受过大的转矩而使尺寸及质量过大，那么应将传动系的传动比尽可能多地分配给驱动桥，这就导致了这些重型车辆驱动桥的主减速比很大。当其值大于12时，那么需要采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，不仅使驱动桥中间局部主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地问隙，并可得到大的驱动桥减速比，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。对于新兴的电动汽车，由于电动轮的应用，轮边减速器也得到越来越多的应用。前文曾提到过的罗伯特创造的电动轮，就应用了减速装置，其实质也属于轮

26、边减速器；日本应庆大学开发研制的八轮轮边驱动电动汽车“KAZ，设计者为其电动轮系统配置了一个传动比为4.588的行星齿轮减速器。按照驱动方式分类，电动轮可分为直接驱动和减速驱动两大类，两类电动轮结构示意图如图 2.1所示。(1)直接驱动型电动轮，如图 2.1(a)所示的传动结构。此类电动轮多采用外转子电动机，直接将电动机外转子安装在轮辋上驱动车轮转动。这种结构中电动轮质量完全成了非簧载质量，且不需要减速装置，结构相应地也较简单，轴向尺寸小，效率较高，但是由于要求电动汽车具有较好的动力性，所以此类电动机要具备较大的转矩供汽车在起步阶段需要，以及较宽的转速和转矩的调节范围，同时由于电动机工作产生一

27、定的冲击和振动， 还要求车轮轮辋和车轮支承必须巩固、可靠，要求对悬架系统弹性元件和阻尼元件进行优化设计，电动机输出转矩和功率也受到车轮尺寸的限制，系统本钱高。因此电动机本钱较高，噪声也很大15。下面列举了采用外转子电动机直接驱动的一些最新实例：加拿大研制的TM4电动汽车、日本开发的IzA电动汽车都采用了此类型的电动轮：哈尔滨工业大学研制了外转子电动机直接驱动电动轮：同济大学汽车学院在20022005年相继推出了独立研制的“春晖系列微型电动车该系列车均采用4个低速永磁无刷轮毅电机直接驱动，匹配相应的盘式制动器，如所示。(a) 直接驱动型 (b) 减速驱动型图 2.1电动轮系统结构示意图图 2.2

28、“春晖二号轮边驱动系统(2)内转子驱动型电动轮，如图 2.1(b)所示的传动路线。它起源于矿用车的传统电动轮，其运用环境允许电动机的高速运行为了能够获得较高的比功率，通常电动机的最高转速设计在4000rmin20000rmin之间，其目的是为了能够获得较高的比功率，而对电动机的其他性能没有特殊要求，因此可采用普通的内转子高速电动机。其优点主要表现在转速高、有较高的比功率、质量轻、效率高、噪声小、本钱低；不利因素主要在于因为电动机转速高，必须设计专门的减速机构来降低转速以获得较大的转矩，并且要在设计中克服减速弹簧的润滑以及产生的噪声、振动等问题。总的来说，减速型驱动电动轮比直接驱动型电动轮具有更

29、多的优点。如前所述，作者所在的课题组曾经将直接驱动型电动轮屡次应用于“春晖系列电动汽车，即四个独立的低速外转子型直接驱动电动轮模块，从在使用中所反应的信息分析，这种驱动模式确实存在加速性能不好、电机本钱高、噪声大、振动严重等缺陷。为了改善这些缺乏，并结合减速型驱动电动轮的相对优势，尤其是在同等行驶工况下降低对驱动电动机的性能要求，故在新的实验方案中采用减速型电动轮15。通过查询相关文献，电动轮的电动机、减速装置和车轮之间的结构布置关系大致有如下这两种方法，其结构如所示：(1)电动轮与固定速比减速器制成一体，而减速器的输出轴经过传动轴驱动车轮，如图 2.3 (a)所示，这种结构可以借助万向节将传

30、动轴倾斜布置，可以将电动机安装在车架上，使电动机和减速装置的质量全部或者局部成为簧载质量，到达减小非簧载质量的目的，利用改善车辆的操纵性和平顺性。(2)电动机与固定速比减速装置同轴制成一体，并在其中安装制动器、车轮轴承等零部件，轮胎直接安装在减速装置的输出端上，如图 2.3 (b)所示，电动轮质量全部是非簧载质量。这种结构可以提供较大的减速比，因此对电动机的转矩特性要求比较低，同时从电动机到车轮的动力损失较小，且增加了车厢的有用空间。目前这种结构应用最为广泛。 (a) (b)图 2.3 电动轮结构示意图(M：电动机FC：减速装置)综合分析这两种结构的优缺点，尤其是在对空间的利用优势上，本文研究

31、采用上述的第二种结构，同时，这样的布置方式对于制动装置、承载装置的安装也更为有利。2.2 轮边减速器的传动方案在探寻轮边减速器结构方案之前，首先分析对使用于微型电动汽车电动轮模块的轮边减速器的要求。鉴于微型电动轿车在动力性能上的要求以及整车布置情况，可以大致对此轮边减速器提出如下的设计要求：(1)从技术先进性、生产合理性和实用要求出发，正确地选择性能指标(如传动比、传动效率等)、重量和主要尺寸，提出整体设计方案，并在整体方案下对各零部件设计提供参数和设计要求；(2)要求所设计的轮边减速器结构紧凑、重量轻、平安可靠性高、造型美观、维修方便、运动协调等；(3)零部件布置合理，方便制动器、悬架、转向

32、拉杆、横向稳定杆等与减速器相匹配零部件的设计与安装；(4)具有较强的抗冲击和抗振动的能力，运动较平稳14。在常见的机械传动中，可以作为减速传动的传动型式有：齿轮传动、涡轮蜗杆传动、带传动、链传动、液力传动以及一些特殊的连杆机构等。而涡轮蜗杆传动是垂直方向的传动，对于驱动电机的布置以及轮毂空间的利用都极为不利；从传动效果来看，液力传动装置(如液力耦合器)是能够实现轮边减速要求的，并且能实现无级变速，但是液力传动不仅需要与动力机有很好的匹配，同时还要配备相应的供油、冷却和操作控制系统，这使减速系统变得复杂，不可取。而齿轮传动具有其传动可靠、传动效率高、所占空间小等优点，而成为轮边减速装置的一种理想

33、选择。齿轮传动应用于轮边减速装置，其工程实例已经很广泛。其中普通圆柱齿轮式轮边减速器是由一对圆柱齿轮构成，可以将主动齿轮置于从动齿轮的垂直上方或者将主动齿轮置于从动齿轮的垂直下方等两种方案。第一种方案可以提高汽车的离地间隙，某些双层公交车，为了降低汽车的质心高度和车厢的地板高度，提高汽车的稳定性和乘客上下车的方便性，便将圆柱齿轮减速器的主动轮置于从动轮的下方。普通圆柱齿轮轮边减速器结构型式简单，零部件少，但是如果将其作为微型电动汽车电动轮减速装置，其缺乏之处很明显：为了保证传动比，即使将驱动电机输出轴端的齿轮直径尽量减小，但是与之啮合的齿轮的直径仍然较大，如果将驱动电机轴置于轮毂从动齿轮上方，

34、那么会使驱动电机质心位置升高，不利于汽车的稳定性；相反地，如果将驱动电机轴置于轮毂从动齿轮下方，由于电动汽车车轮直径较小，就必然会使电机的离地间隙较小很多，从而降低了汽车的通过性。这都不是理想的设计目标14。而齿轮减速传动的另一种型式行星齿轮传动，那么很适合于如前所述的设计要求。其依据是行星齿轮传动有如下主要特点：(1)结构紧凑、重量轻、体积小。由于行星齿轮传动具有功率分流和动轴线的运动特性，而且各中心轮成共轴线式的传动，以及合理地应用内啮合。因此，可使其结构非常紧凑。由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，故使得每个齿轮受到的载荷较小，所以，可采用较小的模数。此外，在结构上充

35、分采用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其结构紧凑、重量轻，而承载能力却很大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和重量约为普通齿轮传动的1/21/6；(2)传动比较大。只需要选择适当的行星传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而得到很大的传动比。应该指出，即使在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、重量轻的优点;(3)传动效率高。由于行星齿轮传动的对称性，即它具有数个均匀分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于提高传动效率。在传动类型选择适当、结构布置合理的情况下，其效率可以到达0.970.99;(4)运动平稳、抗冲击和震动的能

36、力强，由于采用了数个相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和震动的能力强，工作较可靠。虽然行星齿轮传动需要优质材料、结构复杂、制造和安装也较困难。但是随着人们对行星齿轮传动技术进一步深入地了解和掌握，以及对国外行星齿轮传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已不再视为一件困难的事情。实践说明，在具有中等技术水平的工厂也是完全可以制造出比较好的行星齿轮机构的。从以上论述可以看出，无论是从传动型式上，还是从制造加

37、工的可操作性上，行星齿轮作为此减速驱动型电动轮的减速器都是可行的。因此轮边减速器采用行星齿轮传动结构。库的略夫采夫提出的按照行星齿轮传动机构的根本构件分类的方式。把行星齿轮传动的根本代号设为：K中心轮，H转臂，v输出轴。行星齿轮的分类有：2KH、3K和KHV三种根本形式，而其他结构型式的行星齿轮传动大都是以上三种结构的演化型式或组合形式。同时，2KH型行星齿轮结构具有制造简单、安装方便、外形尺寸小，重量轻、传动效率高等特点，虽然3K及KHV型也有传动比大、效率高等特点，但考虑到外形尺寸、重量以及制造的难易程度等因素，在此设计中选择2KH型行星齿轮结构作为轮边减速器的传动形式。再综合考虑2K-H

38、型传动中不同传递方案的优缺点，在此设计中采用NGW(即2KH(A)型负号机构，因为NGW型行星齿轮传动除具有一切2KH型行星齿轮传动的特点，并且传动比不受限制、不受工作制度和使用功率的限制。所谓2KH负号机构，即指当转臂固定时，行星齿轮的中心轮与外齿圈的转向相反，或者表示为转臂固定时的传动比iH0。在微型电动汽车上，由于结构紧凑，因此空间对于轮边减速器的设计是一个限制因素，也因此在此设计中选择单排圆柱行星齿轮减速器是较理想的型式。单排圆柱行星齿轮减速器有如三种结构方案。该分类方式主要是依据行星齿轮机构中何为主动件、何为从动件和以及何为固定件。 (a) (b) (c)1.中心轮; 2.齿圈; 3

39、.转臂; 4.行星轮; 5.半轴; 6.桥壳; 7.驱动车轮图 2.4 单排圆柱行星齿轮式轮边减速器的机构方案简图各种单排圆柱行星齿轮传动，都能够起到减速效果。但是为了表达减速型电动轮的优势，降低对驱动电机的要求并充分利用电机的性能，所以其减速比不能太低，总合考虑轮毂驱动电机的转速、体积、质量与电动汽车行使速度的关系，如将减速比选定在=4-6左右，那么是比较合理的，在满足汽车行驶要求的同时也能选择到适宜的驱动电动机。现在从减速比入手，分析各种单排圆柱齿轮传动是否满足减速比要求。所谓行星齿轮机构的传动比，和普通齿轮机构一样，是指该轮系中输入构件的角速度(或转速)与输出机构角速度(或者转速)之比。

40、确定行星齿轮机构的传动比时，既要确定其传动比的大小，又要确定输入构件和输出构件之间的转向关系，即两构件的回转方向是相同还是相反。对于由圆柱齿轮组成的定轴轮系，它的传动比等于其输入齿轮的角速度(或转速)与输出齿轮的角速度(或转速)之比，且等于其输入、输出齿轮之间所有各对齿轮中的从动轮齿数的乘积与所有各对齿轮中的主动轮齿数的乘积之比；即定轴轮系的传动比计算公式为： 2.1式中：、定轴轮系中输入轮、输出轮的角速，rads；、定轴轮系中输入轮、输出轮的转速，rmin；m定轴轮系中外啮合齿轮的对数。由上式可以看出，如果的为正值，那么表示输出轮B与输入轮A的回转方向相同；如果为负值，那么表示输出轮B与输入

41、轮A的回转方向相反。根据传动方案简图求其传动比和其根本构件的角速度，或根据给定的传动比来求各轮的齿数，这就是行星传动机构运动学的主要研究任务。在本设计中，传动比的设定考虑了以下因素：行星齿轮减速装置的配齿原理、电动汽车行使情况、轮毂电动机的特性参数、轮边减速器的体积最小目标下的优化等。对于行星传动机构传动比的计算方法，通常有两大类：(1)由转臂固定法和力矩法等组成的分析法；(2)由速度图解法和矢量法等组成的图解法。在本文中采用应用较方便的转臂固定法。转臂固定法又称为转化机构法或相对速度法。这种传动比计算方法的特点是：根据相对运动原理，如果给整个行星机构加上一个与转臂日的角速度()大小相等、方向

42、相反的公共角速度(一)，那么行星机构中各构件之间的相对动关系仍然保持不变。但是，原来以角速度运动的转臂H变为静止不动的构件。于是，该行星齿轮机构便转化为一般的定轴轮系情况。这种方法的关键在于根据相对运动原理，将原来以角速度运动的转臂H变为固定不动的构件。下面我们定义一些计算符号。设定中心轮为a，行星轮为g，内齿圈为b，转臂为H，表示中心轮a相对于转臂H的相对角速度与内齿圈b相对于转臂H的相对角速度之比值，即。对于2KH(A)型传动的相对传动比 2.2式中：P一齿圈b与中心轮a的齿数比，即，称为2K-H(A)型的参数，一般，取P=28。同理有 将上两式相加可得： 所以当内齿圈固定，即=0，中心轮

43、a输入，转臂H输出时，根据公式，可得型行星传动的传动比为： 2.3同理，当转臂固定，即=0，中心轮a输入，内齿圈b输出时，可得行星传动的传动比为： 2.4当中心轮固定，即，内齿圈b输入，转臂H输出时，可得型行星传动的传动比： 2.5考虑电动汽车轮毂电动机的输出功率、输出转矩等特性与电动汽车行使性能要求之间的关系，初将电动汽车轮边减速器的传动比设定为=5。对于的结构(c)，其传动比为式)所示，因为2K-H(A)型行星齿轮机构的特征参数P一般取P=28。因而传动比1.5，此传动比下，对轮毂电动机的功率、尤其是转矩特性要求较高，必须要求轮毂电动机的所能提供的转矩变化范围很宽，方可满足电动车在不同工况

44、行使时对输入转矩的要求，这些要求对于电动机的设计和制造都是不合理的，即减速器因传动比过小起不到减速器应有的效果。因此在此摈弃图 2.4 (C)所示的结构。对于图 2.4 (a)和(b)所示的结构，从传动比这个因素来看，两种结构都是可选的。但是(b)方案传动比(式)是(a)方案(式)传动比的倍，增加传动比对于轮毂电动机的性能特性有利。因为在选取轮毂电动机时，在一定范围内尽量选取额定转速高的有利。电机的额定功率给定后，假设额定转速高一些，体积就会小一些，耗材(铜线和磁体)也会少一些，而效率还可以更高一些。由于电动汽车的设计行使速度较低，较大的减速比更适合高转速的电动机。同时也能降低电动机的转矩变化

45、宽度，从而降低对轮毂电动机的性能要求。以上仅是从传动比比较，作者在设计初期以结构(a)为轮边减速器的减速方案，对轮边减速器进行了尝试行设计，即采用中心轮输入、行星架固定、内齿圈输出的行星齿轮传动形式。将电动机的外壳与行星架固定在一起，电动机输出轴通过花键与中心轮传动轴相联接，内齿圈、制动盘通过螺栓与轮毂上的隔板相固结，其截面如轮辋外侧装配弧形板，对轮辋内部的减速器零部件其保护作用。图 2.5轮边减速器结构方案一这种结构方案具有如下优点：(1)具有适宜的传动比。作者按照电动汽车的根本参数及要求，所设计的这套结构具有i=4的传动比，对于微型电动汽车较为适宜。(2)节省传动空间。结构简单，充分利用了

46、车轮的内部空间，这对于电动机以及悬架的布置空间有利。(3)重量降低。由于省去了行星减速器桥壳，减少了零部件个数、减轻了重量，对于减小非簧载质量有利。同时，本设计方案中也存在一些缺乏之处：(1)轮辋需要定制。由于轮边减速器与轮辋的特殊联接形式，因此需要按照此设计方案定制轮辋。而在汽车设计中，轮辋常作为标准件选用，尤其是对单件设计而言。(2)对轮毂的支撑刚度和强度要求较高。由于传动方式的限制，为了能为行星齿轮传动局部提供安装空间，因此只能将轮辋的宽度增加。同时，固定不动的转臂是通过轴承与轮辐相联接的，从而对轮辋及轮辐的支撑刚度和强度要求较高。(3)轮侧弧形板安装困难。为了密封行星齿轮传动装置，因此

47、只能在车轮外侧添加辐板，这在安装上也会产生较复杂的结构。而结构(b)在满足减速要求的同时，其支承情况也较方案(a)合理，轮辐固连桥壳通过轴承支撑在行星减速器的桥壳上，将卡钳和悬架的支点设计在行星减速器的桥壳上，这有利于简化结构。通过以上的比照，得出的结论是：结构图 2.4 (b)更适合于本文的结构设计。即以行星齿轮传动作为微型电动汽车轮边减速器的减速连主体，且行星传动系采用图 2.4 (b)所示的中心轮为主动件、行星轮为从动件、齿圈固定的形式。这种结构方案具有如下优点：(1)具有适宜的传动比。作者按照电动汽车的根本参数及要求，所设计的这套结构具有i=4的传动比，对于微型电动汽车较为适宜。(2)

48、节省传动空间。结构简单，充分利用了车轮的内部空间，这对于电动机以及悬架的布置空间有利。(3)重量降低。由于省去了行星减速器桥壳，减少了零部件个数、减轻了重量，对于减小非簧载质量有利。同时，本设计方案中也存在一些缺乏之处：(1)轮辋需要定制。由于轮边减速器与轮辋的特殊联接形式，因此需要按照此设计方案定制轮辋。而在汽车设计中，轮辋常作为标准件选用，尤其是对单件设计而言。(2)对轮毂的支撑刚度和强度要求较高。由于传动方式的限制，为了能为行星齿轮传动局部提供安装空间，因此只能将轮辋的宽度增加。同时，固定不动的转臂是通过轴承与轮辐相联接的，从而对轮辋及轮辐的支撑刚度和强度要求较高。(3)轮侧弧形板安装困

49、难。为了密封行星齿轮传动装置，因此只能在车轮外侧添加辐板，这在安装上也会产生较复杂的结构。而结构(b)在满足减速要求的同时，其支承情况也较方案(a)合理，轮辐固连桥壳通过轴承支撑在行星减速器的桥壳上，将卡钳和悬架的支点设计在行星减速器的桥壳上，这有利于简化结构。通过以上的比照，得出的结论是：结构图 2.4 (b)更适合于本文的结构设计。即以行星齿轮传动作为微型电动汽车轮边减速器的减速连主体，且行星传动系采用图 2.4 (b)所示的中心轮为主动件、行星轮为从动件、齿圈固定的形式。2.3 本章小结本章主要完成的内容是归类并比较了适用于轮边减速器的传动形式，在方案比照论证中找到了合理的设计方案。第3

50、章 轮边驱动的参数确定及关键零部件的设计3.1 驱动电机性能参数确实定3.1.1 整车性能要求微型电动车的原始性能参数：1)整车满载质量：1000kg2)最高车速： 60kmh3)最大爬坡度：204)0一30kmh加速时间：不大于8秒5车轮半径R：275mra6减速比i：53.1.2 驱动电机参数计算(两轮驱动)(1)按最大爬坡度要求估算电机峰值转矩以l0kmh的时速爬20的最大坡度时，电机应满足如下转矩要求： 3.1式中R代表轮胎半径，F代表计算所得阻力。克服阻力所需要的功率： 3.2取Mmax=60Nm。此时单个电机需提供大于5960.52=2980W的功率。(2)电机额定功率估算设汽车以

51、V(kmh)的时速行驶作为电机额定工况，地面滚动阻力：，又因电机内阻随着转速的提高而增大，所以滚动阻力要比此计算值大，计算后取取值250N，那么滚动阻力为： 3.3设V=30 kmh，轮毂电机扭矩： 3.4克服阻力所需要的功率： 3.5轮毂电机额定功率：Po=2366672=118334W。为保证平安性留有余量，取额定功率：Po=1500W。电动汽车正常工况下的车速为30kmh。额定转矩Mo=Pw=150030=50Nm。故电机额定转矩为。3按汽车加速性要求估算电机峰值功率设汽车在秒内，启动加速到时速 (kmh)，那么其加速惯性力为 N 3.6加速期间的行驶总阻力为 N 3.7行驶所需的功率需

52、求为W 3.8电机转矩为 Nm 3.9电机功率为 W 3.10设秒， 那么(N) 3.11W 3.12故电机峰值功率应大于5523.5W，可取。4最高车速下的电机功率校验设最高车速为，那么此时的风阻为 3.13地面滚动阻力，此时电机转速较高，内阻增大，所以滚动阻力要比此计算值大，取与额定功率计算中相同的值。总阻力为： 3.14轮边力矩：M=F20275 3.15轮边所需总功率为： 3.16轮毂电机功率： 3.17 设=60kmh。此时，=386N，M=53Nm，P=64332=3216W1的行星齿轮传动，除了应满足同心条件和邻接条件外，其余各轮的齿数还必须满足安装条件，对于本论文中的2Z-X(

53、A)型行星齿轮传动而言，其安装条件为：两中心轮a和b的齿数和(za+zb)应为行星轮数np的倍数。综合考虑上述情况，当中心距一定时，齿数取多，那么重合度增大，改善了传动的平稳性。同时，齿数多那么模数小、齿项圆直径小，可使滑动比减小，因此磨损小、胶合的危险性也小；并且又能减少金属的切削量，节省材料，降低N-v本钱。但是齿数增多那么模数减少，轮齿的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。根据上述条件，根据文献33，本文确定的各个数据如下： =19，=29，=77。故而，传动比=5.05263。3.2.2 齿轮受力分析和强度设计计算小齿轮选择材料为40Gr(调质)，硬度为280H

54、BS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS。工作寿命63008601450=1.2x109次电机输出轴额定扭矩为：To=10Nm电机输出轴最大扭矩为：Tmax=60Nm中心轮每个功率分流上所承受的转矩为=3.33Nm按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d1 3.21式中：Kd一算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动Kd=768。KA一使用系数，由文献17结合实际工况，表67查得KA=1.5。一综合系数，由文献17，表65查得=2.2。一计算齿轮强度的行星轮载荷分布不均匀系数，由文献17，,图7-9查得=1.45。齿宽系数，由文献18，表107查得=0.6。u齿数比，即=1.47。

55、一试验齿轮的接触疲劳强度，由文献17，表613查得700MPa其中a轮选择45 Gr(调质)，c轮选择45钢(调质)。且齿轮材料和热处理均到达中等要求。计算得:d1=34.55mm结合系统结构需要，我们取d1=38mm。 (2)按齿根弯曲强度初算齿轮的模数m齿轮模数m的初算公式为： 3.22式中：Km一算式系数，由文献17对于直齿轮传动，km=1.2l。KA一使用系数，由文献33，表67查得KA=1.5。KFp一计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数：KFp=1+1.5(KHp-1)=1.675KFE一综合系数，由文献17，表65查得KFE=1.9。YFa1一小齿轮齿型系数，由文献18，表1

56、05查得YFa1=2.85。一齿宽系数，由文献18，表107查得=0.6。一试验齿轮的弯曲疲劳强度，由文献17表628，结合和2中较小的，得=300MPa。计算得：m=1.1。考虑到汽车行驶的不同工况，为了使其具有足够的弯曲疲劳极限以及适宜的接触疲劳强度，我们取m=2。 3.2.3 齿面接触强度的校核计算(1)齿面接触疲劳强度的校核计算 3.23 3.24式中：一使用系数，由文献17，表67查得=1.5。一动载系数，由文献17，表66查得=1.2。一计算接触强度的齿向载荷分布系数，由于本设计中的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于l，故 =1。一计算接触强度的齿间载荷分配系数，由文献17，表

57、69查得=1.0。一计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数，由文献17，可取。一小齿轮分度圆直径。Ft一端面内分度圆上的名义切向力。b一工作齿宽，b=d=22.8mm。u-齿数比，即u=1.47。ZH一节点区域系数，由文献17，公式661算得ZH=2.5。ZE一弹性系数，由文献17，表610查得，ZE=189.8。Zr一重合度系数，由由文献17，式663计算得Zr=1.15。一螺旋角系数，对于直齿轮，=1。计算得：317.89Mpa512.12Mpa许用接触应力 3.25式中：一试验齿轮的接触疲劳极限，由文献17，表613查得=700MPa。一计算接触强度的最小平安系数，由文献17，表6-10查得，=1.25。一计算接触强度的寿命系数，由文献17，图616查得，=0.93。一润滑剂系数。一速度系数。一粗糙度系数。为了简化计算，按照文献17的建议，取=0.92。一工作硬化系数，由文献17，图620查得，=1.12。一接触强度计算的尺寸系数，由文献17，表6