電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計

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SY-025-BY-5 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 填表日期 2011年4月20日 迄今已進行 8 周剩余 8 周 學生姓名 蔣善毅 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程B07-11班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計 學 生 填 寫 畢業(yè)設計（論文）工作進度 已完成主要內(nèi)容 待完成主要內(nèi)容 1．進行文獻檢索查，查看相關資料，對課題的基本內(nèi)容有一定的認識和了解。 2．初步確定設計的總體方案，討論確定方案；對減速器進行初步設計和選取。 3．提交設計草稿，進行討論，修定。 1詳細設計驅動系統(tǒng)，設計非標件，繪制裝配圖及零件圖。 2．提交正式設計，教師審核。 3．按照審核意見進行修改。 4．整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。 存在問題及努力方向 1. 通過各種方案的對比確定輪邊驅動系統(tǒng)的最優(yōu)方案 2. 內(nèi)部結構設計 3. 零件選取選取 學生簽字： 指導教師 意 見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室 意 見 教研室主任簽字： 年 月 日 SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 蔣善毅 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程B07-11班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計 一、設計（論文）目的、意義 設計一種微型電動車用的輪邊減速器，是為電動汽車的輪邊驅動系統(tǒng)使用，工作力矩較小，但因沒有主減速器而需要更大的減速比。大型車輛的輪邊減速器的結構型式可以為電動汽車的輪邊減速器提供參考，縮小結構尺寸，而增大減速比，滿足輪邊驅動系統(tǒng)的使用要求。 二、設計（論文）內(nèi)容、技術要求（研究方法） （一）主要設計內(nèi)容 行星齒輪減速器齒輪幾何尺寸計算、減速器各級齒輪的校核、軸承選取及壽命計算、軸的設計、箱體設計。 （二）主要技術指標、要求 1)整車滿載質量：1000kg；2)最高車速： 60km／h；3)最大爬坡度： 20％；4)0-30km／h加速時間：不大于8秒；5）車輪半徑：275mm；6）減速比：5 三、設計（論文）完成后應提交的成果 1、設計說明書一份，1.5萬字以上； 2、輪邊驅動系統(tǒng)裝配圖一張、減速機構裝配圖一張、零件圖若干張，折合3張AO圖紙。 四、設計（論文）進度安排 1、進行文獻檢索查，查看相關資料，對課題的基本內(nèi)容有一定的認識和了解。完成開題報告。第1-2周（2月28日～3月11日） 2、初步確定設計的總體方案，討論確定方案；對減速器進行初步設計和選取。第3-6周（3月14日～4月8日） 3、提交設計草稿，進行討論，修定。第7周（4月11日～4月15日） 4、詳細設計液壓系統(tǒng)，設計非標件，繪制裝配圖及零件圖。第8-12周（4月18日～5月20日） 5、提交正式設計，教師審核。第13-14周（5月23日～6月3日） 6、按照審核意見進行修改。第15周（6月6日～6月10日） 7、整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。第16周（6月13日～6月17日） 五、主要參考資料 [1] 江先寶.輪邊驅動系統(tǒng)結構方案集成設計．機械設計增刊，2008，V01．25 [2] 張銀保.汽車輪邊減速器.湖北工業(yè)大學學報，2005年6月 [3] 汪振曉，李增輝.輪邊差速器總成的設計.汽車科技.2008.2 [4] 陳清泉，孫立清．電動汽車的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢．科技導報，2005，v01．23(4)：24-28 [5] 程乃士.減速器和變速器設計與選用手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2007 [6] 陳家瑞．汽車構造(下冊)．北京：機械工業(yè)出版社，2006 [7] 于學華等．汽車懸架設計概念的研究．噪聲與振動控制，2006，(6)：77-79 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目: 電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛工程 學 生 姓 名: 蔣善毅 導 師 姓 名: 安永東 開 題 時 間: 2011.2.28 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 蔣善毅 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-11班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是√否 題目名稱 電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計 一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義 隨著電動汽車技術得到了不斷的發(fā)展，作為電動汽車關鍵技術之一的電力驅動系統(tǒng)(包括電氣系統(tǒng)、變速裝置和車輪)出現(xiàn)了許多新的技術方案，其中，輪轂式電力驅動是一種極有發(fā)展前景的驅動形式。它直接將電動機安裝在車輪輪轂中， 省略了傳統(tǒng)的離合器、變速器、主減速器及差速器等部件，大大簡化了整車結構、提高了傳動效率。通過控制技術實現(xiàn)對電動輪的電子差速控制，可以改善車輛驅動性能和行駛性能，且有利于整車的布置等優(yōu)點。將這樣的結構稱為電動輪(In-wheel Motor)。本文研究的問題就是以電動輪驅動技術作為背景的。 在電動輪研究與應用方面，目前國外電動輪的研究、應用主要以日本、美國為主，如日本慶應大學環(huán)境信息學部清水浩教授領導的電動汽車研究小組在過去的十幾年中，一直以輪轂電機驅動的電動汽車作為理想的研發(fā)目標，至今已試制了五種不同形式的樣車。其中，1991年與東京電力公司共同開發(fā)的四座電動汽車IZA，采用Ni-Cd電池為動力源，以四個額定功率為6.8kw，峰值功率達到25kw的外轉子永磁輪轂電機驅動，最高時速可達176km/h；2001年，該小組又最新推出了以鋰電池為動力源，采用8個大功率交流同步輪轂電機獨立驅動的電動大轎車KAZ，該車充分利用電動輪驅動系統(tǒng)布置靈活的特點，打破傳統(tǒng)在KAZ轎車上安裝了8個車輪，大大增加了動力，從而使該車的最高時速可以達到驚人的311km／h。KAZ的電動輪系統(tǒng)中采用了高轉速、高性能的內(nèi)轉子電動機，其峰值功率可達55kw，大大提高了KAZ的極限加速能力，使其0一100km加速時間達到8秒，如圖 1.1所示。另外，慶應大學電動汽車研究團隊與38家同本民營企業(yè)聯(lián)合開發(fā)了時速達到400 km／h的電動汽車Eliica，該車以充電鋰電池為能源，并對8個車輪配有8個獨立的驅動電機，如圖 1.2所示。日本豐田汽車公司開發(fā)的Fine-x電動車，四輪獨立驅動控制搭配內(nèi)置于四輪內(nèi)的電動馬達，四輪輪邊驅動技術使該車具有報高的機動性及動力[1]。美國通用公司2001年試制的全新線控四輪驅動燃料電池概念車Autonomy也是采用電動輪驅動形式的(見圖 1.3)。加拿大TM4公司所設計的電動輪結構形式清晰，采用外轉予永磁電動機。將電動機轉子外殼直接與輪轂相連，將電動機外殼作為車輪的組成部分，并且電動機轉子外殼集成為鼓式制動器的制動鼓，制動蹄片直接作用在電動機外殼上，省去制動鼓的結構，減輕了電動輪系統(tǒng)的質量．集成化設計程度相當高,電動輪結構如圖 1.4所示。TM4公司研制的這個電動輪系統(tǒng)的永磁無刷直流電動機性能非常高，其峰值功率可咀達到80kw，峰值扭矩為670Nm．最高轉速為1385rpm，額定功率為18.5kw．額定轉速為950rpm，額定工況下的平均效率可以達到96.3%。 國內(nèi)，哈爾濱工業(yè)大學一愛英斯電動汽車研究所研制開發(fā)的EV96-1型電動汽車驅動電動輪也屬于外轉予型電動機。該電動機選用的是一種“多態(tài)電動機”的永磁電動機，兼有同步電動機和異步電動機的雙重特性，集成盤式制動囂，采用風凈敖熱系統(tǒng)。同濟大學汽車學院試制的四輪驅動電動汽車“春暉一號”、“春暉二號一和“春暉三號"均采用四個直流無刷輪轂電動機，外置式盤式制動器。比亞迪于2004年在北京車展上展出的ET概念車也采用了4個輪邊電機獨立驅動的模式。中國科學院北京三環(huán)通用電氣公司研制的電動轎車用直流無刷輪轂電機，又稱電動車輪。單個電動車輪功率為7.5kW，電壓264V，雙后輪直接驅動。 國內(nèi)，哈爾濱工業(yè)大學一愛英斯電動汽車研究所研制開發(fā)的EV96-1型電動汽車驅動電動輪也屬于外轉予型電動機。該電動機選用的是一種“多態(tài)電動機”的永磁電動機，兼有同步電動機和異步電動機的雙重特性，集成盤式制動囂，采用風凈敖熱系統(tǒng)。同濟大學汽車學院試制的四輪驅動電動汽車“春暉一號”、“春暉二號一和“春暉三號"均采用四個直流無刷輪轂電動機，外置式盤式制動器。比亞迪于2004年在北京車展上展出的ET概念車也采用了4個輪邊電機獨立驅動的模式。中國科學院北京三環(huán)通用電氣公司研制的電動轎車用直流無刷輪轂電機，又稱電動車輪。單個電動車輪功率為7.5kW，電壓264V，雙后輪直接驅動。 圖 Error! No text of specified style in document..1KAZ電動汽車 圖 Error! No text of specified style in document..2 Eliica電動汽車 圖 Error! No text of specified style in document..3 Eliica電動汽車 圖 Error! No text of specified style in document..4 TM4一電動輪系統(tǒng) 本文研究所應用的減速驅動型電動輪，需要合適的減速器作為電動輪的減速裝置。原則上既可以選擇可變速比齒輪減速器，也可以選擇固定速比齒輪減速器。雖然可變速比齒輪減速器傳動具有以下優(yōu)點：應用常規(guī)驅動電動機系統(tǒng)可以在低檔位得到較高的啟動轉矩，在高檔位得到較高的行駛速度，但是缺點就是體積大、質量大、成本高、可靠性低、結構復雜。實際上，現(xiàn)在所有電動車都采用了固定速比齒輪變速器作為減速裝置。并把安裝在電動輪輪轂內(nèi)的定減速比減速器稱為輪邊減速器(Wheel Reducer)。帶輪邊減速器電動輪電驅動系統(tǒng)能適應現(xiàn)代高性能電動汽車的運行要求。輪邊減速器將動力從原動機(此研究中即為輪轂驅動電機)直接傳遞給車輪，其主要功能是降低轉速、增加轉矩，從而使原動機的輸出動力能夠滿足電動轎車的行車動力需求。按照齒輪及其布置型式，輪邊減速器有行星齒輪式及普通圓柱齒輪式兩種結構。這兩種結構形式在工程中都已有成功應用，例如在奧地利微型越野汽車“Steyr-puch Haflinger"的斷開式后驅動橋中就采用了普通圓柱齒輪式輪邊減速器；在某些雙層公交汽車的驅動橋中，為了降低車廂與地板的高度，有時也采用普通圓柱齒輪式輪邊減速器作為汽車的第二級減速裝置；日本開發(fā)的輕型輪式電機電動汽車Luciole，采用的是內(nèi)轉子高速無刷直流電動機．行星齒輪-鼓式制動器的驅動系統(tǒng)，也應用了輪邊減速器；“太脫拉111R”重型汽車的貫通式中橋、法國索瑪MTP型自卸汽車、斯太爾汽車后驅動橋等都采用了行星齒輪式輪邊減速器；在電動汽車領域，在輪邊減速器的應用上，主要以日本應慶大學開發(fā)研制的八輪輪邊驅動電動汽車“KAZ”最為成功，為了使得電動機輸出轉速符合實際轉速要求，KAZ的電動輪系統(tǒng)配置了一個傳動比為4.588的行星齒輪減速器，圖 1.5為KAZ的前、后電動輪系統(tǒng)的結構圖，從圖中可以看見行星減速器為傳動主題的輪邊減速裝置。 （a） 前輪 （b） 后輪 圖 Error! No text of specified style in document..5 KAZ電動輪系統(tǒng)結構圖 設計一種微型電動車用的輪邊減速器，是為電動汽車的輪邊驅動系統(tǒng)使用，工作力矩較小，但因沒有主減速器而需要更大的減速比。大型車輛的輪邊減速器的結構型式可以為電動汽車的輪邊減速器提供參考，縮小結構尺寸，而增大減速比，滿足輪邊驅動系統(tǒng)的使用要求。 二、設計（論文）的基本內(nèi)容、擬解決的主要問題 （一）主要設計內(nèi)容 行星齒輪減速器齒輪幾何尺寸計算、減速器各級齒輪的校核、軸承選取及壽命計算、軸的設計、箱體設計。 第2章 輪邊減速器設計 2.1 電動輪的類型及選擇 2.2 輪邊減速器的傳動方案 第3章 輪邊驅動的參數(shù)確定及關鍵零部件的設計 3.1 驅動電機性能參數(shù)的確定 3.2 減速器關鍵零部件的設計 3.3 輪邊減速器的潤滑 3.4 輪邊減速器零部件之間的裝配關系 第4章 行星齒輪傳動的傳動結構的設計 4.1 行星齒輪傳動的均載機構 4.2 行星齒輪傳動的齒輪結構設計 三、技術路線（研究方法） 調(diào)查研究 輪邊驅動系統(tǒng)工作要求、主要技術指標的分析 數(shù)據(jù)計算、分析、處理 輪邊驅動系統(tǒng)結構設計、行星齒輪設計 輪邊減速器進行優(yōu)化分析 確定最終設計結果 四、進度安排 1、進行文獻檢索查，查看相關資料，對課題的基本內(nèi)容有一定的認識和了解。完成開題報告。第1-2周（2月28日～3月11日） 2、初步確定設計的總體方案，討論確定方案；對減速器進行初步設計和選取。第3-6周（3月14日～4月8日） 3、提交設計草稿，進行討論，修定。第7周（4月11日～4月15日） 4、詳細設計液壓系統(tǒng)，設計非標件，繪制裝配圖及零件圖。第8-12周（4月18日～5月20日） 5、提交正式設計，教師審核。第13-14周（5月23日～6月3日） 6、按照審核意見進行修改。第15周（6月6日～6月10日） 7、整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。第16周（6月13日～6月17日） 五、參考文獻 [1] 宋佑川，金國棟．電動輪的類型與特點．城市公路交通，2004．4 [2] 饒振剛．行星齒輪傳動設計．北京：化學工業(yè)出版社，2003．9 [3]劉維信．汽車設計(第1版)．北京：清華大學出版社。2007 [4]饒振綱．行星傳動機構設計(第二版)．北京：國防：工業(yè)出版社，1994 [5] [6] [5]孫恒，陳佐模．機械原理(第六版)．北京：高等教育出版社，2002 [6]成大龍．機械設計手冊(第三版，第二卷)．北京：化學工業(yè)出版社，1999 [7]程乃士.減速器和變速器設計與選用手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2007 [8]余志生．汽車理論．北京：機械工業(yè)出版社，2000 [9]陳家瑞．汽車構造(下冊)．北京：機械工業(yè)出版社，2006 [10] 胡驊，宋慧．電動汽車．北京，人民交通出版社，2000 [11] 濮良貴，紀明剛．機械設計(第七版)．北京：高等教育出版社，2002 [12] 王望予．汽車設計(第3版)．北京：機械工業(yè)出版社，2000 [13] Ron McCoy．VLrtual Prototyping：The Practical Solution．Inventor’Digest,May／June 1998 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 本科學生畢業(yè)設計 電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程B07-11班 學生姓名： 蔣善毅 指導教師： 安永東 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Electric Wheel Drive Systems Candidate：Jiang Shanyi Specialty：Vehicle Engineering Class： B07-11 Supervisor：Associate Prof. An Yongdong Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 隨著能源危機的日益嚴重以及人們環(huán)保意識的不斷增強，研究開發(fā)清潔、節(jié)能和安全的汽車成為汽車工業(yè)發(fā)展的方向。其中電動汽車具有行駛過程中零排放、能源利用多元化和高效化以及方便實現(xiàn)智能等優(yōu)點，使之成為新型汽車研發(fā)的重點之一。 本文以減速型電動輪驅動電動汽車的優(yōu)勢為出發(fā)點，設計了利于電動汽車使用減速型電動輪的輪邊減速裝置，對輪邊減速器的結構進行了設計、研究，增強了電機內(nèi)轉子驅動型電動輪在電動汽車上的應用能力。以行星齒輪系為輪邊減速器的減速傳動形式，在減速傳動鏈的設計中，引入了均載設計來提升行星齒輪傳動的優(yōu)勢；出于減小輪邊減速器的重量及體積、節(jié)省材料的目的，對輪邊減速器的行星傳動系統(tǒng)進行了以體積為目標的優(yōu)化設計；為便于制動裝置及輪轂與輪邊減速器安裝，設計了輪轂支承件，在滿足功能的同時也減少了零件數(shù)目；輪邊減速器橋殼的巧妙設計使減速器及其輪轂支承件的安裝變得更容易、受力也更合理，為前后輪懸架導向機構、轉向拉桿及橫向穩(wěn)定桿提供了支點，更進一步保證所設計的輪邊減速器能夠精確地實現(xiàn)與電動汽車其它零部件的安裝及聯(lián)接, 保證所設計的輪邊減速器滿足整車行駛工況要求。 關鍵詞：輪邊減速器；電動汽車；電動輪；行星齒輪減速器；電動機  ABSTRACT With improving environmental protection consciousness and the serious energy crisis，to research and develop 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 focal points in researching and developing new—type automobile. The design and research takes a wheel reduction unit applied on reduced wheel-drive electric vehicle as the subjective．Research for the type of structure has been done in this thesis which will contribute to the application capability of reduced electric wheel．Load balancing structure is introduced into the drive line design of the planetary wheel reducer to fulfill the advantage of planetary transmission．In order to decrease weight and volume as well as save to material，the researcher optimized the volume of the planetary transmission．For easy to assemble the break system and the wheel--hub while reducing components number, a connection supporting part is designed．The most particular design is the transmission housing with pivots for assembling the upper and lower control arm，the stabilizer as well as the steering linkage．Optimization 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；Electric Wheel；Planetary Gear Reducer；Electric Motor I 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 課題的來源和背景 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1.3 本文的研究思路與內(nèi)容 6 第2章 輪邊減速器設計 7 2.1 電動輪的類型及選擇 7 2.2 輪邊減速器的傳動方案 10 2.3 本章小結 17 第3章 輪邊驅動的參數(shù)確定及關鍵零部件的設計 18 3.1 驅動電機性能參數(shù)的確定 18 3.1.1 整車性能要求 18 3.1.2 驅動電機參數(shù)計算(兩輪驅動) 18 3.2 減速器關鍵零部件的設計 21 3.2.1 行星齒輪傳動齒數(shù)分配應滿足的條件 21 3.2.2 齒輪受力分析和強度設計計算 23 3.2.3 齒面接觸強度的校核計算 24 3.2.4 其他相關零部件的設計計算 28 3.3 輪邊減速器的潤滑 32 3.4 輪邊減速器零部件之間的裝配關系 32 3.5 本章小結 33 第4章 行星齒輪傳動的傳動結構的設計 34 4.1 行星齒輪傳動的均載機構 34 4.2 行星齒輪傳動的齒輪結構設計 35 4.3 本章小結 38 結論 39 參考文獻 40 致謝 41 第1章 緒 論 1.1 課題的來源和背景 隨著汽車工業(yè)的高速發(fā)展，全球汽車總保有量不斷增加，汽車所帶來的環(huán)境污染、能源短缺，資源枯竭等方面的問題越來越突出。為了保護人類的居住環(huán)境和保障能源供給，各國政府不惜投入大量人力、物力尋求解決這些問題的途徑。 而電動汽車(包括純電動汽車、混合動力電動汽車以及燃料電池汽車)，即全部或部分用電能驅動電動機作為動力系統(tǒng)的汽車，具有高效、節(jié)能、低噪聲、零排放等顯著優(yōu)點，在環(huán)保和節(jié)能方面具有不可比擬的優(yōu)勢，因此它是解決上述問題的最有效途徑。 在這個大背景下，上海科委協(xié)同同濟大學展開了“氫能源微型汽車用輪轂電機及其驅動器的開發(fā)一項目。本論文來源于該項目中“全浮式支承結構輪邊減速器的研制一課題。 電動汽車驅動系統(tǒng)布置比傳統(tǒng)燃油汽車有著更大的靈活性，由驅動電動機所在位置以及動力傳遞方式的不同，通常可以分為集中單電機驅動、多電機驅動以及電動輪驅動等型式。其中獨立電動輪驅動的電動汽車由于其控制方便、結構緊湊等優(yōu)點，成為電動汽車驅動型式研究的新方向。以獨立輪轂電機驅動的電動汽車最大的特點在于： (1)使得傳動系統(tǒng)簡化，提高傳動效率的同時，有利于整車布置。電動輪將電動機和減速裝置直接與車輪集合在一體，可以取消減速器、差速器甚至于取消傳動軸，對于全輪驅動車輛，電動輪可以單獨控制，不必采用復雜的分動器結構，簡化了傳動系統(tǒng)，提高了傳動效率。同時，減少了傳動系統(tǒng)占用的車內(nèi)空間，可以為其它零部件的安裝提供更多空間，有利于整車布置。 (2)提高車輛的通過性能。這主要來自于兩方面，其一是簡化的傳動系統(tǒng)可以提高車輛的離地間隙；另一方面，采用全輪驅動和驅動輪單獨控制的措施，可以最大限度地利用地面的附著能力。 (3)降低對電氣以及機械傳動零部件的要求，適合傳遞大傳矩。采用電動輪技術，在同樣功率需求的情況下，可以將單個電動機的功率分配給多個電動機，相應地，對電機和機械傳動零部件的要求都可以降低，便于設計與生產(chǎn)。 在己研制成功的“春暉’’系列電動車上，前后輪均采用了由雙橫臂獨立懸架和外轉子輪轂電機等構成的具有相同結構的懸架—電動輪模塊，它集成了導向、承載、驅動、測速和制動等多項功能。這樣減少了整車關鍵零部件種類，也有利于降低零部件制造成本。但是由于外轉子輪轂電機在使用中具有其局限性，比如汽車在起步階段需要輪轂電機提供要具備較大的轉矩，以及較寬的轉速和轉矩的調(diào)節(jié)范圍，這樣就會增加電動機的輪廓尺寸，也會使簧下質量偏大，降低了車輛行駛平順性。為了改善類似缺陷，有必要尋求更好的電動輪驅動型式，來改善直接驅動型電動輪所固有的缺點。設想，采用減速型電動輪驅動，增加輪邊減速裝置，則可以最大限度地改善上述缺陷，并可以降低對電機性能的苛求。經(jīng)論證，這是一個極有研究意義的課題。 帶著這樣的問題，本文將設計與減速型電動輪輪邊減速裝置，解決外轉子輪轂電機的驅動缺陷，并對輪邊減速器的結構、輕量化等內(nèi)容進行分析研究。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 隨著電動汽車技術得到了不斷的發(fā)展，作為電動汽車關鍵技術之一的電力驅動系統(tǒng)(包括電氣系統(tǒng)、變速裝置和車輪)出現(xiàn)了許多新的技術方案，其中，輪轂式電力驅動是一種極有發(fā)展前景的驅動形式。它直接將電動機安裝在車輪輪轂中， 省略了傳統(tǒng)的離合器、變速器、主減速器及差速器等部件，大大簡化了整車結構、提高了傳動效率。通過控制技術實現(xiàn)對電動輪的電子差速控制，可以改善車輛驅動性能和行駛性能，且有利于整車的布置等優(yōu)點。將這樣的結構稱為電動輪(In-wheel Motor)。本文研究的問題就是以電動輪驅動技術作為背景的。 在電動輪研究與應用方面，目前國外電動輪的研究、應用主要以日本、美國為主，如日本慶應大學環(huán)境信息學部清水浩教授領導的電動汽車研究小組在過去的十幾年中，一直以輪轂電機驅動的電動汽車作為理想的研發(fā)目標，至今已試制了五種不同形式的樣車。其中，1991年與東京電力公司共同開發(fā)的四座電動汽車IZA，采用Ni-Cd電池為動力源，以四個額定功率為6.8kw，峰值功率達到25kw的外轉子永磁輪轂電機驅動，最高時速可達176km/h；2001年，該小組又最新推出了以鋰電池為動力源，采用8個大功率交流同步輪轂電機獨立驅動的電動大轎車KAZ，該車充分利用電動輪驅動系統(tǒng)布置靈活的特點，打破傳統(tǒng)在KAZ轎車上安裝了8個車輪，大大增加了動力，從而使該車的最高時速可以達到驚人的311km／h。KAZ的電動輪系統(tǒng)中采用了高轉速、高性能的內(nèi)轉子電動機，其峰值功率可達55kw，大大提高了KAZ的極限加速能力，使其0—100km加速時間達到8秒，如圖 1.1所示。另外，慶應大學電動汽車研究團隊與38家同本民營企業(yè)聯(lián)合開發(fā)了時速達到400 km／h的電動汽車Eliica，該車以充電鋰電池為能源，并對8個車輪配有8個獨立的驅動電機，如圖 1.2所示。日本豐田汽車公司開發(fā)的Fine-x電動車，四輪獨立驅動控制搭配內(nèi)置于四輪內(nèi)的電動馬達，四輪輪邊驅動技術使該車具有報高的機動性及動力[1]。美國通用公司2001年試制的全新線控四輪驅動燃料電池概念車Autonomy也是采用電動輪驅動形式的(見圖 1.3)。加拿大TM4公司所設計的電動輪結構形式清晰，采用外轉予永磁電動機。將電動機轉子外殼直接與輪轂相連，將電動機外殼作為車輪的組成部分，并且電動機轉子外殼集成為鼓式制動器的制動鼓，制動蹄片直接作用在電動機外殼上，省去制動鼓的結構，減輕了電動輪系統(tǒng)的質量．集成化設計程度相當高,電動輪結構如圖 1.4所示。TM4公司研制的這個電動輪系統(tǒng)的永磁無刷直流電動機性能非常高，其峰值功率可咀達到80kw，峰值扭矩為670Nm．最高轉速為1385rpm，額定功率為18.5kw．額定轉速為950rpm，額定工況下的平均效率可以達到96.3%。 國內(nèi)，哈爾濱工業(yè)大學一愛英斯電動汽車研究所研制開發(fā)的EV96-1型電動汽車驅動電動輪也屬于外轉予型電動機。該電動機選用的是一種“多態(tài)電動機”的永磁電動機，兼有同步電動機和異步電動機的雙重特性，集成盤式制動囂，采用風凈敖熱系統(tǒng)。同濟大學汽車學院試制的四輪驅動電動汽車“春暉一號”、“春暉二號一和“春暉三號"均采用四個直流無刷輪轂電動機，外置式盤式制動器。比亞迪于2004年在北京車展上展出的ET概念車也采用了4個輪邊電機獨立驅動的模式。中國科學院北京三環(huán)通用電氣公司研制的電動轎車用直流無刷輪轂電機，又稱電動車輪。單個電動車輪功率為7.5kW，電壓264V，雙后輪直接驅動。 國內(nèi)，哈爾濱工業(yè)大學一愛英斯電動汽車研究所研制開發(fā)的EV96-1型電動汽車驅動電動輪也屬于外轉予型電動機。該電動機選用的是一種“多態(tài)電動機”的永磁電動機，兼有同步電動機和異步電動機的雙重特性，集成盤式制動囂，采用風凈敖熱系統(tǒng)。同濟大學汽車學院試制的四輪驅動電動汽車“春暉一號”、“春暉二號一和“春暉三號"均采用四個直流無刷輪轂電動機，外置式盤式制動器。比亞迪于2004年在北京車展上展出的ET概念車也采用了4個輪邊電機獨立驅動的模式。中國科學院北京三環(huán)通用電氣公司研制的電動轎車用直流無刷輪轂電機，又稱電動車輪。單個電動車輪功率為7.5kW，電壓264V，雙后輪直接驅動。 圖 1.1KAZ電動汽車 圖 1.2 Eliica電動汽車 圖 1.3 Eliica電動汽車 圖 1.4 TM4一電動輪系統(tǒng) 本文研究所應用的減速驅動型電動輪，需要合適的減速器作為電動輪的減速裝置。原則上既可以選擇可變速比齒輪減速器，也可以選擇固定速比齒輪減速器。雖然可變速比齒輪減速器傳動具有以下優(yōu)點：應用常規(guī)驅動電動機系統(tǒng)可以在低檔位得到較高的啟動轉矩，在高檔位得到較高的行駛速度，但是缺點就是體積大、質量大、成本高、可靠性低、結構復雜。實際上，現(xiàn)在所有電動車都采用了固定速比齒輪變速器作為減速裝置。并把安裝在電動輪輪轂內(nèi)的定減速比減速器稱為輪邊減速器(Wheel Reducer)。帶輪邊減速器電動輪電驅動系統(tǒng)能適應現(xiàn)代高性能電動汽車的運行要求。輪邊減速器將動力從原動機(此研究中即為輪轂驅動電機)直接傳遞給車輪，其主要功能是降低轉速、增加轉矩，從而使原動機的輸出動力能夠滿足電動轎車的行車動力需求。按照齒輪及其布置型式，輪邊減速器有行星齒輪式及普通圓柱齒輪式兩種結構。這兩種結構形式在工程中都已有成功應用，例如在奧地利微型越野汽車“Steyr-puch Haflinger"的斷開式后驅動橋中就采用了普通圓柱齒輪式輪邊減速器；在某些雙層公交汽車的驅動橋中，為了降低車廂與地板的高度，有時也采用普通圓柱齒輪式輪邊減速器作為汽車的第二級減速裝置；日本開發(fā)的輕型輪式電機電動汽車Luciole，采用的是內(nèi)轉子高速無刷直流電動機．行星齒輪-鼓式制動器的驅動系統(tǒng)，也應用了輪邊減速器；“太脫拉111R”重型汽車的貫通式中橋、法國索瑪MTP型自卸汽車、斯太爾汽車后驅動橋等都采用了行星齒輪式輪邊減速器；在電動汽車領域，在輪邊減速器的應用上，主要以日本應慶大學開發(fā)研制的八輪輪邊驅動電動汽車“KAZ”最為成功，為了使得電動機輸出轉速符合實際轉速要求，KAZ的電動輪系統(tǒng)配置了一個傳動比為4.588的行星齒輪減速器，圖 1.5為KAZ的前、后電動輪系統(tǒng)的結構圖，從圖中可以看見行星減速器為傳動主題的輪邊減速裝置。 （a） 前輪 （b） 后輪 圖 1.5 KAZ電動輪系統(tǒng)結構圖 1.3 本文的研究思路與內(nèi)容 在對電動汽車輪邊減速器的設計與研究中，將緊密結合整車性能的要求，并考慮與輪邊減速器相匹配的制動系統(tǒng)、懸架、輪轂電機等裝置的布局與設計問題，借鑒不同型式的輪邊減速器結構上的優(yōu)點及參數(shù)選擇的合理性，對微型電動汽車的輪邊減速器進行設計與研究。 第2章對適合輪邊減速器的傳動形式作歸類、比較各自優(yōu)缺點，找出適合本課題背景的傳動形式。 第3章對關鍵零部件進行了研究和設計。 第4章行星齒輪傳動的齒輪結構設計。  第2章 輪邊減速器設計 2.1 電動輪的類型及選擇 在20世紀50年代，美國科學家羅伯特發(fā)明了電動汽車輪轂。其設計是將電動機、減速器、傳動系統(tǒng)和制動系統(tǒng)融為一體。1968年，通用電氣公司將這種電動輪轂裝置運用到大型礦用自卸車上，并取名為“電動輪”，這是第一次在汽車上采用電動輪結構。近年來，隨著電動汽車的興起．輪轂電機驅動又得到重視。輪轂電機驅動系統(tǒng)的布置非常靈活．直接將電動機安裝在車輪輪毅中，省略了傳統(tǒng)的離合器、變速箱、主減速器及差速器等部件，因而簡化整車結構、提高了傳動效率、同時能借助現(xiàn)代計算機控制技術直接控制各電動輪實現(xiàn)電子差速．無論從體積、質量，還是從功率、載重能力看，電動輪相較于傳統(tǒng)汽車動力傳動系統(tǒng)．其結構更加簡單、緊湊，占用空間更小，更容易實現(xiàn)全輪驅動。這些突出優(yōu)點，使電動輪驅動成為電動汽車發(fā)展的一個獨特方向。 而輪邊減速器，作為輪邊驅動的一個選擇裝置，在傳統(tǒng)動力汽車上已獲得了較多的應用。一些礦山、水利等大型工程所用的重型車、大型公交車等，常要求具有高的動力性，而車速則可相對較低，因此其低檔傳動比就會很大，為了避免變速器、分動器、傳動軸等總成因需承受過大的轉矩而使尺寸及質量過大，則應將傳動系的傳動比盡可能多地分配給驅動橋，這就導致了這些重型車輛驅動橋的主減速比很大。當其值大于12時，則需要采用單級(或雙級)主減速器附加輪邊減速器的結構型式，不僅使驅動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地問隙，并可得到大的驅動橋減速比，而且半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。 對于新興的電動汽車，由于電動輪的應用，輪邊減速器也得到越來越多的應用。前文曾提到過的羅伯特發(fā)明的電動輪，就應用了減速裝置，其實質也屬于輪邊減速器；日本應慶大學開發(fā)研制的八輪輪邊驅動電動汽車“KAZ”，設計者為其電動輪系統(tǒng)配置了一個傳動比為4.588的行星齒輪減速器。 按照驅動方式分類，電動輪可分為直接驅動和減速驅動兩大類，兩類電動輪結構示意圖如圖 2.1所示。 (1)直接驅動型電動輪，如圖 2.1(a)所示的傳動結構。此類電動輪多采用外轉子電動機，直接將電動機外轉子安裝在輪輞上驅動車輪轉動。這種結構中電動輪質量完全成了非簧載質量，且不需要減速裝置，結構相應地也較簡單，軸向尺寸小，效率較高，但是由于要求電動汽車具有較好的動力性，所以此類電動機要具備較大的轉矩供汽車在起步階段需要，以及較寬的轉速和轉矩的調(diào)節(jié)范圍，同時由于電動機工作產(chǎn)生一定的沖擊和振動， 還要求車輪輪輞和車輪支承必須堅固、可靠，要求對懸架系統(tǒng)彈性元件和阻尼元件進行優(yōu)化設計，電動機輸出轉矩和功率也受到車輪尺寸的限制，系統(tǒng)成本高。因此電動機成本較高，噪聲也很大[15]。 下面列舉了采用外轉子電動機直接驅動的一些最新實例：加拿大研制的TM4電動汽車、日本開發(fā)的IzA電動汽車都采用了此類型的電動輪：哈爾濱工業(yè)大學研制了外轉子電動機直接驅動電動輪：同濟大學汽車學院在2002—2005年相繼推出了獨立研制的“春暉”系列微型電動車．該系列車均采用4個低速永磁無刷輪毅電機直接驅動，匹配相應的盤式制動器，如圖 2.2所示。 (a) 直接驅動型 (b) 減速驅動型 圖 2.1電動輪系統(tǒng)結構示意圖 圖 2.2“春暉二號”輪邊驅動系統(tǒng) (2)內(nèi)轉子驅動型電動輪，如圖 2.1(b)所示的傳動路線。它起源于礦用車的傳統(tǒng)電動輪，其運用環(huán)境允許電動機的高速運行．為了能夠獲得較高的比功率，通常電動機的最高轉速設計在4000r／min—20000r／min之間，其目的是為了能夠獲得較高的比功率，而對電動機的其他性能沒有特殊要求，因此可采用普通的內(nèi)轉子高速電動機。其優(yōu)點主要表現(xiàn)在轉速高、有較高的比功率、質量輕、效率高、噪聲小、成本低；不利因素主要在于因為電動機轉速高，必須設計專門的減速機構來降低轉速以獲得較大的轉矩，并且要在設計中克服減速彈簧的潤滑以及產(chǎn)生的噪聲、振動等問題。 總的來說，減速型驅動電動輪比直接驅動型電動輪具有更多的優(yōu)點。如前所述，作者所在的課題組曾經(jīng)將直接驅動型電動輪多次應用于“春暉”系列電動汽車，即四個獨立的低速外轉子型直接驅動電動輪模塊，從在使用中所反饋的信息分析，這種驅動模式的確存在加速性能不好、電機成本高、噪聲大、振動嚴重等缺陷。為了改善這些不足，并結合減速型驅動電動輪的相對優(yōu)勢，尤其是在同等行駛工況下降低對驅動電動機的性能要求，故在新的實驗方案中采用減速型電動輪[15]。 通過查詢相關文獻，電動輪的電動機、減速裝置和車輪之間的結構布置關系大致有如下這兩種方法，其結構如圖 2.3所示： (1)電動輪與固定速比減速器制成一體，而減速器的輸出軸經(jīng)過傳動軸驅動車輪，如圖 2.3 (a)所示，這種結構可以借助萬向節(jié)將傳動軸傾斜布置，可以將電動機安裝在車架上，使電動機和減速裝置的質量全部或者部分成為簧載質量，達到減小非簧載質量的目的，利用改善車輛的操縱性和平順性。 (2)電動機與固定速比減速裝置同軸制成一體，并在其中安裝制動器、車輪軸承等零部件，輪胎直接安裝在減速裝置的輸出端上，如圖 2.3 (b)所示，電動輪質量全部是非簧載質量。這種結構可以提供較大的減速比，因此對電動機的轉矩特性要求比較低，同時從電動機到車輪的動力損失較小，且增加了車廂的有用空間。目前這種結構應用最為廣泛。 (a) (b) 圖 2.3 電動輪結構示意圖(M：電動機FC：減速裝置) 綜合分析這兩種結構的優(yōu)缺點，尤其是在對空間的利用優(yōu)勢上，本文研究采用上述的第二種結構，同時，這樣的布置方式對于制動裝置、承載裝置的安裝也更為有利。 2.2 輪邊減速器的傳動方案 在探尋輪邊減速器結構方案之前，首先分析對使用于微型電動汽車電動輪模塊的輪邊減速器的要求。鑒于微型電動轎車在動力性能上的要求以及整車布置情況，可以大致對此輪邊減速器提出如下的設計要求： (1)從技術先進性、生產(chǎn)合理性和實用要求出發(fā)，正確地選擇性能指標(如傳動比、傳動效率等)、重量和主要尺寸，提出整體設計方案，并在整體方案下對各零部件設計提供參數(shù)和設計要求； (2)要求所設計的輪邊減速器結構緊湊、重量輕、安全可靠性高、造型美觀、維修方便、運動協(xié)調(diào)等； (3)零部件布置合理，方便制動器、懸架、轉向拉桿、橫向穩(wěn)定桿等與減速器相匹配零部件的設計與安裝； (4)具有較強的抗沖擊和抗振動的能力，運動較平穩(wěn)[14]。 在常見的機械傳動中，可以作為減速傳動的傳動型式有：齒輪傳動、渦輪蝸桿傳動、帶傳動、鏈傳動、液力傳動以及一些特殊的連桿機構等。而渦輪蝸桿傳動是垂直方向的傳動，對于驅動電機的布置以及輪轂空間的利用都極為不利；從傳動效果來看，液力傳動裝置(如液力耦合器)是能夠實現(xiàn)輪邊減速要求的，并且能實現(xiàn)無級變速，但是液力傳動不僅需要與動力機有很好的匹配，同時還要配備相應的供油、冷卻和操作控制系統(tǒng)，這使減速系統(tǒng)變得復雜，不可取。而齒輪傳動具有其傳動可靠、傳動效率高、所占空間小等優(yōu)點，而成為輪邊減速裝置的一種理想選擇。 齒輪傳動應用于輪邊減速裝置，其工程實例已經(jīng)很廣泛。其中．普通圓柱齒輪式輪邊減速器是由一對圓柱齒輪構成，可以將主動齒輪置于從動齒輪的垂直上方或者將主動齒輪置于從動齒輪的垂直下方等兩種方案。第一種方案可以提高汽車的離地間隙，某些雙層公交車，為了降低汽車的質心高度和車廂的地板高度，提高汽車的穩(wěn)定性和乘客上下車的方便性，便將圓柱齒輪減速器的主動輪置于從動輪的下方。 普通圓柱齒輪輪邊減速器結構型式簡單，零部件少，但是如果將其作為微型電動汽車電動輪減速裝置，其不足之處很明顯：為了保證傳動比，即使將驅動電機輸出軸端的齒輪直徑盡量減小，但是與之嚙合的齒輪的直徑仍然較大，如果將驅動電機軸置于輪轂從動齒輪上方，則會使驅動電機質心位置升高，不利于汽車的穩(wěn)定性；相反地，如果將驅動電機軸置于輪轂從動齒輪下方，由于電動汽車車輪直徑較小，就必然會使電機的離地間隙較小很多，從而降低了汽車的通過性。這都不是理想的設計目標[14]。 而齒輪減速傳動的另一種型式—行星齒輪傳動，則很適合于如前所述的設計要求。其依據(jù)是行星齒輪傳動有如下主要特點： (1)結構緊湊、重量輕、體積小。由于行星齒輪傳動具有功率分流和動軸線的運動特性，而且各中心輪成共軸線式的傳動，以及合理地應用內(nèi)嚙合。因此，可使其結構非常緊湊。由于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷，故使得每個齒輪受到的載荷較小，所以，可采用較小的模數(shù)。此外，在結構上充分采用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其結構緊湊、重量輕，而承載能力卻很大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和重量約為普通齒輪傳動的1/2—1/6； (2)傳動比較大。只需要選擇適當?shù)男行莻鲃拥念愋图芭潺X方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而得到很大的傳動比。應該指出，即使在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、重量輕的優(yōu)點; (3)傳動效率高。由于行星齒輪傳動的對稱性，即它具有數(shù)個均勻分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于提高傳動效率。在傳動類型選擇適當、結構布置合理的情況下，其效率可以達到0.97~0.99; (4)運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力強，由于采用了數(shù)個相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和震動的能力強，工作較可靠。 雖然行星齒輪傳動需要優(yōu)質材料、結構復雜、制造和安裝也較困難。但是隨著人們對行星齒輪傳動技術進一步深入地了解和掌握，以及對國外行星齒輪傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的制造安裝問題，目前已不再視為一件困難的事情。實踐表明，在具有中等技術水平的工廠也是完全可以制造出比較好的行星齒輪機構的。 從以上論述可以看出，無論是從傳動型式上，還是從制造加工的可操作性上，行星齒輪作為此減速驅動型電動輪的減速器都是可行的。因此輪邊減速器采用行星齒輪傳動結構。 行星齒輪傳動的類型很多，分類方法也不少。國內(nèi)主要采用的是前蘇聯(lián)B.H·庫的略夫采夫提出的按照行星齒輪傳動機構的基本構件分類的方式。把行星齒輪傳動的基本代號設為：K—中心輪，H—轉臂，v—輸出軸。行星齒輪的分類有：2K—H、3K和K—H—V三種基本形式，而其他結構型式的行星齒輪傳動大都是以上三種結構的演化型式或組合形式。 同時，2K—H型行星齒輪結構具有制造簡單、安裝方便、外形尺寸小，重量輕、傳動效率高等特點，雖然3K及K—H—V型也有傳動比大、效率高等特點，但考慮到外形尺寸、重量以及制造的難易程度等因素，在此設計中選擇2K—H型行星齒輪結構作為輪邊減速器的傳動形式。再綜合考慮2K-H型傳動中不同傳遞方案的優(yōu)缺點，在此設計中采用NGW(即2K—H(A))型負號機構，因為NGW型行星齒輪傳動除具有一切2K—H型行星齒輪傳動的特點，并且傳動比不受限制、不受工作制度和使用功率的限制。所謂2K—H負號機構，即指當轉臂固定時，行星齒輪的中心輪與外齒圈的轉向相反，或者表示為轉臂固定時的傳動比iH<0。在微型電動汽車上，由于結構緊湊，因此空間對于輪邊減速器的設計是一個限制因素，也因此在此設計中選擇單排圓柱行星齒輪減速器是較理想的型式。 單排圓柱行星齒輪減速器有如圖 2.4的三種結構方案。該分類方式主要是依據(jù)行星齒輪機構中何為主動件、何為從動件和以及何為固定件。 (a) (b) (c) 1.中心輪; 2.齒圈; 3.轉臂; 4.行星輪; 5.半軸; 6.橋殼; 7.驅動車輪 圖 2.4 單排圓柱行星齒輪式輪邊減速器的機構方案簡圖 各種單排圓柱行星齒輪傳動，都能夠起到減速效果。但是為了體現(xiàn)減速型電動輪的優(yōu)勢，降低對驅動電機的要求并充分利用電機的性能，所以其減速比不能太低，總合考慮輪轂驅動電機的轉速、體積、質量與電動汽車行使速度的關系，如將減速比選定在=4-6左右，則是比較合理的，在滿足汽車行駛要求的同時也能選擇到合適的驅動電動機。 現(xiàn)在從減速比入手，分析各種單排圓柱齒輪傳動是否滿足減速比要求。所謂行星齒輪機構的傳動比，和普通齒輪機構一樣，是指該輪系中輸入構件的角速度(或轉速)與輸出機構角速度(或者轉速)之比。確定行星齒輪機構的傳動比時，既要確定其傳動比的大小，又要確定輸入構件和輸出構件之間的轉向關系，即兩構件的回轉方向是相同還是相反。 對于由圓柱齒輪組成的定軸輪系，它的傳動比等于其輸入齒輪的角速度(或轉速)與輸出齒輪的角速度(或轉速)之比，且等于其輸入、輸出齒輪之間所有各對齒輪中的從動輪齒數(shù)的乘積與所有各對齒輪中的主動輪齒數(shù)的乘積之比；即定軸輪系的傳動比計算公式為： （2.1） 式中： 、—定軸輪系中輸入輪、輸出輪的角速，rad／s； 、—定軸輪系中輸入輪、輸出輪的轉速，r／min； m—定軸輪系中外嚙合齒輪的對數(shù)。 由上式可以看出，如果的為正值，則表示輸出輪B與輸入輪A的回轉方向相同；如果為負值，則表示輸出輪B與輸入輪A的回轉方向相反。 根據(jù)傳動方案簡圖求其傳動比和其基本構件的角速度，或根據(jù)給定的傳動比來求各輪的齒數(shù)，這就是行星傳動機構運動學的主要研究任務。在本設計中，傳動比的設定考慮了以下因素：行星齒輪減速裝置的配齒原理、電動汽車行使情況、輪轂電動機的特性參數(shù)、輪邊減速器的體積最小目標下的優(yōu)化等。 對于行星傳動機構傳動比的計算方法，通常有兩大類：(1)由轉臂固定法和力矩法等組成的分析法；(2)由速度圖解法和矢量法等組成的圖解法。在本文中采用應用較方便的轉臂固定法。 轉臂固定法又稱為轉化機構法或相對速度法。這種傳動比計算方法的特點是：根據(jù)相對運動原理，如果給整個行星機構加上一個與轉臂日的角速度()大小相等、方向相反的公共角速度(一)，則行星機構中各構件之間的相對動關系仍然保持不變。但是，原來以角速度運動的轉臂H變?yōu)殪o止不動的構件。于是，該行星齒輪機構便轉化為一般的定軸輪系情況。這種方法的關鍵在于根據(jù)相對運動原理，將原來以角速度運動的轉臂H變?yōu)楣潭ú粍拥臉嫾? 下面我們定義一些計算符號。設定中心輪為a，行星輪為g，內(nèi)齒圈為b，轉臂為H，表示中心輪a相對于轉臂H的相對角速度與內(nèi)齒圈b相對于轉臂H的相對角速度之比值，即。 對于2K·H(A)型傳動的相對傳動比 （2.2） 式中： P一齒圈b與中心輪a的齒數(shù)比，即，稱為2K-H(A)型的參數(shù)，一般，取P=2~8。 同理有 將上兩式相加可得： 所以當內(nèi)齒圈固定，即=0，中心輪a輸入，轉臂H輸出時，根據(jù)公式，可得型行星傳動的傳動比為： （2.3） 同理，當轉臂固定，即=0，中心輪a輸入，內(nèi)齒圈b輸出時，可得行星傳動的傳動比為： （2.4） 當中心輪固定，即，內(nèi)齒圈b輸入，轉臂H輸出時，可得型行星傳動的傳動比： （2.5） 考慮電動汽車輪轂電動機的輸出功率、輸出轉矩等特性與電動汽車行使性能要求之間的關系，初將電動汽車輪邊減速器的傳動比設定為=5。 對于圖 2.4的結構(c)，其傳動比為式(2.5)所示，因為2K-H(A)型行星齒輪機構的特征參數(shù)P一般取P=2～8。因而傳動比=1.125—1.5，此傳動比下，對輪轂電動機的功率、尤其是轉矩特性要求較高，必須要求輪轂電動機的所能提供的轉矩變化范圍很寬，方可滿足電動車在不同工況行使時對輸入轉矩的要求，這些要求對于電動機的設計和制造都是不合理的，即減速器因傳動比過小起不到減速器應有的效果。因此在此擯棄圖 2.4 (C)所示的結構。 對于圖 2.4 (a)和(b)所示的結構，從傳動比這個因素來看，兩種結構都是可選的。但是(b)方案傳動比(式(2.3))是(a)方案(式(2.4))傳動比的倍，增加傳動比對于輪轂電動機的性能特性有利。因為在選取輪轂電動機時，在一定范圍內(nèi)盡量選取額定轉速高的有利。電機的額定功率給定后，若額定轉速高一些，體積就會小一些，耗材(銅線和磁體)也會少一些，而效率還可以更高一些。由于電動汽車的設計行使速度較低，較大的減速比更適合高轉速的電動機。同時也能降低電動機的轉矩變化寬度，從而降低對輪轂電動機的性能要求。 以上僅是從傳動比比較，作者在設計初期以結構(a)為輪邊減速器的減速方案，對輪邊減速器進行了嘗試行設計，即采用中心輪輸入、行星架固定、內(nèi)齒圈輸出的行星齒輪傳動形式。 將電動機的外殼與行星架固定在一起，電動機輸出軸通過花鍵與中心輪傳動軸相聯(lián)接，內(nèi)齒圈、制動盤通過螺栓與輪轂上的隔板相固結，其截面如圖 2.5輪輞外側裝配弧形板，對輪輞內(nèi)部的減速器零部件其保護作用。 圖 2.5輪邊減速器結構方案一 這種結構方案具有如下優(yōu)點： (1)具有合適的傳動比。作者按照電動汽車的基本參數(shù)及要求，所設計的這套結構具有i=4的傳動比，對于微型電動汽車較為合適。 (2)節(jié)省傳動空間。結構簡單，充分利用了車輪的內(nèi)部空間，這對于電動機以及懸架的布置空間有利。 (3)重量降低。由于省去了行星減速器橋殼，減少了零部件個數(shù)、減輕了重量，對于減小非簧載質量有利。 同時，本設計方案中也存在一些不足之處： (1)輪輞需要定制。由于輪邊減速器與輪輞的特殊聯(lián)接形式，因此需要按照此設計方案定制輪輞。而在汽車設計中，輪輞常作為標準件選用，尤其是對單件設計而言。 (2)對輪轂的支撐剛度和強度要求較高。由于傳動方式的限制，為了能為行星齒輪傳動部分提供安裝空間，因此只能將輪輞的寬度增加。同時，固定不動的轉臂是通過軸承與輪輻相聯(lián)接的，從而對輪輞及輪輻的支撐剛度和強度要求較高。 (3)輪側弧形板安裝困難。為了密封行星齒輪傳動裝置，因此只能在車輪外側添加輻板，這在安裝上也會產(chǎn)生較復雜的結構。 而結構(b)在滿足減速要求的同時，其支承情況也較方案(a)合理，輪輻固連橋殼通過軸承支撐在行星減速器的橋殼上，將卡鉗和懸架的支點設計在行星減速器的橋殼上，這有利于簡化結構。 通過以上的對比，得出的結論是：結構圖 2.4 (b)更適合于本文的結構設計。即以行星齒輪傳動作為微型電動汽車輪邊減速器的減速連主體，且行星傳動系采用圖 2.4 (b)所示的中心輪為主動件、行星輪為從動件、齒圈固定的形式。 這種結構方案具有如下優(yōu)點： (1)具有合適的傳動比。作者按照電動汽車的基本參數(shù)及要求，所設計的這套結構具有i=4的傳動比，對于微型電動汽車較為合適。 (2)節(jié)省傳動空間。結構簡單，充分利用了車輪的內(nèi)部空間，這對于電動機以及懸架的布置空間有利。 (3)重量降低。由于省去了行星減速器橋殼，減少了零部件個數(shù)、減輕了重量，對于減小非簧載質量有利。 同時，本設計方案中也存在一些不足之處： (1)輪輞需要定制。由于輪邊減速器與輪輞的特殊聯(lián)接形式，因此需要按 照此設計方案定制輪輞。而在汽車設計中，輪輞常作為標準件選用，尤其是對單件設計而言。 (2)對輪轂的支撐剛度和強度要求較高。由于傳動方式的限制，為了能為行星齒輪傳動部分提供安裝空間，因此只能將輪輞的寬度增加。同時，固定不動的轉臂是通過軸承與輪輻相聯(lián)接的，從而對輪輞及輪輻的支撐剛度和強度要求較高。 (3)輪側弧形板安裝困難。為了密封行星齒輪傳動裝置，因此只能在車輪外側添加輻板，這在安裝上也會產(chǎn)生較復雜的結構。 而結構(b)在滿足減速要求的同時，其支承情況也較方案(a)合理，輪輻固連橋殼通過軸承支撐在行星減速器的橋殼上，將卡鉗和懸架的支點設計在行星減速器的橋殼上，這有利于簡化結構。 通過以上的對比，得出的結論是：結構圖 2.4 (b)更適合于本文的結構設計。即以行星齒輪傳動作為微型電動汽車輪邊減速器的減速連主體，且行星傳動系采用圖 2.4 (b)所示的中心輪為主動件、行星輪為從動件、齒圈固定的形式。 2.3 本章小結 本章主要完成的內(nèi)容是歸類并比較了適用于輪邊減速器的傳動形式，在方案對比論證中找到了合理的設計方案。  第3章 輪邊驅動的參數(shù)確定及關鍵零部件的設計 3.1 驅動電機性能參數(shù)的確定 3.1.1 整車性能要求 微型電動車的原始性能參數(shù)： 1)整車滿載質量：1000kg 2)最高車速： 60km／h 3)最大爬坡度：20％ 4)0一30km／h加速時間：不大于8秒 5）車輪半徑R：275mra 6）減速比i：·5 3.1.2 驅動電機參數(shù)計算(兩輪驅動) (1)按最大爬坡度要求估算電機峰值轉矩 以l0km／h的時速爬20％的最大坡度時，電機應滿足如下轉矩要求： （3.1） 式中R代表輪胎半徑，F(xiàn)代表計算所得阻力。 克服阻力所需要的功率： （3.2） 取Mmax=60Nm。此時單個電機需提供大于5960.5／2=2980W的功率。 (2)電機額定功率估算 設汽車以V(km／h)的時速行駛作為電機額定工況，地面滾動阻力： ，又因電機內(nèi)阻隨著轉速的提高而增大，所以滾動阻力要比此計算值大，計算后取取值250N，則滾動阻力為： （3.3） 設V=30 km／h， 輪轂電機扭矩： （3.4） 克服阻力所需要的功率： （3.5） 輪轂電機額定功率： Po=2366．67／2=1183．34W。為保證安全性留有余量，取額定功率：Po=1500W。電動汽車正常工況下的車速為30km／h。額定轉矩Mo=P／w=1500／30=50Nm。故電機額定轉矩為。 （3）按汽車加速性要求估算電機峰值功率 設汽車在秒內(nèi)，啟動加速到時速 (km／h)，則其加速慣性力為 （N） （3.6） 加速期間的行駛總阻力為 （N） （3.7） 行駛所需的功率需求為 （W） （3.8） 電機轉矩為 （Nm） （3.9） 電機功率為 （W） （3.10） 設秒， 則 (N) （3.11） （W） （3.12） 故電機峰值功率應大于5523.5W，可取。 （4）最高車速下的電機功率校驗 設最高車速為，則此時的風阻為 （3.13） 地面滾動阻力，，此時電機轉速較高，內(nèi)阻增大，所以滾動阻力要比此計算值大，取與額定功率計算中相同的值。 總阻力為： （3.14） 輪邊力矩： M=F／2×0．275 （3.15） 輪邊所需總功率為： （3.16） 輪轂電機功率： （3.17） 設=60km／h。 此時，=386N，M=53Nm，P=6433／2=3216W<5600w。 (5)120V輪轂電機綜合性能指標確定 最后，我們列出了電機所需的參數(shù)，如表3.1所示。 表3.1 20V微型電動場館車用內(nèi)轉子—減速型輪轂電機特性參數(shù) 名 稱 單個電機 2個電機總功率 電機額定功率(kw) 1.5 3.0 電機峰值功率(kw) 5.6 11.2 電機額定轉矩(Nm) 10 電機峰值轉矩(Nm) 60 電機額定轉速(rpm) 1450（30km/h） 初定減速比5 電機最高轉速(rpm) 2900(60 km/h) 初定減速比5 3.2 減速器關鍵零部件的設計 3.2.1 行星齒輪傳動齒數(shù)分配應滿足的條件 (1)傳動比條件 在行星齒輪傳動過程中，各齒輪齒數(shù)的選擇必須確保實現(xiàn)所給定傳動比ip的大小，對于2K-H(NGW)型： （3.18） （3.19） 式中： —相對于太陽輪b，以太陽輪a為輸入，行星架x為輸出時系統(tǒng)的傳動比。 (2)鄰接條件 在設計行星齒輪傳動時，為了進行功率分流，而提高其承載能力，同時為了減少其結構尺寸，使其結構緊湊，經(jīng)常在太陽輪a和行星架內(nèi)齒輪b之間均勻的、對稱的布置幾個行星輪c。為了使各行星輪不產(chǎn)生碰撞，必須保證它們齒頂之間在其連心線上有一定的問隙，即兩相鄰行星輪的頂圓半徑之和應小于其中心距LC[17]。即： （3.20） 式中： ,—分別為行星齒輪C齒頂圓半徑和直徑。 —行星齒輪的個數(shù)。 —相鄰兩個行星齒輪中心之間的距離。 —a，c 齒輪嚙合副的中心距。 本減速器選取=3。 (3) 同心條件：保證中心輪和行星架軸線重合條件下的正確嚙合，為此幾對嚙合齒輪間的中心距必須相等。 (4) 安裝條件 在行星齒輪傳動中，如果僅有一個行星輪，即np=1，只要滿足上述同心條件就能保證裝配。為了提高承載能力，大多采用幾個行星輪。同時，為了使嚙合時的徑向力相互抵消，通常，將行星輪均勻的分布在行星傳動的中心圓上。 所以，對于具有np>1的行星齒輪傳動，除了應滿足同心條件和鄰接條件外，其余各輪的齒數(shù)還必須滿足安裝條件，對于本論文中的2Z-X(A)型行星齒輪傳動而言，其安裝條件為：兩中心輪a和b的齒數(shù)和(za+zb)應為行星輪數(shù)np的倍數(shù)。綜合考慮上述情況，當中心距一定時，齒數(shù)取多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。同時，齒數(shù)多則模數(shù)小、齒項圓直徑小，可使滑動比減小，因此磨損小、膠合的危險性也?。徊⑶矣帜軠p少金屬的切削量，節(jié)省材料，降低N-v成本。但是齒數(shù)增多則模數(shù)減少，輪齒的抗彎強度降低，因此，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。 根據(jù)上述條件，根據(jù)文獻[33]，本文確定的各個數(shù)據(jù)如下： =19，=29，=77。 故而，傳動比=5.05263。 3.2.2 齒輪受力分析和強度設計計算 小齒輪選擇材料為40Gr(調(diào)質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質)，硬度為240HBS。 工作壽命6×300×8×60×1450=1.2x109次 電機輸出軸額定扭矩為： To=10Nm 電機輸出軸最大扭矩為： Tmax=60Nm 中心輪每個功率分流上所承受的轉矩為 =3.33N·m 按齒面接觸強度初算小齒輪分度圓直徑d1 （3.21） 式中： Kd一算式系數(shù)，對于鋼對鋼配對的齒輪副，直齒輪傳動Kd=768。 KA一使用系數(shù)，由文獻[17]結合實際工況，表6—7查得KA=1.5。 一綜合系數(shù)，由文獻[17]，表6—5查得=2.2。 一計算齒輪強度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻[17]，,圖7-9查得=1.45。 —齒寬系數(shù)，由文獻[18]，表10—7查得=0.6。 u—齒數(shù)比，即=1.47。 一試驗齒輪的接觸疲勞強度，由文獻[17]，表6—13查得700MPa． 其中a輪選擇45 Gr(調(diào)質)，c輪選擇45鋼(調(diào)質)。且齒輪材料和熱處理均達到中等要求。 計算得: d1=34.55mm 結合系統(tǒng)結構需要，我們?nèi)1=38mm。 (2)按齒根彎曲強度初算齒輪的模數(shù)m 齒輪模數(shù)m的初算公式為： （3.22） 式中： Km一算式系數(shù)，由文獻[17]對于直齒輪傳動，km=1.2l。 KA一使用系數(shù)，由文獻[33]，表6—7查得KA=1.5。 KFp一計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)： KFp=1+1.5(KHp-1)=1.675 KFE一綜合系數(shù)，由文獻[17]，表6—5查得KFE=1.9。 YFa1一小齒輪齒型系數(shù)，由文獻[18]，表10—5查得YFa1=2.85。 一齒寬系數(shù)，由文獻[18]，表10—7查得=0.6。 一試驗齒輪的彎曲疲勞強度，由文獻[17]表6—28，結合和2中較小的，得=300MPa。 計算得：m=1.1。 考慮到汽車行駛的不同工況，為了使其具有足夠的彎曲疲勞極限以及合適的接觸疲勞強度，我們?nèi)=2。 3.2.3 齒面接觸強度的校核計算 (1)齒面接觸疲勞強度的校核計算 （3.23） （3.24） 式中： 一使用系數(shù)，由文獻[17]，表6—7查得=1.5。 一動載系數(shù)，由文獻[17]，表6—6查得=1.2。 一計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，由于本設計中的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于l，故 =1。 一計算接觸強度的齒間載荷分配系數(shù)，由文獻[17]，表6—9查得=1.0。 一計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，由文獻[17]，可取。 一小齒輪分度圓直徑。 Ft一端面內(nèi)分度圓上的名義切向力。 b一工作齒寬，b=·d=22.8mm。 u-齒數(shù)比，即u==1.47。 ZH一節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由文獻[17]，公式6—61算得ZH=2.5。 ZE一彈性系數(shù)，由文獻[17]，表6—10查得，ZE=189.8。 Zr一重合度系數(shù)，由由文獻[17]，式6—63計算得Zr=1.15。 一螺旋角系數(shù)，對于直齒輪，=1。 計算得： 317.89Mpa 512.12Mpa 許用接觸應力 （3.25） 式中： 一試驗齒輪的接觸疲