畢業(yè)設計--電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計

1、<p><b>　　本科學生畢業(yè)設計</b></p><p>　　電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計</p><p>　　系部名稱： 汽車與交通工程學院 </p><p>　　專業(yè)班級： 車輛工程B07-11班 </p><p>　　學生姓名： </p>

2、<p>　　指導教師： </p><p>　　職 稱： </p><p><b>　　二○一一年六月</b></p><p>　　The Graduation Design for Bachelor's Degree</p&

3、gt;<p>　　Design of Electric Wheel Drive Systems</p><p>　　Heilongjiang Institute of Technology</p><p>　　2011-06·Harbin</p><p><b>　　摘 要</b></p><p&

4、gt;　　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。</p><p>　　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，增強了電機內轉子驅動型電動輪在電動汽

5、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

6、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。</p><p>　　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</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　With improving environmental p

7、rotection 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 advant

8、ages, 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.<

9、;/p><p>　　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 contri

10、bute 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

11、 decrease weight and volume as well as save to material，the researcher optimized</p><p>　　Key words: Wheel Reducer；Electric Vehicle；Electric Wheel；Planetary Gear Reducer；Electric Motor</p><p>&l

12、t;b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要I</b></p><p>　　AbstractII</p><p><b>　　第1章緒論1</b></p><p>　　1.1課題的來源和背景1</p><p>　　1.2國內外

13、研究現(xiàn)狀2</p><p>　　1.3本文的研究思路與內容6</p><p>　　第2章輪邊減速器設計7</p><p>　　2.1電動輪的類型及選擇7</p><p>　　2.2輪邊減速器的傳動方案10</p><p>　　2.3本章小結17</p><p>　　第3章

14、輪邊驅動的參數(shù)確定及關鍵零部件的設計18</p><p>　　3.1驅動電機性能參數(shù)的確定18</p><p>　　3.1.1整車性能要求18</p><p>　　3.1.2驅動電機參數(shù)計算(兩輪驅動)18</p><p>　　3.2減速器關鍵零部件的設計21</p><p>　　3.2.1行星齒輪

15、傳動齒數(shù)分配應滿足的條件21</p><p>　　3.2.2齒輪受力分析和強度設計計算23</p><p>　　3.2.3齒面接觸強度的校核計算24</p><p>　　3.2.4其他相關零部件的設計計算28</p><p>　　3.3輪邊減速器的潤滑32</p><p>　　3.4輪邊減速器零部件

16、之間的裝配關系32</p><p>　　3.5本章小結33</p><p>　　第4章行星齒輪傳動的傳動結構的設計34</p><p>　　4.1行星齒輪傳動的均載機構34</p><p>　　4.2行星齒輪傳動的齒輪結構設計35</p><p>　　4.3本章小結38</p>&l

17、t;p><b>　　結論39</b></p><p><b>　　參考文獻40</b></p><p><b>　　致謝41</b></p><p><b>　　附錄A42</b></p><p><b>　　附錄B46</

18、b></p><p><b>　　緒 論</b></p><p><b>　　課題的來源和背景</b></p><p>　　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

19、些問題的途徑。</p><p>　　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。</p><p>　　在這個大背景下，上?？莆瘏f(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

20、中“全浮式支承結構輪邊減速器的研制一課題。</p><p>　　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?？梢苑譃榧袉坞姍C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：</p><p>　　(1)使得傳

21、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。</p><p>　　(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

22、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。</p><p>　　(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)。</p><p>　　在己研制成功的“春暉’’系列電動車上，前后輪均采用了

23、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

24、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。</p><p>　　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、輕量化等內容進行分析研究。</p><p><b>　　國內外研究現(xiàn)狀</b>

25、</p><p>　　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)

26、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。</p><p>　　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，

27、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、高性能的內轉子電動機，其

28、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</p><p>　　國內，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

29、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264

30、V，雙后輪直接驅動。</p><p>　　國內，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20

31、04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。</p><p>　　圖 1.1KAZ電動汽車 圖 1.2 Eliica電動汽車</p><p>　　圖 1.3 Eliica電動汽車

32、 </p><p>　　圖 1.4 TM4一電動輪系統(tǒng)</p><p>　　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

33、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

34、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</p><p><b>　?。╝） 前輪</b></p><p><b>　?。╞） 后輪

35、</b></p><p>　　圖 1.5 KAZ電動輪系統(tǒng)結構圖</p><p>　　本文的研究思路與內容</p><p>　　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

36、與研究。</p><p>　　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。</p><p>　　第3章對關鍵零部件進行了研究和設計。</p><p>　　第4章行星齒輪傳動的齒輪結構設計。</p><p><b>　　輪邊減速器設計</b></p><p>

37、;<b>　　電動輪的類型及選擇</b></p><p>　　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

38、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。</p><p>　　而輪邊減速器，作為輪邊驅動的一個選擇裝置，在傳統(tǒng)

39、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

40、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。</p><p>　　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。</p><p&g

41、t;　　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。</p><p>　　(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

42、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]。</p><p>　　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

43、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。</p><p>　　(a) 直接驅動型 (b) 減速驅動型</p><p>　　圖 2.1電動輪系統(tǒng)結構

44、示意圖</p><p>　　圖 2.2“春暉二號”輪邊驅動系統(tǒng)</p><p>　　(2)內轉子驅動型電動輪，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轉子

45、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。</p><p>　　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

46、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]。</p><p>　　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：</p>

47、<p>　　(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。</p><p>　　(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

48、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。</p><p>　　(a) (b)</p><p>　　圖 2.3 電動輪結構示意圖(M：電動

49、機FC：減速裝置)</p><p>　　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。</p><p>　　輪邊減速器的傳動方案</p><p>　　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

50、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：</p><p>　　(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；</p><p>　　(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)調等；</p>

51、<p>　　(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；</p><p>　　(4)具有較強的抗沖擊和抗振動的能力，運動較平穩(wěn)[14]。</p><p>　　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

52、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。</p><p>　　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

53、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。</p><p>　　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

54、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]。</p><p>　　而齒輪減速傳動的另一種型式—行星齒輪傳動，則

55、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：</p><p>　　(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嚙合承載能力大和內齒圈本身的可容體積

56、，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；</p><p>　　(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;</p><p>　　(3)傳動效率高。由于行星齒輪傳動的對稱性，即

57、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;</p><p>　　(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

58、可靠。</p><p>　　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。</p><

59、;p>　　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。</p><p>　　行星齒輪傳動的類型很多，分類方法也不少。國內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：

60、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。</p><p>　　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

61、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。<

62、/p><p>　　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。</p><p>　　(a) (b) (c)</p><p>　　1.中心輪; 2.齒圈; 3.轉臂;

63、4.行星輪; 5.半軸; 6.橋殼; 7.驅動車輪</p><p>　　圖 2.4 單排圓柱行星齒輪式輪邊減速器的機構方案簡圖</p><p>　　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

64、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。</p><p>　　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。</p>&

65、lt;p>　　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：</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p><b>　　式中：</b>&

66、lt;/p><p>　　、—定軸輪系中輸入輪、輸出輪的角速，rad／s；</p><p>　　、—定軸輪系中輸入輪、輸出輪的轉速，r／min；</p><p>　　m—定軸輪系中外嚙合齒輪的對數(shù)。</p><p>　　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。<

67、/p><p>　　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。</p><p>　　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；

68、(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。</p><p>　　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。

69、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?lt;/p><p>　　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的相對角速度與內齒圈b相對于轉臂H的相對角速度之比值，即。</p><p>　　對于2K·H(A)型傳動的相對傳動比</p><p><b>　

70、?。?.2）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　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。</p><p><b>　　同理有 </b></p><p>　　將上兩式相加可得： </

71、p><p>　　所以當內齒圈固定，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：</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p>　　同理，當轉臂固定，即=0，中心輪a輸入，內齒圈b輸出時，可得行星傳動的傳動比為：</p><p><b>　　（2.4）</b>

72、</p><p>　　當中心輪固定，即，內齒圈b輸入，轉臂H輸出時，可得型行星傳動的傳動比：</p><p><b>　?。?.5）</b></p><p>　　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。</p><p>　　對于圖 2.4

73、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。</p>

74、<p>　　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

75、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。</p><p>　　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、內齒圈輸出的行星齒輪傳動形式。</p><p>　　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，內齒圈、制動盤通過螺栓與

76、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，對輪輞內部的減速器零部件其保護作用。</p><p>　　圖 2.5輪邊減速器結構方案一</p><p>　　這種結構方案具有如下優(yōu)點：</p><p>　　(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。</p><

77、p>　　(2)節(jié)省傳動空間。結構簡單，充分利用了車輪的內部空間，這對于電動機以及懸架的布置空間有利。</p><p>　　(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。</p><p>　　同時，本設計方案中也存在一些不足之處：</p><p>　　(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

78、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。</p><p>　　(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。</p><p>　　(3)輪側弧形板安裝困難。為了密封行星齒輪傳動裝置，

79、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。</p><p>　　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。</p><p>　　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

80、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。</p><p>　　這種結構方案具有如下優(yōu)點：</p><p>　　(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。</p><p>　　(2)節(jié)省傳動空間。結構簡單，充分利用了車輪的內部空

81、間，這對于電動機以及懸架的布置空間有利。</p><p>　　(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。</p><p>　　同時，本設計方案中也存在一些不足之處：</p><p>　　(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</p><p>　　照此設計方案定制

82、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。</p><p>　　(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。</p><p>　　(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

83、加輻板，這在安裝上也會產(chǎn)生較復雜的結構。</p><p>　　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。</p><p>　　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

84、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。</p><p><b>　　本章小結</b></p><p>　　本章主要完成的內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。</p><p>　　輪邊驅動的參數(shù)確定及關鍵零部件的設計</p><p&g

85、t;　　驅動電機性能參數(shù)的確定</p><p>　　其他相關零部件的設計計算</p><p>　　(1)電機輸出軸平鍵的計算</p><p>　　結合設計的實際，本文選用平頭平鍵聯(lián)接，規(guī)格為6x6x12。</p><p><b>　　強度校核：</b></p><p>　　對于采用常見的材料組合和

86、按標準選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接(靜聯(lián)接)，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此一般只按照擠壓應力進行強度校核計算。工作面上的應力為：</p><p><b>　　（3.29）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　一傳遞的扭矩，因為車輛要經(jīng)常的停車，啟動，

87、故本計算用電機的最大扭矩計算，=60Nm。</p><p>　　一鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，=0.3mm。</p><p>　　一鍵的工作長度，=20mm。</p><p>　　一軸的直徑，=20mm。</p><p><b>　　計算得：</b></p><p><b>　　=100MP

88、a。</b></p><p>　　由文獻[18]，表6—2，設計滿足要求。</p><p>　　(2)半軸的設計計算</p><p>　　半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理的確定其計算載荷。</p><p>　　半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況：</p><p>　　縱向力X2，(驅動

89、力或制動力)最大時()，附著系數(shù)取0.8，沒有側向力作用。</p><p>　　側向力最大時，其最大值發(fā)生在側滑時，為，側滑時輪胎與地面的側向滑動系數(shù)在計算中取1.0，沒有縱向力作用[18]。</p><p>　　垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為，為動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側向力作用。</p><p>　　由于車輪承受的縱向力Z，側向

90、力K值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有</p><p><b>　?。?.30）</b></p><p>　　故縱向力最大是不會有側向力作用，側向力最大是不會有縱向力作用。</p><p>　　全浮式半軸的設計計算時，縱向力按照最大附著系數(shù)計算，即</p><p>　　對于驅動車輪來說，按照驅動電機折算到輪邊的轉

91、矩計算：</p><p>　　或 （3.31）</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　一驅動電機的最大轉矩(由于車輛要經(jīng)常性的停車啟動，故我們這里計算時采用電機的最大轉矩值)。=60Nm。</p><p>　　一電機到輪邊的傳動效率。由文獻機械原理p383，

92、=0.98。</p><p>　　一減速器傳動比。=5.0526。</p><p>　　一車輪滾動半徑。=0.275m</p><p><b>　　計算得：</b></p><p><b>　　或=1089N。</b></p><p><b>　　故輪邊計算轉矩為&

93、lt;/b></p><p><b>　　294Nm</b></p><p>　　半軸材料選取45#鋼，安全系數(shù)1.5，則其扭轉許用應力可取</p><p>　　=490～588MPa。</p><p>　　結合結構設計，校核過程如下：</p><p>　　=358.88MPa</p&

94、gt;<p><b>　　故滿足設計要求。</b></p><p>　　(3)半軸花鍵擠壓應力的校核</p><p>　　本設計選用30度標準壓力角漸開線平底花鍵聯(lián)接。</p><p><b>　?。?.32）</b></p><p><b>　　式中：</b>&

95、lt;/p><p>　　一載荷分配不均勻系數(shù)，與齒數(shù)的多少有關，由文獻[18]P107，取0.8。</p><p>　　z一花鍵的齒數(shù)，設計中取20。</p><p>　　一齒的工作長度，=20mm。</p><p>　　h一花鍵齒側面的工作高度，h=m=1.5mm。</p><p>　　一花鍵的平均直徑，。</p&

96、gt;<p>　　由文獻[18]，表6—3查得，[]=100～140MPa</p><p><b>　　計算得：</b></p><p><b>　　=93.75MPa</b></p><p><b>　　滿足要求。</b></p><p>　　(4)行星齒輪銷的

97、校核計算</p><p>　　圖 3.1給出了銷的受力簡圖：</p><p>　　圖 3.1銷釘受力示意圖</p><p><b>　　圖中：</b></p><p><b>　　一銷受的剪切力。</b></p><p>　　一太陽輪作用于行星輪的齒面切向力。</p&g

98、t;<p>　　一殼體作用于行星輪的齒面切向力。</p><p>　　故，銷釘所受剪切力為：</p><p><b>　?。?.33）</b></p><p><b>　　計算得：</b></p><p><b>　　=15.3Mpa</b></p>

99、<p>　　查表的其許用剪切應力為80MPa，故銷的設計滿足要求。</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　一電機最大輸出扭矩(由于車輛要求經(jīng)常性的啟動，故我們用最大值計算)，這里取60Nm。</p><p><b>　　一銷外徑。</b></p><p><

100、;b>　　一銷內徑。</b></p><p>　　(5)行星齒輪軸承的校核．</p><p>　　根據(jù)結構要求，我們選取型號為1000804的深溝球軸承。已知電機的額定轉速為1450rpm，額定轉矩為10Nm，額定功率為1.5KW，通過減速比，折算到軸承上的相關參數(shù)為：軸承的徑向載荷=175N。由減速器的結構我們知道，軸向載荷在這里可以忽略不計。軸承轉速為760rpm，預

101、期壽命為6000h。</p><p>　　故軸承計算時的當量載荷為：</p><p><b>　　。</b></p><p><b>　　軸承當量動載荷：</b></p><p><b>　?。?.34）</b></p><p>　　而我們所選的軸承的當

102、量動載荷為2650N，可見根據(jù)結構上的需要而選擇的軸承是滿足要求的。</p><p>　　(6)減速器橋殼的設計計算</p><p>　　輪邊減速器的橋殼在輪邊減速器中起著至關重要的作用。橋殼將作為內齒圈、主支承軸承的支承件，且與內齒圈、彈性銷一起構成行星輪系的均載裝置，驅動電動機、懸架、轉向拉或橫向穩(wěn)定桿、制動卡鉗等裝置都是固結在橋殼上的．還起著存儲潤滑油的作用。如圖 3.2所示，橋殼外

103、部設計了分別與車輛懸架、制動鉗、轉向拉桿或者穩(wěn)定桿相聯(lián)接的凸緣部A、B、C．同時左右兩側的減速器橋殼采用相同的型坯，這為加工制造提供了方便、降低了制造費用。橋殼凸緣B可用于制動鉗安裝，由于設計了聯(lián)接板，則只需要改變聯(lián)接板結構就可以實現(xiàn)減速器橋殼與不同型式制動鉗的安裝，這也使得輪邊減速器的加工制造更簡單、造價更低。</p><p>　　圖 3.2輪邊減速器橋殼外形輪廓圖</p><p>&l

104、t;b>　　輪邊減速器的潤滑</b></p><p>　　減速器在運轉過程中，發(fā)生點蝕、輪齒折斷、膠合等失效故障，通常是由于潤滑油膜被破壞、接觸溫度的升高以及潤滑油中存在磨粒等原因，使得齒輪出現(xiàn)微觀可視點蝕、宏觀可視點蝕、膠合以及微磨損等失效問題，從而造成減速器不能正常工作[18]。同時，潤滑還能夠起到防銹的作用。所以，在設計中需要提出減速器的潤滑方案。</p><p>

105、　　通常，閉式齒輪傳動的潤滑方式有浸油潤滑和噴油潤滑兩種，一般根據(jù)齒輪的圓周速度來定采用哪種潤滑方式。一般來說，當齒輪的圓周速度小于12m／s時，常將齒輪浸入油池進行潤滑。由于行星齒輪傳動系統(tǒng)的轉速較低，且齒輪的半徑較小，中心輪的圓周速度只有2.28m/s，因此采用浸油潤滑，為了減少潤滑油更換次數(shù)，適當?shù)卦黾育X輪浸油深度，使其在l0~20mm之間。同時由于所設計的行星齒輪傳動系統(tǒng)所承受的載荷較低，所以采用中載荷工業(yè)齒輪油[7]。<

106、/p><p>　　為了防止?jié)櫥屯庑?，需要在電動機與減速器橋殼的配合面上增加l~2mm的密封圈。</p><p>　　輪邊減速器零部件之間的裝配關系</p><p>　　為了使制動卡鉗、車輪輪轂、主軸承等零部件便于安裝，在設計中還引入了輪轂支承件。通過輪轂支承件解決車輪輪轂、制動盤、主軸承等零部件的安裝問題[11]。</p><p>　　輪邊減速

107、器的總裝配圖如圖 3.3所示。此結構為全浮式半軸型斷開式驅動橋，承載合理。采用行星輪系減速裝置，以行星輪系的中心輪輸入，行星架輸出的傳動方式，較好地達到了電動汽車的性能要求。同時，電動汽車懸架、制動裝置、轉向拉桿以及橫向穩(wěn)定桿的安裝，常受到安裝位置以及空間的制約，本設計較好地解決了以上裝置的安裝問題[5]。所開發(fā)的輪邊減速器具有重量輕、結構緊奏、傳動比高的特點。</p><p>　　1．傳動半軸2．電機軸3．中心

108、輪4．行星輪5．支承銷軸6．軸承7．輪邊驅動電機8．齒圈9．定位銷10．橋殼11．聯(lián)接板12．制動鉗13．制動盤14．輪轂支承件15．螺栓16．限位螺母17．軸端擋板18．軸承19．限位擋板20．螺栓21．輪輞</p><p>　　圖 3.3電動汽車斷開式驅動橋輪邊減速器剖面結構示意圖</p><p><b>　　本章小結</b></p><p&g

109、t;　　本章主要完成的內容：本章圍繞輪邊驅動方案的參數(shù)確定與設計，根據(jù)整車性能參數(shù)要求，計算了兩輪驅動時單個驅動電機所需的性能參數(shù)，給出了詳細的結果，對輪邊驅動的相關零件進行了設計校核。探討了輪邊減速器的潤滑方式。</p><p>　　行星齒輪傳動的傳動結構的設計</p><p>　　行星齒輪傳動的均載機構</p><p>　　為了使行星輪間載荷分布均勻，以提高行星

110、齒輪傳動的承載能力，在設計行星齒輪傳動時，一般應設法采取行星輪間載荷分布均勻措施。從而，有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易裝配，且使行星齒輪傳動輸入的功率能通過所有的行星輪進行傳遞，即可進行功率分流。根據(jù)該機構的功用和工作情況，通?？刹捎没緲嫾拥木d機構，以及聚用彈性件和彈性支撐的均載措施。</p><p>　　(1)中心輪a浮動：中心輪a通過齒輪聯(lián)軸器與電機輸入軸相連接。當輸入軸上施加力矩時，中心

111、輪a與3個行星輪嚙臺，各齒輪副的嚙合處便產(chǎn)生嚙合作用力。若行星輪各軸心在圓周上是勻稱地布置的，由于齒輪聯(lián)軸器對中心輪a在徑向上的自動補償作用，最終可使各嚙合作用力相等，且組成等邊的力三角形，而各力形成的力矩與外力矩平衡，即使各行星輪間的載荷分布均勻。故在此情況下，其載荷分布不均勻系數(shù)KP的值等于l。</p><p>　　由于中心輪a的體積小、質量小，結構簡單，浮動靈活；與其連接的均載機構較容易制造．且便丁安裝，故