輪邊驅動系統(tǒng)輪邊減速器設計

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1、 目錄 摘要 3 Abstract. 4 0文獻綜述 5 0.1輪邊驅動系統(tǒng)發(fā)展背景 5 0.2輪邊驅動系統(tǒng)國內外發(fā)展現(xiàn)狀 5 1引言 7 2研究基本內容 7 3輪邊驅動系統(tǒng)方案設計 7 3.1驅動系統(tǒng)方案選定 7 3.2減速裝置方案選定 8 4輪邊驅動系統(tǒng)齒輪傳動設計 10 4.1輪邊減速器的傳動嚙合計算 10 4.1.1確定齒輪滿足條件，進行配齒計算 10 4.1.2齒輪材料及熱處理工藝的確定 11 4.1.3齒輪配合模數(shù)m計算 12 4.1.4幾何尺寸計算 13 4.1.5齒輪傳動嚙合要素計算 13 4.1.6齒輪強度校核 14 5輪邊減速器行

2、星齒輪傳動的均載機構選取 21 6各傳動軸的結構設計與強度校核 23 6.1電機軸設計 23 6.2行星軸設計 23 6.3輸出軸設計 24 7減速器潤滑與密封 24 8輪邊驅動系統(tǒng)三維建模與仿真 25 8.1驅動系統(tǒng)齒輪零件建模 25 8.2行星架建模 27 8.3殼體與端蓋建模 28 8.4總裝配爆炸模型 30 8.5輪邊驅動系統(tǒng)運動仿真 31 8.5.1運動仿真建模 31 9總結 32 參考文獻 33 致謝 35 基于Pro/E的小型電動車輪邊驅動系統(tǒng)設計與運動仿真 摘要：電

3、動汽車一般使用可再生能源，其能源多元化與高效化，在城市交通中，可以實現(xiàn)極低排放，甚至零排放。目前電動車能源主要來自電力，在眾多的驅動系統(tǒng)形式中，采用輪邊減速驅動系統(tǒng)結構形式是目前的主要發(fā)展方向。目前輪邊驅動系統(tǒng)主要采用的是輪轂電機，這種電機成本較高，制造過程復雜，并且主要應用于大型電動轎車上，在小型電動車上采用結構簡單的輪邊驅動系統(tǒng)還較少，本文提出了由一級2K-H (NGW)型行星傳動組成的小型電動汽車用輪邊驅動系統(tǒng)，并按照齒根彎曲強度和齒面接觸強度計算公式對各級齒輪進行了設計；對各級齒輪、軸、軸承等進行了強度和壽命校核；對行星架的結構、齒輪箱的結構進行設計，并根據設計結果畫出小型電動汽車輪邊

4、驅動系統(tǒng)零件圖和總裝圖。 關鍵詞：行星齒輪減速器；輪邊驅動系統(tǒng)；輪邊減速器；NGW；輪轂電機； Based on the Pro/E small electric wheel driving system design and simulation Abstract：Electric vehicles generally use of renewable energy,In the urban transport,the energy diversification and efficiency can achieve

5、very low emissions, or even zero emission.Now EV energy mainly from electricity.In the form of different drive systems,The Reducer Beside the Wheels is the main development direction.In-wheel motor is mainly used in Direct Wheel Drives System.Because the high cost of this motor, difficult to manufac

6、ture and mainly used in large-scale electric car,The simple structure side-wheel drive system is less in the small electric car.This paper presents a Small electric vehicle using the side-wheel drive system that consisting of Principle of 2K-V Type Planetary Transmission.and design all the gears acc

7、ording to formulas of bending fatigue strength of the tooth root and the surface contact fatigue strength of the gears; And checking the life and strength of all the gears, shafts, bearings and so on; And design the structure of planet shelf, gears box and shafts. And draw the part drawings and asse

8、mbly drawing of the side-wheel drive system according to the results of the design . Key Words: Planetary gear reducer;side-wheel drive system; Reducer Beside the Wheels; NGW;In-wheel motor ; 0文獻綜述 0.1輪邊驅動系統(tǒng)發(fā)展背景 隨著世界經濟的發(fā)展，環(huán)境與能源的沖突現(xiàn)象越來越明顯。據統(tǒng)計，石油預計將在五十年左右消失殆盡，煤也只能維持一百年左右，然

9、而，汽車行業(yè)的耗能卻占石油資源的三分之二。為了改善人文環(huán)境，降低能耗，各國都在尋找不同的解決辦法，這使得具有節(jié)能環(huán)保汽車有了進一步的發(fā)展。電動汽車一般使用可再生能源，其能源多元化與高效化，在城市交通中，可以實現(xiàn)極低排放，甚至零排放。 目前電動車能源主要來自動力，在眾多的驅動系統(tǒng)形式中，采用輪邊減速驅動系統(tǒng)結構形式是目前的主要發(fā)展方向。輪邊減速驅動系統(tǒng)廣泛運用于各種交通系統(tǒng)中，例如：電動自行車、電動摩托車、電動輪椅、礦用車輛、電動轎車等； 圖0.1 輪轂電機應用領域 Fig0.1 In-wheel motor applications 不同的應用場合對輪邊驅動系統(tǒng)的結構形式和技術

10、性能等都提出了不同的要求，相應的產生了各種輪轂電機系統(tǒng)及其特色技術。本文主要的研究方向是小型電動汽車用輪邊驅動系統(tǒng)。 0.2輪邊驅動系統(tǒng)國內外發(fā)展現(xiàn)狀 電動汽車的發(fā)明由來已久，但是真正意義上采用輪邊減速驅動系統(tǒng)的電動汽車，是20世紀初保時捷制造的。隨著電動汽車技術的發(fā)展，電機控制與機械制造工藝不斷完善，輪邊驅動系統(tǒng)已經有了長足進步。 在國外，很多國家都在研究采用輪邊驅動系統(tǒng)的電動汽車，其中日本為主要研究國家。1991年與東京電力公司共同開發(fā)的4座電動汽車IZA，采用Ni2Cd電池為動力源，以4個額定功率為6.8kW、峰值功率達到25kW 的外轉子式永磁同步輪轂電機驅動， 最高速度可達17

11、6km /h；1996年，該小組聯(lián)合日本國家環(huán)境研究所研制了采用輪邊驅動系統(tǒng)的后輪驅動電動汽車ECO，該車的輪邊驅動系統(tǒng)選用永磁直流無刷電動機，額定功率為6.8kW，峰值功率為20kW，并匹配一行星齒輪減速機構；2001年，該小組又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)，安裝了8個車輪，大大增加了該車的動力，從而使該車的最高速度可以達到311km /h。KAZ的輪邊驅動系統(tǒng)采用高轉速、高性能內轉子型電動機，其峰值功率可達55kW， 0～100km/h 加速時間達到8s。為了使電動機輸出轉速符合車輪的實際

12、轉速要求，KAZ的電動輪系統(tǒng)匹配了一行星齒輪減速機構。 法國TM4公司設計的一體化輪邊驅動系統(tǒng)采用外轉子式永磁電動機，將電動機轉子外殼直接與輪輞相連，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，省卻制動鼓的結構，減小了輪邊驅動系統(tǒng)的質量，集成化設計程度相當高。該輪邊驅動系統(tǒng)所使用的永磁無刷直流電動機的性能非常高，其峰值功率可達到80kW，峰值扭矩為670Nm，最高轉速為1385r/min，額定功率為18.5kW，額定轉速為950r/min，額定轉矩為180Nm額定工況下的平均效率可達到96.3%。 在國內，雖然對于輪邊減速系統(tǒng)

13、的研究起步較晚，但是也取得了一定進展。比亞迪在04年在北京車展上展出了ET概念車，采用輪邊減速驅動系統(tǒng)由四個輪邊電機獨立驅動。同濟大學也自主研制了“春暉”系列燃料電池概念車。哈爾濱工業(yè)大學愛英斯電動汽車研究所研制開發(fā)的EV96-1型電動汽車也采用外轉子型輪轂電機驅動系統(tǒng)，選用一種稱為“多態(tài)電動機”的永磁式電動機，兼有同步電動機和異步電動機的雙重特性，其額定功率為6.8kw，峰值功率為15kw，集成盤式制動器，風冷散熱。 1引言 電動汽車一般使用可再生能源，其能源多元化與高效化，在城市交通中，可以實現(xiàn)極低排放，甚至零排放。 目前電動車能源主要來自電力，在眾多的驅動系統(tǒng)形式中

14、，采用輪邊減速驅動系統(tǒng)結構形式是目前的主要發(fā)展方向。 本設計在充分了解了輪邊驅動系統(tǒng)的構造形式、工作原理、實際應用等情況的基礎上，從齒輪箱的強度和動力學等方面考慮，按照本科階段所學習到的機械設計的相關設計方法，先全面的分析了各齒輪的受力情況，再按照任務書中功率、傳動比、壽命、可靠性、大體的尺寸等條件，從齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度兩個方面設計、選取和校核了該輪邊驅動系統(tǒng)傳動齒輪箱的主要零部件。 2研究基本內容 目前輪邊驅動系統(tǒng)主要采用的是輪轂電機，這種電機成本較高，制造過程復雜，并且主要應用于大型電動轎車上，在小型電動車上采用結構簡單的輪邊驅動系統(tǒng)還較少，所以本文提出解決方案，

15、主要研究內容： （1） 對小型電動汽車整體驅動系統(tǒng)分析，從而確定具體驅動電機要求、整體結構、懸架結構。 （2） 細節(jié)設計：根據驅動電機的參數(shù)，確定系統(tǒng)參數(shù)—傳動比、轉速、零件尺寸等，從而確定輪邊驅動系統(tǒng)的機械結構。 （3） Pro/E參數(shù)建模仿真：將設計系統(tǒng)進行參數(shù)化建模，并運用pro/E進行運動仿真。 3輪邊驅動系統(tǒng)方案設計 3.1驅動系統(tǒng)方案選定 輪邊驅動系統(tǒng)方案首先要考慮輪轂電機的結構形式，目前輪轂電機的主要結構形式有兩種：內轉子型和外轉子型。大多數(shù)電動汽車當前都是外轉子型結構形式，其主要采用的是低轉速電機，電機一般轉速不高，所以這種外轉子型輪轂電機無需減速裝置。但因其外

16、轉子一般都與電動汽車輪轂相連，所以結構比較緊湊，同時帶來的缺點就是制造成本的增加。相比外轉子型輪轂電機，內轉子型輪轂電機一般采用帶有減速裝置的高轉速電機，這種驅動系統(tǒng)結構簡單，制造成本低，維護方便，非常適合選擇作為小型電動汽車的輪邊驅動系統(tǒng)。因此本設計采用帶有減速裝置的高轉速內轉子型驅動系統(tǒng)。電動機作為電動汽車的驅動部分，其參數(shù)直接影響所驅動電動汽車的最高行駛速度、爬坡能力和加速能力。根據要求，首先確定電動機參數(shù)要求，本設計所設計的電機參數(shù)如下表格： 表3.1 電機特性參數(shù) Tab.3.1 Motor parameters 電機額定功率 電機峰值功率 電機額定轉矩 電機峰值轉矩

17、 電機額定轉速 電機最高轉速 3.5KW 15KW 10Nm 50Nm 3500rpm 12000rpm 3.2減速裝置方案選定 具有減速的齒輪裝置很多，但是目前多數(shù)輪轂電機的減速機構都采用行星齒輪傳動方式，主要是因為其具有重量輕、結構緊湊、傳動比高等優(yōu)點；在行星齒輪傳動中，具有多種傳動方式，選擇一種合理的傳動方式，可以使輪邊驅動系統(tǒng)有緊湊的結構，合理的重量。目前行星齒輪傳動方式主要由以下幾種： （1）K-H-V擺線針行星齒輪傳動，如圖3.2.1，其特點是傳動比較大，效率較高，并且傳動過程中多齒數(shù)參與嚙合，其承載能力大，傳動平穩(wěn)且噪音低；但其生產制造困難，零件成本及精

18、度高。 （2）NGW型行星齒輪傳動，如圖3.2.2，其特點是結構緊湊簡單、傳動比范圍大、占用空間小、質量輕便、制造成本低等。適用多種工作環(huán)境，單級傳動比一般3～9較合適。 （3）NW型行星齒輪傳動，如圖3.2.3，其有NGW型行星齒輪傳動優(yōu)點，如結構簡單、傳動比范圍大、占用空間小、質量輕便等，同時其比NGW型行星齒輪傳動更加緊湊；但是其安裝復雜，成本高。 圖3.2.1 K-H-V擺線針行星齒輪傳動 Fig3.2.1 K-H-V cycloid planetary gear 圖3.2.2 NGW型行星齒輪傳動 Fig3.2.2 NGW type planetary

19、 gear 圖3.2.3 NW型行星齒輪傳動 Fig3.2.3 NW type planetary gear 小型電動汽車一般要求成本較低、結構簡單、維護方便，所以在選用輪邊驅動系統(tǒng)減速裝置時，要注意其要求，NGW型行星齒輪傳動因為結構緊湊簡單、傳動比范圍大、占用空間小、質量輕便、制造成本低等優(yōu)點，可以選用。雖然單級傳動比較低，但是設計方案傳動比在6左右，所以滿足傳動比要求。 根據上述過程的選擇，確定輪邊驅動系統(tǒng)的初步方案，方案見圖3.2.4如下： 圖3.2.4 方案圖 Fig3.2.4 Program chart 4輪邊驅動系統(tǒng)齒輪傳動設計 4.1輪邊

20、減速器的傳動嚙合計算 4.1.1確定齒輪滿足條件，進行配齒計算 （1）傳動比條件 對于NGW型行星齒輪減速器，傳動比條件為，。 （2）鄰接條件 圖4.1 鄰接條件 Fig4.1 Adjacency condition 在行星齒輪傳動中，為了提高承載能力，減少機構的尺寸，并考慮到動力學的平衡問題，常在太陽輪與內齒輪之間均與對稱地布置幾個行星齒輪，為使兩相鄰兩個行星齒輪不相互碰撞，要求其齒頂圓有一定的間隙，稱為鄰接條件。 由表4-1，np一定時，按鄰接條件決定參數(shù)，在滿足傳動比條件為6的條件下，可選行星齒輪數(shù)np為3或4. （3）同心條件 行星齒輪傳動裝置的特點為輸入與輸

21、出是共軸線的，即各中心論的軸線與行星架軸線是重合的，為保證中心論和行星輪架軸線重合條件下的正確嚙合，由中心論和行星輪組成的各嚙合副的實際中心距必須相等，稱為同心條件。 對于NGW型行星齒輪減速器傳動，其同心條件為： 。 （4）裝配條件 一般行星齒輪傳動中，行星齒數(shù)大于1，要使幾個行星輪能均勻的裝入，并保證與中心論正確嚙合而沒有錯位現(xiàn)象，應具備的齒數(shù)關系既為裝配條件。 對于NGW型行星齒輪傳動，其裝配條件為： 中心論a所轉過的角度ψa一定滿足其周節(jié)對的中心角的整數(shù)倍M，可得M=。整理可得M===整數(shù)。 利用比例法進行NGW型輪邊齒輪減速器

22、齒數(shù)計算： Za：Zg：Zb：M=Za：：: 取np=3，=6可得： Za：Zg：Zb：M=Za：2Za: 5Za: 2Za，為避免發(fā)生最小齒數(shù)根切現(xiàn)象，應取Zmin≥17，初取Za=20.則Zb=100，Zg=40。M=40為整數(shù)，滿足各項條件，實際傳動比=1+=1+5=6。 4.1.2齒輪材料及熱處理工藝的確定 （1） 太陽輪與行星輪：齒輪材料選擇調制剛20CrMnTi，經正火滲碳后淬火，從而獲得較好的齒面硬度和較好的芯部韌性，表面硬度58-62HRC,加工精度為6級。 （2） 內齒圈：齒輪材料選擇20Cr，經滲碳后淬火處理，表面硬度56-62HRC，加工精度為7級。 4.1

23、.3齒輪配合模數(shù)m計算 根據齒輪嚙合傳動的特點，在進行模數(shù)m計算時，可以按齒根彎曲強度初步計算，并進行接觸疲勞強度校核計算。 （1） 按齒面接觸強度強度計算 小齒輪分度圓直徑mm。 其中T1—名義轉矩，單位NM，。 Kd—算式系數(shù)，Kd=720。 KA—使用系數(shù)4，原動機工作特性均勻平穩(wěn)（電動機），工作機的工作特性嚴重沖擊，取KA=1.75。 KHε—綜合系數(shù)，行星齒輪數(shù)np=3，KHε=2.0。 KHp—計算接觸疲勞強度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，np=3，內齒輪浮動，KHp取1.1。 —小齒輪寬度系數(shù)，取0.5。

24、 u—齒數(shù)比，u=2。 —接觸疲勞極限，單位N/mm，=1500N/mm。 帶入公式后d1=18.27mm。 （2） 按齒根彎曲強度校核模數(shù)m 齒輪校核計算公式 其中 Km—算式系數(shù)，Km=11.5 —綜合系數(shù)，查表6-54,取=1.8 KFp—計算彎曲強度的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.1-1）=1.15 YFa1—小齒輪齒形系數(shù)，查表10-52,YFa1=2.73 —彎曲疲勞極限，查表6-294,=350Nmm 根據上述計算，并查表15-26，因較小的模數(shù)可以增加齒輪齒

25、數(shù)，但是也降低了齒根抗彎強度，所以取m=1.25。 4.1.4幾何尺寸計算 表4.1 幾何尺寸數(shù)據表 Tab.4.1 Geometric data table 名稱 太陽輪 行星輪 內齒輪 模數(shù) m=1.25 壓力角 分度圓直徑d 25mm 50mm 125mm 外嚙合 內嚙合 1.25mm - 1.156mm 齒根高hf 1.5625mm 齒全高h 2.8125mm 2.7185mm 齒頂圓直徑da 27.5mm 52.5mm 122.588mm 齒根圓直徑df 21.875mm 46.875mm 128.12

26、5mm 基圓直徑db 23.49mm 46.98mm 117.46mm 中心距 45mm 齒頂圓壓力角 3119′49″ 2630′35″ 1647′11″ 重合度 1.637 1.850 齒寬b 13mm 19mm 25mm 4.1.5齒輪傳動嚙合要素計算 （1） a-g齒輪傳動的重合度計算 = （2） g-b齒輪傳動的重合度計算 4.1.6齒輪強度校核 1.a-g嚙合傳動 （1） 太陽輪強度校核 ①計算載荷 轉矩T計算：。 圓周力Ft計算：。 ②應力循環(huán)次數(shù)Na計算 其中na=3500r/min，=na/6=583.3r

27、/min T—汽車每天工作十小時，使用期限十年，則。 次。 ③各種系數(shù)的計算與選定 1） 使用系數(shù)KA=1.75 2） 動載系數(shù)Kv ，查表5-15，六級精度，取Kv=1.06 3） 齒向載荷分布系數(shù)KHβ，KFβ的確定 其中—運轉初期時計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，可查圖5-35，=1.1（=0.5） KHw—接觸強度跑合影響系數(shù)，查表5-55，KHw=0.95 KFβ0—運轉初期計算彎曲強度時齒向載荷分布系數(shù)，查表5-4，KFβ0=1.08。 KFw—彎曲強度跑合影響系數(shù)，查圖5-55，KFw=1.0 KHe

28、=0.7，KFe=0.8 則 4） 齒間載荷分布系數(shù)KHα及KFα確定 計算，查表6-94， 1.2，其中，則。 5） 查表5-135，取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 6） 彈性系數(shù)ZE= 7） 齒形系數(shù)YFa，查圖6-224取YFa=2.82 8） 應力修正系數(shù)Ysa查圖6-244取Ysa=1.53 9） 重合度系數(shù) 10） 彎曲強度計算得螺旋角系數(shù)， 對于直齒輪，=1，=1 ④齒數(shù)比u=2 ⑤計算接觸應力 ⑥計算接觸應力 ⑦計算彎曲應力 ⑧計算彎曲應力 ⑨計算許用接觸應力 其中—基礎疲勞極限，=1500Nmm ZN

29、T—壽命系數(shù)，Na=1.916*次，取ZNT=1.0 ZL—潤滑系數(shù)，查圖6-174取v40=100mm/s，ZL=0.9 ZV—相嚙合齒間的相對速度，查圖6-184，取ZV=0.89 ZR—齒面粗糙度，ZR=0.9 ZW—齒面工作硬化系數(shù)，因硬度>470HBS，取ZW=1.0 ZX—接觸強度計算的尺寸系數(shù)，根據表6-154，ZX=0.9997 則 ⑩接觸強度安全系數(shù) 11計算許用彎曲應力 其中—彎曲疲勞極限，=350Nmm —試驗齒輪時的應力修正系數(shù)，=2.0 —壽命系數(shù)，取=1.0 —相對齒根

30、圓角敏感系數(shù)，查圖5-225，=0.98 —齒根表面狀況系數(shù)，=0.925 —尺寸系數(shù)，=1.05-0.01m=1 則 12 彎曲強度安全系數(shù) （2） 行星齒輪強度校核 行星齒輪因與太陽輪是統(tǒng)一嚙合副，其計算過程與太陽輪強度校核過程相同，所以直接計算結果如下： ① ②計算接觸應力 ③計算彎曲應力 ④計算彎曲應力 ⑤計算許用接觸應力 ⑥接觸強度安全系數(shù) ⑦計算許用彎曲應力 ⑧彎曲強度安全系數(shù) 2.g-b嚙合傳動 （1）內齒圈強度校核 ①計算載荷 圓周力Ft計算：。 ②應力循環(huán)次數(shù)Nb計算 其中，其中符號代表方向

31、 T—汽車每天工作十小時，使用期限十年，則。 次。 ③各種系數(shù)的計算與選定 1）使用系數(shù)KA=1.75 2）動載系數(shù)Kv ，查表6-64，六級精度，取Kv=1.03 3）齒向載荷分布系數(shù)KHβ，KFβ的確定 其中—齒輪相對于轉臂X的圓周速度及大齒輪齒面硬度HB2對的影響系數(shù)，查圖6-7（a）4線圖取 —齒輪相對于轉臂X的圓周速度及大齒輪齒面硬度HB2對的影響系數(shù)，查圖6-7（b）4線圖取 —齒寬和行星輪數(shù)np對和的影響系數(shù)，查圖6-84取=1.13 4)齒間載荷分布系數(shù)KHα及KFα確定 計算，查表6-94，KHα=1.2=1.38，其

32、中，KFα=1.52 5)查表5-134，取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 6)彈性系數(shù)ZE= 7)重合度系數(shù)確定 8) 載荷作用齒頂時的齒形系數(shù) 查圖6-22，對于內齒輪的齒形系數(shù)近似計算， 9) 載荷作用齒頂圓時應力修正系數(shù) 查圖6-24，對于進行近似計算，取 10)彎曲強度計算得螺旋角系數(shù)， 對于直齒輪，=1，=1 ④齒數(shù)比 ⑤計算接觸應力 ⑥計算接觸應力 ⑦計算彎曲應力 ⑧計算彎曲應力 ⑨計算許用接觸應力 其中—接觸疲勞極限， —壽命系數(shù)，Na=1.916*次，取=1.0 —潤滑系數(shù)，取v40=100mm/s，=0

33、.9 —相嚙合齒間的相對速度，取=0.89 —齒面粗糙度，=0.9 —齒面工作硬化系數(shù)，因硬度>470HBS，取=1.0 —接觸強度計算的尺寸系數(shù)，根據表6-15，=0.9997 則 ⑩接觸強度安全系數(shù) 11計算許用彎曲應力 其中—彎曲疲勞極限，=350Nmm —試驗齒輪時的應力修正系數(shù)，=2.0 —壽命系數(shù)，查表6-6，計算 —相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖5-22，=1.1 —齒根表面狀況系數(shù)，=0.925 —尺寸系數(shù)，=1.05-0.01m=1 則 12 彎曲強度安全系數(shù) （

34、2）行星齒輪強度校核 行星齒輪因與內齒輪是同一嚙合副，其計算過程與內齒輪強度校核過程相同，所以直接計算結果如下： ① ②計算接觸應力 ③計算彎曲應力 ④計算彎曲應力 ⑤計算許用接觸應力 ⑥接觸強度安全系數(shù) ⑦計算許用彎曲應力 ⑧彎曲強度安全系數(shù) 5輪邊減速器行星齒輪傳動的均載機構選取 在行星齒輪傳動結構中，因為采用了多個（np≥2）的行星輪傳動，所以使其具有結構緊湊、質量輕、體積小、承載能力大等優(yōu)點，但是因為輸入齒輪，即太陽輪傳到每個行星輪的載荷分布不均勻，這可能有時在行星齒輪傳動過程中，載荷集中在某一個行星輪上，而其他行星輪閑置，從而造成傳動出現(xiàn)

35、事故，為了解決這種載荷分配不均勻性的問題，在設計制造過程中出現(xiàn)了多種均載機構。 所謂行星齒輪間載荷分布均勻，就是指輸入的中心轉輪傳遞給行星輪的嚙合作用力的大小相等，目前國內外采用較多的均載機構主要由以下幾種： 1.基本構件浮動的均載機構 （1） 中心輪浮動 中心輪浮動一般采用齒輪聯(lián)軸器作為均載機構，在傳動過程中，由于齒輪聯(lián)軸器可以對中心論在徑向上自動補償作用，從而可以使其在傳動過程中各個嚙合作用力相等。 （2） 內齒輪浮動 內齒輪浮動實現(xiàn)方式是通過雙齒聯(lián)軸器將機體與內齒輪連接，從而使內齒輪浮動。 （3） 行星架浮動 行星架浮動一般一般也是通過雙齒聯(lián)軸器將行星架與高低速連接實現(xiàn)浮

36、動。 圖5.1 太陽輪浮動 Fig5.1 Sun wheel floating 圖5.2 內齒輪浮動 Fig5.2 Internal gear floating 對比分析三種浮動方式的特點，采用太陽輪浮動，均載機構易于制造，且結構相對簡單，在行星齒輪np=3時其均載效果較好；采用內齒輪浮動，可以使均載機構結構緊湊，軸向尺寸?。徊捎眯行羌芨?，雖然因受力較大而有利于浮動，但是由于自重過大，產生離心力較大，影響浮動效果，所以不適合本設計。本設計采用軸向尺寸小的內齒輪浮動，并用彈性銷與機體連接。如下圖： 圖5.3 內齒輪浮動 Fig5.3 Internal ge

37、ar floating 6各傳動軸的結構設計與強度校核 6.1電機軸設計 根據輪邊減速器結構特點，對電機軸材料，結構有一定要求，首選按扭轉強度條件計算電機軸直徑，這里選電機軸材料為40Cr，則電機軸直徑 其中：—與材料有關的系數(shù)，查表15-3，。 P—電機額定功率，P=3.5KW。 n—電機額定轉速，n=3500r/min。 則 考慮電機軸與太陽輪采用花鍵連接，對電機軸適當放大，取d=14mm。 6.2行星軸設計 行星軸的軸徑與行星輪的軸承選取有關，而行星輪的孔內徑直徑也與軸承有關，但孔內徑邊緣距離齒根的最小厚度一般不小于全齒高的1.2-

38、1.4倍，即模數(shù)的3倍左右。初算內孔邊緣最小直徑d，，則d=39.38mm。則。 由計算結果可以確定所選軸承最小外徑應，查機械設計手冊深溝球軸承的基本尺寸與數(shù)據，滿足的軸承有較多，但考慮軸承還要受彎矩作用，所以在滿足條件的情況下，應盡量選擇較大的軸承。 根據工業(yè)應用實踐，行星輪內孔設置的軸承直徑一般滿足一下范圍： 0.3*行星齒輪分度圓直徑，則。 0.7*行星齒輪分度圓直徑，則。 查機械設計手冊6，選用軸承代號為61902的深溝球軸承，其中，，。 按行星軸的心軸彎矩進行校核，最小軸徑滿足。 其中：M—心軸彎矩值，因為在軸上齒輪為直齒輪，不受軸向力，所以彎矩。 —許

39、用彎曲應力，對于材料為40Cr的心軸，。 則，所以行星輪心軸滿足強度要求。 6.3輸出軸設計 輸出軸承載的轉矩較大，其強度要求也較高，首先根據扭轉強度強度條件，估算輸出軸最小軸徑。 其中：—與材料有關的系數(shù)，查表15-3，軸用材料為38SiMnMo,。 P—輸出軸功率，P=3.5KW。 n—輸出軸轉速，。 則。 考慮沖擊，花鍵等因素，將軸尺寸適當放大，取。 7減速器潤滑與密封 由于輪邊驅動系統(tǒng)工作平穩(wěn)要求較高；工作環(huán)境差，驅動系統(tǒng)承受沖擊載荷，常年經受酷暑嚴寒和極端溫差的影響，加之所處自然環(huán)境交通不同，以及設計上要求使用壽命長等工作特點，所以

40、保證充分潤滑條件對輪邊驅動系統(tǒng)傳動齒輪箱具有十分重要的意義。良好的潤滑能夠對齒輪和軸承起到足夠的保護作用，從而保證齒輪和軸能正常的工作和具有較高的壽命，所以在設計齒輪箱時，其的潤滑方式也非常重要，不容忽視。同時良好的密封，也起到關鍵作用。 輪邊驅動系統(tǒng)在工作過程中，齒輪由于工作環(huán)境的不同，常發(fā)生點蝕、齒輪折斷和膠合等失效形式；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，一般根據齒輪的圓周速度來確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，轉速低，因此采用浸油潤滑，為了減少潤滑油更換次數(shù)，

41、適當?shù)卦黾育X輪浸油深度，使其在10-20mm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。 8輪邊驅動系統(tǒng)三維建模與仿真 Pro/ENGINEER三維實體建模設計系統(tǒng)是美國參數(shù)技術公司（簡稱PTC）的產品，PTC公司提出的單一數(shù)據庫、參數(shù)化。基于特征和完美關聯(lián)的概念從根本上改變了機械CAD/CAE/CAM的傳統(tǒng)概念，這種全新的設計理念已經成為當今世界機械CAD/CAE/CAM領域的新標準。使用計算機仿真的好處在于完善設計，防止出現(xiàn)錯誤，是設計師用來檢驗自己的設計是否正確的手段之一，另外運動方針也可以用來模擬運動，以及進行相關的力學性能分析等，同時運動

42、仿真還能相當程度的減少產品試加工時的成本投入，縮短設計周期。 8.1驅動系統(tǒng)齒輪零件建模 在Pro/ENGINEER實體建模中，對于齒輪建模，已經參數(shù)化，這樣的優(yōu)點在于：對于不同的齒輪，若只是改變齒輪齒數(shù)，模數(shù)等參數(shù)，則只需在軟件中改變相應的參數(shù)即可得到新的模型，而不需要重新建模，大大減少設計時間。 齒輪建模過程大致如下：單擊菜單欄中“工具”-參數(shù)，在參數(shù)對話框里填入如下參數(shù) 圖8.1.1 參數(shù)對話框 Fig8.1.1 Parameters dialog box 完成齒輪基本圓繪制后，為齒輪添加“關系”，單擊菜單欄“工具”-關系 圖8.1.2 關系對話框 Fig8

43、.1.2 Relationship dialog box 在對話框中添加分度圓直徑、齒頂圓直徑、齒根圓直徑和基圓直徑關系式，并與圖形上尺寸關聯(lián)，確定后再生，即可得到新的基本圓尺寸。 然后再分別創(chuàng)建齒輪輪廓線、齒頂圓實體特征、齒廓曲線等特征，完成一個齒廓后圓周陣列即可得到一個完整的齒輪模型。下圖分別為太陽輪模型、行星輪模型和內齒圈模型。 圖8.1.3 太陽輪 Fig8.1.3 Sun wheel 圖8.1.4 行星輪 Fig8.1.4 Planetary wheel 圖8.1.5 內齒輪 Fig8.1.5 Internal gear 8.2行星架建模

44、 分析行星架主要是旋轉體，所以首先利用旋轉特征來完成主要外形建模，首先建立旋轉草圖，草圖尺寸如下 圖8.2.1 行星架草圖 Fig8.2.1 The planetary frame sketch 旋轉成型后，要將模型內部多余部分切除，利用拉伸切除命令，分別將行星軸孔、內部多余材料切除，然后拉伸出花鍵，最后倒角，完成建模，行星架模型如下 圖8.2.2 行星架 Fig8.2.2 Planetary frame 8.3殼體與端蓋建模 輪邊驅動系統(tǒng)殼體、端蓋、行星軸主要是旋轉體，所以可以按上述方法，分別首先建立草圖，然后旋轉得到所需模型。 圖8.3.1 殼體 F

45、ig8.3.1 Shell 圖8.3.2 左端蓋 Fig8.3.2 The left end cover 圖8.3.4 右端蓋 Fig8.3.4 The right end cover 圖8.3.5 軸承端蓋 Fig8.3.5 Bearing end cover 圖8.3.6 行星軸 Fig8.3.6 Planetary shaft 8.4總裝配爆炸模型 輪邊減速器的裝配基本上都是軸向安裝，在對裝配模型進行爆炸處理時，首選軸向爆炸，其爆炸圖如下： 圖8.4.1 爆炸圖 Fig8.4.1 Explosion 8.5輪邊驅動系

46、統(tǒng)運動仿真 對于輪邊驅動系統(tǒng)運動仿真，主要的目的是查看系統(tǒng)設計結構是否合理，零件是否存在干涉，是否能夠達到初期運動要求。 8.5.1運動仿真建模 輪邊驅動系統(tǒng)主要運動部件是NGW型行星齒輪的嚙合傳動，所以運動仿真的建模，主要是行星齒輪傳動的齒輪嚙合建模，在pro/E中，齒輪嚙合仿真，是通過定義齒輪連接完成的。在打開裝配模型后，選擇應用程序-機構，打開運動仿真界面，然后選擇定義齒輪副連接，如下圖。 圖8.5.1 齒輪副定義 Fig8.5.1 Gear definition 分別按要求對相嚙合的齒輪副定義要素，同時注意旋轉方向，定義完成后定義電機運動參數(shù)，即可進行運動仿真。仿真

47、如下： 圖8.5.2 運動仿真 Fig8.5.2 Motion simulation 通過運動仿真，可以觀察各零件并沒有發(fā)生干涉等問題，滿足初期運動條件，說明設計相對合理。 9總結 本文首先介紹了電動汽車輪邊驅動系統(tǒng)的發(fā)展背景、意義和輪邊驅動系統(tǒng)技術在國內外發(fā)展現(xiàn)狀；對輪邊驅動系統(tǒng)結構形式做了簡要介紹。 本小型電動車用輪邊減速器設計中采用一級NGW行星齒輪傳動設計方案，對傳動系統(tǒng)的主要零部件（齒輪、軸、軸承）進行了的嚴格設計、選擇和校核。并對設計方案建立模型，運用Pro/ENGINEER進行運動仿真。 在歷時幾月的時間里本人主要為本論文做了以下工作： 1） 查閱

48、相關文獻，充分了解電動汽車用輪邊減速器的發(fā)展背景，當前國內外發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展方向。 2）根據已知的輸入輸出轉速計算出總的傳動比，并對傳動比進行了分配；根據功率計算出各軸傳遞的轉矩；根據輪邊減速器的工作要求確定了減速器的傳動形式為一級NGW行星齒輪傳動；根據強度條件設計了輪邊減速系統(tǒng)的各詳細參數(shù)； 3）進行了各級齒輪的結構設計，各級軸的結構設計，各級軸承的選取，潤滑系統(tǒng)的選取，還有各主要零部件強度校核并進行建模運動仿真； 4）根據設計計算結果繪制了小型電動車用輪邊減速驅動系統(tǒng)零件圖和總裝配圖。 以上內容為本學期畢業(yè)設計的主要工作，由于時間和本人知識的限制，內容中尚有一些不完善的地方

49、，懇請老師提出指正。 參考文獻 [1] 吳宗澤，羅圣國. 機械設計課程設計手冊[M].北京：高等教育出版社，2006.5. [2]濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社，2006.5. [3]江先寶.微型電動汽車用輪邊驅動系統(tǒng)的設計與研究[A],2009.03. [4]饒振剛.行星齒輪傳動設計[M].北京：化學工業(yè)出版社，2003.7. [5]馬從謙.漸開線行星齒輪傳動設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1987.10. [6]數(shù)字化手冊編委會.機械設計手冊（新編軟件版）. [7]李征，周榮.電動汽車驅動電機選用方法[J].汽車技術，2007.03.04.

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