第三章 参数确定与关键部件设计
3.1 车辆性能需求
(1)车重：1T;
(2)车速：>60km\h;
(3)0-30 km\h加速时长：≤8s;
(4)最大爬坡角度：20度;
(5)减速比i=5;
(6)车轮半径：275mm;
3.2 按最大爬坡角度估算峰值扭矩：
当车辆以时速十公里，爬二十度的坡路时，电机应满足转矩要求：
(R为轮胎半径，F为阻力)
克服阻力耗费功率为：
取Mmax为60牛米。则每个电机至少需要提供大于5961/2=2980W的功率。
3.3 额定功率估算：
假设电车以时速V的额定工况行驶，滚动摩擦阻力为。
由于电机的内阻会随转速提高而不断增大，因而实际的滚动阻力要比计算值更大，取为250N，则滚动阻力为：
(N)
设V为30 km\h，则：
电机扭矩为：
克服阻力所耗费功率为：
电机之额定功率为：
Po=2366.67/2=1183.34W。
为保证安全性留有余量，取额定功率Po为1500W。
电动汽车于日常环境下行驶的平均速度约为30 km\h。其额定转矩为：
Mo=P/w=(1500/30)=50 Nm。
所以得出电机之额定转矩应为：
。
3.4 按加速要求估算电机的峰值功率
设秒内，汽车从静止加速到时速，则其加速的惯性力为：
(N)
加速过程中总的阻力为：
(N)
行驶所需要的功率为：
(W)
电机的转矩为：
(Nm)
功率为：
(W)
设秒，，则
(N)
(w)
由此可得，电机的峰值功率应大于5523.5W，可取：
3.5 最高车速下，电机功率的校验：
假设最高车速为，则这时的风阻为：
地面滚动阻力。由于高速下，电机内阻变大，故滚阻大于该数值，最终取值与额定功率计算中相同。
阻力总和为：
;
轮边转矩：
M=F\2×0.275;
轮边所需功率总和为：
;
轮边电机功率为：
;
假设=60km\h。
则F=386N，P=6433\2=3216w<5600w，M=53Nm。
3.6 轮边电机(20V)指标参数：
|
名 称 |
单个电机 |
2个电机总功率 |
|
电机额定功率(kw) |
1.5 |
3.0 |
|
电机峰值功率(kw) |
5.6 |
11.2 |
|
电机额定转矩(Nm) |
10 |
20 |
|
电机峰值转矩(Nm) |
60 |
120 |
|
电机额定转速(rpm) |
1450（30km/h） |
初定减速比5 |
|
电机最高转速(rpm) |
2900(60 km/h) |
初定减速比5 |
第四章 行星齿轮传动结构设计
4.1 行星齿轮的均载机构
为使行星轮之间的载荷均匀分布，提高传动的平稳度和承载力。在设计行星齿轮之时，都需要设法使轮间的负载均匀地分布。如此可以在一定程度上降低零件的制造精度和装配难度。并且使原动机的动力能均匀地分散开来，通过全部的行星轮来进行传递。如此一来，不但可以使传动更加平稳，还避免了某一零件单独承受负荷过重而缩短寿命。
根据情况不同，均载机构又大致可分为基本构件浮动的结构，以及弹性支撑件的结构。
(1)中心轮浮动：中心轮a与电机输出轴由齿轮联轴器相连。当电机输出转动时，中心轮与三个行星轮相啮合，彼此接触的齿面间便产生了作用和反作用力。
若各行星轮的轴心在圆周上均匀、等距分布。则齿轮联轴器的径向补偿作用，可平衡各行星轮的啮合力，而等边三角形的结构又最为稳定，可使各行星轮间均匀分担载荷。
在此情况下，负载不均匀系数KP =1。
中心轮a体积小，重量轻，浮动灵活。且其与附属部件结构简单，均便于制造、安装，故普及率相对较高，应用广泛。
尤其是当有三个行星轮时，中心轮a浮动的方法均载效果甚佳。
若以双齿联轴器作为均载机构，则被联接件之间允许存在一定程度的角位移和径向移动，浮动效果更好。
(2)弹性支承均载：内齿轮与箱体之间，以弹性套销相连。当载荷偏移，仅作用于单独某个行星轮时，压力便会使弹性元件发生形变，从而补偿了误差。
这种通过弹性件形变而使各行星轮间负载均匀的方法，显著优点在于零件数量较少，不需要另外的机械结构，且由于支撑件本身具有弹性，因而具有良好的减震性能，这是刚性组件所不能比拟的。
但缺点在于浮动的范围有限，因而对制造精度要求较高，且由于弹性元件不断变形的过程中存在损耗，故耐久性会受影响。
图4.1 弹性支承
4.2中心轮结构设计
根据NGW型行星齿轮传动的工况，承载的转速与扭矩高低等情况，对中心轮的结构进行设计。因为其直径d较小，可以直接采用齿轮轴的形式，将输入轴与中心轮二者制成一体。这样不但方便生产加工，也可减少不必要的零件数量。
(中心轮的)轮齿部分既可置于阶梯轴的末端，也可置于两个轴肩之间。在三行星轮的结构中，由于各齿轮副受力平衡，且没有径向负载，因此即便置于阶梯轴末端也不会有太大影响。
图4.2中心轮
中心轮的输入轴，一端采用向心球轴承安装于箱体之上。另一端则使用滚针轴承与转臂连接。当中心轮浮动的过程中，轴和浮动齿轮联轴器的轴套加以连接。
图4.3 向心球轴承 图4.4 轴和联轴器的连接
图4.5 行星轮系简图
在行星轮系中，内齿圈的结构与其使用场合及安装方式等诸多因素都息息相关。同时还应考虑到装配和加工工艺性等问题。对于固定的内齿圈，在圆周方向上，可采用凸缘、销、键或紧定螺钉等加以固定。而对于转动的内齿圈，还可使用薄壁圆筒状结构，以加强齿圈的柔性。借以得到较好的缓冲与均载效果。
图4.6 外齿圈
4.3 行星轮结构设计
行星轮的结构取决于传动类型，转速高低，承载的负荷以及安装方式等诸多因素。
通常情况下，行星轮应在内孔中安装心轴或轴承，并与行星架配合。由于行星轮是支撑于动轴上的齿轮，因此需要保证良好的转动，故而在行星轮系中，通常选择滚动轴承加以支承。
为缩短轴向尺寸，使结构紧凑，故将耐磨性好的滚动轴承置于行星轮的轮缘内部。
图4.7 行星轮
4.4 转臂结构设计
转臂是行星轮系的重要部件，它的合理程度直接影响了行星齿轮的运转和承载能力。
结构优越的转臂，质量轻，动平衡性好，外廓尺寸小，同时要具备足够的刚度和强度，能令各轮之间的负载更均匀的分布。减小噪音和振动，更要具备较好的平顺性和较大的承载力。
由于转臂是行星轮的承载件，不但自身需要转动，还需要容纳小齿轮等诸多零件，故结构相当复杂，需要很高的制造及装配精度。尤其是当它作为行星轮系的输出端时，需要承担最大的输出转矩。
图4.8 行星架
当行星轮个数np≥2时，往往使用具备较佳刚性的整体双侧版式转臂。当速比比较大时，通常要把行星轮的轴承安装到其轮缘孔内。因而，在此种情况下，采用此结构的转臂较为合理。
转臂的加工过程中，应尽量提高行星轮心轴孔的同轴度和位置精度，以减小载荷分布的不均匀性。
图4.9行星齿轮减速器剖面图
图4.10 装配图
4.5 润滑
任何机械的运转，都需要润滑来保证正常工作。不论是传统的发动机、变速箱还是差速器，都需要加入机油来实现降温，润滑，防锈。一旦润滑失效，则齿轮之间发生磨损、点蚀、胶合，甚至卡死折断等的可能性就会大大提高。轻者影响工作效率，重者引发安全事故。
对于闭式齿轮传动，通常可以采用浸油或喷油两种润滑方式。一般情况下，当转速不高时，使用浸油润滑更加简单方便。为了保证润滑效果，浸油深度可设置为10到20毫米。但为防止泄漏，则需要额外安装橡胶圈等密封件。
图4.10 油封
图4.11 爆炸图
结论
本文从轮边驱动电车的优点出发，结合结构参数与实际工况，设计了一套能满足小型电动车辆行驶需求的轮边减速器。
此次设计，为轮边电机驱动汽车提供了一个可行性的方案。主要的研究成果大致如下：
(1.)对轮边驱动电车的优缺点进行了分析，可知随着时代的发展，电动车的普及程度将越来越高。
(2.)归纳了轮边减速器的几种不同形式，结合实际，分析得出了适合本文的最终方案——行星结构的轮边减速器。
(3.)针对行星传动的不同结构进行筛选，最终确定了以中心轮为主动件，内齿圈固定，行星轮从动的方案。并对其结构进行设计。最终得到图纸和设计参数。这次设计的过程，是将所学知识综合运用的过程，这段时间的学习研究更令我受益匪浅。囿于学力限制及有限的时间，设计难免粗糙凿枘，未尽足美。希望在以后的工作之余，能设法加以改善。
