车辆工程毕业设计论文-电动车轮边驱动系统设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-电动车轮边驱动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

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 图 所示。 (a) 直接驱动型 (b) 减速驱动型 图 9 图 “春晖二号”轮边驱动系统 (2)内转子驱动型电动轮，如 图 (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 4000r／ min— 20200r／ min 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、成本低；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多次应用于“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，从在使用中所反馈的信息分析，这种驱动模式的确存在加速性能不好、电机成本高、噪声大、振动严重等缺陷。 为了改善这些不足，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 图 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 (a)所示，这种结构可以借助万向节将传动轴倾斜布置，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部分成为簧载质量，达到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 (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。 10 (a) (b) 图 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。 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、安全可靠性高、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 11 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，其不足之处很明显：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，则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，则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 1/2— 1/6； (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，其效率可以达到 ~。 (4)运动平稳、抗冲击和震动的能力强，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。 实践表明， 12 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。 行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少。 国内主要采用的是前苏联 库的略夫采夫提出的按照行星齿轮传动机构的基本构件分类的方式。 把行星齿轮传动的基本代号设为： K— 中心轮， H— 转臂， v— 输出轴。 行星齿轮的分类有： 2K— H、 3K和 K— H— V 三种基本形式，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， 2K— H 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 K— H— V 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 2K— H 型行星齿轮结构作为轮边减速器的传动形式。 再综合考虑 2KH 型传动中不同传递方案的优缺点，在此设计中采用 NGW(即 2K— H(A))型负号机构，因为 NGW 型行星齿轮传动除具有一切 2K— H 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 2K— H 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 图 的 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)。 壳。 图 单排圆柱行星齿轮式轮边减速器的机构方案简图 13 各种单排圆柱行星齿轮传动，都能够起到减速效果。 但是为了体现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 i =46 左右，则是比较合理的，在满足汽车行驶要求的同时也能选择到合适的驱动电动机。 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。 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：   所有主动轮齿数的乘积所有从动轮齿数的乘积mBABAAB nni 1  （ ） 式中： A 、 B — 定轴轮系中输入轮、输出轮的角速， rad／ s； An 、 Bn — 定轴轮系中输入轮、输出轮的转速， r／ min； m— 定轴轮系中外啮合齿轮的对数。 由上式可以看出 ，如果 ABi 的为正值，则表示输出轮 B 与输入轮 A 的回转方向相同；如果 ABi 为负值，则表示输出轮 B 与输入轮 A 的回转方向相反。 根据传动方案简图求其传动比和其基本构件的角速度，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。 14 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 ( H )大小相等、方向相反的公共角速度 (一 H )，则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 H 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 H 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， Habi 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HbHaHabi   。 对于 2K H(A)型传动的相对传动比 pZZi abHb HaHab    （ ） 式中： P 一齿圈 b 与中心轮 a 的齿数比，即abZZp ，称为 2KH(A)型的参数，一般，取P=2~8。 同理有bHbabaHi    将上两式相加可得： 1 HabbaH ii 所以当内齿圈固定，即 b =0，中心轮 a 输入，转臂 H 输出时，根据公式 1 HabbaH ii ，可得 baHA 型行星传动的传动比 baHi 为： pZZii abHabbaH  111 （ ） 同理，当转臂固定，即 H =0，中心轮 a 输入，内齿圈 b 输出时，可得 baHA 行星传动的传动比为： 15 pZZabH  （ ） 当中心轮固定，即 0a ，内齿圈 b 输入，转臂 H 输出时，可得 abHA 型行星传动的传动比 abHi ： piabH 11 （ ） 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。