轮边驱动系统 轮边减速器设计.doc

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1、目录摘要3Abstract.40文献综述50.1轮边驱动系统发展背景50.2轮边驱动系统国内外发展现状51引言72研究基本内容73轮边驱动系统方案设计73.1驱动系统方案选定73.2减速装置方案选定84轮边驱动系统齿轮传动设计104.1轮边减速器的传动啮合计算104.1.1确定齿轮满足条件，进行配齿计算104.1.2齿轮材料及热处理工艺的确定114.1.3齿轮配合模数m计算124.1.4几何尺寸计算134.1.5齿轮传动啮合要素计算134.1.6齿轮强度校核145轮边减速器行星齿轮传动的均载机构选取216各传动轴的结构设计与强度校核236.1电机轴设计236.2行星轴设计236.3输出轴设计2

2、47减速器润滑与密封248轮边驱动系统三维建模与仿真258.1驱动系统齿轮零件建模258.2行星架建模278.3壳体与端盖建模288.4总装配爆炸模型308.5轮边驱动系统运动仿真318.5.1运动仿真建模319总结32参考文献33致谢35基于Pro/E的小型电动车轮边驱动系统设计与运动仿真摘要：电动汽车一般使用可再生能源，其能源多元化与高效化，在城市交通中，可以实现极低排放，甚至零排放。目前电动车能源主要来自电力，在众多的驱动系统形式中，采用轮边减速驱动系统结构形式是目前的主要发展方向。目前轮边驱动系统主要采用的是轮毂电机，这种电机成本较高，制造过程复杂，并且主要应用于大型电动轿车上，在小型

3、电动车上采用结构简单的轮边驱动系统还较少，本文提出了由一级2K-H (NGW)型行星传动组成的小型电动汽车用轮边驱动系统，并按照齿根弯曲强度和齿面接触强度计算公式对各级齿轮进行了设计；对各级齿轮、轴、轴承等进行了强度和寿命校核；对行星架的结构、齿轮箱的结构进行设计，并根据设计结果画出小型电动汽车轮边驱动系统零件图和总装图。关键词：行星齿轮减速器；轮边驱动系统；轮边减速器；NGW；轮毂电机；Based on the Pro/E small electric wheel driving system design and simulationAbstract：Electric vehicles g

4、enerally use of renewable energy,In the urban transport,the energy diversification and efficiency can achieve 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-whee

5、l motor is mainly used in Direct Wheel Drives System.Because the high cost of this motor, difficult to manufacture 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-wh

6、eel drive system that consisting of Principle of 2K-V Type Planetary Transmission.and design all the gears according 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

7、and so on; And design the structure of planet shelf, gears box and shafts. And draw the part drawings and assembly 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 ;

8、0文献综述0.1轮边驱动系统发展背景随着世界经济的发展，环境与能源的冲突现象越来越明显。据统计，石油预计将在五十年左右消失殆尽，煤也只能维持一百年左右，然而，汽车行业的耗能却占石油资源的三分之二。为了改善人文环境，降低能耗，各国都在寻找不同的解决办法，这使得具有节能环保汽车有了进一步的发展。电动汽车一般使用可再生能源，其能源多元化与高效化，在城市交通中，可以实现极低排放，甚至零排放。目前电动车能源主要来自动力，在众多的驱动系统形式中，采用轮边减速驱动系统结构形式是目前的主要发展方向。轮边减速驱动系统广泛运用于各种交通系统中，例如：电动自行车、电动摩托车、电动轮椅、矿用车辆、电动轿车等；图0.1

9、 轮毂电机应用领域Fig0.1 In-wheel motor applications不同的应用场合对轮边驱动系统的结构形式和技术性能等都提出了不同的要求，相应的产生了各种轮毂电机系统及其特色技术。本文主要的研究方向是小型电动汽车用轮边驱动系统。0.2轮边驱动系统国内外发展现状电动汽车的发明由来已久，但是真正意义上采用轮边减速驱动系统的电动汽车，是20世纪初保时捷制造的。随着电动汽车技术的发展，电机控制与机械制造工艺不断完善，轮边驱动系统已经有了长足进步。在国外，很多国家都在研究采用轮边驱动系统的电动汽车，其中日本为主要研究国家。1991年与东京电力公司共同开发的4座电动汽车IZA，采用Ni2

10、Cd电池为动力源，以4个额定功率为6.8kW、峰值功率达到25kW 的外转子式永磁同步轮毂电机驱动， 最高速度可达176km /h；1996年，该小组联合日本国家环境研究所研制了采用轮边驱动系统的后轮驱动电动汽车ECO，该车的轮边驱动系统选用永磁直流无刷电动机，额定功率为6.8kW，峰值功率为20kW，并匹配一行星齿轮减速机构；2001年，该小组又推出了以锂电池为动力源，采用8个大功率交流同步轮毂电机独立驱动的电动轿车KAZ。该车充分利用电动轮驱动系统布置灵活的特点，打破传统，安装了8个车轮，大大增加了该车的动力，从而使该车的最高速度可以达到311km /h。KAZ的轮边驱动系统采用高转速、高

11、性能内转子型电动机，其峰值功率可达55kW， 0100km/h 加速时间达到8s。为了使电动机输出转速符合车轮的实际转速要求，KAZ的电动轮系统匹配了一行星齿轮减速机构。法国TM4公司设计的一体化轮边驱动系统采用外转子式永磁电动机，将电动机转子外壳直接与轮辋相连，将电动机外壳作为车轮的组成部分，并且电动机转子外壳集成为鼓式制动器的制动鼓，制动蹄片直接作用在电动机外壳上，省却制动鼓的结构，减小了轮边驱动系统的质量，集成化设计程度相当高。该轮边驱动系统所使用的永磁无刷直流电动机的性能非常高，其峰值功率可达到80kW，峰值扭矩为670Nm，最高转速为1385r/min，额定功率为18.5kW，额定转

12、速为950r/min，额定转矩为180Nm额定工况下的平均效率可达到96.3%。在国内，虽然对于轮边减速系统的研究起步较晚，但是也取得了一定进展。比亚迪在04年在北京车展上展出了ET概念车，采用轮边减速驱动系统由四个轮边电机独立驱动。同济大学也自主研制了“春晖”系列燃料电池概念车。哈尔滨工业大学爱英斯电动汽车研究所研制开发的EV96-1型电动汽车也采用外转子型轮毂电机驱动系统，选用一种称为“多态电动机”的永磁式电动机，兼有同步电动机和异步电动机的双重特性，其额定功率为6.8kw，峰值功率为15kw，集成盘式制动器，风冷散热。1引言电动汽车一般使用可再生能源，其能源多元化与高效化，在城市交通中，

13、可以实现极低排放，甚至零排放。目前电动车能源主要来自电力，在众多的驱动系统形式中，采用轮边减速驱动系统结构形式是目前的主要发展方向。本设计在充分了解了轮边驱动系统的构造形式、工作原理、实际应用等情况的基础上，从齿轮箱的强度和动力学等方面考虑，按照本科阶段所学习到的机械设计的相关设计方法，先全面的分析了各齿轮的受力情况，再按照任务书中功率、传动比、寿命、可靠性、大体的尺寸等条件，从齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两个方面设计、选取和校核了该轮边驱动系统传动齿轮箱的主要零部件。2研究基本内容目前轮边驱动系统主要采用的是轮毂电机，这种电机成本较高，制造过程复杂，并且主要应用于大型电动轿车上，在小型

14、电动车上采用结构简单的轮边驱动系统还较少，所以本文提出解决方案，主要研究内容：（1） 对小型电动汽车整体驱动系统分析，从而确定具体驱动电机要求、整体结构、悬架结构。（2） 细节设计：根据驱动电机的参数，确定系统参数传动比、转速、零件尺寸等，从而确定轮边驱动系统的机械结构。（3） Pro/E参数建模仿真：将设计系统进行参数化建模，并运用pro/E进行运动仿真。3轮边驱动系统方案设计3.1驱动系统方案选定轮边驱动系统方案首先要考虑轮毂电机的结构形式，目前轮毂电机的主要结构形式有两种：内转子型和外转子型。大多数电动汽车当前都是外转子型结构形式，其主要采用的是低转速电机，电机一般转速不高，所以这种外转

15、子型轮毂电机无需减速装置。但因其外转子一般都与电动汽车轮毂相连，所以结构比较紧凑，同时带来的缺点就是制造成本的增加。相比外转子型轮毂电机，内转子型轮毂电机一般采用带有减速装置的高转速电机，这种驱动系统结构简单，制造成本低，维护方便，非常适合选择作为小型电动汽车的轮边驱动系统。因此本设计采用带有减速装置的高转速内转子型驱动系统。电动机作为电动汽车的驱动部分，其参数直接影响所驱动电动汽车的最高行驶速度、爬坡能力和加速能力。根据要求，首先确定电动机参数要求，本设计所设计的电机参数如下表格：表3.1 电机特性参数Tab.3.1 Motor parameters电机额定功率电机峰值功率电机额定转矩电机峰

16、值转矩电机额定转速电机最高转速3.5KW15KW10Nm50Nm3500rpm12000rpm3.2减速装置方案选定具有减速的齿轮装置很多，但是目前多数轮毂电机的减速机构都采用行星齿轮传动方式，主要是因为其具有重量轻、结构紧凑、传动比高等优点；在行星齿轮传动中，具有多种传动方式，选择一种合理的传动方式，可以使轮边驱动系统有紧凑的结构，合理的重量。目前行星齿轮传动方式主要由以下几种：（1）K-H-V摆线针行星齿轮传动，如图3.2.1，其特点是传动比较大，效率较高，并且传动过程中多齿数参与啮合，其承载能力大，传动平稳且噪音低；但其生产制造困难，零件成本及精度高。（2）NGW型行星齿轮传动，如图3.

17、2.2，其特点是结构紧凑简单、传动比范围大、占用空间小、质量轻便、制造成本低等。适用多种工作环境，单级传动比一般39较合适。（3）NW型行星齿轮传动，如图3.2.3，其有NGW型行星齿轮传动优点，如结构简单、传动比范围大、占用空间小、质量轻便等，同时其比NGW型行星齿轮传动更加紧凑；但是其安装复杂，成本高。图3.2.1 K-H-V摆线针行星齿轮传动Fig3.2.1 K-H-V cycloid planetary gear 图3.2.2 NGW型行星齿轮传动 Fig3.2.2 NGW type planetary gear图3.2.3 NW型行星齿轮传动Fig3.2.3 NW type plan

18、etary gear小型电动汽车一般要求成本较低、结构简单、维护方便，所以在选用轮边驱动系统减速装置时，要注意其要求，NGW型行星齿轮传动因为结构紧凑简单、传动比范围大、占用空间小、质量轻便、制造成本低等优点，可以选用。虽然单级传动比较低，但是设计方案传动比在6左右，所以满足传动比要求。根据上述过程的选择，确定轮边驱动系统的初步方案，方案见图3.2.4如下：图3.2.4 方案图Fig3.2.4 Program chart4轮边驱动系统齿轮传动设计4.1轮边减速器的传动啮合计算4.1.1确定齿轮满足条件，进行配齿计算（1）传动比条件对于NGW型行星齿轮减速器，传动比条件为，。（2）邻接条件图4.

19、1 邻接条件Fig4.1 Adjacency condition在行星齿轮传动中，为了提高承载能力，减少机构的尺寸，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均与对称地布置几个行星齿轮，为使两相邻两个行星齿轮不相互碰撞，要求其齿顶圆有一定的间隙，称为邻接条件。由表4-1，np一定时，按邻接条件决定参数，在满足传动比条件为6的条件下，可选行星齿轮数np为3或4.（3）同心条件行星齿轮传动装置的特点为输入与输出是共轴线的，即各中心论的轴线与行星架轴线是重合的，为保证中心论和行星轮架轴线重合条件下的正确啮合，由中心论和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，称为同心条件。对于NGW型行星齿轮

20、减速器传动，其同心条件为： 。（4）装配条件一般行星齿轮传动中，行星齿数大于1，要使几个行星轮能均匀的装入，并保证与中心论正确啮合而没有错位现象，应具备的齿数关系既为装配条件。对于NGW型行星齿轮传动，其装配条件为：中心论a所转过的角度a一定满足其周节对的中心角的整数倍M，可得M=。整理可得M=整数。利用比例法进行NGW型轮边齿轮减速器齿数计算：Za：Zg：Zb：M=Za：:取np=3，=6可得：Za：Zg：Zb：M=Za：2Za: 5Za: 2Za，为避免发生最小齿数根切现象，应取Zmin17，初取Za=20.则Zb=100，Zg=40。M=40为整数，满足各项条件，实际传动比=1+=1+5

21、=6。4.1.2齿轮材料及热处理工艺的确定（1） 太阳轮与行星轮：齿轮材料选择调制刚20CrMnTi，经正火渗碳后淬火，从而获得较好的齿面硬度和较好的芯部韧性，表面硬度58-62HRC,加工精度为6级。（2） 内齿圈：齿轮材料选择20Cr，经渗碳后淬火处理，表面硬度56-62HRC，加工精度为7级。4.1.3齿轮配合模数m计算根据齿轮啮合传动的特点，在进行模数m计算时，可以按齿根弯曲强度初步计算，并进行接触疲劳强度校核计算。（1） 按齿面接触强度强度计算小齿轮分度圆直径mm。其中T1名义转矩，单位NM，。 Kd算式系数，Kd=720。 KA使用系数4，原动机工作特性均匀平稳（电动机），工作机的

22、工作特性严重冲击，取KA=1.75。 KH综合系数，行星齿轮数np=3，KH=2.0。 KHp计算接触疲劳强度的行星轮载荷分布不均匀系数，np=3，内齿轮浮动，KHp取1.1。 小齿轮宽度系数，取0.5。 u齿数比，u=2。 接触疲劳极限，单位N/mm，=1500N/mm。带入公式后d1=18.27mm。（2） 按齿根弯曲强度校核模数m齿轮校核计算公式其中 Km算式系数，Km=11.5 综合系数，查表6-54,取=1.8 KFp计算弯曲强度的行星齿轮间载荷分布不均匀系数，KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.1-1）=1.15 YFa1小齿轮齿形系数，查表10-52,YFa1=2.

23、73 弯曲疲劳极限，查表6-294,=350Nmm根据上述计算，并查表15-26，因较小的模数可以增加齿轮齿数，但是也降低了齿根抗弯强度，所以取m=1.25。4.1.4几何尺寸计算表4.1 几何尺寸数据表Tab.4.1 Geometric data table名称太阳轮行星轮内齿轮模数m=1.25压力角分度圆直径d25mm50mm125mm 外啮合内啮合1.25mm-1.156mm齿根高hf1.5625mm齿全高h2.8125mm2.7185mm齿顶圆直径da27.5mm52.5mm122.588mm齿根圆直径df21.875mm46.875mm128.125mm基圆直径db23.49mm46

24、.98mm117.46mm中心距45mm齿顶圆压力角311949263035164711重合度1.6371.850齿宽b13mm19mm25mm4.1.5齿轮传动啮合要素计算（1） a-g齿轮传动的重合度计算=（2） g-b齿轮传动的重合度计算4.1.6齿轮强度校核1.a-g啮合传动（1） 太阳轮强度校核计算载荷转矩T计算：。圆周力Ft计算：。应力循环次数Na计算其中na=3500r/min，=na/6=583.3r/min T汽车每天工作十小时，使用期限十年，则。次。各种系数的计算与选定1） 使用系数KA=1.752） 动载系数Kv，查表5-15，六级精度，取Kv=1.063） 齿向载荷分布

25、系数KH，KF的确定其中运转初期时计算接触强度的齿向载荷分布系数，可查图5-35，=1.1（=0.5） KHw接触强度跑合影响系数，查表5-55，KHw=0.95 KF0运转初期计算弯曲强度时齿向载荷分布系数，查表5-4，KF0=1.08。 KFw弯曲强度跑合影响系数，查图5-55，KFw=1.0 KHe=0.7，KFe=0.8则 4） 齿间载荷分布系数KH及KF确定计算，查表6-94，1.2，其中，则。5） 查表5-135，取节点区域系数ZH=2.376） 弹性系数ZE=7） 齿形系数YFa，查图6-224取YFa=2.828） 应力修正系数Ysa查图6-244取Ysa=1.539） 重合度

26、系数10） 弯曲强度计算得螺旋角系数，对于直齿轮，=1，=1齿数比u=2计算接触应力计算接触应力计算弯曲应力计算弯曲应力计算许用接触应力其中基础疲劳极限，=1500Nmm ZNT寿命系数，Na=1.916*次，取ZNT=1.0 ZL润滑系数，查图6-174取v40=100mm/s，ZL=0.9 ZV相啮合齿间的相对速度，查图6-184，取ZV=0.89 ZR齿面粗糙度，ZR=0.9 ZW齿面工作硬化系数，因硬度470HBS，取ZW=1.0 ZX接触强度计算的尺寸系数，根据表6-154，ZX=0.9997则接触强度安全系数11计算许用弯曲应力其中弯曲疲劳极限，=350Nmm 试验齿轮时的应力修正

27、系数，=2.0 寿命系数，取=1.0 相对齿根圆角敏感系数，查图5-225，=0.98 齿根表面状况系数，=0.925 尺寸系数，=1.05-0.01m=1则12 弯曲强度安全系数（2） 行星齿轮强度校核行星齿轮因与太阳轮是统一啮合副，其计算过程与太阳轮强度校核过程相同，所以直接计算结果如下：计算接触应力计算弯曲应力计算弯曲应力计算许用接触应力接触强度安全系数计算许用弯曲应力弯曲强度安全系数2.g-b啮合传动（1）内齿圈强度校核计算载荷圆周力Ft计算：。应力循环次数Nb计算其中，其中符号代表方向 T汽车每天工作十小时，使用期限十年，则。次。各种系数的计算与选定1）使用系数KA=1.752）动载

28、系数Kv，查表6-64，六级精度，取Kv=1.033）齿向载荷分布系数KH，KF的确定其中齿轮相对于转臂X的圆周速度及大齿轮齿面硬度HB2对的影响系数，查图6-7（a）4线图取 齿轮相对于转臂X的圆周速度及大齿轮齿面硬度HB2对的影响系数，查图6-7（b）4线图取 齿宽和行星轮数np对和的影响系数，查图6-84取=1.134)齿间载荷分布系数KH及KF确定计算，查表6-94，KH=1.2=1.38，其中，KF=1.525)查表5-134，取节点区域系数ZH=2.376)弹性系数ZE=7)重合度系数确定8) 载荷作用齿顶时的齿形系数查图6-22，对于内齿轮的齿形系数近似计算，9) 载荷作用齿顶圆

29、时应力修正系数查图6-24，对于进行近似计算，取10)弯曲强度计算得螺旋角系数，对于直齿轮，=1，=1齿数比计算接触应力计算接触应力计算弯曲应力计算弯曲应力计算许用接触应力其中接触疲劳极限， 寿命系数，Na=1.916*次，取=1.0 润滑系数，取v40=100mm/s，=0.9 相啮合齿间的相对速度，取=0.89 齿面粗糙度，=0.9 齿面工作硬化系数，因硬度470HBS，取=1.0 接触强度计算的尺寸系数，根据表6-15，=0.9997则接触强度安全系数11计算许用弯曲应力其中弯曲疲劳极限，=350Nmm 试验齿轮时的应力修正系数，=2.0 寿命系数，查表6-6，计算 相对齿根圆角敏感系数

30、，查图5-22，=1.1 齿根表面状况系数，=0.925 尺寸系数，=1.05-0.01m=1则12 弯曲强度安全系数（2）行星齿轮强度校核行星齿轮因与内齿轮是同一啮合副，其计算过程与内齿轮强度校核过程相同，所以直接计算结果如下：计算接触应力计算弯曲应力计算弯曲应力计算许用接触应力接触强度安全系数计算许用弯曲应力弯曲强度安全系数5轮边减速器行星齿轮传动的均载机构选取在行星齿轮传动结构中，因为采用了多个（np2）的行星轮传动，所以使其具有结构紧凑、质量轻、体积小、承载能力大等优点，但是因为输入齿轮，即太阳轮传到每个行星轮的载荷分布不均匀，这可能有时在行星齿轮传动过程中，载荷集中在某一个行星轮上，

31、而其他行星轮闲置，从而造成传动出现事故，为了解决这种载荷分配不均匀性的问题，在设计制造过程中出现了多种均载机构。所谓行星齿轮间载荷分布均匀，就是指输入的中心转轮传递给行星轮的啮合作用力的大小相等，目前国内外采用较多的均载机构主要由以下几种：1.基本构件浮动的均载机构（1） 中心轮浮动中心轮浮动一般采用齿轮联轴器作为均载机构，在传动过程中，由于齿轮联轴器可以对中心论在径向上自动补偿作用，从而可以使其在传动过程中各个啮合作用力相等。（2） 内齿轮浮动内齿轮浮动实现方式是通过双齿联轴器将机体与内齿轮连接，从而使内齿轮浮动。（3） 行星架浮动行星架浮动一般一般也是通过双齿联轴器将行星架与高低速连接实现

32、浮动。图5.1 太阳轮浮动Fig5.1 Sun wheel floating图5.2 内齿轮浮动Fig5.2 Internal gear floating对比分析三种浮动方式的特点，采用太阳轮浮动，均载机构易于制造，且结构相对简单，在行星齿轮np=3时其均载效果较好；采用内齿轮浮动，可以使均载机构结构紧凑，轴向尺寸小；采用行星架浮动，虽然因受力较大而有利于浮动，但是由于自重过大，产生离心力较大，影响浮动效果，所以不适合本设计。本设计采用轴向尺寸小的内齿轮浮动，并用弹性销与机体连接。如下图：图5.3 内齿轮浮动Fig5.3 Internal gear floating6各传动轴的结构设计与强度校

33、核6.1电机轴设计根据轮边减速器结构特点，对电机轴材料，结构有一定要求，首选按扭转强度条件计算电机轴直径，这里选电机轴材料为40Cr，则电机轴直径其中：与材料有关的系数，查表15-3，。 P电机额定功率，P=3.5KW。 n电机额定转速，n=3500r/min。则考虑电机轴与太阳轮采用花键连接，对电机轴适当放大，取d=14mm。6.2行星轴设计行星轴的轴径与行星轮的轴承选取有关，而行星轮的孔内径直径也与轴承有关，但孔内径边缘距离齿根的最小厚度一般不小于全齿高的1.2-1.4倍，即模数的3倍左右。初算内孔边缘最小直径d，则d=39.38mm。则。由计算结果可以确定所选轴承最小外径应，查机械设计手

34、册深沟球轴承的基本尺寸与数据，满足的轴承有较多，但考虑轴承还要受弯矩作用，所以在满足条件的情况下，应尽量选择较大的轴承。根据工业应用实践，行星轮内孔设置的轴承直径一般满足一下范围：0.3*行星齿轮分度圆直径，则。0.7*行星齿轮分度圆直径，则。查机械设计手册6，选用轴承代号为61902的深沟球轴承，其中，。按行星轴的心轴弯矩进行校核，最小轴径满足。其中：M心轴弯矩值，因为在轴上齿轮为直齿轮，不受轴向力，所以弯矩。 许用弯曲应力，对于材料为40Cr的心轴，。则，所以行星轮心轴满足强度要求。6.3输出轴设计输出轴承载的转矩较大，其强度要求也较高，首先根据扭转强度强度条件，估算输出轴最小轴径。其中：

35、与材料有关的系数，查表15-3，轴用材料为38SiMnMo,。 P输出轴功率，P=3.5KW。 n输出轴转速，。则。考虑冲击，花键等因素，将轴尺寸适当放大，取。7减速器润滑与密封由于轮边驱动系统工作平稳要求较高；工作环境差，驱动系统承受冲击载荷，常年经受酷暑严寒和极端温差的影响，加之所处自然环境交通不同，以及设计上要求使用寿命长等工作特点，所以保证充分润滑条件对轮边驱动系统传动齿轮箱具有十分重要的意义。良好的润滑能够对齿轮和轴承起到足够的保护作用，从而保证齿轮和轴能正常的工作和具有较高的寿命，所以在设计齿轮箱时，其的润滑方式也非常重要，不容忽视。同时良好的密封，也起到关键作用。轮边驱动系统在工

36、作过程中，齿轮由于工作环境的不同，常发生点蚀、齿轮折断和胶合等失效形式；通常，闭式齿轮传动的润滑方式有浸油润滑和喷油润滑两种，一般根据齿轮的圆周速度来确定采用哪种润滑方式。一般来说，当齿轮的圆周速度小于12m/s时，常将齿轮浸入油池进行润滑。由于行星齿轮传动系统的转速较低，且齿轮的半径较小，转速低，因此采用浸油润滑，为了减少润滑油更换次数，适当地增加齿轮浸油深度，使其在10-20mm之间。同时由于所设计的行星齿轮传动系统所承受的载荷较低，所以采用中载荷工业齿轮油。8轮边驱动系统三维建模与仿真Pro/ENGINEER三维实体建模设计系统是美国参数技术公司（简称PTC）的产品，PTC公司提出的单一

37、数据库、参数化。基于特征和完美关联的概念从根本上改变了机械CAD/CAE/CAM的传统概念，这种全新的设计理念已经成为当今世界机械CAD/CAE/CAM领域的新标准。使用计算机仿真的好处在于完善设计，防止出现错误，是设计师用来检验自己的设计是否正确的手段之一，另外运动方针也可以用来模拟运动，以及进行相关的力学性能分析等，同时运动仿真还能相当程度的减少产品试加工时的成本投入，缩短设计周期。8.1驱动系统齿轮零件建模在Pro/ENGINEER实体建模中，对于齿轮建模，已经参数化，这样的优点在于：对于不同的齿轮，若只是改变齿轮齿数，模数等参数，则只需在软件中改变相应的参数即可得到新的模型，而不需要重

38、新建模，大大减少设计时间。齿轮建模过程大致如下：单击菜单栏中“工具”-参数，在参数对话框里填入如下参数图8.1.1 参数对话框Fig8.1.1 Parameters dialog box完成齿轮基本圆绘制后，为齿轮添加“关系”，单击菜单栏“工具”-关系图8.1.2 关系对话框Fig8.1.2 Relationship dialog box在对话框中添加分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径和基圆直径关系式，并与图形上尺寸关联，确定后再生，即可得到新的基本圆尺寸。然后再分别创建齿轮轮廓线、齿顶圆实体特征、齿廓曲线等特征，完成一个齿廓后圆周阵列即可得到一个完整的齿轮模型。下图分别为太阳轮模型、行星轮模

39、型和内齿圈模型。图8.1.3 太阳轮Fig8.1.3 Sun wheel图8.1.4 行星轮Fig8.1.4 Planetary wheel图8.1.5 内齿轮Fig8.1.5 Internal gear8.2行星架建模分析行星架主要是旋转体，所以首先利用旋转特征来完成主要外形建模，首先建立旋转草图，草图尺寸如下图8.2.1 行星架草图Fig8.2.1 The planetary frame sketch旋转成型后，要将模型内部多余部分切除，利用拉伸切除命令，分别将行星轴孔、内部多余材料切除，然后拉伸出花键，最后倒角，完成建模，行星架模型如下图8.2.2 行星架Fig8.2.2 Planeta

40、ry frame8.3壳体与端盖建模轮边驱动系统壳体、端盖、行星轴主要是旋转体，所以可以按上述方法，分别首先建立草图，然后旋转得到所需模型。图8.3.1 壳体Fig8.3.1 Shell图8.3.2 左端盖Fig8.3.2 The left end cover图8.3.4 右端盖Fig8.3.4 The right end cover图8.3.5 轴承端盖Fig8.3.5 Bearing end cover图8.3.6 行星轴Fig8.3.6 Planetary shaft8.4总装配爆炸模型轮边减速器的装配基本上都是轴向安装，在对装配模型进行爆炸处理时，首选轴向爆炸，其爆炸图如下：图8.4.

41、1 爆炸图Fig8.4.1 Explosion8.5轮边驱动系统运动仿真对于轮边驱动系统运动仿真，主要的目的是查看系统设计结构是否合理，零件是否存在干涉，是否能够达到初期运动要求。8.5.1运动仿真建模轮边驱动系统主要运动部件是NGW型行星齿轮的啮合传动，所以运动仿真的建模，主要是行星齿轮传动的齿轮啮合建模，在pro/E中，齿轮啮合仿真，是通过定义齿轮连接完成的。在打开装配模型后，选择应用程序-机构，打开运动仿真界面，然后选择定义齿轮副连接，如下图。图8.5.1 齿轮副定义Fig8.5.1 Gear definition分别按要求对相啮合的齿轮副定义要素，同时注意旋转方向，定义完成后定义电机运

42、动参数，即可进行运动仿真。仿真如下：图8.5.2 运动仿真Fig8.5.2 Motion simulation通过运动仿真，可以观察各零件并没有发生干涉等问题，满足初期运动条件，说明设计相对合理。待添加的隐藏文字内容19总结本文首先介绍了电动汽车轮边驱动系统的发展背景、意义和轮边驱动系统技术在国内外发展现状；对轮边驱动系统结构形式做了简要介绍。本小型电动车用轮边减速器设计中采用一级NGW行星齿轮传动设计方案，对传动系统的主要零部件（齿轮、轴、轴承）进行了的严格设计、选择和校核。并对设计方案建立模型，运用Pro/ENGINEER进行运动仿真。在历时几月的时间里本人主要为本论文做了以下工作：1）

43、查阅相关文献，充分了解电动汽车用轮边减速器的发展背景，当前国内外发展现状和发展方向。 2）根据已知的输入输出转速计算出总的传动比，并对传动比进行了分配；根据功率计算出各轴传递的转矩；根据轮边减速器的工作要求确定了减速器的传动形式为一级NGW行星齿轮传动；根据强度条件设计了轮边减速系统的各详细参数；3）进行了各级齿轮的结构设计，各级轴的结构设计，各级轴承的选取，润滑系统的选取，还有各主要零部件强度校核并进行建模运动仿真；4）根据设计计算结果绘制了小型电动车用轮边减速驱动系统零件图和总装配图。以上内容为本学期毕业设计的主要工作，由于时间和本人知识的限制，内容中尚有一些不完善的地方，恳请老师提出指正

44、。参考文献1 吴宗泽，罗圣国. 机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，2006.5.2濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2006.5.3江先宝.微型电动汽车用轮边驱动系统的设计与研究A,2009.03.4饶振刚.行星齿轮传动设计M.北京：化学工业出版社，2003.7.5马从谦.渐开线行星齿轮传动设计M.北京：机械工业出版社，1987.10.6数字化手册编委会.机械设计手册（新编软件版）.7李征，周荣.电动汽车驱动电机选用方法J.汽车技术，2007.03.04.8孙桓，陈作模，葛文杰.机械原理(第七版)M.北京：高等教育出版社，2006.39陈桦，范晓斌，徐文杰基于ProE二次开发的零件参数化设计系统的研究J机械设 计与制造，2009(11)：73-7510 王玉新三维虚拟环境下的机械产品概念设计J中国机械工程，2001，(12)：24-27.11 高秀华机构三维动态设计仿真技术M北京：化学工业出版社，2003.12 廖华丽基于ProE的虚拟样机技术在半自动装订机设计中的应用J机械设计与制造，2005，(8)：l38139