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轮边减速器设计实例
&&计算了奔驰、斯太后桥轮边减速器齿轮性能
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轮边减速器设计.doc 27页
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·······
课题设计的目的和意义 4
本设计所要完成的主要任务 4
减速器的方案设计 5
减速器的功用及分类 5
减速器方案的选择及传动方案的确定
减速器方案的选择 7
行星减速器传动方案的选定 8
减速器传动比的分配 8
传动比公式推导 8
行星减速器齿轮配齿与计算 9
行星排齿轮的配齿 9
行星齿轮模数计算与确定 10
啮合参数计算 11
变位系数选取 12
各行星齿轮几何尺寸计算 13
第Ⅰ排行星齿轮的几何尺寸 13
第Ⅱ排行星轮的几何尺寸 16
各行星齿轮强度校核 19
太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 19
太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 21
内齿轮材料选择 22
减速器结构的设计 23
齿轮轴的设计计算 23
传递连接 24
轴承选用与校核与其他附件说明 24
轴承选用与校核 24
其他附件说明 26
设计工作总结 26
参考文献 27
轮边减速器是传动系中最后一级减速增扭装置，采用轮边减速器可满足在总传动比相同的条件下，使变速器、传动轴、主减速器、差速器、半轴等部件的载荷减少，尺寸变小以及使驱动桥获得较大的离地间隙等优点，它被广泛应用于载重货车、大型客车、越野汽车及其他一些大型工矿用车。因此对轮边减速器的研究，具有很重要的实际意义和企业实用性。
在本论文研究中，主要开展了如下工作：
首先介绍了轮边减速器的原理，并对行星式轮边减速器的特点、传动类型及传动装置进行了阐述与分析。
其次根据轮边减速器的工作要求，进行了传动设计计算，确定其主要部件的参数并校核了齿轮的强度。
关键词 轮边减速器; 齿向误差;校核强度
课题设计的目的和意义
汽车轮边减速器多以行星齿轮为主，世界上的一些发达国家，如日本、瑞典、俄罗斯和美国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用都十分重视，在传动性能、传递功率、结构优化、转矩等方面均处于领先地位。发展比较快且取得一定科研成果的是在行星齿轮传动动力学方面。近几年来，随着我国对制造业的扶持和资金的投入以及科学技术不断进步，机械科技人员经过不懈的努力以及技术引进和消化吸收，在行星齿轮理论研究和优化设计等方面取得了一定的研究成果，在行星齿轮传动非线性动力学模型和方程方面的研究是国内两个关于行星齿轮传动动力学的代表，他们的研究成果取得了一定的成就并把许多技术应用于实际当中。与此同时，现代优化设计理论也应用到行星齿轮传动技术中，根据不同的优化目标，通过建立轮边减速器行星齿轮数学模型，产生了多种优化设计方法。在已经取得的成果中，有针对行星轮均载机构和功率分流方面的优化设计，有针对行星齿轮传动啮合效率、结构性能、体积的多目标优化设计研究，有专门针对如重型汽车轮边减速器行星传动机构齿轮模态优化设计，有针对行星机构噪声、振动、固有频率特性研究，这些成果的研究有利于提高了工程技术人员对行星传动技术的认识。在新理论和新数学计算方法出现的同时，行星齿轮减速器的优化设计方法也随着更新，比较新的研究成果：有可靠性工程理论在优化设计中的应用，有遗传算法在行星齿轮优化设计中的应用，有模糊数学在行星齿轮优化设计中的应用，有可靠性工程理论在优化设计中的应用，基于可靠性工程的理论通过引入强度可靠性系数方程来进行优化设计。这些新的设计理论和新的设计方法将许多设计理论概念和研究成果应用到优化设计中，对行星齿轮传动优化设计理论研究的发展有很大的贡献。1.2 本设计所要完成的主要任务
1.减速器的功用及分类；
2.减速器方案的选择及传动方案的确定；
3.行星减速器齿轮配齿与计算；
4.减速器结构的设计；
5.轴承选用与校核与其他附件说明；
6.所有零、部件设计计算、绘制零、部件图。
减速器的方案设计
减速机构是本次设计的一个重要环节。减速器是应用于原动机和工作机之间的独立传动装置。减速器的主要功能是降低转速，增大扭矩，以便带动大扭矩的机械。由于其结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代工程机器中应用很广。
减速器的功用及分类
减速器的作用有以下几点：
① 增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩；
② 变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变化范围不大，即使用液力机械式传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱
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轮边减速器总成的设计
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轮边驱动系统 轮边减速器设计
目录摘要 .............................................................. 3 Abstract. ......................................................... 4 0 文献综述 ......................................................... 5 0.1 轮边驱动系统发展背景 ........................................ 5 0.2 轮边驱动系统国内外发展现状 .................................. 5 1 引言 ............................................................. 6 2 研究基本内容 ..................................................... 7 3 轮边驱动系统方案设计 ............................................. 7 3.1 驱动系统方案选定 ............................................ 7 3.2 减速装置方案选定 ............................................ 8 4 轮边驱动系统齿轮传动设计 ........................................ 10 4.1 轮边减速器的传动啮合计算 ................................... 10 4.1.1 确定齿轮满足条件，进行配齿计算 ........................ 10 4.1.2 齿轮材料及热处理工艺的确定 ............................ 11 4.1.3 齿轮配合模数 m 计算 .................................... 12 4.1.4 几何尺寸计算 .......................................... 13 4.1.5 齿轮传动啮合要素计算 .................................. 13 4.1.6 齿轮强度校核 .......................................... 13 5 轮边减速器行星齿轮传动的均载机构选取 ............................ 21 6 各传动轴的结构设计与强度校核 .................................... 22 6.1 电机轴设计 ................................................. 22 6.2 行星轴设计 ................................................. 23 6.3 输出轴设计 ................................................. 23 7 减速器润滑与密封 ................................................ 24 8 轮边驱动系统三维建模与仿真 ...................................... 24 8.1 驱动系统齿轮零件建模 ....................................... 25 8.2 行星架建模 ................................................. 278.3 壳体与端盖建模 ............................................. 28 8.4 总装配爆炸模型 ............................................. 29 8.5 轮边驱动系统运动仿真 ....................................... 30 8.5.1 运动仿真建模 .......................................... 30 9 总结 ............................................................ 32 参考文献 ......................................................... 33 致谢 ............................................................. 342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；3Based on the Pro/E small electric wheel driving system design and simulationAbstract ： Electric vehicles generally 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-wheel 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-wheel 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 s And checking the life and strength of all the gears, shafts, 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: Plside- Reducer Beside the W NGW;In-4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 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 Ni2Cd 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5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、 高性能内转子型电动机， 其峰值功率可达 55kW， 0～100km/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，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6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7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 电机峰值功 电机额定转 电机峰值转 电机额定转 电机最高转 率 率 矩 矩 速 速 3.5KW 15KW 10Nm 50Nm 3500rpm 12000rpm3.2 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 3.2.2， 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 3～9 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 gear8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 planetary 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：9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b H 对于 NGW 型行星齿轮减速器，传动比条件为 i aH ? 1 -i ab ? 1 ?Zb （b ， Z b? i aH - 1）Z a 。 Za（2）邻接条件图 4.1 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。10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 型行星齿轮减速器传动，其同心条件为：b （i b - 1）Z a-Z a （i aH - 2）Z a 。 Z g? aH ? 2 2（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ψ a 一定满足其周节对的中心角的整数倍 M，可得 M=2? b np aH?a 。 2? / Z a整理可得 M=i2? / Za=Z a? Z b =整数。 np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：b ib i aH - 2 （b Z a ： i aH - 1）Z a : aH Z a np 2b 取 np=3， iaH =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 Zmin≥17，初b 取 Za=20.则 Zb=100， g=40。 Z M=40 为整数， 满足各项条件， 实际传动比 iaH =1+Zb =1+5=6。 Za4.1.2 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。11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 d1 ? K d?3T 1K AK H? K Hp(u ? 1)2 ? d ? Hlim umm。其中 T1―名义转矩，单位 NM， T1 ? 9549 Kd―算式系数，Kd=720。P1 ? 3.183Nm 。 n p *n1KA―使用系数 4，原动机工作特性均匀平稳（电动机） ，工作机的工作特性严重 冲击，取 KA=1.75。 KHε ―综合系数，行星齿轮数 np=3，KHε =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。? d ―小齿轮宽度系数，取 0.5。u―齿数比，u=2。? Hlim ―接触疲劳极限，单位 N/mm?， ? Hlim =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 m ? K m?3T 1K AK F? K FpY Fa1? dZ ?2 1F lim其中 Km―算式系数，Km=11.5K F? ―综合系数，查表 6-54,取 KF? =1.8KFp―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=2.73?Flim ―弯曲疲劳极限，查表 6-294, ?Flim =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。12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 模数 压力角 分度圆直径 d 外啮合 内啮合 齿根高 hf 齿全高 h 齿顶圆直径 da 齿根圆直径 df 基圆直径 db 中心距 齿顶圆压力角 重合度 ? 齿宽 b太阳轮行星轮 m=1.25内齿轮? ? 20?25mm 1.25mm 50mm 125mm 1.156mm 1.5625mm 2.8125mm 27.5mm 21.875mm 23.49mm 52.5mm 46.875mm 46.98mm 45mm 31°19′49″ 1.637 13mm 19mm 26°30′35″ 16°47′11″ 1.850 25mm 2.7185mm 122.588mm 128.125mm 117.46mm4.1.5 齿轮传动啮合要素计算 （1）a-g 齿轮传动的重合度计算? ??1 [ Z 1(tan? 1? tan? 2) ? Z 2(tan? 2? tan? )] = 2?1 [20 * (tan 31?19?49? - tan20?) ? 40 * (tan 26?30?25? - tan20?)] ? 1.637 2?（2）g-b 齿轮传动的重合度计算? ??1 [ Z 1(tan? 1? tan? 2) -Z 2(tan? 2? tan? )] ? 1.850 2?4.1.6 齿轮强度校核 1.a-g 啮合传动 （1）太阳轮强度校核13①计算载荷 转矩 T 计算： T ? 3.183Nm 。 圆周力 Ft 计算： Ft ? 2000T/d ? 2000 * 3.183/25 ? 254.64N 。 ②应力循环次数 Na 计算N a ? 60(n a -n H )n p *t其中 na=3500r/min， n H =na/6=583.3r/min T―汽车每天工作十小时，使用期限十年，则 t ? 10h *10y * 365d ? 36500h 。N a ? 60 * 2916.7 * 3 * 36500 ? 1.916 * 10 10 次。③各种系数的计算与选定 1）使用系数 KA=1.75 2）动载系数 Kvv ?* H ?d1（n1-n x ） d1n a60 *103?（m/s） 3.82 m / s ，查表 5-1 ，六级精度，取 Kv=1.06 ? 1910053）齿向载荷分布系数 KHβ ，KFβ 的确定K H? ? 1 ? (K H? 0 -1)K Hw K He K F? ? 1 ? (K F? 0 -1)K Fw K Fe其中 K H? 0 ―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， K H? 0 =1.1 （ ? d =0.5） KHw―接触强度跑合影响系数，查表 5-55，KHw=0.95 KFβ 0―运转初期计算弯曲强度时齿向载荷分布系数，查表 5-4，KFβ 0=1.08。 KFw―弯曲强度跑合影响系数，查图 5-5 ，KFw=1.0 KHe=0.7，KFe=0.8（ * 则 K H? ? 1 ? 1.1 - 1） 0.95 * 0.7 ? 1.0665 K F? ? 1 ? 1.08 - 1) *1.0 * 0.8 ? 1.064 （54）齿间载荷分布系数 KHα 及 KFα 确定 计算 K A Ft /b ? 1.75 * 254.64/13 ? 34.28N/mm ，查表 6-94，14K H? ?K F? ?1 ? 1.2，其中 Z ? ? 2 Z?4 -? ? ? 0.887 ，则 K H? ?K F? ? 1.27 。 35）查表 5-135，取节点区域系数 ZH=2.37 6）弹性系数 ZE= 189 .8Mpa1 27）齿形系数 YFa，查图 6-224 取 YFa=2.82 8）应力修正系数 Ysa 查图 6-244 取 Ysa=1.53 9）重合度系数 Y ? ? 0.25 ?0.75??? 0.70810）弯曲强度计算得螺旋角系数 Y ? ， Z ? 对于直齿轮， Y ?? 1 -? ? ? ④齿数比 u=2 ⑤计算接触应力 ?H 0?120 ?=1， Z ? ? cos? =1? H 0? Z H *Z E *Z ? *Z ? ?⑥计算接触应力 ? HF t （u ? 1） ? 432 .55 Mpa d1 bu? H?? H 0? K AK vK H? K H? K Hp ? 719 .10 Mpa⑦计算弯曲应力 ? F 0? F 0?Ft Y faY saY ?Y ? ? 47.87 Mpa bm⑧计算弯曲应力 ? F? F?? F 0K AK vK F? K F? K Fp? 137 .99 Mpa⑨计算许用接触应力 ? Hp? Hp?? HlimZ NT Z LZ V Z RZ W Z X其中 ? Hlim ―基础疲劳极限， ? Hlim =1500Nmm? ZNT―寿命系数，Na=1.916* 10 10 次，取 ZNT=1.0 ZL―润滑系数，查图 6-174 取 v40=100mm?/s，ZL=0.915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 ? Hp ? 1081 .03Mpa ⑩接触强度安全系数 S H ? 11 计算许用弯曲应力 ?Fp? Hp ? 1 .5 ?H? Fp?? FlimYSTY NTY?rel' TY Rrel' TY X其中 ? Flim ―弯曲疲劳极限， ? Flim =350Nmm?Y ST ―试验齿轮时的应力修正系数， Y ST =2.0 YNT ―寿命系数，取 YNT =1.0 Y?r e T '―相对齿根圆角敏感系数，查图 5-225， Y?rel' T =0.98 l Y R r eTl ―齿根表面状况系数， Y Rrel' T =0.925 'YX ―尺寸系数， YX =1.05-0.01m=1则 ? Fp? 350 * 2.0 *1.0 * 0.98 * 0.925 *1 ? 634 .55 Mpa 12 弯曲强度安全系数 S F ? （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： ① ? H 0? Z H *Z E *Z ? *Z ? ? ②计算接触应力 ?HF t （u ? 1） ? 432 .55 Mpa d1 bu? Fp ? 4.60 ?F? H?? H 0 K AK vK H? K H? K Hp ? 719 .10 Mpa③计算弯曲应力 ?F 016? F 0?Ft Y faY saY ?Y ? ? 30.06 Mpa bm④计算弯曲应力 ?F? F?? F K AK vK F? K F? K Fp? 85.51Mpa0⑤计算许用接触应力 ?Hp? Hp?? HlimZ NT Z LZ V Z RZ W Z X ? 961 .99 Mpa⑥接触强度安全系数 S H ? ⑦计算许用弯曲应力 ? Fp? Hp ? 1 .3 ?H? Fp?? FlimYSTY NTY?rel' TY Rrel' TY X ? 585.858Mpa⑧弯曲强度安全系数 S F ? 2.g-b 啮合传动 （1）内齿圈强度校核 ①计算载荷 圆周力 Ft 计算： Ft ? 2000T/d ? 2000 * 3.183/25 ? 254.64N 。 ②应力循环次数 Nb 计算N b ? 60(n b -n H )n p *tH 其中 n b ?n b -n H ? -583 .33r / min ，其中符号代表方向? Fp ? 6.85 ?FT―汽车每天工作十小时，使用期限十年，则 t ? 10h *10y * 365d ? 36500h 。N b ? 60 * 585.33 * 3 * 36500 ? 3.83 * 10 9 次。③各种系数的计算与选定 1）使用系数 KA=1.75 2）动载系数 Kvv* ?H ?d1 （n1 - nx） d1n a60 *10 3?（m/s ） 1.53m / s ，查表 6-6 ，六级精度，取 Kv=1.03 ? 191004173）齿向载荷分布系数 KHβ ，KFβ 的确定K H? ? 1 ? ? b-1）?H （KF? ? 1 ? ? b-1 ?F （ ）其中 ? H ―齿轮相对于转臂 X 的圆周速度 V X 及大齿轮齿面硬度 HB2 对 K H? 的影响系 数，查图 6-7（a）4 线图取 ? H ? 0.83? F ―齿轮相对于转臂 X 的圆周速度 V X 及大齿轮齿面硬度 HB2 对 KH? 的影响系数，查图 6-7（b） 线图取 ? H ? 0.984? b ―齿宽和行星轮数 np 对 KH? 和 KF? 的影响系数，查图 6-84 取 ? b =1.134)齿间载荷分布系数 KHα 及 KFα 确定 计算 K A Ft /b ? 1.75 * 254.64/25 ? 17.82N/mm ，查表 6-94 ，KHα =4 -? ? ? 0.85 ，KFα =1.52 341 ? 1.2=1.38，其中 2 Z?Z ??5)查表 5-13 ，取节点区域系数 ZH=2.37 6)弹性系数 ZE= 189 .8Mpa1 27)重合度系数 Z 、Y 确定 ? ?Z ? 0.85，Y ? 0.66??8)载荷作用齿顶时的齿形系数 YFa查图 6-22，对于内齿轮的齿形系数 Y Fa 近似计算， Y Fa? 2.053 9)载荷作用齿顶圆时应力修正系数 Y Sa 查图 6-24，对于 YSa 进行近似计算，取 Y Sa? 2.65 10)弯曲强度计算得螺旋角系数 Y ? ， Z ? 对于直齿轮， Y ?? 1 -? ? ? ④齿数比 u ? 2.5?120 ?=1， Z ? ? cos? =118⑤计算接触应力 ? H 0? H 0? Z H *Z E *Z ? *Z ? ?⑥计算接触应力 ?HF t （u ? 1） ? 312 .99 Mpa d1 bu? H?? H 0 K AK V K H? K H? K Hp ? 543 .00 Mpa⑦计算弯曲应力 ?F 0? F 0?Ft Y faY saY ?Y ?? 36.12 Mpa bm⑧计算弯曲应力 ?F? F?? F 0K AK V K F? K F? K Fp? 128 .60 Mpa⑨计算许用接触应力 ? Hp? Hp?? HlimZ NT Z LZ V Z RZ W Z X其中 ? Hlim ―接触疲劳极限， ? Hlim? 1400Nmm 2Z NT ―寿命系数，Na=1.916* 10 10 次，取 Z NT =1.0ZL ―润滑系数，取 v40=100mm?/s， ZL =0.9Z V ―相啮合齿间的相对速度，取 Z V =0.89ZR ―齿面粗糙度， ZR =0.9Z W ―齿面工作硬化系数，因硬度&470HBS，取 Z W =1.0ZX ―接触强度计算的尺寸系数，根据表 6-15， ZX =0.9997则 ? Hp ? 789 .03Mpa ⑩接触强度安全系数 S H ? 11 计算许用弯曲应力 ? Fp? Hp ? 1.45 ?H? Fp?? FlimYSTY NTY?rel' TY Rrel' TY X其中 ?Flim ―弯曲疲劳极限， ?Flim =350Nmm?19Y ST ―试验齿轮时的应力修正系数， Y ST =2.0 YNT ―寿命系数，查表 6-6，计算 YNT ? 0.87 Y?r e T '―相对齿根圆角敏感系数，查图 5-22， Y?rel' T =1.1 l Y R r eTl ―齿根表面状况系数， Y Rrel' T =0.925 'YX ―尺寸系数， YX =1.05-0.01m=1则 ? Fp? 350 * 2.0 * 0.87 *1.1* 0.925 *1 ? 619 .66 Mpa 12 弯曲强度安全系数 S F ? （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： ① ? H 0? Z H *Z E *Z ? *Z ? ? ②计算接触应力 ? HF t （u ? 1） ? 312 .99 Mpa d1 bu? Fp ? 4.82 ?F? H?? H 0 K AK V K H? K H? K Hp ? 550 .36 Mpa③计算弯曲应力 ? F 0? F 0?Ft Y faY saY ?Y ?? 30.53Mpa bm④计算弯曲应力 ? F? F?? F 0K AK V K F? K F? K Fp? 108 .70 Mpa⑤计算许用接触应力 ? Hp? Hp?? HlimZ NT Z LZ V Z RZ W Z X ? 997 .62 Mpa⑥接触强度安全系数 S H ? ⑦计算许用弯曲应力 ? Fp? Hp ? 1.81 ?H20? Fp?? FlimYSTY NTY?rel' TY Rrel' TY X ? 619.66 Mpa⑧弯曲强度安全系数 S F ?? Fp ? 5 .7 ?F5 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（np≥2）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，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浮动。21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Fig5.3Internal gear floating6 各传动轴的结构设计与强度校核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 d ? A03 其中： A0 ―与材料有关的系数，查表 15-3， A0 ? 100 。P n22P―电机额定功率，P=3.5KW。 n―电机额定转速，n=3500r/min。 则 d ? A03P 3.5KW ? 100 ? 3 ? 10 mm n 3500 r / min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，d df 齿根圆直径 ? ?? ? - 3m ? 19.69 mm ， 则 2 2 2d=39.38mm。则 d ? 19.69mm * 2 ? 39.38mm 。 由计算结果可以确定所选轴承最小外径 D 应 D ? 39.38mm ， 查机械设计手册深沟 球轴承的基本尺寸与数据，满足 D ? 39.38mm 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 d 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：d ? 0.3*行星齿轮分度圆直径，则 d ? 0.3* 50 ? 15mm 。 d ? 0.7*行星齿轮分度圆直径，则 d ? 0.7 * 50 ? 35mm 。查机械设计手册 6 ，选用轴承代号为 61902 的深沟球轴承，其中 d ? 15mm ，D ? 28mm ， B ? 7mm 。按行星轴的心轴弯矩进行校核，最小轴径满足 d ? 2M 0.1[??1]mm 。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M ? FtS ? 254.64 Nm *17mm ? 43.29 Nm ? 4328 .88 Nmm 。[? - 1] ―许用弯曲应力，对于材料为 40Cr 的心轴， [??1] ? 70 Mpa 。则d ? 3 求。M 0.1*[??1]mm ? 34328 .88 mm ? 8.52 mm ? 15mm ，所以行星轮心轴满足强度要 0.1* 706.3 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23输出轴最小轴径 d ? A03P 。 n其中： A0 ―与材料有关的系数，查表 15-3，轴用材料为 38SiMnMo, A0 ? 110 。 P―输出轴功率，P=3.5KW。 n―输出轴转速， n ? 则 d ? A03n
? r / min ? r / min 。 i 6 3P 3.5KW ? 110 ? 19.98mm 。 3 1750 n r / min 3考虑冲击，花键等因素，将轴尺寸适当放大，取 d min ? 26mm 。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24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25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、行星轮模型和内 齿圈模型。图 8.1.3 太阳轮 Fig8.1.3 Sun wheel26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、27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 Planetary 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 Shell28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29向爆炸，其爆炸图如下：图 8.4.1 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。30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 机运动参数，即可进行运动仿真。仿真如下：31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。9 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）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；32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。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，. [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，]陈桦， 范晓斌， 徐文杰． 基于Pro／E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)：73-75． [10] 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 Pro／E 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)：l38～139. [13]SHIMIZU，H，Transportation and safety in Japan：Multi-purpose electric vehicle “KAZ”,International Association of Traffic&Safety Sciences.V01.25No.2． [14]Keiichi Motoyama,Ph.D,Takashi Yamanaka.A,Study of Suspension Design Using Optimization Technique and DOE[C].Mechanical Dynamics,Inc.International ADAMS User Conference.2000 [15]RonMcCoy.Virtual Prototyping:The Practical Solution.Inventor’Digest，May／June 199833致谢34
全日制普通 轮边减速器设计 1 毕业设计(论文)原创性声明和使用授权说明 原创性声明 本人郑重承诺:所呈交的毕业设计(论文) ,是我个人在指导教师的 指导下进行的...汽车的车用轮边减速器进行 设计, 设计一种微型电动车用的轮边减速器, 是为微型电动汽车的轮边驱动系统使用, 工作力矩较小,但因没有主减速器而需要更大的减速...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 6 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...本文以减速型电动轮驱动电动汽车的优势为出发点,设计了利于电动汽车使用减 速型电动轮的轮边减速装置,对轮边减速器的结构进行了设计、研究,增强了电机内 转子驱动...外聘 □是■否 车用轮边减速器设计 设计一种微型电动车用的轮边减速器,是为电动汽车的轮边驱动系统使用,工作力矩较小,但 因没有主减速器而需要更大的减速比...课题研究现状 车用轮边减速器的设计 汽车是人类生活中不可缺少的重要工具, 随着...这些突出优点,使电动轮驱动成为电动汽车发展的一个独特方向。 电动汽车驱动系统...摘 要 本论文是结合当今汽车行业发展的形势,对微型电动汽车的车用轮边减速器进行 设计, 设计一种微型电动车用的轮边减速器, 是为微型电动汽车的轮边驱动系统...车辆工程毕业设计37电动车轮边驱动系统设计_工学_高等教育_教育专区。本科学生...轮的轮边减速装置,对轮边减速器的结构进行了设计、研究,增强了电机内 转子驱动...设计 专业、班级 是否外聘 □是■否 设计一种微型电动车用的轮边减速器,是为电动汽车的轮边驱动系统使用,工作力矩较小,但因 没有主减速器而需要更大的减速比...车辆工程毕业设计172驱动桥及轮边减速器设计论文_工学_高等教育_教育专区。摘 ...汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析;根据经济、适用、 舒适、安全可靠的设计...
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