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　　轮毂电机技术别称“车轮内装电机技术”，它的最大特点就是将动力、传动、制动装置都整合到轮毂内，使电动汽车的机械构造获得极大程度的简化。

　　轮毂电机技术最早应用于 1900 年，保时捷制造出了前轮装备轮毂电机的电动汽车，标着着轮毂电机技术与电动汽车完美结合的开端。到了 20 世纪 70 年代，轮毂电机技术进一步在矿山自卸车等工业领域得到推广应用。

　　电动汽车驱动系统作为电动车的关键技术和重要设计环节，其驱动形式通常包括电机直接驱动和带减速器驱动的两种驱动形式，减速驱动多为一级减速驱动，两级轮边减速驱动很是少见。

　　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%。

　　本文将设计一种轮毂电机行星减速系统，并将其作为二级减速系统装入轮毂，实现电动机与行星减速系统的结合，并将其与轮毂装配，以驱动车辆行驶。

　　轮毂电机行星减速系统，强度和结构合理与否对于整个传动系统有很大的影响，其设计也受到很多条件的限制，如安装条件、邻接条件和同心条件等，因此在设计轮毂电机行星减速系统时要综合考虑各种约束条件。

　　一般轮毂电机减速系统有普通定轴直齿和行星齿轮传动两种结构形式，但由于普通 定轴直齿传动有很多不可避免的缺点，如速比的限制、安装尺寸的限制、传动方向的限制等，现已使用较少。

　　在轮毂电机减速系统中，考虑到轮毂空间尺寸的限制，本文中所设计的轮毂电机减速系统采用的是齿轮齿圈啮合传动机构和 2K-H 型行星齿轮传动机构的复合传动方式。

　　介绍本文所述轮毂电机行星减速系统的工作原理，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。

　　由轮边减速器的工作条件，确定减速器整体尺寸和系统各部件的主要参数，对相关零件进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的校核。最终并用 CATIA 软件进行虚拟制造和装配或进行相关零部件的有限元分析。

　　本文所述轮毂电机行星减速系统结构简图如下图所示，圆柱齿轮和减速齿轮构成 一级减速系统，行星排为二级减速系统，太阳轮与减速齿轮装配为一体或制造为一体化齿轮。

　　1—圆柱齿轮；2—电动机；3—行星轴；4—圆锥滚子轴承；5—减速齿轮 ；6—减速器 壳体；7—内齿圈；8—行星轮；9—行星架；10—太阳轮；11—花键；12—减速端盖； 13—连接螺栓

　　动力由电动机输入，经行星架输出至支撑轴，最终传至轮毂。减速齿轮和太阳轮共同绕支撑轴旋转，内齿圈固定安装在减速器壳体内部，且可拆卸更换，易实现维护养。所述支撑轴也是传动轴，它为一阶梯轴，其既承受弯矩又承受转矩，力学性能较高，两端通过圆锥滚子轴承安装在减速器端盖和减速器壳体上，可承受一定的轴向力。

　　所述减速器壳体和减速器端盖共同组成密封的箱体，构成整个减速系统的装配基体，即减速箱。电动机和减速系统均装配在该箱体内，集成化较高，相关零件的制造及装配也要求较为严格。

　　在行星齿轮传动中，如果2K-H渐开线行星齿轮传动中太阳轮与内齿圈的齿数与行星轮个数选择不合适时，行星轮之间出现偏载，且会发生齿顶干涉，造成齿轮之间无法正常啮合传动。

　　行星齿轮在传动过程中因齿轮承受载荷时会发生弯曲和扭转弹性变形，齿轮制造中的齿向误差，轴的平行度误差以及齿轮箱轴承座孔的误差，箱体在受力时的扭转变形，高速齿轮离心力引起的变形和热变形等，都会引起沿齿向啮合接触的不均匀，造成轮齿偏一端接触，减小齿轮的寿命。

　　为了防止这种偏一端接触，可以进行鼓形修形或齿端修形。鼓形修形遍及整个齿宽，而齿端修形是把靠近齿端的一部分齿面修薄。

　　由于在轮边减速器与电动机及轮毂间有装配关系，所以在确定轮毂电机行星减速机构尺寸时，应考虑轮毂和电动机的安装。减速器壳体的轮廓尺寸也受到轮毂和电动机的限制，设计时应予以考虑。

　　在确定传动方案之前，应首先对该型电动汽车在动力性能上的要求以及整车布置情况，可以大致对此轮毂电机行星减速系统提出如下的设计要求：

　　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(减速器设计传动比和传动效率等)、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；

　　要求所设计的减速系统结构紧凑、重量轻、安全可靠性高、便于加工制造、造型 美观、维修方便、运动协调；

　　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。而齿轮传动具有其传动可靠、 传动效率高、所占空间小等优点，成为轮边减速器的一种理想选择。

　　齿轮传动应用于轮边减速器，其工程实例已经很广泛。其中, 普通定轴圆柱齿轮式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。

　　普通定轴圆柱齿轮轮边减速器结构型式简单，零部件少，但为了保证传动比，缩小减速系统装配空间，本课题采用圆柱齿轮减速传动机构与行星轮减速传动机构相结合的传动方式，其依据是行星齿轮传动有如下主要特点：

　　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定轴齿轮传动的 1/2~1/6。

　　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，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。

　　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 0.97~0.99。

　　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，轮毂电机行星减速系统的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，在具有中等技术水平的工厂也是完全可以制造出合格的行星齿轮机构的。

　　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，圆柱 齿轮减速传动与行星齿轮传动作为轮边减速器都是可行的。因此本课题采用二者相结合的减速传动系统作为小型电动汽车的减速传动方案。

　　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 B.H.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。2K－H 型传动方式简便，采用较普遍，零配件采购也更方便。因此在本减速器的设计中也采用 2K－H 型。

　　2K－H 型传动中，有正号机构和符号机构之分，且他还可分为更多种的形式。如：NGW、NW、WW，NN。他们的传动比范围和传动效率，以及传动功率范围都有很大的不同。根据本次要设计的减速器的传动比为大约 18，圆柱齿轮减速机构传动比约为 3，行星减速系统传动比大约为 6，而 NGW 型最佳传动比为 3～ 9，因此选用 NGW 型行星齿轮传动系统。

　　NGW 型是动力传动中应用最多，传动功率最大的一种行星传动。他由内外啮合和共用行星轮组成，它的结构简单，轴向尺寸小，工艺性好，效率高，虽然传动比比较小，但可通过多级串联组成传动比大的轮系。

　　在小型电动汽车上，为了使结构紧凑，在空间上对轮边减速器的设计需要进行限制，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。

　　通过以上分析，本设计中轮毂电机行星减速系统方案采用 NGW 型行星齿轮传动、 圆柱齿轮减速传动系统，齿圈固定于减速器壳体上，太阳轮作为输入件，行星架作为输出件，其装配关系意图如图 2-2。

　　1—电动机；2、11—圆锥滚子轴承；3—支架；4、15、17、20—连接螺栓；5—减速器端盖；6—圆柱齿轮；7—行星架；8—太阳轮；9、21—花键；10— 传动轴；12—减速齿轮；13—行星轮；14—齿圈；16—减速器壳体；18—制动盘；19— 轮毂；22—轮毂螺母；23—防护端盖；24—外轮毂

　　初步拟定传动比i1 = 3，根据电机安装位置和轮毂大体结构尺寸， 初选za = 40, zb = 120 ，若不合适再进行推选和校核。

　　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。

　　查表可得， 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。

　　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。

　　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。

　　行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。对于不同传动类型的行星齿轮传动，其效率η值得大小也是不同的。对于同一类型的行星齿轮传动，小效率η值也可能随传动比 ip 的变化而变化。

　　在同一类型的行星齿轮传动中，当输入件，输出件不同时，其效率η值也不相同。而且，行星齿轮传动效率变化范围很大，其η值可 高达 0.98，低的可接近于零，甚至η低于零，即可以自锁。

　　在齿轮传动。