毕业设计（论文）-微型无人车轮毂电机驱动系统设计

PAGE\*ROMANPAGE\*ROMANI微型无人车轮毂电机驱动系统设计全套图纸加V信153893706或扣3346389411

摘 要迎合当前电动车火热的潮流，拟设计一款轮毂电机驱动系统。在众多电机类型中，开关磁阻电机不需要永磁体，因此在成本和散热方面都有显著优势，本文就利用开关磁阻电机完成轮毂电机驱动系统的设计。首先，对现有轮毂电机方案进行分析，分析优劣并选择其中一种方案进行优化设计，改善其缺陷使之更加适合目标车。其次，选定车的基本参数，如百公里加速度、爬坡度等，推算出轮毂电机的功率以及减速器的传动比等参数，再根据所选轮胎大小确定轮毂电机与减速器的主要尺寸，之后根据情况选择适当的轴承并校核。之后，针对开关磁阻电机转矩波动比较大的缺陷，创造性的在电机内部设置适当的微型飞轮来减轻转矩波动的影响。对于增加飞轮质量进一步加剧簧下质量的情况，通过合理设计其他部件减轻质量以及采用轻质材料来弥补。最后，仿真模拟设计的电机静态特性，仿真结果的输出扭矩与磁链强度都满足要求。关键词：轮毂电机；开关磁阻；散热；尺寸；飞轮；仿真AbstractTomeetthecurrenthottrendofelectriccars,ahubmotordrivesystemisdesigned.Inmanytypesofmotors,switchedreluctancemotorsdonotneedpermanentmagnets,sotheyhavesignificantadvantagesincostandheatdissipation.Thispaperusesswitchedreluctancemotorstocompletethedesignofhubmotordrivesystem.Atthefirst,toimprovethedefectbyconductingananalysisoftheprosandconsandbyselectingoneofthemethodstoproceedwiththeoptimizationdesigntobemoresuitableforthetargetvehicle.selectthebasicparametersofthesuchas100kmacceleration,climbslope,calculatethepowerofthehubmotorandreducertransmissionratioandotherparameters,andthenaccordingtotheselectedtiresizetodeterminethemainsizeofthehubmotorandreducer,thenaccordingtothesituationtochoosetheappropriatebearingandcheck.Afterthat,aimingatthedefectoflargetorquefluctuationofswitchedreluctancemotor,wecreativelysetanappropriateminiatureflywheelinthemotortoreducetheinfluenceoftorquefluctuation.Theincreaseofflywheelmassfurtheraggravatestheunsprungmass,wecanmakeupforitbyreducingthemassofotherpartsbyreasonabledesignandusinglightmaterials.Finally,thestaticcharacteristicsofthemotorweresimulatedandthesimulationresultsoftorqueandfluxstrengtharesatisfactoryKeyWords:Hubmotor;Switchingreluctance;Heatdissipation;Theflywheel;Thesimulation目 录第1章绪论 1目的及意义 1国内外研究现状 1主要研究内容 2第2章整车数据确定 3整车基本参数 3驱动功率计算 3电机主要参数汇总 4第3章轮毂电机选型与设计 5轮毂电机分类与选型 53.1.2轮毂电机分类 53.1.2轮毂电机选型 5尺寸计算 5主要尺寸计算 5导线绕组确定与相关计算 8第4章减速机构设计 9主要尺寸 9参数校核 10第5章轴承设计与微型飞轮设计 15轴承设计 15轴承选择 15轴承校核 15微型飞轮设计 16转矩波动分析 16微型飞轮设计 17其他机构 18第6章参数仿真 19参数设定 19模型建立 19模型导入 19设置面域 19设置Band面域 20基本设置 20静态仿真 21第7章整体建模 24外转子磁阻电机 24行星齿轮减速机构 24装配图 25第8章总结 26参考文献 27附录 28致谢 30PAGEPAGE35第1章绪论目的及意义现代汽车发展的很大因素就取决于各个方面的约束，其中最为紧迫的便是环境污染问题，乘用车方面已经切换到了国六，而且从以往数据可以看到排放标准越来越严格，所以新能源汽车的发展势在必行。设计新能源车的重中之重即是在满足排放法规的前提下，实现替代燃油车驾驶的乐趣。而在新能源车研发进展中，轮毂电机因其众多优点而受到格外关注，因此，研究出出色的轮毂电机驱动系统至关重要。电动机有多种多样不同的驱动原理，根据原理和结构不同分为直流、感应、永磁无刷电机以及开关磁阻电机等，根据定转子布置形式不同又分为外转子和内转子，各有其优缺点。本文拟设计一种综合性能卓越的电机驱动系统以更加适应未来电动汽车的发展。国内外研究现状1250Nm36k85[德国厂商舍弗勒开发了一种车轮模块，驱动系统、悬架、转向、制动器组合为一个紧凑单元：舍弗勒智能转角模块。轮毂电机采用内转子电机，转子通过行星齿轮减速之后将力矩传到行星架，进而传递到车轮，内转子电机转速高、能量密度大、效率高，但是额外增加减速机构，增大了簧下质量影响稳定性，同时车轮剧烈振动中会加速行星齿轮磨损，影响寿命。e-Traction和ProteanProtean83kW30kW国内厂商也有自主研发轮毂电机的，比如说泰特制造的轮毂电机，将外转、定子以及控制传动机构集中在轮毂中，其最大输出扭矩可达6000-10200N*m，性能强悍。[3]，主要研究内容由于开关磁阻电机在成本与散热方面占有的先天优势，为此本文选择外转子开关磁阻电机作为驱动装置，采用一级行星齿轮减速传动驱动车轮，以下是要完成的基本内容和目标以及初拟的技术方案和措施：(一) 基本内容包括：1）线控驱动系统的参数计算、结构选型；2）参数校核；3）必要的电磁学仿真及分析；4）根据设计过程完成图纸绘制和设计说明书撰写。(三)技术方案及措施：首先对比各种轮毂电机，选择适合本车类型的驱动电机[6,7]；然后设定该车的基本参数，如百公里加速度、爬坡度等，推算出轮毂电机的功率以及减速器的传动比等参数，再根据所选轮胎大小确定轮毂电机与减速器的尺寸。之后，通AnsoftAnsys[8,9]第2章整车数据确定整车基本参数A31%A165/60R15相关尺寸附近的参数，但是考虑到燃油车轮毂内只有刹车盘，但是电动车轮毂电机集中了电机、控制单元、刹车系统等相关部件，因此选择较大的轮胎是比较合理的，因此选择225/60R18型号的轮胎。其余参数按照常用参数选择，车辆基本参数如下：表2.1整车基本参数名称参数名称参数总质量(kg)800爬坡度31%车轮摩擦系数0.015传动效率0.93迎风面积(m2)2.25空气阻尼系数0.35最大车速(km/h)140爬坡恒定速度(km/h)20加速终速度(km/h)5050km/h加速时间(s)4.96旋转质量换算系数1最大加速度(m/s2)2.8轮胎225/60R18减速比2.5驱动功率计算一、根据车辆已知基本参数确定汽车所需的最大功率1）当车辆以最高车速行进时，忽略爬坡度以及加速阻力，使用如下公式计算：𝑝𝑒=

1(𝐺𝑓𝑢𝑎𝜂3600

𝐷𝐴𝑢3𝑎 𝑎 (2.1)76140将参数代入公式，得此时所需最大功率为35.5KW2）当车辆以最大加速度前进时，忽略爬坡度，使用如下公式计算(1(𝑝𝑒=𝜂

𝐺𝑓𝑢𝑎3600

𝐷𝐴𝑢3𝑎+ +𝑎76140

𝑎𝛿𝑚𝑢𝑎3600

) (2.2)将参数代入公式，得此时所需最大功率为36.6KW3)当车辆以最大爬坡度前进时，忽略空气以及提速阻力，使用如下公式计算：𝑝𝑒=

1(𝐺𝑓𝑢𝑎𝜂3600

+𝐺𝑖𝑢𝑎

) (2.3)将参数代入公式，得此时所需最大功率为15.3KW考虑到极端情况，设置过载系数为2，因此所需最大功率为2*36.6=73.2KW，因此设定轮毂电机峰值功率为20*4KW，单个轮毂电机额定功率为13KW二、轮胎尺寸计算225/60R18B=225mmH/B为：60%。因此可用下式计算自由半径：r=225×0.6+18×25.4=363.6𝑚𝑚 (2.4)2结合最高车速可得车轮最高转速：𝑛𝑚𝑎𝑥

= 140×100060×3.14×363.61000×60×3.14×363.6

=1021.86𝑟/𝑚𝑖𝑛 (2.5)0-2000r/min2560r/min为恒功率区。电机主要参数汇总表2.2电机主要参数名称参数名称参数所需最大功率(KW)37电机额定功率(KW)4*13电机峰值功率(KW)4*20电源电压(v)380峰值转速(r/min)2560额定转速(r/min)2000峰值转矩(N*m)380额定转矩(N*m)250第3章轮毂电机选型与设计轮毂电机分类与选型轮毂电机根据工作方式有无换向器分为有刷直流电机和无刷的感应电机等等；根据转子、定子布置形式不同分为内转子和外转子电机。电机出现的时期比较早，当时各方面科学技术不成熟，因此在刚开始研发的电动汽车中，由于有刷电机控制非常简单并且成本低等因素，有刷电机受到广泛使用，但其电刷高速工作时发热、磨损严重，因此逐渐被无刷电机取代。永磁同步电机的驱动原理是通过控制定子上电流变化，与磁场相对产生反力，由此推动转子运动。电机因为控制精准、效率高，所以在现有新能源车大量装备，但是因为永磁体高温会退磁影响性能，且永磁体成本高等因素对现有轮毂电机研究也不友好；开关磁阻电机利用磁通必须要沿着磁阻最小的通路导通，从而在转子上无需永磁体和绕组，避免了高温退磁的副作用、降低了密封性的技术难度，并且电机结构简单、成本低等因素使得磁阻电机受到越来越多人的关注，本文电机类型即选为开关磁阻电机。140km/h，并且轮毂电机径向与轴向尺寸受限，本章所涉及公式大多来自《开关磁阻电机设计与应用》[10]。尺寸计算由上文可能电机的基本参数如下：、额定功率P=13kw工作电压U=380V效率η=0.85额定转速n1=2000r/min；峰值转速n2=2560r/min一、确定相数、极数和端电压1)为控制简单:2)极数参照常用极数:3)端电压由下式计算：

相数选为三相选为定子Ns=12，转子Nr=8二、主要尺寸计算1)电磁功率：

u=1.1𝑈2

=1.1×

3√2×3802×𝜋

=282𝑉 (3.1)𝑃 =𝑃

1+𝜂=13×1+0.85=14.2𝑘𝑤 (3.2)2)细长比，取：

𝑒𝑚

𝑁2𝜂

2×0.85λ=0.73)电磁电荷值，初选：

𝐴′=28000𝐴/𝑚𝐵′𝛿=0.35𝑇𝑘𝑖=0.54)定子外径，由下式计算：3𝐷𝑠=√3

6.1𝑘𝑖𝑃𝑒𝑚=3

6.1×0.5×13×1000

=0.144𝑚𝑚 (3.3)√1.05𝜆𝐵𝛿𝐴𝑘𝑚√

1.05×0.8×0.35×28000×0.8×2000选外径Ds=150mm；5)转子外径：D0=88?2.5=220mm，且要留下一定间隙来加工齿轮与连Da=200mm。6)铁心叠长：𝑙𝑠==0.8×150𝑚𝑚=120𝑚𝑚 (3.4)三、其他结构尺寸：1)气隙g，初取

g=0.4mm2)定、转子极弧βs、βr，初取：3)定、转子极宽bps、bpr:

βs=15º、βr=16º𝑏𝑝𝑠

=𝐷𝑠

sin=150×sin7.5°𝑚𝑚=19.6𝑚𝑚 (3.5)24)gi：

=(𝐷𝑠

+2𝑔)sin=150.8×sin8°𝑚𝑚=21𝑚𝑚 (3.6)2𝑔==19.6𝑚𝑚=9.8𝑚𝑚≈24𝑔>20𝑔 (3.7)𝑖 2 25)定、转子轭高hcs、hcr:ℎ𝑐𝑠==19.6𝑚𝑚，取hcs=20mm (3.8)ℎ =1.2=1.2×21𝑚𝑚=12.6𝑚𝑚 (3.9)𝑐𝑟 2 26)定子槽深：𝑑=1(𝐷−𝐷

−2ℎ)=1(150−40−2×20)𝑚𝑚=35𝑚𝑚 (3.10)𝑠 2 𝑠 𝑖因此取ds=40mm.

𝑐𝑠 27)有效铁心长度：

𝑙𝐹𝑒=𝑘𝐹𝑒𝑙𝑎=0.93×120𝑚𝑚=111.6𝑚𝑚 (3.11)8)转子极距：

𝜏==𝜋×150=58.9𝑚𝑚 (3.12)𝑟表3.1电机主要尺寸汇总

8名称参数定子外径Da/mm名称参数定子外径Da/mm150转子外径Da/m200气隙g/mm0.4第二气隙gi/mm9.8轴径Di40定子极弧βs/(º)15转子极弧βr/(º)16定子轭高hcs/mm20转子轭高hcr/mm12.6定子槽深ds/mm301)稳定状态下初选控制参数如下：开通角关断角

==0° (3.13)𝜃𝑜𝑓𝑓

=𝜃ℎ𝑟=

12𝜋(

−𝛽𝑟)+=

12𝜋 16×2𝜋(3.14)( − )=0.253𝑟𝑎𝑑(3.14)导通角

2𝑁𝑟

2 8 360=−=0.253−0=0.253𝑟𝑎𝑑 (3.15)2)计算每相绕组匝数，取Bps=1.7T：𝐵=0.805𝑏𝑝𝑠𝐵

=0.805×19.6×1.7=0.455 (3.16)𝛿 𝜏𝑟 𝑝𝑠

58.9𝑁 =3.04𝑁𝑟𝑈𝜃𝑐=

=79.6 (3.17)Nph=80

𝑝ℎ

𝑛𝐵𝛿𝐷𝑎𝑙𝛿

2000×0.455×0.19×(1.05×0.12)3)计算电流有效值：

𝐼 =𝑃𝑒𝑚×1000=14.2×1000𝐴=50.2𝐴 (3.18)𝑚 得到每相电流有效值：

282I==50.2𝐴=17.75𝐴 (3.19)4)选择导线：

2√2 2√2JJ=4-5.5A/mm2，考虑到电机外层行星轮润J＇=5A/mm2𝑆′𝑎

=𝐼

=17.75𝑚𝑚2=3.55𝑚𝑚2 (3.20)5查导线常用标准，取导线Φ=2.24mm，Sa=3.941mm2，Ω=4.338Ω/km(20℃)。5)校核槽满率：定子极间窗口面积：1𝜋

𝐷2 (𝐷−2𝑑)2 1𝑆𝑤=

(𝑠−𝑠 𝑠)−

𝑏𝑝𝑠𝑑𝑠24 4 2=槽内导体截面积:

1×𝜋2 8

1502×(4

−(150−2×30)2)−4

1×19.6×30=177𝑚𝑚22

(3.21)槽满率：

𝑆𝐶𝑢=

14=

1×80×3.941𝑚𝑚24

=78.82𝑚𝑚2

(3.22)𝑘=𝑆𝐶𝑢=78.82=44.5% (3.23)𝑠

177槽满率一般取0.35-0.5，因此满足条件。第4章减速机构设计主要尺寸本章所涉及的图与表和公式均出自《渐开线行星齿轮传动设计》[11]。56表4.1齿轮材料选用齿轮 参数 名称 σHlim(N/mm2) σFlim(N/mm2)

加工精度太阳轮行星轮

20CrMnTi

渗碳淬火(HRC58-62)

1300 200 5级齿圈 40Cr 调质(HBS280) 700 250 6级下面分别针对接触和弯曲强度进行设计主要尺寸：(1)首先为齿面接触强度名义传动力矩计算：𝑇1

=9550𝑃𝑛𝑝𝑛𝑎

=9550×14.23×2000

=22.6𝑁∗𝑚 (4.1)初算小齿轮分度圆直径3𝑇1𝐾𝐴𝐾𝐻𝑃𝐾𝐻∑

𝑢±1

322.6×1.25×1.2×2.4

4+1𝑑1≥𝐾𝑙𝑑√

𝜑𝑑

2 ×𝜎𝑢𝐻𝑙𝑖𝑚𝜎𝑢

=768×√

1.6×13002 ×4

=27.9𝑚𝑚 (4.2)Ktd——算式公式，直齿轮传动，取768；KA——使用系数，查表6-5，虽然是电动机，但考虑到轮毂振动强烈，取1.5；KHP——计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，见第七章第三节，取1.2；KH∑——综合系数，见表6-4，取2.4；Φd——小齿轮齿宽系数b/d，按表6-3确定，取1.5；U——齿数比，外啮合，中心轮大于行星轮，u=中心轮齿数/行星轮齿数=88/22=4，见6，外啮合用“σHlim——齿轮的接触疲劳极限，取两者中最小的，取1300N/mm2；(2)按照齿轮的齿根弯曲强度进行设计3𝑇1𝐾𝐴𝐾𝐹𝑃𝐾𝐹∑𝑌𝐹𝑎1

322.6×1.5×1.5×2.2×2.7m≥𝐾𝑙𝑚√

𝜑𝑧2𝜎

=12.1×√

1.45×222×200

=1.56𝑚𝑚 (4.3)𝑑1𝐹𝑙𝑖𝑚Klm——算式公式，直齿轮传动，取12.1；KA——使用系数，查表6-5，取1.5；KFP——计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，见第七章第三节，取1.5；=1+−1)=1+1.5×(1.2−1)=1.3 (4.4)KF∑——综合系数，见表6-4，取2.2；Φd——小齿轮齿宽系数b/d，按表6-3确定，取1.45；U——齿数比，外啮合，中心轮大于行星轮，u=中心轮齿数/行星轮齿数=88/22=4，见6，外啮合用“YFa1——第一个齿形系数，由齿数决定，查图6-25，取2.7;YFa2——第二个齿形系数，同上，取2.2;Z1——小齿轮齿数，初定齿数为22；σFlimσFlim1和σFlim2*YFa1/YFa2式，取245N/mm2；𝜎 ×𝑌𝐹𝑎1=245×2.7=300.7<350=𝜎

(4.5)𝐹𝑙𝑖𝑚2

2.2

𝐹𝑙𝑖𝑚1综合电机尺寸考虑之后，初选齿轮主要参数如下：齿轮主要参数名称参数名称参数太阳轮88压力角/º20行星轮22齿顶高系数1齿圈132齿根高系数0.25模数/mm2.5齿轮类型标准直齿4.2参数校核太阳轮与行星轮啮合对NGW型传动影响最大，因此常常通过外啮合接触强度计算主要尺寸，之后再校核疲劳强度。因为尺寸和模数都有相当大的余量，因此齿轮都基本符合强度设计，现仅对外啮合齿轮进行强度校核。1）齿面接触疲劳强度校核用下式计算接触应力：𝜎𝐻=𝜎𝐻0√𝐾𝐴𝐾𝑣𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑃=401.26×√1.5×1.01×1.56×1.12×1.2=715.15𝑁/𝑚𝑚2(4.6)其中：KA——使用系数，是由啮合外部因素引起的过载影响系数，参考表6-5，取1.5；Kv——动裁系数，是齿轮传动的时候的作用力的最大值比上附加载荷产生的作用力，近似值查图6-5，取1.01；KHβ——接触强度的齿向裁荷分布系数：=1+−=1+(1.7−1)×0.8×1=1.56 (4.7)其中：KHβ0——新部件传动初期齿向载荷分布不均系数，查图6-6，取1.7；KHW——齿轮跑合时性能不稳定，考虑到这个因素的影响系数，查图6-7，取0.8；KHc——有的高精度传动中设置有改善齿向载荷分布的机构，此时取0.6~0.8，其他情况取1，现取1；α691.12；KHP——计算接触强度的时候，考虑到行星轮间裁荷不均所考虑的系数p，同上，取1.2σH0——齿面接触应力：𝜎 =𝑍

𝑍𝑍𝑍

√𝐹𝑡

×𝑢±1=2.37×189.8×0.877×1×√3310.7×4+1𝐻0

𝐻𝐵

𝜀𝛽

𝑑1×𝑏 𝑢

50×80 4=401.26𝑁/𝑚𝑚2 (4.8)其中：Ft——端面内分度团上的名义切向力：𝐹==2000×248.3=3310.7𝑁 (4.9)𝑡b——齿宽，80mm；

𝑛𝑝𝑑1

3×50d1——分度圆直径，取为50mm；u——齿数比，同上，取3；ZB——弹性系数，查表6-7，取189.8；ZH——节点区域系数，查图6-10，取2.37；Zεβ1=1.11,大齿轮β2=1.03α=20º5-9，取e1=0.035,e2=0.0105，所以ea=z1e1+z2e2=1.694：𝑍==√4−1.694=0.877 (4.10)𝑐 3 3Zβ——螺旋角系数，对直齿轮，取1。接触应力要小于许用应力，因此接下来用下式计算许用接触应力：𝜎 =𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚𝑍𝑁𝑍𝑍𝑍𝑍𝑍=1300×1×1.02×0.97×1.01×1×1𝐻𝑃

𝐿𝑣𝑅

𝑊𝑋

1.12=1159.89 𝑁/𝑚𝑚2 (4.11)σHlim——接触疲劳极限，由材料决定，取1300；SHmin——安全系数保证安全稳定运行，查表6-8，取1.12；ZN——寿命系数，按工作寿命30年，每年工作日300天，每天工作时间14小时计算：𝑁𝐿=60(𝑛𝑎−𝑛𝑥)𝑛𝑝𝑡=60×(2000−800)×3×30×300×14=2.72×1010>109 (4.12)6-181ZL——润滑剂系数

v=𝜋𝑑×𝑛60×100

=3.14×50×1200=3.14𝑚/𝑠 (4.13)60×1000查表8-10，取极压型润滑油粘度为120×10-6m2/s=120mm2，查图6-19，取1.02；ZV——速度系数，查图6-20，取0.97；ZR——粗糙度系数，查图6-21，取1.01；ZW——工作硬化系数，均为硬齿面，取1；ZX——尺寸系数，m﹤5mm，一般取Zx=1；故σHP﹥σH，因此满足设计要求，在寿命期间不会产生接触疲劳破坏。2)弯曲疲劳强度校核计算弯曲应力：=(4.14)KA、Kv——使用系数和动载系数，取值同上，分别为1.5、1.01；KFβ——计算弯曲强度的齿向载荷分布系数：=1+−=1+(1.65−1)×1×1=1.65 (4.15)KFβ0——构件使用初期，因为齿向载荷分布不均所考虑的系数，查图6-23，取1.65；KFW——跑合初期性能不稳定，考虑此时的影响系数，查图6-24，取1；KFc——与均载机构有关的系数，取1；KFα——计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取值等于KHα，取1.12；KFP——计算弯强度的行星轮问裁荷不均衡系数，同上，取1.3；σF0——齿根弯曲应力：𝜎 =𝑌

𝑌𝑌𝑌

(4.16)𝐹0

𝐹𝑎

𝑆𝑎

𝜀𝛽Ft——端面内分度团上的名义切向力，取值同上，取3310.7N；YFaa——由太阳轮齿数决定的齿顶齿形系数，查图6-25，取2.2；YFac——由行星轮齿数决定的齿顶齿形系数，查图6-25，取2.75；YSaa——太阳轮齿顶应力较为集中，考虑应力的修正系数，查图6-27，取1.82；YSac——行星轮齿顶应力较为集中，考虑应力的修正系数，查图6-27，取1.6；Yε——重合度系数：ea=1.694<2，所以：𝑌=0.25+0.75=0.25+0.75

=0.693 (4.17)𝜀Yβ1；b——工作齿宽，80mm；

𝑒𝑎

1.694弯曲应力要小于许用应力，因此接下来用下式计算许用齿根应力：𝜎 =𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚𝑌𝑆𝑇𝑌𝑁𝑇𝑌 𝑌 𝑌

(4.18)𝐹𝑃

𝛿𝑟𝑒𝑙𝑇

𝑅𝑟𝑒𝑙𝑇𝑋σFlim——齿根弯曲疲劳极限，由材料决定，取200N/mm2;YST——应力修正系数，用来将应力集中考虑到强度校核中，取2;YNT——传递动力必须满足寿命要求，设置的寿命系数，取1；SFmin——为了满足安全保证所设计的最小安全系数，查表6-8，取1.25；YδrelTa——考虑到圆角太阳轮的敏感系数，查图6-35，取1.01；YδrelTc——考虑到圆角行星轮的敏感系数，查图6-35，取0.98；YRrelT——针对齿轮的表面状况所考虑到的系数，Rz=2.4，查6-36，取1.045；YX——尺寸系数，取1。与接触强度校核不同的方面是：弯曲强度根据齿数尺寸大小有很大差别，因此需要分别对太阳轮、行星轮分别进行校核，校核的步骤都是一样的，但是部分数据要进行替换，1)对于太阳轮：弯曲应力计算：

3310.7=80×2.5

×2.2×1.82×0.693×1=45.93𝑁/𝑚𝑚2𝜎𝐹𝑎=45.93×1.5×1.01×1.65×1.12×1.3=167.17𝑁/𝑚𝑚2许用应力计算：所以满足要求；

=200×2×1×1.01×1.045×1=337.7𝑁/𝑚𝑚21.252)对于行星轮：弯曲应力计算：

3310.7=80×2.5

×2.75×1.6×0.693×1=72.84𝑁/𝑚𝑚2𝜎𝐹𝑐=72.84×1.5×1.01×1.65×1.12×1.3=265.11𝑁/𝑚𝑚2许用应力计算：所以满足要求。

=200×2×1×0.98×1.045×1=327.7𝑁/𝑚𝑚21.25第5章轴承设计与微型飞轮设计轴承设计轴承选择根据轴与孔直径，初选轴承类型与尺寸如下：表5.1轴承类型与尺寸位置型号右2/3dDb左16014深沟球轴承7011020右14020滑动轴承404420右2/333007AC圆锥滚子轴承356220行星架轴承*63020滑动轴承303420轴承校核2/3要承担较大的垂直方向的反力，而其他轴承基本只承担机构本身的重量，2/32/3轴承为一对圆锥滚子轴承，背对背安装。800Kg200Kg30Km/h=8.3m/s，则需要轴向力来抵消离心力：𝐹´=𝑚𝑣2=800×8.32=3674𝑁 (5.1)即：Ft=2000N，Fa1=918.5N

𝑎1 𝑅 15在极限状态下，假设车辆频繁拐弯或长时间拐弯，此时径向和轴向载荷不变，当量动载荷计算公式如下：其中：

P=+(5.2)Ft——稳定运行时，所承受的径向载荷；Fa——稳定运行时，所承受的轴向载荷；X——考虑到结构形式不同所设计的径向动载荷系数；Y——考虑到结构形式不同所设计的轴向动载荷系数；对于双列圆锥滚子轴承：表5.2当量动载荷系数判断系数eFa/Ft<=eFa/Ft>=e动Cr静Cor1.5tan25ºX:1、Y:0.45cot25ºX:0.67、Y:0.67cot25º40.8KN53.8KN对于轴承：

= 2000

=0.03717<0.699=𝑒 (5.3)𝐶𝑜𝑟查表5.2，则X=1、Y=3.22

53.8×1000P=1×2000+3.22×918.5=4957.57N对于角接触轴承的径向基本额定动载荷，线接触情况下：==1.71×40.8𝐾𝑁=69.8𝐾𝑁 (5.4)计算出当量动载荷之后，通过下式计算寿命：𝐿ℎ=

10660𝑛

𝑃

10)3=

10660×220

×(1×69.8×10004957.57

10)3=510561h (5.5)n——转速，30Km/h状态下，转速为220r/min;ft——温度系数，小于120℃，故取1；C——基本额定动载荷，取40.8KN;P——当量动载荷，由上文可知，取4957.57N;当汽车每天工作14h，每年工作300天，使用寿命为30年时，所需寿命：𝐿ℎ0=14×300×30=126000h轴承寿命远大于所需寿命，因此轴承满足要求。微型飞轮设计通过电磁仿真，得到某一周期内输出转矩如下图：图5.1转矩波动图经过matalab进行平整化绘图如下，同时按照平稳运行状态下正功与负功相等的条件计算出阻力矩，得到图如下：图5.2转矩波动优化图计算最大盈亏功如下：由此可用下式计算转动惯量：

图5.3计算结果𝐽=900𝑁𝑚𝑎𝑥=

=0.257𝑘𝑔∗𝑚2 (5.6)0𝐹 𝜋2𝑛2[𝛿] 𝜋2×10002×0.00405.3所示。为轮毂[10]5.3所示的飞轮的转动惯量为𝐽 =𝑚(𝐷2+𝐷2)=0.2811𝑘𝑔∗𝑚2>𝐽

(5.7)𝐹1 2 1 2 𝐹(𝐷2−𝐷2)式中：

m=πBρ1 2=3 (5.8)45.4飞轮结构图

m为轮缘部分的质量；D1为飞轮外径；D2为轮缘内径。材料为45钢，密度7.85g/cm3因此选D1=325mm，D2=285mm，m=3kg，B=20mm。其他机构1)行星架对于要求性能比较高的且重要的行星架，可用35CrMoA，一般传动可用45号钢或对于行星架，选用45钢；2)轴类零件轴类零件主要包括输出轴、输入轴和行星轮铀。常用材料为45、40Cr、35SiMn等，使用的热处理一般调质即可。当做成齿轮轴时，热处理不一定相同。当行星架的轴与行星架为整体铸钢件时，其铸造质量应严格控制，不允许有任何缺陷存在。行星轮所在轴采用与齿轮同种的材料，主轴采用45钢[11]；3)剩余其他没有特别要求的部件一律采用45钢。第6章参数仿真参数设定Ansoft现有版本中尚未有外转子开关磁阻电机，因此需要通过外部建立截面模型，然后导入到Ansoft软件中，设置初始条件，进行仿真。模型建立根据上文设计的外转子电机尺寸，在CAD中建模型如下，如图6.1；图6.1电机模型图图 6.2模型导入模型建立以后，要导出文件，并用AutoCAD2000格式，因为Ansoft更新比较慢，因此太高版本的CAD模型可能会导致识别错误[12]。模型导入选择InsertMaxswell2Dmodel，输入模型，随后使用描线工具进行描线，再删除掉导入的线条，完成模型输入，如图6.2设置面域Ansoft使用面域进行仿真计算，因此需要对各个部件进行创建面域：第一步，选分别选定定子、转子以及绕组所描的线条；第二步，使用Unite命令进行连接使之成为一个整体；第三步，选择每个线条使用Coverlines是线条变成面域，如下图6.3。Band进行静态仿真时，因为会调整转子位置以观察不同位置的仿真情况，因此需要设置运动部分和静止部分的分割部分，这就需要设置Band域，操作步骤如下：Coverlines第二步，设置外面域，建立两个尺寸一样的外面域，一个相减，生成Band面域用；第三步，设置空气隙域，面域圆的直径尺寸在定子和转子之间；第四步，用外面域减去空气隙域，执行步骤如下：依次选中外层和空气隙面域，执行SubtractBand面域。Band6.4。图6.3面域设置 6.4运动部分基本设置材料：内外层域材料：Air绕组导线的材料：Copper定、转子的材料：DW465_50激励源：1、外转子电机的定子有12极，三相，因此需要对绕组合理且适当的分相。绕组方式901224Coil命2、选择同为一极的相邻绕组为负相绕组，执行同样步骤，命名为NA，这个绕组即为A20etiv12步同样的步B、C相正负绕组；3步骤如下：绕组命名为PhaseA，种类设置中选择电流为激励源，选择导线通电方式为Stranded，并联属性设置为1。4、选择刚刚设置好的PhaseA，在出来的属性设置栏中，选择添加导线，选择设置A8PhaseABC相16个正负绕组。5Ansoft仿真中外0[12]。6.2静态仿真经过上述参数设置之后，保存仿真文件，之后设置仿真限制：初始位置即为模型目前的位置，仿真进行0.003s，仿真步距为0.0002s。图6.5运动参数设置图6.6完全不重合处图6.7部分重合处就静态仿真，只需要只对电机某一相绕组励磁通电放着即可，其他相通电仿真效果相同，其不短通电运行效果也可以从静态仿真中推断出来，该相绕组的磁链、转矩等输出参数会随电流以及转子位置的变化而发生变化。Ansoft对设计电机仿真对验证电机设计非常重要，有利于外转子开关磁阻电机的发展和优化。07.515度的时候进行观察[8]。根据图6.5和6.6即可看出，磁力线闭环路径是沿着定子到气隙，再到转子轭部；0度偏转位置，此时电感最小，且因为磁阻电机运行原理：磁力线总是沿着磁阻最小的路径导通，因此此时电机所产生的扭矩最大。图6.8完全重合处转子转动，定子与转子凸极之间间隙逐渐减小，使得磁力线磁阻逐渐变小，重叠面积逐渐加大，所输出的转矩逐渐减小的同时，电感也逐渐增大；转子继续转动，逐渐转子凸极与定子凸极重合，此时电感最大，因为磁通也沿着运行周期中磁阻最小的位置导通，因此此时转矩几乎为零，越过此位置之后，如果该相仍导电，则会导致转矩变为负值，降低效率的同时会增加转矩波动的幅度，因此要及时切换导电的绕组。6.9力矩-时间图15第7章整体建模catia外转子磁阻电机。行星齿轮减速机构

图7.1电机与轴减速机构为行星齿轮减速机构，主要尺寸设计如前所述，行星齿轮机构中的太阳轮与电机外转子通过行星架以及外转子和太阳轮上的形状结构约束传递动力，左右两侧有行星支架，其中右侧行星支架在保证行星轮可靠传递动力的同时将动力传输到轮毂上。装配图

图7.2减速机构图7.3装配图第8章总结针对轮毂电机的设计，本文首先分析了各种电机类型的优缺点，然后从中选择了无需永磁体、成本低且克服高温退磁缺点的开关磁阻电机，开关磁阻电机又分为外转子和