CN110307178B - 一种低噪音叶轮 - Google Patents
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Abstract
本发明公开了一种低噪音叶轮，其包括轮毂、叶片和导流环；所述叶片的根部与所述轮毂连接并围绕所述轮毂径向向外延展布置，所述叶片的梢部与所述导流环连接；其特征在于：a)叶片沿着轮毂周围不等距分布；b)相对于径向方向，各叶片具有前弯结构；c)相对于轮毂轴心线的垂面，各叶片倾斜；d)从叶片根部至梢部，叶栅弦长整体呈增加的趋势。本发明通过控制叶片之间地合理的不均布角度，可以实现声波相消的效果，同时调整叶片的弯曲、倾斜角度以及叶栅弦长等特征，叶轮在声品质方面取得了较佳的效果，总声压级可低于整车厂的总声压级78dB(A)的界线，同时阶次音也低于‑10dB(A)的界线。
Description
技术领域
本发明属于发动机冷却风扇技术领域，具体涉及一种低噪音叶轮。
背景技术
随着整车厂对汽车发动机散热要求的提高，不光是要求散热器风扇能够提供大风量和高效率，更把风扇的声品质作为重要的考核指标，总噪音不能高于整车厂的总声压级78dB(A)的界线，阶次噪音不能高于总声压级的-10dB(A)线。可见，声品质研究已经成为车辆噪音控制的新发展方向，声品质改善的目标将是既满足一般意义上的声学舒适要求，又能体现散热器风扇的档次和特色。现有散热器风扇所用风叶虽然具有大风量和高效率的能力，但总噪音超出了整车厂的总声压级78dB(A)的界线，阶次音超出了-10dB(A)的界线，无论是总噪音还是阶次音都已不能满足整车厂的高要求，因此，急需对风叶进行改进，在能够提供大风量和高效率的同时，也能满足整车厂声品质的要求。
发明内容
针对现有汽车发动机用散热器风扇的总噪音和阶次音都无法不能满足整车厂要求的技术问题，本发明的目的在于提供一种低噪音叶轮，本发明的低噪音叶轮在整体结构以及叶片的弯度，弦长和安装倾斜度等进行优化，在满足大风量和高效率的前提下，声品质也大大提高，总声压低于整车厂的总声压级78dB(A)的界线，阶次音也低于-10dB(A)的界线。
本发明的低噪音叶轮包括轮毂、叶片和导流环；所述叶片的根部与所述轮毂连接并围绕所述轮毂径向向外延展布置，所述叶片的梢部与所述导流环连接；其特征在于：
a)叶片沿着轮毂周围不等距分布
以工作时的运转方向为准，相邻叶片的根部后缘与轮毂轴心线的垂直连线所成的夹角记为间隔角，叶片共有N片，间隔角也共有N个，N＝9～13；叶片沿着轮毂周围不等距分布，相邻叶片安装的间隔角与均布角的大小之比为0.8～1.2，且其中至少N-1个间隔角一大一小依次交替变化；所述均布角是指叶片均匀布置时的间隔角，大小为360°/N；
b)相对于径向方向，各叶片具有前弯结构
以工作时的运转方向为准，从根部至65～75％叶高处，叶片后向弯组成后仰的弧度线；自65～75％叶高至梢部，叶片前向弯；所述叶高是指叶片梢部至轮毂轴心线的距离；
c)相对于轮毂轴心线的垂面，各叶片倾斜
以叶片各处的叶栅弦长线与轮毂轴心线的垂面所成的夹角为倾斜角，从叶片根部至梢部，倾斜角大小整体呈减小趋势，由26°～28°减至12°～14°；所述叶栅弦长线是指叶片任一处等高截面的前缘点与后缘点的连线，等高截面是指叶片上的以轮毂轴心线为轴的弧形截面；
d)从叶片根部至梢部，叶栅弦长整体呈增加的趋势
以叶根处的叶栅弦长为基准弦长，从叶片根部至梢部，叶栅弦长整体呈增加的趋势，由基准弦长增加至基准弦长的1.23～1.25倍。
本发明的一些较佳实施例中，其还包括无刷电机；所述轮毂上还设有安装孔，所述安装孔通过联轴结构与无刷电机装配成一体。该一体结构再与护风罩装配成散热器风扇总成，风扇总成与水箱冷凝器等组件装配在一起构成汽车的冷却模块。其中无刷电机可驱动叶轮同步旋转而使空气流动，来达到冷却发动机散热模块的效果；所述导流环连接叶片的梢部，既可以减小叶梢间隙泄漏又可以起到导流的作用。
叶片旋转扫过固定点时的叶片通过频率是叶片所引起的噪音频率，各叶片会产生不同的频率，当多个不同频率声波相互叠加时，其周期性的相位变化会导致叠加后的声波周期性地交替产生相长或相消干涉，于是形成了振幅起伏的阶次音。本发明通过控制叶片之间地合理的不均布角度，间隔角大小交替变化，可以实现声波相消的效果不仅可降低噪音的总声压级，而且可改善风扇的阶次噪音，更有利于人耳的舒适度和愉悦度。
较佳的，本发明为获得稳定的流场，且在特定工况(静压，流量)下能够在较高的静压效率下运行，风叶设计采用孤立翼型法，沿叶高方向采用变环量设计(根据气动力方程ΔCu*rα＝常数，轮毂比大时一般选α＝1则是等环量流型；由于叶片长，轮毂比小，一般取0～1沿叶高按变环量设计)，使全压沿半径增加并充分利用叶梢做功，且减小叶根负荷，有效的将机械能转化为风能，优化了流场，提高了效率并降低噪音。
本发明的一些较佳实施例具有11片叶片，即N＝11，因此叶片安装时也具有11个间隔角，其中10个间隔角一大一小依次交替变化，且其中5个不相邻的间隔角与均布角的大小之比大于1，另5个不相邻的间隔角与均布角的大小之比小于1。
进一步的，大小依次交替变化的10个间隔角与均布角的大小之比依次为1.13～1.15，0.84～0.86，1.17～1.19，0.82～0.84，1.07～1.09，0.91～0.93，1.13～1.15，0.87～0.89，1.17～1.19，0.84～0.86。剩余一个间隔角的大小受前面10个间隔角限制，为限制变量，大小为0.96～0.98。
较佳的，相对于径向方向各叶片弯曲，更具体的方案是：以根部前缘点与轮毂轴心线的垂直连线为基准线，叶片任一处等高截面的前缘点与轮毂轴心线的垂直连线和基准线所成的夹角大小为该处的弯曲角度；从根部至65～75％叶高处，叶片后向弯，弯曲角度由0°逐渐后弯至-4.5～-5.5°；自65～75％叶高至梢部，叶片前向弯，弯曲角度逐渐前弯9～11°。本发明中，叶片自65～75％叶高处至梢部，采用数值较大的前向弯角，使叶片流道变长，多圆弧衔接，气体流动均匀，不易产生涡流，提高了流场稳定性，降低了涡流团噪声。
较佳的，相对于轮毂轴心线的垂面各叶片倾斜，具有扁平的特征；更具体的方案是：从叶片根部至85～90％叶高处，倾斜角度由26～28°递减至15～17°；从85～90％叶高处至94～96％叶高处，倾斜角度递增0.5～1°；从94～96％叶高处至叶片梢部，倾斜角度再递减至12～14°。本发明中，叶片倾斜，且从根部到梢部，倾斜角度由大角度过渡到小角度，这种变化趋势适于叶片旋转特性；85～90％叶高至叶梢叶片角度相对平坦，根据等功率需要，安装角设计大小适中，对流量和噪音也起到关键性作用。
较佳的，从叶片根部至50～60％叶高处，叶栅弦长为基准弦长的0.95～1.05倍；从50～60％叶高处至85～95％叶高处，叶栅弦长逐渐增加至基准弦长的1.23～1.25倍；从85～95％叶高处至叶片梢部，叶栅弦长为基准弦长的1.23～1.25倍。本发明中，50～60％叶高至梢部，叶栅的弦长增加，可提升叶轮整体的压差，改变最佳效率区域，目的是更适配于大阻力冷却模块的散热需求。
经过多次模拟和试验验证，设计11片叶片并采用上述间隔角依次布置时，控制叶片之间地合理的不均布角度，可以实现声波相消的效果，同时调整叶片的弯曲、倾斜角度以及叶栅弦长等特征，叶轮在声品质方面取得了预料不到的积极效果，总声压可低于整车厂的总声压级78dB(A)的界线，同时阶次音也低于-10dB(A)的界线。
本发明的一些较佳实施例中，叶片根部到轮毂轴心线的距离为40～45％叶高。
本发明的一些较佳实施例中，叶高为80～200mm，叶片的基准弦长为40～50mm。
本发明的一些较佳实施例中，所述导流环、叶片和轮毂为整体注塑结构。
本发明的低噪音叶轮由于采用了以上技术方案，具有以下优点和特点：
1、本发明通过控制叶片之间地合理的不均布角度，间隔角大小交替变化，可以实现声波相消的效果不仅可降低噪音的总声压级，而且可改善风扇的阶次噪音，更有利于人耳的舒适度和愉悦度。尤其是采用11片叶片的方案，10个间隔角一大一小依次交替变化，且其中5个不相邻的间隔角与均布角的大小之比大于1，另5个不相邻的间隔角与均布角的大小之比小于1时，叶轮的声品质尤其优异，总声压低于整车厂的总声压级78dB(A)的界线，阶次音也低于-10dB(A)的界线；
2、本发明的叶片采用前弯型叶片结构，通过适当的前弯角度，优化了流场，起到了降低噪音的效果；同时，该风叶叶片数多弦长短，等功率情况下，具有降压头提高风量的特征；
3、本发明的叶片具有扁平的特征，在窄空间条件下，拉大了风扇与固定支架间的距离，有效降低了动静干涉效果；改善了涡流团冲击支架的噪声，即改善叶轮高速旋转时因气体边界层分离而产生的涡流所引起的噪声；
4、本发明为获得稳定的流场，且在特定工况(静压，流量)下能够在较高的静压效率下运行，风叶沿叶高方向采用变环量设计，使全压沿半径增加并充分利用叶梢做功，且减小叶根负荷，有效的将机械能转化为风能，优化了流场，提高了效率并降低噪音；
5、叶片顶部采用了导流环的结构，提高了叶片强度，克服了在高速旋转时，叶片在离心力作用下径向拉直引起的前弯角度和叶片翼型安装角的较大变化，保证了风叶的运行性能不会有大的变化。同时，由于导流环的支撑加强作用，克服了高速旋转时叶片的不规则抖动，避免了由于叶片抖动而引起的异常噪声，从而优化了声音的舒适程度；
6、本发明的低噪音叶轮具有份量轻的显著特征，为项目节省成本，提升竞争力。
附图说明
图1为本发明低噪音叶轮的正面示意图；
图2为本发明低噪音叶轮的立体示意图；
图3为本发明低噪音叶轮的背面示意图；
图4为本发明低噪音叶轮的侧面示意图；
图5为本发明低噪音叶轮的间隔角与均布角的大小之比的变化示意图；
图6为本发明低噪音叶轮的叶片弯曲角度的变化趋势示意图；图中截面半径为叶片各处到轮毂轴心线的距离，叶片有效半径即为叶高，下同；
图7为本发明低噪音叶轮的叶片倾斜角度的变化趋势示意图；
图8为本发明低噪音叶轮的叶片叶栅弦长的变化趋势示意图；
图9为本发明低噪音叶轮与普通风扇的风量-静压曲线对比图；
图10为本发明低噪音叶轮的噪音阶次曲线图(转速-声压级曲线)；
图11为现有叶轮的噪音阶次曲线图(转速-声压级曲线)；
图12为本发明低噪音叶轮的噪音坎贝尔图；
图13为现有叶轮的噪音坎贝尔图。
附图标记
轮毂1，叶片2，导流环3，安装孔4，加强警5。
具体实施方式
以下结合具体实施例，对本发明作进一步说明。应理解，以下实施例仅用于说明本发明而非用于限定本发明的范围。
实施例1
图1～图4示出了本发明一较佳的低噪音叶轮，其包括轮毂1、叶片2和导流环3。各叶片2的根部与轮毂1连接并围绕轮毂径向向外延展布置，叶片2的梢部与导流环3连接。
其中，轮毂1上还设有安装孔4，背面设有弧形加强筋5，加强筋5除了增加轮毂结构强度的同时，还能产生流场效果，对电机散热有一定帮助。安装孔4可通过联轴结构与无刷电机装配成一体。该一体结构再与护风罩装配成散热器风扇总成，风扇总成与水箱冷凝器等组件装配在一起构成汽车的冷却模块。其中无刷电机可驱动叶轮同步旋转而使空气流动，来达到冷却发动机散热模块的效果；导流环3连接叶片2的梢部，既可以减小叶梢间隙泄漏又可以起到导流的作用。
本发明实施例的关键在于叶片2的设计，具有以下特征：
a)叶片沿着轮毂周围不等距分布
以工作时的运转方向(图1中箭头所指的顺时针方向)为准，相邻叶片的根部后缘a与轮毂轴心线的垂直连线L1所成的夹角A1记为间隔角。本发明实施例中，叶片共有11片，那么间隔角也共有11个。假设叶片均匀布置，那么11的间隔角均相等，大小为360°/11＝32.7°，记为均布角。
本发明实施例中，11片叶片2沿着轮毂1周围不等距分布，相邻叶片安装的间隔角与均布角的大小之比为0.8～1.2，其中10个间隔角一大一小依次交替变化，依次为1.13～1.15，0.84～0.86，1.17～1.19，0.82～0.84，1.07～1.09，0.91～0.93，1.13～1.15，0.87～0.89，1.17～1.19，0.84～0.86，如图5所示，剩余一个间隔角(A0)的大小受前面10个间隔角限制，为限制变量，大小为0.96～0.98。
b)相对于径向方向，各叶片2采用前弯型叶片结构
如图1所示，以根部前缘点b与轮毂轴心线的垂直连线为基准线l0，叶片任一处等高截面的前缘点c与轮毂轴心线的垂直连线l1和基准线l0所成的夹角A2的大小为该处的弯曲角度；从根部至65～75％叶高处，叶片后向弯，弯曲角度由0°逐渐后弯至-4.5～-5.5°，组成后仰的弧度线；自65～75％叶高处至顶部，叶片前向弯，弯曲角度逐渐前弯9～11°，叶片弯曲角度的变化趋势如图6所示。本发明中，叶片自65～75％叶高处至梢部，采用数值较大的前向弯角，使叶片流道变长，多圆弧衔接，气体流动均匀，不易产生涡流，提高了流场稳定性，降低了涡流团噪声。
c)相对于轮毂轴心线的垂面，各叶片倾斜
以叶片任一处等高截面的前缘点与后缘点的连线为叶栅弦长线，等高截面是指叶片上的以轮毂轴心线为轴的弧形截面；以叶片各处的叶栅弦长线与轮毂轴心线的垂面所成的夹角A3为倾斜角(图2的A3示出了叶根处的倾斜角)，从叶片根部至85～90％叶高处，倾斜角度由26～28°递减至15～17°；从85～90％叶高处至94～96％叶高处，倾斜角度递增0.5～1°；从94～96％叶高处至叶片梢部，倾斜角度再递减至12～14°，叶片倾斜角度的变化趋势如图7所示。本发明中，叶片倾斜，且从根部到梢部，倾斜角度由大角度过渡到小角度，这种变化趋势适于叶片旋转特性；85～90％叶高至叶梢叶片角度相对平坦，根据等功率需要，安装角设计大小适中，对流量和噪音也起到关键性作用。
d)从叶片根部至梢部，叶栅弦长整体呈增加的趋势
以叶片任一处等高截面的前缘点与后缘点之间的距离为叶栅弦长，并以叶根处的叶栅弦长为基准弦长，从叶片根部至梢部，叶栅弦长整体呈增加的趋势，由基准弦长增加至基准弦长的1.23～1.25倍；从叶片根部至50～60％叶高处，叶栅弦长为基准弦长的0.95～1.05倍；从50～60％叶高处至85～95％叶高处，叶栅弦长逐渐增加至基准弦长的1.23～1.25倍；从85～95％叶高处至叶片梢部，叶栅弦长为基准弦长的1.23～1.25倍，叶片的叶栅弦长的变化趋势如图8所示。本发明中，50～60％叶高处至梢部，叶栅的弦长增加，可提升叶轮整体的压差，改变最佳效率区域，目的是更适配于大阻力冷却模块的散热需求。
较佳的，叶片根部到轮毂轴心线的距离为40～45％叶高。
较佳的，叶高为150～250mm，叶片的基准弦长为40～45mm。
较佳的，本发明为获得稳定的流场，且在特定工况(静压，流量)下能够在较高的静压效率下运行，风叶设计采用孤立翼型法，沿叶高方向采用变环量设计，使全压沿半径增加并充分利用叶梢做功，且减小叶根负荷，有效的将机械能转化为风能，优化了流场，提高了效率并降低噪音。
经过多次模拟和试验验证，设计11片叶片并采用上述间隔角依次布置时，控制叶片之间地合理的不均布角度，可以实现声波相消的效果，同时调整叶片的弯曲、倾斜角度以及叶栅弦长等特征，叶轮在声品质方面取得了预料不到的积极效果，不仅可降低噪音的总声压级，而且可改善风扇的阶次噪音，总声压可低于整车厂的总声压级78dB(A)的界线，同时阶次音也低于-10dB(A)的界线，更有利于人耳的舒适度和愉悦度。
效果实施例
本发明的低噪音轻质量叶轮尺寸：轮毂半径80～90mm，叶高190～200mm，叶片基准弦长40～50mm，导流环外径390～410。
作为对比的普通叶轮：具有八片叶片，轮毂、导流环尺寸同前者。
上述两种叶轮匹配同一无刷电机(频率f＝50Hz，占空比PWM＝86％)和同一护风罩，装配成冷却风扇总成，再搭配冷却模块进行系统测试，分别进行风洞试验测试风量-压差性能，以及声学测试。
风量-压差性能测试结果如表1和表2所示。
表1现有风叶的风量-压差性能数据
表2本发明低噪音叶轮的风量-压差性能数据
根据上表1和表2的结果绘制本发明低噪音叶轮与普通风扇的风量-静压曲线对比图，结果如图9所示。根据表1、表2和图9可知，流量在1200m3/h之内时，本发明的低噪音叶轮静压明显低于现有叶轮。而根据整车厂考核工作点要求，系统阻力0pa近似对应风扇总成本体的阻力，这个才是有效阻力，测试结果显示，静压接近为0pa时，两种叶轮通风能力相当，可见在较低静压工况条件下，本发明的低噪音叶轮即可替代已有高静压风扇。
声学测试结果如图10～13所示，其中图10和图11示出了本发明的低噪音叶轮和普通叶轮的噪音阶次曲线图。图12和图13分别示出了本发明的低噪音叶轮和普通叶轮的坎贝尔图，图中频率为横坐标，转速为纵坐标，每一条斜线代表转速在变化过程中该次谐波的谱线变化情况，风叶不同，体现的阶次不同。坎贝尔图是瞬态信号分析中最基本的方法，从中可以得到整个转速范围内转子振动全部频率分量的变化特征，转子某部分发生故障，可根据发生故障时的坎贝尔图得到其振动的转速、频率和振动幅值的大小，对进一步分析异常故障的原因以及允许极限振幅的设定有着十分重要的价值。
根据图10可知，本发明的低噪音叶轮在特定250Pa静压条件下，转速2720rpm，总声压级为76.5dB(A)，低于整车厂的控制线78dB(A)，且各阶次曲线均低于-10dB(A)界线，本发明的低噪音叶轮实现了降低总声压级的目的。而根据图11可知，作为对比的普通叶轮阶次曲线超过-10dB(A)界线，超出整车厂对噪音的目标要求，无法达到整车厂对音质的要求。而在汽车散热器风扇领域，小尺寸风叶，直径400mm左右，匹配系统后达到2150m3/h流量条件下，已有风扇的噪音往往处于80dB(A)，超出整车厂的控制线78dB(A)。
由图12可知，本发明叶轮噪音集中在11、17、22阶次，很明显，图中斜线光亮度低，说明本发明的低噪音叶轮各阶次声音振幅波动不大，这是该叶轮音质良好的最佳表征。而普通叶轮噪音集中在8，9，14，24阶次，图中斜线光亮度高，即各阶次声音振幅波动大，风叶音质欠佳。
综上，本发明的低噪音叶轮和一般型式风叶相比，尺寸相同的情况下，性能优势主要体现如下：
1、本发明的低噪音叶轮设计匹配系统适用于窄空间，通过合理的叶片设计改善内部流场，扁平化设计节约空间的同时可以有效地降低动静干涉作用，改善噪音；
2、从现有测试结果转速-声压级曲线来看，本新风叶的阶次噪音远低于-10dB(A)控制曲线，这是有效改善了那些令人感觉不舒服的声音的关键，提高了人耳愉悦感。
3、本发明叶轮噪音集中在11、17、22阶次各阶次声音振幅波动不大，叶轮音质良好。
以上已对本发明创造的较佳实施例进行了具体说明，但本发明创造并不限于实施例，熟悉本领域的技术人员在不违背本发明创新的前提下还可作出种种的等同的变型或替换，这些等同的变型或替换均包含在本申请权利要求所限定的范围内。
Claims (7)
1.一种低噪音叶轮，包括轮毂、叶片和导流环；所述叶片的根部与所述轮毂连接并围绕所述轮毂径向向外延展布置，所述叶片的梢部与所述导流环连接；其特征在于：
a)叶片沿着轮毂周围不等距分布
以工作时的运转方向为准，相邻叶片的根部后缘与轮毂轴心线的垂直连线所成的夹角记为间隔角，叶片共有N片，间隔角也共有N个；叶片沿着轮毂周围不等距分布，相邻叶片安装的间隔角与均布角的大小之比为0.8～1.2，且其中至少N-1个间隔角一大一小依次交替变化；所述均布角是指叶片均匀布置时的间隔角，大小为360°/N；
N＝11，其中10个间隔角一大一小依次交替变化，且其中5个不相邻的间隔角与均布角的大小之比大于1，另5个不相邻的间隔角与均布角的大小之比小于1；大小依次交替变化的10个间隔角与均布角的大小之比依次为1.13～1.15，0.84～0.86，1.17～1.19，0.82～0.84，1.07～1.09，0.91～0.93，1.13～1.15，0.87～0.89，1.17～1.19，0.84～0.86；
b)相对于径向方向，各叶片具有前弯结构
以工作时的运转方向为准，从根部至65～75％叶高处，叶片后向弯组成后仰的弧度线；自65～75％叶高至梢部，叶片前向弯；所述叶高是指叶片梢部至轮毂轴心线的距离；
c)相对于轮毂轴心线的垂面，各叶片倾斜
以叶片各处的叶栅弦长线与轮毂轴心线的垂面所成的夹角为倾斜角，从叶片根部至梢部，倾斜角大小整体呈减小趋势，由26°～28°减至12°～14°；所述叶栅弦长线是指叶片任一处等高截面的前缘点与后缘点的连线，等高截面是指叶片上的以轮毂轴心线为轴的弧形截面；
d)从叶片根部至梢部，叶栅弦长整体呈增加的趋势
以叶根处的叶栅弦长为基准弦长，从叶片根部至梢部，叶栅弦长整体呈增加的趋势，由基准弦长增加至基准弦长的1.23～1.25倍；
以根部前缘点与轮毂轴心线的垂直连线为基准线，叶片任一处等高截面的前缘点与轮毂轴心线的垂直连线和基准线所成的夹角大小为该处的弯曲角度；从根部至65～75％叶高处，叶片后向弯，弯曲角度由0°逐渐后弯至-4.5～-5.5°；自65～75％叶高至梢部，叶片前向弯，弯曲角度逐渐前弯9～11°。
2.如权利要求1所述的低噪音叶轮，其特征在于，从叶片根部至85～90％叶高处，倾斜角度由26～28°递减至15～17°；从85～90％叶高处至94～96％叶高处，倾斜角度递增0.5～1°；从94～96％叶高处至叶片梢部，倾斜角度再递减至12～14°。
3.如权利要求1所述的低噪音叶轮，其特征在于，从叶片根部至50～60％叶高处，叶栅弦长为基准弦长的0.95～1.05倍；从50～60％叶高处至85～95％叶高处，叶栅弦长逐渐增加至基准弦长的1.23～1.25倍；从85～95％叶高处至叶片梢部，叶栅弦长为基准弦长的1.23～1.25倍。
4.如权利要求1所述的低噪音叶轮，其特征在于，叶片根部到轮毂轴心线的距离为40～45％叶高。
5.如权利要求1所述的低噪音叶轮，其特征在于，叶高为80～200mm，叶片的基准弦长为40～50mm。
6.如权利要求1所述的低噪音叶轮，其特征在于，所述导流环、叶片和轮毂为整体注塑结构。
7.如权利要求1～6任一项所述的低噪音叶轮，其特征在于，其还包括无刷电机；所述轮毂上还设有安装孔，所述安装孔通过联轴结构与无刷电机装配成一体。
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