電動車兩檔變速器換擋機構(gòu)設(shè)計講解

1、換擋機構(gòu)設(shè)計學(xué)生姓名： 學(xué)生學(xué)號： 專業(yè)班級： 學(xué)院名稱： 指導(dǎo)老師： 學(xué)院院長：2015 年 5 月 20 日湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第I 頁電動車兩檔變速器換擋機構(gòu)設(shè)計摘要變速器已經(jīng)因為其對性能較大的提升逐漸成為一個電動車不可或缺的一部 分，目前最常用的是 AMT變速器。 本論文為此類型變速器設(shè)計一個換檔機構(gòu) （包 括電機驅(qū)動的換擋執(zhí)行機構(gòu)），主要重點有：1，根據(jù)對電動汽車變速器的受力分析，對換擋機構(gòu)進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，從而保 證換擋機構(gòu)性能， 保證換擋過程中不可與其他零件產(chǎn)生干涉， 結(jié)構(gòu)緊湊。 準確地 實現(xiàn)換擋電機對同步器的控制功能。2，保證換擋電機符合要求。需要計算同步器力矩和換擋力的大小，

2、可以通 過對換擋同步過程進行分析， 通過約束換擋速度和撥叉行程這兩個參數(shù)在合理范 圍內(nèi)，根據(jù)不同換擋時刻主從動齒輪的轉(zhuǎn)速差， 由此計算出換擋力， 以此為依據(jù) 完成選換擋電機及傳動機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計。3，要選擇合適的電動執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式，保證電動執(zhí)行機構(gòu)可以可靠平 穩(wěn)的換擋， 并且通過結(jié)構(gòu)設(shè)計對換擋過程進行優(yōu)化， 達到減小換擋時的沖擊， 保 證壽命，減小換擋電機功率，減小成本的優(yōu)點。關(guān)鍵詞： 電動車兩檔變速器，換擋機構(gòu)，結(jié)構(gòu)設(shè)計，換擋過程優(yōu)化，三維建模湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 II 頁Electric car two speed transmission shift mechanism desi

3、gnAbstractbecause of its great performanc，e Transmission is becoming an integral part of an electric car, the most commonly used is the AMT transmission. this thesis is about designing a shift mechanism for this type of transmission (including a motor-driven shift actuator), the main focus are:1, ba

4、sed on stress analysis of electric vehicle transmission, the shift mechanism is designed to ensure that the performance of the shift mechanism to ensure that the shift process can not interfere with other parts, compact structure. Achieving the Shifting motor to control the synchronization accuratel

5、y.2, to ensure the shift motor compliance with the requirements. Need to calculate the synchronization torque and the shifting power. Through an analysis of shifting during synchronization.By constraining the shifting rate and shift fork movement within reasonable limits to calculate the shifting fo

6、rce,depending on these,we can choose the appropriate shifting motor and shifting mechanism.3, To select the appropriate electric shifting actuator form, guarantee electric shifting actuator smooth and reliable, and by the structural design to make the shifting process optimization, to reduce the imp

7、act of the shift time to ensure longevity, reduced shift motor power,to reducing costs.Key Words:Electric car two speed transmission，Shifting mechanism，Structural Design， Shifting Process Optimization， 3-dimensional modeling湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 III 頁目錄1 緒論 . . . .11.1 課題背景及目的 11.2 國內(nèi)外研究狀況 21.3 課題研究方法 32 換擋

8、電機執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計 .42.1 選換擋電機執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式 . 42.2 換擋過程優(yōu)化 . . .53 換擋電機的設(shè)計計算 . . 3.1 計算方法和主要分析思路 . .103.2 主要設(shè)計參數(shù) . . .113.3 換擋力的計算 . . . .113.4 確定電動機型號和確定減速比 .143.5 對換擋行程優(yōu)化的結(jié)果經(jīng)行驗證 .144 換擋機構(gòu)的受力分析與設(shè)計校核 .154.1蝸桿蝸桿的設(shè)計 .154.2 蝸輪軸的設(shè)計 .184.3 凸輪軸的設(shè)計 .254.4 換擋撥叉的設(shè)計 .304.5 自鎖軸的設(shè)計 . .365 結(jié)論 . 386 致謝 . 427 參考文獻 . 438 附錄 . 44湖南

9、大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）一、緒論1.1 課題研究背景及目的 隨著油價的不斷上漲和人們對環(huán)境污染問題的日益關(guān)注 , 電動汽車因其安全 可靠, 清潔環(huán)保的特點而成為未來汽車研究和發(fā)展的重要方向。除了污染小，電 動車還有很多優(yōu)點。 比如電動車噪聲低， 能有效減小噪聲污染， 提高駕駛舒適度。 電動車的效率也很高， 與內(nèi)燃機相比可以大大節(jié)省資源。 同時電動汽車在成本方 面也有優(yōu)勢， 與一般的使用燃油的汽車相比， 電動汽車具有操縱簡便、 結(jié)構(gòu)簡單， 汽車傳動部件比較少，而且不需要更換機油、油泵，還有冷卻水，消聲裝置等， 在維修保養(yǎng)方面的工作量相對較少。 在一些特殊場合， 比如不通風(fēng)、 冬天低溫場 所，或者高海

10、拔缺氧的地方， 電動車與內(nèi)燃汽車相比還具有適用范圍廣， 不受所 處環(huán)境影響的特點。所以電動車并不如以前所想象的那樣僅僅是為了保護環(huán)境而開發(fā)，如果解決 了蓄電池的一些問題， 它在駕駛舒適度， 可靠性， 成本方面都有內(nèi)燃汽車無法比 擬的優(yōu)點。所以，電動車的發(fā)展，必然是以后汽車的重點發(fā)展方向。與內(nèi)燃機相比，電動機的輸出轉(zhuǎn)矩較為固定，不像內(nèi)燃機轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速有很大 的關(guān)系，所以電動車不用通過變速器繁瑣的換擋，就可以完成起步，加速，高速 行駛的過程。 但是沒有檔位的電動車的電動機在高速運轉(zhuǎn)時扭矩較大， 而并不需 要這么大的扭矩，所以浪費了電能，降低了效率，電動車在爬坡時，電動機也會 因為其扭矩的限制而產(chǎn)生最

11、大爬坡度不足的情況。 而在啟動時， 電動機固定的扭 矩也導(dǎo)致它不能更快的加速。所以電動汽車再起步，加速，上坡，高速行駛情況 下，會浪費很多電量，在地面起伏比較大的地帶，或擁擠的城市里面，電動汽車 的效率會大大降低。簡單的說，就是沒有變速器的電動車太“笨”了，它的扭矩 只能在很有限的范圍內(nèi)變化， 而且不會朝以此時工況最適宜的扭矩變化， 所以在 上述對扭矩需求超出或低于電動車扭矩范圍的情況下， 無變速器的電動車就會顯 示出他的劣勢， 而加裝一個變速器就可以改變這一狀態(tài)， 就可以在根據(jù)不同工況 所需的扭矩的不同來掛入合適的檔位， 從而使電動汽車的性能得到大幅提升， 而 且可以簡化電動機的冷卻系統(tǒng)。湖

12、南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）本畢業(yè)課題的目的是通過綜合運用車輛工程的知識，對電動汽車專用的兩檔 變速器的換擋機構(gòu)進行設(shè)計。 根據(jù)電動汽車對動力的要求， 對換擋機構(gòu)進行設(shè)計， 較好地實現(xiàn)換擋機構(gòu)在箱體內(nèi)的布置，準確地實現(xiàn)換擋電機對同步器的控制功 能。本課題訓(xùn)練學(xué)生的系統(tǒng)思維、 獨立思維及知識的綜合應(yīng)用能力， 掌握換擋機 構(gòu)的設(shè)計能力。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 電動車變速器在國外發(fā)達國家技術(shù)應(yīng)用已經(jīng)相當(dāng)成熟，變速器基本已經(jīng)成為 國外發(fā)達國家電動車的標(biāo)配， 但國內(nèi)電動汽車制造商的電動汽車， 變速器的使用 率還很低，主要原因是 1、人們剛剛認識電動車時錯誤的認為電動車不需要變速 器。 2、最初國內(nèi)制造的主要是

13、低功率電動車，相比于高功率電動車，低功率電 動車使用變速器的提升較小，也不需要兩檔以上的變速器。 3、國內(nèi)汽車自動變 速器生產(chǎn)水平較低。因此，在純電動乘用車技術(shù)條件里沒有規(guī)定必須使用自 動變速器。 但是，隨著國內(nèi)自動變速器產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和大家對變速器認識的逐漸改 變，自動變速器汽車已經(jīng)成為了電動汽車的主流。 因此，電動車多擋自動變速器 有著廣闊的市場前景，是非常值得研究的項目。目前電動車所使用的變速器主流是 2AMT，兩檔是因為，目前國產(chǎn)電動車大 多使用較為小型的驅(qū)動電機， 對汽車動力性能沒有過高的要求， 只要能保證滿足 汽車足夠的起步扭矩和最大爬坡度的需要就可以了。 所以兩個檔位就可以滿足要 求

14、，檔位過多反而會增大變速器尺寸，重量，成本。是得不償失的。采用自動變 速器而不使用手動變速器是因為， 對電動車來說， 駕駛員不能像內(nèi)燃汽車一樣通 過對發(fā)動機聲音等的感覺的經(jīng)驗來換擋， 因為電動車不會產(chǎn)生這種反應(yīng)汽車工況 的直觀信息， 而且手動換擋也較為麻煩。 而自動變速器可以根據(jù)車速、 汽車所受 扭矩，駕駛員命令等參數(shù)，確定最佳擋位，控制離合器的分離與接合、換擋桿對 檔位的選擇， 以及對發(fā)動機油門開度的調(diào)節(jié)等操作過程， 以此實現(xiàn)最佳的換擋過 程和實現(xiàn)換擋自動化。與 AT，CVT等相比， AMT保持了原有機械變速器的基本結(jié) 構(gòu)，具有傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、省油、成本低、制造工藝要求低、維修方便，湖

15、南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）工作可靠等優(yōu)點，十分適合在電動車中使用。所以目前 2AMT是電動車變速器的 首選。而本論文就是為了設(shè)計適用于 2AMT的電執(zhí)行自動換擋機構(gòu)。1.3 課題研究方法1 ，選擇合適的電動執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式，保證電動執(zhí)行機構(gòu)的可以可靠平 穩(wěn)的換擋， 并且通過結(jié)構(gòu)設(shè)計對換擋過程進行優(yōu)化， 達到減小換擋時的沖擊， 保 證壽命，減小換擋電機功率，減小成本的優(yōu)點。2 ，保證換擋電機符合要求。需要計算同步器力矩和換擋力的大小，可以通 過對換擋同步過程進行分析， 通過約束換擋速度和撥叉行程這兩個參數(shù)在合理范 圍內(nèi)，根據(jù)不同換擋時刻主從動齒輪的轉(zhuǎn)速差， 由此計算出換擋力， 以此為依據(jù) 完成選換

16、擋電機及傳動機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計。3，根據(jù)對電動汽車變速器的受力分析，對換擋機構(gòu)進行設(shè)計，保證換擋機 構(gòu)性能，保證換擋過程中不可與其他零件產(chǎn)生干涉， 結(jié)構(gòu)緊湊。 準確地實現(xiàn)換擋 電機對同步器的控制功能。湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）二、換擋電機執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計2.1 選擇換擋電機執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式換擋電機執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式多種多樣，由于 AMT換擋時，在摘擋后和同步 嚙合完成之間， 會有一段空擋滑行階段， 這一階段會出現(xiàn)動力中斷的情況， 動力 中斷的時間過長會對汽車的加速性能和平順性造成影響， 因此必須使選換擋在較 短的時間內(nèi)完成，縮短動力中斷時間。對本變速器，換擋時間取 400ms。并且由 于換擋撥叉在換擋過

17、程中的受力是不均勻的， 由于傳統(tǒng)的由電機直接驅(qū)動的執(zhí)行 機構(gòu)輸出為定值， 不利于提高性能， 所以我采用電機通過一變形凸輪機構(gòu)驅(qū)動的 結(jié)構(gòu)形式，如下簡圖所示：圖 2.1 換檔前圖 2.2 換擋后湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）2.2 換擋過程優(yōu)化根據(jù)功率守恒 P=FV ，V=R ta，n 為了使 P更小，F(xiàn) 一定，所以可以減小 V，即減小 。改變凸輪的傾角 ，在嚙合過程中，由于受力較大，所以為了減 小電機的載荷，傾角較小，在中間行程中，撥叉幾乎不受力， 同時為了提高速度， 縮短動力中斷時間，傾角可以較大。對于此凸輪的壓力角，壓力角的定義是：推 桿所受正壓力的方向與推桿上點的速度方向之間所夾之銳角。 由圖

18、可知， 此凸輪 的推桿所受正壓力方向為接觸點凹槽的垂直方向， 運動方向為沿凸輪軸運動， 可 知壓力角等于凸輪傾角 。圖 2.3 凸輪傾角和壓力角示意圖實際上對換擋過程的優(yōu)化就是對凸輪的壓力角 經(jīng)行優(yōu)化 對凸輪的傾角進行設(shè)計 :（1）已知換擋行程為 14mm，同步器同步行程為 4mm。（2）因為要保證換擋軸強度，所以凹槽不能過窄，取 r=3mm，為了讓凸輪 壓力角盡量小， 就需要保證整個換擋行程是在相對較大的圓周行程內(nèi)完成， 受凹 槽寬度的影響，不能通過增加轉(zhuǎn)數(shù)來提高圓周行程，只能通過提高凸輪半徑 R 來實現(xiàn)，半徑 R=15mm，可以保證凹槽之間有 7mm的間距。再由 s=14mm， 轉(zhuǎn)動湖南大

19、學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）480度。所以換擋過程中圓周行程為 2r480/360 12m5m.6.6（3）為防止由于 的變化產(chǎn)生的在剛進入嚙合時由于速度突然變化產(chǎn)生慣 性力，影響換擋機構(gòu)壽命， 所以，在不受力的換擋行程中， 的角度應(yīng)平滑過渡。 具體表現(xiàn)為在換擋力作用前后， 凸輪的速度應(yīng)不變。 在空檔行程內(nèi)， 加速度不變（4）恒坐標(biāo)中點出斜率最大，為保證凸輪機構(gòu)效率，防止自鎖，根據(jù)機械 設(shè)計的一般標(biāo)準 ,壓力角 30.圖 2.4 換擋行程與圓周行程的函數(shù)簡圖由這幾個約束條件可以得出如圖 2.4 所示的換擋行程與圓周行程的函數(shù)簡 圖。由此我們可以設(shè)出這條分段函數(shù)的方程：設(shè)：第一段為 y=kx( 0y)4

20、第二段為 y=ax2+bx+c(4 y 7) 第三段為 y=gx2+dx+e(7 y 10) 第四段為 y=kx+f(10 y14)未知數(shù)為 a，b，c，d，e，f，g，k。一共 8 個未知量，可列出 8個函數(shù)求解：2*a*240+b=0.15（對第二段函數(shù)，在 3 點的斜率不超過 0.15）湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）7=2402*a+b*240+c（對第二段函數(shù)，必過（ 240,7）點）4=a*（4/k）2+4*b/k+c （第一段和第二段函數(shù)交于（ 4/k ，4）點） 2*a*4/k+b=k （在 2 點處，第一段函數(shù)和第二段函數(shù)斜率相同） 14=480*k+f （函數(shù)必過（ 480,14）

21、點）2*g*240+d=0.15（對第三段函數(shù)，在 3 點的斜率不超過 0.15） 7=-g*2402+d*240+e （對第三段函數(shù)，必過（ 240,7）點） k=-2*g*（10-f）/k （在 4 點處，第三段函數(shù)和第四段函數(shù)斜率相同） 通過 matlab，即可算出了這幾個參數(shù)， 得出凸輪的函數(shù)。 （算法見附錄 A。） 再次通過 matlab 畫出其函數(shù)（算法見附錄 B） 這樣就可以得到換擋行程于凸輪旋轉(zhuǎn)角度的函數(shù)圖像。 又因為：橫坐標(biāo)為 x， x2r/480=，LL 為凸輪圓周行程， 經(jīng)過轉(zhuǎn)換之后就可以得出換擋行程 s 與圓周行 程 L 的函數(shù)圖像如圖所示：圖 2.5 圓周行程與換擋行

22、程的函數(shù)關(guān)系如圖 1.5，即為圓周行程與換擋行程的函數(shù)關(guān)系。此函數(shù)的斜率為tan 。對上述函數(shù)求導(dǎo)即可得到圓周行程與 tan 的函數(shù)圖湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）圖 2.6 圓周行程與 tan 的函數(shù)圖如圖 2.6，我們進步得到了tan 的函數(shù)， tan 的最大值為 0.57，得arctan =29，.6小于 30故符合要求。min 對應(yīng)為同步過程中的凸輪壓力角，為arctan0.075=4.3 。由于 v=wrtan =2nta，n 所以，再對上述函數(shù)求導(dǎo)就可以得到圓周行程與加速度 a 的函數(shù)圖像：圖 2.7 圓周行程與加速度 a 的函數(shù)圖像湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）由于機械中的零件的剛度都很高，

23、 近似與剛體， 所以由于機械結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的速 度的突變會產(chǎn)生很大的加速度， 所以由此產(chǎn)生的沖擊力也很大， 這對于保護機械 的受力是不利的，所以消除沖擊力很有必要。如圖，速度沒有突變的時刻，所以 不會產(chǎn)生過大的加速度，也就不會產(chǎn)生沖擊力。湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 10 頁三、換擋電機的設(shè)計計算3.1 計算方法和主要分析思路為了保證在各種情況中換擋機構(gòu)都能安全、 可靠，精準的完成換擋， 變速器 的撥叉軸和結(jié)合套上一般都設(shè)有互鎖、 自鎖裝置， 從而避免了換擋時同時換入兩 檔，換擋后檔位自動脫落。因此，使用電動執(zhí)行機構(gòu)換擋時，它需要在不同的時 間里克服慣性力、 互鎖阻力和自鎖阻力， 還有同步過程受到的同

24、步力。 才能最終 完成換擋行程。 對一個設(shè)計合理的變速箱來說， 這幾個負載的峰值是不會同時出 現(xiàn)的，在不同檔位的相互轉(zhuǎn)換中，力的大小也不同，但自鎖阻力、互鎖阻力這些 負載是在一定的范圍內(nèi)的， 并且阻力值一定是定小于換擋同步力， 因為只有同步 力大于這些阻力時才能完成換擋。 所以根據(jù)上述情況， 在設(shè)計換擋執(zhí)行機構(gòu)的過 程中，一般是按照最大同步力的值和摩擦產(chǎn)生的負載來進行計算， 而忽略換擋過 程中受到的各種摩擦力， 所以換擋過程分析則主要是同步過程的分析。 所以換擋 力是決定換擋電機功率的主要因素， 再通過約束換擋速度和撥叉行程這兩個參數(shù) 在合理范圍內(nèi)，根據(jù)不同換擋時刻主從動齒輪的轉(zhuǎn)速差等參數(shù)，計

25、算出換擋力， 以此為依據(jù)完成選換擋電機及傳動機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計。 忽略摘擋時所受的互鎖阻力 和自鎖阻力， 即可將換擋過程看做換擋同步力做了同步時間的功。 根據(jù)功率平衡 原理，即可算得換擋電機所需的功率，轉(zhuǎn)速。圖 3.1 一般變速器時間 t 與換擋力 F 的關(guān)系由圖可知， A 點為摘檔阻力， B 點為換擋力，換擋力比摘到阻力大很多，是整個同步過程中最大的力，所以要以換擋力作為設(shè)計參數(shù)湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 11 頁3.2 主要設(shè)計參數(shù)： 換擋行程不大于。 要求換擋時間不大于 4。i 低=3.17 i 高 =1.5 主減速比 i=5.0。 同步器阻力系數(shù) 取 0.1。 同步器錐面角 取 7。 同步

26、器錐面平均半徑取 25mm。 同步器截面厚度為 4mm。 換擋時驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速為 2000r/min3.3 換擋力的計算 ）建立同步器系統(tǒng)模型本換擋機構(gòu)采用鎖止式同步器， 對同步過程的理論分析， 同步器系統(tǒng)可簡化 成如下圖的形式，使用牛頓第二定律對該系統(tǒng)進行在同步過程中的分析。Mm- 同步器摩擦力矩Jr- 同步器輸入端等效轉(zhuǎn)動慣量- 同步器兩端角速度差Md- 阻力矩t- 同步時間F- 滑套軸向換擋力R- 同步齒輪圓錐面平均半徑 -同步器齒輪圓錐面摩擦系數(shù) -同步齒輪圓錐面錐度圖 3.2 同步器受力簡圖湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 12 頁同步齒環(huán)與同步齒輪圓錐面接觸產(chǎn)生摩擦力矩， 其作用是加速被連

27、件轉(zhuǎn)動達到同步條件，即同步器兩端轉(zhuǎn)速差消失，其力矩平衡方程為：1）wM m JrM Dm r t D由（1）FR sinMD2）2）式可得 同步器換擋力為：Jr/t M DRsin換高檔時取減號，換低檔時取加號。2）參數(shù)確定 ：（1）Jr 為同步器輸入端的轉(zhuǎn)動慣量 轉(zhuǎn)動慣量的計算：換檔過程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零部件包括：離合器從 動片、輸入軸、輸出軸、輸出軸上常嚙和換擋齒輪。統(tǒng)稱為同步過程的輸入端。 而輸入端的轉(zhuǎn)動慣量 Jr 的計算步驟是：首先計算上述相關(guān)零部件的轉(zhuǎn)動慣量， 而后按不同的檔位轉(zhuǎn)換到被同步的檔位齒輪上去。取得數(shù)據(jù)：離合器從動片： R=46.6mm r=21mm d=8mm 材料

28、：低碳鋼 密度： 7.85 輸入軸： R=18.5mm d=180mm 材料：滲碳鋼 20CrMnTi 密度： 7.8 輸出軸： R=26mm r=7.25mm d=157mm 材料：滲碳鋼 20CrMnTi 密度： 7.8 同步器： R=50mm r=10 d=20 材料：鑄鐵 密度 7.4一檔齒輪： R=43 r=22.5 d=18 材料：鍛鋼 密度： 7.85二檔齒輪： R=58 r=21 d=23 材料：鍛鋼 密度： 7.85 公式：實心圓柱： J=1/2mr2空心圓柱： J=1/2m（r2+R2）轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換公式 : Jb Ja（zb ）2za將 a 軸上的轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)換為 b 軸得一

29、檔時 J1=8.35 10-3湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 13 頁二檔時 J2=10.64 10-3（ 2）角速度差 由電動機特性圖可知，在電動機轉(zhuǎn)速為 2000r/min 的時候換擋，此時， =（2 n）/6/0i 低 -（2 n/）60/i 高。已知 i 低=3.17 i 高=1.5 主減速比 i=5.0 。得 =15.3rad。/s（ 3）同步時間 t 根據(jù)凸輪壓力角和換擋總用時， 得 t=4mm/tan /360 40。0ms 得 t=4/14 400ms=145ms。（ 4）阻力矩 Md 因為換檔電機時，同步器嚙合過程中速度波動很小，所以加速度 a 很小，阻 力矩與 a 相關(guān)，也很小

30、，故可忽略不計。（ 5）同步器阻力系數(shù) 由已知條件同步器阻力系數(shù) 取 0.1（ 6）同步器錐面角 由已知條件同步器錐面角 取 7（ 7）同步器錐面平均半徑 r 由已知條件同步器錐面平均半徑 r 取 25mm。由此可得一檔換擋力 F1=5143Jr=42.9N，二檔換擋力 F2=54.7N。之后的計算 取其中的較大值。3）電動機額定功率與轉(zhuǎn)矩的計算 電動機所需的轉(zhuǎn)速很容易得出，即要在 400ms 內(nèi)使凸輪桿轉(zhuǎn) 480得 n=480/360/0.4 60=180r/min 。 根據(jù)能量守恒原理：FS=Pt其中 F1=42.9N F2=54.7N S=0.04m t=0.135。湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(論

31、文)第 14 頁在之后的計算中，以其中較大的力 F2 為準。得 P=16.2w ，考慮到電機的加速需要時間，為了保證換擋時間不超過 0.4ms，應(yīng)選擇較高點的電機功率。得 T=0.86N m。4. 確定電動機型號和確定減速比我們發(fā)現(xiàn)換擋機構(gòu)要求較低的轉(zhuǎn)速， 同時要求較高的扭矩， 普通的電機不能 較好的匹配這兩點性能。 所以，可在換擋電機與換擋機構(gòu)之間加一級減速器， 從 而降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩。從而降低對換擋電機的扭矩要求，節(jié)省成本和空間。對于減速器的傳動形式， 我選擇了蝸輪蝸桿傳動， 因為根據(jù)前面的出的所需 轉(zhuǎn)速和扭矩， 這個減速器所需的減速比較大， 選擇蝸輪蝸桿可以減小減速器所占 得空間，雖然

32、蝸輪蝸桿的傳動效率較低， 但是換擋電機的功率不大， 所以不會因 效率低浪費太多電能。 另外，蝸輪蝸桿傳動的的自鎖功能可以有效的化解車輛行 駛過程中給執(zhí)行機構(gòu)的反作用力矩，從而增加結(jié)構(gòu)的使用壽命。 經(jīng)過計算：選擇電機型號為 無刷直流電動機 45ZWN24-10.13 .20表 3.1 換擋電機參數(shù)額定功率額定轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩效率20w3000r/min0.063Nm0.95在由轉(zhuǎn)速計算： 3000/180=16.7得減速比為 16.75. 對換擋行程優(yōu)化的結(jié)果經(jīng)行驗證 ： 如果使用壓力角一定的凸輪： =arcta(n 14/2 r 480/3)6=06.4 經(jīng)過計算，二檔時的換擋力 F3=81.8N

33、 P1=F3S/t=24.2w。24.2w16.2w 故此凸輪優(yōu)化可以有效減少設(shè)計電機的額定功率湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 15 頁四、換擋機構(gòu)的受力分析與設(shè)計校核4.1 蝸輪蝸桿的設(shè)計1）選擇蝸桿傳動類型根據(jù) GB/T 10085-1988 推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI ） 。蝸輪蝸桿的自鎖性能， 可以有效的化解車輛行駛過程中反作用帶給執(zhí)行機構(gòu)的力矩， 從而提升換擋電機 的使用壽命， 但考慮到電動車的換擋力與一般的汽車相比較小， 而且有自鎖功能 的蝸輪蝸桿效率僅有 0.4，這會大大提高換擋電機的額定功率。提高換擋電機的 成本和所占空間，所以決定不使用有自鎖性能的蝸輪蝸桿。2）選擇材料由于蝸桿

34、傳動的功率較低，速度較低，所以蝸桿使用 45 號鋼；并且蝸桿螺 旋齒面需要淬火，這樣可以使傳動效率更高，磨損較小，硬度為45 55HRC。蝸輪使用鑄錫磷青銅。為了節(jié)約材料，僅齒圈用青銅加工，而輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造。3）按照齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動設(shè)計準則，先按照齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根的彎曲疲勞強度。傳動中心距：a 3 KT2(ZEZH)2 。（ 1）確定作用于蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2按 Z1=2 ，估取效率 n=0.85，則 T2=9.55 106P2/n2=849Nmm。（2）確定載荷系數(shù)因工作的載荷較穩(wěn)定，所以取載荷分布不均系數(shù) Ka=1.15，Kb=1.

35、0，查表 11-5， 選用使用系數(shù) Kc=1.15 Kc=1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊較小，可以取動載荷系數(shù) Kv=l.0 K v=l.0得 K=KvKaKbKc=l.0 1.15 1.0 1.15=1. 21（3）確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅 ZCuSnlOP1蝸輪和鋼蝸桿相配，故 ZE=160MPa 1/2 。（4）確定接觸系數(shù) Zp湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 16 頁一般而言 d1/a=0.35，所以先假設(shè)它們的比值為 0.35，再選取 Zp，查圖得 Zp=2.9。（5）確定許用接觸應(yīng)力 H根據(jù)蝸輪蝸桿材料為鑄錫磷青銅 ZCuSnlOP1，螺桿螺旋齒面硬度 45HRC， 可從表

36、11-7 中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力為 268MPa。應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=60118012000=12.96107壽命系數(shù) K=0.7259則 H=194.6MPa計算中心距：2 a=321894（1602.9/194.6）2=18cm。（6）得出結(jié)果由于中心距較小，表中沒有可選蝸輪蝸桿，所以自行設(shè)計，在 intentor 中， 輸入傳動比和中心距，可以生成推薦參數(shù)：輸入傳動比 =1:16.7 中心距 =20mm 選取了一組數(shù)據(jù)：蝸桿頭數(shù)： 1 蝸輪齒數(shù)： 17 中心距： 20 mm 切向模數(shù)： 1.4mm導(dǎo)程角： 5.1022 直徑系數(shù)： 11.2 變位系數(shù)： 0.1857 進一

37、步得到了：蝸輪厚度 =0.75da1=11mm蝸桿長度 =（11+0.06Z2）m=22mm湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 17 頁圖 4.1.1 蝸輪蝸桿三維圖圖 4.1.2 蝸輪蝸桿機構(gòu)參數(shù)圖（ a）湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 18 頁圖 4.1.3 蝸輪蝸桿機構(gòu)參數(shù)圖（ b）圖 4.1.4 蝸輪蝸桿機構(gòu)參數(shù)圖（ c）2、蝸桿軸的設(shè)計（ 1）選擇材料選擇軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 這樣可以滿足軸的抗彎及抗扭強度； 而且 成本低，來源廣。（ 2）初選軸直徑：湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 19 頁d A0 3 P2 ，查表得 A0=110，n2P1=P1=200.95=19wN1=4000r/m

38、in得 d 3mm但考慮到過小的直徑無法使用標(biāo)準的軸承固定，所以最短出的 d=6mm左邊 L 1為了安裝軸承，并與蝸輪保持一定的距離，取 L1=12mm， L 2=蝸桿長 度=22mm，L3 由電動機決定，取 25mm。（3）對軸直徑進行校核根據(jù)軸上的彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度。對蝸輪蝸桿機構(gòu)：Ft1,Fa1,Fr1是蝸桿的圓周力，軸向力，徑向力。Ft2,Fa2,Fr2是蝸輪的圓周力，軸向力，徑向力。Ft1=Fa2=2T1/d1Fa1=Ft2=2T2/d2Fr1=Fr2=Ft2tan T1，T2是蝸桿和蝸輪上的公稱轉(zhuǎn)矩。T1=63NmmT2=849Nmmd1，d2 是蝸桿和蝸輪的分度圓直徑。d

39、1=11.68mmd2=27.12mm=5.1即可求得Ft1=Fa2=10.8NFr1=Fr2=5.6NFa1=Ft2=63.3N湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 20 頁圖 4.2.1 蝸桿軸受力簡圖蝸桿軸受力如圖 4.2.1 所示，由圖可知，蝸桿受力處為危險截面L 總長為 =25+22+12.5=59.5mm，其中左端到蝸桿受力點 L=12+11=23mm 由上述條件可以可出蝸桿軸各點彎矩和軸承處支反力。蝸桿處截面受力如圖：載荷水平面垂直面支反力Fnh1=7.2N Fnh2=3.6NFnv1=3.7N Fnv2=1.9N彎矩Mh1=152NmmMv1=257N mm總彎矩M1=298Nmm扭矩T

40、1=63Nmm根據(jù)公式： M （ T）W根據(jù)軸雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 =1，W0.1d3得 =14.1MPa，前面已經(jīng)選定軸的材料是 45 鋼，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得 =60MPa, 所以符合要求。（4）軸承的初選：因為軸承同時承受軸向力和徑向力的作用， 同時只使用一個軸承， 所以選用湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 21 頁深溝球軸承。根據(jù) D=6mm，選擇軸承型號為 GB/T 5800-2003 型，規(guī)格 618/6， 外徑 =13mm，內(nèi)徑 =6mm，寬度 =3.5mm。（5）軸承的強度校核1，求比值：Fa/Fr=11.2/8.1=1.31根據(jù)表 13-5，選擇角

41、接觸軸承。2，初步計算其當(dāng)量動載荷，根據(jù) P=f（XFr+YFa）根據(jù)表 13-6，取 f=1.2根據(jù)表 13-5，X=0.4，Y 值需要在已知型號和基本額定靜載荷 C 之后才能知道， 現(xiàn)暫取一中間值 Y=1.5.得 P=54N再求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值，得 C=206N 按照軸承設(shè)計手冊，之前所選擇的軸承符合要求。（6）各段長度的分配因為軸承寬度 =3.5mm，所以 L1=3.5mm。為了讓殼體與蝸輪之間有 3mm 的 間隙，所以 L2=8.5mm，L3= 蝸桿長度 =22mm，為了與電動機相配合，所以 L4=25mm ?？傞L 59.5mm。至此蝸桿軸的設(shè)計基本完成，如圖所示。圖 4.2

42、.2 蝸桿軸零件圖湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 22 頁7）使用 inventor 進行受力分析檢驗結(jié)果1，輸入材料屬性 45 鋼圖 4.2.3 蝸桿軸材料屬性2，劃分網(wǎng)格湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 23 頁圖 4.2.4 蝸桿軸劃分網(wǎng)格圖圖 4.2.5 蝸桿軸約束圖3，約束條件：此軸在左端被軸承和殼體約束，在右端被殼體約束，所以所受約束如圖：4，受力大小和方向： 此軸在蝸輪處受法向力，大小為 Fr1，F(xiàn)a1，F(xiàn)t1 的合力，經(jīng)過計算等于 64N在右端收到電機給予的 63N.mm 的力矩。如圖所示：湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 24 頁圖 4.2.6 蝸桿軸受力圖經(jīng)過系統(tǒng)分析，得到等效應(yīng)力圖：圖

43、4.2.8 仿真應(yīng)力圖圖 4.2.8 仿真位移圖湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 25 頁圖 4.2.9 安全系數(shù)圖由圖可以驗證：此軸的設(shè)計符合要求。4.3 凸輪軸的設(shè)計1）選擇材料選擇軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 這樣可以滿足軸的抗彎及抗扭強度； 而且 成本低，來源廣。2）初選軸直徑Pd A0 3 n2 ，查表得 A0=110，P2 P 1 2 =20 0.95 0.9=17.1wn2=4000i=180r/min 得 d 5mm。3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：（1）擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸的作用，初步選擇裝配方案。（2）初步選擇滾動軸承 因為軸承同時承受軸向力和徑向力的作用，所以選用單列圓錐滾子軸承

44、。根據(jù) d=7mm，選擇軸承型號為 GB/T 292-2007 70000B 型，規(guī)格 s719/7，外徑D=17mm，內(nèi)徑 d=7mm，寬度 C=5mm，從而得 L1=5mm，L6=8mm（因為為了可湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 26 頁靠地壓緊齒輪，此處要加一個 3mm 的套筒）。（3）套筒定位齒輪的右端與右軸承之間會采用套筒定位，已知齒輪的寬度為11mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，所以L5=10mm（4）軸上零件的周向定位齒輪與軸承的周向定位應(yīng)選擇平鍵連接。 根據(jù)表 6-1，因為 D5=10mm，所以 鍵 寬 b鍵 高 h=4mm 4mm ， 鍵 的 長 度 通

45、 過 平 鍵 連 接 的 強 度 計 算 公 式 ：32T 10p p 得 出 ： 其 中 T=870N.mm k=0.5h=2mm d=10mm 根 據(jù) 表 kld6-2p=40Mpa ，得 l=3mm。為保證齒輪和軸配合有良好的對中性， 所以選擇齒輪 輪轂和軸的配合為 H7/n6，軸與軸承定位一般由過渡配合保證，故軸的直徑公差 為 h6.（ 5）確定軸端倒角和圓角取軸端倒角為 0.5 45，圓角為 r1。（6）各段長度定位因為左端軸承的寬度為 5mm，所以 L 1=5mm，L 2 取 2mm，因為換擋行程為 14mm，凹槽直徑為 6mm，所以 L3取略大于 20 的值： 25mm，為了防止

46、換擋桿 與蝸桿發(fā)生干涉， 取 L4=10mm，因為齒輪寬度為 11mm，為了讓套筒的固定作用 更好， L5 取略小于 11mm 的 10mm，因為套筒寬度為 3mm，再加上軸承寬度為 5mm，所以 L6 取 8mm。4）求作用在軸上的力湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 27 頁圖 4.3.1 凸輪軸受力簡圖如圖 3.3.2，電機正轉(zhuǎn)的時候，受力如圖所示，電機反轉(zhuǎn)時，受力方向都變成 相反方向。對蝸輪蝸桿機構(gòu)： 根據(jù)前面對蝸輪蝸桿處的計算，可求得：Fa2=10.8NFr2=5.6NFt2=63.3N 在凸輪處，還受到軸向力 Fr3 換擋力Fr3=52.7N 對于此型號的軸承， a=2.5mm，所以支承梁

47、跨距等于 47mm。 由上述條件可以可出蝸桿各點彎矩和軸承處支反力。 根據(jù)彎矩和扭矩的分布狀況，可以看出齒輪處截面和凸輪處截面是危險截面。 首先，求得齒輪處截面：載荷水平面垂直面支反力Fnh1=13N Fnh2=50NFnv1=1.2N Fnv2=4.4N彎矩Mh1=495NmmMv1=327N mm總彎矩M1=593Nmm扭矩T1=870Nmm湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(論文)第 28 頁按彎扭合成應(yīng)力來校核軸的強度： 根據(jù)公式： M ( T) 。W根據(jù)軸雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 =1，W0.1d3 得 =10.4MPa，前面已經(jīng)選定軸的材料是 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1查得=

48、60MPa,所以符合 要求。再求得凸輪右邊直徑變化處截面：載荷水平面垂直面彎矩Mh2=334NmmMv2=780N mm總彎矩M2=848N mm扭矩T2=0Nmm根據(jù)公式，得 =8.5MPa，所以符合要求。5) 校核軸承1，求比值：Fa/Fr=31.2/51.7=0.6根據(jù)表 13-5，選擇角接觸軸承。 2，初步計算其當(dāng)量動載荷，根據(jù) P=f(XFr+YFa)根據(jù)表 13-6，取 f=1.2根據(jù)表 13-5，X=0.4， Y 值需要在已知型號和基本額定靜載荷 C之后才能知 道，現(xiàn)暫取一中間值 Y=1.5.得 P=67.5N 再求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值，得 C=256N 按照軸承設(shè)計手冊，

49、之前所選擇的軸承符合要求。湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 29 頁最后在確定工藝要求，得到了設(shè)計了軸的零件圖如圖所示：圖 4.3.2 凸輪軸尺寸示意圖6）確定蝸輪蝸桿與凸輪的旋轉(zhuǎn)方向和分配 2 個檔位 通過對軸所受彎矩的計算，還可以發(fā)現(xiàn) 2 點： 1.為了使軸所受總彎扭合成應(yīng)力最小， 應(yīng)該使 Fr3與 Fr2方向相同。從而可以確定 蝸輪蝸桿的輪齒與凸輪的凹槽的旋轉(zhuǎn)方向。2.圖 4.3.3 兩個檔位的受力如圖，為了使 Fr3和 Fr2所產(chǎn)生的彎矩在集中點數(shù)值最小。應(yīng)使 Fr31和 Fr32中湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第 30 頁的較大值受力時的受力點距 Fr2 較遠。從而可以確定凸輪軸向左 （圖中）移動時， 換一檔，向右移動時，換二檔。4.4 換擋撥叉的設(shè)計1）選擇材料選擇軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 這樣可以滿足軸的抗彎及抗扭強度； 而且 成本低，來源廣。2）初步確定換擋撥叉的尺寸撥叉的設(shè)計沒有太多的參考資料，所以我參考了以前做過的 LL013 撥叉 83