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1、 HUNAN UNIVERSITY 畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 設(shè)計(jì)論文題目： 電動(dòng)車兩檔變速器 換擋機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： 曹文研 學(xué)生學(xué)號(hào)： 20110402426 專業(yè)班級(jí)： 11級(jí)車輛四班 學(xué)院名稱： 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院 指導(dǎo)老師： 周云山 學(xué)院院長(zhǎng)： 韓旭 2015 年5 月 20 日 II 湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 頁(yè)

2、 電動(dòng)車兩檔變速器換擋機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 摘 要 變速器已經(jīng)因?yàn)槠鋵?duì)性能較大的提升逐漸成為一個(gè)電動(dòng)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(jì)一個(gè)換檔機(jī)構(gòu)（包括電機(jī)驅(qū)動(dòng)的換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)），主要重點(diǎn)有： 1，根據(jù)對(duì)電動(dòng)汽車變速器的受力分析，對(duì)換擋機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，從而保證換擋機(jī)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(zhǔn)確地實(shí)現(xiàn)換擋電機(jī)對(duì)同步器的控制功能。 2，保證換擋電機(jī)符合要求。需要計(jì)算同步器

3、力矩和換擋力的大小，可以通過對(duì)換擋同步過程進(jìn)行分析，通過約束換擋速度和撥叉行程這兩個(gè)參數(shù)在合理范圍內(nèi)，根據(jù)不同換擋時(shí)刻主從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速差，由此計(jì)算出換擋力，以此為依據(jù)完成選換擋電機(jī)及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì)。 3，要選擇合適的電動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式，保證電動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)可以可靠平穩(wěn)的換擋，并且通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)換擋過程進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到減小換擋時(shí)的沖擊，保證壽命，減小換擋電機(jī)功率，減小成本的優(yōu)點(diǎn)。 關(guān)鍵詞：電動(dòng)車兩檔變速器，換擋機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，換擋過程優(yōu)化，三維建模 Electric car two speed transmission shift mechanism

4、 design Abstract because of its great performance，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

5、focus are: 1, based 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 synchron

6、ization accurately. 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 calcu

7、late the shifting force,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 optimizati

8、on, to reduce the impact 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 目 錄 1 緒論…………………

9、……………………..………………..………………..……………….1 1.1 課題背景及目的…………………………………………………………………………1 1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況…………………………………………………………………………2 1.3 課題研究方法……………………………………………………………………………3 2 換擋電機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)…………………………………………………………………...4 2.1 選換擋電機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式……..…………………………………………………. 4 2.2 換擋過程優(yōu)化……………….………………………………….………………………

10、..5 3 換擋電機(jī)的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………….……………...……………………….... 3.1 計(jì)算方法和主要分析思路…………………….………………………………………..10 3.2 主要設(shè)計(jì)參數(shù)……………………………….………………………….………..……...11 3.3 換擋力的計(jì)算……………………………….………………………….……….….…...11 3.4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)和確定減速比………………………………………………………...14 3.5 對(duì)換擋行程優(yōu)化的結(jié)果經(jīng)行驗(yàn)證……………………………………………………...14 4 換擋機(jī)構(gòu)的受力分析與

11、設(shè)計(jì)校核………………..………………………………………15 4.1 蝸桿蝸桿的設(shè)計(jì)…………………………...……………………………………………15 4.2 蝸輪軸的設(shè)計(jì)…………………………...………………………………………………18 4.3 凸輪軸的設(shè)計(jì)……………………………...……………………………………………25 4.4 換擋撥叉的設(shè)計(jì)……………………………...…………………………………………30 4.5 自鎖軸的設(shè)計(jì)…………………………..….……………………………………………36 5結(jié)論………………………………………………..…

12、…………………………………………38 6致謝……………………………………………..………………………………………………42 7參考文獻(xiàn)………………………………….……………………………………………………43 8附錄………………………………………..……………………………………………………44 45 湖南大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 第 頁(yè) 一、緒論 1.1 課題研究背景及目的 隨著油價(jià)的不斷上漲和人們對(duì)環(huán)境污染問題的日益關(guān)注,電動(dòng)

13、汽車因其安全可靠,清潔環(huán)保的特點(diǎn)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(dòng)車還有很多優(yōu)點(diǎn)。比如電動(dòng)車噪聲低，能有效減小噪聲污染，提高駕駛舒適度。電動(dòng)車的效率也很高，與內(nèi)燃機(jī)相比可以大大節(jié)省資源。同時(shí)電動(dòng)汽車在成本方面也有優(yōu)勢(shì)，與一般的使用燃油的汽車相比，電動(dòng)汽車具有操縱簡(jiǎn)便、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，汽車傳動(dòng)部件比較少，而且不需要更換機(jī)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(duì)較少。在一些特殊場(chǎng)合，比如不通風(fēng)、冬天低溫場(chǎng)所，或者高海拔缺氧的地方，電動(dòng)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(diǎn)。 所以電動(dòng)車并不如以前所想象的那樣僅僅是為了保護(hù)環(huán)境而開發(fā)，如果解決

14、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(diǎn)。所以，電動(dòng)車的發(fā)展，必然是以后汽車的重點(diǎn)發(fā)展方向。 與內(nèi)燃機(jī)相比，電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩較為固定，不像內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速有很大的關(guān)系，所以電動(dòng)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(dòng)車的電動(dòng)機(jī)在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)扭矩較大，而并不需要這么大的扭矩，所以浪費(fèi)了電能，降低了效率，電動(dòng)車在爬坡時(shí)，電動(dòng)機(jī)也會(huì)因?yàn)槠渑ぞ氐南拗贫a(chǎn)生最大爬坡度不足的情況。而在啟動(dòng)時(shí)，電動(dòng)機(jī)固定的扭矩也導(dǎo)致它不能更快的加速。所以電動(dòng)汽車再起步，加速，上坡，高速行駛情況下，會(huì)浪費(fèi)很多電量，在地面起伏比較大的地帶，

15、或擁擠的城市里面，電動(dòng)汽車的效率會(huì)大大降低。簡(jiǎn)單的說，就是沒有變速器的電動(dòng)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(huì)朝以此時(shí)工況最適宜的扭矩變化，所以在上述對(duì)扭矩需求超出或低于電動(dòng)車扭矩范圍的情況下，無變速器的電動(dòng)車就會(huì)顯示出他的劣勢(shì)，而加裝一個(gè)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(dòng)汽車的性能得到大幅提升，而且可以簡(jiǎn)化電動(dòng)機(jī)的冷卻系統(tǒng)。 本畢業(yè)課題的目的是通過綜合運(yùn)用車輛工程的知識(shí)，對(duì)電動(dòng)汽車專用的兩檔變速器的換擋機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。根據(jù)電動(dòng)汽車對(duì)動(dòng)力的要求，對(duì)換擋機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，較好地實(shí)現(xiàn)換擋機(jī)構(gòu)在箱體內(nèi)的布置，準(zhǔn)確地實(shí)現(xiàn)換擋

16、電機(jī)對(duì)同步器的控制功能。本課題訓(xùn)練學(xué)生的系統(tǒng)思維、獨(dú)立思維及知識(shí)的綜合應(yīng)用能力，掌握換擋機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)能力。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 電動(dòng)車變速器在國(guó)外發(fā)達(dá)國(guó)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(guó)外發(fā)達(dá)國(guó)家電動(dòng)車的標(biāo)配，但國(guó)內(nèi)電動(dòng)汽車制造商的電動(dòng)汽車，變速器的使用率還很低，主要原因是1、人們剛剛認(rèn)識(shí)電動(dòng)車時(shí)錯(cuò)誤的認(rèn)為電動(dòng)車不需要變速器。2、最初國(guó)內(nèi)制造的主要是低功率電動(dòng)車，相比于高功率電動(dòng)車，低功率電動(dòng)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(guó)內(nèi)汽車自動(dòng)變速器生產(chǎn)水平較低。因此，在《純電動(dòng)乘用車技術(shù)條件》里沒有規(guī)定必須使用自動(dòng)變速器。但是，隨著國(guó)內(nèi)自動(dòng)變速器

17、產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和大家對(duì)變速器認(rèn)識(shí)的逐漸改變，自動(dòng)變速器汽車已經(jīng)成為了電動(dòng)汽車的主流。因此，電動(dòng)車多擋自動(dòng)變速器有著廣闊的市場(chǎng)前景，是非常值得研究的項(xiàng)目。 目前電動(dòng)車所使用的變速器主流是2AMT，兩檔是因?yàn)椋壳皣?guó)產(chǎn)電動(dòng)車大多使用較為小型的驅(qū)動(dòng)電機(jī)，對(duì)汽車動(dòng)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(gè)檔位就可以滿足要求，檔位過多反而會(huì)增大變速器尺寸，重量，成本。是得不償失的。采用自動(dòng)變速器而不使用手動(dòng)變速器是因?yàn)椋瑢?duì)電動(dòng)車來說，駕駛員不能像內(nèi)燃汽車一樣通過對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)聲音等的感覺的經(jīng)驗(yàn)來?yè)Q擋，因?yàn)殡妱?dòng)車不會(huì)產(chǎn)生這種反應(yīng)汽車工況的直觀信息，而且手動(dòng)換擋也較為

18、麻煩。而自動(dòng)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(duì)檔位的選擇，以及對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度的調(diào)節(jié)等操作過程，以此實(shí)現(xiàn)最佳的換擋過程和實(shí)現(xiàn)換擋自動(dòng)化。與AT，CVT等相比，AMT保持了原有機(jī)械變速器的基本結(jié)構(gòu)，具有傳動(dòng)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，工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，十分適合在電動(dòng)車中使用。所以目前2AMT是電動(dòng)車變速器的首選。而本論文就是為了設(shè)計(jì)適用于2AMT的電執(zhí)行自動(dòng)換擋機(jī)構(gòu)。 1.3 課題研究方法 1，選擇合適的電動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式，保證電動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的可以可靠平穩(wěn)的換擋，并且通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)換擋過

19、程進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到減小換擋時(shí)的沖擊，保證壽命，減小換擋電機(jī)功率，減小成本的優(yōu)點(diǎn)。 2，保證換擋電機(jī)符合要求。需要計(jì)算同步器力矩和換擋力的大小，可以通過對(duì)換擋同步過程進(jìn)行分析，通過約束換擋速度和撥叉行程這兩個(gè)參數(shù)在合理范圍內(nèi)，根據(jù)不同換擋時(shí)刻主從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速差，由此計(jì)算出換擋力，以此為依據(jù)完成選換擋電機(jī)及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì)。 3，根據(jù)對(duì)電動(dòng)汽車變速器的受力分析，對(duì)換擋機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，保證換擋機(jī)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(zhǔn)確地實(shí)現(xiàn)換擋電機(jī)對(duì)同步器的控制功能。 二、換擋電機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1 選擇換擋

20、電機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式 換擋電機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式多種多樣，由于AMT換擋時(shí)，在摘擋后和同步嚙合完成之間，會(huì)有一段空擋滑行階段，這一階段會(huì)出現(xiàn)動(dòng)力中斷的情況，動(dòng)力中斷的時(shí)間過長(zhǎng)會(huì)對(duì)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(shí)間內(nèi)完成，縮短動(dòng)力中斷時(shí)間。對(duì)本變速器，換擋時(shí)間取400ms。并且由于換擋撥叉在換擋過程中的受力是不均勻的，由于傳統(tǒng)的由電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)輸出為定值，不利于提高性能，所以我采用電機(jī)通過一變形凸輪機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)的結(jié)構(gòu)形式，如下簡(jiǎn)圖所示： 圖2.1 換檔前 圖2.2換擋后 2.2換擋過程優(yōu)化 根據(jù)功率守恒P=FV，V=Rωtanα，為了使P更

21、小，F(xiàn)一定，所以可以減小V，即減小α。改變凸輪的傾角α，在嚙合過程中，由于受力較大，所以為了減小電機(jī)的載荷，傾角較小，在中間行程中，撥叉幾乎不受力，同時(shí)為了提高速度，縮短動(dòng)力中斷時(shí)間，傾角可以較大。對(duì)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(diǎn)的速度方向之間所夾之銳角。由圖可知，此凸輪的推桿所受正壓力方向?yàn)榻佑|點(diǎn)凹槽的垂直方向，運(yùn)動(dòng)方向?yàn)檠赝馆嗇S運(yùn)動(dòng)，可知壓力角等于凸輪傾角α。 圖2.3凸輪傾角和壓力角示意圖 實(shí)際上對(duì)換擋過程的優(yōu)化就是對(duì)凸輪的壓力角α經(jīng)行優(yōu)化。 對(duì)凸輪的傾角進(jìn)行設(shè)計(jì): （1）已知換擋行程為14mm，

22、同步器同步行程為4mm。 （2）因?yàn)橐ＷC換擋軸強(qiáng)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(gè)換擋行程是在相對(duì)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(shí)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(dòng)480度。所以換擋過程中圓周行程為2πr480/360≈125.66mm. （3）為防止由于α的變化產(chǎn)生的在剛進(jìn)入嚙合時(shí)由于速度突然變化產(chǎn)生慣性力，影響換擋機(jī)構(gòu)壽命，所以，在不受力的換擋行程中，α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

23、不變。 （4）恒坐標(biāo)中點(diǎn)出斜率最大，為保證凸輪機(jī)構(gòu)效率，防止自鎖，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般標(biāo)準(zhǔn),壓力角＜30. 圖2.4換擋行程與圓周行程的函數(shù)簡(jiǎn)圖 由這幾個(gè)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(jiǎn)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（0≤y≤4） 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≤y≤14) 未知數(shù)為a，b，c，d，e，f，g，k。一共8個(gè)未知量，可列出8個(gè)函數(shù)求解： 2*a*

24、240+b=0.15（對(duì)第二段函數(shù)，在3點(diǎn)的斜率不超過0.15） 7=240^2*a+b*240+c（對(duì)第二段函數(shù)，必過（240,7）點(diǎn)） 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(diǎn)） 2*a*4/k+b=k（在2點(diǎn)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）點(diǎn)） 2*g*240+d=0.15（對(duì)第三段函數(shù)，在3點(diǎn)的斜率不超過0.15） 7=-g*240^2+d*240+e（對(duì)第三段函數(shù)，必過（240,7）點(diǎn)） k=-2*g*(10-f)/k（在4點(diǎn)處，第三段函數(shù)和第四段函數(shù)斜率相同） 通過matlab

25、，即可算出了這幾個(gè)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?yàn)椋簷M坐標(biāo)為x，x2πr/480=L，L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tanα。對(duì)上述函數(shù)求導(dǎo)即可得到圓周行程與tanα的函數(shù)圖。 圖2.6圓周行程與tanα的函數(shù)圖 如圖2.6，我們進(jìn)一步得到了tanα的函數(shù)，tanα的最大值

26、為0.57，得arctanα=29.6，小于30故符合要求。αmin對(duì)應(yīng)為同步過程中的凸輪壓力角，為arctan0.075=4.3。 由于v=wrtanα=2πntanα，所以，再對(duì)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 由于機(jī)械中的零件的剛度都很高，近似與剛體，所以由于機(jī)械結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的速度的突變會(huì)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(duì)于保護(hù)機(jī)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(shí)刻，所以不會(huì)產(chǎn)生過大的加速度，也就不會(huì)產(chǎn)生沖擊力。

27、 三、換擋電機(jī)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 計(jì)算方法和主要分析思路 為了保證在各種情況中換擋機(jī)構(gòu)都能安全、可靠，精準(zhǔn)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(shí)同時(shí)換入兩檔，換擋后檔位自動(dòng)脫落。因此，使用電動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)換擋時(shí)，它需要在不同的時(shí)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步力。才能最終完成換擋行程。對(duì)一個(gè)設(shè)計(jì)合理的變速箱來說，這幾個(gè)負(fù)載的峰值是不會(huì)同時(shí)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(fù)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?yàn)橹挥型搅Υ笥谶@

28、些阻力時(shí)才能完成換擋。所以根據(jù)上述情況，在設(shè)計(jì)換擋執(zhí)行機(jī)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(fù)載來進(jìn)行計(jì)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(jī)功率的主要因素，再通過約束換擋速度和撥叉行程這兩個(gè)參數(shù)在合理范圍內(nèi)，根據(jù)不同換擋時(shí)刻主從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速差等參數(shù)，計(jì)算出換擋力，以此為依據(jù)完成選換擋電機(jī)及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì)。忽略摘擋時(shí)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(shí)間的功。根據(jù)功率平衡原理，即可算得換擋電機(jī)所需的功率，轉(zhuǎn)速。 圖3.1一般變速器時(shí)間t與換擋力F的關(guān)系 由圖可知，A點(diǎn)為摘檔阻

29、力，B點(diǎn)為換擋力，換擋力比摘到阻力大很多，是整個(gè)同步過程中最大的力，所以要以換擋力作為設(shè)計(jì)參數(shù)。 3.2主要設(shè)計(jì)參數(shù)： 換擋行程不大于１４ｍｍ。 要求換擋時(shí)間不大于０．4ｓ。 i低=3.17 i高=1.5 主減速比i=5.0。 同步器阻力系數(shù)μ取0.1。 同步器錐面角α取7。 同步器錐面平均半徑取25mm。 同步器截面厚度為4mm。 換擋時(shí)驅(qū)動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)速為2000r/min。 3.3換擋力的計(jì)算 １）建立同步器系統(tǒng)模型 本換擋機(jī)構(gòu)采用鎖止式同步器，對(duì)同步過程的理論分析，同步器系統(tǒng)可簡(jiǎn)化成如下圖的形式，使用牛頓第二定律對(duì)該

30、系統(tǒng)進(jìn)行在同步過程中的分析。 Mm-同步器摩擦力矩 F-滑套軸向換擋力 Jr-同步器輸入端等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 R-同步齒輪圓錐面平均半徑 △ω-同步器兩端角速度差 μ-同步器齒輪圓錐面摩擦系數(shù) Md-阻力矩 α-同步齒輪圓錐面錐度 t-同步時(shí)間 圖3.2 同步器受力簡(jiǎn)圖 同步齒環(huán)與同步齒輪圓錐面接觸產(chǎn)生摩擦力矩，其作用是加速被連件轉(zhuǎn)動(dòng)達(dá)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：

31、 （1） （2） 由（1） ，（2）式可得 同步器換擋力為： 換高檔時(shí)取減號(hào)，換低檔時(shí)取加號(hào)。 2）參數(shù)確定： (1)Jr為同步器輸入端的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)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(dòng)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(dòng)慣量Jr的計(jì)算步驟是：首先計(jì)算上述相關(guān)零部件的轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)片： R=46

32、.6mm r=21mm d=8mm 材料：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(shí)心圓柱：J=1/2mr 空心圓柱：J=1/2m（r+R）

33、 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量轉(zhuǎn)換公式: 將a軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量轉(zhuǎn)換為b軸 得一檔時(shí)J1=8.3510^-3 二檔時(shí)J2=10.6410^-3 （2）角速度差Δω 由電動(dòng)機(jī)特性圖可知，在電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2000r/min的時(shí)候換擋，此時(shí)， Δω=（2πn/60）/i低-（2πn/60）/i高。 已知i低=3.17 i高=1.5 主減速比i=5.0。 得Δω=15.3rad/s。 （3）同步時(shí)間t 根據(jù)凸輪壓力角和換擋總用時(shí)， 得t=4mm/tan Φ /360400ms。 得t=4/14400ms=145ms。

34、 （4）阻力矩Md 因?yàn)閾Q檔電機(jī)時(shí)，同步器嚙合過程中速度波動(dòng)很小，所以加速度a很小，阻力矩與a相關(guān)，也很小，故可忽略不計(jì)。 （5） 同步器阻力系數(shù)μ 由已知條件同步器阻力系數(shù)μ取0.1 （6） 同步器錐面角α 由已知條件同步器錐面角α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(jì)算取其中的較大值。 3）電動(dòng)機(jī)額定功率與轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 電動(dòng)機(jī)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

35、=480/360/0.460=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。 在之后的計(jì)算中，以其中較大的力F2為準(zhǔn)。 得P=16.2w，考慮到電機(jī)的加速需要時(shí)間，為了保證換擋時(shí)間不超過 0.4ms，應(yīng)選擇較高點(diǎn)的電機(jī)功率。 得T=0.86Nm。 4.確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)和確定減速比 我們發(fā)現(xiàn)換擋機(jī)構(gòu)要求較低的轉(zhuǎn)速，同時(shí)要求較高的扭矩，普通的電機(jī)不能較好的匹配這兩點(diǎn)性能。所以，可在換擋電機(jī)與換擋機(jī)構(gòu)之間加一級(jí)減速器，從而降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩。從而降低對(duì)換擋

36、電機(jī)的扭矩要求，節(jié)省成本和空間。 對(duì)于減速器的傳動(dòng)形式，我選擇了蝸輪蝸桿傳動(dòng)，因?yàn)楦鶕?jù)前面的出的所需轉(zhuǎn)速和扭矩，這個(gè)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，雖然蝸輪蝸桿的傳動(dòng)效率較低，但是換擋電機(jī)的功率不大，所以不會(huì)因效率低浪費(fèi)太多電能。另外，蝸輪蝸桿傳動(dòng)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(jī)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(jì)算： 選擇電機(jī)型號(hào)為 無刷直流電動(dòng)機(jī) 45ZWN24-10.13 .20 表3.1 換擋電機(jī)參數(shù) 額定功率 額定轉(zhuǎn)速 額定轉(zhuǎn)矩 效率 20w 300

37、0r/min 0.063Nm 0.95 在由轉(zhuǎn)速計(jì)算：3000/180=16.7 得減速比為16.7 5.對(duì)換擋行程優(yōu)化的結(jié)果經(jīng)行驗(yàn)證： 如果使用壓力角一定的凸輪： α=arctan（14/2πr480/360）=6.4 經(jīng)過計(jì)算，二檔時(shí)的換擋力F3=81.8N P1=F3S/t=24.2w。 24.2w＞16.2w 故此凸輪優(yōu)化可以有效減少設(shè)計(jì)電機(jī)的額定功率。 四、換擋機(jī)構(gòu)的受力分析與設(shè)計(jì)校核 4.1 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì) 1）選擇蝸桿傳動(dòng)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

38、中反作用帶給執(zhí)行機(jī)構(gòu)的力矩，從而提升換擋電機(jī)的使用壽命，但考慮到電動(dòng)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(huì)大大提高換擋電機(jī)的額定功率。提高換擋電機(jī)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 由于蝸桿傳動(dòng)的功率較低，速度較低，所以蝸桿使用45號(hào)鋼；并且蝸桿螺旋齒面需要淬火，這樣可以使傳動(dòng)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(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按照齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再

39、校核齒根的彎曲疲勞強(qiáng)度。傳動(dòng)中心距：。 （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=9.55106P2/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=1.0，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(dòng)載荷系數(shù)Kv=l.0 Kv=l.0 得K=KvKaKbKc=l.01.151.01.15=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

40、1/2 。 (4)確定接觸系數(shù)Zp 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[σH] 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[σH]=194.6MPa 計(jì)算中心距： a=3√[21849（1602.9/194.6）2]=18cm。 （6）得出結(jié)果

41、 由于中心距較小，表中沒有可選蝸輪蝸桿，所以自行設(shè)計(jì)，在intentor中，輸入傳動(dòng)比和中心距，可以生成推薦參數(shù)： 輸入傳動(dòng)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(jìn)一步得到了： 蝸輪厚度=0.75da1=11mm 蝸桿長(zhǎng)度=（11+0.06Z2）m=22mm 圖4.1.1 蝸輪蝸桿三維圖 圖4.1.2蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)參數(shù)圖（a） 圖4.1.3蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)參數(shù)圖（b）

42、圖4.1.4蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)參數(shù)圖（c） 2、蝸桿軸的設(shè)計(jì) （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(qiáng)度；而且成本低，來源廣。 （2）初選軸直徑： ，查表得A0=110， P1=Pη1=200.95=19w N1=4000r/min 得d≥3mm 但考慮到過小的直徑無法使用標(biāo)準(zhǔn)的軸承固定，所以最短出的d=6mm 左邊L1為了安裝軸承，并與蝸輪保持一定的距離，取L1=12mm， L2=蝸桿長(zhǎng)度=22mm，L3由電動(dòng)機(jī)決定，取25mm。 （3）對(duì)軸直徑進(jìn)行校核 根據(jù)軸上的彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。

43、 對(duì)蝸輪蝸桿機(jī)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/d1 Fa1=Ft2=2T2/d2 Fr1=Fr2=Ft2tanα T1，T2是蝸桿和蝸輪上的公稱轉(zhuǎn)矩。 T1=63Nmm T2=849Nmm d1，d2是蝸桿和蝸輪的分度圓直徑。 d1=11.68mm d2=27.12mm Α=5.1 即可求得

44、 Ft1=Fa2=10.8N Fr1=Fr2=5.6N Fa1=Ft2=63.3N 圖4.2.1蝸桿軸受力簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。 L總長(zhǎng)為=25+22+12.5=59.5mm，其中左端到蝸桿受力點(diǎn)L=12+11=23mm。 由上述條件可以可出蝸桿軸各點(diǎn)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=3.6N Fnv1=3.7N Fnv2=1.9N 彎矩 Mh1=152Nmm Mv1=

45、257Nmm 總彎矩 M1=298Nmm 扭矩 T1=63Nmm 根據(jù)公式：。 根據(jù)軸雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=1，W≈0.1d3 得σ=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[σ]=60MPa,所以符合要求。 （4）軸承的初選： 因?yàn)檩S承同時(shí)承受軸向力和徑向力的作用，同時(shí)只使用一個(gè)軸承，所以選用深溝球軸承。根據(jù)D=6mm，選擇軸承型號(hào)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(qiáng)度校核 1，求比值： Fa/Fr

46、=11.2/8.1=1.31 根據(jù)表13-5，選擇角接觸軸承。 2，初步計(jì)算其當(dāng)量動(dòng)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(hào)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(dòng)載荷值， 得C=206N 按照軸承設(shè)計(jì)手冊(cè)，之前所選擇的軸承符合要求。 （6）各段長(zhǎng)度的分配 因?yàn)檩S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(zhǎng)度=22mm，為了與電動(dòng)機(jī)相

47、配合，所以L4=25mm?？傞L(zhǎng)59.5mm。 至此蝸桿軸的設(shè)計(jì)基本完成，如圖所示。 圖4.2.2蝸桿軸零件圖 （7）使用inventor進(jìn)行受力分析檢驗(yàn)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。 圖4.2.4 蝸桿軸劃分網(wǎng)格圖 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： 圖4.2.5蝸桿軸約束圖 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)t

48、1的合力，經(jīng)過計(jì)算等于64N。 在右端收到電機(jī)給予的63N.mm的力矩。如圖所示： 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4.2.8仿真應(yīng)力圖 圖4.2.8 仿真位移圖 圖4.2.9 安全系數(shù)圖 由圖可以驗(yàn)證：此軸的設(shè)計(jì)符合要求。 4.3凸輪軸的設(shè)計(jì) 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(qiáng)度；而且成本低，來源廣。 2）初選軸直徑 ，查表得A0=110， =200.950.9=17.1w n2=4000i=180r/min 得

49、d≥5mm。 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： （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(dòng)軸承 因?yàn)檩S承同時(shí)承受軸向力和徑向力的作用，所以選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)d=7mm，選擇軸承型號(hào)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?yàn)闉榱丝煽康貕壕o齒輪，此處要加一個(gè)3mm的套筒）。 （3） 套筒定位 齒輪的右端與右軸承之間會(huì)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

50、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?yàn)镈5=10mm，所以鍵寬b鍵高h(yuǎn)=4mm4mm，鍵的長(zhǎng)度通過平鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算公式：得出：其中T=870N.mm k=0.5h=2mm d=10mm根據(jù)表6-2[p]=40Mpa，得l=3mm。為保證齒輪和軸配合有良好的對(duì)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0.545，圓角為r1。 （6） 各段長(zhǎng)度定位 因?yàn)樽蠖溯S承的寬度為5mm，所以L1=5mm，L2取2mm，

51、因?yàn)閾Q擋行程為14mm，凹槽直徑為6mm，所以L3取略大于20的值：25mm，為了防止換擋桿與蝸桿發(fā)生干涉，取L4=10mm，因?yàn)辇X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?yàn)樘淄矊挾葹?mm，再加上軸承寬度為5mm，所以L6取8mm。 4）求作用在軸上的力 圖4.3.1 凸輪軸受力簡(jiǎn)圖 如圖3.3.2，電機(jī)正轉(zhuǎn)的時(shí)候，受力如圖所示，電機(jī)反轉(zhuǎn)時(shí)，受力方向都變成相反方向。 對(duì)蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)： 根據(jù)前面對(duì)蝸輪蝸桿處的計(jì)算，可求得： Fa2=10.8N Fr2=5.6N Ft2

52、=63.3N 在凸輪處，還受到軸向力Fr3換擋力 Fr3=52.7N 對(duì)于此型號(hào)的軸承，a=2.5mm，所以支承梁跨距等于47mm。 由上述條件可以可出蝸桿各點(diǎn)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(xiǎn)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=50N Fnv1=1.2N Fnv2=4.4N 彎矩 Mh1=495Nmm Mv1=327Nmm 總彎矩 M1=593Nmm 扭矩 T1=870Nmm 按彎扭合成應(yīng)力來校核軸的強(qiáng)度： 根據(jù)公式：。 根

53、據(jù)軸雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=1，W≈0.1d3。 得σ=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[σ]=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=334Nmm Mv2=780Nmm 總彎矩 M2=848Nmm 扭矩 T2=0Nmm 根據(jù)公式，得σ=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(jì)算其當(dāng)量動(dòng)載荷， 根據(jù)P=f(XFr+Y

54、Fa) 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(hào)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(dòng)載荷值， 得C=256N 按照軸承設(shè)計(jì)手冊(cè)，之前所選擇的軸承符合要求。 最后在確定工藝要求，得到了設(shè)計(jì)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(gè)檔位 通過對(duì)軸所受彎矩的計(jì)算，還可以發(fā)現(xiàn)2點(diǎn)： 1. 為了使軸所受總彎扭合成應(yīng)力最小，應(yīng)該使Fr3

55、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(gè)檔位的受力 如圖，為了使Fr3和Fr2所產(chǎn)生的彎矩在集中點(diǎn)數(shù)值最小。應(yīng)使Fr31和Fr32中的較大值受力時(shí)的受力點(diǎn)距Fr2較遠(yuǎn)。從而可以確定凸輪軸向左（圖中）移動(dòng)時(shí)，換一檔，向右移動(dòng)時(shí)，換二檔。 4.4 換擋撥叉的設(shè)計(jì) 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(qiáng)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(jì)沒有太多的參考資料，所以我參考了以前做過的LL013撥叉[831006]的結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)自鎖軸的直徑為6mm，輸

56、出軸的直徑為20mm。得到如圖所示的尺寸： 圖4.4.1換擋撥叉三維圖 圖4.4.2換擋撥叉零件圖 3）校核換擋撥叉的強(qiáng)度： 換擋撥叉受力如圖所示： 圖4.4.3換擋撥叉受力簡(jiǎn)圖 如圖，此結(jié)構(gòu)在中點(diǎn)處所受彎矩最大為Fs=54.71313N 按彎扭合成應(yīng)力來校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)公式：。 其中M=1313N T=0 根據(jù)軸雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α=1，W≈0.1d^3 得σ=25.6MPa， 前面已經(jīng)選定軸的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表1

57、5-1查得[σ]=60MPa,所以符合要求。 4）使用inventor進(jìn)行受力分析，校核強(qiáng)度 （1）輸入材料屬性HT200。 圖4.44材料屬性 （2）劃分網(wǎng)格。 圖4.4.5 劃分網(wǎng)格圖 （3）輸入約束條件： 此撥叉在自鎖軸處被控制只在軸向運(yùn)動(dòng)，在下方撥叉處也被控制只能在軸向運(yùn)動(dòng)。所以所受約束如圖： 圖4.4.6受約束圖 （4）受力大小和方向： 在下方撥叉受到換擋力F=54.7N進(jìn)行計(jì)算。由換擋過程中此撥叉勻速前進(jìn)可知，在上端半圓球處也會(huì)受到同樣大小的力。如圖所示： 圖4.4.7受力圖 經(jīng)過系統(tǒng)的分析，得到：

58、 圖4.4.8 等效應(yīng)力圖 圖4.4.9 位移圖 安全系數(shù)圖： 圖4.4.10安全系數(shù)圖 由仿真得到的這些數(shù)據(jù)可以驗(yàn)證：此軸的設(shè)計(jì)符合要求。 5）在撥叉結(jié)構(gòu)的理解 在撥叉的設(shè)計(jì)過程中，我明白了，這個(gè)撥叉上的加強(qiáng)筋是十分重要的，而且它的作用不是增加強(qiáng)度，而是減小下方撥叉處位移。利用inventor做受力分析，我們可以發(fā)現(xiàn)，沒有此結(jié)構(gòu)時(shí)，加強(qiáng)筋下部的所受應(yīng)力會(huì)比有此結(jié)構(gòu)時(shí)所受的最大應(yīng)力略大，但是最大位移確是有此結(jié)構(gòu)時(shí)最的4倍。所以此結(jié)構(gòu)能大大減小換擋時(shí)撥叉的形變位移，從而大大提高換擋穩(wěn)定性。所以我們可以

59、發(fā)現(xiàn)，這個(gè)設(shè)計(jì)肯定是有道理的，因?yàn)閾懿娴氖芰苄?，只?5N，所以強(qiáng)度很容易滿足。所以在實(shí)際中，會(huì)影響換擋可靠性的不會(huì)是撥叉因受力超過屈服極限而產(chǎn)生不可逆的變形，而是在換擋過程中，撥叉產(chǎn)生的可逆變形使得檔位沒有完全掛上。所以，設(shè)計(jì)過程中應(yīng)注意控制下方撥叉受力點(diǎn)處的位移量。而這個(gè)結(jié)構(gòu)就可以很好的減小位移量。 圖4.4.11無加強(qiáng)筋位移圖 4.5自鎖軸的設(shè)計(jì) 自鎖機(jī)構(gòu)的作用為：防止產(chǎn)生自動(dòng)換檔和自動(dòng)脫檔。 互鎖機(jī)構(gòu)的作用為：防止同時(shí)掛入兩個(gè)檔。由于用于電動(dòng)車的兩檔變速器只有2個(gè)檔位，不會(huì)產(chǎn)生同時(shí)掛入兩個(gè)檔位的情況，所以不用考慮互鎖。 本換擋

60、機(jī)構(gòu)采用鋼球式自鎖互鎖軸： 如圖： 圖4.5.1自鎖軸示意圖 此自鎖軸固定在撥叉上， 擋掛上一個(gè)檔位時(shí)，左端凹槽處被自鎖球通過彈簧的壓力固定在此處，當(dāng)換擋時(shí)，自鎖軸隨撥叉移動(dòng)，當(dāng)掛上另一檔位時(shí)，正好自鎖球也移動(dòng)到另一檔位。將撥叉固定。從而達(dá)到自鎖的效果。所以兩個(gè)凹槽之間的距離應(yīng)為14mm 要注意的是：彈簧的力不能過大，如果彈簧產(chǎn)生的力在軸向的分力大于換擋力，系統(tǒng)將不能換擋，所以選用的彈簧應(yīng)保證在換擋時(shí)給自鎖軸產(chǎn)生的軸向最大分力約為10N左右。 5、 結(jié)論： 至此這篇論文的主要目的已經(jīng)達(dá)成，即

61、對(duì)最換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)優(yōu)化，對(duì)換擋電機(jī)的選擇，還有對(duì)換擋機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)校核。并作出了三維模型和二維的部分零件圖和裝配圖。 圖5.1 換擋撥叉零件圖 圖5.2 凸輪軸零件圖 圖5.3 蝸桿軸零件圖 圖5.4 蝸輪軸零件圖 圖5.5 自鎖軸零件圖

62、 圖5.6 總裝配圖 圖5.7 三維模型 圖5.8 在殼體上的裝配 通過這次的畢業(yè)論文，我得到了一次很好的應(yīng)用所學(xué)知識(shí)的機(jī)會(huì)，這應(yīng)該是大學(xué)以來第一次自己獨(dú)立設(shè)計(jì)完成一個(gè)完整的機(jī)器。在這次的設(shè)計(jì)過程中，我遇到了很多困難，這些大都是因?yàn)樽陨砟芰Σ蛔銓?dǎo)致的。有些是因?yàn)閷?duì)基礎(chǔ)知識(shí)的學(xué)習(xí)不夠扎實(shí)，有些是因?yàn)閷?duì)應(yīng)用軟件的不熟練，有些是因?yàn)閷?duì)換擋機(jī)構(gòu)的不了解。但也是因?yàn)樗麄儯瑤臀野l(fā)現(xiàn)了我的不足，當(dāng)我通過努力解決他們的時(shí)候，我就可以彌補(bǔ)我的不足，鍛煉了我的綜合運(yùn)用學(xué)到的那些專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)和解決實(shí)際問

63、題的能力，而且也提高我查閱資料、論文、設(shè)計(jì)規(guī)范以及機(jī)械上的應(yīng)用軟件的能力，而且通過對(duì)整個(gè)機(jī)器的設(shè)計(jì)，更提升了我對(duì)一個(gè)設(shè)計(jì)過程整體的掌握，對(duì)局部細(xì)節(jié)的設(shè)計(jì)和取舍的能力。 具體與這次設(shè)計(jì)，由于沒有現(xiàn)有的凸輪形式的設(shè)計(jì)資料供參考，所以在設(shè)計(jì)過程中，我以系統(tǒng)的可靠和穩(wěn)定性為主，從結(jié)構(gòu)上來說應(yīng)該還有辦法減小材料用量，降低重量的辦法。比如凸輪處的用料較多。 六、致謝 在本篇論文的寫作即將完成的此時(shí)，我的心里很高興。這篇論文的完成不但是我大學(xué)最后的幾個(gè)月汗水的結(jié)晶，也是指導(dǎo)老師周云山教授和金紅光學(xué)長(zhǎng)對(duì)我一絲不茍，錙銖必較的悉心指導(dǎo)的結(jié)果。在對(duì)題目的理解，對(duì)研究設(shè)計(jì)的思路和設(shè)計(jì)成果

64、的表達(dá)過程中，周老師十分認(rèn)真的指導(dǎo)我，并且給了我很多支持，他常常監(jiān)督我的論文的寫作進(jìn)程，多次為我解答疑問并且提出意見，他的悉心指導(dǎo)為我開拓了視野，正確了設(shè)計(jì)思路，讓我的論文的能更快的完成，完善，并且提高了質(zhì)量。更重要的是，周老師認(rèn)真嚴(yán)肅的教學(xué)態(tài)度、精益求精的工作態(tài)度，給了我很大的感觸，讓我明白了在走出學(xué)校，進(jìn)入社會(huì)之后，怎樣的工作態(tài)度和生活態(tài)度才可以讓我在今后的日子里一直進(jìn)步，進(jìn)而成為棟梁。為我今后的道路十分受益，在此，我向周老師表示十分的感激和由衷的敬佩。 　　而且，我還要感謝這四年來湖大各個(gè)科目的老師等對(duì)我這些年來的教育和教導(dǎo)。你們認(rèn)真細(xì)心的教導(dǎo)，嚴(yán)格的監(jiān)督和無私的奉獻(xiàn)，我將不會(huì)忘記，在

65、此，我想向各位老師深深地鞠一躬。 　　另外，還要感謝上大學(xué)以來所有在學(xué)習(xí)和生活上協(xié)助、支持和關(guān)懷我的同學(xué)們。特別是我寢室的哥們兒們，四年來我們共同度過了很多的美好時(shí)光。我們一直是一個(gè)友愛，團(tuán)結(jié)，好學(xué)的集體，我們四個(gè)人中畢業(yè)之后就要各奔東西了，我衷心的祝愿大家以后的生活可以平安開心、前程似錦、家庭幸福。 　　最后，我想感謝我的父母，感謝你們對(duì)我的養(yǎng)育之恩，感謝你們對(duì)我一直以來的支持。 　　向參加本論文答辯的老師致以深深的謝意。向你們說一聲：敬愛的老師，您辛苦了!在以后的生活中，我將以加倍的努力作為對(duì)母校以及我?guī)椭膶W(xué)校、老師和同學(xué)們的回報(bào)！ 7、 參考文獻(xiàn) [1]周云山

66、 張軍 《汽車電器與電子控制技術(shù)》[M]人民交通出版社.2014 [2]余志生.汽車?yán)碚揫M].北京.機(jī)械工業(yè)出版社.2009 [3]濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）[M].北京.高等教育出版社.2006 [4]徐學(xué)林.互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)[M].長(zhǎng)沙.湖南大學(xué)出版社.2009 [5]劉朝儒.機(jī)械制圖（第五版）[M].高等教育出版社2006 [6]王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].機(jī)械工業(yè)出版社.2004 [7]王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].機(jī)械工業(yè)出版社.2004 [8]Heinz Heisler.《Advanced Vehicle Technology》[M].Edward Arnold.1989 [9]孫冬野.《AMT電動(dòng)換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)分析與參數(shù)化設(shè)計(jì)》.[d].重慶大學(xué).2011 [10]劉振軍.《純電動(dòng)汽車兩檔變速器的研究與設(shè)計(jì)》.[d].重慶大學(xué).2014 [11]高智.《電動(dòng)AMT選換擋電機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)位置最優(yōu)控制》.[d].同濟(jì)大