电动车两档变速器换挡机构设计毕业设计(论文)(编辑修改稿)

电动车两档变速器换挡机构设计毕业设计(论文)(编辑修改稿)内容摘要：

度差 μ同步器齿轮圆锥面摩擦系数 Md阻力矩 α同步齿轮圆锥面锥度 t同步时间 图 同步器受力简图 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 12 同步齿环与同步齿轮圆锥面接触产生摩擦力矩，其作用是加速被连件转动达到同步条件，即同步器两端转速差消失，其力矩平衡方程为： （ 1） （ 2） 由（ 1） ，（ 2）式可得 同步 器换挡力为 ： 换高档时取减号，换低档时取加号。 2） 参数确定 ： (1)Jr 为同步器输入端的转动惯量 转动惯量的计算：换档过程中依靠同步器改变转速的零部件包括：离合器从动片、 输入轴 、 输出 轴、 输出轴上常啮和换挡齿轮。 统称为同步过程的输入端。 而输入端的转动惯量 Jr 的计算步骤是：首先计算上述相关零部件的转动惯量，而后按不同的档位转换到被同步的档位齿轮上去。 取得数据 ： 离合器从动片： R= r=21mm d=8mm 材料：低碳钢 密度： 输入轴 ： R= d=180mm 材料：渗碳钢 20CrMnTi 密度： 输出轴 ： R=26mm r= d=157mm 材料：渗碳钢 20CrMnTi 密度： 同步器： R=50mm r=10 d=20 材料 ：铸铁 密度 一档齿轮： R=43 r= d=18 材料：锻钢 密度： 二档齿轮： R=58 r=21 d=23 材料：锻钢 密度： 公式：实心圆柱： J=1/2mr178。 空心圆柱： J=1/2m（ r178。 +R178。 ） 转动惯量转换公式 : 将 a轴上的转动惯量转换为 b 轴 得一档时 J1=10^3 DmDrmMRFMMtwJMs in s in/ R MtJF Dr 2)(abab zzJJ  湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 13 二档时 J2=10^3 （ 2）角速度差 Δω 由电动机特性图可知，在电动机转速为 20xxr/min 的时候换挡，此时， Δω=177。 （ 2πn/60） /i 低 （ 2πn/60） /i 高。 已知 i 低 = i 高 = 主减速比 i=。 得 Δω=。 （ 3）同步时间 t 根据凸轮压力角和换挡总用时， 得 t=4mm/tan Φ /360176。 400ms。 得 t=4/14400ms=145ms。 （ 4）阻力矩 Md 因为换档电机时，同步器啮合过程中速度波动很小，所以加速度 a 很小，阻力矩与 a 相关，也很小，故可忽略不计。 （ 5） 同步器阻力系数 μ 由已知条件同步器阻力系数 μ 取 （ 6） 同步器锥面角 α 由已知条件同步器锥面角 α取 7176。 （ 7） 同步器锥面平均半径 r 由已知条件同步器锥面平均半径 r 取 25mm。 由此可得一档换挡力 F1=5143Jr=，二档换挡力 F2=。 之后的计算取其中的较大值。 3）电动机额定功率与转矩的计算 电动机所需的转速很容易得出，即要在 400ms 内使凸轮杆转 480176。 得 n=480/360/60=180r/min。 根据能量守恒原理： FS=Pt 其中 F1= F2= S= t=。 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 14 在之后的计算中，以其中较大的力 F2 为准。 得 P=，考虑到电机的加速需要时间，为了保证换挡时间不超过 ，应选择较高点的电机功率。 得 T=m。 号和确定减速比 我们发现换挡机构要求较低的转速，同时要求较高的扭矩，普通的电机不能较好的匹配这两点性能。 所以，可在换挡电机与换挡机构之间加一级减速器，从而降低转速，增大扭矩。 从而降低对换挡电机的扭矩要求，节省成本和空间。 对于减速器的传动形式，我选择了蜗轮蜗杆传动，因为根据前面的出的所需转速和扭矩，这个减速器所需的减速比较大，选择蜗轮蜗杆可以减小减速器所占得空间，虽然蜗轮蜗杆的传动效率较低，但是换挡电机的功率不大，所以不会因效率低浪费太多电能。 另外，蜗轮蜗杆传动的的自锁功能可以有效的化解车辆行驶过程中给执行 机构的反作用力矩，从而增加结构的使用寿命。 经过计算： 选择电机型号为 无刷直流电动机 .20 表 换挡电机参数 额定功率 额定转速 额定转矩 效率 20w 3000r/min m 在由转速计算： 3000/180= 得减速比为 ： 如果使用压力角一定的凸轮： α=arctan（ 14/2πr480/360） =176。 经过计算，二档 时的换挡力 F3= P1=F3S/t=。 ＞ 故此凸轮优化可以有效减少设计电机的额定功率。 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 15 四、换挡机构的受力分析与设计校核 蜗轮蜗杆的设计 1） 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 100851988 推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI)。 蜗轮蜗杆的自锁性能，可以有效的化解车辆行驶过程中反作用带给执行机构的力矩，从而提升换挡电机的使用寿命，但考虑到电动车的换挡力与一般的汽车相比较小，而且有自锁功能的蜗轮蜗杆效率仅有 ，这会大大提高换挡电机的额定功率。 提高换挡电机的成本和所占空间，所以决定不使用有自锁性能的蜗轮蜗杆。 2） 选择材料 由于蜗杆传动的功率较低，速度较低，所以蜗杆使用 45 号钢；并且蜗杆螺旋齿面需要淬火，这样可以使传动效率更高，磨损较小，硬度为 45～ 55HRC。 蜗轮使用铸锡磷青铜。 为了节约材料，仅齿圈用青铜加工，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。 3） 按照齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动设计准则，先按照齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。 传动中心距：3 22 )][(HEZZKTa  。 （ 1）确定作用于蜗轮上的转矩 T2 按 Z1=2，估取效率 n=，则 T2=106P2/n2=849Nmm。 (2)确定载荷系数 因工作的载荷较稳定，所以取载荷分布不均系数 Ka=， Kb=，查表 115，选用使用系数 Kc= Kc=，由于转速不高，冲击较小，可以取动载荷系数Kv= Kv= 得 K=KvKaKbKc==1. 21 (3)确定弹性影响系数 因选用的是铸锡 磷青铜 ZCuSnlOP1 蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa 1/2。 (4)确定接触系数 Zp 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 16 一般而言 d1/a=，所以先假设它们的比值为 ，再选取 Zp，查图得Zp=。 （ 5）确定许用接触应力 [σH] 根据蜗轮蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSnlOP1，螺杆螺旋齿面硬度 ＞ 45HRC，可从表 117 中查得蜗轮的基本许用应力为 268MPa。 应力循环次数 N=60jn2Lh=601180120xx=107 寿命系数 K= 则 [σH]= 计算中心距： a=3√[21849（ 160） 2]=18cm。 （ 6）得出结果 由于中心距较小，表中没有可选蜗轮蜗杆，所以自行设计，在 intentor 中，输入传动比和中心距，可以生成推荐参数： 输入传动比 =1: 中心距 =20mm 选取了一组数据： 蜗杆头数： 1 蜗轮齿数： 17 中心距： 20 mm 切向模数： 导程角： 直径系数： 变位系数： 进一步得到了： 蜗轮厚度 ==11mm 蜗杆长度 =（ 11+） m=22mm 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 17 图 蜗轮蜗杆三维图 图 蜗轮蜗杆机构参数图（ a） 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 18 图 蜗轮蜗杆机构参数图（ b） 图 蜗轮蜗杆机构参数图（ c） 蜗杆轴的设计 （ 1）选择材料 选择轴的材料为 45 钢，调质处理，这样可以满足轴的抗弯及抗扭强度；而且成本低，来源广。 （ 2）初选轴直径： 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 19 3220 nPAd ，查表得 A0=110， P1=Pη1=20=19w N1=4000r/min 得 d≥3mm 但考虑到过小的直径无法使用标准的轴承固定，所以最短出的 d=6mm 左边 L1 为了安装轴承，并与蜗轮保持一定的距离，取 L1=12mm， L2=蜗杆长度 =22mm， L3 由电动机决定，取 25mm。 （ 3）对轴直径进行校核 根据轴上的弯扭合成应力校核轴的强度。 对蜗轮蜗杆机构： Ft1,Fa1,Fr1是蜗杆的圆周力，轴向力，径向力。 Ft2,Fa2,Fr2是蜗轮的圆周力，轴向力， 径向力。 Ft1=Fa2=2T1/d1 Fa1=Ft2=2T2/d2 Fr1=Fr2=Ft2tanα T1， T2 是蜗杆和蜗轮上的公称转矩。 T1=63Nmm T2=849Nmm d1， d2 是蜗杆和蜗轮的分度圆直径。 d1= d2= Α=176。 即可求得 Ft1=Fa2= Fr1=Fr2= Fa1=Ft2= 湖南大学毕业设计 (论文 ) 第 页 20 图 蜗杆轴受力简图 蜗杆轴受力如图 所。