電動車兩檔變速器換擋機構設計

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1、HUNAN UNIVERSITY 畢業(yè)設計(論文)設計論文題目：電動車兩檔變速器換擋機構設計學生姓名： 學生學號：專業(yè)班級：學院名稱：指導老師：學院院長： 2015 年5 月 20 日II 湖南大學畢業(yè)設計(論文) 第 頁 電動車兩檔變速器換擋機構設計 摘 要 變速器已經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計一個換檔機構（包括電機驅動的換擋執(zhí)行機構），主要重點有：1，根據對電動汽車變速器的受力分析，對換擋機構進行結構設計，從而保證換擋機構性能，保證換擋過程中不可與其他零件產生干涉，結構緊湊。準確地實現換擋電機對同步器的控制

2、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，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在合理范圍內，根據不同換擋時刻主從動齒輪的轉速差，由此計算出換擋力，以此為依據完成選換擋電機及傳動機構的參數設計。3，要選擇合適的電動執(zhí)行機構的結構形式，保證電動執(zhí)行機構可以可靠平穩(wěn)的換擋，并且通過結構設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。關鍵詞：電動車兩檔變速器，換擋機構，結構設計，換擋過程優(yōu)化，三維建模 Electric car two speed transmission shift mechanism

3、designAbstract 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 focus are:1

4、, 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 synchronization accur

5、ately.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 shiftin

6、g 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 optimization, to reduce the

7、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.1 1.1 課題背景及目的11.2 國內外研究狀況21.3 課題研究方法32 換擋電機執(zhí)行機構設計.4 2.1 選換擋電機執(zhí)行機構

8、結構形式. 42.2 換擋過程優(yōu)化.53 換擋電機的設計計算.3.1 計算方法和主要分析思路.103.2 主要設計參數.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)化的結果經行驗證.144 換擋機構的受力分析與設計校核.15 4.1 蝸桿蝸桿的設計.15 4.2 蝸輪軸的設計.18 4.3 凸輪軸的設計.25 4.4 換擋撥叉的設計.30 4.5 自鎖軸的設計.365結論.386致謝.427參考文獻.438附錄.4445 湖南大學畢業(yè)設計(論文) 第 頁 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注,電動汽

9、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、結構簡單，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、冬天低溫場所，或者高海拔缺氧的地方，電動車與內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

10、一些問題，它在駕駛舒適度，可靠性，成本方面都有內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。 與內燃機相比，電動機的輸出轉矩較為固定，不像內燃機轉矩和轉速有很大的關系，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生最大爬坡度不足的情況。而在啟動時，電動機固定的扭矩也導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，

11、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。 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進行設計。根據電動汽車對動力的要求，對換擋機構進行設計，較好地實現換擋機構在箱體內的布置，準確地實現換擋電機對同步器的控制功能。本

12、課題訓練學生的系統思維、獨立思維及知識的綜合應用能力，掌握換擋機構的設計能力。 1.2 國內外研究現狀 電動車變速器在國外發(fā)達國家技術應用已經相當成熟，變速器基本已經成為國外發(fā)達國家電動車的標配，但國內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、最初國內制造的主要是低功率電動車，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、國內汽車自動變速器生產水平較低。因此，在純電動乘用車技術條件里沒有規(guī)定必須使用自動變速器。但是，隨著國內自動變速器產業(yè)的發(fā)展和大家對變速器認識的逐漸改變，自動變速器

13、汽車已經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，目前國產電動車大多使用較為小型的驅動電機，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，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，駕駛員不能像內燃汽車一樣通過對發(fā)動機聲音等的感覺的經驗來換擋，因為電動車不會產生這種反應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車速、汽車所受扭矩，駕駛員命

14、令等參數，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)動機油門開度的調節(jié)等操作過程，以此實現最佳的換擋過程和實現換擋自動化。與AT，CVT等相比，AMT保持了原有機械變速器的基本結構，具有傳動效率高、結構緊湊、省油、成本低、制造工藝要求低、維修方便，工作可靠等優(yōu)點，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計適用于2AMT的電執(zhí)行自動換擋機構。1.3 課題研究方法 1，選擇合適的電動執(zhí)行機構的結構形式，保證電動執(zhí)行機構的可以可靠平穩(wěn)的換擋，并且通過結構設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

15、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在合理范圍內，根據不同換擋時刻主從動齒輪的轉速差，由此計算出換擋力，以此為依據完成選換擋電機及傳動機構的參數設計。3，根據對電動汽車變速器的受力分析，對換擋機構進行設計，保證換擋機構性能，保證換擋過程中不可與其他零件產生干涉，結構緊湊。準確地實現換擋電機對同步器的控制功能。二、換擋電機執(zhí)行機構設計 2.1 選擇換擋電機執(zhí)行機構結構形式 換擋電機執(zhí)行機構的結構形式多種多樣，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，這一階段會出現動力中斷

16、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程中的受力是不均勻的，由于傳統的由電機直接驅動的執(zhí)行機構輸出為定值，不利于提高性能，所以我采用電機通過一變形凸輪機構驅動的結構形式，如下簡圖所示：圖2.1 換檔前圖2.2換擋后 2.2換擋過程優(yōu)化根據功率守恒P=FV，V=Rtan，為了使P更小，F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

17、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行優(yōu)化。對凸輪的傾角進行設計: （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完成，受凹槽寬度的影響，不能通過增加轉數來提高圓周行程，只能通過提高凸輪半徑R來實現，半徑R=15m

18、m，可以保證凹槽之間有7mm的間距。再由s=14mm ，轉動480度。所以換擋過程中圓周行程為2r480/360125.66mm.（3）為防止由于的變化產生的在剛進入嚙合時由于速度突然變化產生慣性力，影響換擋機構壽命，所以，在不受力的換擋行程中，的角度應平滑過渡。具體表現為在換擋力作用前后，凸輪的速度應不變。在空檔行程內，加速度不變。（4）恒坐標中點出斜率最大，為保證凸輪機構效率，防止自鎖，根據機械設計的一般標準,壓力角30. 圖2.4換擋行程與圓周行程的函數簡圖 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簡圖。由此我們可以設出這條分段函數的方程： 設：第一段為y=kx（

19、0y4） 第二段為y=ax2+bx+c(4y7) 第三段為y=gx2+dx+e(7y10) 第四段為y=kx+f(10y14) 未知數為a，b，c，d，e，f，g，k。一共8個未知量，可列出8個函數求解：2*a*240+b=0.15（對第二段函數，在3點的斜率不超過0.15）7=2402*a+b*240+c（對第二段函數，必過（240,7）點）4=a*(4/k)2+4*b/k+c（第一段和第二段函數交于（4/k，4）點）2*a*4/k+b=k（在2點處，第一段函數和第二段函數斜率相同）14=480*k+f（函數必過（480,14）點）2*g*240+d=0.15（對第三段函數，在3點的斜率不超

20、過0.15）7=-g*2402+d*240+e（對第三段函數，必過（240,7）點）k=-2*g*(10-f)/k（在4點處，第三段函數和第四段函數斜率相同）通過matlab，即可算出了這幾個參數，得出凸輪的函數。（算法見附錄A。） 再次通過matlab畫出其函數（算法見附錄 B） 這樣就可以得到換擋行程于凸輪旋轉角度的函數圖像。又因為：橫坐標為x，x2r/480=L，L為凸輪圓周行程，經過轉換之后就可以得出換擋行程s與圓周行程L的函數圖像如圖所示：圖2.5圓周行程與換擋行程的函數關系 如圖1.5，即為圓周行程與換擋行程的函數關系。此函數的斜率為tan。對上述函數求導即可得到圓周行程與tan的

21、函數圖。圖2.6圓周行程與tan的函數圖 如圖2.6，我們進一步得到了tan的函數，tan的最大值為0.57，得arctan=29.6，小于30故符合要求。min對應為同步過程中的凸輪壓力角，為arctan0.075=4.3。 由于v=wrtan=2ntan，所以，再對上述函數求導就可以得到圓周行程與加速度a的函數圖像：圖2.7圓周行程與加速度a的函數圖像 由于機械中的零件的剛度都很高，近似與剛體，所以由于機械結構產生的速度的突變會產生很大的加速度，所以由此產生的沖擊力也很大，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，所以不會產生過大的加速度，也就不會產生

22、沖擊力。三、換擋電機的設計計算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都能安全、可靠，精準的完成換擋，變速器的撥叉軸和結合套上一般都設有互鎖、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步力。才能最終完成換擋行程。對一個設計合理的變速箱來說，這幾個負載的峰值是不會同時出現的，在不同檔位的相互轉換中，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。所以根據上述情況，在設計

23、換擋執(zhí)行機構的過程中，一般是按照最大同步力的值和摩擦產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在合理范圍內，根據不同換擋時刻主從動齒輪的轉速差等參數，計算出換擋力，以此為依據完成選換擋電機及傳動機構的參數設計。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。根據功率平衡原理，即可算得換擋電機所需的功率，轉速。圖3.1一般變速器時間t與換擋力F的關系由圖可知，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

24、的力，所以要以換擋力作為設計參數。3.2主要設計參數： 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。 同步器阻力系數取0.1。 同步器錐面角取7。 同步器錐面平均半徑取25mm。 同步器截面厚度為4mm。 換擋時驅動電機轉速為2000r/min。3.3換擋力的計算）建立同步器系統模型本換擋機構采用鎖止式同步器，對同步過程的理論分析，同步器系統可簡化成如下圖的形式，使用牛頓第二定律對該系統進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動慣量 R-同步齒輪圓錐面平均半徑-同步器兩端角速度差 -同步器齒輪圓錐

25、面摩擦系數Md-阻力矩 -同步齒輪圓錐面錐度t-同步時間圖3.2 同步器受力簡圖 同步齒環(huán)與同步齒輪圓錐面接觸產生摩擦力矩，其作用是加速被連件轉動達到同步條件，即同步器兩端轉速差消失，其力矩平衡方程為： （1） （2） 由（1） ，（2）式可得 同步器換擋力為： 換高檔時取減號，換低檔時取加號。2）參數確定：(1)Jr為同步器輸入端的轉動慣量 轉動慣量的計算：換檔過程中依靠同步器改變轉速的零部件包括：離合器從動片、輸入軸、輸出軸、輸出軸上常嚙和換擋齒輪。統稱為同步過程的輸入端。而輸入端的轉動慣量Jr的計算步驟是：首先計算上述相關零部件的轉動慣量，而后按不同的檔位轉換到被同步的檔位齒輪上去。取得

26、數據：離合器從動片： R=46.6mm 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：實心圓柱：J=1/2mr 空心圓柱：J=1/2m（r+R） 轉動慣量轉換公式: 將a軸上的轉動慣量轉換為b軸 得

27、一檔時J1=8.3510-3 二檔時J2=10.6410-3（2）角速度差 由電動機特性圖可知，在電動機轉速為2000r/min的時候換擋，此時，=（2n/60）/i低-（2n/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 根據凸輪壓力角和換擋總用時， 得t=4mm/tan /360400ms。 得t=4/14400ms=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，也很小，故可忽略不計。（5） 同步器阻力系數 由已知條件同步器阻力系數取0.1（6） 同步器錐面角

28、 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矩的計算 電動機所需的轉速很容易得出，即要在400ms內使凸輪桿轉480得n=480/360/0.460=180r/min。 根據能量守恒原理： 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，應選擇較高點的電機功率

29、。 得T=0.86Nm。4.確定電動機型號和確定減速比我們發(fā)現換擋機構要求較低的轉速，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之間加一級減速器，從而降低轉速，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，因為根據前面的出的所需轉速和扭矩，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)行機構的反作用力矩，從而增加結構的使用壽命。經過計算：

30、 選擇電機型號為 無刷直流電動機 45ZWN24-10.13 .20 表3.1 換擋電機參數額定功率額定轉速額定轉矩效率20w3000r/min0.063Nm0.95 在由轉速計算：3000/180=16.7 得減速比為16.75.對換擋行程優(yōu)化的結果經行驗證：如果使用壓力角一定的凸輪：=arctan（14/2r480/360）=6.4經過計算，二檔時的換擋力F3=81.8NP1=F3S/t=24.2w。24.2w16.2w故此凸輪優(yōu)化可以有效減少設計電機的額定功率。四、換擋機構的受力分析與設計校核4.1 蝸輪蝸桿的設計1）選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T 10085-1988推薦，采用漸開線蝸

31、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4555HRC。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計 根據閉式蝸桿傳動設計準則，先按照齒面

32、接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根的彎曲疲勞強度。傳動中心距：。（1）確定作用于蝸輪上的轉矩T2 按Z1=2，估取效率n=0.85，則T2=9.55106P2/n2=849Nmm。 (2)確定載荷系數 因工作的載荷較穩(wěn)定，所以取載荷分布不均系數Ka=1.15， Kb=1.0，查表11-5，選用使用系數Kc=1.15 Kc=1.15，由于轉速不高，沖擊較小，可以取動載荷系數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 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Z

33、p 一般而言d1/a=0.35，所以先假設它們的比值為0.35，再選取Zp，查圖得Zp=2.9。（5）確定許用接觸應力H 根據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力為268MPa。 應力循環(huán)次數 N=60jn2Lh=60118012000=12.96107 壽命系數K=0.7259 則H=194.6MPa 計算中心距： a=321849（1602.9/194.6）2=18cm。（6）得出結果 由于中心距較小，表中沒有可選蝸輪蝸桿，所以自行設計，在intentor中，輸入傳動比和中心距，可以生成推薦參數： 輸入傳動比=1:1

34、6.7 中心距=20mm選取了一組數據： 蝸桿頭數：1 蝸輪齒數：17 中心距：20 mm 切向模數：1.4mm 導程角：5.1022 直徑系數：11.2 變位系數：0.1857 進一步得到了： 蝸輪厚度=0.75da1=11mm 蝸桿長度=（11+0.06Z2）m=22mm圖4.1.1 蝸輪蝸桿三維圖圖4.1.2蝸輪蝸桿機構參數圖（a）圖4.1.3蝸輪蝸桿機構參數圖（b）圖4.1.4蝸輪蝸桿機構參數圖（c）2、蝸桿軸的設計（1）選擇材料 選擇軸的材料為45鋼，調質處理，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：，查表得A0=110， P1=P1=200.95=19

35、w N1=4000r/min 得d3mm 但考慮到過小的直徑無法使用標準的軸承固定，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=蝸桿長度=22mm，L3由電動機決定，取25mm。（3）對軸直徑進行校核 根據軸上的彎扭合成應力校核軸的強度。 對蝸輪蝸桿機構： 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=Ft2tan T1，T2是蝸桿和蝸輪上的公稱轉矩。 T1=63Nmm T2=849Nmm d1，d2是

36、蝸桿和蝸輪的分度圓直徑。 d1=11.68mm d2=27.12mm =5.1即可求得 Ft1=Fa2=10.8N Fr1=Fr2=5.6N Fa1=Ft2=63.3N 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=257Nmm總彎矩M1=298Nmm扭矩T1

37、=63Nmm 根據公式：。 根據軸雙向旋轉，扭轉切應力是脈動循環(huán)變應力，取=1，W0.1d3 得=14.1MPa， 前面已經選定軸的材料是45鋼，經過調質處理。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，所以選用深溝球軸承。根據D=6mm，選擇軸承型號為GB/T 5800-2003型，規(guī)格618/6，外徑=13mm，內徑=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 根據表13-5，選擇角接觸軸承。2，初步計算其當量動載荷， 根據P=f(XFr+YFa) 根據表13

38、-6，取f=1.2 根據表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，現暫取一中間值Y=1.5. 得P=54N 再求軸承應有的基本額定動載荷值， 得C=206N按照軸承設計手冊，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L59.5mm。 至此蝸桿軸的設計基本完成，如圖所示。 圖4.2.2蝸桿軸零件圖（7）使用inventor進行受力分析檢驗結果1，輸入材料屬性45鋼圖4.2.3蝸桿軸材料屬性

39、2，劃分網格。圖4.2.4 蝸桿軸劃分網格圖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，Fa1，Ft1的合力，經過計算等于64N。在右端收到電機給予的63N.mm的力矩。如圖所示： 圖4.2.6蝸桿軸受力圖 經過系統分析，得到等效應力圖：圖4.2.8仿真應力圖圖4.2.8 仿真位移圖圖4.2.9 安全系數圖由圖可以驗證：此軸的設計符合要求。4.3凸輪軸的設計1）選擇材料 選擇軸的材料為45鋼，調質處理，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，查表得

40、A0=110，=200.950.9=17.1wn2=4000i=180r/min得d5mm。3）軸的結構設計：（1） 擬定軸上零件的裝配方案 根據軸的作用，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。根據d=7mm，選擇軸承型號為GB/T 292-2007 70000B型，規(guī)格s719/7，外徑D=17mm，內徑d=7mm，寬度C=5mm，從而得L1=5mm，L6=8mm（因為為了可靠地壓緊齒輪，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

41、輪，此軸段應略短于齒輪寬度，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選擇平鍵連接。根據表6-1，因為D5=10mm，所以鍵寬b鍵高h=4mm4mm，鍵的長度通過平鍵連接的強度計算公式：得出：其中T=870N.mm k=0.5h=2mm d=10mm根據表6-2p=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0.545，圓角為r1。（6） 各段長度定位因為左端軸承的寬度為5mm，所以L1=5mm，L2取2mm，因為換擋行

42、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）求作用在軸上的力圖4.3.1 凸輪軸受力簡圖 如圖3.3.2，電機正轉的時候，受力如圖所示，電機反轉時，受力方向都變成相反方向。 對蝸輪蝸桿機構： 根據前面對蝸輪蝸桿處的計算，可求得： Fa2=10.8N Fr2=5.6N Ft2=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，

43、所以支承梁跨距等于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=327Nmm總彎矩M1=593Nmm扭矩T1=870Nmm按彎扭合成應力來校核軸的強度：根據公式：。根據軸雙向旋轉，扭轉切應力是脈動循環(huán)變應力，取=1，W0.1d3。得=10.4MPa，前面已經選定軸的材料是45鋼，調質處理。由表15-1查得=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

44、垂直面彎矩Mh2=334NmmMv2=780Nmm總彎矩M2=848Nmm扭矩T2=0Nmm根據公式，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 根據表13-5，選擇角接觸軸承。2，初步計算其當量動載荷， 根據P=f(XFr+YFa) 根據表13-6，取f=1.2 根據表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，現暫取一中間值Y=1.5. 得P=67.5N 再求軸承應有的基本額定動載荷值， 得C=256N 按照軸承設計手冊，之前所選擇的軸承符合要求。最后在確定工藝要求，得到了設計了軸的零件圖如圖所示： 圖4.3

45、.2凸輪軸尺寸示意圖6）確定蝸輪蝸桿與凸輪的旋轉方向和分配2個檔位通過對軸所受彎矩的計算，還可以發(fā)現2點：1. 為了使軸所受總彎扭合成應力最小，應該使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方向。2.圖4.3.3 兩個檔位的受力如圖，為了使Fr3和Fr2所產生的彎矩在集中點數值最小。應使Fr31和Fr32中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 換擋撥叉的設計1）選擇材料 選擇軸的材料為45鋼，調質處理，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 撥叉的設計沒有

46、太多的參考資料，所以我參考了以前做過的LL013撥叉831006的結構形式，根據自鎖軸的直徑為6mm，輸出軸的直徑為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）校核換擋撥叉的強度： 換擋撥叉受力如圖所示：圖4.4.3換擋撥叉受力簡圖 如圖，此結構在中點處所受彎矩最大為Fs=54.71313N 按彎扭合成應力來校核軸的強度 根據公式：。 其中M=1313N T=0 根據軸雙向旋轉，扭轉切應力是脈動循環(huán)變應力，取=1，W0.1d3 得=25.6MPa， 前面已經選定軸的材料是45鋼，調質處理。由表15-1查得=60MPa,所以符合要求。4）使用inve

47、ntor進行受力分析，校核強度（1）輸入材料屬性HT200。圖4.44材料屬性（2）劃分網格。圖4.4.5 劃分網格圖（3）輸入約束條件： 此撥叉在自鎖軸處被控制只在軸向運動，在下方撥叉處也被控制只能在軸向運動。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進行計算。由換擋過程中此撥叉勻速前進可知，在上端半圓球處也會受到同樣大小的力。如圖所示：圖4.4.7受力圖經過系統的分析，得到： 圖4.4.8 等效應力圖圖4.4.9 位移圖安全系數圖： 圖4.4.10安全系數圖 由仿真得到的這些數據可以驗證：此軸的設計符合要求。5）在撥叉結構的理解在撥叉的

48、設計過程中，我明白了，這個撥叉上的加強筋是十分重要的，而且它的作用不是增加強度，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，沒有此結構時，加強筋下部的所受應力會比有此結構時所受的最大應力略大，但是最大位移確是有此結構時最的4倍。所以此結構能大大減小換擋時撥叉的形變位移，從而大大提高換擋穩(wěn)定性。所以我們可以發(fā)現，這個設計肯定是有道理的，因為撥叉的受力很小，只有55N，所以強度很容易滿足。所以在實際中，會影響換擋可靠性的不會是撥叉因受力超過屈服極限而產生不可逆的變形，而是在換擋過程中，撥叉產生的可逆變形使得檔位沒有完全掛上。所以，設計過程中應注意控制下方撥叉受力點處的位移

49、量。而這個結構就可以很好的減小位移量。 圖4.4.11無加強筋位移圖4.5自鎖軸的設計自鎖機構的作用為：防止產生自動換檔和自動脫檔?；ユi機構的作用為：防止同時掛入兩個檔。由于用于電動車的兩檔變速器只有2個檔位，不會產生同時掛入兩個檔位的情況，所以不用考慮互鎖。本換擋機構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， 擋掛上一個檔位時，左端凹槽處被自鎖球通過彈簧的壓力固定在此處，當換擋時，自鎖軸隨撥叉移動，當掛上另一檔位時，正好自鎖球也移動到另一檔位。將撥叉固定。從而達到自鎖的效果。所以兩個凹槽之間的距離應為14mm要注意的是：彈簧的力不能過大，如果彈簧產生的力在軸

50、向的分力大于換擋力，系統將不能換擋，所以選用的彈簧應保證在換擋時給自鎖軸產生的軸向最大分力約為10N左右。5、 結論： 至此這篇論文的主要目的已經達成，即對最換擋執(zhí)行機構的設計優(yōu)化，對換擋電機的選擇，還有對換擋機構的設計校核。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 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用所學知識的機會，這應該是大學以來第一次自己獨立設計完成一個完整的機器。在這次的設計過程中，我遇到了很

51、多困難，這些大都是因為自身能力不足導致的。有些是因為對基礎知識的學習不夠扎實，有些是因為對應用軟件的不熟練，有些是因為對換擋機構的不了解。但也是因為他們，幫我發(fā)現了我的不足，當我通過努力解決他們的時候，我就可以彌補我的不足，鍛煉了我的綜合運用學到的那些專業(yè)基礎知識和解決實際問題的能力，而且也提高我查閱資料、論文、設計規(guī)范以及機械上的應用軟件的能力，而且通過對整個機器的設計，更提升了我對一個設計過程整體的掌握，對局部細節(jié)的設計和取舍的能力。 具體與這次設計，由于沒有現有的凸輪形式的設計資料供參考，所以在設計過程中，我以系統的可靠和穩(wěn)定性為主，從結構上來說應該還有辦法減小材料用量，降低重量的辦法。

52、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，我的心里很高興。這篇論文的完成不但是我大學最后的幾個月汗水的結晶，也是指導老師周云山教授和金紅光學長對我一絲不茍，錙銖必較的悉心指導的結果。在對題目的理解，對研究設計的思路和設計成果的表達過程中，周老師十分認真的指導我，并且給了我很多支持，他常常監(jiān)督我的論文的寫作進程，多次為我解答疑問并且提出意見，他的悉心指導為我開拓了視野，正確了設計思路，讓我的論文的能更快的完成，完善，并且提高了質量。更重要的是，周老師認真嚴肅的教學態(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校，進入社會之后，怎樣的工作態(tài)度和生活態(tài)度才可以讓

53、我在今后的日子里一直進步，進而成為棟梁。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科目的老師等對我這些年來的教育和教導。你們認真細心的教導，嚴格的監(jiān)督和無私的奉獻，我將不會忘記，在此，我想向各位老師深深地鞠一躬。另外，還要感謝上大學以來所有在學習和生活上協助、支持和關懷我的同學們。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光。我們一直是一個友愛，團結，好學的集體，我們四個人中畢業(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，感謝你們對我的養(yǎng)育之恩，感謝你們對我一直以

54、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母校以及我?guī)椭膶W校、老師和同學們的回報！7、 參考文獻1周云山 張軍 汽車電器與電子控制技術M人民交通出版社.20142余志生.汽車理論M.北京.機械工業(yè)出版社.20093濮良貴.機械設計（第八版）M.北京.高等教育出版社.20064徐學林.互換性與測量技術基礎M.長沙.湖南大學出版社.20095劉朝儒.機械制圖（第五版）M.高等教育出版社20066王望予.汽車設計M.機械工業(yè)出版社.20047王望予.汽車設計M.機械工業(yè)出版社.20048Heinz Heisler.Advanced Vehicle TechnologyM.Edward Arnold.19899孫冬野.AMT電動換擋執(zhí)行機構分析與參數化設計.d.重慶大學.201110劉振軍.純電動汽車兩檔變速器的研究與設計.d.重慶大學.201411高智.電動AMT選換擋電機執(zhí)行機構位置最優(yōu)控制.d.同濟大學.201112張輝重型汽車AMT液壓換擋執(zhí)行機構的分析與設計.