电动车两档变速器换挡机构设计

1、电动车两档变速器换挡机构设计hunan university毕业设计（论文）设计论文题冃：电动车两档变速器换挡机构设计学生姓名：学生学号： 专业班级：学院名称： 指导老师：学院院长：2015年5月20日湖南大学毕业设计（论文）摘耍变速器已经因为其对性能较大的提升逐渐成为一个电动车不可或缺 的一部分，目前最常用的是amt变速器。本论文为此类型变速器设计一个 换档机构（包括电机驱动的换挡执行机构），主要重点有：1，根据对电动汽车变速器的受力分析，对换扌当机构进行结构设计， 从而保证换挡机构性能，保证换挡过程中不可与其他零件产生干涉，结构 紧凑。准确地实现换挡电机对同步器的控制功能。2, 保证换挡电

2、机符合要求。需要计算同步器力矩和换挡力的大小， 可以通过对换挡同步过程进行分析，通过约束换挡速度和拨叉行程这两个 参数在合理范围内，根据不同换挡时刻主从动齿轮的转速差，由此计算出 换挡力，以此为依据完成选换挡电机及传动机构的参数设计。3, 要选择合适的电动执行机构的结构形式，保证电动执行机构可以可靠平稳的换挡，并且通过结构设计对换挡过程进行优化，达到减小换挡 时的冲击，保证寿命，减小换挡电机功率，减小成本的优点。关键词：电动车两档变速器，换挡机构，结构设计，换挡过程优化, 三维建模湖南大学毕业设计(论文)electric car two speed transmission shift mec

3、hanism designabstractbecause of its great performanee, transmission is becoming an integral part of an electric car, the most comm only used is the amt tra nsmissio n. this thesis is about designing a shift mechanism for this type of transmission (including amotor-driven shift actuator), the main fo

4、cus are:1, based on stress analysis of electric vehicle transmission, the shift mechanism is designed to ensure that the performanee of the shiftmechanism to ensure that the shift process can not interfere with other parts, compact structure. achieving the shifting motor to control the synchronizati

5、on accurately.2, to ensure the shift motor complianee with the requirements. need to calculate the synchronization torque and the shifting power. through ananalysis of shifting during synchronization.by constraining the shifting rate and shift fork moveme nt withi n reas on able limits to calculate

6、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 optimization, to

7、reduce the impact of theshift time to ensure iongevity, reduced shift motor power,to reducing costskey words:electric car two speed transmission, shifting mechanism,structural design, shifting process optimization,3dimensional modeling湖南大学毕业设计（论文）目录1绪论.11.1课题背景及目的11.2国内外研究状况21.3课题研究方法32换挡电机执行机构设计.42

8、.1选换挡电机执行机构结构形.42.2换挡过程优化.53换挡电机的设计计算3.1计算方法和主要分析思路.103.2主耍设计参数 .113.3换挡力的计算 .-.-.113.4确定电动机型号和确定减速比.143.5对换挡行程优化的结果经行验证14 4换挡机构的受力分析与设计校核 154.1蜗杆蜗杆的设计 154.2蜗轮轴的设计 184.3凸轮轴的设十 254.4换挡拨叉的设计 304.5自锁轴的设计.365结论386 致谢427参考文献43 8 附录44湖南大学毕业设计（论文）一、绪论1.1课题研究背景及目的随着油价的不断上涨和人们对环境污染问题的日益关注，电动汽车因 其安全可靠,清洁环保的特点

9、而成为未来汽车研究和发展的重要方向。除了 污染小，电动车还有很多优点。比如电动车噪声低，能有效减小噪声污染， 提高驾驶舒适度。电动车的效率也很高，与内燃机相比可以大大节省资源。 同时电动汽车在成本方血也有优势，与一般的使用燃油的汽车相比，电动 汽车具有操纵简便、结构简单，汽车传动部件比较少，而且不需要更换机 油、油泵，还有冷却水，消声装置等，在维修保养方面的工作量相对较少。 在一些特殊场合，比如不通风、冬天低温场所，或者高海拔缺氧的地方, 电动车与内燃汽车相比还具有适用范围广，不受所处环境影响的特点。所以电动车并不如以前所想象的那样仅仅是为了保护环境而开发，如果解决了蓄电池的一些问题，它在驾驶

10、舒适度，可靠性，成本方面都有内 燃汽车无法比拟的优点。所以，电动车的发展，必然是以后汽车的重点发 展方向。与内燃机相比，电动机的输出转矩较为固定，不像内燃机转矩和转速 有很大的关系，所以电动车不用通过变速器繁琐的换挡，就可以完成起步， 加速，高速行驶的过程。但是没有档位的电动车的电动机在高速运转时扭 矩较大，而并不需要这么大的扭矩，所以浪费了电能，降低了效率，电动 车在爬坡时，电动机也会因为其扭矩的限制而产生最大爬坡度不足的情况。 而在启动时，电动机固定的扭矩也导致它不能更快的加速。所以电动汽车 再起步，加速，上坡，高速行驶情况下，会浪费很多电量，在地面起伏比 较大的地带，或拥挤的城市里面，电

11、动汽车的效率会大大降低。简单的说， 就是没有变速器的电动车太“笨” 了，它的扭矩只能在很有限的范围内变 化，而且不会朝以此吋工况最适宜的扭矩变化，所以在上述对扭矩需求超 出或低于电动车扭矩范i韦i的情况下，无变速器的电动车就会显示岀他的劣 势，而加装一个变速器就可以改变这一状态，就可以在根据不同工况所需 的扭矩的不同来挂入合适的档位，从而使电动汽车的性能得到大幅提升， 而且可以简化电动机的冷却系统。湖南大学毕业设计（论文）本毕业课题的冃的是通过综合运用车辆工程的知识，对电动汽车专用 的两档变速器的换挡机构进行设计。根据电动汽车对动力的要求，对换挡 机构进行设计，较好地实现换挡机构在箱体内的布置

12、，准确地实现换挡电 机对同步器的控制功能。本课题训练学生的系统思维、独立思维及知识的 综合应用能力，掌握换挡机构的设计能力。1.2国内外研究现状电动车变速器在国外发达国家技术应用已经相当成熟，变速器基本已 经成为国外发达国家电动车的标配，但国内电动汽车制造商的电动汽午， 变速器的使用率还很低，主要原因是1、人们刚刚认识电动车时错误的认 为电动车不需要变速器。2、最初国内制造的主要是低功率电动车，相比 于高功率电动车，低功率电动车使用变速器的提升较小，也不需要两档以 上的变速器。3、国内汽车自动变速器生产水平较低。因此，在纯电动 乘用车技术条件里没有规定必须使用自动变速器。但是，随着国内自动 变

13、速器产业的发展和大家对变速器认识的逐渐改变，自动变速器汽车已经 成为了电动汽车的主流。因此，电动车多挡自动变速器有着广阔的市场前 景，是非常值得研究的项目。目前电动车所使用的变速器主流是2amt,两档是因为，目前国产电 动车大多使用较为小型的驱动电机，对汽车动力性能没有过高的要求，只 要能保证满足汽车足够的起步扭矩和最大爬坡度的需要就可以了。所以两 个档位就可以满足要求，档位过多反而会增大变速器尺寸，重量，成木。 是得不偿失的。采用自动变速器而不使用手动变速器是因为，对电动车来 说，驾驶员不能像内燃汽车一样通过对发动机声音等的感觉的经验來换挡, 因为电动车不会产生这种反应汽车工况的直观信息，而

14、且手动换挡也较为 麻烦。而自动变速器可以根据车速、汽车所受扭矩，驾驶员命令等参数， 确定最佳挡位，控制离合器的分离与接合、换挡杆对档位的选择，以及对 发动机油门开度的调节等操作过程，以此实现最佳的换挡过程和实现换挡 口动化。与at, cvt等相比，amt保持了原有机械变速器的基本结构，具 有传动效率高、结构紧凑、省油、成本低、制造工艺要求低、维修方便, 湖南大学毕业设计（论文）工作可靠等优点，十分适合在电动车屮使用。所以冃前2amt是电动 车变速器的首选。而本论文就是为了设计适用于2amt的电执行自动换挡 机构。1.3课题研究方法1, 选择合适的电动执行机构的结构形式，保证电动执行机构的可以

15、可靠平稳的换挡，并且通过结构设计对换挡过程进行优化，达到减小换挡 时的冲击，保证寿命，减小换挡电机功率，减小成本的优点。2, 保证换挡电机符合要求。需要计算同步器力矩和换挡力的大小，可以通过对换挡同步过程进行分析，通过约束换挡速度和拨叉行程这两个 参数在合理范围内，根据不同换挡吋刻主从动齿轮的转速差，由此计算出 换挡力，以此为依据完成选换挡电机及传动机构的参数设计。3, 根据对电动汽车变速器的受力分析，对换挡机构进行设计，保证 换挡机构性能，保证换挡过程中不可与其他零件产生干涉，结构紧凑。准 确地实现换挡电机对同步器的控制功能。湖南大学毕业设计（论文）二、换挡电机执行机构设计2.1选择换挡电机

16、执行机构结构形式换挡电机执行机构的结构形式多种多样，由于amt换挡时，在摘挡后 和同步啮合完成之间，会有一段空挡滑行阶段，这一阶段会出现动力中断 的情况，动力屮断的时间过长会对汽车的加速性能和平顺性造成影响，因 此必须使选换挡在较短的时间内完成，缩短动力中断时间。对本变速器, 换挡时间取400ms。并且由于换挡拨叉在换挡过程中的受力是不均匀的, 由于传统的由电机直接驱动的执行机构输出为定值，不利于提高性能，所 以我采用电机通过一变形凸轮机构驱动的结构形式，如下简图所示：图2.1换档前图2.2换挡后湖南大学毕业设计（论文）2.2换挡过程优化根据功率守恒p二fv, v=r w tan a ,为了使

17、p更小，f定，所 以可以减小v,即减小a。改变凸轮的倾角a,在啮合过程中，由于受力 较大，所以为了减小电机的载荷，倾角较小，在中i'可行程中，拨叉几乎不 受力，同吋为了提高速度，缩短动力中断吋间，倾角可以较大。对于此凸 轮的压力角，压力角的定义是：推杆所受正压力的方向与推杆上点的速度 方向之间所夹之锐角。由图可知，此凸轮的推杆所受正压力方向为接触点 凹槽的垂直方向，运动方向为沿凸轮轴运动，可知压力角等于凸轮倾角a o图2.3凸轮倾角和压力角示意图实际上对换挡过程的优化就是对凸轮的压力角a经行优化。对凸轮的倾角进行设计：（1）已知换挡行程为14mm,同步器同步行程为4mm。（2）因为要保

18、证换挡轴强度，所以凹槽不能过窄，取r=3mm,为了 让凸轮压力角尽量小，就需要保证整个换挡行程是在相对较大的圆周行程 内完成，受凹槽宽度的影响，不能通过增加转数来提高圆周行程，只能通 过提高凸轮半径r来实现，半径r=15mm,可以保证凹槽之间有7mm的 间距。再由s=14mm ,转动湖南大学毕业设计(论文)480度。所以换挡过程中圆周行程为2 n rx480/360125.66mm.(3) 为防止由于a的变化产生的在刚进入啮合时由于速度突然变化 产生惯性力，影响换挡机构寿命，所以，在不受力的换挡行程中，a的角 度应平滑过渡。具体表现为在换挡力作用前后，凸轮的速度应不变。在空 档行程内，加速度不

19、变。(4) 恒坐标中点出斜率最大，为保证凸轮机构效率，防止自锁，根 据机械设计的一般标准,压力角30°图2.4换挡行程与圆周行程的函数简图由这几个约束条件可以得出如图2.4所示的换挡行程与圆周行程的函数简图。由此我们可以设出这条分段函数的方程：设：第一段为 y二kx (0wyw4)第二段为 y二ax2+bx+c(4wyw7)第三段为 y二gx2+dx+e(7wyw10)第四段为 y二kx+f(20wyw14)未知数为a, b, c, d, e, f, g, k。一共8个未知量，可列出8个函 数求解：2*a*240+b=0.15 (对第二段函数，在3点的斜率不超过0.15)湖南大学毕业

20、设计（论文）7=240a2*a+b*240+c （对第二段函数,必过（240,7）点）4=a*（4/k）a2+4*b/k+c （第一段和第二段函数交于（4/k, 4）点）2*a*4/k+b=k （在2点处，第一段函数和第二段函数斜率相同）14=480*k+f （函数必过（480,14）点）2*g*240+d=0.15 （对第三段函数，在3点的斜率不超过0.15）7=-g*240a2+d*240+e （对第三段函数，必过（240,7）点） k=-2*g*（10-f）/k （在4点处，第三段函数和第四段函数斜率相同） 通过matlab,即可算出了这几个参数，得出凸轮的函数。（算法见附录a。）再次通

21、过matlab画出其函数（算法见附录b）这样就可以得到换挡行程于凸轮旋转角度的函数图像。又因为：横坐 标为x, xx2jir/480=l, l为凸轮圆周行程，经过转换之后就可以得出换 挡行程s与圆周行程l的函数图像如图所示：图2.5圆周行程与换扌当行程的函数关系如图1.5,即为圆周行程与换挡行程的函数关系。此函数的斜率为tana o对上述函数求导即可得到圆周行程与tan a的函数图。湖南大学毕业设计（论文）图2.6圆周行程与tan ci的函数图如图2.6,我们进一步得到了 tana的函数,tana的最大值为0.57,得 arctan a =29.6° ,小于30°故符合耍求

22、。a min对应为同步过程屮的凸轮 压力角，为 arctano.075=4.3。由于v=wrtan a =2 n ntan a ,所以，再对上述函数求导就可以得到圆周 行程与加速度a的函数图像：图2.7圆周行程与加速度a的函数图像湖南大学毕业设计（论文）由于机械中的零件的刚度都很高，近似与刚体，所以由于机械结构产 生的速度的突变会产生很大的加速度，所以由此产生的冲击力也很大，这 对于保护机械的受力是不利的，所以消除冲击力很有必要。如图，速度没 有突变的时刻，所以不会产生过大的加速度，也就不会产生冲击力。湖南大学毕业设计（论文）三、换挡电机的设计计算3.1计算方法和主耍分析思路为了保证在各种情况

23、中换挡机构都能安全、可靠，精准的完成换挡, 变速器的拨义轴和结合套上一般都设有互锁、自锁装置，从而避免了换挡 时同时换入两档，换挡后档位自动脱落。因此，使用电动执行机构换挡时， 它需要在不同的时间里克服惯性力、互锁阻力和自锁阻力，还冇同步过程 受到的同步力。才能最终完成换挡行程。对一个设计合理的变速箱来说, 这几个负载的峰值是不会同时出现的，在不同档位的相互转换中，力的大 小也不同，但自锁阻力、互锁阻力这些负载是在一定的范围内的，并且阻 力值一定是定小于换挡同步力，因为只有同步力大于这些阻力时才能完成 换挡。所以根据上述情况，在设计换挡执行机构的过程中，一般是按照最 大同步力的值和摩擦产生的负

24、载来进行计算，而忽略换挡过程中受到的各 种摩擦力，所以换挡过程分析则主要是同步过程的分析。所以换挡力是决 定换挡电机功率的主要因素，再通过约束换挡速度和拨义行程这两个参数在合理范围内，根据不同换挡时刻主从动齿轮的转速差等参数，计算出换 挡力，以此为依据完成选换挡电机及传动机构的参数设计。忽略摘挡时所 受的互锁阻力和自锁阻力，即可将换挡过程看做换挡同步力做了同步时间 的功。根据功率平衡原理，即可算得换挡电机所需的功率，转速。图3.1 一般变速器时间t与换挡力f的关系由图可知，a点为摘档阻力，b点为换挡力，换挡力比摘到阻力大很 多，是整个同步过程中最大的力，所以要以换挡力作为设计参数。湖南大学毕业

25、设计（论文）3.2主要设计参数：换挡行程不大于1 4 mm。要求换挡时间不大于04s 0i低=3.17 i高=1.5主减速比i=5.0o同步器阻力系数卩取0.1。同步器锥面角q取7。o同步器锥面平均半径取25mm。同步器截面厚度为4mm。换挡时驱动电机转速为2000r/mino3.3换挡力的计算1 ）建立同步器系统模型本换挡机构采用锁止式同步器，对同步过程的理论分析，同步器系统 可简化成如下图的形式，使用牛顿第二定律对该系统进行在同步过程中的分析。mm 同步器摩擦力矩f滑套轴向换挡力jr 同步器输入端等效转动惯量r 同步齿轮圆锥面平均半径 3 同步器两端角速度差»同步器齿轮圆锥面摩擦

26、系数md阻力矩q 同步齿轮圆锥面锥度t同步时间图3.2同步器受力简图湖南大学毕业设计(论文)同步齿环与同步齿轮圆锥血接触产生摩擦力矩，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) ? wtf?rmm?md (2) sin?由(1), (2)式可得同步器换挡力为：mm?jr?mdf?jr?/t?mdsin?r换高档时取减号，换低档时取加号。2)参数确定：(l)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

27、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=46.6mm r=21mm d=8mm 材料：低碳钢 密度：7.85输入轴：r=18.5mm d=180mm 材料：渗碳钢20crmnti 密 度：7.8输出轴：r=26mm r=7.25mm d=157mm 材料：渗碳钢 20crmnti 密度：7.8同步器：r=50mm r=10 d=20 材料：铸铁密度7.4一档齿轮：r=43 r=22.5 d=18材料：锻钢 密度：7.85二档齿轮：r=58 r=21 d=23材料：锻钢 密度：7.85公式：实心圆柱：j=l/2mr2空心圆柱

28、：j=l/2m (r2+r2)转动惯量转换公式:jb?ja(zb)2将a轴上的转动惯量转换为b轴得一档时 jl=8.35 x 10a-3 za湖南大学毕业设计(论文)二档时 j2=10.64x10a-3(2) 角速度差a 3由电动机特性图可知，在电动机转速为2000r/min的时候换挡，此时，a w =± (2x ji xn/60) /i 低-(2x n xn/60) /i 高。己知i低二3.17 i高=1.5主减速比i=5.0o得 3 =15.3rad/so(3) 同步时间t根据凸轮压力角和换挡总用时， 得 t=4mm/tan /360° x400mso得 t=4/14x

29、400ms=145mso（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u由已知条件同步器阻力系数p取0.1（6）同步器锥面角q由己知条件同步器锥血角«取7°（7）同步器锥面平均半径r由己知条件同步器锥面平均半径r取25mmo由此可得一档换挡力fl=514引r=42.9n,二档换挡力f2=54.7no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480。得 n=480/360/0.4 x 60=180r/min0根据

30、能量守恒原理：fxs=pxt其中 f1 二42.9nf2二54.7ns=0.04mt二0.135。湖南大学毕业设计（论文）在z后的计算中，以其中较大的力f2为准。得p=16.2w,考虑到电机的加速需要时间，为了保证换挡时间不超过0.4ms,应选择较高点的电机功率。得 t=0.86n mo4 确定电动机型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z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

31、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45zwn24j0.13 .20表换挡电机参数在由转速计算：3000/180=16.7得减速比为16.75 对换挡行程优化的结果经行验证：如果使用压力角一定的凸轮：ci =arctan (14/2 n rx 480/360) =6.4°经过计算，二档时的换挡力f3=81.8npl

32、=f3xs/t=24.2wo24.2w>l 6.2w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）四、换挡机构的受力分析与设计校核4.1蜗轮蜗杆的设计1）选择蜗杆传动类型根据gb/t 10085-1988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屮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0.4,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

33、，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 55hrco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：a?kt2（1）确定作用于蜗轮上的转矩t2按 zl=2,估取效率 n=0.85,则 t2=9.55x106xp2/n2=849n mmo（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=1.15, kb=1.0, 查表11-5,选用使用系数kc=1.15kc=1

34、.15,由于转速不高，冲击较小，可以収动载荷系数kv=i.o kv=i.o得 k=kvkakbkc=i.ox1.15x 1.0x 1.15=1. 21（3）确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜zcusnlopl蜗轮和钢蜗杆相配，故ze=160mpa1/2 o确定接触系数zp zez2）0 ?h湖南大学毕业设计（论文）一般而言dl/a=0.35,所以先假设它们的比值为0.35,再选取zp,查 图得 zp二2.9。（5）确定许用接触应力2 h根据蜗轮蜗杆材料为铸锡磷青铜zcusnlopl,螺杆螺旋齿面硬度 45hrc,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力为268mpa0应力循环次数 n 二 60

35、jn2lh=60 x1x180x 12000=12.96 x 107寿命系数20.7259则2 h=194.6mpa计算中心距：a=3 v 21x849x (160x2.9/194.6) 2=18cm0（6）得出结果由于中心距较小，表中没有可选蜗轮蜗杆，所以口行设计，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=1:16.7中心距=20mm选取了一组数据：蜗杆头数：1蜗轮齿数：17中心距：20mm 切向模数：1.4mm导程角：5.1022直径系数：11.2 变位系数：0.1857进一步得到了：蜗轮厚度=0.75dal=llmm蜗杆长度二（11+0.06z2） m=2

36、2mm湖南大学毕业设计（论文）图4丄1蜗轮蜗杆三维图图4.1.2蜗轮蜗杆机构参数图（a）湖南大学毕业设计（论文）图4.1.3蜗轮蜗杆机构参数图（b）图4丄4蜗轮蜗杆机构参数图（c）2、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）d?a0p2,查表得 a0=110, n2pl=pnl=20x0.95=19wnl=4000r/min得 d3mm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ll=12mm, l2二蜗 杆长度

37、=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：ftlalrl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。ftl=fa2=2tl/dlfal=ft2=2t2/d2frl=fr2=ft2tanatl, t2是蜗杆和蜗轮上的公称转矩。tl=63nmmt2=849n-mmdl, d2是蜗杆和蜗轮的分度圆直径。dl=11.68mmd2=27.12mma=5.1°即可求得ftl=fa2=10.8nfrl=fr2=5.6nfal=ft2=63.3n湖南大学毕业设计（论文）图4.2.1蜗

38、杆轴受力简图蜗杆轴受力如图421所示，由图可知，蜗杆受力处为危险截面。l总长为二25+22+12.5二59.5mm,其中左端到蜗杆受力点l=12+ll=23mmo 由上述条件可以可岀蜗杆轴各点弯矩和轴承处支反力。蜗杆处截面受力如图：根据公式：?m2?（?t）2o w 根据轴双向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取a=l,w0.1d3 得。二 14.1mpa,前面已经选定轴的材料是45钢，经过调质处理。由表25j查得o =60mpa,所以符合要求。（4）轴承的初选：因为轴承同时承受轴向力和径向力的作用，同时只使用一个轴承，所 以选用湖南大学毕业设计（论文）深沟球轴承。根据d=6mm,选择轴承型号

39、为gb/t 5800-2003型，规格 618/6,外径二 13mm,内径二6mm,宽度二3.5mm。（5）轴承的强度校核1,求比值:fa/fr=ll.2/8.1=1.31根据表13-5,选择角接触轴承。2,初步计算其当量动载荷，根据 p=f（xfr+yfa）根据表13-6,取f二1.2根据表13-5, x=0.4, y值需要在已知型号和基本额定静载荷c之后才 能知道，现暂取一中间值y二1.5.得 p=54n再求轴承应有的基本额定动载荷值，得 c二206n按照轴承设计手册，之前所选择的轴承符合要求。（6）各段长度的分配因为轴承宽度二3.5mm,所以ll=3.5mm0为了让壳体与蜗轮之间冇3mm

40、的间隙，所以l2=8.5mm, l3=蜗杆长度=22mm,为了与电动机相配合， 所以 l4=25mmo 总长 59.5mm。至此蜗杆轴的设计基木完成，如图所示。图422蜗杆轴零件图湖南大学毕业设计（论文）（7）使用inventor进行受力分析检验结果1,输入材料属性45钢图4.2.3蜗杆轴材料属性2,划分网格。湖南大学毕业设计（论文）图424蜗杆轴划分网格图3, 约束条件：此轴在左端被轴承和壳体约束，在右端被壳体约束，所以所受约束如 图：图4.2.5蜗杆轴约束图4, 受力大小和方向:此轴在蜗轮处受法向力，大小为fd, fal, ftl的合力，经过计算等于64n。在右端收到电机给予的63n.mm

41、的力矩。如图所示：湖南大学毕业设计（论文）图426蜗杆轴受力图经过系统分析，得到等效应力图：图428仿真应力图图4.2.8仿真位移图湖南大学毕业设计（论文）图4.2.9安全系数图由图可以验证：此轴的设计符合要求。4.3凸轮轴的设计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d?a0p2,查表得 a0=110, n2p2?p?l?2=20x0.95x0.9=17.1wn2=4000xj=180r/mi n得 d25mm。3）轴的结构设计：（1）拟定轴上零件的装配方案根据轴的作用，初步选择装配方案。（2）初步选择滚动轴承因为轴承同

42、时承受轴向力和径向力的作用，所以选用单列圆锥滚子轴承。根据d=7mm,选择轴承型号为gb/t 292-2007 70000b型，规格s719/7, 外径 d=17mm,内径 d=7mm,宽度 c=5mm,从而得 ll=5mm, l6=8mm （因 为为了可湖南大学毕业设计（论文）靠地压紧齿轮，此处要加一个3mm的套筒）。（3）套筒定位齿轮的右端与右轴承之间会采用套筒定位，已知齿轮的宽度为11mm, 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，所以 l5=10mm（4）轴上零件的周向定位齿轮与轴承的周向定位应选择平键连接。根据表6-1,因为d5=10mm,所以键宽bx键高h=4mmx4

43、mm,键的长度通过平键连接的强度计算公式:2t?103 p?p得出：其中 t=870n.mm k=0.5h=2mm d=10mm 根据表 kid6-2p=40mpa,得l=3mm。为保证齿轮和轴配合有良好的对中性，所 以选择齿轮轮毂和轴的配合为h7/n6,轴与轴承定位一般由过渡配合保证, 故轴的直径公差为h6.（5）确定轴端倒角和圆角取轴端倒角为0.5x45° ,圆角为（6）各段长度定位因为左端轴承的宽度为5mm,所以ll=5mm, l2取2mm,因为换挡 行程为14mm,凹槽直径为6mm,所以l3取略大于20的值：25mm,为 了防止换挡杆与蜗杆发生干涉，取l4=10mm,因为齿轮

44、宽度为11mm,为 了让套筒的固定作用更好，l5取略小于11mm的10mm,因为套筒宽度为 3mm,再加上轴承宽度为5mm,所以 l6 取 8mm。4）求作用在轴上的力湖南大学毕业设计（论文）图4.3.1凸轮轴受力简图女ds 3.3.2,电机正转的时候，受力如图所示，电机反转时，受力方向 都变成相反方向。对蜗轮蜗杆机构：根据前面对蜗轮蜗杆处的计算，可求得：fa2=10.8nfr2=5.6nft2=63.3n在凸轮处，述受到轴向力fr3换挡力fr3=52.7n对于此型号的轴承，a=2.5mm,所以支承梁跨距等于47mmo由上述条件可以可岀蜗杆各点弯矩和轴承处支反力。根据弯矩和扭矩的分布状况，可以

45、看出齿轮处截面和凸轮处截面是危 险截面。首先，求得齿轮处截面：湖南大学毕业设计(论文)按弯扭合成应力来校核轴的强度：根据公式:?m2?(?t)2o w根据轴双向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取a =1, w«0.1d3o得。=10.4mpa,前面已经选定轴的材料是45钢，调质处理。由表15-1查得o =60mpa, 所以符合要求。再求得凸轮右边直径变化处截面：根据公式，得。二8.5mpa,所以符合要求。5) 校核轴承1, 求比值：fa/fr=31.2/51.7=0.6根据表13-5,选择角接触轴承。2, 初步计算其当量动载荷，根据 p=f(xfr+yfa)根据表13-6,取f=1

46、.2根据表13-5, x=0.4, y值需要在已知型号和基本额定静载荷c之后才 能知道，现暂取一中间值y二1.5.得 p二67.5n再求轴承应有的基本额定动载荷值，得 8256n按照轴承设计手册，之前所选择的轴承符合要求。湖南大学毕业设计（论文）最后在确定工艺要求，得到了设计了轴的零件图如图所示：图4.3.2凸轮轴尺寸示意图6）确定蜗轮蜗杆与凸轮的旋转方向和分配2个档位通过对轴所受弯 矩的计算，还可以发现2点：1 为了使轴所受总弯扭合成应力最小，应该使fr3与fr2方向相同。从 而可以确定蜗轮蜗杆的轮齿与凸轮的凹槽的旋转方向。2.图4.3.3两个档位的受力如图，为了使fr3和fr2所产生的弯矩

47、在集中点数值最小。应使fr31 和fr32中湖南大学毕业设计（论文）的较大值受力时的受力点距fr2较远。从而可以确定凸轮轴向左（图 中）移动时，换一档，向右移动时，换二档。4.4换挡拨叉的设计 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）初步确定换挡拨叉的尺寸拨叉的设计没有太多的参考资料，所以我参考了以前做过的ll013拨 叉831006的结构形式，根据自锁轴的直径为6mm,输出轴的直径为 20mm。得到如图所示的尺寸：图4.4.1换挡拨叉三维图湖南大学毕业设计（论文）图442换挡拨叉零件图3）校核换挡拨叉的强度：换挡拨叉受力如图所示：

48、图4.4.3换挡拨叉受力简图如图，此结构在中点处所受弯矩最大为fxs=54.7x1313n 按弯扭 合成应力来校核轴的强度湖南大学毕业设计（论文）根据公式：?m2?（?t）2o w其中 m=1313nt=0根据轴双向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取a=l, w«0.1da3得。=25.6mpa,前面已经选定轴的材料是45钢，调质处理。由表15-1查得o =60mpa, 所以符合要求。4）使用inventor进行受力分析，校核强度（1）输入材料属性ht200o图4.44材料属性（2）划分网格。湖南大学毕业设计（论文）图4.4.5划分网格图（3）输入约束条件：此拨叉在自锁轴处被控制只

49、在轴向运动，在下方拨叉处也被控制只能 在轴向运动。所以所受约束如图：图4.4.6受约束图（4）受力大小和方向：在下方拨叉受到换挡力f二54.7n进行计算。由换挡过程中此拨叉匀速 前进可知，在上端半圆球处也会受到同样大小的力。如图所示：湖南大学毕业设计（论文）图447受力图经过系统的分析，得到：图448等效应力图湖南大学毕业设计（论文）图4.4.9位移图安全系数图： 图4.4.10安全系数图由仿真得到的这些数据可以验证：此轴的设计符合要求。5）在拨叉结构的理解在拨叉的设计过程中，我明白了，这个拨叉上的加强筋是十分重要的, 而且它的作用不是增加强度，而是减小下方拨叉处位移。利用inventor做

50、受力分析，湖南大学毕业设计（论文）我们可以发现，没有此结构时，加强筋下部的所受应力会比有此结构 时所受的最大应力略大，但是最大位移确是有此结构时最的4倍。所以此 结构能大大减小换挡时拨叉的形变位移，从而大大提高换挡稳定性。所以 我们可以发现，这个设计肯定是有道理的，因为拨叉的受力很小，只有55n, 所以强度很容易满足。所以在实际中，会影响换挡可靠性的不会是拨叉因 受力超过屈服极限而产生不可逆的变形，而是在换挡过程中，拨叉产生的 可逆变形使得档位没有完全挂上。所以，设计过程中应注意控制下方拨叉 受力点处的位移量。而这个结构就可以很好的减小位移量。图4.4.11无加强筋位移图4.5自锁轴的设计自锁

51、机构的作用为：防止产生自动换档和自动脱档。互锁机构的作用为：防止同时挂入两个档。由于用于电动车的两档变 速器只有2个档位，不会产生同时挂入两个档位的情况，所以不用考虑互 锁。本换挡机构采用钢球式自锁互锁轴： 如图: 湖南大学毕业设计（论文）图4.5.1 口锁轴示意图此自锁轴固定在拨叉上，挡挂上一个档位时，左端凹槽处被自锁球 通过弹簧的压力固定在此处，当换挡时，自锁轴随拨叉移动，当挂上另一 档位时，正好自锁球也移动到另一档位。将拨叉固定。从而达到自锁的效 果。所以两个凹槽之间的距离应为14mm要注意的是：弹簧的力不能过大，如果弹簧产生的力在轴向的分力大 于换挡力，系统将不能换挡，所以选用的弹簧应

52、保证在换挡时给自锁轴产 生的轴向最大分力约为10n左右。湖南大学毕业设计（论文）五、结论：至此这篇论文的主要目的已经达成，即对最换挡执行机构的设计优化, 对换挡电机的选择，还有对换挡机构的设计校核。并作出了三维模型和二 维的部分零件图和装配图。图5.1换挡拨叉零件图图5.2凸轮轴零件图湖南大学毕业设计（论文）图5.3蜗杆轴零件图图5.4蜗轮轴零件图图5.5 口锁轴零件图湖南大学毕业设计（论文） 图5.6总装配图图5.7三维模型湖南大学毕业设计（论文）图5.8在壳体上的装配通过这次的毕业论文，我得到了一次很好的应用所学知识的机会，这 应该是大学以来第一次口己独立设计完成一个完整的机器。在这次的设计 过程中，我遇到了很多困难，这些大都是因为自身能力不足导致的。有些 是因为对基础知识的学习不够扎实，有些是因为对应用软件的不熟练，有 些是因为对换挡机构的不了解。但也是因为他们，帮我发现了我的不足, 当我通过努力解决他们的时候，我就可以弥补我的不足，锻炼了我的综合 运用学到的那些专业基础知识和解决实际问题的能力，而且也提高我查阅 资料、论文、设计规范以及机械上的应用软件的能力，而但通过对整个机 器的设计，更提升了我对一个设计过程