電動車兩檔變速器換擋結構設計(編輯修改稿)
2025-07-14 14:18 本頁面
【文章內容簡介】 5143Jr=，二檔換擋力F2=。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480176。得n=480/360/60=180r/min。 根據能量守恒原理： FS=Pt其中F1= F2= S= t=。在之后的計算中，以其中較大的力F2為準。 得P=，考慮到電機的加速需要時間，為了保證換擋時間不超過 ，應選擇較高點的電機功率。 得T=m。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： 選擇電機型號為 無刷直流電動機 .20 換擋電機參數額定功率額定轉速額定轉矩效率20w3000r/minm 在由轉速計算：3000/180= ：如果使用壓力角一定的凸輪：α=arctan（14/2πr480/360）=176。經過計算，二檔時的換擋力F3=P1=F3S/t=。＞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 蝸輪蝸桿的設計1）選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T 100851988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，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計 根據閉式蝸桿傳動設計準則，先按照齒面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=，則T2=106P2/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=， Kb=，查表115，選用使用系數Kc= Kc=，由于轉速不高，沖擊較小，可以取動載荷系數Kv= Kv= 得K=KvKaKbKc==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Zp 一般而言d1/a=，再選取Zp，查圖得Zp=。（5）確定許用接觸應力[σH] 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117中查得蝸輪的基本許用應力為268MPa。 應力循環(huán)次數 N=60jn2Lh=60118012000=107 壽命系數K= 則[σH]= 計算中心距： a=3√[21849（160）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: 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： 導程角： 直徑系數： 變位系數： 進一步得到了： 蝸輪厚度==11mm 蝸桿長度=（11+）m=22mm 蝸輪蝸桿三維圖（a）（b）（c）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=Pη1=20=19w N1=4000r/min 得d≥3mm 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=Ft2tanα T1，T2是蝸桿和蝸輪上的公稱轉矩。 T1=63Nmm T2=849Nmm d1，d2是蝸桿和蝸輪的分度圓直徑。 d1= d2= Α=176。即可求得 Ft1=Fa2= Fr1=Fr2= Fa1=Ft2= ，由圖可知，蝸桿受力處為危險截面。 L總長為=25+22+=，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= Fnh2=Fnv1= Fnv2=彎矩Mh1=152NmmMv1=257Nmm總彎矩M1=298Nmm扭矩T1=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α=1，W≈ 得σ=， 前面已經選定軸的材料是45鋼，經過調質處理。由表151查得[σ]=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 58002003型，規(guī)格618/6，外徑=13mm，內徑=6mm，寬度=。（5）軸承的強度校核1，求比值： Fa/Fr= 根據表135，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136，取f= 根據表135，X=，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=.
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