【文章內(nèi)容簡介】 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同步時間 圖 同步器受力簡圖 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 12 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(shù)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(tǒng)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。 取得數(shù)據(jù) ： 離合器從動片： R= r=21mm d=8mm 材料：低碳鋼 密度： 輸入軸 ： R= d=180mm 材料：滲碳鋼 20CrMnTi 密度： 輸出軸 ： R=26mm r= d=157mm 材料：滲碳鋼 20CrMnTi 密度： 同步器： R=50mm r=10 d=20 材料 ：鑄鐵 密度 一檔齒輪： R=43 r= d=18 材料：鍛鋼 密度： 二檔齒輪： R=58 r=21 d=23 材料：鍛鋼 密度： 公式：實心圓柱： J=1/2mr178。 空心圓柱： J=1/2m（ r178。+R178。） 轉動慣量轉換公式 : 將 a軸上的轉動慣量轉換為 b 軸 得一檔時 J1=10^3 DmDrmMRFMMtwJM???????s in??? s in/ R MtJF Dr ???2)(abab zzJJ ? 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 13 二檔時 J2=10^3 （ 2）角速度差 Δω 由電動機特性圖可知，在電動機轉速為 20xxr/min 的時候換擋，此時， Δω=177。（ 2πn/60） /i 低 （ 2πn/60） /i 高 。 已知 i 低 = i 高 = 主減速比 i=。 得 Δω=。 （ 3）同步時間 t 根據(jù)凸輪壓力角和換擋總用時， 得 t=4mm/tan Φ /360176。400ms。 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(shù) μ 由已知條件同步器阻力系數(shù) μ 取 （ 6） 同步器錐面角 α 由已知條件同步器錐面角 α取 7176。 （ 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=，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(nèi)使凸輪桿轉 480176。 得 n=480/360/60=180r/min。 根據(jù)能量守恒原理： FS=Pt 其中 F1= F2= S= t=。 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 14 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。 號和確定減速比 我們發(fā)現(xiàn)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(jù)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(jīng)過計算： 選擇電機型號為 無刷直流電動機 .20 表 換擋電機參數(shù) 額定功率 額定轉速 額定轉矩 效率 20w 3000r/min m 在由轉速計算： 3000/180= 得減速比為 ： 如果使用壓力角一定的凸輪： α=arctan（ 14/2πr480/360） =176。 經(jīng)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。 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 15 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(jù) 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，而且有自鎖功能的蝸輪蝸桿效率僅有 ，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(jù)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：3 22 )][(HEZZKTa ? ?? 。 （ 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(shù) 因工作的載荷較穩(wěn)定，所以取載荷分布不均系數(shù) Ka=， Kb=，查表 115，選用使用系數(shù) Kc= Kc=，由于轉速不高，沖擊較小，可以取動載荷系數(shù)Kv= Kv= 得 K=KvKaKbKc==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 1/2 。 (4)確定接觸系數(shù) Zp 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 16 一般而言 d1/a=，所以先假設它們的比值為 ，再選取 Zp，查圖得Zp=。 （ 5）確定許用接觸應力 [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 117 中查得蝸輪的基本許用應力為 268MPa。 應力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=601180120xx=107 壽命系數(shù) 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(shù)： 輸入傳動比 =1: 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)： 導程角： 直徑系數(shù)： 變位系數(shù)： 進一步得到了： 蝸輪厚度 ==11mm 蝸桿長度 =（ 11+） m=22mm 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 17 圖 蝸輪蝸桿三維圖 圖 蝸輪蝸桿機構參數(shù)圖（ a） 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 18 圖 蝸輪蝸桿機構參數(shù)圖（ b） 圖 蝸輪蝸桿機構參數(shù)圖（ c） 蝸桿軸的設計 （ 1）選擇材料 選擇軸的材料為 45 鋼，調(diào)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： 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 19 3220 nPAd? ，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(jù)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= 湖南大學畢業(yè)設計 (論文 ) 第 頁 20 圖 蝸桿軸受力簡圖 蝸桿軸受力如圖 所