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電動車兩檔變速器換擋機構設計畢業(yè)設計(論文)(編輯修改稿)

2024-08-18 17:53 本頁面
 

【文章內容簡介】 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
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