【正文】 plot(x4,y4)。hold onplot(x2,y2)。y4=f(2)+k(2)*x4。y3=g(2)*x3.^2+d(2)*x3+e(2)。y2=a(2)*x2.^2b(2)*x2+c(2)。y1=k(2)*x1。k=2*g*(10f)/k39。7=g*240^2+d*240+e39。2*g*240+d=39。14=480*k+f39。2*a*4/k+b=k39。4=a*(4/k)^2+4*b/k+c39。7=240^2*a+b*240+c39。2*a*240+b=39。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！ 參考文獻[1]周云山 張軍 《汽車電器與電子控制技術》[M][2][M].北京.　　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來的支持。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。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。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。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。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。 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。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。 換擋撥叉零件圖 凸輪軸零件圖 蝸桿軸零件圖 蝸輪軸零件圖 自鎖軸零件圖 總裝配圖 三維模型 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。 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。從而達到自鎖的效果。本換擋機構采用鋼球式自鎖互鎖軸：如圖： 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?；ユi機構的作用為：防止同時掛入兩個檔。 自鎖機構的作用為：防止產生自動換檔和自動脫檔。所以，設計過程中應注意控制下方撥叉受力點處的位移量。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。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。如圖所示：經過系統的分析，得到： 等效應力圖 位移圖安全系數圖： 由仿真得到的這些數據可以驗證：此軸的設計符合要求。所以所受約束如圖：（4）受力大小和方向： 在下方撥叉受到換擋力F=。（2）劃分網格。由表151查得[σ]=60MPa,所以符合要求。得到如圖所示的尺寸： 3）校核換擋撥叉的強度： 換擋撥叉受力如圖所示： 如圖，此結構在中點處所受彎矩最大為Fs=1313N 按彎扭合成應力來校核軸的強度 根據公式：。 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。應使Fr31和Fr32中的較大值受力時的受力點距Fr2較遠。從而可以確定蝸輪蝸桿的輪齒與凸輪的凹槽的旋轉方向。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=. 得P= 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。mm根據公式，得σ=，所以符合要求。mm總彎矩M2=848N再求得凸輪右邊直徑變化處截面：載荷水平面垂直面彎矩Mh2=334N得σ=，前面已經選定軸的材料是45鋼，調質處理。mm按彎扭合成應力來校核軸的強度：根據公式：。mm總彎矩M1=593N首先，求得齒輪處截面：載荷水平面垂直面支反力Fnh1=13N Fnh2=50NFnv1= Fnv2=彎矩Mh1=495N由上述條件可以可出蝸桿各點彎矩和軸承處支反力。 4）求作用在軸上的力 凸輪軸受力簡圖 ，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。圓角為r1。根據表61，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= k==2mm d=10mm根據表62[p]=40Mpa，得l=3mm。根據d=7mm，選擇軸承型號為GB/T 2922007 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）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。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。 （7）使用inventor進行受力分析檢驗結果1，輸入材料屬性45鋼2，劃分網格。為了讓殼體與蝸輪之間有3mm的間隙，所以L2=，L3=蝸桿長度=22mm，為了與電動機相配合，所以L4=25mm。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=. 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。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=。由表151查得[σ]=60MPa,所以符合要求。mm 根據公式：。mm總彎矩M1=298N 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=152N L總長為=25+22+=，其中左端到蝸桿受力點L=12+11=23mm。 d1= d2= Α=176。mm T2=849N 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。 對蝸輪蝸桿機構： Ft1,Fa1,Fr1是蝸桿的圓周力，軸向力，徑向力。（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