电动车两档变速器换挡机构设计brzc.docx

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1、HUNAAN UUNIVVERSSITYY毕业设计计(论文文)设计论文文题目：电动车两两档变速速器换挡机构构设计学生姓名名：学生学号号：专业班级级：学院名称称：指导老师师：学院院长长：20155 年5 月 20 日日VI 湖南大学毕业设计(论文) 第 页 电动车两两档变速速器换挡挡机构设设计摘 要变速器已已经因为为其对性性能较大大的提升升逐渐成成为一个个电动车车不可或或缺的一一部分，目目前最常常用的是是AMTT变速器器。本论论文为此此类型变变速器设设计一个个换档机机构（包包括电机机驱动的的换挡执执行机构构），主主要重点点有：1，根据据对电动动汽车变变速器的的受力分分析，对对换挡机机构进行行结构

2、设计计，从而而保证换换挡机构构性能，保保证换挡挡过程中中不可与与其他零零件产生生干涉，结结构紧凑凑。准确确地实现现换挡电电机对同同步器的的控制功功能。2，保证证换挡电电机符合合要求。需需要计算算同步器器力矩和和换挡力力的大小小，可以以通过对对换挡同同步过程程进行分分析，通通过约束束换挡速速度和拨拨叉行程程这两个个参数在在合理范范围内，根根据不同同换挡时时刻主从从动齿轮轮的转速速差，由由此计算算出换挡挡力，以以此为依依据完成成选换挡挡电机及及传动机机构的参参数设计计。3，要选选择合适适的电动动执行机机构的结结构形式式，保证证电动执执行机构构可以可可靠平稳稳的换挡挡，并且且通过结结构设计计对换挡挡

3、过程进进行优化化，达到到减小换换挡时的的冲击，保保证寿命命，减小小换挡电电机功率率，减小小成本的的优点。关键词：电动车车两档变变速器，换挡机构，结构设计，换挡过程优化，三维建模Elecctriic ccar twoo sppeedd trranssmisssioon sshifft mmechhaniism dessignnAbsttracctbecaausee off itts ggreaatpeerfoormaancee，Traansmmisssionn iss beecommingg ann innteggrall paart of an eleectrric carr, tthe mo

4、sst ccommmonlly uusedd iss thhe AAMT traansmmisssionn. tthiss thhesiis iis aabouutdeesiggninng aa shhiftt meechaanissm ffor thiis ttypee off trranssmisssioon (inccluddingg a mottor-driivenn shhiftt acctuaatorr), thee maain foccus aree:1, bbaseed oon sstreess anaalyssis of eleectrric vehhiclle ttrann

5、smiissiion, thhe sshifft mmechhaniism is dessignned to enssuree thhat thee peerfoormaancee off thhe sshifft mmechhaniism to enssuree thhat thee shhiftt prroceess cann noot iinteerfeere witth ootheer ppartts, commpacct sstruuctuure. Acchieevinng tthe Shiiftiing mottor to conntroolthhe ssyncchroonizza

6、tiion acccuraatelly.2, tto eensuure thee shhiftt mootorr coomplliannce witth tthe reqquirremeentss. NNeedd too caalcuulatte tthe synnchrroniizattionn toorquue aand thee shhifttingg poowerr. TThrooughh ann annalyysiss off shhifttingg duurinng ssyncchroonizzatiion.By connstrrainningg thhe sshifftinng

7、rratee annd sshifft fforkk moovemmentt wwithhin reaasonnablle llimiits to callcullatee thhe sshifftinng fforcce,ddepeendiing on theese,we cann chhoosse tthe appproppriaate shiiftiing mottor andd shhifttingg meechaanissm.3,Too seelecct tthe appproppriaate eleectrric shiiftiing acttuattor forrm, guaar

8、annteee ellecttricc shhifttingg acctuaatorr smmootth aand relliabble, annd bby tthe strructturaal ddesiign to makke tthe shiiftiing proocesss ooptiimizzatiion, too reeducce tthe imppactt off thhe sshifft ttimee too ennsurre llonggeviity, reeducced shiift mottor powwer,to redduciing cossts.Key Worrds

9、:Eleectrric carr twwo sspeeed ttrannsmiissiion，SShifftinng mmechhaniism， SStruuctuurall Deesiggn，SShifftinng PProccesss Opptimmizaatioon， 33-diimennsioonall moodellingg目 录1绪论.11 1.11 课课题背景景及目的的11.2 国内内外研究究状况21.3 课题题研究方方法32 换挡挡电机执执行机构构设计.42.1 选换换挡电机机执行机机构结构构形式. 42.2 换挡挡过程优优化.53 换挡挡电机的的设计计计算.3.1 计算算方法

10、和和主要分分析思路路.1003.2 主要要设计参参数.113.3 换挡挡力的计计算.113.4 确定定电动机机型号和和确定减减速比.1143.5 对换换挡行程程优化的的结果经经行验证证.1144换挡机机构的受受力分析析与设计计校核.155 44.1 蜗杆杆蜗杆的的设计.115 44.2 蜗轮轮轴的设设计.118 44.3 凸轮轮轴的设设计.225 44.4 换挡挡拨叉的的设计.330 44.5 自锁锁轴的设设计.3365结论.386致谢.427参考文文献.4438附录.4455 湖南大学毕业设计(论文) 第 页 一、绪论论1.1 课题研研究背景景及目的的随着油价价的不断上上涨和人人们对环环境污

11、染染问题的的日益关关注,电电动汽车车因其安全全可靠,清洁环环保的特特点而成为未未来汽车车研究和和发展的的重要方方向。除除了污染染小，电电动车还还有很多多优点。比比如电动动车噪声声低，能能有效减减小噪声声污染，提提高驾驶驶舒适度度。电动动车的效效率也很很高，与与内燃机机相比可可以大大大节省资资源。同同时电动动汽车在在成本方方面也有有优势，与与一般的的使用燃燃油的汽汽车相比比，电动动汽车具具有操纵纵简便、结结构简单单，汽车车传动部部件比较较少，而而且不需需要更换换机油、油油泵，还还有冷却却水，消消声装置置等，在在维修保保养方面面的工作作量相对对较少。在在一些特特殊场合合，比如如不通风风、冬天天低温

12、场场所，或或者高海海拔缺氧氧的地方方，电动动车与内内燃汽车车相比还还具有适适用范围围广，不不受所处处环境影影响的特特点。所以电动动车并不不如以前前所想象象的那样样仅仅是是为了保保护环境境而开发发，如果果解决了了蓄电池池的一些些问题，它它在驾驶驶舒适度度，可靠靠性，成成本方面面都有内内燃汽车车无法比比拟的优优点。所所以，电电动车的的发展，必必然是以以后汽车车的重点点发展方方向。与内燃机机相比，电电动机的的输出转转矩较为为固定，不不像内燃燃机转矩矩和转速速有很大大的关系系，所以以电动车车不用通通过变速速器繁琐琐的换挡挡，就可可以完成成起步，加加速，高高速行驶驶的过程程。但是是没有档档位的电电动车的

13、的电动机机在高速运转时时扭矩较大大，而并不不需要这这么大的的扭矩，所所以浪费费了电能能，降低低了效率率，电动车车在爬坡坡时，电电动机也也会因为为其扭矩矩的限制制而产生生最大爬爬坡度不不足的情情况。而而在启动动时，电电动机固固定的扭扭矩也导导致它不不能更快快的加速速。所以以电动汽汽车再起起步，加加速，上上坡，高高速行驶驶情况下下，会浪浪费很多多电量，在地面起伏比较大的地带，或拥挤的城市里面，电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，而且不会朝以此时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围的情况下，无变速器的电

14、动车就会显示出他的劣势，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。本毕业课课题的目目的是通通过综合合运用车车辆工程程的知识识，对电电动汽车车专用的的两档变变速器的的换挡机机构进行行设计。根根据电动动汽车对对动力的的要求，对对换挡机机构进行行设计，较较好地实实现换挡挡机构在箱箱体内的的布置，准准确地实实现换挡挡电机对对同步器器的控制制功能。本本课题训训练学生生的系统统思维、独独立思维维及知识识的综合合应用能能力，掌掌握换挡挡机构的的设计能能力。1.2 国内外外研究现现状 电电动车变变速

15、器在在国外发发达国家家技术应应用已经经相当成成熟，变变速器基基本已经经成为国国外发达达国家电电动车的的标配，但但国内电电动汽车车制造商商的电动动汽车，变变速器的的使用率率还很低低，主要要原因是是1、人们们刚刚认认识电动动车时错错误的认认为电动动车不需需要变速速器。2、最初初国内制制造的主主要是低低功率电电动车，相相比于高高功率电电动车，低低功率电电动车使使用变速速器的提提升较小小，也不不需要两两档以上上的变速速器。3、国内内汽车自自动变速速器生产产水平较较低。因因此，在在纯电电动乘用用车技术术条件里没有规定必须使用自动变速器。但是，随着国内自动变速器产业的发展和大家对变速器认识的逐渐改变，自动

16、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。目前电动动车所使使用的变变速器主主流是22AMTT，两档档是因为为，目前前国产电电动车大大多使用用较为小小型的驱驱动电机机，对汽汽车动力力性能没没有过高高的要求求，只要要能保证证满足汽汽车足够够的起步步扭矩和和最大爬爬坡度的的需要就就可以了了。所以以两个档档位就可可以满足足要求，档档位过多多反而会会增大变变速器尺尺寸，重重量，成成本。是是得不偿偿失的。采采用自动动变速器器而不使使用手动动变速器器是因为为，对电电动车来来说，驾驾驶员不不能像内内燃汽车车一样通通过对发发动机声声音等的的感觉的的经

17、验来来换挡，因因为电动动车不会会产生这这种反应应汽车工工况的直直观信息息，而且且手动换换挡也较较为麻烦烦。而自自动变速速器可以以根据车车速、汽汽车所受受扭矩，驾驾驶员命命令等参参数，确确定最佳佳挡位，控控制离合合器的分分离与接接合、换换挡杆对对档位的的选择，以以及对发发动机油油门开度度的调节节等操作作过程，以以此实现现最佳的的换挡过过程和实实现换挡挡自动化化。与AAT，CCVT等等相比，AAMT保保持了原原有机械械变速器器的基本本结构，具具有传动动效率高高、结构构紧凑、省省油、成成本低、制制造工艺艺要求低低、维修修方便，工工作可靠靠等优点点，十分分适合在在电动车车中使用用。所以以目前2AAMT

18、是是电动车车变速器器的首选选。而本本论文就就是为了了设计适适用于22AMTT的电执执行自动动换挡机机构。1.3 课题研研究方法法 1，选选择合适适的电动动执行机机构的结结构形式式，保证证电动执执行机构构的可以以可靠平平稳的换换挡，并并且通过过结构设设计对换换挡过程程进行优优化，达达到减小小换挡时时的冲击击，保证证寿命，减减小换挡挡电机功功率，减减小成本本的优点点。 2，保保证换挡挡电机符符合要求求。需要要计算同同步器力力矩和换换挡力的的大小，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

19、挡电机及传动机构的参数设计。3，根据据对电动动汽车变变速器的的受力分分析，对对换挡机机构进行行设计，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。二、换挡挡电机执执行机构构设计2.1 选择换换挡电机机执行机机构结构构形式换挡电机机执行机机构的结结构形式式多种多多样，由由于AMMT换挡挡时，在在摘挡后后和同步步啮合完完成之间间，会有有一段空空挡滑行行阶段，这这一阶段段会出现现动力中中断的情情况，动动力中断断的时间过长长会对汽汽车的加加速性能能和平顺顺性造成成影响，因因此必须须使选换换挡在较较短的时间内内完成，缩缩短动力力中断时时间。对对本

20、变速速器，换换挡时间间取4000mss。并且且由于换换挡拨叉叉在换挡挡过程中中的受力力是不均均匀的，由由于传统统的由电电机直接接驱动的的执行机机构输出出为定值值，不利利于提高高性能，所所以我采采用电机机通过一一变形凸凸轮机构构驱动的的结构形形式，如如下简图图所示：图2.11 换档档前图2.22换挡后后2.2换换挡过程程优化根据功率率守恒PP=FV，VV=Rttan，为了使使P更小，FF一定，所所以可以以减小VV，即减减小。改变变凸轮的的倾角，在啮啮合过程程中，由由于受力力较大，所所以为了了减小电电机的载载荷，倾倾角较小小，在中中间行程程中，拨拨叉几乎乎不受力力，同时时为了提提高速度度，缩短短动

21、力中中断时间间，倾角角可以较大大。对于于此凸轮轮的压力力角，压压力角的的定义是是：推杆杆所受正正压力的的方向与与推杆上上点的速速度方向向之间所所夹之锐锐角。由由图可知知，此凸凸轮的推推杆所受受正压力力方向为为接触点点凹槽的的垂直方方向，运运动方向向为沿凸凸轮轴运运动，可可知压力力角等于于凸轮倾倾角。图2.33凸轮倾倾角和压压力角示示意图实际上对对换挡过过程的优优化就是是对凸轮轮的压力力角经行优优化。对凸轮的的倾角进进行设计计: （1）已已知换挡挡行程为为14mmm，同同步器同同步行程程为4mmm。（2）因因为要保保证换挡挡轴强度度，所以以凹槽不不能过窄窄，取rr=3mmm，为为了让凸凸轮压力力

22、角尽量量小，就就需要保保证整个个换挡行行程是在在相对较较大的圆圆周行程程内完成成，受凹凹槽宽度度的影响响，不能能通过增增加转数数来提高高圆周行行程，只只能通过过提高凸凸轮半径径R来实现现，半径径R=115mmm，可以以保证凹凹槽之间间有7mmm的间间距。再再由s=14mmm ，转转动4880度。所所以换挡挡过程中中圆周行行程为22r4800/36601255.666mm.（3）为为防止由由于的变化化产生的的在刚进进入啮合合时由于于速度突突然变化化产生惯惯性力，影影响换挡挡机构寿寿命，所所以，在在不受力力的换挡挡行程中中，的角度度应平滑滑过渡。具具体表现现为在换换挡力作作用前后后，凸轮轮的速度度

23、应不变变。在空空档行程程内，加加速度不不变。（4）恒恒坐标中中点出斜斜率最大大，为保保证凸轮轮机构效效率，防防止自锁锁，根据据机械设设计的一一般标准准,压力力角330.图2.44换挡行行程与圆圆周行程程的函数数简图由这几个个约束条条件可以以得出如如图2.4所示示的换挡挡行程与与圆周行行程的函函数简图图。由此此我们可可以设出出这条分分段函数数的方程程： 设：第第一段为为y=kkx（00y4） 第二二段为yy=axx2+bxx+c(4y7) 第三三段为yy=gxx2+dxx+e(7y10) 第四四段为yy=kxx+f(10y14) 未知数数为a，bb，c，dd，e，ff，g，kk。一共共8个未未知

24、量，可可列出88个函数数求解：2*a*2400+b=0.115（对对第二段段函数，在在3点的斜斜率不超超过0.15）7=244022*a+b*2240+c（对对第二段段函数，必必过（2240,7）点点）4=a*(4/k)2+44*b/k+cc（第一一段和第第二段函函数交于于（4/k，44）点）2*a*4/kk+b=k（在在2点处处，第一一段函数数和第二二段函数数斜率相相同）14=4480*k+ff（函数数必过（480,14）点）2*g*2400+d=0.115（对对第三段段函数，在在3点的的斜率不不超过00.155）7=-gg*244022+d*2400+e（对对第三段段函数，必必过（2240

25、,7）点点）k=-22*g*(100-f)/k（在在4点处处，第三三段函数数和第四四段函数数斜率相相同）通过maatlaab，即即可算出出了这几几个参数数，得出出凸轮的的函数。（算算法见附附录A。） 再次通通过maatlaab画出出其函数数（算法法见附录录 B） 这样就就可以得得到换挡挡行程于于凸轮旋旋转角度度的函数数图像。又又因为：横坐标标为x，x2r/4480=L，LL为凸轮轮圆周行行程，经经过转换换之后就就可以得得出换挡挡行程ss与圆周周行程LL的函数数图像如如图所示示：图2.55圆周行行程与换换挡行程程的函数数关系 如图11.5，即即为圆周周行程与与换挡行行程的函函数关系系。此函函数的

26、斜斜率为ttan。对上上述函数数求导即即可得到到圆周行行程与ttan的函数数图。图2.66圆周行行程与ttan的函数数图 如图图2.66，我们们进一步步得到了了tann的函数数，taan的最大大值为00.577，得arrctaan=299.6，小于于30故符合合要求。min对应为同步过程中的凸轮压力角，为arctan0.075=4.3。 由于于v=wwrtaan=2ntaan，所以以，再对对上述函函数求导导就可以以得到圆圆周行程程与加速速度a的函数数图像：图2.77圆周行行程与加加速度aa的函数数图像 由于机机械中的的零件的的刚度都都很高，近近似与刚刚体，所所以由于于机械结结构产生生的速度度的

27、突变变会产生生很大的的加速度度，所以以由此产产生的冲冲击力也也很大，这这对于保保护机械械的受力力是不利利的，所所以消除除冲击力力很有必必要。如如图，速速度没有有突变的的时刻，所所以不会会产生过过大的加加速度，也也就不会会产生冲冲击力。三、换挡挡电机的的设计计计算3.1 计算方法法和主要要分析思思路为了保证证在各种种情况中中换挡机机构都能能安全、可可靠，精精准的完完成换挡挡，变速速器的拨拨叉轴和和结合套套上一般般都设有有互锁、自自锁装置置，从而而避免了了换挡时时同时换换入两档档，换挡挡后档位位自动脱脱落。因因此，使使用电动动执行机机构换挡挡时，它它需要在在不同的的时间里里克服惯惯性力、互互锁阻力

28、力和自锁锁阻力，还还有同步步过程受受到的同同步力。才才能最终终完成换换挡行程程。对一一个设计计合理的的变速箱箱来说，这这几个负负载的峰峰值是不不会同时时出现的的，在不不同档位位的相互互转换中中，力的的大小也也不同，但但自锁阻阻力、互互锁阻力力这些负负载是在在一定的的范围内内的，并并且阻力力值一定定是定小小于换挡挡同步力力，因为为只有同同步力大大于这些些阻力时时才能完完成换挡挡。所以以根据上上述情况况，在设设计换挡挡执行机机构的过过程中，一一般是按按照最大大同步力力的值和和摩擦产产生的负负载来进进行计算算，而忽忽略换挡挡过程中中受到的的各种摩摩擦力，所所以换挡挡过程分分析则主主要是同同步过程程的

29、分析析。所以以换挡力力是决定定换挡电电机功率率的主要要因素，再再通过约约束换挡挡速度和和拨叉行行程这两两个参数数在合理理范围内内，根据据不同换换挡时刻刻主从动动齿轮的的转速差差等参数数，计算算出换挡挡力，以以此为依依据完成成选换挡挡电机及及传动机机构的参参数设计计。忽略略摘挡时时所受的的互锁阻阻力和自自锁阻力力，即可可将换挡挡过程看看做换挡挡同步力力做了同同步时间间的功。根根据功率率平衡原原理，即即可算得得换挡电电机所需需的功率率，转速速。图3.11一般变变速器时时间t与与换挡力力F的关关系由图可知知，A点为摘摘档阻力力，B点为换换挡力，换换挡力比比摘到阻阻力大很很多，是是整个同同步过程程中最

30、大大的力，所所以要以以换挡力力作为设设计参数数。3.2主主要设计计参数： 换换挡行程程不大于于。 要要求换挡挡时间不不大于4。i低=33.177 i高高=1.5 主主减速比比i=55.0。 同同步器阻阻力系数数取0.11。 同同步器锥锥面角取7。 同同步器锥锥面平均均半径取取25mmm。 同同步器截截面厚度度为4mmm。 换换挡时驱驱动电机机转速为为20000r/minn。3.3换换挡力的的计算）建立立同步器器系统模模型本换挡机机构采用用锁止式式同步器器，对同同步过程程的理论论分析，同同步器系系统可简简化成如如下图的的形式，使使用牛顿顿第二定定律对该该系统进进行在同同步过程程中的分分析。 Mm

31、-同同步器摩摩擦力矩矩 F-滑套套轴向换换挡力Jr-同同步器输输入端等等效转动动惯量 R-同步步齿轮圆圆锥面平平均半径径-同同步器两两端角速速度差 -同步步器齿轮轮圆锥面面摩擦系系数Md-阻阻力矩 -同步步齿轮圆圆锥面锥锥度t-同步步时间图3.22 同步步器受力力简图 同步齿环环与同步步齿轮圆圆锥面接接触产生生摩擦力力矩，其其作用是是加速被被连件转转动达到到同步条条件，即即同步器器两端转转速差消消失，其其力矩平平衡方程程为： （1） （2） 由（1） ，（22）式可可得 同同步器换换挡力为为：换高档时时取减号号，换低低档时取取加号。2）参数数确定：(1)JJr为同步步器输入入端的转转动惯量量

32、转转动惯量量的计算算：换档档过程中中依靠同同步器改改变转速速的零部部件包括括：离合合器从动动片、输输入轴、输出轴、输出出轴上常常啮和换换挡齿轮轮。统称称为同步步过程的的输入端端。而输输入端的的转动惯惯量Jrr的计算算步骤是是：首先先计算上上述相关关零部件件的转动动惯量，而而后按不不同的档档位转换换到被同同步的档档位齿轮轮上去。取得数据据：离合器从从动片： R=46.6mmm r=21mmm d=88mm 材料料：低碳碳钢 密度度：7.85输入轴：R=118.55mm d=1180mmm 材材料：渗渗碳钢 20CCrMnnTi 密密度：77.8输出轴：R=226mmm r=7.225mmm d=

33、1577mm 材料：渗碳钢钢 200CrMMnTii 密度度：7.8同步器：R=550mmm r=10 d=220材料料：铸铁铁 密密度7.4一档齿轮轮：R=43 r=222.55 d=18 材料：锻钢 密度：7.885二档齿轮轮： RR=588 r=21 d=223 材料：锻钢 密度：7.885公式：实实心圆柱柱：J=1/22mr 空空心圆柱柱：J=1/22m（rr+R） 转转动惯量量转换公公式: 将将a轴上上的转动动惯量转转换为bb轴 得得一档时时J1=8.3510-3 二档档时J2=100.64410-3（2）角角速度差差 由电动动机特性性图可知知，在电电动机转转速为220000r/mm

34、in的的时候换换挡，此此时，=（2n/60）/i低-（22n/660）/i高。 已已知i低=3.17 i高=1.5 主主减速比比i=55.0。 得得=115.33radd/s。（3）同同步时间间t 根据凸凸轮压力力角和换换挡总用用时， 得t=4mmm/taan /33604000mss。 得t=4/1144000ms=1455ms。（4）阻阻力矩MMd 因为换换档电机机时，同同步器啮啮合过程程中速度度波动很很小，所所以加速速度a很小，阻阻力矩与与a相关，也也很小，故故可忽略略不计。（5） 同步器阻阻力系数数 由已已知条件件同步器器阻力系系数取0.11（6） 同步器锥锥面角 由已已知条件件同步器

35、器锥面角角取7（7） 同步器锥锥面平均均半径rr 由已已知条件件同步器器锥面平平均半径径r取25mmm。 由此此可得一一档换挡挡力F1=51143JJr=422.9NN，二档档换挡力力F2=544.7NN。之后后的计算算取其中中的较大大值。3）电动动机额定定功率与与转矩的的计算 电动机机所需的的转速很很容易得得出，即即要在4400mms内使使凸轮杆杆转4880得n=4480/3600/0.460=1800r/mmin。 根根据能量量守恒原原理：FS=Pt其中F11=422.9NN F2=544.7NN S=0.004m t=00.1335。在之后的的计算中中，以其其中较大大的力FF2为准。 得

36、P=16.2w，考考虑到电电机的加加速需要要时间，为为了保证证换挡时时间不超超过 0.4mss，应选选择较高高点的电电机功率率。 得T=0.886Nm。4.确定定电动机机型号和和确定减减速比我们发现现换挡机机构要求求较低的的转速，同同时要求求较高的的扭矩，普普通的电电机不能能较好的的匹配这这两点性性能。所所以，可可在换挡挡电机与与换挡机机构之间间加一级级减速器器，从而而降低转转速，增增大扭矩矩。从而而降低对对换挡电电机的扭扭矩要求求，节省省成本和和空间。对于减速速器的传传动形式式，我选选择了蜗蜗轮蜗杆杆传动，因因为根据据前面的的出的所所需转速速和扭矩矩，这个个减速器器所需的的减速比比较大，选选

37、择蜗轮轮蜗杆可可以减小小减速器器所占得得空间，虽虽然蜗轮轮蜗杆的的传动效效率较低低，但是是换挡电电机的功功率不大大，所以以不会因因效率低低浪费太太多电能能。另外外，蜗轮轮蜗杆传传动的的的自锁功功能可以以有效的的化解车车辆行驶驶过程中中给执行行机构的的反作用用力矩，从从而增加加结构的的使用寿寿命。经过计算算： 选择择电机型型号为 无刷直直流电动动机 445ZWWN244-100.133 .220 表3.11 换换挡电机机参数额定功率率额定转速速额定转矩矩效率20w30000r/mmin0.0663Nm0.955 在由由转速计计算：330000/1880=116.77 得减减速比为为16.75.对

38、换换挡行程程优化的的结果经经行验证证：如果使用用压力角角一定的的凸轮：=arrctaan（114/22r4800/3660）=6.44经过计算算，二档档时的换换挡力FF3=811.8NNP1=FF3S/tt=244.2ww。24.22w116.22w故此凸轮轮优化可可以有效效减少设设计电机机的额定定功率。四、换挡挡机构的的受力分分析与设设计校核核4.1 蜗轮蜗蜗杆的设设计1）选择择蜗杆传传动类型型 根据据GB/T 1100885-119888推荐，采采用渐开开线蜗杆杆（ZII)。蜗蜗轮蜗杆杆的自锁锁性能，可可以有效效的化解解车辆行行驶过程程中反作作用带给给执行机机构的力力矩，从从而提升升换挡电

39、电机的使使用寿命命，但考考虑到电电动车的的换挡力力与一般般的汽车车相比较较小，而而且有自自锁功能能的蜗轮轮蜗杆效效率仅有有0.44，这会会大大提提高换挡挡电机的的额定功功率。提提高换挡挡电机的的成本和和所占空空间，所所以决定定不使用用有自锁锁性能的的蜗轮蜗蜗杆。2）选择择材料 由于蜗蜗杆传动动的功率率较低，速速度较低低，所以以蜗杆使使用455号钢；并且蜗蜗杆螺旋旋齿面需需要淬火火，这样样可以使使传动效效率更高高，磨损损较小，硬硬度为445555HRRC。蜗蜗轮使用用铸锡磷磷青铜。为为了节约约材料，仅仅齿圈用用青铜加加工，而而轮芯用用灰铸铁铁HT1100制制造。3）按照照齿面接接触疲劳劳强度进进

40、行设计计 根根据闭式式蜗杆传传动设计计准则，先先按照齿齿面接触触疲劳强强度进行行设计，再再校核齿齿根的弯弯曲疲劳劳强度。传传动中心心距：。（1）确确定作用用于蜗轮轮上的转转矩T2 按按Z1=2，估估取效率率n=00.855，则T22=9.55106P2/n2=8499Nmm。 (2)确定载载荷系数数 因因工作的的载荷较较稳定，所所以取载载荷分布布不均系系数Ka=1.15， Kb=1.0，查查表111-5，选选用使用用系数KKc=1.15 Kcc=1.15，由由于转速速不高，冲冲击较小小，可以以取动载载荷系数数Kv=l.0 KKv=l.0 得得K=KvKaKbKc=l.01.1151.001.1

41、15=11. 221(3)确确定弹性性影响系系数 因因选用的的是铸锡锡磷青铜铜ZCuuSnllOP11蜗轮和和钢蜗杆杆相配，故故ZE=1660MPPa 11/2 。 (4)确定接接触系数数Zp 一一般而言言d1/a=0.335，所所以先假假设它们们的比值值为0.35，再再选取ZZp，查查图得ZZp=22.9。（5）确确定许用用接触应应力H 根根据蜗轮轮蜗杆材材料为铸铸锡磷青青铜ZCCuSnnlOPP1，螺螺杆螺旋旋齿面硬硬度445HRRC，可可从表111-77中查得得蜗轮的的基本许许用应力力为2668MPPa。 应应力循环环次数 N=60jjn2LLh=66011800120000=12.96107 寿寿命系数数K=00.72259 则则H=1944.6MMPa 计计算中心心距：a=32118499（16602.99/1994.66）2=118cmm。（6）得得出结果果 由由于中心心距较小小，表中中没有可可选蜗轮轮蜗杆，所所以