电动车两档变速器换挡机构设计讲解

1、换挡机构设计学生姓名： 学生学号： 专业班级： 学院名称： 指导老师： 学院院长：2015 年 5 月 20 日湖南大学毕业设计（论文）第I 页电动车两档变速器换挡机构设计摘要变速器已经因为其对性能较大的提升逐渐成为一个电动车不可或缺的一部 分，目前最常用的是 AMT变速器。 本论文为此类型变速器设计一个换档机构 （包 括电机驱动的换挡执行机构），主要重点有：1，根据对电动汽车变速器的受力分析，对换挡机构进行结构设计，从而保 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。2，保证换挡电机符合要求。需要计算同步器力矩和换挡力的大小，

2、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 完成选换挡电机及传动机构的参数设计。3，要选择合适的电动执行机构的结构形式，保证电动执行机构可以可靠平 稳的换挡， 并且通过结构设计对换挡过程进行优化， 达到减小换挡时的冲击， 保 证寿命，减小换挡电机功率，减小成本的优点。关键词： 电动车两档变速器，换挡机构，结构设计，换挡过程优化，三维建模湖南大学毕业设计（论文）第 II 页Electric car two speed transmission shift mechanism desi

3、gnAbstractbecause of its great performanc，e Transmission is becoming an integral part of an electric car, the most commonly used is the AMT transmission. this thesis is about designing a shift mechanism for this type of transmission (including a motor-driven shift actuator), the main focus are:1, ba

4、sed on stress analysis of electric vehicle transmission, the shift mechanism is designed to ensure that the performance of the shift mechanism to ensure that the shift process can not interfere with other parts, compact structure. Achieving the Shifting motor to control the synchronization accuratel

5、y.2, to ensure the shift motor compliance with the requirements. Need to calculate the synchronization torque and the shifting power. Through an analysis of shifting during synchronization.By constraining the shifting rate and shift fork movement within reasonable limits to calculate the shifting fo

6、rce,depending on these,we can choose the appropriate shifting motor and shifting mechanism.3, To select the appropriate electric shifting actuator form, guarantee electric shifting actuator smooth and reliable, and by the structural design to make the shifting process optimization, to reduce the imp

7、act of the shift time to ensure longevity, reduced shift motor power,to reducing costs.Key Words:Electric car two speed transmission，Shifting mechanism，Structural Design， Shifting Process Optimization， 3-dimensional modeling湖南大学毕业设计（论文）第 III 页目录1 绪论 . . . .11.1 课题背景及目的 11.2 国内外研究状况 21.3 课题研究方法 32 换挡

8、电机执行机构设计 .42.1 选换挡电机执行机构结构形式 . 42.2 换挡过程优化 . . .53 换挡电机的设计计算 . . 3.1 计算方法和主要分析思路 . .103.2 主要设计参数 . . .113.3 换挡力的计算 . . . .113.4 确定电动机型号和确定减速比 .143.5 对换挡行程优化的结果经行验证 .144 换挡机构的受力分析与设计校核 .154.1蜗杆蜗杆的设计 .154.2 蜗轮轴的设计 .184.3 凸轮轴的设计 .254.4 换挡拨叉的设计 .304.5 自锁轴的设计 . .365 结论 . 386 致谢 . 427 参考文献 . 438 附录 . 44湖南

9、大学毕业设计（论文）一、绪论1.1 课题研究背景及目的 随着油价的不断上涨和人们对环境污染问题的日益关注 , 电动汽车因其安全 可靠, 清洁环保的特点而成为未来汽车研究和发展的重要方向。除了污染小，电 动车还有很多优点。 比如电动车噪声低， 能有效减小噪声污染， 提高驾驶舒适度。 电动车的效率也很高， 与内燃机相比可以大大节省资源。 同时电动汽车在成本方 面也有优势， 与一般的使用燃油的汽车相比， 电动汽车具有操纵简便、 结构简单， 汽车传动部件比较少，而且不需要更换机油、油泵，还有冷却水，消声装置等， 在维修保养方面的工作量相对较少。 在一些特殊场合， 比如不通风、 冬天低温场 所，或者高海

10、拔缺氧的地方， 电动车与内燃汽车相比还具有适用范围广， 不受所 处环境影响的特点。所以电动车并不如以前所想象的那样仅仅是为了保护环境而开发，如果解决 了蓄电池的一些问题， 它在驾驶舒适度， 可靠性， 成本方面都有内燃汽车无法比 拟的优点。所以，电动车的发展，必然是以后汽车的重点发展方向。与内燃机相比，电动机的输出转矩较为固定，不像内燃机转矩和转速有很大 的关系，所以电动车不用通过变速器繁琐的换挡，就可以完成起步，加速，高速 行驶的过程。 但是没有档位的电动车的电动机在高速运转时扭矩较大， 而并不需 要这么大的扭矩，所以浪费了电能，降低了效率，电动车在爬坡时，电动机也会 因为其扭矩的限制而产生最

11、大爬坡度不足的情况。 而在启动时， 电动机固定的扭 矩也导致它不能更快的加速。所以电动汽车再起步，加速，上坡，高速行驶情况 下，会浪费很多电量，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。湖

12、南大学毕业设计（论文）本毕业课题的目的是通过综合运用车辆工程的知识，对电动汽车专用的两档 变速器的换挡机构进行设计。 根据电动汽车对动力的要求， 对换挡机构进行设计， 较好地实现换挡机构在箱体内的布置，准确地实现换挡电机对同步器的控制功 能。本课题训练学生的系统思维、 独立思维及知识的综合应用能力， 掌握换挡机 构的设计能力。1.2 国内外研究现状 电动车变速器在国外发达国家技术应用已经相当成熟，变速器基本已经成为 国外发达国家电动车的标配， 但国内电动汽车制造商的电动汽车， 变速器的使用 率还很低，主要原因是 1、人们刚刚认识电动车时错误的认为电动车不需要变速 器。 2、最初国内制造的主要是

13、低功率电动车，相比于高功率电动车，低功率电 动车使用变速器的提升较小，也不需要两档以上的变速器。 3、国内汽车自动变 速器生产水平较低。因此，在纯电动乘用车技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。目前电动车所使用的变速器主流是 2AMT，两档是因为，目前国产电动车大 多使用较为小型的驱动电机， 对汽车动力性能没有过高的要求， 只要能保证满足 汽车足够的起步扭矩和最大爬坡度的需要就可以了。 所以两个档位就可以满足要 求

14、，档位过多反而会增大变速器尺寸，重量，成本。是得不偿失的。采用自动变 速器而不使用手动变速器是因为， 对电动车来说， 驾驶员不能像内燃汽车一样通 过对发动机声音等的感觉的经验来换挡， 因为电动车不会产生这种反应汽车工况 的直观信息， 而且手动换挡也较为麻烦。 而自动变速器可以根据车速、 汽车所受 扭矩，驾驶员命令等参数，确定最佳挡位，控制离合器的分离与接合、换挡杆对 档位的选择， 以及对发动机油门开度的调节等操作过程， 以此实现最佳的换挡过 程和实现换挡自动化。与 AT，CVT等相比， AMT保持了原有机械变速器的基本结 构，具有传动效率高、结构紧凑、省油、成本低、制造工艺要求低、维修方便，湖

15、南大学毕业设计（论文）工作可靠等优点，十分适合在电动车中使用。所以目前 2AMT是电动车变速器的 首选。而本论文就是为了设计适用于 2AMT的电执行自动换挡机构。1.3 课题研究方法1 ，选择合适的电动执行机构的结构形式，保证电动执行机构的可以可靠平 稳的换挡， 并且通过结构设计对换挡过程进行优化， 达到减小换挡时的冲击， 保 证寿命，减小换挡电机功率，减小成本的优点。2 ，保证换挡电机符合要求。需要计算同步器力矩和换挡力的大小，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

16、挡电机及传动机构的参数设计。3，根据对电动汽车变速器的受力分析，对换挡机构进行设计，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。湖南大学毕业设计（论文）二、换挡电机执行机构设计2.1 选择换挡电机执行机构结构形式换挡电机执行机构的结构形式多种多样，由于 AMT换挡时，在摘挡后和同步 啮合完成之间， 会有一段空挡滑行阶段， 这一阶段会出现动力中断的情况， 动力 中断的时间过长会对汽车的加速性能和平顺性造成影响， 因此必须使选换挡在较 短的时间内完成，缩短动力中断时间。对本变速器，换挡时间取 400ms。并且由 于换挡拨叉在换挡过

17、程中的受力是不均匀的， 由于传统的由电机直接驱动的执行 机构输出为定值， 不利于提高性能， 所以我采用电机通过一变形凸轮机构驱动的 结构形式，如下简图所示：图 2.1 换档前图 2.2 换挡后湖南大学毕业设计（论文）2.2 换挡过程优化根据功率守恒 P=FV ，V=R ta，n 为了使 P更小，F 一定，所以可以减小 V，即减小 。改变凸轮的倾角 ，在啮合过程中，由于受力较大，所以为了减 小电机的载荷，倾角较小，在中间行程中，拨叉几乎不受力， 同时为了提高速度， 缩短动力中断时间，倾角可以较大。对于此凸轮的压力角，压力角的定义是：推 杆所受正压力的方向与推杆上点的速度方向之间所夹之锐角。 由图

18、可知， 此凸轮 的推杆所受正压力方向为接触点凹槽的垂直方向， 运动方向为沿凸轮轴运动， 可 知压力角等于凸轮倾角 。图 2.3 凸轮倾角和压力角示意图实际上对换挡过程的优化就是对凸轮的压力角 经行优化 对凸轮的倾角进行设计 :（1）已知换挡行程为 14mm，同步器同步行程为 4mm。（2）因为要保证换挡轴强度，所以凹槽不能过窄，取 r=3mm，为了让凸轮 压力角尽量小， 就需要保证整个换挡行程是在相对较大的圆周行程内完成， 受凹 槽宽度的影响，不能通过增加转数来提高圆周行程，只能通过提高凸轮半径 R 来实现，半径 R=15mm，可以保证凹槽之间有 7mm的间距。再由 s=14mm， 转动湖南大

19、学毕业设计（论文）480度。所以换挡过程中圆周行程为 2r480/360 12m5m.6.6（3）为防止由于 的变化产生的在刚进入啮合时由于速度突然变化产生惯 性力，影响换挡机构寿命， 所以，在不受力的换挡行程中， 的角度应平滑过渡。 具体表现为在换挡力作用前后， 凸轮的速度应不变。 在空档行程内， 加速度不变（4）恒坐标中点出斜率最大，为保证凸轮机构效率，防止自锁，根据机械 设计的一般标准 ,压力角 30.图 2.4 换挡行程与圆周行程的函数简图由这几个约束条件可以得出如图 2.4 所示的换挡行程与圆周行程的函数简 图。由此我们可以设出这条分段函数的方程：设：第一段为 y=kx( 0y)4

20、第二段为 y=ax2+bx+c(4 y 7) 第三段为 y=gx2+dx+e(7 y 10) 第四段为 y=kx+f(10 y14)未知数为 a，b，c，d，e，f，g，k。一共 8 个未知量，可列出 8个函数求解：2*a*240+b=0.15（对第二段函数，在 3 点的斜率不超过 0.15）湖南大学毕业设计（论文）7=2402*a+b*240+c（对第二段函数，必过（ 240,7）点）4=a*（4/k）2+4*b/k+c （第一段和第二段函数交于（ 4/k ，4）点） 2*a*4/k+b=k （在 2 点处，第一段函数和第二段函数斜率相同） 14=480*k+f （函数必过（ 480,14）

21、点）2*g*240+d=0.15（对第三段函数，在 3 点的斜率不超过 0.15） 7=-g*2402+d*240+e （对第三段函数，必过（ 240,7）点） k=-2*g*（10-f）/k （在 4 点处，第三段函数和第四段函数斜率相同） 通过 matlab，即可算出了这几个参数， 得出凸轮的函数。 （算法见附录 A。） 再次通过 matlab 画出其函数（算法见附录 B） 这样就可以得到换挡行程于凸轮旋转角度的函数图像。 又因为：横坐标为 x， x2r/480=，LL 为凸轮圆周行程， 经过转换之后就可以得出换挡行程 s 与圆周行 程 L 的函数图像如图所示：图 2.5 圆周行程与换挡行

22、程的函数关系如图 1.5，即为圆周行程与换挡行程的函数关系。此函数的斜率为tan 。对上述函数求导即可得到圆周行程与 tan 的函数图湖南大学毕业设计（论文）图 2.6 圆周行程与 tan 的函数图如图 2.6，我们进步得到了tan 的函数， tan 的最大值为 0.57，得arctan =29，.6小于 30故符合要求。min 对应为同步过程中的凸轮压力角，为arctan0.075=4.3 。由于 v=wrtan =2nta，n 所以，再对上述函数求导就可以得到圆周行程与加速度 a 的函数图像：图 2.7 圆周行程与加速度 a 的函数图像湖南大学毕业设计（论文）由于机械中的零件的刚度都很高，

23、 近似与刚体， 所以由于机械结构产生的速 度的突变会产生很大的加速度， 所以由此产生的冲击力也很大， 这对于保护机械 的受力是不利的，所以消除冲击力很有必要。如图，速度没有突变的时刻，所以 不会产生过大的加速度，也就不会产生冲击力。湖南大学毕业设计（论文）第 10 页三、换挡电机的设计计算3.1 计算方法和主要分析思路为了保证在各种情况中换挡机构都能安全、 可靠，精准的完成换挡， 变速器 的拨叉轴和结合套上一般都设有互锁、 自锁装置， 从而避免了换挡时同时换入两 档，换挡后档位自动脱落。因此，使用电动执行机构换挡时，它需要在不同的时 间里克服惯性力、 互锁阻力和自锁阻力， 还有同步过程受到的同

24、步力。 才能最终 完成换挡行程。 对一个设计合理的变速箱来说， 这几个负载的峰值是不会同时出 现的，在不同档位的相互转换中，力的大小也不同，但自锁阻力、互锁阻力这些 负载是在一定的范围内的， 并且阻力值一定是定小于换挡同步力， 因为只有同步 力大于这些阻力时才能完成换挡。 所以根据上述情况， 在设计换挡执行机构的过 程中，一般是按照最大同步力的值和摩擦产生的负载来进行计算， 而忽略换挡过 程中受到的各种摩擦力， 所以换挡过程分析则主要是同步过程的分析。 所以换挡 力是决定换挡电机功率的主要因素， 再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等参数，计

25、算出换挡力， 以此为依据完成选换挡电机及传动机构的参数设计。 忽略摘挡时所受的互锁阻力 和自锁阻力， 即可将换挡过程看做换挡同步力做了同步时间的功。 根据功率平衡 原理，即可算得换挡电机所需的功率，转速。图 3.1 一般变速器时间 t 与换挡力 F 的关系由图可知， A 点为摘档阻力， B 点为换挡力，换挡力比摘到阻力大很多，是整个同步过程中最大的力，所以要以换挡力作为设计参数湖南大学毕业设计（论文）第 11 页3.2 主要设计参数： 换挡行程不大于。 要求换挡时间不大于 4。i 低=3.17 i 高 =1.5 主减速比 i=5.0。 同步器阻力系数 取 0.1。 同步器锥面角 取 7。 同步

26、器锥面平均半径取 25mm。 同步器截面厚度为 4mm。 换挡时驱动电机转速为 2000r/min3.3 换挡力的计算 ）建立同步器系统模型本换挡机构采用锁止式同步器， 对同步过程的理论分析， 同步器系统可简化 成如下图的形式，使用牛顿第二定律对该系统进行在同步过程中的分析。Mm- 同步器摩擦力矩Jr- 同步器输入端等效转动惯量- 同步器两端角速度差Md- 阻力矩t- 同步时间F- 滑套轴向换挡力R- 同步齿轮圆锥面平均半径 -同步器齿轮圆锥面摩擦系数 -同步齿轮圆锥面锥度图 3.2 同步器受力简图湖南大学毕业设计（论文）第 12 页同步齿环与同步齿轮圆锥面接触产生摩擦力矩， 其作用是加速被连

27、件转动达到同步条件，即同步器两端转速差消失，其力矩平衡方程为：1）wM m JrM Dm r t D由（1）FR sinMD2）2）式可得 同步器换挡力为：Jr/t M DRsin换高档时取减号，换低档时取加号。2）参数确定 ：（1）Jr 为同步器输入端的转动惯量 转动惯量的计算：换档过程中依靠同步器改变转速的零部件包括：离合器从 动片、输入轴、输出轴、输出轴上常啮和换挡齿轮。统称为同步过程的输入端。 而输入端的转动惯量 Jr 的计算步骤是：首先计算上述相关零部件的转动惯量， 而后按不同的档位转换到被同步的档位齿轮上去。取得数据：离合器从动片： R=46.6mm r=21mm d=8mm 材料

28、：低碳钢 密度： 7.85 输入轴： R=18.5mm d=180mm 材料：渗碳钢 20CrMnTi 密度： 7.8 输出轴： R=26mm r=7.25mm d=157mm 材料：渗碳钢 20CrMnTi 密度： 7.8 同步器： R=50mm r=10 d=20 材料：铸铁 密度 7.4一档齿轮： R=43 r=22.5 d=18 材料：锻钢 密度： 7.85二档齿轮： R=58 r=21 d=23 材料：锻钢 密度： 7.85 公式：实心圆柱： J=1/2mr2空心圆柱： J=1/2m（r2+R2）转动惯量转换公式 : Jb Ja（zb ）2za将 a 轴上的转动惯量转换为 b 轴得一

29、档时 J1=8.35 10-3湖南大学毕业设计（论文）第 13 页二档时 J2=10.64 10-3（ 2）角速度差 由电动机特性图可知，在电动机转速为 2000r/min 的时候换挡，此时， =（2 n）/6/0i 低 -（2 n/）60/i 高。已知 i 低=3.17 i 高=1.5 主减速比 i=5.0 。得 =15.3rad。/s（ 3）同步时间 t 根据凸轮压力角和换挡总用时， 得 t=4mm/tan /360 40。0ms 得 t=4/14 400ms=145ms。（ 4）阻力矩 Md 因为换档电机时，同步器啮合过程中速度波动很小，所以加速度 a 很小，阻 力矩与 a 相关，也很小

30、，故可忽略不计。（ 5）同步器阻力系数 由已知条件同步器阻力系数 取 0.1（ 6）同步器锥面角 由已知条件同步器锥面角 取 7（ 7）同步器锥面平均半径 r 由已知条件同步器锥面平均半径 r 取 25mm。由此可得一档换挡力 F1=5143Jr=42.9N，二档换挡力 F2=54.7N。之后的计算 取其中的较大值。3）电动机额定功率与转矩的计算 电动机所需的转速很容易得出，即要在 400ms 内使凸轮杆转 480得 n=480/360/0.4 60=180r/min 。 根据能量守恒原理：FS=Pt其中 F1=42.9N F2=54.7N S=0.04m t=0.135。湖南大学毕业设计(论

31、文)第 14 页在之后的计算中，以其中较大的力 F2 为准。得 P=16.2w ，考虑到电机的加速需要时间，为了保证换挡时间不超过 0.4ms，应选择较高点的电机功率。得 T=0.86N m。4. 确定电动机型号和确定减速比我们发现换挡机构要求较低的转速， 同时要求较高的扭矩， 普通的电机不能 较好的匹配这两点性能。 所以，可在换挡电机与换挡机构之间加一级减速器， 从 而降低转速，增大扭矩。从而降低对换挡电机的扭矩要求，节省成本和空间。对于减速器的传动形式， 我选择了蜗轮蜗杆传动， 因为根据前面的出的所需 转速和扭矩， 这个减速器所需的减速比较大， 选择蜗轮蜗杆可以减小减速器所占 得空间，虽然

32、蜗轮蜗杆的传动效率较低， 但是换挡电机的功率不大， 所以不会因 效率低浪费太多电能。 另外，蜗轮蜗杆传动的的自锁功能可以有效的化解车辆行 驶过程中给执行机构的反作用力矩，从而增加结构的使用寿命。 经过计算：选择电机型号为 无刷直流电动机 45ZWN24-10.13 .20表 3.1 换挡电机参数额定功率额定转速额定转矩效率20w3000r/min0.063Nm0.95在由转速计算： 3000/180=16.7得减速比为 16.75. 对换挡行程优化的结果经行验证 ： 如果使用压力角一定的凸轮： =arcta(n 14/2 r 480/3)6=06.4 经过计算，二档时的换挡力 F3=81.8N

33、 P1=F3S/t=24.2w。24.2w16.2w 故此凸轮优化可以有效减少设计电机的额定功率湖南大学毕业设计（论文）第 15 页四、换挡机构的受力分析与设计校核4.1 蜗轮蜗杆的设计1）选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI ） 。蜗轮蜗杆的自锁性能， 可以有效的化解车辆行驶过程中反作用带给执行机构的力矩， 从而提升换挡电机 的使用寿命， 但考虑到电动车的换挡力与一般的汽车相比较小， 而且有自锁功能 的蜗轮蜗杆效率仅有 0.4，这会大大提高换挡电机的额定功率。提高换挡电机的 成本和所占空间，所以决定不使用有自锁性能的蜗轮蜗杆。2）选择材料由于蜗杆

34、传动的功率较低，速度较低，所以蜗杆使用 45 号钢；并且蜗杆螺 旋齿面需要淬火，这样可以使传动效率更高，磨损较小，硬度为45 55HRC。蜗轮使用铸锡磷青铜。为了节约材料，仅齿圈用青铜加工，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。3）按照齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动设计准则，先按照齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。传动中心距：a 3 KT2(ZEZH)2 。（ 1）确定作用于蜗轮上的转矩 T2按 Z1=2 ，估取效率 n=0.85，则 T2=9.55 106P2/n2=849Nmm。（2）确定载荷系数因工作的载荷较稳定，所以取载荷分布不均系数 Ka=1.15，Kb=1.

35、0，查表 11-5， 选用使用系数 Kc=1.15 Kc=1.15，由于转速不高，冲击较小，可以取动载荷系数 Kv=l.0 K v=l.0得 K=KvKaKbKc=l.0 1.15 1.0 1.15=1. 21（3）确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜 ZCuSnlOP1蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa 1/2 。（4）确定接触系数 Zp湖南大学毕业设计（论文）第 16 页一般而言 d1/a=0.35，所以先假设它们的比值为 0.35，再选取 Zp，查图得 Zp=2.9。（5）确定许用接触应力 H根据蜗轮蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSnlOP1，螺杆螺旋齿面硬度 45HRC， 可从表

36、11-7 中查得蜗轮的基本许用应力为 268MPa。应力循环次数 N=60jn2Lh=60118012000=12.96107寿命系数 K=0.7259则 H=194.6MPa计算中心距：2 a=321894（1602.9/194.6）2=18cm。（6）得出结果由于中心距较小，表中没有可选蜗轮蜗杆，所以自行设计，在 intentor 中， 输入传动比和中心距，可以生成推荐参数：输入传动比 =1:16.7 中心距 =20mm 选取了一组数据：蜗杆头数： 1 蜗轮齿数： 17 中心距： 20 mm 切向模数： 1.4mm导程角： 5.1022 直径系数： 11.2 变位系数： 0.1857 进一

37、步得到了：蜗轮厚度 =0.75da1=11mm蜗杆长度 =（11+0.06Z2）m=22mm湖南大学毕业设计（论文）第 17 页图 4.1.1 蜗轮蜗杆三维图图 4.1.2 蜗轮蜗杆机构参数图（ a）湖南大学毕业设计（论文）第 18 页图 4.1.3 蜗轮蜗杆机构参数图（ b）图 4.1.4 蜗轮蜗杆机构参数图（ c）2、蜗杆轴的设计（ 1）选择材料选择轴的材料为 45钢，调质处理， 这样可以满足轴的抗弯及抗扭强度； 而且 成本低，来源广。（ 2）初选轴直径：湖南大学毕业设计（论文）第 19 页d A0 3 P2 ，查表得 A0=110，n2P1=P1=200.95=19wN1=4000r/m

38、in得 d 3mm但考虑到过小的直径无法使用标准的轴承固定，所以最短出的 d=6mm左边 L 1为了安装轴承，并与蜗轮保持一定的距离，取 L1=12mm， L 2=蜗杆长 度=22mm，L3 由电动机决定，取 25mm。（3）对轴直径进行校核根据轴上的弯扭合成应力校核轴的强度。对蜗轮蜗杆机构：Ft1,Fa1,Fr1是蜗杆的圆周力，轴向力，径向力。Ft2,Fa2,Fr2是蜗轮的圆周力，轴向力，径向力。Ft1=Fa2=2T1/d1Fa1=Ft2=2T2/d2Fr1=Fr2=Ft2tan T1，T2是蜗杆和蜗轮上的公称转矩。T1=63NmmT2=849Nmmd1，d2 是蜗杆和蜗轮的分度圆直径。d

39、1=11.68mmd2=27.12mm=5.1即可求得Ft1=Fa2=10.8NFr1=Fr2=5.6NFa1=Ft2=63.3N湖南大学毕业设计（论文）第 20 页图 4.2.1 蜗杆轴受力简图蜗杆轴受力如图 4.2.1 所示，由图可知，蜗杆受力处为危险截面L 总长为 =25+22+12.5=59.5mm，其中左端到蜗杆受力点 L=12+11=23mm 由上述条件可以可出蜗杆轴各点弯矩和轴承处支反力。蜗杆处截面受力如图：载荷水平面垂直面支反力Fnh1=7.2N Fnh2=3.6NFnv1=3.7N Fnv2=1.9N弯矩Mh1=152NmmMv1=257N mm总弯矩M1=298Nmm扭矩T

40、1=63Nmm根据公式： M （ T）W根据轴双向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取 =1，W0.1d3得 =14.1MPa，前面已经选定轴的材料是 45 钢，经过调质处理。由表 15-1 查得 =60MPa, 所以符合要求。（4）轴承的初选：因为轴承同时承受轴向力和径向力的作用， 同时只使用一个轴承， 所以选用湖南大学毕业设计（论文）第 21 页深沟球轴承。根据 D=6mm，选择轴承型号为 GB/T 5800-2003 型，规格 618/6， 外径 =13mm，内径 =6mm，宽度 =3.5mm。（5）轴承的强度校核1，求比值：Fa/Fr=11.2/8.1=1.31根据表 13-5，选择角

41、接触轴承。2，初步计算其当量动载荷，根据 P=f（XFr+YFa）根据表 13-6，取 f=1.2根据表 13-5，X=0.4，Y 值需要在已知型号和基本额定静载荷 C 之后才能知道， 现暂取一中间值 Y=1.5.得 P=54N再求轴承应有的基本额定动载荷值，得 C=206N 按照轴承设计手册，之前所选择的轴承符合要求。（6）各段长度的分配因为轴承宽度 =3.5mm，所以 L1=3.5mm。为了让壳体与蜗轮之间有 3mm 的 间隙，所以 L2=8.5mm，L3= 蜗杆长度 =22mm，为了与电动机相配合，所以 L4=25mm 。总长 59.5mm。至此蜗杆轴的设计基本完成，如图所示。图 4.2

42、.2 蜗杆轴零件图湖南大学毕业设计（论文）第 22 页7）使用 inventor 进行受力分析检验结果1，输入材料属性 45 钢图 4.2.3 蜗杆轴材料属性2，划分网格湖南大学毕业设计（论文）第 23 页图 4.2.4 蜗杆轴划分网格图图 4.2.5 蜗杆轴约束图3，约束条件：此轴在左端被轴承和壳体约束，在右端被壳体约束，所以所受约束如图：4，受力大小和方向： 此轴在蜗轮处受法向力，大小为 Fr1，Fa1，Ft1 的合力，经过计算等于 64N在右端收到电机给予的 63N.mm 的力矩。如图所示：湖南大学毕业设计（论文）第 24 页图 4.2.6 蜗杆轴受力图经过系统分析，得到等效应力图：图

43、4.2.8 仿真应力图图 4.2.8 仿真位移图湖南大学毕业设计（论文）第 25 页图 4.2.9 安全系数图由图可以验证：此轴的设计符合要求。4.3 凸轮轴的设计1）选择材料选择轴的材料为 45钢，调质处理， 这样可以满足轴的抗弯及抗扭强度； 而且 成本低，来源广。2）初选轴直径Pd A0 3 n2 ，查表得 A0=110，P2 P 1 2 =20 0.95 0.9=17.1wn2=4000i=180r/min 得 d 5mm。3）轴的结构设计：（1）拟定轴上零件的装配方案 根据轴的作用，初步选择装配方案。（2）初步选择滚动轴承 因为轴承同时承受轴向力和径向力的作用，所以选用单列圆锥滚子轴承

44、。根据 d=7mm，选择轴承型号为 GB/T 292-2007 70000B 型，规格 s719/7，外径D=17mm，内径 d=7mm，宽度 C=5mm，从而得 L1=5mm，L6=8mm（因为为了可湖南大学毕业设计（论文）第 26 页靠地压紧齿轮，此处要加一个 3mm 的套筒）。（3）套筒定位齿轮的右端与右轴承之间会采用套筒定位，已知齿轮的宽度为11mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，所以L5=10mm（4）轴上零件的周向定位齿轮与轴承的周向定位应选择平键连接。 根据表 6-1，因为 D5=10mm，所以 键 宽 b键 高 h=4mm 4mm ， 键 的 长 度 通

45、 过 平 键 连 接 的 强 度 计 算 公 式 ：32T 10p p 得 出 ： 其 中 T=870N.mm k=0.5h=2mm d=10mm 根 据 表 kld6-2p=40Mpa ，得 l=3mm。为保证齿轮和轴配合有良好的对中性， 所以选择齿轮 轮毂和轴的配合为 H7/n6，轴与轴承定位一般由过渡配合保证，故轴的直径公差 为 h6.（ 5）确定轴端倒角和圆角取轴端倒角为 0.5 45，圆角为 r1。（6）各段长度定位因为左端轴承的宽度为 5mm，所以 L 1=5mm，L 2 取 2mm，因为换挡行程为 14mm，凹槽直径为 6mm，所以 L3取略大于 20 的值： 25mm，为了防止

46、换挡杆 与蜗杆发生干涉， 取 L4=10mm，因为齿轮宽度为 11mm，为了让套筒的固定作用 更好， L5 取略小于 11mm 的 10mm，因为套筒宽度为 3mm，再加上轴承宽度为 5mm，所以 L6 取 8mm。4）求作用在轴上的力湖南大学毕业设计（论文）第 27 页图 4.3.1 凸轮轴受力简图如图 3.3.2，电机正转的时候，受力如图所示，电机反转时，受力方向都变成 相反方向。对蜗轮蜗杆机构： 根据前面对蜗轮蜗杆处的计算，可求得：Fa2=10.8NFr2=5.6NFt2=63.3N 在凸轮处，还受到轴向力 Fr3 换挡力Fr3=52.7N 对于此型号的轴承， a=2.5mm，所以支承梁

47、跨距等于 47mm。 由上述条件可以可出蜗杆各点弯矩和轴承处支反力。 根据弯矩和扭矩的分布状况，可以看出齿轮处截面和凸轮处截面是危险截面。 首先，求得齿轮处截面：载荷水平面垂直面支反力Fnh1=13N Fnh2=50NFnv1=1.2N Fnv2=4.4N弯矩Mh1=495NmmMv1=327N mm总弯矩M1=593Nmm扭矩T1=870Nmm湖南大学毕业设计(论文)第 28 页按弯扭合成应力来校核轴的强度： 根据公式： M ( T) 。W根据轴双向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取 =1，W0.1d3 得 =10.4MPa，前面已经选定轴的材料是 45 钢，调质处理。由表 15-1查得=

48、60MPa,所以符合 要求。再求得凸轮右边直径变化处截面：载荷水平面垂直面弯矩Mh2=334NmmMv2=780N mm总弯矩M2=848N mm扭矩T2=0Nmm根据公式，得 =8.5MPa，所以符合要求。5) 校核轴承1，求比值：Fa/Fr=31.2/51.7=0.6根据表 13-5，选择角接触轴承。 2，初步计算其当量动载荷，根据 P=f(XFr+YFa)根据表 13-6，取 f=1.2根据表 13-5，X=0.4， Y 值需要在已知型号和基本额定静载荷 C之后才能知 道，现暂取一中间值 Y=1.5.得 P=67.5N 再求轴承应有的基本额定动载荷值，得 C=256N 按照轴承设计手册，

49、之前所选择的轴承符合要求。湖南大学毕业设计（论文）第 29 页最后在确定工艺要求，得到了设计了轴的零件图如图所示：图 4.3.2 凸轮轴尺寸示意图6）确定蜗轮蜗杆与凸轮的旋转方向和分配 2 个档位 通过对轴所受弯矩的计算，还可以发现 2 点： 1.为了使轴所受总弯扭合成应力最小， 应该使 Fr3与 Fr2方向相同。从而可以确定 蜗轮蜗杆的轮齿与凸轮的凹槽的旋转方向。2.图 4.3.3 两个档位的受力如图，为了使 Fr3和 Fr2所产生的弯矩在集中点数值最小。应使 Fr31和 Fr32中湖南大学毕业设计（论文）第 30 页的较大值受力时的受力点距 Fr2 较远。从而可以确定凸轮轴向左 （图中）移动时， 换一档，向右移动时，换二档。4.4 换挡拨叉的设计1）选择材料选择轴的材料为 45钢，调质处理， 这样可以满足轴的抗弯及抗扭强度； 而且 成本低，来源广。2）初步确定换挡拨叉的尺寸拨叉的设计没有太多的参考资料，所以我参考了以前做过的 LL013 拨叉 83