AMT 自動變速器離合器執行機構設計 摘 要 機械自動變速器（ AMT）與液力自動變速器（ AT）相比，具有結構簡單、體積小、成本低等優點；與傳統的機械變速器（ MT）相比有能耗低、反應快等優點；是一種具有廣闊前景的產品。 本文主要是 AMT 離合器執行機構的機械結構設計。 首先介紹了 AMT 的原理和發展情況。接著，根據原有離合器的結構和要求，提出了三種可行的設計方案：齒輪 螺旋傳動、蝸桿傳動和諧波減速傳動。通過比較，選擇較有優勢的蝸桿傳動方案作為設計的總體方案。然后計算相關參數，選取直流電機、傳感器等。最 后對總體結構和零部件進行詳細設計，完成總體裝配。 此自動離合器執行機構設計具有結構簡單，緊湊，加工方便，價格低廉等特點。 關鍵詞 ： 執行機構， AMT，離合器 DESIGN OF AMT CLUTCH ACTUATING MECHANISM ABSTRACT In comparison with hydraulic Automatic Transmission(AT), Automatic Mechanical Transmission(AMT) has advantages of simple structure, much lower cost and smaller size. Mean while it possesses characteristics of lower oil consumption and rapid response, superior than the traditional manual transmission(MT). And so it is a kind of promising product. In the dissertation, much effort has been made on the mechanical structure design of clutch actuating mechanism. First, introduce the principle and development of AMT. And next, three feasible designs are proposed according to the structure and requirement of the clutch. Those are gear-screw-driven, worm-driven, and Harmonic-driven. By comparison, the more competitive design was the worm-driven, which was determined as the last design of the clutch. Following, calculating and selecting DC-motor, sensor etc. The last, to design the overall structure and parts in detail., to complete the final assembly. The design of the clutch actuating mechanism has the characters of simple-structure, compaction, simple-machining, low-price, and so on. KEY WORDS： actuating mechanism AMT clutch 目 錄 第 1 章 緒論 . 1 1.1 AMT 自動變速技術的發展與趨勢 . 2 1.1.1 AMT 的控制原理 . 2 1.1.2 AMT 自動變速系統發展 . 3 1.2 自動離合器的研究與開發現狀 . 4 1.2.1 自動離合器的構成和基本原理 . 4 1.2.2 自動離合器研究的重點問題 . 5 1.3 本文研究的主要內容 . 6 第 2 章 總體方案確定 . 8 2.1 離合器執行機構設計要求 . 8 2.1.1 離合器執行機構設計參數要求 . 8 2.1.2 離合器終端傳動要求 . 9 2.2 離合器執行機構傳動方案及其初步計算 . 10 2.2.1 方案一：齒輪 螺旋傳動 . 10 2.2.2 方案二：蝸桿傳動 . 13 2.2.2 方案三：諧波減速器傳動 . 15 2.3 方案的確定 . 17 第 3 章 計算及設計 . 19 3.1 前離合器執行機構設計計算 . 19 3.1.1 總體計算 . 19 3.1.2 電機的選擇 . 20 3.1.3 蝸桿渦輪設計 . 22 3.1.4 渦輪軸的設計 . 28 3.1.5 曲柄 . 28 3.1.6 執行桿 . 29 3.1.7 軸承的選擇 . 30 3.1.8 傳感器選擇 . 31 3.2 后離合器執行機構設計計算 . 32 3.2.1 總體計算 . 32 3.2.2 電機的選擇 . 34 3.2.3 蝸桿渦輪設計 . 35 3.2.4 其他 . 38 第 4 章 結構設計 . 39 4.1 電機 蝸桿結構 . 39 4.2 渦輪及渦輪軸 . 40 4.3 箱體及箱蓋 . 40 4.4 曲柄 執行桿 . 41 第 5 章 全文結論 . 43 5.1 總結 . 43 5.2 展望 . 43 參 考 文 獻 . 44 致 謝 . 46 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 1 全套資料帶 CAD 圖，扣扣聯系 414951605 第 1 章 緒 論 自從 德國 工程師 卡爾 奔馳 （ KralBenz） 發明汽車開始，在人類的不斷追求汽車先進性能和功能下，汽車技術不斷向前發展著。進入 80 年代以后，隨著電子技術和計算機技術的使用和普及，先進電子技術在汽車上的使用極大地提高了汽車的動力性、經濟性、舒適性和 方便性，因而在汽車上得到了日益廣泛的應用。現在的汽車正在逐步電子化、自動化。汽車變速器的作用是傳遞動力，并在動力的傳遞過程中改變傳動比，以調節或變換發動機的特性，同時通過變速來適應不同的駕駛要求。汽車變速系統整體上是由手動換檔向自動換檔變速發展，尤其是高速發展的計算機技術應用于換檔變速系統，使汽車自動變速技術得到了充分的發展，其理論與設計水平也達到了相對的完善。 采用自動變速器，實現自動換擋，不但可以使汽車的駕駛變得更簡單、省力，而且可以有效的提高汽車的舒適性、安全性并降低排放，因而長期以來，這一直是人們努 力的目標。隨著電子控制技術的發展，電控自動變2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 2 速器的性能不斷完善，價格不斷降低，在汽車上的應用日益廣泛。現在，城市客車和公共汽車上自動變速器的裝車率，美國是 100%，歐洲發達國家也在 90%以上；在轎車上，日本中高級轎車上裝用自動變速器的車輛比例超過了 80%，美國則一直在 90%以上 【 1】 。就我國汽車行業現狀而言，汽車廠家生產的轎車和客車大多數是手動操縱，與當今汽車發展潮流極不相稱。隨著人民生活水平的提高，轎車的需求量將會大幅度增加，為了滿足家庭非職業駕駛者的需求，對自動化變速車輛的需求也會有很大的提高。由于電子 、計算機技術的發展，高檔轎車生產成本降低，轎車正以加速的步伐進入我國普通家庭。在此情況下，立足國內自主開發自動或半自動變速車輛都具有重大社會意義和經濟效益。 1.1 AMT 自動變速技術的發展與趨勢 1.1.1 AMT 的控制原理 AMT 保持原有的機械變速器結構不變，通過加裝微機控制的自動操縱機構，取代原來由駕駛員人工完成的離合器分離、接合、換檔以及發動機相應同步調節等操作，最終實現換檔全過程序列操縱的自動化。最為典型的 AMT 是 1984 年五十鈴公司生產的 NAVI-5【 1】 。其基本工作原理如圖 1-1所示。由圖可見 ， AMT 由電子控制單元（ ECU）通過執行機構分別控制發動機、離合器和變速器。自動離合器執行機構、自動換檔執行機構和自動油門調節機構相互獨立。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 3 圖 1-1 NAVI-5 的整體控制策略 【 2】 駕駛員通過加速踏板和操縱桿向電子控制單元（ ECU）傳遞控制信號；電子控制單元采集發動機轉速傳感器、車速傳感器等信號，時刻掌握著車輛的行駛狀態；電子控制單元（ ECU）根據這些信號按存儲于其中的最佳程序（最佳換檔規律、離合器最佳接合規律、發動機油門自適應調節規律等），對發動機供油、離合器的分離與接合、變速器換檔三者的動作 與時序實現最佳匹配，從而獲得優良的燃油經濟性與動力性能以及平穩起步與迅速換檔的能力，以達到駕駛員所期望的結果。 1.1.2 AMT 自動變速系統發展 AMT 的發展大致可分為以下三個階段 【 3】 。 （ 1） .半自動 AMT 階段，即 SAMT 階段（ 1975 1984） Fichtel&Sachs 公司的 Saxomat 便是基于這一思想的較為成熟的 AMT產品。該裝置利用電子技術控制干摩擦離合器，當發動機轉速低于一個確定值時控制離合器分離；當駕駛員踩下油門時重新接合離合器。同時在換檔手柄上安裝開關傳感器，確保駕駛員換檔時分離和接 合離合器。瑞典Scania 的 CAG 系統，德國 Daimler-Benz 公司的 EPS 系統，美國的 SMAT系統等均為這種形式 【 4】 。但由于受當時電子技術水平的限制其效果并不理2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 4 想。車輛起步時易使發動機熄火和失速，仍然存在接合沖擊，分離滯后等缺陷。 （ 2） .全自動 AMT 階段（ 1984 1990）。 從 80 年代中期開始，人們從技術角度上考慮如何實現對離合器的自動控制。其標志是 1984 年 ISUZU 投放于市場的 NAVAI-5 電控機械式自動變速器。它采用了計算機控制系統微機，主要完成起步與換檔時離合器及檔位的控制。它彌補了 AT 價格高、結構復雜的缺陷，提供廉價的全自動變速器產品。隨后日本的 Nissan、美國的 FordEaton 等公司均開展此方面的研究，其整體結構都與 NAVAI-5 相似 【 5】【 6】 。但是該時期的產品本身仍存在著明顯的缺點：如換檔規律仍不完善，在坡道彎道等特殊道路條件下出現頻繁和意外的換檔現象；離合器的控制也不完美，造成車輛起步與換檔時的沖擊現象，舒適性很差。 （ 3） .智能化 IAMT 階段（ 1990 至今） 換檔規律和車輛起步時離合器的控制問題都受外界環境、駕駛員的主觀愿望和車輛客觀運行狀態的影響。國內外都采用智能方法 進行此方面的研究，智能化 IAMT 在復雜多變的外界條件下使車輛的換檔和起步性能有進一步的提高。設計重量輕、體積小、成本低、結構簡單、便于維修和拆裝的執行機構，實施精度高、響應快、魯棒形強的控制策略是今后離合器自動操縱的發展方向。 1.2 自動離合器的研究與開發現狀 1.2.1 自動離合器的構成和基本原理 離合器作為傳動系中的一個重要環節，它起著傳遞或者中斷動力的作用。對于裝有傳統的機械式變速箱（ MT）的汽車，駕駛員在汽車起步或者換檔時需踩下離合器踏板，然后再慢慢松開踏板，完成離合器的接合過程。為了減輕駕駛員的勞 動強度，自動離合器應運而生。傳統意義上的自動離合器只對離合器的分離與接合過程進行控制，如果同時對油門開度以及換檔操縱進行控制，就構成一個完整的 AMT 了。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 5 圖 1-2 離合器控制組成原理 【 7】 自動離合器工作原理如圖 1-2 所示。離合器控制器 ECU 實時監控各傳感器的狀態，當換檔手柄開關按下時， ECU 立刻發出信號驅動電機執行機構，實現離合器快速分離，并根據離合器位移傳感器的信號確定離合器的位置；松開換檔手柄， ECU 根據發動機轉速、車速以及油門開度等信號進行判斷，按照一定的控制策略實現離合器的快速而平穩的接合。自 動離合器主要由傳感器信號采集、 ECU 邏輯判斷及執行機構動作三個部分組成。根據執行機構的不同主要分為氣動、液壓和電機三種。 1.2.2 自動離合器研究的重點問題 起步控制一直是困擾自動離合器的難題，也是 AMT 自動變速的性能比AT 差的主要原因。首先，控制系統的可靠性要求離合器與發動機相互協調和配合，以避免因發動機異常熄火導致起步失敗，否則將成為交通事故的重大隱患；其次，控制系統對環境要有自適應性，這些環境包括：通過紅綠燈、進出車庫、坡道起步、冰雪路面起步等；再次，控制系統要能夠滿足不同駕駛員的主觀愿望，如平穩起步 愿望、急起步愿望等。由于離合器工作過程的動力學模型本身存在變結構非線性、時變和滯后等特性，而且2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 6 離合器接合過程存在互相矛盾的評價指標，既要起步平穩又要減少磨損 【 8】 。所有這些都使得離合器控制問題復雜化。 1.3 本文研究的主要內容 AMT 是在原有的機械式手動變速器結構不變的情況下，通過加裝微機控制的自動操縱機構，取代原來由駕駛員人工完成的離合器分離、接合、換檔以及發動機相應同步調節等操作，最終實現換檔全過程操縱的自動化。它既具有 AT 自動變速的優點，又保留 MT 傳動效率高、成本低、結構簡單、容易制造的長處。特別是在 當前電子技術比較成熟的情況下，如果能夠較好的解決 AMT 自控系統的技術問題，使其性能與 AT 相當，則可以取代 AT，具有相當廣闊的市場前景。因此，要研究 AMT，最重要的就是研究自動離合器。本文的工作僅為自動離合器執行機構的設計。 畢業設計要求：開發 AMT 項目中的離合器執行機構。 內容要求：在現有傳統手動變速器的基礎上，不改動 160 變速箱內部結構，只改動離合器操縱機構，設計離合器執行機構，設計機構滿足設計要求與技術指標，具體設計要求與技術指標見 AMT 機械執行機構設計要求與驗收標準。 技術方法與路線： AMT 采用四 電機方案，即執行選檔、換檔、前后離合器分離與結合四個電機，電機通過選檔、換檔、前后離合器執行機構實現選檔、換檔、離合器分離與接合。 畢業設計的基本思路是：首先了解自動變速器特別是 AMT 技術的發展與趨勢，然后基于原離合器提出幾種可行 AMT 自動離合器執行機構的方案，進而通過對比確定其中的一種方案作為最終設計方案。其主要工作是對選定方案的結構設計，繪制裝配圖和零件圖。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 7 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 8 第 2 章 總體方案確定 前、后離合器執行機構都是在原離合器上改裝的，其傳動方式相同，結構相似。即通過電機提供動力源，經過減 速傳動裝置，同時把回轉運動轉化為直線運動，推動離合器總泵桿，把壓力傳至分泵，最終把力和運動傳到離合器的分離叉和分離軸承，實現離合器的分離與結合。 2.1 離合器執行機構設計要求 2.1.1 離合器執行機構設計參數要求 離合器執行機構是用來實現離合器分離與接合的動力提供裝置，為了保證離合器的正常、持久地工作，需要滿足如下的要求： （ 1）執行時間要求，在電控部分符合要求情況下，各執行機構要保證如下執行時間要求：前離合器： 0.4 秒；后離合器： 0.4 秒。 （ 2）行程要求：前離合器總泵推桿行程為 35mm，后離合器總泵 推桿行程為 30mm。 （ 3）負荷要求：前離合器膜片彈簧分離指處最大分離力為 1310N, 總泵復位彈簧行程為 30mm，彈簧彈性系數為 1.11N/mm。后離合器分離撥叉處最大分離力 875N，總泵復位彈簧行程為 30mm，彈簧彈性系數為1.11N/mm。 （ 4）執行精度要求：前后執行機構動力輸出點小于 0.5mm。 （ 5）鎖止要求：前后離合器都應具有鎖止功能。 （ 6）工作壽命：機械壽命取決于額定負荷條件下滾動軸承和軸承套之間，以及內部渦輪蝸桿的磨損（內部耐久性試驗：在額定負荷條件下工作次數大于 20 萬次）。其余無限制。 （ 7）防護要求： 1）輸出軸與殼體之間應設有防潛水機構。 2）各傳動部分俄轉軸和套均采用不銹鋼材料。 3）防護等級：防潛水。 （ 8）耐腐蝕要求：耐潤滑油、耐汽油柴油、耐電解液、鹽霧、制動液、防凍液腐蝕。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 9 2.1.2 離合器終端傳動要求 （ 1）離合器液壓傳動部分結構不做改變，其結構如圖 2-1 所示。離合器執行機構推動主泵推桿，推桿壓縮液壓油，把力傳到分泵推桿，分泵推桿使分離叉繞一固定點旋轉，撥動分離軸承，實現分離與接合。液壓缸的液壓由汽車內部的總泵提供。 圖 2-1 離合器液壓傳動部分 （ 2）液壓傳動傳動計算 設分離軸承所需的力為2F，分缸提供的力為1F，執行機構提供給主缸的力為0F；主泵截面直徑為0d，分泵截面直徑為 1d ；分離叉繞點旋轉分為兩段。它們之間的力幾何關系如下： 2121LFFL 110FFAA 220 20 1 1 21 1 11A LddF F F FA d L d 其中210.5LL ，210.6dd 則20.3FF 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 10 即得出執行機構末端所需的力為分離軸承所需力的 0.3 倍。 2.2 離合器執行機構傳動方案及其初步計算 為了實現主泵推桿的直線運動，對其執行機構提出了三種傳動方案，并進行了簡單的計算，以便比較、選取最佳傳動方案。 2.2.1 方案一：齒輪 螺旋傳動 該方案是電機把動力 傳給齒輪，經過一級齒輪減速，動力傳給螺桿，螺旋傳動把螺桿的回轉運動轉化為螺母的直線運動。采用連桿與螺母固接方式，最終連桿推動總泵推桿運動，如圖 2-2。螺旋運動采用滑動螺旋，作用是將旋轉運動轉化為直線運動，同時進行能量和力的傳遞。 圖 2-2 齒輪 螺旋傳動方案 (1)簡單計算 由于前、后離合器執行機構傳動方式相同，這里的計算按照后離合器執行機構的參數計算。 總泵推力： 20 . 3 0 . 3 8 7 5 2 6 2 . 5F F N N 泵 取 300FN泵 總泵推桿的速度： 30 7 5 / 4 . 5 / m i n0 . 4mmv m m s ms 泵 總泵推桿所需的功率為： 0 3 0 0 0 . 0 7 5 / 2 2 . 5F N m s WvP 泵泵 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 11 螺母速度： 7 5 / 4 . 5 / m i nm m s mv 0 初選螺桿導程 4L mm ，公稱直徑 16d mm 螺桿速度： 0 7 5 / 1 8 . 7 5 / 1 8 . 7 5 6 0 1 1 2 5 / m i n4 m m sn r s rL m mv 齒輪 2 速度： 2 1 1 2 5 / m i nnr 螺母所需功率： 00 3 0 0 0 . 0 7 5 2 2 . 5P F v W 后 螺旋傳動的效率： 0 0.35 齒輪 2 的功率： 0202 2 . 5 6 4 . 2 8 60 . 3 5P WPW 齒輪 2 的轉矩： 2229 . 5 5 0 9 . 5 5 0 6 4 . 2 8 6T 0 . 5 4 6 N m1125n P 齒輪傳動效率： 1 0.97 齒輪 1 的功率： 1116 4 . 2 8 6 6 6 . 2 7 40 . 9 7 WPP 取電機的額定轉速為： 2 0 0 0 / m i nn r電 機 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 12 齒輪傳動比： 2000 1 .7 81125i 齒輪 1 轉速： 1 = 2 0 0 0 / m i nn n r 電 機 齒輪 1 的轉矩： 1119 . 5 5 0 9 . 5 5 0 6 6 . 2 7 4 0 . 3 1 6 N2000TT n mP 電 機 電機參數選擇： 直流無刷電機 功率：略大于 66.276W，選擇 70W 或 75W 等， 額定轉矩于 0.316Nm 左右， 額定轉速 2000r/min 電壓： DC 12V 齒輪參數初步計算： 傳遞功率 P=0.07(kW) 傳遞轉矩 T=0.33(N m) 齒輪 1 轉速 n1=2000(r/min) 齒輪 2 轉速 n2=1125(r/min) 傳動比 i=1.78 模數 Mn=1.25 齒輪 1 齒數 Z1=19 齒輪 2 齒數 Z2=34 齒輪 1 分度圓直徑 d1=23.75(mm) 齒輪 2 分度圓直徑 d2=42.50(mm) 螺桿導程 4L mm ，公稱直徑 16d mm 。 (2) 方案特點 一級減速采用齒輪傳動，結構緊湊、傳動效率高，齒輪加工簡單；二2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 13 級減速采用滑動螺旋傳動，結構簡單、加工方便、價格低廉；當螺紋升角小于摩擦角時，實現自鎖；傳動平穩；但摩擦阻力大，效率低，僅 0.35；螺紋間有側向間隙，方向是有空行程，定位精度及軸向剛度較差；磨損快；低速時可能出現爬行等。螺母受推桿的推力，產生力矩，使得螺旋傳動不均勻，加速磨損，減短使用壽命，降低傳動精度及和響應的快速性。 2.2.2 方案二：蝸桿傳動 該方案是電機通過渦輪蝸桿一級減速把動力傳給蝸輪軸，然后通過曲柄 連桿把回轉運動轉化為總泵推桿所需要的直線運動，如圖 2-3。 圖 2-3 蝸桿傳動方案 (1) 初步計算（按后離合器執行機構參數） 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直線上，則 AB 之間的距離為總泵行程 30mm。 設三角 形 OAB 為等邊三角形，則角 AOB 為 60 度。 最大負載出現在 A 和 B 處： m a x300 3 4 6 . 4 2c o s 3 0 c o s 3 0 NFF后 渦輪最大轉矩扭矩： m a x m a x 3 4 6 . 4 2 0 . 0 3 0 1 0 . 3 9 3L N mTF 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 14 渦輪轉速： 6 0 6 0= = 2 5 r / m i n0 . 4 3 6 0n 渦 輪 渦輪輸出功率： m a x 1 0 . 3 9 3 2 5= = = 2 7 . 2 0 6 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0nTP 渦 輪渦 輪 因為選取阿基米德螺線圓柱蝸桿，要實現自鎖，則取渦輪蝸桿的傳動效率為： =0.4渦 輪 則電機的輸出功率為： 2 7 . 2 0 6= = = 6 8 . 0 1 5 W0 . 4PP 渦 輪電 機渦 輪 初設渦輪蝸桿的減速比為： 80i 那么電機的最小轉速為： m i n 2 0 0 0 / m i nn r電 機 設電機效率： =0.85電 機 則電機的額定功率為： 4 5 . 3 4= = = 5 3 . 3 4 W0 . 8 5PP 電 機額 定電 機 則電機的轉速最小為 : m i nm i n9 . 5 5 0 5 3 . 3 4 9 . 5 5 0= = = 1 . 0 1 N m2000T nP 額 定電 機電 機 （ 2） 方案特點 該方案采用一級蝸桿減速，把電機動力傳遞到曲柄，然后通過連桿傳遞給總泵推 桿。渦輪減速能夠實現大減速比，而且結構簡單、加工方便、2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 15 能夠實現自鎖。降低了零件數目。 2.2.2 方案三：諧波減速器傳動 該方案是把方案二中的蝸桿減速器換成諧波減速器，外部的曲柄連桿機構不變。動力有電機提供，通過諧波減速器減速，傳給轉盤，然后通過曲柄連接桿傳給總泵推桿，如圖 2-4。 圖 2-4 諧波減速傳動 （ 1） 初步計算（按后離合器參數） 總泵推力： 0 . 3 8 7 5 2 6 2 . 5FN 泵 取 F泵=300N 總泵速度： 30 7 5 / 4 . 5 / m i n0 . 4 m m s mv 泵 0 3 0 0 0 . 0 7 5 2 2 . 5FWvP 泵泵 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直線上，則 AB 之間的距離為總泵行程 30mm。 設三角形 OAB 為等邊三角形，則角 AOB 為 60 度。 最大負載出現在 A 和 B 處。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 16 m a x300 3 4 6 . 4 2c o s 3 0 c o s 3 0 NFF泵 轉盤最大轉矩扭矩： m a x m a x 3 4 6 . 4 2 0 . 0 3 0 1 0 . 3 9 3L N mTF 轉盤轉速： 6 0 6 0= = 2 5 r / m i n0 . 4 3 6 0n轉 盤 轉盤輸出功率： m a x 1 0 . 3 9 3 2 5= = = 2 7 . 2 0 6 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0TnP 轉 盤轉 盤 去諧波減速器的傳遞效率為： =0.8 諧 波 則諧波減速器的輸入功率為： in2 7 . 2 0 6= = = 3 4 . 0 0 7 5 W0 . 8PP轉 盤諧 波諧 波 ， 即為電機的輸出功率 in= = 3 4 . 0 0 7 5 WPP電 機 諧 波 設電機效率： =0.85電 機 ， 則電機的額定功率為： 3 4 . 0 0 7 5= = = 4 0 . 0 10 . 8 5 WPP 電 機額 定電 機 取諧波減速器的減速比為： i=63 電機的最小轉速為： 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 17 m i n i = 2 5 6 3 = 1 5 7 5 / m i nnn r 電 機 轉 盤 則電機的轉矩最小為 : m i nm i n9 . 5 5 0 1 0 . 0 1 9 . 5 5 0= = = 0 . 2 4 3 N m1575T nP 額 定電 機電 機 諧波減速器輸入轉矩： ininm i n9 . 5 5 0 3 4 . 0 0 7 5 9 . 5 5 0= = = 0 . 2 0 6 N m = 0 . 0 0 2 0 6 N m1575T nP 諧 波諧 波電 機 諧波減速器選擇（如圖 2-5，具體參數見機械設計手冊 軟件版 第三版）： 機型 : 25 柔輪內徑 /mm: 25 模數 /mm: 0.2 傳動比 i: 63 效率 (%): =80 圖 2-5 諧波減速器結構 （ 2）方案特點 該方案采用諧波減速器減速，減速器可以直接采購， 減輕設計任務；但是諧波減速器價格較貴，提高了成本。電機選擇 1575r/min，轉速較低，價格也稍貴。所以，雖然結構簡單，設計周期縮短，但是經濟行不好。 2.3 方案的確定 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 18 上述提出了三種方案，第一種方案是采用齒輪螺旋傳動，第二種方案是采用蝸桿傳動，第三種方案是采用諧波減速傳動，各有各的特點。第三種方案相對于前兩種方案，傳動效率要高出很多，但是經濟型差，把減速部分用外購的諧波減速器，對公司來說相當于把減速器外包給其他廠家，不利于利潤的提高。第一種方案采用滑動螺旋傳動，螺紋間有側向間隙，方向是有空行程，定位精度 及軸向剛度較差，不容易滿足間隙要求。第二種方案效率與第一方案差不多，但是精度較好。當前渦輪蝸桿已經系列化，應用廣泛，加工方便，價格低廉，容易實現大批量生產。 綜上所述，前、后離合器執行機構采用第二種方案 蝸桿傳動。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 19 第 3 章 計算及設計 前、后離合器執行機構均采用蝸桿 曲柄連桿傳動，這一章將進行電機的選擇、渦輪蝸桿參數計算、曲柄連桿計算等工作。 3.1 前離合器執行機構設計計算 3.1.1 總體計算 （ 1） 前離合器：總泵推桿行程為 35mm，分離撥叉最大分離力為1310N。 （ 2）根據上述條件設計 及計算功率、扭矩。 前離合器總泵推力： 0 . 3 1 3 1 0 3 9 3FN 泵 取 F泵=400N 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直線上，則 AB 之間的距離為總泵行程 35mm。最大負載出現在 A 和 B 處。取角 AOB 為 77.42 度（參見圖 2-3）。 渦輪轉速： 7 7 . 4 2 6 0= = 3 2 . 2 5 8 r / m i n0 . 4 3 6 0n 渦 輪 曲柄的半徑為： 35 5 6 . 0s i n ( 7 7 . 4 2 / 2 )l mmr 渦輪提供最大的力為： m a x400 5 1 2 . 6 1c o s 3 8 . 7 1 c o s 3 8 . 7 1 NFF泵 渦輪最大轉矩扭矩： 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 20 m a x 5 1 2 . 6 1 0 . 0 5 5 9 7 2 8 . 6 9l NmT F r 渦 輪 出 渦輪輸出功率： 2 8 . 6 9 3 2 . 2 5 8= = = 9 6 . 9 1 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0nTP 渦 輪 出 渦 輪渦 輪 出 選取阿基米德螺線圓柱蝸桿，要實現自鎖，則傳動效率為 =0.4渦取四個軸承效率為 0.99，則總效率為 4= 0 . 4 0 . 9 9 = 0 . 3 8 4 總 則蝸桿的輸入功率為： 9 6 . 9 1= = = 2 4 6 . 1 5 W0 . 3 8 4PP 渦 輪 出蝸 桿總 初設渦輪蝸桿的減速比為 62i 蝸桿轉速： 1 2000rpmn ； 渦輪轉速： 2 3 2 .2 5 8 r p mn 蝸桿轉矩： 29 . 5 5 0 2 4 6 . 1 5 9 . 5 5 0= = = 1 . 1 7 5 N m2000T nP 蝸 桿蝸 桿 3.1.2 電機的選擇 直流有刷電機壽命太短，僅一兩年左右，故無刷電機，并且汽車提供的電壓，一般為直流 12V。 根據上述計算，蝸桿的輸入功率 246.15W，蝸桿轉速 2000r/min，轉矩1.175Nm。 電機的選擇 80BLM3A80-01-12V-2000R-250W 直流無刷電機。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 21 電氣技術參 數 額定功率： 0.25KW 額定電壓： 12VDC 40% 額定電流： 13.5A（不大于） 峰值電流： 22.8A 額定力矩： 1.2 N.M 峰值力矩： 1.85 N.M 額定轉速： 2000RPM 空載轉速： 2400RPM 空載電流： 0.32A（不大于） 極對數： 8 POLES 絕緣等級 : B 級 常態絕緣電阻： 100 兆歐 絕緣介電強度： AC/1500V/1 分鐘，泄漏電流不大于 10mA 防護方式： IP55 冷卻方式：機體自冷 出線長度： 0.6 米 溫升 50K 機械結構參數（如圖 3-1） 安裝方 式：法蘭安裝 出力軸直徑： 10mm 電機外徑： 80mm*80mm 端面尺寸：見下圖 電機高度： 80mm 凸緣支口： 62mm 如圖 3-1 電機尺寸 電氣接口標準 PA：電樞 A 相 黃粗線 0V： HALL 電源 - 黑細線 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 22 PB：電樞 B 相 綠粗線 SA： HALL A 相 黃細線 PC：電樞 C 相 藍粗線 SB： HALL B 相 綠細線 5V： HALL 電源 + 紅細線 SC： HALL C 相 藍細線 電機設計及制造標準 GB/T17626.2-1998、 GB/T17626.4-1998、 GB/T17626.5-1999 GJB 1621.6 93 技術設備通用技術條件 設計制造要求 GJB 1621.7 93 技術設備通用技術條件 環境適應性要求 GJB 1621.10 93 技術設備通用技術條件 檢驗規則 GJB 1621.11 93 技術設備通用技術條件 包裝、運輸、儲存 Q/WQ910.11 97 產品環境適應性試驗程序 Q/WQ910.12 97 產品老化和可靠性試驗控制程序 3.1.3 蝸桿渦輪設計 （ 1）蝸桿 類型的選擇： 蝸桿要實現自鎖，低轉數、輕載荷，同時要加工方便，價格低廉等。所以選擇阿基米德蝸桿，蝸桿頭數為 1，右旋，如圖 3-2。 圖 3-2 阿基米德蝸桿 （ 2）參數計算及其校核 從圓柱蝸桿、渦輪參數的匹配（ GB 10085 85）中選擇推薦的參數，選擇傳動比 62，中心距 50mm，模數 1.25mm，蝸桿頭數 1，渦輪齒數 62，能夠自鎖。具體的參數如下報告： 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 23 傳動參數： 蝸桿輸入功率： 0.25kW 蝸桿類型：阿基米德蝸桿 (ZA 型 ) 蝸桿轉速 n1： 2000r/min 蝸輪轉速 n2： 32.258r/min 使用 壽命： 100000 小時 理論傳動比： 62 蝸桿頭數 z1： 1 蝸輪齒數 z2： 62 實際傳動比 i： 62 蝸桿蝸輪材料： 蝸桿材料： 45 蝸桿熱處理類型：淬火 蝸輪材料： ZCuZn25Al6Fe3Mn3 蝸輪鑄造方法：離心鑄造 疲勞接觸強度最小安全系數 SHmin； 1.1 彎曲疲勞強度最小安全系數 SFmin； 1.2 轉速系數 Zn： 0.817 壽命系數 Zh； 0.793 材料彈性系數 Ze： 157N0.5/mm 蝸輪材料接觸疲勞極限應力 Hlim： 550N/mm2 蝸輪材料許用接觸應力 H： 324.12N/mm2 蝸輪材料彎曲疲勞極限應力 Flim： 605N/mm2 蝸輪材料許用彎曲應力 F： 504.167N/mm2 蝸輪材料強度計算： 蝸輪軸轉矩 T2:55.509N.m 蝸輪軸接觸強度要求 :m2d1 37.114mm3 模數 m:1.25mm 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 24 蝸桿分度圓直徑 d1:22.4mm 蝸輪材料強度校核： 蝸輪使用環境：平穩 蝸輪載荷分布情況：平穩載荷 蝸輪使用系數 Ka： 1.1 蝸輪動載系數 Kv： 1 蝸輪動載系數 Kv： 1 導程角系數 Y： 0.973 蝸輪齒面接觸強度 H:309.187N/mm2，通過接觸強度 驗算！ 蝸輪齒根彎曲強度 F:70.644N/mm2，通過彎曲強度計算！ 幾何尺寸計算結果： 實際中心距 a： 50mm 齒根高系數 ha*:1 齒根高系數 c*:0.2 蝸桿分度圓直徑 d1： 22.4mm 蝸桿齒頂圓直徑 da1： 24.9mm 蝸桿齒根圓直徑 df1： 19.4mm 蝸輪分度圓直徑 d2： 77.5mm 蝸輪變位系數 x2： 0.04 法面模數 mn： 1.248mm 蝸輪喉圓直徑 da2： 80.1mm 蝸輪齒根圓直徑 df2： 74.6mm 蝸輪齒頂圓弧半徑 Ra2： 9.95mm 蝸輪齒根圓弧半徑 Rf2： 12.7mm 蝸 輪頂圓直徑 de2： 82.6mm 蝸桿導程角： 3.194 軸向齒形角 x： 20 法向齒形角 n： 19.971 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 25 蝸桿軸向齒厚 sx1： 1.963mm 蝸桿法向齒厚 sn1： 1.96mm 蝸桿分度圓齒厚 s2： 2mm 蝸桿螺紋長 b1： 18.4mm， 取 30mm 蝸輪齒寬 b2： 18.675mm， 取 15mm 齒面滑動速度 vs： 2.349m/s 蝸桿軸向齒距： Pa1=*1.25=3.925mm 導程： pz=3.925mm （ 3）蝸桿受力分析 對蝸桿和渦輪進行受力分析如圖 3-3 所示。當不計摩擦力的影響時，各力可 以按一下公司進行計算，力的單位為 N。 69 .5 5 1 0 PT n 11212taTFF d 21222atTFF d 1 2 2 t a nr r tF F F 12 222c o s c o s c o s c o s c o s c o satn n n nFF TF d ta nta n c o s n 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 26 圖 3-3 蝸桿傳動的受力分析 式中： Fn 為集中于 P 點的法向載荷，單位 N； Ft1、 Fa1、 Fr1 分別為蝸桿的圓周力、軸向力、徑向力 ，單位 N； Ft2、 Fa2、 Fr2 分別為渦輪的圓周力、軸向力、徑向力，單位 N； T1、 T2 分別為蝸桿及渦輪上的公稱轉矩，單位 Nmm； ：導程角 3.194 ：軸向壓力角 20 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 27 n：法向壓力角 19.971 計算結果： 61 0 . 2 59 . 5 5 1 0 1 1 9 3 . 7 52000T N m m 62 0 . 2 5 0 . 3 8 49 . 5 5 1 0 2 8 4 2 0 . 8 63 2 . 2 5 8T N m m 12 2 1 1 9 3 . 7 5 1 0 6 . 5 82 2 . 4taF F N 12 2 2 8 4 2 0 . 8 6 7 3 3 . 4 47 7 . 5atF F N 12 7 3 3 . 4 4 t a n 2 0 2 6 6 . 9 5rrF F N 7 3 3 . 4 4 7 8 1 . 5 7c o s 1 9 . 9 7 1 c o s 3 . 1 9 4nFN （ 3）零件結構設計 為了節省材料，減輕重量，渦輪采用扇形結構，由于所需的角度為 77.42度，這里為了保證強度與剛度，取中心角為 90 度。 蝸桿、渦輪結構如圖 3-4、 3-5。 圖 3-4 蝸桿結構 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 28 圖 3-5 蝸桿結構 詳細參數及技術要求見零件圖。 3.1.4 渦輪軸的設計 渦輪軸是與渦輪和曲柄固接的，把渦輪的轉矩傳給曲柄，其部分在箱體內部，部分在箱體外部。 其結構如圖 3-6，詳細參數及技術要求見 零件圖。 圖 3-5 渦輪軸結構 3.1.5 曲柄 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 29 曲柄一端與渦輪軸固接，另一端與執行連桿鉸接，隨著渦輪的正反轉而左右搖擺，推動連桿做直線往復運動。 其結構如圖 3-7，詳細參數及技術要求見零件圖。 圖 3-7 曲柄 3.1.6 執行桿 執行桿是推動總泵推桿運動的最終執行件，兩端皆采用鉸接聯接，在平面內做旋轉運動。 其結構如圖 3-8，詳細參數及技術要求見零件圖。 圖 3-8 執行桿 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 30 3.1.7 軸承的選擇 根據蝸桿及渦輪軸的結構以及所受的力來選擇軸承。 12 2 1 1 9 3 . 7 5 1 0 6 . 5 82 2 . 4taF F N 12 2 2 8 4 2 0 . 8 6 7 3 3 . 4 47 7 . 5atF F N 12 7 3 3 . 4 4 t a n 2 0 2 6 6 . 9 5rrF F N 蝸桿軸向受力較大，同時圓周力較小，渦輪恰好相反；徑向受力兩者相同。蝸桿兩端的軸承選擇圓錐滾子軸承 30204（ GB/T 297-94），渦輪軸兩端的軸承選擇角接觸軸承 7004C（ GB/T 292-94）。 例如：用于蝸桿的圓錐滾子軸承 30204 的報告如下， 蝸桿軸承設計報告 設計參數 徑向力 Fr=133.475 (N) 軸向力 Fa=733.44 (N) 軸頸直徑 d1=20 (mm) 轉速 n=2000 (r/min) 要求壽命 Lh=100000 (h) 溫度系數 ft=1 潤滑方式 Grease=脂潤滑 被選軸承信息 軸承類型 BType=圓錐滾子軸承 軸承型號 BCode=30204 軸承內徑 d=20 (mm) 軸承外徑 D=47 (mm) 軸承寬度 B(T)=15 基本額定動載荷 C=28200 (N) 基本額定靜載荷 Co=30500 (N) 極限轉速 (脂 ) nlimz=8000 (r/min) 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 31 當量動載荷 接觸角 a=10 (度 ) 負荷系數 fp=1.2 判斷系數 e=0.973 徑向載荷系數 X=0.4 軸向載荷系數 Y=0.617 當量動載荷 P=607.107 (N) 額定動載荷計算值 C=10165.81 (N) 校核軸承壽命 軸承壽命 Lh=2998306 (h) 驗算結果 Test=合格 其余軸承的選取類似，這里不做詳細闡述。 3.1.8 傳感器選擇 傳感器是用來檢測曲柄旋轉角度的，在控制程序中設定參數，當旋轉到位時，由傳感器檢測到信息，反饋到控制中心，然后控制中心 發出電信號，使得電機停止。 選擇 北京泰澤科技開發有限公司 型號為 DWQ-BZ-A-90-G 傳感器。 具體參數如表 3-1。 表 3-1 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 32 外形尺寸如圖 3-9 圖 3-9 傳感器外形尺寸 3.2 后離合器執行機構設計計算 后離合器執行機構的設計和前離合器結構相同，不同的是參數。具體來說，電機、渦輪蝸桿、曲柄的參數有差別，其余同前離合器。設計思路與方法同上一節，這一節只在不同之處給出結果，其他與上一節相同的內容不再作具體說明，可參考上節。 3.2.1 總體計算 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 33 （ 1） 后離合器：總泵推桿行程為 30mm，分離撥叉 最大分離力為 875N。 （ 2）根據上述條件設計及計算功率、扭矩。 后離合器總泵推力： 0 . 3 8 7 5 2 6 2 . 5FN 泵 取 270FN泵 方案中使得： A、 B、 C、 D 在同一直線上，則 AB 之間的距離為總泵行程 30mm。最大負載出現在 A 和 B 處。取角 AOB 為 58.5 度（參見圖 2-3）。 渦輪轉速： 5 8 . 5 6 0= = 2 4 . 3 7 5 r / m i n0 . 4 3 6 0n 渦 輪 曲柄的半徑為： 35 6 1 . 4s i n ( 2 4 . 3 7 5 / 2 )l mmr 渦輪提供最大的力為： m a x270 3 0 9 . 4 6c o s 2 9 . 2 5 c o s 2 9 . 2 5 NFF泵 渦輪最大轉矩扭矩： m a x 3 0 9 . 4 6 0 . 0 6 1 4 1 9 . 0 0l NmT F r 渦 輪 出 渦輪輸出功率： 1 9 . 0 0 2 4 . 3 7 5= = = 4 8 . 4 9 W9 . 5 5 0 9 . 5 5 0nTP 渦 輪 出 渦 輪渦 輪 出 選取阿基米德螺線圓柱蝸桿，要實現自鎖，則傳動效率為 =0.4渦 取四個軸承效率為 0.99，則總效率為 4= 0 . 4 0 . 9 9 = 0 . 3 8 4 總 則蝸桿的輸入功率為： 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 34 4 8 . 4 9= = = 1 1 6 . 2 7 W0 . 3 8 4PP 渦 輪 出蝸 桿渦 輪 初設渦輪蝸桿的減速比為 82i 蝸桿轉速： 1 2000rpmn ； 渦輪轉速： 2 2 4 .3 7 5 r p mn 蝸桿轉矩： 29 . 5 5 0 1 1 6 . 2 7 9 . 5 5 0= = = 0 . 5 5 5 N m2000T nP 蝸 桿蝸 桿 3.2.2 電機的選擇 根據上述，蝸桿的輸入功率 116.27W，蝸桿轉速 2000r/min，轉矩0.555Nm。 電機的選擇 80BLM3A80-01-12V-2000R-120W 直流無刷電機。 電氣技術參數 額定功率： 0.12KW 額定電壓： 12VDC 40% 額定電流： 13.5A（不大于） 峰值電流： 22.8A 額定力矩： 0.6 N.M 峰值力矩： 1.85 N.M 額定轉速： 2000RPM 空載轉速： 2400RPM 空載電流： 0.32A（不大于） 極對數： 8 POLES 絕緣等級 : B 級 常態絕緣電阻： 100 兆歐 絕緣介電強度： AC/1500V/1 分鐘，泄漏電流不大于 10mA 防護方式： IP55 冷卻方式：機體自冷 出線長度： 0.6 米 溫升 50K 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 35 電機的結構參數及標準同機械結構參數同直流無刷電機 80BLM3A80-01-12V-2000R-250W，圖參見 3-1。 3.2.3 蝸桿渦輪設計 （ 1）蝸桿類型的選擇： 蝸桿要實現自鎖，低轉數、輕載荷，同時要加工方便，價格低廉等。所以選擇阿基米德蝸桿，蝸桿頭數為 1，右旋，如圖 3-2。 （ 2）參數計算及其校核 從圓柱蝸桿、渦輪參數的匹配（ GB 10085 85）中選擇推薦的參數，選擇傳動比 82，中心距 50mm，模數 1mm，蝸桿頭數 1，渦輪齒數 82，能夠自鎖。具體的參數如下報告： 傳動參數 蝸桿輸入功率： 0.11627kW 蝸桿類型：阿基米德蝸桿 (ZA 型 ) 蝸桿轉速 n1： 2000r/min 蝸 輪轉速 n2： 24.375r/min 使用壽命： 100000 小時 理論傳動比： 82.051 蝸桿頭數 z1： 1 蝸輪齒數 z2： 82 實際傳動比 i： 82 蝸桿蝸輪材料 蝸桿材料： 45 蝸桿熱處理類型：淬火 蝸輪材料： ZCuSn10P1 蝸輪鑄造方法：離心鑄造 疲勞接觸強度最小安全系數 SHmin； 1.1 彎曲疲勞強度最小安全系數 SFmin； 1.2 轉速系數 Zn： 0.84 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 36 壽命系數 Zh； 0.793 材料彈性系數 Ze： 147N0.5/mm 蝸輪材料接觸疲勞極限應力 Hlim： 425N/mm2 蝸輪材料許用接觸應力 H： 257.373N/mm2 蝸輪材料彎曲疲勞極限應力 Flim： 190N/mm2 蝸輪材料許用彎曲應力 F： 158.333N/mm2 蝸輪材料強度計算 蝸輪軸轉矩 T2:34.165N.m 蝸輪軸接觸強度要求 :m2d1 20.711mm3 模數 m:1mm 蝸桿分度圓直徑 d1:18mm 蝸輪材料強度校核 蝸輪使用環境：平穩 蝸輪載荷分布情況：平穩載荷 蝸輪使用系數 Ka： 1 蝸輪動載系數 Kv： 1 蝸輪動載系數 Kv： 1 導程角系數 Y： 0.974 蝸輪齒面接觸強度 H:239.456N/mm2，通過接觸強度驗算！ 蝸輪齒根彎曲強度 F:63.933N/mm2，通過彎曲強度計算！ 幾何尺寸計算結果 實際中心距 a： 50mm 齒根高系數 ha*:1 齒根高系數 c*:0.2 蝸桿分度圓直徑 d1： 18mm 蝸桿齒頂圓直徑 da1： 20mm 蝸桿齒根圓直徑 df1： 15.6mm 蝸輪分度圓直徑 d2： 82mm 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 37 蝸輪變位系數 x2： 0 法面模數 mn： 0.998mm 蝸輪喉圓直徑 da2： 84mm 蝸輪齒根圓直徑 df2： 79.6mm 蝸輪齒頂圓弧半徑 Ra2： 8mm 蝸輪齒根圓弧半徑 Rf2： 10.2mm 蝸輪頂圓直徑 de2： 86mm 蝸桿導程角： 3.18 軸向齒形角 x： 20 法向齒形角 n： 19.972 蝸桿軸向齒厚 sx1： 1.571mm 蝸桿法向齒厚 sn1： 1.568mm 蝸桿分度圓齒厚 s2： 1.571mm 蝸桿螺紋長 b1： 15.92mm 蝸輪齒寬 b2： 15mm 齒面滑動速度 vs： 1.888m/s 蝸桿軸向齒距： Pa1=*1=3.14mm 導程： pz=3.14mm （ 3）蝸桿受力分析 計算結果： 61 0 . 1 29 . 5 5 1 0 5 7 32000T N m m 62 0 . 1 2 0 . 3 8 49 . 5 5 1 0 1 8 0 5 3 . 9 12 4 . 3 7 5T N m m 12 2 5 7 3 6 3 . 6 718taF F N 12 2 1 8 0 5 3 . 9 1 4 4 0 . 3 482atF F N 12 4 4 0 . 3 4 t a n 2 0 1 6 0 . 2 7rrF F N 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 38 4 4 0 . 3 4 4 6 9 . 2 4c o s 1 9 . 9 7 2 c o s 3 . 1 8nFN （ 3）零件結構設計 渦輪蝸桿零件形式同前離合器，詳細參數及技術要求見零件圖。 3.2.4 其他 渦輪軸、曲柄和執行桿的詳細參數及技術要求見零件圖。軸承選擇同前離合器。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 39 第 4 章 結構設計 本章進行結構設計，主要是根據第三章的計算的結果和零件的設計，進行箱體的設計，各個零件的組裝以及各種技 術要求等。前、后離合器的結構相同，以下的結構說明均適用。 4.1 電機 蝸桿結構 電機由轉換蓋定位，電機軸同蝸桿的聯接采用鉤頭楔鍵，在蝸桿軸端部鉆孔，同電機軸配合，這樣就不需要聯軸器，結構變得緊湊，同時節省成本。 轉換蓋既定位了電機，同時對軸承的外圈也起軸向定位作用，其結構如圖 4-1。 圖 4-1 轉換蓋 軸承內圈軸向定位由蝸桿的軸肩定位，外圈軸向定位由箱體和轉換蓋（端蓋）共同定位。 圓錐滾子軸承采用面對面形式。軸與軸承的配合采用基孔制過渡配合，軸承與箱體的配合采用基孔制配合，保證工作時軸承既不會隨著蝸 桿的旋轉而松動，又不因溫升而是軸承滾珠變形。 端蓋及轉換蓋采用軟質鋼片密封。 蝸桿裝配如圖 4-2 所示，具體裝配要求見裝配圖。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 40 圖 4-2 渦輪裝配 4.2 渦輪及渦輪軸 渦輪與軸周向采用鍵傳遞扭矩，軸向用軸肩和擋圈定位。軸承采用面對面形式，以承受蝸桿的軸向載荷。傳感器聯接與電機的鏈接形式相同。端蓋采用軟紙鋼片密封，軸的密封分別采用旋轉軸唇形密封和氈圈密封。結構如圖 4-3。 圖 4-3 渦輪及軸結構 4.3 箱體及箱蓋 箱體是渦輪蝸桿的支撐件，蝸桿穿過箱體，渦輪軸方向采用箱蓋結合，材料采用不銹鋼 ，其結構如圖 4-4、 4-5。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 41 圖 4-4 箱體 圖 4-5 箱蓋 4.4 曲柄 執行桿 曲柄與蝸輪軸固接，采用擋圈和鍵定位；執行桿與曲柄用螺栓鉸接，間隙配合。執行桿與總泵推桿鉸接，總泵推桿同時起導向作用，如圖 4-4。 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 42 圖 4-4 曲柄連桿 2008 屆機械設計制造及自動化專業畢業設計（論文） 43 第 5 章 全文結論 5.1 總結 在“八五”期間，“電控機械式變速箱”被列入國家火炬預備計劃，“九五”期間， A M T 的開發研制和產品化被列入國家科技攻關項目，本文是在這樣的背景下設計的。所做工作主要圍繞 AMT 自動離合器操縱系統執行機構的設計展開的。 1. 首先介紹 AMT 的發展，然后介紹了自動離合器的發展，指出本文的研究對象是 AMT 自動離合器執行機構，并指出了畢業設計的意義。 2. 根據畢業設計