电动车两档变速器换挡结构设计.doc

电动车两档变速器换挡结构设计
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。

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，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，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。

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
2.2换挡过程优化
根据功率守恒P=F·V，V=R·ω·tanα，为了使P更小，F一定，所以可以减小V，即减小α。

改变凸轮的倾角α，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α。

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α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480度。

所以换挡过程中圆周行程为2πr×480/360≈125.66mm.
（3）为防止由于α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，α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（0≤y≤4）
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≤y≤14)
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）
7=240^2*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）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*240^2+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，
x×2πr/480=L，L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tanα。

对上述函数求导即可得到圆周行程与tanα的函数图。

图2.6圆周行程与tanα的函数图
如图 2.6，我们进一步得到了tanα的函数，tanα的最大值为0.57，得arctanα=29.6°，小于30°故符合要求。

αmin对应为同步过程中的凸轮压力角，为
arctan0.075=4.3°。

由于v=wrtanα=2πntanα，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
由于机械中的零件的刚度都很高，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。

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。

3.2主要设计参数：
换挡行程不大于１４ｍｍ。

要求换挡时间不大于０．4ｓ。

i低=3.17 i高=1.5主减速比i=5.0。

同步器阻力系数μ取0.1。

同步器锥面角α取7°。

同步器锥面平均半径取25mm。

同步器截面厚度为4mm。

换挡时驱动电机转速为2000r/min。

3.3换挡力的计算
１）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。

M m-同步器摩擦力矩F-滑套轴向换挡力
J r-同步器输入端等效转动惯量R-同步齿轮圆锥面平均半径
△ω-同步器两端角速度差μ-同步器齿轮圆锥面摩擦系数M d-阻力矩α-同步齿轮圆锥面锥度
t-同步时间
图3.2 同步器受力简图
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）
（2） 由（1） ，（2）式可得 同步器换挡力为：
换高档时取减号，换低档时取加号。

2）参数确定：
(1)J r 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：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
D
m D r
m M R F M M t w
J M ±=±∆=αμsin αμωsin /R
M t J F D
r ±∆=
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:
将a 轴上的转动惯量转换为b 轴 得一档时J 1=8.35×10^-3 二档时J 2=10.64×10^-3 （2）角速度差Δω
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， Δω=±（2×π×n/60）/i 低 -（2×π×n/60）/i 高。

已知i 低=3.17 i 高=1.5 主减速比i=5.0。

得Δω=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 Φ /360°×400ms 。

得t=4/14×400ms=145ms 。

（4）阻力矩M d
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，故可忽略不计。

（5）同步器阻力系数μ
由已知条件同步器阻力系数μ取0.1 （6）同步器锥面角α
由已知条件同步器锥面角α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F 1=5143J r =42.9N ，二档换挡力F 2=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°
2
)
(
a
b a b z z J J
得n=480/360/0.4×60=180r/min。

根据能量守恒原理：
F×S=P×t
其中F1=42.9N F2=54.7N S=0.04m t=0.135。

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
在由转速计算：3000/180=16.7
得减速比为16.7
5.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：
α=arctan（14/2πr×480/360）=6.4°
经过计算，二档时的换挡力F3=81.8N
P1=F3×S/t=24.2w。

24.2w ＞16.2w
故此凸轮优化可以有效减少设计电机的额定功率。

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：32
2)]
[(H E Z Z KT a σρ≥。

（1）确定作用于蜗轮上的转矩T 2
按Z1=2，估取效率n=0.85，则T2=9.55×106×P2/n2=849N ·mm 。

(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K a =1.15， K b =1.0，查表11-5，选用使用系数K c =1.15 K c =1.15，由于转速不高，冲击较小，可以取动载荷系数K v =l.0 K v =l.0
得K=K v K a K b K c =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Z E =160MPa 1/2 。

(4)确定接触系数Zp
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[σH]
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11-7中查得蜗轮的基本许用应力为268MPa。

应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×180×12000=12.96×107
寿命系数K=0.7259
则[σH]=194.6MPa
计算中心距：
a=3√[21×849×（160×2.9/194.6）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
进一步得到了：
蜗轮厚度=0.75da1=11mm
蜗杆长度=（11+0.06Z2）m=22mm
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）
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：
3
2
2
0n P A d ，查表得A 0=110， P 1=Pη1=20×0.95=19w N 1=4000r/min 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L 1=12mm ， L 2=蜗杆长度=22mm ，L 3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：
F t1,F a1,F r1是蜗杆的圆周力，轴向力，径向力。

F t2,F a2,F r2是蜗轮的圆周力，轴向力，径向力。

F t1=F a2=2T 1/d 1 Fa 1=F t2=2T 2/d 2 F r1=F r2=F t2tanα
T 1，T 2是蜗杆和蜗轮上的公称转矩。

T 1=63N ·mm T 2=849N ·mm
d 1，d 2是蜗杆和蜗轮的分度圆直径。

d 1=11.68mm d 2=27.12mm Α=5.1°
即可求得
F t1=F a2=10.8N F r1=F r2=5.6N F a1=F t2=63.3N
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=3.6N Fnv1=3.7N Fnv2=1.9N 弯矩 Mh1=152N ·mm Mv1=257N ·mm
总弯矩 M1=298N ·mm 扭矩
T1=63N ·mm
根据公式：W
T M 2
2)(ασ+=。

根据轴双向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取α=1，W≈0.1d 3 得σ=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[σ]=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：
F a/F r=11.2/8.1=1.31
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(XF r+YF a)
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4.2.2蜗杆轴零件图
（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。

图4.2.4 蜗杆轴划分网格图
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：
图4.2.5蜗杆轴约束图
4，受力大小和方向：
此轴在蜗轮处受法向力，大小为F r1，F a1，F t1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：
图4.2.6蜗杆轴受力图
经过系统分析，得到等效应力图：
图4.2.8仿真应力图
图4.2.8 仿真位移图
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
3
2
2
0n P A d ≥，查表得A 0=110， 212ηηP P ==20×0.95×0.9=17.1w
n 2=4000×i=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。

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L 1=5mm ，L 6=8mm （因为为了可靠地压紧齿轮，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11m m ，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L 5=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D 5=10mm ，所以键宽b×键高h=4mm×4mm ，键的长度通过平键连接的强度计算公式：
][1023p kld T p ≤⨯=得出：其中T=870N.mm k=0.5h=2mm d=10m m 根据表
6-2[p]=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L1=5mm，L2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取略小于11mm的10mm，因为套筒宽度为3mm，再加上轴承宽度为更好，L
5
5mm，所以L6取8mm。

4）求作用在轴上的力
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：
F a2=10.8N
F r2=5.6N
F t2=63.3N
换挡力
在凸轮处，还受到轴向力F
r3
F r3=52.7N
对于此型号的轴承，a=2.5mm，所以支承梁跨距等于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：
按弯扭合成应力来校核轴的强度： 根据公式：W
T M 2
2)(ασ+=。

根据轴双向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取α=1，W≈0.1d 3。

得σ=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[σ]=60MPa ,所以符合要求。

再求得凸轮右边直径变化处截面：
根据公式，得σ=8.5MPa ，所以符合要求。

5）校核轴承 1，求比值： F a /F r =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(XF r +YF a ) 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.。