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AMT自動變速器離合器執(zhí)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(yōu)點；與傳統(tǒng)的機械變速器（MT）相比有能耗低、反應快等優(yōu)點；是一種具有廣闊前景的產(chǎn)品。
本文主要是AMT離合器執(zhí)行機構的機械結構設計。
首先介紹了AMT的原理和發(fā)展情況。接著，根據(jù)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(yōu)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(shù)，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(zhí)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(zhí)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(fā)展與趨勢 1
1.1.1 AMT的控制原理 1
1.1.2 AMT自動變速系統(tǒng)發(fā)展 2
1.2自動離合器的研究與開發(fā)現(xiàn)狀 3
1.2.1 自動離合器的構成和基本原理 3
1.2.2自動離合器研究的重點問題 4
1.3本文研究的主要內容 5
第2章 總體方案確定 7
2.1 離合器執(zhí)行機構設計要求 7
2.1.1 離合器執(zhí)行機構設計參數(shù)要求 7
2.1.2 離合器終端傳動要求 8
2.2 離合器執(zhí)行機構傳動方案及其初步計算 9
2.2.1 方案一：齒輪—螺旋傳動 9
2.2.2 方案二：蝸桿傳動 12
2.2.2 方案三：諧波減速器傳動 14
2.3 方案的確定 16
第3章 計算及設計 18
3.1 前離合器執(zhí)行機構設計計算 18
3.1.1 總體計算 18
3.1.2 電機的選擇 19
3.1.3 蝸桿渦輪設計 21
3.1.4 渦輪軸的設計 27
3.1.5 曲柄 27
3.1.6 執(zhí)行桿 28
3.1.7 軸承的選擇 29
3.1.8 傳感器選擇 30
3.2 后離合器執(zhí)行機構設計計算 31
3.2.1 總體計算 31
3.2.2 電機的選擇 33
3.2.3 蝸桿渦輪設計 34
3.2.4 其他 37
第4章 結構設計 38
4.1 電機—蝸桿結構 38
4.2 渦輪及渦輪軸 39
4.3 箱體及箱蓋 39
4.4 曲柄—執(zhí)行桿 40
第5章 全文結論 42
5.1總結 42
5.2展望 42
參 考 文 獻 43
致 謝 45
2008屆機械設計制造及自動化專業(yè)畢業(yè)設計（論文）
第1章 緒論
自從德國工程師卡爾·奔馳（KralBenz）發(fā)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(fā)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(jīng)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?，F(xiàn)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(jié)或變換發(fā)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(tǒng)整體上是由手動換檔向自動換檔變速發(fā)展，尤其是高速發(fā)展的計算機技術應用于換檔變速系統(tǒng)，使汽車自動變速技術得到了充分的發(fā)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(xiàn)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(fā)展，電控自動變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(xiàn)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(fā)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(yè)現(xiàn)狀而言，汽車廠家生產(chǎn)的轎車和客車大多數(shù)是手動操縱，與當今汽車發(fā)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(yè)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(fā)展，高檔轎車生產(chǎn)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(fā)自動或半自動變速車輛都具有重大社會意義和經(jīng)濟效益。
1.1 AMT自動變速技術的發(fā)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(fā)動機相應同步調節(jié)等操作，最終實現(xiàn)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(chǎn)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(zhí)行機構分別控制發(fā)動機、離合器和變速器。自動離合器執(zhí)行機構、自動換檔執(zhí)行機構和自動油門調節(jié)機構相互獨立。
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(fā)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(tài)；電子控制單元（ECU）根據(jù)這些信號按存儲于其中的最佳程序（最佳換檔規(guī)律、離合器最佳接合規(guī)律、發(fā)動機油門自適應調節(jié)規(guī)律等），對發(fā)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(xiàn)最佳匹配，從而獲得優(yōu)良的燃油經(jīng)濟性與動力性能以及平穩(wěn)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(tǒng)發(fā)展
AMT的發(fā)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(chǎn)品。該裝置利用電子技術控制干摩擦離合器，當發(fā)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(tǒng)，德國Daimler-Benz公司的EPS系統(tǒng)，美國的SMAT系統(tǒng)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想。車輛起步時易使發(fā)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(xiàn)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(tǒng)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(chǎn)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(chǎn)品本身仍存在著明顯的缺點：如換檔規(guī)律仍不完善，在坡道彎道等特殊道路條件下出現(xiàn)頻繁和意外的換檔現(xiàn)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(xiàn)象，舒適性很差。
（3）.智能化IAMT階段（1990—至今）
換檔規(guī)律和車輛起步時離合器的控制問題都受外界環(huán)境、駕駛員的主觀愿望和車輛客觀運行狀態(tài)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(zhí)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(fā)展方向。
1.2自動離合器的研究與開發(fā)現(xiàn)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(huán)節(jié)，它起著傳遞或者中斷動力的作用。對于裝有傳統(tǒng)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(tǒng)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。
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(jiān)控各傳感器的狀態(tài)，當換檔手柄開關按下時，ECU立刻發(fā)出信號驅動電機執(zhí)行機構，實現(xiàn)離合器快速分離，并根據(jù)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(jù)發(fā)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(xiàn)離合器的快速而平穩(wěn)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(zhí)行機構動作三個部分組成。根據(jù)執(zhí)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(tǒng)的可靠性要求離合器與發(fā)動機相互協(xié)調和配合，以避免因發(fā)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(tǒng)對環(huán)境要有自適應性，這些環(huán)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(tǒng)要能夠滿足不同駕駛員的主觀愿望，如平穩(wěn)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，而且離合器接合過程存在互相矛盾的評價指標，既要起步平穩(wěn)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(fā)動機相應同步調節(jié)等操作，最終實現(xiàn)換檔全過程操縱的自動化。它既具有AT自動變速的優(yōu)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(tǒng)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(zhí)行機構的設計。
畢業(yè)設計要求：開發(fā)AMT項目中的離合器執(zhí)行機構。
內容要求：在現(xiàn)有傳統(tǒng)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(zhí)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(zhí)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(zhí)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(zhí)行機構實現(xiàn)選檔、換檔、離合器分離與接合。
畢業(yè)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(fā)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(zhí)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。
第2章 總體方案確定
前、后離合器執(zhí)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(jīng)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(xiàn)離合器的分離與結合。
2.1 離合器執(zhí)行機構設計要求
2.1.1 離合器執(zhí)行機構設計參數(shù)要求
離合器執(zhí)行機構是用來實現(xiàn)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(zhí)行時間要求，在電控部分符合要求情況下，各執(zhí)行機構要保證如下執(zhí)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(shù)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(shù)為1.11N/mm。
（4）執(zhí)行精度要求：前后執(zhí)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(shù)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。
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(zhí)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(xiàn)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，分缸提供的力為，執(zhí)行機構提供給主缸的力為；主泵截面直徑為，分泵截面直徑為；分離叉繞點旋轉分為兩段。它們之間的力幾何關系如下：
其中，
則
即得出執(zhí)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(zhí)行機構傳動方案及其初步計算
為了實現(xiàn)主泵推桿的直線運動，對其執(zhí)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(jīng)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(zhí)行機構傳動方式相同，這里的計算按照后離合器執(zhí)行機構的參數(shù)計算。
總泵推力：
取
總泵推桿的速度：
總泵推桿所需的功率為：
螺母速度：
初選螺桿導程 ，公稱直徑
螺桿速度：
齒輪2速度：
螺母所需功率：
螺旋傳動的效率：
齒輪2的功率：
齒輪2的轉矩：
齒輪傳動效率：
齒輪1的功率：
取電機的額定轉速為：
齒輪傳動比：
齒輪1轉速：
齒輪1的轉矩：
電機參數(shù)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(shù)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(shù)Mn=1.25
齒輪1齒數(shù) Z1=19
齒輪2齒數(shù) 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 ，公稱直徑 。
(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(xiàn)自鎖；傳動平穩(wěn)；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(xiàn)爬行等。螺母受推桿的推力，產(chǎn)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(zhí)行機構參數(shù)）
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(xiàn)在A和B處：
渦輪最大轉矩扭矩：
渦輪轉速：
渦輪輸出功率：
因為選取阿基米德螺線圓柱蝸桿，要實現(xiàn)自鎖，則取渦輪蝸桿的傳動效率為：
則電機的輸出功率為：
初設渦輪蝸桿的減速比為：
那么電機的最小轉速為：
設電機效率：
則電機的額定功率為：
則電機的轉速最小為:
（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(xiàn)大減速比，而且結構簡單、加工方便、能夠實現(xiàn)自鎖。降低了零件數(shù)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(shù)）
總泵推力：
取=300N
總泵速度：
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(xiàn)在A和B處。
轉盤最大轉矩扭矩：
轉盤轉速：
轉盤輸出功率：
去諧波減速器的傳遞效率為：
則諧波減速器的輸入功率為：
，
即為電機的輸出功率
設電機效率：
，
則電機的額定功率為：
取諧波減速器的減速比為：
電機的最小轉速為：
則電機的轉矩最小為:
諧波減速器輸入轉矩：
諧波減速器選擇（如圖 2-5，具體參數(shù)見《機械設計手冊 軟件版 第三版》）：
機型: 25
柔輪內徑/mm: 25
模數(shù)/mm: 0.2
傳動比i: 63
效率η(%): η=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(jīng)濟行不好。
2.3 方案的確定
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(jīng)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(jīng)系列化，應用廣泛，加工方便，價格低廉，容易實現(xiàn)大批量生產(chǎn)。
綜上所述，前、后離合器執(zhí)行機構采用第二種方案——蝸桿傳動。
第3章 計算及設計
前、后離合器執(zhí)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(shù)計算、曲柄連桿計算等工作。
3.1 前離合器執(zhí)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(jù)上述條件設計及計算功率、扭矩。
前離合器總泵推力：
取=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(xiàn)在A和B處。取角AOB為77.42度（參見圖2-3）。
渦輪轉速：
曲柄的半徑為：
渦輪提供最大的力為：
渦輪最大轉矩扭矩：
渦輪輸出功率：
選取阿基米德螺線圓柱蝸桿，要實現(xiàn)自鎖，則傳動效率為取四個軸承效率為0.99，則總效率為
則蝸桿的輸入功率為：
初設渦輪蝸桿的減速比為
蝸桿轉速：
；
渦輪轉速：
蝸桿轉矩：
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(jù)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。
電氣技術參數(shù)
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(shù)： 8 POLES
絕緣等級: B級
常態(tài)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(shù)（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
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(huán)境適應性要求
GJB 1621.10－93 技術設備通用技術條件 檢驗規(guī)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(chǎn)品環(huán)境適應性試驗程序
Q/WQ910.12－97 產(chǎn)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(xiàn)自鎖，低轉數(shù)、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(shù)為1，右旋，如圖3-2。
圖 3-2 阿基米德蝸桿
（2）參數(shù)計算及其校核
從圓柱蝸桿、渦輪參數(shù)的匹配（GB 10085—85）中選擇推薦的參數(shù)，選擇傳動比62，中心距50mm，模數(shù)1.25mm，蝸桿頭數(shù)1，渦輪齒數(shù)62，能夠自鎖。具體的參數(shù)如下報告：
傳動參數(shù)：
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(shù)z1：1
蝸輪齒數(shù)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(shù)SHmin；1.1
彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)SFmin；1.2
轉速系數(shù)Zn：0.817
壽命系數(shù)Zh；0.793
材料彈性系數(shù)Ze：157N^0.5/mm
蝸輪材料接觸疲勞極限應力σHlim：550N/mm^2
蝸輪材料許用接觸應力[σH]：324.12N/mm^2
蝸輪材料彎曲疲勞極限應力σFlim：605N/mm^2
蝸輪材料許用彎曲應力[σF]：504.167N/mm^2
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:m^2d1≥37.114mm^3
模數(shù)m:1.25mm
蝸桿分度圓直徑d1:22.4mm
蝸輪材料強度校核：
蝸輪使用環(huán)境：平穩(wěn)
蝸輪載荷分布情況：平穩(wěn)載荷
蝸輪使用系數(shù)Ka：1.1
蝸輪動載系數(shù)Kv：1
蝸輪動載系數(shù)Kv：1
導程角系數(shù)Yβ：0.973
蝸輪齒面接觸強度σH:309.187N/mm^2，通過接觸強度驗算！
蝸輪齒根彎曲強度σF:70.644N/mm^2，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(shù)ha*:1
齒根高系數(shù)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(shù)x2：0.04
法面模數(shù)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γ：3.194°
軸向齒形角αx：20°
法向齒形角αn：19.971°
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=π*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。
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；
γ：導程角3.194°
α：軸向壓力角20°
αn：法向壓力角19.971°
計算結果：
（3）零件結構設計
為了節(jié)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
圖 3-5 蝸桿結構
詳細參數(shù)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(shù)及技術要求見零件圖。
圖 3-5 渦輪軸結構
3.1.5 曲柄
曲柄一端與渦輪軸固接，另一端與執(zhí)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(shù)及技術要求見零件圖。
圖 3-7 曲柄
3.1.6 執(zhí)行桿
執(zhí)行桿是推動總泵推桿運動的最終執(zhí)行件，兩端皆采用鉸接聯(lián)接，在平面內做旋轉運動。
其結構如圖3-8，詳細參數(shù)及技術要求見零件圖。
圖 3-8 執(zhí)行桿
3.1.7 軸承的選擇
根據(jù)蝸桿及渦輪軸的結構以及所受的力來選擇軸承。
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(shù)
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(shù) 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)
當量動載荷
接觸角 a=10 (度)
負荷系數(shù) fp=1.2
判斷系數(shù) e=0.973
徑向載荷系數(shù) X=0.4
軸向載荷系數(shù) 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(shù)，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(fā)出電信號，使得電機停止。
選擇北京泰澤科技開發(fā)有限公司型號為DWQ-BZ-A-90-G傳感器。
具體參數(shù)如表3-1。
表3-1
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(zhí)行機構設計計算
后離合器執(zhí)行機構的設計和前離合器結構相同，不同的是參數(shù)。具體來說，電機、渦輪蝸桿、曲柄的參數(shù)有差別，其余同前離合器。設計思路與方法同上一節(jié)，這一節(jié)只在不同之處給出結果，其他與上一節(jié)相同的內容不再作具體說明，可參考上節(jié)。
3.2.1 總體計算
（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(jù)上述條件設計及計算功率、扭矩。
后離合器總泵推力：
取
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(xiàn)在A和B處。取角AOB為58.5度（參見圖2-3）。
渦輪轉速：
曲柄的半徑為：
渦輪提供最大的力為：
渦輪最大轉矩扭矩：
渦輪輸出功率：
選取阿基米德螺線圓柱蝸桿，要實現(xiàn)自鎖，則傳動效率為取四個軸承效率為0.99，則總效率為
則蝸桿的輸入功率為：
初設渦輪蝸桿的減速比為
蝸桿轉速：
；
渦輪轉速：
蝸桿轉矩：
3.2.2 電機的選擇
根據(jù)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(shù)
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(shù)： 8 POLES
絕緣等級: B級
常態(tài)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
電機的結構參數(shù)及標準同機械結構參數(shù)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(xiàn)自鎖，低轉數(shù)、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(shù)為1，右旋，如圖3-2。
（2）參數(shù)計算及其校核
從圓柱蝸桿、渦輪參數(shù)的匹配（GB 10085—85）中選擇推薦的參數(shù)，選擇傳動比82，中心距50mm，模數(shù)1mm，蝸桿頭數(shù)1，渦輪齒數(shù)82，能夠自鎖。具體的參數(shù)如下報告：
傳動參數(shù)
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(shù)z1：1
蝸輪齒數(shù)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(shù)SHmin；1.1
彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)SFmin；1.2
轉速系數(shù)Zn：0.84
壽命系數(shù)Zh；0.793
材料彈性系數(shù)Ze：147N^0.5/mm
蝸輪材料接觸疲勞極限應力σHlim：425N/mm^2
蝸輪材料許用接觸應力[σH]：257.373N/mm^2
蝸輪材料彎曲疲勞極限應力σFlim：190N/mm^2
蝸輪材料許用彎曲應力[σF]：158.333N/mm^2
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:m^2d1≥20.711mm^3
模數(shù)m:1mm
蝸桿分度圓直徑d1:18mm
蝸輪材料強度校核
蝸輪使用環(huán)境：平穩(wěn)
蝸輪載荷分布情況：平穩(wěn)載荷
蝸輪使用系數(shù)Ka：1
蝸輪動載系數(shù)Kv：1
蝸輪動載系數(shù)Kv：1
導程角系數(shù)Yβ：0.974
蝸輪齒面接觸強度σH:239.456N/mm^2，通過接觸強度驗算！
蝸輪齒根彎曲強度σF:63.933N/mm^2，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(shù)ha*:1
齒根高系數(shù)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
蝸輪變位系數(shù)x2：0
法面模數(shù)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γ：3.18°
軸向齒形角αx：20°
法向齒形角αn：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=π*1=3.14mm
導程：pz=3.14mm
（3）蝸桿受力分析
計算結果：
（3）零件結構設計
渦輪蝸桿零件形式同前離合器，詳細參數(shù)及技術要求見零件圖。
3.2.4 其他
渦輪軸、曲柄和執(zhí)行桿的詳細參數(shù)及技術要求見零件圖。軸承選擇同前離合器。
第4章 結構設計
本章進行結構設計，主要是根據(jù)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(lián)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(lián)軸器，結構變得緊湊，同時節(jié)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。
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(lián)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。
圖4-4 箱體
圖4-5 箱蓋
4.4 曲柄—執(zhí)行桿
曲柄與蝸輪軸固接，采用擋圈和鍵定位；執(zhí)行桿與曲柄用螺栓鉸接，間隙配合。執(zhí)行桿與總泵推桿鉸接，總泵推桿同時起導向作用，如圖4-4。
圖4-4 曲柄連桿
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(fā)研制和產(chǎn)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(tǒng)執(zhí)行機構的設計展開的。
1. 首先介紹AMT的發(fā)展，然后介紹了自動離合器的發(fā)展，指出本文的研究對象是AMT自動離合器執(zhí)行機構，并指出了畢業(yè)設計的意義。
2. 根據(jù)畢業(yè)設計的具體要求，提出了電控離合器執(zhí)行機構的設計思路及方案，通過對比，確定方案為蝸桿曲柄傳動方案。
3. 對已經(jīng)確定的方案經(jīng)行計算，設計其中的零件，畫出主要零件圖。
4. 對設計及計算完成的零部件進行裝配設計。
5.2展望
汽車自動變速系統(tǒng)中，AMT是自動變速發(fā)展有前景的一個方向。本文是自動變速系統(tǒng)的一部分，為了進一步提高AMT的性能和實用性，仍需要進行以下后續(xù)研究。
1.本文基本完成了AMT自動離合器執(zhí)行機構的基本結構設計工作，距離產(chǎn)品的實用化和市場化還有較大的差距。
2.由于時間關系，尚未將設計出的控制器進行編程并進行實驗，這將是以后的工作的重點之一。
3.在完成AMT自動離合器執(zhí)行機構之后還需與變速器的自動換檔系統(tǒng)和電控油門聯(lián)合進行整車試驗，并在調試試驗的基礎上進行整車性能的改進。
總之，本文對自動離合器的執(zhí)行機構進行了比較全面的結構設計，零部件詳細設計基本完成，大部分零件可以生產(chǎn)。本文所做的工作對AMT的開發(fā)和產(chǎn)品化有一定的實際意義。
參 考 文 獻
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致 謝
本此畢業(yè)設計是在指導老師李德信副教授的精心指導下完成的。李老師治學嚴謹，認真負責，在他的耐心教導和親切關懷下，我順利完成了本期間的學業(yè)，在此表示衷心的感謝！
通過這次畢業(yè)設計，我積累了很多系統(tǒng)地完成一項設計的經(jīng)驗。在此非常感謝系里其他各位老師的支持，沒有他們的督促和鼓勵，我是很難完成這次畢業(yè)設計的。
在設計過程中我也體會到，設計是一個團體性、合作性很強的工作，因此也謝謝各位同學在硬件和軟件方面給我提供的幫助，在生活中給予我的支持，使我順利地完成了畢業(yè)設計。
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