双速变速箱的设计

学 号

密 级

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

双速变速箱的设计

院（系）名 称： 机电工程学院

专 业 名 称： 机械设计制造及其自动化

学 生 姓 名： 指 导 教 师：

哈尔滨工程大学

2013年6月

学 号

密 级 .

双速变速箱的设计

The design of Two-speed gearbox

学 生 姓 名 ：

所 在 学 院 ：机电工程学院

所 在 专 业 ：机械设计制造及其自动化 指 导 教 师 ： 职 称 ：

所 在 单 位 ：哈尔滨工程大学 论文提交日期：2013年6月13日 论文答辩日期：2013年6月22日 学位授予单位：哈尔滨工程大学

双速变速箱的设计

摘 要

双速变速箱是一种现代新型变速装置，综合了传统减速器和双离合器式变速箱(Double Clutch Transmission，DCT)的基本工作原理，它能够在不进行更换零部件的前提下，通过程序控制进行不同的传动比输出。它的的传动效率高、结构简单，克服了普通变速箱换挡动力中断的缺陷，使高速运动和低速运动之间的转换更加平稳、可靠。本文以双速变速箱的设计为任务展开设计，其在零件设计和部件组合上，采用现代科技方法，利用有限元分析和三维建模的方法，对设计的零部件件进行装配校核分析，使其在满足性能要求的基础上，力争总体质量最轻。在设计完成后进行三维运动仿真实验，并测绘其输出运动图线，验证该设计是否按照给定运动图线进行运动，并在此基础上进行优化设计，确保双速变速箱的设计满足设计要求，能够准确无误的完成传动动力的工作。

关键词：双速变速箱；有限元分析；三维仿真

I

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

ABSTRACT

The two-speed gearbox is a new modern speed shifting device, which works based on combination of the basic working principle of the traditional reducer and double clutch transmission (DCT). Using program control, it can transmit two different ratios of speed instead of changing its elements. It has advantage of high transmission efficiency, simple structure, and overcomes the defect of power interruption by the ordinary gearbox, therefore the conversion between the high-speed and low-speed movement is more stable and reliable. Using modern science and technology method, the two-speed gearbox parts was designed. With the method of finite element analysis and three-dimensional simulation modeling, the design of parts and components assembly was checked, which ensure to meet the performance requirement for the overall quality of the lightest. After completion of the design of 3-D movement simulation experiment, check the output movement of surveying and mapping graph line, verifying whether the design is carried out based on the given motion diagram line, to ensure that whether the two-speed gearbox design meets the design requirements, and to complete accurate work with the drive power .

Keywords: Two-speed gearbox；Finite Element Analysis；three dimensional simulation

II

双速变速箱的设计

目 录

第1章 绪 论 ............................................................. 1 1.1概述 .............................................................................................................................. 1

1.2国内外发展现状 .......................................................................................................... 1

1.2.1减速机 ............................................................................................................... 1 1.2.2双离合式变速箱 ............................................................................................... 2 1.3课题背景 ...................................................................................................................... 3 1.4本文主要研究内容 ...................................................................................................... 3 第2章 总体方案设计 .............................................................................................................. 4

2.1参数和运动图线 .......................................................................................................... 4 2.2设计参数 ...................................................................................................................... 6

2.2.1传动装置布置 ................................................................................................... 6 2.2.2设计承载能力参数 ........................................................................................... 6 2.3传动方案的设计 .......................................................................................................... 7 2.4本章小结 ...................................................................................................................... 8 第3章 零部件的设计及质量计算 .......................................................................................... 9

3.1电动机的选择 .............................................................................................................. 9

3.1.1电动机类型选择 ............................................................................................... 9 3.1.2机械效率计算 ................................................................................................... 9 3.1.3电动机所需功率计算 ..................................................................................... 10 3.1.4电动机所需转速选择 ..................................................................................... 11 3.1.5电动机定型 ..................................................................................................... 11 3.2传动齿轮的设计计算 ................................................................................................ 12

3.2.1各级传动比的设计计算及分配 ..................................................................... 12 3.2.2传动装置的运动动力参数计算 ..................................................................... 13 3.2.3齿轮设计及校核 ............................................................................................. 16 3.2.4圆柱齿轮设计 ................................................................................................. 16 3.2.5齿轮结构设计 ................................................................................................. 20 3.2.6齿轮的加工 ..................................................................................................... 21

I

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

3.3 轴的设计计算 ........................................................................................................... 21

3.3.1高速运动轴的设计计算 ................................................................................. 21 3.3.2低速运动轴的设计 ......................................................................................... 24 3.4 离合器的选择 ........................................................................................................... 24

3.4.1电磁离合器 ..................................................................................................... 24 3.4.2超越离合器 ..................................................................................................... 25 3.5轴承的选择与校核 .................................................................................................... 27

3.5.1轴承选用 ......................................................................................................... 27 3.5.2轴承的校核 ..................................................................................................... 27 3.6箱体设计、润滑、密封及附件 ................................................................................ 29

3.6.1变速箱的结构形状设计 ................................................................................. 29 3.6.2附件的设计 ..................................................................................................... 31 3.6.3润滑和密封 ..................................................................................................... 31 3.7质量计算 .................................................................................................................... 31

3.7.1零部件质量计算 ............................................................................................. 31 3.8本章小结 .................................................................................................................... 32 第4章 有限元分析 ................................................................................................................ 36

4.1圆柱齿轮的校核 ........................................................................................................ 36

4.1.1 分析环境 ........................................................................................................ 36 4.1.2 分析过程 ........................................................................................................ 36 4.1.3 分析结果 ........................................................................................................ 39 4.1.4 结果分析 ........................................................................................................ 41 4.2轴的校核 .................................................................................................................... 41 4.3本章小结 .................................................................................................................... 45 结 论 ...................................................................................................................................... 46 参考文献 .................................................................................................................................. 47 致 谢 ...................................................................................................................................... 49

II

第1章 绪论

第1章 绪 论

机械工业是现代化过程的主要推动力量，在国民经济的发展过程中起着不可或缺的作用，它为国民经济建设各个部门提供技术装备和先进的技术服务。

随着科学技术的发展和人们对产品日益增加的新的需求，机械产品的设计不仅要实现产品的基本功能，更应该在满足此功能的基础上，优化产品性能，使设计的产品更能体现人性化、智能化，在环境保护和能源消耗上也应当体现其先进的绿色设计理念，促进社会、经济与自然的和谐发展[1]。

1.1概述

减速器是原动机和工作机之间的的闭式传动装置，主要用来降低原动机的转动速度同时增大其转矩，以满足工作机对转速和转矩的要求[2]。目前，各行各业在普遍使用的齿轮减速器主要分为：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆减速器、齿轮—蜗杆减速器和行星齿轮减速器，其作用场合和功用也千差万别，共同服务于人类社会。

减速器的发展使用贯穿于机械行业的始终，14年法国工程师路易斯·雷纳·本哈特和埃米尔·拉瓦索尔经过研制首次在本哈特·拉瓦索尔牌汽车上装了变速器，使汽车变速箱走进了人们的生活[3]。现在汽车行业所用的变速箱只要有无级变速箱和手动变速箱，应不同的使用要求和经济情况而分别使用在不同的汽车上[4]。

1.2国内外发展现状

1.2.1减速机

减速器的发展经历了很长的历程，目前国内外动力齿轮传动正沿着小型化、高速化、标准化、小震动、低噪声的方向发展[5]。

减速机的使用可以降低设备的负载惯量，便于设备更好地调速。而且，减速机在降速的同时还可以提高输出扭矩，但是输出扭矩超出了减速器的额定扭矩，就会在一定程度上影响减速器的寿命[6]。目前世界上主要有积木式组合设计（良好的设置减速机的基本参数、规范的尺寸规格、良好的零件通用性和互换性）、水平与性能（将齿轮减速器的齿轮设计成圆柱形，采用渗碳淬火、磨齿以提高设备的承载能力，这样的减速器体积小、重量轻、噪音低）、样式多样化（一改多去单一的底座安装方式，在满足设备生产需要的同时，可以采用空心轴悬挂式、浮动支承底座、电机与减速器一体式连接等安装

1

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

方法）[7]。

目前国内的减速机研究主要以换肚子的方法，在原有减速机的基础上更换核心零部件以制造出新型减速机，像DNK、DQJ系列减速器的生产就是将点线传动啮合技术应用到中硬齿面减速机领域 研制出的上规模、上档次、高技术附加值的标准系列产品。而国外减速器的设计在承载能力方面有着大幅度的提高，在模块化设计方面有着新的发现，降噪措施也有进一步的改进，产品密封和外观设计也比国内出众很多，此外国际机构也在着手开始制订减速机的技术条件标准。在此方面的代表减速机有德国sewR、S、K、F系列减速机，西门子弗兰德减速机和韩国的DKW减速机。

1.2.2双离合式变速箱

双离合式变速箱（DCT，英文全称为Dual Clutch Transmission）的出现主要是为了解决汽车换挡时动力传递中断的现象，至今为止有近70年的历史[8]。它优势明显，但是内部结构非常复杂，首先它内部的两组离合器分别由电子控制并由液压系统推动，这样传动轴也相应复杂的被分为两部分，中心的是新传动轴负责一组齿轮传动，而空心传动轴负责另外一组，其结构设计几乎了传统变速箱的设计[9]。

虽然现阶段他的制造成本相对较高，且制作复杂。但是其以传动效率高，动力传

动无间断，传动平稳的优点，引起了机械行业的广泛关注。

图1.1双离合式变速箱内部结构

2

第1章 绪论

1.3课题背景

现代经济的快速发展，科技已经成为第一生产力，企业之间的竞争已经不仅仅限于资金、人力之间的竞争，如何在相同的能源消耗和人力劳动下获得最大的经济效益，已经成为一个企业在经济迅猛发展的今天获得生存的首要问题[10]。

现一运输类企业为了获得更大的经济效益，精减运载装置的质量，在变速机模块想更改原有传动模式模式，以减轻装置质量，改善传动平稳性，提高传动效率。要求设计一双速变速箱满足以上条件，又该双速变速箱的工作时间特别短，且处于真空工作状态，经计划协商可以在设计零件上取应力极限状态，以最大程度的减重。

1.4本文主要研究内容

毕业设计是围绕新型变速装置—双速变速箱的设计而展开的，所涉及的的主要内容是双速变速箱的方案设计和总体装配。根据课题需要、工作需求以及双速变速箱的工作环境的特殊性，在参阅国内外相关资料的基础上，对双速变速箱进行整体结构设计（机械零件部分），并以此为根据完成论文撰写、装配图、零件图。

即将在论文中做详尽阐述的包括以下几个方面： 1、设计双速变速箱的传动路线；

2、设计双速变速箱的总体结构，包括电动机的选型、齿轮的设计、轴的设计、轴承的选择与校核、箱体及其附件的设计以及双速变速箱的润滑和密封；

3、所设计的零部件进行三维建模、质量计算；

4、应用有限元分析的方法，对所设计的零部件进行初步的分析与校核。

3

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

第2章 总体方案设计

应厂商要求，根据运载装置的实际状况，可以确定双速变速箱的工作环境为真空微重力状态，高速运动，周围环境可能处于高温或低温状态，为了保证较好的经济效益，双速变速箱的质量应该尽量轻，以使在消耗相同燃料的基础上，运载质量尽量大的货物，根据上诉条件，可以做如下分析。

2.1参数和运动图线

要求设计一双速变速箱，能够把原动机（电动机）的运动，经过分路齿轮箱和转向齿轮箱的传动，变换成滚珠丝杠的外伸运动，同时还能够满足以下要求：

1、滚珠丝杠的运动能够按照既定的运动图线实现；

2、双速变速箱的工作环境为真空状态，要能够适应极端的工作环境（极寒和极热条件），无法进行油润滑；

3、在满足设计要求，保证装置安全可靠的基础上，尽量减轻装置的质量。 根据厂商要求和具体的运动环境可以得到如下图2.1所示的运动图线，综合分析可以得到各运动参数。

图2.1 运动图线

总行程：L=1400mm；

总时间：T=9.5s

高速段行程：Lh=1370mm

4

第2章 总体方案设计

高速段速度：Vh=180mm/s 低速段行程：Ll=30mm 低速段速度：Vl=27mm/s 加速度：a=250mm/s2 位置锁止状态：Fc=20000N 高速段：Fh=1500N

低速段：Fl=10000N 根据运动图线可以知道双速变速箱在工作时，使丝杠由静止状态加速到外伸速度最大状态所需要的时间为：

taVh180mm/s0.72s （2-1） 2a250mm/s此段时间滚珠丝杠的伸长距离为：

11 Laat2250mm/s20.72s0.72s.8mm （2-2）

22高速段运行时间为：

thLh1370mm7.61s （2-3） Vh180mm/s减速运动段时间为：

VV180mm/s27mm/s tahl0.61s （2-4）

a250mm/s2减速段滚珠丝杠外伸的长度为：

Vh2Vl2(180mm/s)2(27mm/s)263.342mm （2-5） La2a2250mm/s2

低速段运行时间为：

L30mm1.11s （2-6） tllVl27mm/s在这段时间中滚珠丝杠外伸距离比需求长度长了：

LLaLa.8mm63.342mm128.142mm （2-7） 此段长度均按照高速运动阶段的运动速度来计算可知运动时间为：

l128.142mm0.7119s （2-9） tVh180mm/s即，双速变速箱在运载装置中总的工作时间约为：

ttathtatlt0.727.610.611.110.719.34s （2-10）

5

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

2.2设计参数

2.2.1传动装置布置

该双速变速箱为运载装置的一部分，后接其他传动装置，已知的传动装置为：分路齿轮箱、转向齿轮箱、丝杠螺母运动副，且已知各传动装置的传动参数如下： 分路齿轮箱传动比为1:2； 转向齿轮箱传动比为2:1； 滚珠丝杠选型：BLK1616-2.8

直径：Φ16（中空内孔Φ8） 导程：Sb=16

材料：Ti合金TB2 GB/T3620.1-1994

滚珠丝杠采用一端固定一端支撑的安装方式，重点校核其抗拉强度、屈曲稳定性以及振动稳定性。

2.2.2设计承载能力参数

1、位置锁止状态时丝杠受力Fc为单根丝杠在运载装置启动时承受的最大惯性力，且

Fc=KW∙M∙Amax/3=2×70×5.5×9.8/3=2515N （2-11）

其中：

KW为工况系数，取2.0 M为延伸段质量，取70kg

Amax为运载装置启动时的最大加速度，取5.5g

2、高速段丝杠受力 Fh为单根丝杠在高速段外伸时承受的力

Fh=KO∙KS∙F/3=150%×200%×100×9.8/3=980N （2-12）

KO为超载系数，取150% KS为载荷不均匀系数，取200% F为要求负载，取100kg

3、锁片推压力 Ft为单根丝杠低速段外伸时的推压力

Ft=KTO∙FTA/3=300%×500/3=500N （2-13）

FTA为总的推压力，取500N

KTO为低速段运动结束时的超载系数，取300%

6

第2章 总体方案设计

4、低速段丝杠最大受力 FL为单根丝杠低速段外伸时的最大力，由低速段外伸受力和锁片推压力两部分构成：

FL=Fh+Ft=1000+500=1500N （2-14）

2.3传动方案的设计

如图2.2传动原理图所示：电动机的运动由圆柱齿轮Z1通过1路（Z1—Z4—C1—Z5—Z6）传递给齿轮Z6实现输出轴的高速运动，其中C1为电磁离合器；通过2路（Z1—Z2—C2—Z3—Z6）传递给齿轮Z6实现输出轴的低速运动，C2为超越离合器。当C1电磁离合器闭合时，经传递路线1传递到Z6转速高于经路线2传递的转速，超越离合器C2处于分开状态（即不传递运动），此时Z6处于高速状态；当C1电磁离合器分开时，电动机M1的转速只能够通过路线2传递给齿轮Z6，此时Z6处于低速状态。

图2.2 传动原理图

电池离合器的控制主要靠传感器的识别，在双速变速箱启动时，电磁离合器处于闭合状态（工作状态），此时滚珠丝杠先加速到180mm/s。然后进行匀速运动，当运动距离到达1370mm时，传感器发出断开电源的信号，传递给控制中心，然后转化成电磁离合器的断开状态（非工作状态），此时电磁离合器和超越离合器均处于非工作状态，滚珠丝杠的外伸运动为减速运动。当速度减至27mm/s时，超越离合器开始工作，此时滚珠丝杠的外伸运动速度为27mm/s，即处于低速运动阶段，滚珠丝杠完成后续运动。在滚珠丝杠的外伸长度达到1400mm时，检测器再次向控制中心发出信号，转换成为控制中心发出的电动机终止工作的指令，至此，装速变速箱的工作任务完成。

7

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

2.4本章小结

本章在综合分析减速器和双离合式变速箱传动原理的基础上，充分的分析厂商给定的应用环境，提炼出了相关的技术参数。按照机械设计的一般步骤，设计出了双速变速箱的传动路线原理图，并对传动过程做了简要说明。

8

第3章 零部件的设计及质量计算

第3章 零部件的设计及质量计算

3.1电动机的选择

3.1.1电动机类型选择

由于工作场合为真空，为了避免电机的真空放电可以选择直流永磁无刷电机[11]。直流永磁无刷电机是由一块或多块永磁体建立磁场的直流电动机，其性能与恒定励磁电流的他励直流电动机相似，可以由改变电枢电压来方便调速。与他励直流电动机相比具有体积小、效率高、结构简单、用铜量少等优点，是小功率电动机的主要类型[12]。

3.1.2机械效率计算

根据已经确定的传动方案，可以确定在电动机与滚珠丝杠之间的传动类型有： 圆柱齿轮传动2组 圆锥齿轮传动2组 滚阻丝杠传动1组 离合器传动 2组 滚动轴承 5组

由机械设计手册可查，各机械传动机构的传动效率如表3.1所示。

表3.1 各传动机构的传动效率

传动类型 圆柱齿轮传动 圆锥齿轮传动 丝杠传动 滚动轴承 联轴器 离合器 传动结构特点 很好跑合的6级和7级精度齿轮传动 很好跑合的6级和7级精度齿轮传动 滚动丝杠 球轴承 固定式刚性联轴器 电磁离合器 超越离合器 效率 0.98～0.99 0.97～0.98 0.85～0.95 0.99 0.97～0.98 0.98～0.99 0.98～0.99 但是当装置在真空状态下的极端条件工作时，由于工作条件的不同，双速变速箱内部各传动机构的的传动效率也不尽相同，根据某检测机构提供的数据，外界因素对传动效率的影响如表3.2所示：

9

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

表3.2 真空状态下各传动机构传动效率

名称 齿轮（内）* 齿轮（外） 离合器 轴承（内） 轴承（外）* 丝杠螺母 联轴器 符号 效率 静态 0.98 0.98 0.99 0.99 0.99 0.95 0.98 动态 1 1 1 1 1 1 1 润滑 0.98 0.97 0.99 0.98 0.97 0.98 0.98 温度 1 0.96 1 1 0.96 0.96 0.96 总效率 0.96 0.91 0.98 0.97 0.92 0.90 0.92 z *z c b *b s j 则电动机M1到分路齿轮箱主动齿轮Z7的传动效率为：

1z2cb2 （3-1）

即

10.9620.980.9720.8498

齿轮Z7以下的传动效率为：

**2zz2bbs （3-2） j即

20.960.910.9220.970.920.960.5939

系统的总效率为：

120.84980.59390.5047 （3-3）

3.1.3电动机所需功率计算

以工作状态下工作载荷作的150%为计算载荷，则相应的各计算功率如下，高速运动时所需电动机提供的功率为：

PWVhK0F180150%1000270W （3-4）

低速运动时所需电动机提供的功率为：

PWVlK0F27150%150060.75W （3-5）

其中K为工况系数。

0 故：按照理想状态下高速运动阶段需要电动机提供的功率，来计算在工作条件下需要电动机所提供的最小功率为：

10

第3章 零部件的设计及质量计算

PPW270534.97W （3-6）

0.5047此功率也是电动机需要提供的最小电功率，以此对电动机的额定功率进行选型。

3.1.4电动机所需转速选择

由已知设计参数可知： 滚珠丝杠型号选择BLK1616-2.8 直径：Φ16（中空内孔Φ8） 导程：S b=16

滚珠丝杠高速转速为：

nh60Vh18060675r/min （3-7） Sb16滚珠丝杠低速转速为：

n160V12760101.25r/min （3-8） Sb16根据机械设计手册可以查得推荐传动比为i=7.1~35.5，可以计算出电动机的转速范围为：

高速运动阶段电动机的转速范围：

nmnhi675（7.1~35.5）（4792.5~23962.5）r/min （3-9）

低速运动阶段电动机的转速范围为：

nmnli101.25（7.1~35.5）（718.875~3594.375）r/min （3-10）

由于两运动阶段电动机的转速范围内没有同一数值，为了保证电动机能够提供足够的转矩，所以按照低速运动阶段的转速范围来选择电动机的转速。即电动机的转速范围为718.875~3594.375r/min。

3.1.5电动机定型

按照上述计算结果发现在现有电动机中，满足上述条件电动机比较笨重，不能够起到很好的减重作用，这样就与双速变速箱的设计背道而驰，故与厂商协定选用特制电动机（按照设计需求，在电动机厂原用的型号上进行改造的电动机）。

电动机型号为：80WS24-600-3200 供电电压：24V直流

11

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

额定转速：3000r/min（3000-3200r/min根据电压可调） 额定功率：600W

重量约2.7kg（驱动器重量约1.5-1.8kg，总重量可以控制在4.5kg以内。）

图3.1直流永磁无刷电动机

3.2传动齿轮的设计计算

在此设计中，如何减轻装置的质量是贯穿于设计始终的一个关键问题，为了在大限度的减轻质量，传统的校核方法已经不能满足本次设计的需要。应用有限元分析的方法，可以在已完成设计部件的基础上，对零部件进行优化设计，以使零件的质量达到临界状态，最大限度的的减轻零部件的质量[13]。故设计计算的过程中不涉及校核的计算问题，在设计完各齿轮之后，统一用有限元分析的方法进行校核，生成有限元分析报告。

3.2.1各级传动比的设计计算及分配

考虑到变速箱结构的设计，参照减速器和变速箱的设计规范取：

i1i2i

其中：i1表示高速级传动比； i2表示低速级传动比； i表示总传动比。

考虑到在双速变速箱中电动机输入齿轮和变速箱的输出齿轮在高速运动阶段和低速运动阶段是共用的，在后续设计计算中应当充分考虑这一具体情况，又双速变速箱的工作时间特别短，只用10s，每对齿轮啮合的次数也特别少，可以不考虑一对齿轮中的两齿轮齿数必须互为质数的这一要求，故可先初步设定各齿轮的齿数如表3.4：

12

第3章 零部件的设计及质量计算

表3.3 各级传动比分配

计算项目 高速运动 总传动比 低速运动 高速运动 低速运动 高速运动 低速运动 计算及说明 计算结果 30004.44 6753000il29.63 101.25ihih4.44 il29.63 ih12.11 il15.44 ih12.11 il15.44 高速级 传动比 ih1ih2ih4.442.11 il1il2il29.635.44 ih1ih2ih4.442.11 il1il2il29.635.44 表3.4 初步设定各齿轮齿数

低速级 传动比 齿轮 齿数 Z1 18 Z2 100 Z3 15 Z4 50 Z5 50 Z6 80 则在此齿数设定的结果上可以对各对齿轮的传动比进行重新计算，计算后的传动比如表3.5所示：

表3.5 计算传动比

项目 数值 ih 4.44 il 29.63 ih1 2.78 il1 5.56 ih2 1.6 il2 5.33 经验算设定的齿轮齿数所形成的传动比数值，与双速变速箱所需要满足的传动比数值一致，且传动各齿轮的转速为一确定的准确数值，在理论设计上能够避免不必要的误差，因此按照此齿数来设计双速变速箱。

3.2.2传动装置的运动动力参数计算

3.2.2.1各轴转速的计算 电机轴：

ninm3000r/min （3-11）

高速运动轴：

nhni30001080r/min （3-12） ih12.7813

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

低速运动轴：

nl高速运动阶段输出轴：

ni3000540r/min （3-13） il15.56nho低速运动阶段输出轴：

nh1080675r/min （3-14） ih21.6nlonl540101.25r/min （3-15） il25.33表3.6 各轴转速计算结果 单位：r/min

项目 转速 ni 3000 nh 1080 nl 540 nho 675 nlo 101.25 3.2.2.2各轴功率计算 1 高速运动时： 输入轴功率：

PhiPb534.970.97518.92W （3-16）

高速运动轴功率：

PhPizb518.920.960.97483.22W （3-17）

输出轴功率

PhoPhzc483.220.960.98454.61W （3-18）

表3.7 高速轴功率计算结果 单位：W

项目 功率 Phi 518.92 Ph 483.22 Pho 454.61 2 低速运动时：

低速运动时所需电动机提供的电功率(位置锁止时最大)为：

PWVhK0F27150%3000121.5W （3-19）

PPW121.5240.74W （3-20）

0.5047故各轴功率计算如下

14

第3章 零部件的设计及质量计算

输入轴功率：

PliPb240.740.97233.52W

低速运动轴功率：

PlPizb233.520.960.97217.45W

输出轴功率

PloPhzc217.450.960.98204.58W

表3.8 低速轴功率计算结果 单位：W

项目 功率 Pli 233.52 Pl 217.45 Plo 204.58 3.2.2.3各轴转矩计算 1 高速运动阶段： 电动机轴：

Thm9550Phi518.929550103Nm1.6519Nm ni3000高速运动轴：

Th9550Ph483.229550103Nm4.2729Nm nh1080输出轴：

Tho9550Pho454.619550103Nm6.4316Nm nho675表3.9 高速运动轴转矩计算结果 单位：N∙m

项目 转矩 Thm 1.6519 Th 4.2729 Tho 6.4319 2 低速运动阶段： 电动机轴：

Tlm9550Pli233.529550103Nm0.7434Nm ni3000低速运动轴：

Tl9550Pl217.459550103Nm3.8456Nm nl540

15

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

输出轴：

Tlo9550Plo204.589550103Nm19.2962Nm nlo101.25表3.10 低速运动轴转矩计算结果 单位：N∙m

项目 转矩 Tlm 0.7434 Tl 3.8456 Tlo 19.2962 3.2.3齿轮设计及校核

参照下表3.11[14]，考虑到该双速变速箱的用途及工作场合，各齿轮均采用45#钢（中速、中载车床变速箱、钻床变速箱次要齿轮及高速、中载磨床砂轮齿轮，钢号选择40Cr，处理方式为：调质+高频淬火）[15]，而双速变速箱的工作时间有特别短故而大、小齿轮可以均进行淬火处理，齿轮表面硬度为346HBW。 平均硬度HBW小426HBW；

HBW大354HBW HBW小HBW大72HBW

在72<350HWB之间，属于软齿面传动，传动精度选用8级。

3.2.4圆柱齿轮设计

圆柱齿轮的设计过程一般是相同的，针对双速变速箱中出现的多对齿轮的设计，现不妨以高速级圆柱齿轮的设计为例，设计双速变速箱中涉及到的齿轮。

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为

2KT11ZEZHZd13d[]H3.2.4.1初步计算传动的主要尺寸

1. 小齿轮传递转矩为1651.9N∙mm

 （3-21） 22. 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.1~1.8，初选Kt=1.4. 3. 由下表3.12可取齿宽系数[16]d0.6 4. 由材料的弹性系数表可以查得

ZE1.8MPa

5. 对于标准直齿轮节点区域系数

ZH2.5

16

第3章 零部件的设计及质量计算

表3.11 调质及表面淬火齿轮用钢的选择

齿轮种类 汽车、拖拉机及机床中的不重要齿轮 中速、中载车床变速箱、钻床变速箱次要齿轮及高速、中载磨床砂轮齿轮 中速、中载较大截面机床齿轮 中速、中载并带一定冲击的机床变速箱齿轮及高速、重载并要求齿面硬度高的机床齿轮 一般载荷不大、截面尺寸也不大，要求不起重机械、运输机械、建筑机械、水泥机械、冶金机械、矿山机械、工程机械、石油机械等设备中的低速重载大齿轮 截面尺寸很大、承受载荷大、并要求有足够韧性的重要齿轮 截面尺寸较大，承受较大载荷，要求比较高的齿轮 35CrMo 、42CrMo 40CrMnMo、35CrMnSi 40CrNi、40CrNiMo 45CrNiMoV 35CrNi2Mo 40CrNi2Mo 30CrNi3 34CrNi3Mo 37SiMn2MoV 太高的齿轮 35、45、55 少数直径大、载荷小、40Mn、50Mn2、40Cr、35SiMn、1．转速不高的末级传动大42SiMn 齿轮可采用SiMn钢正火 2．根据齿轮截面尺寸大小及重要程度，分别选用各类钢材 3．根据设计，要求表面硬度大于40HRC者应采用调质+表面淬火 40Cr 42SiMn 35SiMn 45MnB 调质+高频淬火 45 钢号选择 备注 调 质 调质+高频淬火 调 质 表3.12 齿宽系数

齿轮相对于轴承的位置 对称布置 非对称布置 悬臂布置 齿面硬度 软齿面 0.8~1.4 0.6~1.2 0.3~0.4 硬齿面 0.4~0.9 0.3~0.6 0.2~0.25 6. 齿数比

ih12.78

7. 按照初定的两齿轮的齿数

Z1=18;Z4=50

8. 重合度 端面重合度为

17

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

111.88-3.（2）cosz1z4 （3-22)

111.88-3.（2）cos01.1850轴向重合度为

0.318dztan0 (3-23)

1参照重合度系数Z的取值线图可查的

Zε0.78

9. 许用接触应力

[]HZNHlim (3-24) SH由齿面接触疲劳极限应力Hlim和齿根弯曲疲劳极限应力Flim图查得接触疲劳极限应力

Hlim1580MPa，Hlim4400MPa

小齿轮Z1的应力循环次数

N1300010500 (3-25) 60大齿轮Z4的应力循环次数

N4108010180 (3-26) 60由触强度寿命系数ZN线图可以查得：

ZN1ZN21.6

由最小安全系数参考值取安全系数

SH1.0

则：

[]H1ZN1Hlim11.6580MPa928MPaSH1 (3-27) ZN4Hlim41.6400MPa0MPaSH1 (3-28)

[]H4

取 []H0MPa 10. 初算小齿轮分度圆直径d1t，有：

18

第3章 零部件的设计及质量计算

2KtT11ZEZHZdt13d[]H

3 （3-29） 221.41651.92.7811.82.50.782

（）mm15.2mm0.62.780考虑到齿轮制造的标准模数，选取dt118mm 3.2.4.2确定传动尺寸

1. 计算载荷系数 由使用系数KA的数表可以查得使用系数KA1.0， 又：vdt1n16010002.826m/s

由动载荷系数KV的线图可以查得

KV1.12

由齿向载荷分布系数K的线图可以查得

K1.06

由齿间载荷分配系数K的数值表可以查得

K1.1

则：载荷系数

KKAKVKK1.01.121.061.11.36 2. 对dt1进行修正 因为K与Kt的差异较小，故无需对dt1进行修正。

3. 确定模数m

mdt1Z18mm1mm 118 4. 计算传动尺寸 中心距为

aZ1Z41m211850234mm 分度圆直径为

d1mz1118mm18mm d4mz4150mm50mm

19

3-30）

(3-31) (3-32) (3-33)

（ 哈尔滨工程大学本科生毕业论文

齿宽： bdd10.618mm10.8mm (3-34)

设两齿宽均取值10mm（后用有限元进行校核） 3.2.4.3同理可以设计计算其他齿轮

表3.13 双速变速箱相关齿轮计算结果

标号 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 名称 电机齿轮 高速输入轮 低速输入轮 高速输出轮 低速输出轮 输出齿轮 技术参数 Z=18；m=1 Z=50；m=1 Z=100；m=1 Z=50；m=1.25 Z=15；m=1.25 Z=80；m=1.25 高速状态 转速rpm 3000 1080 540 1080 3600 675 *低速状态 转速rpm 3000 1080 540 162 540 101.25 *转矩Nm 1.91 4.94 0 4.69 0 7.21 *转矩Nm 1.91 0 9. 0 9.39 48.12 *注：带有“*”的为实际不存在转速和转矩。

3.2.5齿轮结构设计

齿轮传动的强度和几何尺寸只能确定出齿轮传动的主要尺寸，即分度圆的直径、齿顶圆直径、齿根圆直径、齿轮宽度等[17]。而轮缘，轮辐和轮毂的结构形状和尺寸则需要通过齿轮的结构设计来确定[18]。现拿齿轮Z2、Z4、Z5来举例说明齿轮结构的设计。 3.2.5.1齿轮Z2结构设计 由于齿轮Z2的齿根圆直径：

df2m(z-2h*-2c*)1(502120.25)47.5mm （3-35）

又相应的轴的直径为10mm，则肯定满足齿根圆到键槽底面的径向距离e>2.5mm。故齿轮可以不做成齿轮轴，做成实心式齿轮或腹板式齿轮，为了减轻质量和节约材料，决定Z2齿轮的设计采用锻造式腹板结构。又Z2齿轮与离合器相连，故内空的尺寸与离合器相匹配后再进行设计。 3.2.5.2齿轮Z4结构设计

齿轮Z4为高速运动轴输出齿轮，齿轮内孔（轮毂）与轴相连，且由于齿轮Z4的齿根圆直径：

df4m(z-2h*-2c*)1.25(502120.25)59.375mm

又相应的轴的直径为10mm，为了保证轴有足够的刚度与强度，齿轮与轴的连接采用薄型平键进行连接，则必然满足齿根圆到键槽底面的径向距离e>2.5mm。故齿轮不必做成

20

第3章 零部件的设计及质量计算

齿轮轴，做成实心式齿轮或腹板式齿轮即可，为了减轻质量和节约材料，决定把Z4齿轮的设计成锻造式腹板结构。 3.2.5.3齿轮Z5结构设计

齿轮Z5为低速运动轴输出齿轮，齿轮内孔（轮毂）与轴相连，且由于齿轮Z5的齿根圆直径：

df4m(z-2h*-2c*)1.25(152120.25)15.625mm

又相应的轴的直径为10mm，为了保证轴有足够的刚度与强度，齿轮与轴的连接采用薄型平键进行连接，则必然有齿根圆到键槽底面的径向距离e<2.5mm。故齿轮Z5为了保证强度和刚度要求，只能够和低速运动轴连成一体，做成齿轮轴。由齿轮Z5设计成的齿轮轴的结构尺寸如下图所示：

3.2.6齿轮的加工

由于齿轮Z5的齿数为15<17，为了保证各齿轮的形状能够按照设计尺寸进行加工，不发生根切现象，采用仿形法进行加工。有铣削法和拉削法两种方法，本设计的齿轮采用铣削法进行加工，即刀具在其轴剖面内，刀刃的形状和被切齿槽的形状相同[19]。

3.3 轴的设计计算

3.3.1高速运动轴的设计计算

3.3.1.1已知条件

高速运动轴的传递的最大运动功率为Ph=483.22W，转速nh=1080r/min。小齿轮分度圆直径d450mm，齿轮宽度b=10mm，转矩TH4272.9Nm。 3.3.1.2材料选择

因为双速变速箱的整体结构尺寸较小，且要求在满足功能要求的前提下质量尽量轻，故按表：轴的常用材料及其主要力学性能，选用20CrMnTi渗碳处理

表3.14 材料20CrMnTi渗碳处理后的力学性能

材料牌号 20CrMnTi 热处理 渗碳 硬度 表面处理 屈服点σs 850 抗拉强度Rm(σb) 1100 弯曲疲劳极限σ-1 525 扭转疲劳极限τ-1 300 3.3.1.3初算轴径

对于转轴，由于跨距未知，且本装置应用于真空环境，故在计算过程中只考虑转矩，用降低许用应力的方法来考虑弯矩的影响。

21

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

由材料力学可知，轴受转矩作用时，其强度条件为：

T9.55106P[]MPa （3-36） 3WT0.2dn6即：d39.55103PC3Pmm

0.2[]nn其中：—轴截面中最大扭转剪应力MPa； P—轴传递的功率，kW; n—轴的转速，r/min; []—许用扭转剪应力，MPa； C—由许用扭转剪应力确定的系数， WT—抗扭截面模量； d—轴的直径，mm。

带入计算

39.5510483.223d34.14mm 0.23001080考虑到由键槽轴径应当增大3%~5%，则：

d>4.14+4.14(0.03~0.05)=4.3~4.35mm，取dmin=5mm。

3.3.1.4结构设计

高速运动轴的初步结构设计及构想如下图所示：

1. 轴承的结构设计 轴不长故轴承采用两端固定方式。然后按轴上零件的安装顺序，从左端开始设计。

图3.2 轴的结构设计

2. 轴承的选择与轴承段的设计

1）轴段1和轴段5的设计 该轴段上安装轴承，其设计应当与轴承的选择同步进

22

第3章 零部件的设计及质量计算

行，由于该齿轮箱的传动，只受到径向力的作用，故选择深沟球轴承61800，经计算满足设计性能要求，但是考虑到要求该装置的质量尽量轻，故改选轴承628/8型，由设计手册可查，内径d=8mm，外径D=16mm，宽度B=5mm，定位轴肩直径da=10mm外径定位直径Da=20mm，故d1=8mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=8mm。 2）轴段2、3的设计 轴段2、3上分别安装齿轮4和齿轮5为了便于齿轮的安装，d2、d3应分别大于d1、d5，可初步设定d2=d3=10mm。齿轮4的轮毂宽度范围一般为（1.2~1.5）d2=12~15mm，但是为了减轻齿轮的质量，可取齿轮的轮毂宽度为11mm，右端采用轴肩固定，左侧用套筒固定（齿轮挡圈）；齿轮5固定在电磁离合器上，电磁离合器左端采用轴肩固定，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2、3的长度应当比相应齿轮的轮毂长度短，故取L2=10mm，L3=56.4mm。

3) 轴段4和轴段2、3之间的轴肩为齿轮和轴承的安装起定位作用相应的直径可取为10mm和12mm。

4) 轴段1、5的两端为伸出端、可相应的取长度为3mm（包含退刀槽）。 经上述过程轴的设计如下图

图3.3 电磁离合器轴的结构尺寸

3.3.1.5键连接

齿轮和离合器与轴的连接均采用薄型平键连接，因为薄型平键的侧面为工作面，对中性好，装拆方便，定位精度高，可以承受高速运动。

按照工作面的平均挤压应力p进行条件性计算，其强度条件为：

p2T[]p （3-37） kld式中：p—工作面的挤压应力，MPa； T—传递的转矩，N∙m； d—轴的直径，mm；

l—键的工作长度（A型l=L-b）； k—键与毂槽接触的高度，mm；

23

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

[]p—许用挤压应力，MPa。

设定选用薄型平键GB/T 1567，键5×3×10。带入计算可得：

2T27p0.19MPa[]p120MPa （3-38）

kld553故选用薄型平键GB/T 1567，键5×3×10。

同理计算可知，另一连接键也可以选用薄型平键GB/T 1567，键5×3×10。

3.3.2低速运动轴的设计

按照上述步骤设计低速运动轴，又因为模数为1.25mm齿数为15的圆柱齿轮的分度圆直径与轴的直径相差不大，故可以设计成齿轮轴，既可以增加齿轮和轴的刚度，又可以减轻两者的质量。

因此低速运动轴的结构设计如下图所示：

同样可以选择薄型平键GB/T 1567，键5×3×10。

图3.4 齿轮轴结构尺寸

3.4 离合器的选择

3.4.1电磁离合器

电磁离合器靠线圈的通断电来控制离合器的接合与分离。可分为：干式单片电磁离合器，干式多片电磁离合器，湿式多片电磁离合器，磁粉离合器，转差式电磁离合器等。电磁离合器工作方式又可分为：通电结合和断电结合[20]。

为了最大限度的减轻装置质量，可以选用通电结合式电磁离合器（当工作时间达到设计时间时，电池电力不足，电磁离合器断开连接，不再工作）。

由于现阶段主要是按照理想状况下进行设计，为了便于后续的转矩的调解可以选用无滑环湿式多片电磁离合器：（无滑环湿式多片电磁离合器是引进西德技术产品。采用多片、无滑环、磁通过片的结构，在有润滑条件下工作，其寿命长，属半永久型，性能稳定，安装方便，适用于机床、印刷、船舶等各种机械传动系统 [21]）。由于在真空环境下工作时间特别短（大约10秒），可以不适用润滑油，而采用浸油润滑。

无滑环湿式多片电磁离合器选型步骤

24

第3章 零部件的设计及质量计算

1、所需要的静力矩

运转时的最大负载力矩=6.4N.m 安全系数=1

即所需的静力矩为=运转时最大负载力矩X安全系数：6.4N.m； 2、所需动力矩

（连接时负载力矩 + 加速力矩）×安全系数 连接时负载力矩=运转时最大负载力矩 加速力矩：

在启动时双速变速箱的加速度为250mm/s2=0.25m/s2; 加速时质量按照20kg计算，可以确定加速力矩为：

0.25200.0150.075Nm (0.015m为启动时估算距离)

综上，离合器所需动力矩可以估算为6.5N.m。可以选择DLM3系列无滑环湿式多片电磁离合器，其主要参数如下： 额定动转距：12Nm 额定静转矩：20Nm 空载转矩：0.39Nm 接通时间：0.28s 断开时间：0.09s 额定电压：（DC）24V 线圈消耗功率：（20℃）18W 允许最高转速：3500r/min

质量：1.6Kg

表3.15无滑环湿式多片电磁离合器DLM3尺寸参数 单位：mm

D1 86 D2 50 D 20 d 17 b 6 Ø 20 e 6 h 21.8 L 51 L1 44.5 L2 5.5 S 3.5 t 6 结构形状和安装实例如图3.5。

3.4.2超越离合器

超越离合器是随着机电一体化产品的发展而出现的基础件，它是应用于工作及和原动机之间或机器内主、从动轴之间动力传递与分离功能的重要部件。主要利用主、从动

25

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

图3.5 电磁离合器及其装配示意图

部分的速度差或旋转方向的改变，来自行离合的功能装置[22]。超越离合器分为滚珠式超越离合器、楔块式超越离合器和棘轮式超越离合器三种[23]。

滚柱式超越离合器根其星轮位置不同分为外星轮和内星轮两种，所谓星轮（轭）是指圆柱与圆柱孔的共轭面，而星轮是具有容纳滚柱的凹槽的零件。为了便于加工且保证其加工精度，内星轮式被广泛采用。按星轮工作面的形状不同，又可分为平面型、对数螺旋面型和偏心圆柱面型等三种。平面型加工简单，应用广泛，可是其楔触角不随滚柱磨损和接触位置的不同而改变，且加工较困难；偏心圆柱面的加工难易程度、使用性能、寿命均居于平面型和对数螺旋面型之间[24]。

楔块超越离合器用异形楔块代替滚柱作为楔紧件，是用楔块和内、外滚道组成摩擦副的一种离合器。当内、外环与楔块间无相对运动，转速相等，方向相同时，才能传递转矩，否则均为相对滑动，这种不传递转矩的相对滑动状态称为超越。楔块超越离合器主要有基本型、无内环型和带轴承型。其连接形式分为键连接、齿轮连接、带轮连接、链轮连接、螺栓连接等[25]。

根据双速变速箱的设计需要可以选择滚柱式单向超越离合器，平面型。 根据选型方法，可以进行如下选型：

额定扭矩：在超越离合器作用时其额定扭矩为低速运动轴上的转矩，大小为19.62Nm； 由此可以选择GC-A1547型滚柱式单向离合器(无轴承支承)，主要性能参数如下： 型号：GC-A1547 额定扭矩：44Nm

内环超运转速度：1100r/min 外环超运转速度：2800r/min

26

第3章 零部件的设计及质量计算

质量：0.30Kg 外形尺寸：

图3.6 超越离合器及其装配示意图

表3.16 滚柱式单向离合器GC-A1547型尺寸参数 单位：mm

D(h7) 47 L 30 bt 42.5 D（H7） 15 b1×t1 4X1.8 3.5轴承的选择与校核

3.5.1轴承选用

轴承（“Bearing”）是在机械传动过程中起固定和减小载荷摩擦系数的关键部件，也可以说，当其它零部件在轴上彼此产生相对运动时，用来降低动力传递过程中零部件之间的摩擦系数和保持轴中心位置固定的部件[26]。轴承是当代机械设备中一种举足轻重的零部件，它的主要功用是支撑机械旋转体，用以降低设备在传动过程中的机械载荷摩擦系数。按运动元件摩擦性质的不同，轴承可分为滚动轴承和滑动轴承两类[27]。

滚动轴承主要是利用滚动摩擦代替滑动摩擦，最大限度的降低因部件之间的摩擦而消耗的能量，此外还可以零部件的使用寿命[28]。目前，国际上有很多种类的滑动轴承，性能较为优越的应当推选航空应用的轴承，它在满足相同的应力条件下，体积较小，质量较轻，且耐高温，能在极寒条件下工作，对润滑条件要求不高[29]。针对双速变速箱的工作条件，拟选用航空类轴承。

3.5.2轴承的校核

先以高速运动轴为例，确定轴承的型号： 在真空工作环境中，微重力条件，轴不受外界里的干扰，主要的受力来源于两齿轮产生的径向力。忽略齿面摩擦力，并用齿宽中点处的集中载荷，代替沿接触线的分布载荷，则作用于齿面只有沿啮合线方向的法向力，法向力分解为两个互相垂直的力：切与分度圆的圆周力和指向轮心的径向力[30]，圆

27

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

周力

Ft径向力 FrFttan （3-40） 法向力 FnFt （3-41） cos2T1 （3-39） d1对于左端齿轮带入相关数据计算可得： 圆周力 Ft左2Thm24.27299.551034534N d118径向力 FrFt左tan4534Ntan201650N 同理可以计算右端齿轮的径向力为： 圆周力 Ft右2Th21.65199.55103504N d562.5径向力 FrFt右tan504820tan20184N 计算左右两轴承所承受的支反力： 左边轴承： R左F左16F右7016501618470N494N （3-42） 8080右边轴承： F左F右10165018410R右N1343N （3-43） 8080由于右边轴承所承受的支反力明显大于左边轴承，故按右边轴承来检核所选用的轴承，已知所选用轴承的型号为：628/8深沟球轴承，其性能参数为 28

第3章 零部件的设计及质量计算

基本额定载荷/kN：Cr30000 C0r3800 0 在此状况下轴承的寿命为： 10660Cr310660300003Ls()()990793625s （3-44） nP6751343此寿命远远大于双速变速箱所需要的轴承寿命（10s），故选择的628/8深沟球轴承满足设计要求。 同理可以计算低速运动轴上选用628/8深沟球轴承也满足设计要求。 3.6箱体设计、润滑、密封及附件

双速变速箱的箱体是变速箱其他组建的安装基体，是双速变速箱与其他传动机构相连接的重要组成部分，是双速变速箱中结构和受力最复杂的零件。与之相配合的附件是箱体设计不可或缺的一部分，部件设计的质量直接关系到变速箱箱体设计的优劣[31]。箱体及其附件的结构对变速箱的工作性能、加工工艺、重量及成本等各方面都有较大的影响，本次设计在满足强度刚度要求的基础上，最大限度的使箱体的结构紧凑，重量最轻。

在设计的过程中综合考虑多种金属及合金的密度和力学性能，决定选用6061型铝合金作为箱体的原材料，采用焊接技术进行制作（因为焊接箱体比铸造箱体的质量轻1/4~1/2[32]）但需要较高的焊接技术，并在焊接完成后要做退火处理，以保证焊接箱体具有良好的力学性能。

3.6.1变速箱的结构形状设计

由于双速变速箱的结构为四轴三轴线的形式如下图3.7。

可以现在一端的三各齿轮啮合的条件下确定三个齿轮轴线的位置，此时三轴线应当是在保证不出现干涉的条件下所能确定的最小圆周之内，由此便可以确定两长轴线的位置。按照另一端三个齿轮的啮合情况，在保证两轴线不动的前提下，画出两齿轮所确定的分度圆，作出第三个齿轮的分度圆（即此端短轴上安装的齿轮的分度元），添加约束使第三个齿轮的分度圆与另外两个齿轮的分度圆的相外切。

此时，两端都确定了一个最小圆，在此基础上做一个外圆，把两端确定的最小圆包含在内，即为双速变速箱的内圆直径，按照此方法确定的双速变速箱的箱体结构如图3.8和图3.9所示：

29

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

图3.7 齿轮箱内部结构图

图3.8 箱体 图3.9 箱体底盖

箱体内圆直径为184mm； 壁厚3mm； 箱体长度94mm；

齿轮分度圆离箱体内壁的最近距离为5mm； 箱体与箱体底盖之间用螺钉进行连接M4x6；

在箱体的顶部按照两长轴的轴线位置设计两个628/8的轴承槽，以减少因设计轴承端盖的而增加的不必要的质量，628/8轴承槽深5mm。在箱体底盖上开设两个轴承端盖的圆孔，以备安装轴承端盖（假设在箱体底座上也设计两个轴承槽，那么在安装时箱体内部完全处于不可见状态，而轴承和轴承槽的大小一样，这样一来箱体底盖将无法安装到箱体上）。

30

第3章 零部件的设计及质量计算

3.6.2附件的设计

此箱体的的附件是指与之相配合的箱体底盖的两个轴承端盖，为了固定轴系不见得轴向位置并承受一定的轴向载荷，轴承端盖采用凸缘式，用十字螺钉固定在箱体底座上，便于拆装和调整轴承，密封性较好。

3.6.3润滑和密封

由于此双速变速箱的工作时间极短（只有10s），又要求双速变速箱的质量尽量轻，故采用浸油润滑。

根据厂商提供运载工具，在双速变速箱的外周有一密封箱体，包裹着双速变速箱。分路齿轮箱、转向齿轮箱和滚珠丝杠。故在设计过程中可以不予考虑箱体的密封状况。

3.7质量计算

3.7.1零部件质量计算

在设计零部件几何结构的基础上，在三维设计软件solidworks2012环境下进行了三维建模和运动仿真，根据设计过程的材料选择，对不同的零部件赋予相应的材料属性，利用软件分析可以得到各零部件的重量如下表所示：

表3.17 各零部件的质量计算结果

零件名称 数量 材料 密度 零件体积 （立方毫米） 单个零件质量（克） 总质量（克） 材料标准 GB/T3190齿轮箱 1 6061铝合金 0.0027 222518.21 600.8017 600.8000 变形铝及铝合金化学成分 GB/T3190齿轮箱底盖 1 6061铝合金 0.0027 76109.58 205.5002 205.5000 变形铝及铝合金化学成分 轴承628/8 4 普通碳钢 GB/T18254-0.0079 516.76 4.0300 16.1200 2002高碳铬轴承钢 GB/T 圆柱齿轮15X1.25 1 TC6 0.0078 8674.7592 68.0969 68.0969 2965-2007钛及钛合金棒材

31

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

续表3.17

电磁离合器轴挡圈 GB/T69优1 45 0.0078 62.8319 0.4901 308.2800 质碳素机构钢技术条件 GB/T2965 电磁离合器轴 1 TC6 0.0078 6536.9715 50.9884 50.9884 -2007钛 及钛合金棒材 GB/T699 半圆键 4 45 0.0078 77.2400 0.6025 2.4100 优质碳素机构钢技术条件 GB/T699 圆柱齿轮50X1.25 电磁离合器 1 45 0.0078 137.4282 129.0338 129.0338 优质碳素机构钢技术条件 1 组合件 0.0078 普通碳钢 576.8494 503.6994 503.6994 外购 GB/T699 防转板 1 0.0079 1442.6800 11.2529 11.2529 优质碳素机构钢技术条件 GB/T18254-轴承6000 2 GCr15 0.0078 1887.8799 14.7255 29.4510 2002 高碳铬轴承钢 GB/T699 圆柱齿轮50X1 1 45 0.0078 9970.6247 78.2694 78.2694 优质碳素机构钢技术条件 十字槽螺钉M4X9 双向超越离合器 圆柱齿轮100×1 11 普通碳钢 GB/T699 0.0078 227.5665 1.7750 19.5250 优质碳素机构钢技术件 40546.662 316.20 316.20 外购 GB/T699优1 45 0.0078 24392.71 191.4800 191.4800 质碳素机构钢技术条件 1 组合件 0.0078 32

第3章 零部件的设计及质量计算

续表3.17

圆柱齿轮18×1 GB/T69优1 45 0.0078 8171.0046 .1424 .1424 质碳素机构钢技术条件 GB/T699 开槽圆柱头螺钉M4×5 6 普通碳钢 0.0079 145.0758 1.1316 6.76 优质碳素机构钢技术条件 GB/T3190 轴承端盖1 1 6061铝合金 0.0027 2240.7410 6.0500 6.0500 变形铝及铝合金化学成分 GB/T3190 轴承端盖2 1 6061铝合金 0.0027 2036.2051 5.4978 5.4978 变形铝及铝合金化学成分 GB/T699 十字槽盘头螺钉M3×5 9 普通碳钢 0.0079 81.1929 0.14 5.7744 优质碳素机构钢技术条件 GB/T699 圆柱齿轮80×1.25 1 45 0.0078 29237.6148 229.5153 229.5153 优质碳素机构钢技术条件 圆锥齿轮40×1.5 GB/T699 优1 45 0.0078 23140.5226 181.6531 181.6531 质碳素机构钢技术条件 1 6061铝合金 GB/T3190变0.0027 156.7022 42.2461 42.2461 形铝及铝合金化学成分 GB/T18254-轴承61801 2 GCr15 0.0078 747.6174 5.8314 11.6628 2002 高碳铬轴承钢 GB/T3190锥齿轮套筒 1 6061铝合金 0.0027 367.5663 0.9924 0.9924 变形铝及铝合金化学成分 端盖

33

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

续表3.17

锥齿轮垫圈 1 VCB-20碳布 6061铝合金 0.0019 2999.435 5.63 5.63 GB/T3190 锥齿轮定位套筒 1 0.0027 68586.8690 185.1845 185.1845 变形铝及铝合金化学成分 中心齿轮箱20锥齿轮套 3 GB/T3190 6061铝合金 0.0027 10752.7819 29.0325 87.0975 变形铝及铝合金化学成分 GB/T18254-轴承61802 6 GCr15 0.0078 876.2562 6.8348 41.0088 2002 高碳铬轴承钢 圆螺母 3 普通碳钢 GB/T699 优0.0079 1961.9735 15.3034 45.9102 质碳素机构钢技术条件 GB/T 十字槽盘头螺钉M4×8 12 普通碳钢 0.0079 215.0001 1.6985 20.3820 699 优质碳素机构钢技术条件 GB/T3190 中心齿轮箱盖板 1 6061铝合金 0.0027 9318.5099 25.1600 25.1600 变形铝及铝合金化学成分 GB/T699 圆锥齿轮20×1.5 3 45 0.0078 85380.585 67.0238 210.0714 优质碳素机构钢技术条件 开槽圆柱头螺钉M2×10 总计 90 4 GB/T699 普通碳钢 0.0078 44.7844 0.3493 1.3972 优质碳素机构钢技术条件 3707.9387

34

第3章 零部件的设计及质量计算

3.8本章小结

在本章的设计计算中，利用各种设计方法和设计手段，完成了对电动机的选择定型，对齿轮、轴的设计计算，离合器的选择和基本尺寸的确定，轴承的选择与校核，箱体结构形式的设计和各零部件的设计，并在此基础上对双速变速箱的密封、润滑问题做了简要地设计。

在以上设计计算的基础上，利用solidworks2012三维设计软件对各个零部件进行了三维建模、质量计算以及运动仿真。

35

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

第4章 有限元分析

4.1圆柱齿轮的校核

本次需要进行有限元分析的零件如表4.1。

表4.1 进行有限元分析的零件

高速状态 标号 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 名称 电机齿轮 高速中间轮 低速中间轮 高速输出轮 低速小齿轮 驱动末端齿轮 技术参数 转速rpm Z=18；m=1 Z=50；m=1 Z=100；m=1 Z=50；m=1.25 Z=15；m=1.25 Z=80；m=1.25 3000 1080 540 1080 3600 675 *低速状态 转速rpm 3000 1080 540 162 540 101.25 *转矩Nm 1.91 4.94 0 4.69 0* 7.21 转矩Nm 1.91 0 9. 0 9.39 48.12 * 从表中可以看出齿轮Z6的转矩最大，故重点对低速传动时齿轮Z6与齿轮Z5的接触强度和弯曲强度进行校核（对其一个齿的强度进行校核）。

4.1.1 分析环境

在三维设计软件Solidworks2012中进行分析。

4.1.2 分析过程

启动solidworks2012，打开三维模型齿轮50X1.25，在办公室产品界面下选择solidworks simulation，solidworks界面变为图4.1所示：

图4.1 solidworks simulation位置

36

第4章 有限元分析

在simulation选项的下拉框中点击算例，新建算例1，如图4.2

图4.2 新建算例示意图

在功能选项框中选择应用材料选项，选择AISI4043钢、正火处理，性能参数如下图4.3和图4.4：

图4.3 solidworks simulation工具栏

图4.4 AISI4043钢力学性能

37

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

在功能选项框中选择夹具顾问，出现如下对话框，固定轮齿，如图所示：

图4.5 约束添加

然后点击确定按钮，选择功能选项框中的外部载荷顾问，添加载荷，由于轮齿所受的外部载荷为扭矩，添加扭矩大小为6.7N∙m：

图4.6 力的添加

生成分析网格如下图4.7所示：

节点数 = 11090 单元数 = 7237 自由度数 = 31881

38

第4章 有限元分析

图4.7 网格划分

4.1.3 分析结果

在solidworks2012中进行上述操作后可得到相应的分析结果，包括：静态节应力、静态位移、静态应变和变形位移。所生成的应变结果如图4.8~4.11所示

图4.8 圆柱齿轮50X1静态节应力图

39

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

图4.9 圆柱齿轮50X1静态位移图

图4.10 圆柱齿轮50X1静态应变云图

40

第4章 有限元分析

图4.11圆柱齿轮50X1变形位移

4.1.4 结果分析

1. 弯曲应力 最大弯曲应力发生在齿根靠近分度圆处，最大应力为14.936N/mm2。 2）材料的接触极限应力和弯曲极限应力分别为

Hlim=1150Mpa Flim=470Mpa

因此所分析零件的安全系数为1.4，比设计时采用的安全系数1大，能够很好地完成工作任务，因而该设计是合格的。

4.2轴的校核

轴的校核以电磁离合器轴为例进行计算。 打开三维模型“电磁离合器轴”，按照设计计算选择应用材料：TC6，其响应的性能参数如图4.12：

41

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

图4.12 材料TC6性能参数

在功能选项框中选择夹具顾问，出现如下对话框，固定轴的一个键槽，如图4.13所示：

图4.13 约束添加

然后点击确定按钮，选择功能选项框中的外部载荷顾问，添加载荷，由于轴所受的齿轮所形成的转矩，在另一个键槽处添加周向力600N。

图4.14 载荷添加

生成网格如图4.15

42

第4章 有限元分析

节点数 = 18740 单元数 = 9974 自由度数= 973

图4.15 网格划分

图4.16静态节应力图

43

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

图4.17 静态位移图

在solidworks2012中进行上述操作后可得到相应的分析结果，包括：静态节应力、静态位移、静态应变和变形位移。所生成的应变结果如图4.16~4.19所示

图11.18 静态应变云图

44

第4章 有限元分析

图11.19 变形位移

结果分析 1）弯曲应力

最大弯曲应力发生在齿根靠近分度圆处，最大应力为248.5N/mm2。 2）材料的接触极限应力和弯曲极限应力分别为

Hlim=1350Mpa

Flim=248.168Mpa

因此所分析零件的安全系数为1.8，而设计时所采用的安全系数为1.0.因此所设计的零件能够很好地完成工作任务，满足设计要求。

4.3本章小结

在双速变速箱的设计的交校核中，有限元分析的方法占了很大比重，因为利用有限元分析的方法进行校核既可以避免传统校核计算的复杂过程，又可以及时的看到校核结果，与设计需求进行对比。同时在有限元分析校核报告中可以直观的看到应力和位移的图像，便于优化设计。

45

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

结 论

双速变速箱的设计是在减速器和双离合式变速箱广泛实用的基础上所提出的一种新型变速装置，在深入研究减速器和双离合式变速箱传动原理的前提下，利用所学知识，在两种现有传动装置的基础上进行设计，在设计的过程中取得了以下成果：

1、在双速变速箱的传动路线设计上，仿照双离合式变速箱的设计方法，通过控制离合器的启闭来控制传动路线，可以很好地实现高速运动和低速运动之间的转换，输出符合设计要求的运动轨迹；

2、在双速变速箱的结构设计设计上，利用减速器的设计原理，对变速箱的整体结构，零部件的形状尺寸进行设计，选择结构性能好和质量较轻的的材料，以便最大限度的减轻变速箱的重量。

3、通过在solidworks2012环境中对所设计的零部件进行了三维建模、整体装配，仿真运动，可以更好地检验零部件之间的装配关系是否合理，在运动时是否会发生干涉现象，确保了运动的可靠性，同时还可以对双速变速箱进行质量计算；

4、利用有限元分析软件，对双速变速箱的零部件进行初步的应力分析和校核，既可以检验零件的可靠性，还可以在现有零件的尺寸基础上进行优化设计。

但是，由于个人能力原因，在设计过程中还存在一定的缺，如零部件的有限元分析还可以进一步的深入和细化，零件的设计和选型还可以在双速变速箱的试用阶段进行调整和优化等。这些方面都有待于进一步的改进，是以后的设计过程中需要努力的重要方向。

46

双速变速箱的设计

参考文献

[1] 邓在标.湿式双离合器自动变速器设计方法的研究[D].武汉.华中科技大学,2007. [2] 赵志强.湿式双离合器自动变速器建模及仿真分析[D].长沙.湖南大学,2009. [3] 朱雷.一种新型双离合自动变速器结构设计与研究[D].合肥.合肥工业大学,2011. [4] 张宽.干式双离合器自动变速系统的综合控制与仿真[D].重庆.重庆大学,2011. [5] 赵玉省.双离合器自动变速系统的综合控制[D].重庆.重庆大学,2009.

[6] 姚枚,王仁智.金属材料工程力学行为学及其微细观过程理论 [J]机械工程学报

2000(11):1-6P.

[7] 张志龙.机电新产品[J].机械开发,2000(4):75-78P.

[8] 郭磊,郝志勇,蔡军等.汽车变速箱齿轮传动系动力学振动特性的研究[J].振动与冲

击.2010,29(1):103-107P.

[9] 卢曦,郑松林,冯金芝等.齿轮疲劳强度与裂纹萌生区域的预测研究[J].材料热处理

学报,2008,29(1):80-84P.

[10] 熊麟,陈礼仪,吴飞等.钻机变速箱齿轮的ANSYS分析[J].探矿工程-岩土钻掘工

程.2005,32(4):43-44,46P.

[11] 孙先辉.王荣.变速箱齿轮的国产化改造[J].广州化工,2009,37(5):193-196P. [12] 王骞.双离合器自动变速器电子控制系统开发与设计[D].上海.同济大学汽车学

院.2009.

[13] 夏小华.双离合器自动变速器的研究[D].上海.同济大学汽车学院,2006. [14] 刘飞.干式双离合器自动变速器结构设计与研究[D].重庆.重庆大学,2010. [15] 王淑军.SiC/Al梯度功能材料的高温断裂性能与优化分析[D].上海.同济大学航空

航天与力学学院,2008.

[16] 姚枚.王声平;李金魁 表面强化件的疲劳强度分析及金属的内部疲劳极限[J]

1993(11):142-144P.

[17] 姜力刚.蜗轮减速器壳体的有限元分析[D].济南.山东工业大学,19.

[18] 张永友.某雷达方位减速器输出齿轮及轴的有限元分析[D].宁波.东南大学.2006. [19] 卢巍.两级同轴式双环减速器研制[D].重庆.重庆大学,2004.

[20] 张春虎.汽车电动助力系统研究及设计[D].2011.西安.长安大学.2011.

[21] 郭一清.浅谈工程机械双动力系统的关键问题[J].信息系统工

程.2011(1):102-103P.

47

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

[22] 周元康,林昌华,张海兵主编.机械设计课程设计[M].重庆:重庆大学出版

社,2011:11-27P.

[23] 陈铁鸣,王连明等主编.机械设计.第三版[M].哈尔滨,哈尔滨工业大

学,2003:48-67P.

[24] 电机工程手册编辑委员会编.电机工程手册:电机.第四卷[M].北京:机械工业出

版社,1982.8:-168P.

[25] 王季秩,陈景华,陆培庆编著电机实用技术[M].上海:上海科学技术出版

社,1997:28-95P.

[26] Basinski Z S,Basinski S J. Low amplitude fatigue of copper single crystals[I].Surface

obaervatioas .1985(07):78-96P.

[27] 姚健娣,谢龙汉.SolidWorks 2010三维设计及制图[M].北京:清华大学出版

社,2011:58-68P.

[28] Repetto E A,Ottiz M A mieremechanical model of cyclic doformation and fatigue crack

nucleation on fcc single crystals [J].1997(06):-106P.

[29] 李大磊,赵玉奇,张志林主编.SolidWorks高级功能与工程应用[M].北京:北京邮

电大学出版社,2009:87-109P.

[30] 阮忠唐主编.联轴器,离合器设计与选用指南[M].北京:化学工业出版

社,2006:56-97P.

[31] Suresh S .Fatigue of Materials 1991:55-99P.

[32] Radaj D .Review of fatigue strength assessment of non-welded andwelded structures

based on local parameters 1996(03):99-138P.

[33] Taguchi Y,Soga Y,etal.Development of Automated Manual Transmission System Based

on Robust Design. SAE 2003(01):05-92P.

[34] 会田俊会主编 金公望译.圆柱齿轮的设计:齿轮的设计和制造.第一卷[M].北京.

中国农业机械出版社,1983(04):98-32P.

[35]GAO Yu-hni,YAO Mei,SHAO∙P∙G.Another mechanism for fatigue strength improvement

of metallic parts by shot peening [J]2003(05):1-201P.

[36] 张定铨 残余应力对金属疲劳强度的影响 [J] 理化检验2002(06):103-105P. [37] Brinckmann S,Van der Giessen E.Towards understanding fatigue crack initiation:a

discrete dislocation dynamics study [C].2003.

[38] Takamichi Teraoka,Sinya Sibata.A Study for Pitting Endurance Test of the Gears.

Preprints of JSAE Scientfic Lecture Senes.1991(6):49-56P.

48

双速变速箱的设计

致 谢

毕业设计已经告一段落，回顾十四周的毕业设计，充满了酸甜苦辣，但更多的是师生情、同学情、父母情，是你们的帮助和支持让我顺利完成了毕业设计内容，为我四年的大学生活画上了一个的句号。

首先要感谢我的父母，是您含辛茹苦的养育，让我有了今天的成绩；是您脸朝黄土背朝天的劳作换的我在宽敞明天的教室中的学习与成长；是您的嘘寒问暖让我在千里之外的校园不感到清苦与孤独；谢谢您二十四年来对我的培养与教育，今天我长大了，将尽我最大的努力去回报您。同时也非常感谢我的毕设导师XX老师，是您不厌其烦的在我设计的过程中进行指导和督促，当我在一再犯错误或是进度滞后的情况下，您对我不是严厉的呵斥，而是耐心的给我讲解错误的原因和解决方法，经常性的催促我加快进度，没有您的付出，我的设计将不会这么的顺利，谢谢您。

其次要感谢我的学姐XX，没有您的陪伴我不可能安心的进行毕设，没有您的陪伴我将在陷入设计盲区的时候迷失方向，没有您的陪伴我论文的格式将不会这么顺利的修改完成，是您的辛劳付出加快了我的设计进度，让我早日完成了我的本科生毕业设计论文的撰写。

再次要感谢我的室友们，与你们的嬉笑怒骂缓解了我因毕设而产生的不悦心情，与你们的平淡交流让我发现了我的设计中所存在的问题，是你们的陪伴让我在深夜的加班加点中不感觉到孤单寂寞。谢谢你们，我毕业设计道路上的兄弟们。

最后还要感谢一起做毕设的各位老师、同学们以及我们的导员，谢谢各位老师四年来对我的培养，让我从一个懵懂小孩到现在掌握扎实的专业知识，成为一个合格的毕业生；谢谢同学们四年来的陪伴与帮助，尤其是最后的设计阶段的帮助，让我节省了很多时间；感谢我们的导员，是您四年来对我的指导与教诲让我成长为一名优秀的毕业生。谢谢你们，我的老师、同学们还有可敬的导员。

此外还有很多应当感谢的人、像我们的王副院长、黄主任等等，在此就不一一道谢，谢谢你们。

49

哈尔滨工程大学本科生毕业论文

50

双速变速箱的设计