金屬帶式汽車無級變速器傳動機構設計-CVT型【含CAD高清圖紙和文檔】

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SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 郭蕾 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程 07-11班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 金屬帶式汽車無級變速器傳動機構設計 一、設計（論文）目的、意義 近些年來，汽車技術有了很大發(fā)展，汽車的性能不斷提高，汽車變速器對汽車的性能有較大的影響。目前，自動變速器技術已經很成熟，但是，現(xiàn)在應用的自動變速器基本上都是有級變速器，對汽車無級變速器還處在研究、實驗階段。在歐洲的發(fā)達國家已經有很多大的汽車制造商把無級變速器應用于轎車，節(jié)能減排已經成為世界對于汽車的一種追求，在我國汽車無級變速器的研究更是處于起步階段。 設計一種能夠適用于轎車的機械無級變速器已經顯得越來越重要。本設計結合金屬帶式無級變速器，設計金屬帶式無級變速器的傳動機構。根據(jù)對設計參數(shù)的分析，對整個無級變速器的各級傳動部分的傳動方式進行詳細的設計。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 依據(jù)給定參數(shù)設計金屬帶式無級變速器，包括：無級變速機構的設計與校核（金屬帶、帶輪、第一軸）、中間減速機構的設計與校核（兩級齒輪傳動、第二、三軸）。 主要技術指標 1、額定功率：75/6000（）；最大扭矩：135/4500（）； 2、無級變速機構傳動比為：0.4~2.88；中間減速機構傳動比：第一級為1.4，第二級為1.9。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 1、設計說明書一份，1.5萬字以上； 2、變速器裝配圖一張、帶輪、齒輪及殼體等零件圖若干張。折合三張A0圖紙。 四、設計（論文）進度安排 1、進行文獻檢索查，查看相關資料，對課題的基本內容有一定的認識和了解。并完成開題報告。第1-2周（2月28日～3月11日） 2、初步確定設計的總體方案，討論確定方案；對無級變速器的傳動機構進行初步設計。第3-6周（3月14日～4月8日） 3、提交設計草稿，進行討論，修定。第7周（4月11日～4月15日） 4、無級變速機構、中間減速機構的設計，繪制裝配圖及相應零件圖。第8-12周（4月18日～5月20日） 5、提交正式設計，教師審核。第13-14周（5月23日～6月3日） 6、按照審核意見進行修改。第15周（6月6日～6月10日） 7、整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。第16周（6月13日～6月17日） 五、主要參考資料 [1] 程乃士.汽車金屬帶式無級變速器[M].北京:機械工業(yè)出版社，2007 [2] 阮忠唐. 機械無級變速器設計與選用指南[M].北京：機械工業(yè)出版社，1998：120-218. [3] 陳家瑞.汽車構造[M].北京:人民交通出版社，2002，(08). [4] 王望予.汽車設計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2005，(07)：78-113. [5] EMERY HENDRIKS. Aspects of a Metal Pushing V-Belt for Automotive Car Application[J]. SAE Paper，1988，881734：4. 1311～4. 1321. [6] SUN D C. Performance Analysis of a Variable Speed-Ratio Metal V-Belt Drive[J]. Transaction of the ASME，1988，110：472～481. 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 本科學生畢業(yè)設計 金屬帶式汽車無級變速器傳動機構設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 07-11班 學生姓名： 郭 蕾 指導教師： 安永東 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Metal belt type vehicle CVT transmission mechanism Candidate：GuoLei Specialty：Vehicle Engeering Class： 07-11 Supervisor：Associate Prof. An Yongdong Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin SY-025-BY-3 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 郭蕾 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-11班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 金屬帶式汽車無級變速器傳動機構設計 一、課題研究現(xiàn)狀,選題的目的、依據(jù)和意義 1、研究現(xiàn)狀 近年來，隨著車輛技術的進步和道路上車輛密度的加大，汽車已經成為現(xiàn)代文明社會重要的組成部分，人們對汽車的各項性能也提出了更高的要求，特別是經濟性和動力性方面。現(xiàn)在為了提高汽車的這些性能，人們嘗試了多項努力。本文就是在這背景下完成的。堅持以原有的傳動系統(tǒng)結構，采用新型的金屬帶式無級變速器(CVT)替代原有的有級變速裝置。金屬帶式無級變速器(CVT)作為汽車理想的變速傳動裝置，具有廣闊的發(fā)展前景和市場空間，與目前應用較廣的自動變速器(AT)相比，其性能優(yōu)良、結構簡單、可以實現(xiàn)汽車的無級變速。無級變速傳動系統(tǒng)匹配及控制是實現(xiàn)車輛性能的關鍵技術之一,通過合理地控制無級變速器，可以使汽車按駕駛員的意圖在汽車的行駛阻力和發(fā)動機輸出功率之間自動實現(xiàn)動態(tài)最佳匹配，保證發(fā)動機在理想的工況下運行, 以便把汽車的經濟性、動力性發(fā)揮到極限狀態(tài)。金屬帶式無級變速器越來越受到人們的重視并且獲得了較快的發(fā)展，世界上主要的汽車廠商也都在進行無級變速器的研發(fā)工作。 ⑴ 國外無級變速器的研究動態(tài) 金屬帶式CVT的裝車使用只有十幾年的時間,但是CVT技術的發(fā)展已有100多年的歷史，1886年，Daimler Benz 在首輛采用汽油機的汽車上裝上了橡膠帶CVT。1906年，美國卡特車裝用了簡單的金屬盤摩擦傳動無級變速器。1930年在Austin Sixteen車上，裝用了牽引式CVT。電子控制技術特別是計算機控制技術的發(fā)展，使得無級變速傳動得到應用與發(fā)展。20世紀60年代后期，荷蘭工程師Van Doorne研究出金屬帶CVT，并裝備于DAF公司制造的小型轎車上。但是由于橡膠帶式CVT存在一系列的缺陷，如傳遞功率有限、傳遞轉矩低、傳動帶和夾緊機構的能量損失較大、以及使用壽命短等，因而沒有被汽車行業(yè)普遍接受。1972年H.Van Doorne博士發(fā)明了金屬傳動帶，解決了橡膠帶使用壽命低、傳遞功率小的本質缺陷。1978年，意大利Fiat公司的汽車開始裝用Van Doorne CVT。1987年，美國Ford公司的汽車裝有這種CVT，很快引起汽車工業(yè)的關注。1997年上半年，日本日產公司開發(fā)了使用在2.0L汽車上的CVT。在此基礎上，日產公司在1998年開發(fā)了一款中型轎車，設計了包含一個手動換檔模式的CVT。新型CVT采用一個最新研制的高強度寬鋼帶和一個高效率液壓控制系統(tǒng)，這些新技術的應用使CVT可傳遞更大轉矩。日產公司研究開發(fā)的CVT電子控制技術，增加了發(fā)動機的制動模式，使汽車在下坡時可以一直根據(jù)車速實現(xiàn)發(fā)動機制動，而不是采用常規(guī)制動器限速，解決了長距離制動引起制動器發(fā)熱的問題。同時在濕滑路面上能夠平順地增加速比來防止打滑。日產公司計劃將它的CVT的應用范圍從1.0L擴大到3.0L的轎車。日本三菱公司選用CVT傳動技術與直噴式發(fā)動機組合，可以保證在所有速比下，實現(xiàn)發(fā)動機動力平順無間斷地傳遞。CVT根除了傳統(tǒng)的自動變速器換檔時動力不連續(xù)現(xiàn)象以及頓挫感，從而獲得更滿意的響應速度和控制性能。日本富士重工擁有15年開發(fā)CVT的經驗。1997年5月，富士重工將它的Vistro微型車裝配了E-CVT(設有六檔手動換檔模式的CVT)。1999年上半年，美國的福特公司和德國ZF公司合作，在巴達維亞和俄亥俄州合資建廠,為福特公司的轎車和輕型載貨車設計 CVT變速器，從2001年開始投入生產。除經典的前置前驅方式外，ZF公司還設計有發(fā)動機縱置前輪驅動、發(fā)動機縱置后輪驅動的CVT產品系列。經過10多年的不斷完善，CVT傳動技術由早期的小排量逐漸發(fā)展到大中排量轎車，其傳遞功率已超過150KW，轉矩已超過350Nm。目前，市場上的CVT有三種產品：P821型，采用電磁離合器作為起動裝置，機—液或電—液控制系統(tǒng)，以外齒輪泵作為液壓源，實用于發(fā)動機排量在1.3以下的小型轎車；P811型，實用于發(fā)動機排量在1. 8以下的中型轎車；P844型，采用新型金屬傳動帶，將液力變矩器與CVT綜合，全電子控制系統(tǒng)，實用于發(fā)動機排量在3. 3以下的豪華轎車。日本在研制CVT的初期，即將電子控制技術與CVT技術結合，成功地開發(fā)出電子控制技術的CVT，即ECVT，陸續(xù)裝在Rex，Sambar和Justy上。1990年美國生產出計算機控制的無級調速液壓自動變速器(CVT),此后日本、美國、德國等轎車生產商大多采用此項技術。 ⑵ 國內無級變速器的研究動態(tài) 國內對汽車無級變速器的研究最早可追述到60年代，清華大學的宋鏡滾教授對汽車橡膠帶無級變速器進行了研究，用傳統(tǒng)的Euler理論對橡膠V帶無級變速傳動進行了分析，對彎曲、拉伸所產生的帶應力及應力對帶疲勞壽命的影響進行了分析，并提出了相應結構上的改進措施，以及汽車車速——油門兩參數(shù)匹配控制的簡單原理。80年代中期哈爾濱工業(yè)大學載人航天器設計教研室的楊滌教授在美國作訪問學者期間，與美國California-Davis大學的Andrew A. Frank教授合作，從純控制理論的角度，對CVT非線性動力傳動系統(tǒng)進行了實驗和仿真研究。80年代末東北大學的程乃士教授從德國回國后，開始了CVT鋼帶的試制工作，并應用鍵合圖理論，推導了VDT公司P811 變速器液壓控制系統(tǒng)的狀態(tài)方程，但沒有具體的參數(shù)和仿真結果。90年代初北京理工大學的姜正根教授在兵器工業(yè)部的資助下，開展了CVT的研究，在購買了國外的鋼帶后，設計制造了簡單的實驗裝置，但由于同為兵器工業(yè)部的長安集團對該項目不認可，CVT項目沒有進一步的進展。清華大學曾嘗試對金屬帶CVT進行研究，武漢工學院也試圖對汽車牽引式CVT進行研究。90年代初，華南理工大學黃向東教授從意大利學成歸國，在國家自然科學基金青年基金的資助下，開展了金屬帶CVT的研究，試制了H型金屬鋼帶，對CVT的匹配控制規(guī)律進行了研究，并推導了CVT過渡狀態(tài)的理想調速率，指出了速比調節(jié)的方向和速率，該調節(jié)規(guī)律申請了國家專利。上海交通大學花家壽教授在上海齒輪箱廠的資助下，以VDT公司的P811樣機為實驗件搭建了CVT傳動實驗臺。湖南大學以周云山教授和薛殿倫博士為首的CVT研發(fā)小組，具有多年從事無級變速器的研究經驗。多年的潛心研究，消化了國外的先進技術，已經掌握無級變速器與整車的動力匹配規(guī)律、速比控制方法、離合器起步過程控制以及液壓控制系統(tǒng)設計等關鍵技術?？偠灾?，從國內外對 CVT 的研究狀況來看，CVT是一項實踐性非常強的技術，國內外對金屬帶CVT的研究方興未艾。 金屬帶式無級變速器的結構、力學分析、傳動效率等，在國外已研究成熟，國外的研究熱點主要集中在CV T電液控制系統(tǒng)的控制策略上，如CVT電液控制系統(tǒng)的智能PID控制、魯棒控制、模糊控制、神經網絡控制等。金屬帶式無級變速器的結構、力學分析、傳動效率等研究在國內已取得很大的進展，但CVT電液控制系統(tǒng)的控制策略、實驗仿真等研究在國內剛剛起步。 2、目的、依據(jù)和意義 汽車界對CVT技術的研究開發(fā)日益重視，特別是在微型轎車中，CVT被認為是最佳的傳動裝置。隨著汽車電子技術的發(fā)展，電子技術與自動控制技術的不斷應用，使得CVT的總體性能比同類的AT更為突出。根據(jù)世界各汽車公司按不同的試驗標準對CVT進行試驗，結果表明，CVT與同類四檔自動變速器相比：加速性能可提高10%，燃油經濟性提高10%~15%，排放降低10%，平順性更好。 金屬帶式無級變速器是汽車理想的傳動系統(tǒng)，它可提高汽車的經濟性，改善汽車的動力性，便于操作是汽車的核心技術之一。金屬帶式無級變速器的結構、變速原理、受力情況等已經研究成熟，但國內CVT的關鍵技術——電液伺服系統(tǒng)控制方法的研究尚處于起步階段，國外研究得也不成熟。目前CVT控制策略的研究是CVT研究的熱點，隨著CVT控制策略研究的深入，金屬帶式無級變速器國產化的日子指日可待。金屬帶式無級變速器的試驗應包括專用臺架及路況試驗，CVT專用臺架技術由世界上少數(shù)幾個大公司壟斷，如ZF公司、Doorne公司等，CVT所有的動態(tài)實驗都能在專用臺架上進行，但專用臺架造價高，國內外研究人員研究CVT的動態(tài)特性時大多在自制的簡易實驗臺上并配合仿真進行。結合金屬帶式無級變速器，設計金屬帶式無級變速器的傳動機構，使變速機構實現(xiàn)迅速、準確的變速。 此次對金屬帶式汽車無級變速器傳動機構的計，其目的主要有： 一是重點培養(yǎng)學生的設計、團隊溝通協(xié)作能力，使學生能夠盡快適應企業(yè)需求，為企業(yè)挑選優(yōu)秀適用人才提供平臺； 二是通過設計交流創(chuàng)造學術競爭氛圍，為師生之間、同學之間提供良好的交流平臺，進而推動學科建設的提升； 金屬帶式汽車無級變速器傳動機構設計在提高和檢驗汽車行業(yè)院校學生的綜合素質，為汽車工業(yè)健康、快速和可持續(xù)發(fā)展積蓄人才,對增進產、學、研三方的交流與互動合作等方面具有十分廣泛的意義。 毫無疑問，對于對汽車的了解僅限于書本和個人駕乘體驗的大學生而言，能夠獨立的完成金屬帶式汽車無級變速器傳動機構設計，是一段非常富有挑戰(zhàn)的過程，同時也是一段受益頗豐的過程。在大腦一片空白的開始、興奮的初步設計、激烈的爭執(zhí)、無可奈何的妥協(xié)、令人抓狂的一次次返工、絞盡腦汁的解決難題之后，設計者能獲得的不僅僅是CAD、ANSYS等軟件的熟練運用以及對焊接、定位、機加工等技術特征的掌握,更有汽車工程師的基本素養(yǎng)和豐富實踐經驗。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 1、研究的基本內容 （1）研究汽車無級變速器的工作原理和結構特點； （2）根據(jù)設計參數(shù)并結合結構工藝性等要求確定無級變速器傳動方案； （3）根據(jù)無級變速器傳動方案確定無級變速機構的設計； （4）中間減速機構的設計按齒輪受力、轉速、噪聲要求等情況選擇齒輪的變位系數(shù)、壓力角、螺旋角、模數(shù)和齒頂高系數(shù)； （5）撰寫設計說明書并完成主要總成裝配圖，零件圖。 2、擬解決的主要問題 （1）金屬帶式無級變速器傳動摩擦副的共軛關系； （2）金屬帶式無級變速的金屬帶傳動的力分析； （3）金屬帶帶環(huán)的應力與強度分析，帶輪與摩擦片的接觸強度計算； （4）直母線錐盤導致的金屬帶偏斜及其影響； （5）金屬帶傳動的摩擦因數(shù)和傳動效率； （6）金屬帶傳動的傳動能力和帶輪軸向推力的確定； （7）摩擦傳動原理和摩擦因數(shù)； （8）離合器換向機構的設計要點，如倒檔行星機構的運動學設計和強度計算。 三、技術路線（研究方法） 市場調查，收集資料 理解金屬帶式變速器的工作原理和結構特點 主傳動部分的運動分析 無級變速機構的設計 中間減速機構的設計 對傳動機構進行校核分析 總體傳動方案的設計與選擇 繪制總體傳遞動力路線圖 繪制裝配圖以及相應零件圖 撰寫設計說明書，繪制總裝配圖及零件圖 最終形成研究成果 Y N 四、進度安排 1、進行文獻檢索，查看相關資料，對課題的基本內容有一定的認識和了解，并完成開題報告。第1-2周（2月28日～3月11日） 2、初步確定設計的總體方案，討論確定方案；對無級變速器的傳動機構進行初步設計。第3-6周（3月14日～4月8日） 3、提交設計草稿，進行討論，修定。第7周（4月11日～4月15日） 4、無級變速機構、中間減速機構的設計，繪制裝配圖及相應零件圖。第8-12周（4月18日～5月20日） 5、提交正式設計，教師審核。第13-14周（5月23日～6月3日） 6、按照審核意見進行修改。第15周（6月6日～6月10日） 7、整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。第16周（6月13日～6月17日） 五、參考文獻 [1] 陳家瑞.汽車構造[M].北京:人民交通出版社，2002，(08). [2] 程乃士.汽車金屬帶式無級變速器[M].北京:機械工業(yè)出版社，2007 [3] 盧延輝,張友坤,鄭聯(lián)珠等. 基于Infenion C164CI的金屬帶式無級變速器電控系統(tǒng)設計 [J]. 吉林大學學報(工學版), 2006, 36 (3) _5 . [4] 鄒政耀,楊雪梅. 功率分流式無級變速器的機構設計 [J]. 公路與汽運, 2008, (6) _3 . [5] 劉金剛. 金屬帶式無級變速器電液控制系統(tǒng)關鍵技術的研究 [D].湖南大學, 2008. [6] 薛殿倫,張友坤,鄭聯(lián)珠等. 金屬帶式無級變速器的速比控制 [J]. 農業(yè)機械學報, 2003, 34 (3) _4 . [7] 胡朝峰,過學迅. 金屬帶式無級變速器電液控制系統(tǒng)實時仿真 [A]. 2006年恒潤科技用戶大會論文集[C]. 2006 . [8] 馮顯武. 基于滑移的金屬帶式無級變速器最佳夾緊力的控制研究 [D].湖南大學, 2008. [9] 黃智明. 金屬帶式無級變速器電子控制裝置設計方法研究 [D].湖南大學, 2007. [10] 曹成龍,周云山,高帥等. 金屬帶式無級變速器夾緊力試驗研究 [J]. 湖南大學學報(自然科學版), 2010, 37 (7) . [11] 張飚. 金屬帶式無級變速器夾緊力控制策略的研究 [D].江蘇大學, 2009. [12] 程乃士,劉溫,郭大忠等. 金屬帶式無級變速器傳動效率的實驗研究 [J]. 東北大學學報(自然科學版), 2000, 21 (4) _3 . [13] 王幼民,唐鈴鳳,唐凌霄等. 金屬帶式無級變速器的發(fā)展歷史、研究現(xiàn)狀與展望 [J]. 安徽工程科技學院學報（自然科學版）, 2005, 20 (2) _5 . [14] 張涌,張為公,吳海嘯等. 無級變速器金屬帶的滑移率評估方法 [J]. 江蘇大學學報（自然科學版）, 2010, 31 (5) . DOI:10.3969/j.issn.1671-7775.2010.05.008. [15] 范大鵬. 金屬帶式無級變速器建模、仿真與試驗研究 [D].同濟大學汽車學院, 2008. [16] 胡紀濱,鄒云飛,苑士華等. 金屬帶式無級變速器速比控制影響因素分析 [A]. 中國汽車工程學會越野車技術分會2008年學術年會論文集[C]. 2008 . [17] 高敬. 汽車變速器變速傳動機構可靠性分析 [J]. 科技創(chuàng)新導報, 2009, (16) _1 . [18] 關平. 金屬帶式無級變速器汽車建模與性能評價 [D].湖南大學, 2007. [19] 馬春生. 功率分流無級變速器的研究與應用方案的設計 [D].上海交通大學, 2006. [20] 阮忠唐. 機械無級變速器設計與選用指南[M].北京：機械工業(yè)出版社，1998：120-218. [21] 王望予.汽車設計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2005，(07)：78-113. 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Metal belt type variator is a new type of mechanical friction type variator, high bearing ability, high efficiency, energy saving and steadiness, good environment protection fine transmission characteristics, especially suitable for high power and in need to pass to stepless speed regulation occasion. This design is based on the modern people to an automobile performance higher request, in view of the fact that the domestic and foreign experts to variator's research and the analysis，combined with the metal belt type continuously variable transmission of the status and development trends, the basic structure, transmission principle, performance characteristics.According to its application in cars, completed the design of metal belt CVT transmission, based on the design variable's analysis, the transmission part at all levels of detail design transmission mode, , including master, driven pulleys; Lord, driven cone-disk; intermediate deceleration institutions and compared with the traditional transmission, durable performance, and accelerating performance, fuel performance and emission performance is improved. Keywords：Metal belt；Contiuously Variable Transmission；transmission；a type of mechanical friction; lord, driven cone-disk; ntermediate deceleration institutions II 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.1.1 金屬帶式無級變速器的發(fā)展 1 1.1.2 金屬帶式無級變速器的優(yōu)點 2 第2章 金屬帶式無級變速器傳動的基本原理 4 2.1 金屬帶式無級變速器的基本組成 4 2.1.1 起步離合器 4 2.1.2 行星齒輪機構 5 2.1.3 無級變速機構 5 2.1.4 控制系統(tǒng) 5 2.1.5 中間減速機構 7 2.2 金屬帶式無級變速器的工作原理 7 2.2.1 金屬帶式無級變速器的工作原理 7 2.2.2 離合器換向機構的工作原理 7 2.3 本章小結 7 第3章 基本數(shù)據(jù)選擇 9 3.1 主要技術指標 9 3.1.1 基本參數(shù) 9 3.2 齒輪相關數(shù)據(jù)的計算 11 3.2.1 齒輪參數(shù) 11 3.2.2 各齒輪齒數(shù)及參數(shù)分配 12 3.3 滾動球鍵 21 3.4 本章小結 22 第4章 齒輪校核 23 4.1 齒輪材料的選擇原則 23 4.2 計算各軸的轉矩 23 4.3 輪齒強度計算 23 4.3.1 齒面接觸強度參數(shù)計算 23 4.3.2 齒面接觸應力計算 32 4.3.3 輪齒彎曲強度計算 35 4.4 各齒輪受力計算 41 4.5 本章小結 43 第5章 軸及軸上支撐件的校核 44 5.1 軸的工藝要求 44 5.2 軸的強度計算 44 5.2.1 初選軸的直徑 44 5.2.2 軸的強度驗算 45 5.3 軸承的選擇及花鍵的可靠性分析 53 5.4 本章小結 55 結論 56 參考文獻 57 致謝 59 附錄A 60 附錄B 69 第1章 緒 論 1.1 概述 近些年來，汽車技術有了很大發(fā)展，汽車的性能不斷提高，汽車變速器對汽車的性能有較大的影響。目前，自動變速器技術已經很成熟，但是，現(xiàn)在應用的自動變速器基本上都是有級變速器，對汽車無級變速器還處在研究、實驗階段。在歐洲的發(fā)達國家已經有很多大的汽車制造商把無級變速器應用于轎車，節(jié)能減排已經成為世界對于汽車的一種追求，在我國汽車無級變速器的研究更是處于起步階段。 設計一種能夠適用于轎車的機械無級變速器已經顯得越來越重要。本設計結合金屬帶式無級變速器，設計金屬帶式無級變速器的傳動機構。根據(jù)對設計參數(shù)的分析，對整個無級變速器的各級傳動部分的傳動方式進行詳細的設計。 1.1.1 金屬帶式無級變速器的發(fā)展 由于內燃機工作特性的限制，為了發(fā)揮內燃機的能力和降低油耗，人們采用了變速器，而最佳的選擇是無級變速器。 二十世紀七十年代中期，荷蘭Van Doorne's Transmissie B.V公司（簡稱VDT公司）開發(fā)出一種金屬帶式無級自動變速器，稱為VDT-CVT（Continuously Variable Transmission）。這種無級自動變速器克服了以前其它傳動形式的缺點，實現(xiàn)了真正意義上的無級變速傳動。VDT-CVT自1987年商品化以來，到目前為止，世界上幾乎所有的汽車生產廠家，都接受了這項技術，開發(fā)出自己的CVT。CVT的適用范圍也從最初的0.6升，發(fā)展到目前的3.3升。 2000年，中國的程乃士教授開始研發(fā)無偏斜曲母線錐盤金屬帶式無級變速器，2003年研發(fā)無偏斜復合母線錐盤金屬帶式無級變速器，2005年研發(fā)無偏斜等強共軛曲母線無級變速器，并于2007年在吉利汽車公司實現(xiàn)裝車；2006年研發(fā)平盤非對稱直母線無偏斜金屬帶式無級變速器，2007年在眾泰汽車公司實現(xiàn)裝車。 金屬帶式無級變速器是汽車理想的傳動系統(tǒng)，它可提高汽車的經濟性，改善汽車的動力性，便于操作是汽車的核心技術之一。金屬帶式無級變速器的結構、變速原理、受力情況等已經研究成熟。金屬帶式無級變速器的試驗應包括專用臺架及路況試驗，CVT專用臺架技術由世界上少數(shù)幾個大公司壟斷，如ZF公司、Doorne公司等，CVT所有的動態(tài)實驗都能在專用臺架上進行，但專用臺架造價高，國內外研究人員研究CVT的動態(tài)特性時大多在自制的簡易實驗臺上并配合仿真進行。結合金屬帶式無級變速器，設計金屬帶式無級變速器的傳動機構，使變速機構實現(xiàn)迅速、準確的變速。 1.1.2 金屬帶式無級變速器的優(yōu)點 汽車界對CVT技術的研究開發(fā)日益重視，特別是在微型轎車中，CVT被認為是最佳的傳動裝置。根據(jù)國內外一些文獻資料和實際經驗，將其優(yōu)點歸納為以下幾個方面： 1. 速比無級調節(jié) 由計算機控制速比連續(xù)的變化，駕駛員無需考慮換檔，消除了人為換檔技術的影響，不會出現(xiàn)MT的換檔時速比的跳躍，使汽車駕駛平順、舒適。故在簡化了汽車行駛過程中的操作同時，也減輕了駕駛員的勞動強度，提高了行車的安全性，使汽車易于駕駛，有利于汽車的普遍使用。 2. 提高燃油經濟性和動力性 采用液力變矩器的無級變速器，由于其工作原理是用油作為動力傳動的介質，許多能量消耗在油的內摩擦上，傳動效率低，通常為80%～85%，比傳統(tǒng)的MT和AT大約費油10%～20%，而且液力變矩器轉差越大，效率越低。通常減速比不大于2，只能再增加2～3檔有級變速，每兩檔中間用液力變矩器實現(xiàn)無級變速。由于無級變速傳動使發(fā)動機的工作點與車速無關，根據(jù)不同的需要可以控制發(fā)動機的工作點在最經濟工作點或最佳動力工作點工作，依靠變速器無級調速來適應汽車的各種速度，可以使發(fā)動機燃燒最好，排氣污染最小，達到節(jié)油的目的。因此無級變速傳動比其它傳動方式表現(xiàn)出更高的經濟性和動力性。目前據(jù)國外統(tǒng)計數(shù)據(jù)，采用CVT的汽車比采用AT的汽車節(jié)油7%～15%。同樣，ZF公司進行了對比試驗，結果表明：在美國環(huán)境保護局城市和公路循環(huán)工況下，裝備CVT的汽車比4檔AT汽車燃油經濟性提高10%；0~60 mph加速試驗中，裝備CVT的汽車比AT汽車少用1秒多。 隨著汽車電子技術的發(fā)展，電子技術與自動控制技術的不斷應用，使得CVT的總體性能比同類的AT更為突出。對于典型的5檔AT，不同檔位的傳動效率有很大的差異，平均傳動效率為6%。一般的MT的傳動效率為97%。盡管金屬帶式無級變速器為摩擦傳動，但它的傳動效率，經試驗測定達到90～97%之間，與MT的傳動效率差不多。根據(jù)世界各汽車公司按不同的試驗標準對CVT進行試驗，結果表明，CVT與同類四檔自動變速器相比：加速性能可提高10%，燃油經濟性提高10%～15%，排放降低10%，平順性更好。 3. 降低有害物質的排放 由于無級變速傳動能使速比連續(xù)變化，而且具有較寬的速比變化范圍，這樣就能夠使發(fā)動機經常在理想?yún)^(qū)域內處于穩(wěn)定運轉狀態(tài)，減少了發(fā)動機在不穩(wěn)定工況工作的時間，從而減少廢氣中有害物質的排放量，減輕了對環(huán)境的污染。ZF公司通過試驗測定汽車在裝備CVT后，其有害物質的排放量比裝備4檔AT的汽車減少10~15%。若進一步優(yōu)化的控制方法，CVT汽車的排放還可進一步降低。 4. 實現(xiàn)汽車動力傳動系統(tǒng)的綜合控制 在電子控制技術高速發(fā)展的今天，采用CVT電液控制系統(tǒng)的汽車，通過電子控制裝置， 將發(fā)動機和無級變速器結合在一起實現(xiàn)汽車動力傳動系統(tǒng)的綜合控制，可以使無級變速的優(yōu)越性體現(xiàn)的更為顯著。發(fā)動機能夠在某一轉速下產生很大的轉矩變化范圍；也可以在某一轉矩下，產生很大的轉速變化范圍。這樣通過調節(jié)速比變化和發(fā)動機的節(jié)氣門，控制發(fā)動機的功率與汽車驅動輪上的功率平衡，就能夠使燃油經濟性與汽車性能達到最佳水平。采用CVT傳動系統(tǒng)的汽車，也可以實現(xiàn)發(fā)動機控制模塊、CVT控制模塊、ABS控制模塊之間交互通訊。不僅可以實現(xiàn)傳動系一體化控制，而且可以實現(xiàn)整個汽車系統(tǒng)的綜合控制，使得控制效果得到極大的改善。 5.結構簡單，成本低，可靠性高 產品成本與可靠性依賴于產品的技術含量、材料、制造工藝等因素。金屬帶式無級變速器結構簡單，主要由金屬帶—工作帶輪組和控制系統(tǒng)構成，傳動零件數(shù)（約300 個）遠少于自動變速器（約500個），因此變速器的重量輕，體積小。核心部件金屬帶由荷蘭VDT公司生產，以前價格比較昂貴（在1995年約占CVT成本的30%）。為了提高產品的競爭能力，VDT公司近幾年在金屬帶零部件的結構設計、材料和加工工藝上都進行了合理改進，產品價格已經大幅度降低。 簡而言之，由于金屬帶式無級變速器的結構簡單，關鍵零部件采用高強度優(yōu)質材料與無限壽命設計方法進行產品設計和制造。因此該系統(tǒng)質量高，使用可靠，與汽車具有相同的壽命。 第2章 金屬帶式無級變速器傳動的基本原理 2.1 金屬帶式無級變速器的基本組成 金屬帶式無級變速器主要是由起步離合器、行星齒輪機構、無級變速機構、控制系統(tǒng)和中間減速機構構成，如圖2.1所示。 1 2 3 4 5 6 7 8 10 11 12 13 9 1—倒檔離合器 2—前進離合器 3—雙排行星輪 4—行星架 5—中間減速機構 6—主減速器 7—半軸殼 8—從動移動錐盤 9—從動固定錐盤 10—從動缸 11—主動固定錐盤 12—主動移動錐盤 13—主動缸 圖2.1金屬帶式無級變速器的基本組成 2.1.1 起步離合器 汽車無級變速器中的前進、倒擋離合器是一種濕式多片離合器。離合器靠液壓缸活塞壓力進行傳遞轉矩。當泄壓時，活塞靠回位彈簧返回。多片式離合器因能獲得較大的摩擦面積，所以能夠傳遞較大的轉矩。根據(jù)離合器摩擦片的數(shù)量，很容易改變其所傳遞的轉矩的能力。 離合器摩擦材料以紙基摩擦材料為主，它是以石棉、碳纖維素等纖維或棉、木材、合成纖維作為母體材料，添加無機、有機的高摩擦材料，并在進行攪拌的基礎上，浸漬酚醛類樹脂硬化而成。將其粘在鋼片上，這種材料的特點是多孔、網狀，具有彈性，摩擦因數(shù)高，高壓，高溫，高圓周速度時的穩(wěn)定性好。 2.1.2 行星齒輪機構 無級變速器的行星齒輪機構采用雙行星齒輪機構，行星架上固定有內、外行星齒輪和右支架，其中右支架是通過螺栓固定在行星架上，外行星齒輪和齒圈嚙合，內行星齒輪和太陽輪嚙合。它們可以實現(xiàn)前進和倒檔。行星齒輪機構實現(xiàn)倒檔操作，倒檔的旋轉方向是通過行星齒輪系改變的。 行星傳動是一種常嚙合傳動，與定軸式相比，能減少換向的沖擊，使換向平穩(wěn)柔順。明顯縮小變速器軸向尺寸，此外多點嚙合的對稱性，不僅使徑向力相互平衡，且使運動平穩(wěn)，抗沖擊和抗振動能力強、壽命長。通過增減行星齒輪的數(shù)目，可以改變行星機構的承載能力。 2.1.3 無級變速機構 如圖2.2所示，無級變速機構由金屬傳動帶和主、被動工作輪組成。金屬傳動帶由兩百多個金屬片和兩組金屬環(huán)組成，每個金屬片的厚度為1.4mm，在兩側工作輪擠壓力作用下傳遞動力。每組金屬環(huán)由9或12片厚度為0.18mm的帶環(huán)疊合而成，金屬環(huán)的功用是提供預緊力，在動力傳遞過程中，支撐和引導金屬片的運動，有時承擔部分轉矩的傳遞。摩擦片的作用是傳遞轉矩，錐盤母線應與摩擦片側邊共軛，以保證變速時金屬帶不發(fā)生軸向偏斜，使金屬帶不承受附加側向彎曲應力的作用。主、被動工作輪由可動和不動錐盤兩部分組成。 在金屬帶式無級變速器的工作過程中，主、從動帶輪的中心距是固定的，根據(jù)傳動比的要求，主、從動軸上的移動錐盤作軸向移動，改變帶輪的工作半徑，從而改變傳動比。由于帶輪的工作半徑可以連續(xù)變化，所以可實現(xiàn)無級變速。 無偏斜金屬帶式無級變速傳動，不僅避免了對稱直母線錐盤傳動由于偏斜產生的附加的摩擦損失，而且由于不偏斜，可以加大傳動工作半徑，擴大傳動比的范圍，提高傳動能力。 2.1.4 控制系統(tǒng) 控制系統(tǒng)是用來實現(xiàn)無級變速器系統(tǒng)傳動比無級自動變化的。在無級變速器系統(tǒng)中，采用機－液控制系統(tǒng)或電－液控制系統(tǒng)。它主要由油泵（齒輪泵和滾子葉片泵）、液壓調節(jié)閥（速比和帶與輪間壓緊力的調節(jié)）、傳感器（油門和發(fā)動機轉速）和主、從工作輪的液壓缸及管道組成，實現(xiàn)傳動無級變速的調節(jié)。速比控制、夾緊力控制和起步離合器的控制是無級變速控制系統(tǒng)的關鍵。 2 1 3 4 6 5 ` 1—主動輪可動錐盤 2—主動輪固定錐盤 3—從動輪可動錐盤 4—從動輪固定錐盤 5—鋼片環(huán)帶組 6—摩擦片 圖2.2無級變速機構組成 汽車的運行工況經常處于變化之中，CVT速比的控制，對應于不同的區(qū)域有不同的控制策略。在汽車起步區(qū)，離合器處于滑轉階段，控制系統(tǒng)的目標是提供足夠大的驅動轉矩使汽車起步，直到車速到達CVT最大速比時的對應值。在這個階段，CVT的速比保持最大值；在CVT正?？刂茀^(qū)域，發(fā)動機按最佳燃油經濟性工作曲線或最佳動力性工作曲線運行，傳動系統(tǒng)通過控制速比的變化率來使發(fā)動機工作在一定的速度范圍。 通過控制從動輪夾緊力來保證主、從動帶輪夾緊力都滿足轉矩傳遞的需要，可以稱為夾緊力唯一控制原理。這種控制的主要優(yōu)點在于，金屬帶式無級變速器傳遞的轉矩在原理上唯一地由從動輪夾緊力控制，可以在軟件和硬件方面構造成相對簡單的形式，可以快速和準確地實現(xiàn)央緊力控制和傳動比控制。 為了保證對速比有很好的控制，主動液壓缸橫截面積為被動缸的1.7-2倍，隨具體參數(shù)的變化略有不同。荷蘭VDT公司所研制的CVT所采用的是單液壓回路，與雙液壓回路相比，它具有結構簡單，所需控制閥的數(shù)量少，控制變量少的優(yōu)點，因此具有較大的使用價值。 2.1.5 中間減速機構 由于無級變速機構可提供的速比變化范圍為2.6～0.445左右，不能完全滿足整車傳動比變化范圍的要求，故設有中間減速機構，為兩級齒輪傳動。 發(fā)動機的動力通過變矩器離合器和液力變矩器傳給前進、倒擋離合器，液壓泵產生的高壓油通過液壓缸將力施加給錐盤變速裝置，該力施加給金屬帶組件產生摩擦力，將主動軸的轉矩傳遞給從動軸，然后通過減速裝置，經差速器輸出給車輪。 2.2 金屬帶式無級變速器的工作原理 2.2.1 金屬帶式無級變速器的工作原理 金屬帶式無級變速器是摩擦式無級變速器，發(fā)動機輸出的動力傳到主動帶輪上，主動帶輪通過與金屬帶的V型摩擦片側邊接觸產生摩擦力，推動摩擦片向前運動，并推壓前一個摩擦片，在二者之間產生推壓力。該推壓力在接觸弧上形成后，隨著摩擦片由接觸弧的入口向出口運動逐漸增大，經金屬帶傳到從動帶輪上。在從動帶輪上，靠摩擦片與從動帶輪的接觸產生摩擦力，帶動從動帶輪轉動，將動力傳到了從動軸上。隨著傳遞轉矩的增加，主動輪上擠在一起的摩擦片增多。所有與從動輪接觸的摩擦片，相鄰片之間無間隙，相互之間有推壓力作用。隨著摩擦片由接觸弧的入口向出口運動，摩擦片間的推壓力逐漸減小，最后消失。依靠摩擦片間的推壓作用傳遞動力是金屬帶式無級變速器傳動的一個重要特征，金屬帶式無級變速傳動為推式傳動。 2.2.2 離合器換向機構的工作原理 離合器換向機構的輸入軸即行星機構中的行星架輸入軸，通過花鍵與發(fā)動機的飛輪盤相聯(lián)接，同時行星架通過緊固螺栓與行星架蓋固定在一起。行星架上裝有三到四對雙排行星輪，內行星輪同時與中心輪和外行星輪相嚙合，外行星輪同時與內行星輪和內齒圈相嚙合。內齒圈的外側與倒檔離合器的摩擦片通過花鍵聯(lián)接在一起。行星架蓋外側與前進離合器的摩擦片也通過花鍵聯(lián)接在一起。在前進和倒檔離合器的摩擦片與摩擦片之間裝有摩擦片壓盤，并分別由前進離合器液壓缸、倒檔離合器液壓缸來實現(xiàn)摩擦片的夾緊和分離。 發(fā)動機的動力由發(fā)動機的飛輪盤通過行星架的輸入軸傳遞到行星架上，然后再通過行星架蓋和前進離合器直接傳遞到變速器的一軸（前進狀態(tài)）；或者通過內齒圈和倒檔離合器的固定作用，將動力傳遞給兩排行星輪，再傳遞給中心輪，最后傳遞到變速器的一軸（倒檔狀態(tài)），從而實現(xiàn)汽車的前進和倒檔。 2.3 本章小結 本章介紹了金屬帶式無級變速器的組成及工作原理，并簡述了離合器換向機構的工作原理。金屬帶式無級變速器主要是由起步離合器、行星齒輪機構、無級變速機構、控制系統(tǒng)和中間減速機構構成。金屬帶式無級變速器是摩擦式無級變速器，主、從動兩隊錐盤夾持金屬帶，靠摩擦力傳遞動力和轉矩。主、從動邊的動錐盤的軸向移動，使金屬帶徑向工作半徑發(fā)生無級變化，從而實現(xiàn)傳動的無級變化，即無級變速。 第3章 基本數(shù)據(jù)選擇 3.1 主要技術指標 額定功率：Kw/rpm； 最大扭矩：Nm/rpm； 無極變速機構傳動比：0.4～2.88； 中間減速機構傳動比：第一級傳動比為1.4，第二級傳動比為1.9。 3.1.1 基本參數(shù) 1. 確定變速比 變速比的大小取決于主、從動帶輪的最大工作半徑和最小工作半徑。最大工作半徑受兩帶輪中心距的限制，最小工作半徑受主、從動輪軸徑的限制。變速器增速與減速對稱分布時，主、從動輪尺寸相同，變速比如公式3.1所示： = （3.1) 根據(jù)公式3.1得： = 因變速器增速與減速對稱分布采用對稱調速，則根據(jù)公式3.1可得： 2. 帶輪半徑R、運行角、包角之間的關系如公式3.2、3.3、3.4、3.5所示： （3.1) 最大運行角 （3.3) （3.2） 隨著的增大而逐漸增大，隨著A的增大而逐漸減小。 對應于最小工作半徑, 故不可以太小。 （3.3） 3. 金屬帶傳動中，帶輪楔角不能太小，經驗值22～24度，所以選其楔角為24度，帶輪工作直徑可達75mm，傳動比范圍可達0.45～2.22，以確保其工作可靠。 （1）初選金屬帶帶輪的軸徑 mm （3.6） 初選帶輪的工作半徑 mm （3.4） 為保證其工作可靠，取mm （2）當從動輪工作在最大節(jié)圓半徑，主動輪工作在最小節(jié)圓半徑時，傳動比最大 mm （3.5） mm （3.6） （3）確定帶輪節(jié)圓半徑 mm （3.7） 取mm （3.8） （3.9） mm （4）確定主、從動帶輪的外徑、 （3.10） mm 取==121mm （5）確定主、從動帶輪中心距 mm （3.11） （6）確定帶輪軸徑 mm （3.12） 則： （3.13） （3.14） （7）確定帶長和帶輪的軸向移動 （3.15） 由公式3.18得： L =1004.7176mm 移動錐盤相對傳動比i=1時的軸向位移是 mm （3.16） 3.2 齒輪相關數(shù)據(jù)的計算 3.2.1 齒輪參數(shù) 1. 初步確定兩錐盤軸的中心距，如公式3.20： （3.17） 根據(jù)公式3.20可得： mm 式中，， 初定其為70 mm。 2. 基本參數(shù) （1）模數(shù)：齒輪的模數(shù)在2.25～2.75之間，取mm； （2）壓力角：國家規(guī)定的標準壓力角為20°； （3）螺旋角：??； （4）齒寬b:，其中； （5）齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 3.2.2 各齒輪齒數(shù)及參數(shù)分配 1. 確定從動軸上齒輪的齒數(shù) （1）傳動比，取，b=20 齒數(shù)和= （3.18） 取整為。 （3.19） 由式（3.22）得： 所以 在選取齒輪齒數(shù)時，應盡量避免齒輪齒數(shù)出現(xiàn)公約數(shù)，但為保證傳動比i=1.4，現(xiàn)保持原數(shù)。 （2）對中心距進行修正 （3.20） mm 取整mm。 對齒輪進行角度變位 端面嚙合角： tan=tan/cos = （3.21） 所以=21.1728° 嚙合角 cos==0.9458 （3.22） 所以=18.9475° 變位系數(shù)之和 （3.23） = 即：， 由式（3.23）計算精確值： （3）齒輪輪齒參數(shù) 分度圓直徑 （3.24） =2.75×20/cos21.631°=59.1666mm =2.75×28/cos21.631°=82.8334mm 齒頂高 （3.25） = 1×2.75=2.75mm 齒根高 （3.26） =（1+0.25）×2.75=3.3475mm 齒全高 (3.27) =2.75+3.3475=6.1875mm 齒頂圓直徑 (3.28) =59.1666+2×2.75=64.6666mm =82.8334+2×2.75=88.3334mm 齒根圓直徑 (3.29) =59.1666-2×3.3475=52.4716mm =82.8334-2×3.3475=76.1384mm 當量齒數(shù) (3.30) ==24.8985 ==34.8579 節(jié)圓直徑 (3.31) (3.32) mm mm mm mm 2. 確定第二級減速機構齒輪的齒數(shù) （1）傳動比，取，b=21 (3.33) mm 初選其為86mm 由式（3.21）齒數(shù)和= 取整為。 則由式（3.22）得： 所以 ?。? 則 （2）對中心距進行修正 由式（3.23）得： mm 取整mm。 對齒輪進行角度變位 由式（3.24）得端面嚙合角 tan=tan/cos= 所以：=21.1728° 由式（3.25）得嚙合角 ： cos==0.9346 所以：=20.8289° 由式（3.26）得變位系數(shù)之和 = 所以， 由式（3.23）計算精確值：A= 所以 （3）分度圓直徑 由式（3.27）得： =3×19/cos19.6336°=60.5185mm =3×35/cos19.6336°=111.4815mm 齒頂高 由式（3.28）得： = 3mm 齒根高 由式（3.29）得： =3.75mm 齒全高 由式（3.30）得： =3+3.75=6.75mm 齒頂圓直徑 由式（3.31）得： =60.5158+2×3=66.5185mm =111.4815+2×3=117.4815mm 齒根圓直徑 由式（3.32）得： =60.5185-2×3.75=53.0185mm =111.4815-2×3.75=103.9815mm 當量齒數(shù) 由式（3.33）得： ==24.8985 ==34.8579 節(jié)圓直徑 由式（3.34）得： mm mm mm mm 3. 確定主減速機構齒輪的齒數(shù) （1）傳動比，取，b=21 由式（3.36）得： mm 初選其為160 mm。 由式（3.37）得齒數(shù)和= 取整為 由式（3.22）得： 所以： 取=19，=82 則 （2）對中心距進行修正 由式（3.23）mm 取整mm。 對齒輪進行角度變位 由式（3.24）得端面嚙合角 tan=tan/cos= 所以=21.1728° 由式（3.25）得嚙合角 cos==0.9337 所以=20.9679° 由式（3.26）得變位系數(shù)之和 = 即：， 由式（3.23）計算精確值：A= 所以 （3）分度圓直徑 由式（3.27）得： =3×19/cos19.781°=60.574mm =3×82/cos19.781°=261.426mm 齒頂高 由式（3.28）得： = 3mm 齒根高 由式（3.29）得： =3.75mm 齒全高 由式（3.30）得： =3+3.75=6.75mm 齒頂圓直徑 由式（3.31）得： =60.574+2×3=66.574mm =261.426+2×3=267.426mm 齒根圓直徑 由式（3.32）得： =60.574-2×3.75=53.074mm =267.426-2×3.75=259.926mm 當量齒數(shù) 由式（3.33）得： ==22.803 ==98.413 節(jié)圓直徑，由式（3.34）得： mm mm mm mm 4. 確定行星齒輪的齒數(shù) （1）采用標準齒輪，即6個行星齒輪。 則 所以=2.0625×1.9×1.4×(0.3727～2.6833)=2.0447～14.7212 根據(jù)參考車型帝豪EC718，取=2.963 （2）斜齒輪傳動：，b=7×2.75=19.25 分度圓直徑 由式（3.27）得： =2.75×32/cos20°=93.6476mm =2.75×13/cos20°=38.0444mm =2.75×66/cos20°=193.1482mm 齒頂高 由式（3.28）得： = 2.75mm 齒根高 由式（3.29）得： =3.4375mm 齒全高 由式（3.30）得： =2.75+3.4375=6.1875mm 齒頂圓直徑 由式（3.31）得： =93.6476+2×2.75=99.1476mm =38.0444+2×2.75=43.5444mm =193.1482-2×2.75=187.6482mm 齒根圓直徑 由式（3.32）得： =93.6476-2×3.4375=86.7726mm =38.0444-2×3.4375=31.1694mm =193.1482+2×3.4375=200.0243mm 當量齒數(shù) 由式（3.33）得： ==38.5649 ==15.6670 ==79.5402 3.3 滾動球鍵 動錐盤和定錐盤作軸向相對運動時，滾動球鍵在鍵槽里滾動，輕松地實現(xiàn)錐盤的開合，調整傳動比實現(xiàn)無級變速。 在鍵槽里用軸向彈簧卡圈和孔用彈簧卡圈限制球鍵的移動范圍，保證球鍵始終作用在有效范圍內。軸用彈簧卡圈和孔用彈簧卡圈間最大距離應保證大于等于一組滾動球鍵的直徑和錐盤有效的移動距離的總長，即 （3.34） 式中，—軸用彈簧卡圈和孔用彈簧卡圈間距離（mm）； —每個滾動體（鋼球）直徑(mm)； —組滾動球鍵的滾動體（鋼球）組成個數(shù)； —錐盤的有效移動距離（mm）。 一組球鍵由三個滾動體（鋼球）組成，則當錐盤移動到最大位移時，兩彈簧卡圈間距離為。 當錐盤移動到最小位移時，兩彈簧卡圈間距離 （3.35） 由式（3.27）得： =43.6mm 由式（3.28）得： =30mm 綜上取=47.6mm，=32.6mm。 3.4 本章小結 本章通過對金屬帶式無級變速器傳動機構的相關數(shù)據(jù)的計算，確定了設計方案及基本運動參數(shù)，并對影響較大的參數(shù)進行了修正，為后續(xù)設計奠定了理論基礎。 第4章 齒輪校核 4.1 齒輪材料的選擇原則 選擇齒輪類型、材料、精度 1. 選擇斜齒輪傳動 2. 齒輪材料為20CrMnTi 3. 熱處理：滲碳、淬火、低溫回火 4. 硬度：表面硬度 56～62HRC 心部硬度 240～300HBS 5. 6級加工精度 4.2 計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大扭矩為135N.m，帶傳動效率90%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%，齒輪傳動效率99%。 Ⅰ軸 ==135×99%×96%=128.304N.m Ⅱ軸 ==128.304×90%×96%×2.88=319.261N.m Ⅲ軸 ==319.261×99%×96%×1.4=424.796N.m Ⅳ軸 ==424.796×99%×96%×1.842=743.664N.m 4.3 輪齒強度計算 4.3.1 齒面接觸強度參數(shù)計算 rpm rpm 1116.07 rpm rpm 1.齒輪1、2的相關參數(shù) （1）分度圓上名義切向力 （4.1） =N （2）使用系數(shù) 保證運轉均勻平穩(wěn)，由機械設計手冊14-89查得，=1。 （3）動載系數(shù) （4.2） 齒輪線速度： m/s 傳動精度系數(shù)C： （4.3） 其中：Z==20，=10m =6.918 圓整取C=7 由機械設計手冊查圖14-1-14得，=1.22。 （4）齒向載荷分布系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-98，齒輪裝配時對研跑合， = （4.4） = = =1.143 （5）齒間載荷分配系數(shù) N/mm 由機械設計手冊表14-1-102得，=1.1 （6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) =-0.3453， 由機械設計手冊圖14-1-16得， = （4.5） = =2.476 （7）彈性系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-105得，=189.8。 （8）重合度系數(shù) 縱向重合度 （4.6） 端面重合度 （4.7） 由機械設計手冊圖14-1-12得：， 則： （4.8） =（1+0.18）×0.61+（1+0.5253）×0.63=1.6807 由機械設計手冊圖14-1-19得，=0.79 （9）螺旋角 （4.9） = （10）小齒輪、大齒輪的單對嚙合系數(shù)、 按機械設計手冊14-1-104的判定條件，由于 （4.10） mm mm （4.11） = =1.305 = =0.9968 (4.12) =1.305-0.827×(1.305-1)=1.053 =0.9968-0.827×(0.9968-1)=0.999 取=1.053，=1。 2. 齒輪3、4的相關參數(shù) （1）分度圓上名義切向力 由式（4.1）得： =N （2）使用系數(shù) 保證運轉均勻平穩(wěn)，由機械設計手冊14-89查得，=1。 （3）動載系數(shù) 齒輪線速度:由式（4.2）得： m/s 傳動精度系數(shù)C:由式（4.3）得： 其中 Z==19，=9m =6.518 圓整取C=7 由機械設計手冊查圖14-1-14得，=1.22。 （4）齒向載荷分布系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-98，齒輪裝配時對研跑和 由式（4.4）得： = ==1.1465 （5）齒間載荷分配系數(shù) N/mm 由機械設計手冊表14-1-102得，=1.1 （6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) =-0.3453， 由機械設計手冊圖14-1-16和式（4.5）得， = = =2.3642 （7）彈性系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-105得，=189.8 （8）重合度系數(shù) 縱向重合度 由式（4.6）得： 端面重合度 由式（4.7）得： 由機械設計手冊圖14-1-12得，， 則由式（4.8）得： =（1+0.27）×0.58+（1+0.3336）×0.69=1.6568 由機械設計手冊圖14-1-19得，=0.82 （9）螺旋角 由式（4-9）得= （10）小齒輪、大齒輪的單對嚙合系數(shù)、 按機械設計手冊14-1-104的判定條件，由式（4.10）和式（4.11）得： mm mm = =1.0482 = =0.8392 由式（4.12）得： =1.0428-0.827×(1.0428-1)=1.0074 =0.8392-0.827×(0.8392-1)=0.9722 取=1.0074；=1。 3. 齒輪5、6的相關參數(shù) （1）分度圓上名義切向力 由式（4.1）得： =N （2）使用系數(shù) 保證運轉均勻平穩(wěn)，由機械設計手冊14-89查得，=1。 （3）動載系數(shù) 齒輪線速度，由式（4.2）得： m/s 傳動精度系數(shù)C，由式（4.3）得： 其中 Z==19，=9m。 =6.518 圓整取C=7 由機械設計手冊查圖14-1-14得，=1.22。 （4）齒向載荷分布系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-98，齒輪裝配時對研跑和 由式（4.4）得： = = =1.1465 （5）齒間載荷分配系數(shù) N/mm 由機械設計手冊表14-1-102得，=1.1 （6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) =-0.3453， 由機械設計手冊圖14-1-16和式（4.5）得： = = =2.3583 （7）彈性系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-105得：=189.8 （8）重合度系數(shù) 縱向重合度由式（4.6）得： 端面重合度,由式（4.7）得： 由機械設計手冊圖14-1-12得，， 則： =（1+0.27）×0.58+（1+0.4349）×0.86=1.97 由機械設計手冊圖14-1-19得，=0.71 （9）螺旋角 由式（4.9）得= （10）小齒輪、大齒輪的單對嚙合系數(shù)、 按機械設計手冊14-1-104的判定條件，，由式（4.10）和式（4.11）得： mm mm = =1.2386 = =1.2948 由式（4.12）得： =1.2386-×(1.2386-1) =1.0586 =1.2948-×(1.2948-1)=1.0724 取=1.0586，=1.0724。 4.3.2 齒面接觸應力計算 1. 對齒輪1、2進行校核 由機械設計手冊表14-1-80得： （4.13） = =1880.337MPa = =1785.69606MPa 則： MPa MPa 接觸應力均在要求范圍內，齒面接觸強度校核通過。 2. 對齒輪3、4進行校核 由式（4.13）得： = =1832.249MPa = =1832.249MPa 則： MPa MPa 接觸應力均在要求范圍內，齒面接觸強度校核通過。 3. 對齒輪5、6進行校核 由式（4.13）得： = =1866.8MPa = =1866.8MPa 則： MPa MPa 接觸應力均在要求范圍內，齒面接觸強度校核通過。 4.3.3 輪齒彎曲強度計算 1. 對齒輪1、2進行校核 （1）齒向載荷分布系數(shù) （4.14） = （2）齒向載荷分配系數(shù) ==1.1 （3）齒形系數(shù) 已知當量齒數(shù)為 由機械設計手冊圖14-1-38得，，。 （4）應力修正系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-43得，，。 （5）重合度系數(shù) (4.15) (4.16) 由機械設計手冊表14-1-114得： (4.17) 則 （6）螺旋角系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-49，根據(jù)和查得，=0.59。 （7）齒根應力 因=1.6807<2,用方法二計算。 (4.18) =440.752N/mm =448.248N/mm （8）試驗齒輪的應力修正系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-111得，=2.0。 （9）壽命系數(shù) =1.0 （10）相對齒根角敏感系數(shù) =1.0 （11）相對齒根表面狀況系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-58，齒根表面微觀不平度10點高度為m時，=1.0。 （12）尺寸系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-119得： =1.03-0.006 (4.19) =1.03-0.006×2.75=1.0135 （13）彎曲強度的安全系數(shù) (4.20) 、均達到機械設計手冊表14-1-110規(guī)定的較高可靠度時最小安全系數(shù)的要求，輪齒彎曲強度校核通過。 2. 對齒輪3、4進行校核 （1）齒向載荷分布系數(shù) 由式（4.14）得： （2）齒向載荷分配系數(shù) ==1.1 （3）齒形系數(shù) 已知當量齒數(shù)為 由機械設計手冊圖14-1-38得，，。 （4）應力修正系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-43得，，。 （5）重合度系數(shù) 由式（4.15）（4.16）（4.17）得： （6）螺旋角系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-49，根據(jù)和查得，=0.84。 （7）齒根應力 因=1.6807<2,由式（4.18）得： =507.008N/mm =531.827N/mm （8）試驗齒輪的應力修正系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-111得，=2.0。 （9）壽命系數(shù) =1.0 （10）相對齒根角敏感系數(shù) =1.0 （11）相對齒根表面狀況系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-58，齒根表面微觀不平度10點高度為m時，=1.0。 （12）尺寸系數(shù) 由（4.19）得： =1.03-0.006×3=1.012 （13）彎曲強度的安全系數(shù) 由式（4.20）得： 、均達到機械設計手冊表14-1-110規(guī)定的較高可靠度時最小安全系數(shù)的要求，輪齒彎曲強度校核通過。 3. 對齒輪5、6進行校核 （1）齒向載荷分布系數(shù) 由式（4.14）得： （2）齒向載荷分配系數(shù) ==1.1 （3）齒形系數(shù) 當量齒數(shù)為： 由機械設計手冊圖14-1-38得，，。 （4）應力修正系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-43得，，。 （5）重合度系數(shù) 由式（4.15）（4.16）（4.17）得： （6）螺旋角系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-49，根據(jù)和查得，=0.83。 （7）齒根應力 由式（4.18）得： =548.938N/mm =560.0159N/mm （8）試驗齒輪的應力修正系數(shù) 由機械設計手冊表14-1-111得，=2.0。 （9）壽命系數(shù) =1.0 （10）相對齒根角敏感系數(shù) =1.0 （11）相對齒根表面狀況系數(shù) 由機械設計手冊圖14-1-58，齒根表面微觀不平度10點高度為m 時，=1.0。 （12