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第一章 緒論
1.1 無(wú)級(jí)變速器的介紹 .
CVT(Continuously Variable Transmission)技術(shù)即無(wú)級(jí)變速技術(shù)，它采用傳動(dòng)帶和工作直徑可變的主、從動(dòng)輪相配合來(lái)傳遞動(dòng)力，可以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)改變，從而得到傳動(dòng)系與發(fā)動(dòng)機(jī)工況的最佳匹配。常見(jiàn)的無(wú)級(jí)變速器有液力機(jī)械式無(wú)級(jí)變速器和金屬帶式無(wú)級(jí)變速器（VDT-CVT），目前國(guó)內(nèi)市場(chǎng)上能見(jiàn)到的、采用了這種技術(shù)的只有奧迪、派力奧(西耶那、周末風(fēng))、飛度和旗云4款車(chē)型。目前，國(guó)內(nèi)汽車(chē)廠(chǎng)家奇瑞也掌握了無(wú)級(jí)變速技術(shù)，據(jù)報(bào)道將于2010年投入生產(chǎn)
無(wú)級(jí)變速器與常見(jiàn)的液壓自動(dòng)變速器最大的不同是在結(jié)構(gòu)上，后者是由液壓控制的齒輪變速系統(tǒng)構(gòu)成，還是有擋位的，它所能實(shí)現(xiàn)的是在兩擋之間的無(wú)級(jí)變速，而無(wú)級(jí)變速器則是兩組變速輪盤(pán)和傳動(dòng)帶組成的，比傳統(tǒng)自動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，體積小。另外，它可以自由改變傳動(dòng)比，從而實(shí)現(xiàn)全無(wú)級(jí)變速使車(chē)速變化更為平穩(wěn)沒(méi)有變速器換擋時(shí)那種“頓”的感覺(jué)。
圖1-1 無(wú)級(jí)變速器
1.2 機(jī)械變速器的現(xiàn)狀和類(lèi)別
變速傳動(dòng)裝置分為無(wú)級(jí)變速和有級(jí)變速兩種。無(wú)級(jí)變速傳動(dòng)是在某種可控作用下，使機(jī)械輸出軸轉(zhuǎn)速在兩個(gè)極值范圍內(nèi)作連續(xù)而任意變化的變速傳動(dòng)裝置，而有級(jí)變速傳動(dòng)則是使機(jī)械輸出軸的轉(zhuǎn)速在兩個(gè)極值范圍內(nèi)某一規(guī)律作間斷變化的變速傳動(dòng)裝置。對(duì)于做成獨(dú)立部件形式的無(wú)級(jí)變速傳動(dòng)裝置，成為無(wú)級(jí)變器。
????無(wú)級(jí)變速器有電磁的、流體的和機(jī)械的等多種類(lèi)型。電磁無(wú)級(jí)變速器可用交流電動(dòng)機(jī)調(diào)速（變頻、調(diào)壓等）、直流電動(dòng)機(jī)調(diào)速（挑刺通或電樞電壓等）。流體無(wú)級(jí)變速器有液壓（節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速或復(fù)合調(diào)速）、液力（液力偶合器和液力變矩器）、氣壓等傳動(dòng)。
現(xiàn)今，機(jī)械摩擦式無(wú)級(jí)變速器業(yè)已廣泛用于金屬切削機(jī)床、輕工、紡織、化工、食品、農(nóng)業(yè)、冶金、運(yùn)輸?shù)葯C(jī)械和儀器儀表等行業(yè)。
1.3 摩擦式無(wú)級(jí)變速器
機(jī)械摩擦式無(wú)級(jí)變速器是利用摩擦力來(lái)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的，它有三個(gè)基本組成部分：加壓裝置，摩擦變速機(jī)構(gòu)，調(diào)速操縱機(jī)構(gòu)。
1. 使傳動(dòng)零件相互壓緊，以在接觸區(qū)內(nèi)產(chǎn)生所需摩擦力的機(jī)構(gòu)稱(chēng)為加壓裝置。
2. 靠摩擦力傳動(dòng)、且主動(dòng)和從動(dòng)零件之間尺寸比例關(guān)系可與改變從而獲得變速的機(jī)構(gòu)稱(chēng)為摩擦變速機(jī)構(gòu)。
3. 改變主、從動(dòng)零件相對(duì)位置以調(diào)節(jié)兩者之間尺寸比例關(guān)系，從而實(shí)現(xiàn)改變傳動(dòng)比，即實(shí)現(xiàn)變速的機(jī)構(gòu)稱(chēng)為調(diào)速操縱機(jī)構(gòu)。
摩擦機(jī)構(gòu)總是由若干個(gè)相互接觸的輪子所組成（擾性中間元件可看成擾性輪），接觸部位的形狀可以是直線(xiàn)或圓弧曲線(xiàn)，通過(guò)改變輪子的相對(duì)位置，使接觸點(diǎn)沿其中一輪的母線(xiàn)移動(dòng)或擺動(dòng)，改變其中某些輪子的工作半徑而實(shí)現(xiàn)變速。
加壓裝置是影響無(wú)極變速傳動(dòng)性能和承載能力的重要部件。加壓裝置按加壓特性分為兩種：
1. 恒壓加壓裝置——工作過(guò)程中壓緊力始終不變，即壓緊力為常量；
2. 自動(dòng)加壓裝置——工作過(guò)程中壓緊力隨著負(fù)載的變化而作正比變化。
1.4 摩擦式無(wú)級(jí)變速器運(yùn)動(dòng)原理
加壓裝置所提供的壓緊力與變速器輸出轉(zhuǎn)速的關(guān)系稱(chēng)為加壓特性。無(wú)級(jí)變速器的加壓特性取決于摩擦機(jī)構(gòu)的型式及其機(jī)械特性。
在輸入轉(zhuǎn)速n1一定的情況下，無(wú)級(jí)變速器輸出軸扭矩T2（或功率P2）與轉(zhuǎn)速n2的關(guān)系稱(chēng)為機(jī)械特性、可用圖1-2所示坐標(biāo)系n2-T2（n2-P2）中的平面曲線(xiàn)T2（n2）或P2=P（n2）來(lái)表征。
無(wú)級(jí)變速器的機(jī)械特性大致可以歸納為三種：
1) 恒功率特性——指輸出功率保持不變，如圖1-2中實(shí)線(xiàn)所示。這時(shí)輸 出扭矩和輸出轉(zhuǎn)速呈雙曲線(xiàn)關(guān)系。在低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，載荷變化對(duì)轉(zhuǎn)速影響小，工作中又很高的穩(wěn)定性，能充分利用原動(dòng)機(jī)的全部功率。這種機(jī)械特性經(jīng)濟(jì)性好，適用于起重機(jī)、金屬切削機(jī)床等的需要。
2) 恒扭矩特性——指輸出扭矩為常量，這時(shí)輸出功率和輸出轉(zhuǎn)速呈正比變化，如圖1-2中虛線(xiàn)所示。如果輸出扭矩小于負(fù)載扭矩，輸出轉(zhuǎn)速就立即下降，甚至引起打滑和運(yùn)轉(zhuǎn)中斷，不能充分利用原動(dòng)機(jī)的輸入功率。這種機(jī)械特性適用于機(jī)床進(jìn)給機(jī)構(gòu)和某些干燥機(jī)等設(shè)備的學(xué)要。
3) 變功率便扭矩特性——輸出轉(zhuǎn)速負(fù)載扭矩和功率的變化而變化，其規(guī)律復(fù)雜多樣，通常按試驗(yàn)方法確定。
圖1-2 鋼環(huán)無(wú)級(jí)變速器的機(jī)械特性
應(yīng)當(dāng)指出，在一般無(wú)級(jí)比變速器中，可以采用調(diào)節(jié)壓緊力的方式（如用自動(dòng)加壓裝置），使在一定的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)獲得接近恒功率或恒扭矩的機(jī)械特性，以滿(mǎn)足工作需要。
恒壓加壓裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，便于布置，能紡織過(guò)載，但影響效率和壽命。壓緊力可以由彈簧、離心力、重力、氣壓或液壓提供，其中最常用的是彈簧加壓裝置。
自動(dòng)加壓裝置可減小滑動(dòng)，利于提高效率和壽命，便于實(shí)現(xiàn)恒功率傳動(dòng)以充分利用動(dòng)力，但不能防止過(guò)載，使用時(shí)應(yīng)設(shè)置安全聯(lián)軸器等過(guò)載保護(hù)裝置。自動(dòng)加壓可利用彈性環(huán)自動(dòng)楔緊原理或利用擺動(dòng)齒輪箱的反作用力矩原理等進(jìn)行加載。
調(diào)速操縱機(jī)構(gòu)可根據(jù)工作要求采用手動(dòng)或自動(dòng)控制方式，其基本原理都是將其中某個(gè)輪子沿一個(gè)（或幾個(gè)）輪子的母線(xiàn)作運(yùn)動(dòng)以進(jìn)行調(diào)速?？紤]到輪子的母線(xiàn)通常為直線(xiàn)或圓弧，所以調(diào)速操縱機(jī)構(gòu)可以分為兩類(lèi)：
1） 藉移動(dòng)方式改變輪子的工作半徑，適用于母線(xiàn)為直線(xiàn)的輪子。常用機(jī)構(gòu)為：螺旋機(jī)構(gòu)；齒輪-齒條機(jī)構(gòu)；螺旋-杠桿復(fù)合機(jī)構(gòu)；螺旋-連桿組合機(jī)構(gòu)；偏心機(jī)構(gòu)等。
2） 藉擺動(dòng)方式改變輪子的工作半徑，適用于母線(xiàn)為圓弧的輪子。常用機(jī)構(gòu)為：蝸輪-凸輪組合機(jī)構(gòu)；齒輪齒條-正弦組合機(jī)構(gòu)；偏心機(jī)構(gòu)等。
1.5 無(wú)級(jí)變速器計(jì)算準(zhǔn)則
無(wú)極變速器的工作能力主要受到傳動(dòng)零件和加壓裝置零件失效的制約。
對(duì)于采用全部剛性零件的閉式無(wú)級(jí)變速器，在充分潤(rùn)滑條件下，傳動(dòng)零件失效形式通常是疲勞點(diǎn)蝕，而加壓零件因受結(jié)構(gòu)尺寸限制其失效形式除疲勞點(diǎn)蝕外，尚有塑性流動(dòng)或表面壓潰。對(duì)此，應(yīng)進(jìn)行接觸強(qiáng)度計(jì)算。此外，由于啟動(dòng)時(shí)潤(rùn)滑不良以及接觸區(qū)不可避免地存在滑動(dòng)，所以也會(huì)出現(xiàn)表面磨損失效。若有必要，可按常規(guī)的磨損計(jì)算準(zhǔn)則（工作線(xiàn)壓力q許用線(xiàn)壓力）進(jìn)行磨損強(qiáng)度計(jì)算。
對(duì)于高速重載無(wú)級(jí)變速器，主要失效形式是膠合，可按接觸瞬時(shí)溫度不超過(guò)許用值的膠合計(jì)算準(zhǔn)則進(jìn)行計(jì)算。
對(duì)于開(kāi)式無(wú)級(jí)變速器，主要失效形式是磨損，應(yīng)進(jìn)行磨損強(qiáng)度計(jì)算。
對(duì)于帶式無(wú)級(jí)變速器，主要是膠帶失效，原則上可按帶傳動(dòng)中的計(jì)算準(zhǔn)則處理。
1.6 鋼環(huán)分離錐輪無(wú)級(jí)變速器的優(yōu)點(diǎn)
鋼環(huán)分離錐輪無(wú)極變速器的特點(diǎn)是：
1）鋼環(huán)具有自動(dòng)加壓作用，能隨著扭矩的增加而增大。鋼環(huán)既是傳動(dòng)零件，又是加壓元件。因此，無(wú)需另設(shè)加壓裝置，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便。
2）容易產(chǎn)生幾何滑動(dòng)，原因是錐輪頂點(diǎn)與鋼環(huán)的內(nèi)錐頂點(diǎn)不相重合所致。為了減小幾何滑動(dòng)和提高傳動(dòng)效率，可不采用線(xiàn)接觸而用點(diǎn)接觸的結(jié)構(gòu)形式。
3）能實(shí)現(xiàn)對(duì)稱(chēng)型調(diào)速（既最大傳動(dòng)imax與最小傳動(dòng)比imin對(duì)稱(chēng)于i=1的調(diào)速），i=1/3.2~3.2，調(diào)速幅度Rb=10（16）。
4) 機(jī)械特性與恒功率特性較接近（從動(dòng)錐輪轉(zhuǎn)速n2低時(shí)扭矩T2大，而n2高時(shí)則T2?。?
這種無(wú)級(jí)變速器中的主要零件鋼環(huán)和錐輪均用軸承鋼GCr15制造（若要求淬透性好，可用GCr15SiMn鋼），熱處理后工作表面的硬度不低于HRC58~64，磨削后的表面粗糙度Ra（輪廓算術(shù)平均偏差）不大于0.63μm或（輪廓微觀不平度十點(diǎn)高度）不大于3.2μm。
1.7 本次課題設(shè)計(jì)任務(wù)
題目：設(shè)計(jì)一鋼環(huán)分離錐輪無(wú)級(jí)變速器，已知輸入功率P1=4 kw，輸入軸轉(zhuǎn)速n1=1000 r/min Rb=9。
要求：裝配圖一張，零件圖若干，說(shuō)明書(shū)一份，英文翻譯一篇等。
第2章 鋼環(huán)分離錐輪無(wú)級(jí)變速器設(shè)計(jì)理論
2.1 鋼環(huán)分離錐輪無(wú)級(jí)變速器簡(jiǎn)圖
圖2-1 無(wú)級(jí)變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
2.2 變速器運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算
鋼環(huán)分離錐輪無(wú)級(jí)變速器的傳動(dòng)比為（圖2-2）
……（2-1）
，式中ε——滑動(dòng)率，，若不考慮滑動(dòng)，則ε=0；
、——主、從動(dòng)錐輪與鋼環(huán)接觸處的圓周速度；
n1、n2——主、從動(dòng)錐輪的轉(zhuǎn)速；
、——主、從動(dòng)錐輪的工作直徑；
——傳動(dòng)比i=1（ =）時(shí)的工作直徑；
圖2-2 鋼環(huán)與分離錐輪之間的幾何關(guān)系（圖中實(shí)線(xiàn)位置表示i=1時(shí)）
、——錐輪的最大、最小工作直徑（ 下標(biāo)1指主動(dòng)錐輪，下標(biāo)2指從動(dòng)錐輪）；
a——錐輪的錐頂半角；
x——可移動(dòng)錐輪相對(duì)于i=1（實(shí)線(xiàn)位置）的軸向移動(dòng)量，上面運(yùn)算符號(hào)用于增速，下面運(yùn)算符號(hào)用于減速。
調(diào)速幅度 ：
因?qū)賹?duì)稱(chēng)型調(diào)速： ，
故：，，，
鋼環(huán)的轉(zhuǎn)速
式中 ——鋼環(huán)工作直徑，見(jiàn)圖2-2
考慮到，故，將其中帶入式（2-1），得錐輪位移量x與傳動(dòng)比之間的關(guān)系為
錐輪的移動(dòng)通常用齒輪-齒條傳動(dòng)，這時(shí)，錐輪位移量也就是齒條的移動(dòng)量，當(dāng)位移量為x時(shí)，齒輪的相應(yīng)回轉(zhuǎn)角（也就是手輪的回轉(zhuǎn)角度），
式中 z——齒輪的齒數(shù)；
m——齒輪的模數(shù)。
2.3 傳動(dòng)零件的尺寸
傳動(dòng)零件之間的尺寸關(guān)系為（圖2-2）
錐輪最大工作直徑 mm，式中，為錐輪的最小工作直徑，mm。由強(qiáng)度及結(jié)構(gòu)要求確定。
主、從動(dòng)錐輪之間的中心距
a=(1.15～1.3)max mm
錐輪錐頂角
線(xiàn)接觸時(shí)鋼環(huán)工作面的接觸長(zhǎng)度
mm
鋼環(huán)工作直徑
D=(1.8～2 )Dmax mm
鋼環(huán)工作寬度
mm
鋼環(huán)寬度
mm
鋼環(huán)厚度
h=(0.2～0.9)B mm
點(diǎn)接觸時(shí)鋼環(huán)工作面的圓弧半徑
mm
鋼環(huán)內(nèi)周直徑
mm
鋼環(huán)外周直徑
mm
錐輪小端直徑
mm
錐輪大端直徑
mm
2.4 鋼環(huán)無(wú)級(jí)變速器受力分析
鋼環(huán)無(wú)級(jí)變速器中的鋼環(huán)具有自動(dòng)加壓作用?？蛰d時(shí)，鋼環(huán)圓心O3位于主、從動(dòng)錐輪輪心O1、O2的連心線(xiàn)上（圖2-3中的實(shí)線(xiàn)位置）；
圖2-3 受力分析簡(jiǎn)圖
承載后，主動(dòng)錐輪1依靠摩擦力F帶動(dòng)鋼環(huán)3沿著切線(xiàn)方向移至虛線(xiàn)位置，這時(shí)鋼環(huán)與主、從動(dòng)錐輪楔緊并產(chǎn)生法向壓緊力Q（所傳遞的載荷越大，楔得越緊），與此同時(shí)，由鋼環(huán)通過(guò)摩擦力驅(qū)動(dòng)一對(duì)從動(dòng)錐輪2。錐輪與鋼環(huán)之間的法向壓緊力Q可以分解為徑向壓緊力Qr和軸向壓緊力Qa。由于軸向壓緊力Qa相互抵消，故以鋼環(huán)作為分離體時(shí)的力平衡條件是
或
由此得
N （2-2）
式中 ——傳動(dòng)可靠性系數(shù)，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)，可取=1.2~1.5；
f——摩擦系數(shù)，對(duì)于淬火鋼-淬火鋼，油式時(shí)f=0.03~0.05，干式時(shí)0.1 ~0.2，
——連心線(xiàn)O1O3′或O2O3′與弦AB之間的夾角。
每個(gè)錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力）
N
每個(gè)錐輪所傳遞的扭矩
，N.mm
，N.mm
式中P1為主動(dòng)錐輪的傳遞功率，kW；為傳動(dòng)效率。
所以每個(gè)錐輪上的壓緊力
N （2-3）
每個(gè)錐輪上的徑向壓緊力
N
每個(gè)錐輪上的軸向壓緊力
N
2.5 零件之間初始間隙或過(guò)盈
由式可見(jiàn)
（2-4）
γ是影響壓緊力的因素之一。當(dāng)主、從動(dòng)錐輪的軸線(xiàn)在同一水平平面內(nèi)時(shí)，為了獲得所需的γ值，應(yīng)使鋼環(huán)與主、從動(dòng)錐輪之間具有一定的初始間隙
是鋼環(huán)在徑向壓緊力Qr作用下的徑向變形
Re——鋼環(huán)剖面重心的回轉(zhuǎn)半徑（見(jiàn)圖2-5），mm
E——鋼環(huán)材料的彈性模量，N/；
I——鋼環(huán)剖面對(duì)剖面中心軸的慣性矩，
在圖2-3中，折線(xiàn)A O3′B在直線(xiàn)AB上的投影應(yīng)當(dāng)?shù)扔谡劬€(xiàn)AO1O2B在直線(xiàn)上的投影，由此可得
mm
當(dāng)主、從動(dòng)錐輪的軸線(xiàn)在同一鉛垂平面內(nèi)時(shí)，鋼環(huán)因自重作用不能同時(shí)緊貼在主、從動(dòng)錐輪上。這時(shí)，應(yīng)使鋼環(huán)與錐輪之間具有一定的初始過(guò)盈以保證產(chǎn)生一定的預(yù)壓緊力。仍用上式計(jì)算，但應(yīng)取負(fù)值。
由上式可得
此式表明，當(dāng)值最大時(shí)，γ值最大，但Kn【見(jiàn)式（2-4）】值卻最小，對(duì)應(yīng)于此時(shí)的傳動(dòng)比為極限值imax或imin；而當(dāng)值最小即等于零時(shí)，γ值最小，Kn值卻最大，對(duì)應(yīng)于此時(shí)的傳動(dòng)比i=1。設(shè)計(jì)時(shí)，通常應(yīng)該按極限傳動(dòng)比時(shí)選定傳動(dòng)可靠性系數(shù)Kn和確定初始間隙。因此，當(dāng)處于其他傳動(dòng)比時(shí)，傳動(dòng)可靠性系數(shù)Kn均有所增大，但最大增量?jī)H在5%內(nèi)。
2.6 強(qiáng)度驗(yàn)算
鋼無(wú)級(jí)變速器的承載能力受到錐輪和鋼環(huán)的制約。錐輪和鋼環(huán)的主要失效形式是表面疲勞點(diǎn)蝕，因此設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)計(jì)算其接觸疲勞強(qiáng)度。
當(dāng)鋼環(huán)與錐輪初始線(xiàn)接觸時(shí)，最大接觸應(yīng)力
N/ （2-5）
點(diǎn)接觸時(shí)
N/ （2-6）
圖2-4 錐輪和鋼環(huán)的曲率
式中 Q——壓緊力，見(jiàn)式（2-3）。對(duì)于作恒功率傳動(dòng)的變速器，Q應(yīng)該按從動(dòng)錐輪最低轉(zhuǎn)速n2min的情況，即按主動(dòng)錐輪最小工作直徑D1min的位置進(jìn)行計(jì)算；對(duì)于作恒扭矩傳動(dòng)的變速器，Q應(yīng)按照從動(dòng)錐輪最高轉(zhuǎn)速n2max的情況，即按從動(dòng)輪最小工作直徑D2min的位置進(jìn)行計(jì)算；對(duì)于功率、扭矩均變化的變速器，Q應(yīng)按的位置進(jìn)行計(jì)算；
E——彈性模量，對(duì)于鋼，E= N/；
——接觸副在計(jì)算位置處的當(dāng)量曲率，1/mm
=k11+k12+k21+k22
k11——錐輪1在主平面1內(nèi)的曲率k11 ，1/mm
k12——錐輪1在主平面1內(nèi)的曲率k12=0
k21——鋼環(huán)2在主平面2內(nèi)的曲率k21，1/mm
k22——鋼環(huán)2在主平面2內(nèi)的曲率k22=1/r（線(xiàn)接觸時(shí)k22=0；點(diǎn)接觸時(shí)k22），1/mm
b——接觸長(zhǎng)度，mm
c——與接觸點(diǎn)各曲率有關(guān)的橢圓積分函數(shù)，可按曲率系數(shù)cosτ查表
——許用接觸應(yīng)力，對(duì)于GCr15號(hào)鋼，線(xiàn)接觸時(shí)其=1500~1800 N/；點(diǎn)接觸時(shí)其=2200~2500 N/。
2.6.1 恒功率傳動(dòng)情況時(shí)
F和Q按位置計(jì)算（相當(dāng)于n2min）。由式（2-3）得
N.mm
1） 線(xiàn)接觸
取E= N/，，，，，2a=127°，則
k11mm
k21 mm
=k11+k21= mm
代人式（2-5），得校驗(yàn)計(jì)算公式
N/ （2-7）
設(shè)計(jì)計(jì)算公式
mm （2-8）
2） 點(diǎn)接觸
k11、k12、k21均同線(xiàn)接觸，而
k22= 1/mm
故 =k11+k12+k21+k22 1/mm
代入式（2-6），得校檢計(jì)算公式
N/ （2-9）
設(shè)計(jì)計(jì)算公式
mm （2-10）2.6.2 恒扭矩傳動(dòng)情況時(shí)
F和Q按位置計(jì)算（相應(yīng)于），由于（2-3）得
N （2-11）
E、、 、b、r、2a等值或計(jì)算式同恒功率傳動(dòng)。
1）線(xiàn)接觸
效驗(yàn)計(jì)算公式
N/ （2-12）
設(shè)計(jì)計(jì)算公式
mm （2-13）
2）點(diǎn)接觸
校驗(yàn)計(jì)算公式
N/ （2-14）
設(shè)計(jì)計(jì)算公式
mm （2-15）
以上各式均取、b、r的平均值（即，，r=0.85），推倒而得。若用推薦值的上、下限，即、、r=0.9或、 、 r=0.8，則所得結(jié)果與平均值時(shí)相差很?。ㄔ赗b=9時(shí)，對(duì)于線(xiàn)接觸公式，差率<1.3%；對(duì)于點(diǎn)接觸公式，差率<3.3%），應(yīng)此式（2-7）~（2-15）對(duì)于不同的、b、r取值均能適用。
2.6.3 鋼環(huán)強(qiáng)度校驗(yàn)計(jì)算
圖2-5列出了鋼環(huán)的剖面尺寸及參數(shù)。鋼環(huán)在傳動(dòng)中因彈性變形而引起應(yīng)力，可近似地按曲桿計(jì)算。
鋼環(huán)內(nèi)周的正應(yīng)力
N/
鋼環(huán)外周的正應(yīng)力
N/
鋼環(huán)剖面在接觸處的最大應(yīng)力
N/
式中： ——徑向壓力，N；
——鋼環(huán)內(nèi)周半徑，mm；
——鋼環(huán)外周半徑，mm
——鋼環(huán)剖面重心的回轉(zhuǎn)半徑，，mm；
——鋼環(huán)剖面重心至中性層的距離，，mm；
——中性層所在處的半徑， ,mm
圖2-5 鋼環(huán)剖面尺寸
第三章 鋼環(huán)分離錐輪無(wú)級(jí)變速器的計(jì)算
3.1 計(jì)算錐輪的尺寸和參數(shù)
1.錐輪最小工作直徑Dmin的確定
（1） 按線(xiàn)接觸
mm
式中 Kn—傳動(dòng)可靠性系數(shù)，取Kn=1；
—許用接觸應(yīng)力。錐輪與鋼環(huán)材料均用GCr15號(hào)鋼，表面淬硬達(dá)HRC62-64=1800N/； f—摩擦系數(shù)。取f=0.05（油式）
于是得
Dmin≥34.12mm
（2） 按點(diǎn)接觸
mm
式中 c—系數(shù)，根據(jù)曲率系數(shù)按表10-1取定，而曲率系數(shù)==0.55，查表10-1得c=1.09；
—許用接觸應(yīng)力，取=2200N/
于是得
Dmin≥ 31.70 mm
可見(jiàn)線(xiàn)接觸是薄弱環(huán)節(jié)，故取定=35 mm。
2.錐輪最大工作直徑的確定
==335=105mm
3錐輪錐頂角2的確定
取 2=
4.主、從動(dòng)錐輪之間中心距a的確定
a=1.3=1.3105=137mm
5錐輪與鋼環(huán)之間工作長(zhǎng)度b的確定
b==105=5.52，取b=6mm
6錐輪小端直徑Di的確定
Dminbsina=35-6=29.64mm，取Di=30mm
7.錐輪大端直徑的確定
De≥Dmax+bsina=105+6=110.6mm,取=111mm
8.錐輪的長(zhǎng)度確定
可移動(dòng)錐輪的結(jié)構(gòu)如下圖3-1所示。初步選擇滾動(dòng)軸承，在L5處選用角接觸軸承，結(jié)合錐輪的大端直徑根據(jù)配合要求，選用軸承d=55mm角接觸球的軸承，型號(hào)為7311B，D=120mm，軸承的寬度B=29?？紤]到退刀槽的存在和裝配要求，L5處為27mm，L4處為退刀槽長(zhǎng)度為3，深度為2。L3處為一軸肩，取軸肩的直徑為d3=82mm?？梢苿?dòng)錐輪在L9處要裝配一個(gè)深溝球軸承，因?yàn)樵贚5處有的直徑為55且又軸肩的存在，故選用軸承6210,直徑d=50mm，D=90mm，可以知道軸承寬度B=20mm。在L7處有一個(gè)擋環(huán)，可以選用擋環(huán) L7=2mm，深度為2mm，選用L8=6mm。這樣可以得知L6≥2+2+20+6＝30，取L6=54mm，錐輪斜邊水平水平方向長(zhǎng)取28mm,所以錐輪總長(zhǎng)為122mm。根據(jù)以后算出裝錐輪處軸徑的大小，考慮到花鍵的存在，知道可移動(dòng)錐輪的內(nèi)徑為22mm。
不可移動(dòng)錐輪跟可移動(dòng)錐輪，不同的有，不可移動(dòng)錐輪沒(méi)有擋環(huán)存在且內(nèi)徑為24mm，無(wú)需考慮L7、L8、L9的長(zhǎng)度，且L9的長(zhǎng)度少于可移動(dòng)中的長(zhǎng)度。
圖3-1 可移動(dòng)錐輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
3.2 鋼環(huán)的設(shè)計(jì)
1）鋼環(huán)工作直徑
D0=(1.8～2)Dmax,取D0 =210mm
2）鋼環(huán)工作寬度
B0（Dmax- Dmin）ctga+ bcosa=（105-35）ctga+6 cos63.5=40.3mm 取B0=44.32mm
3）鋼環(huán)寬度
B= B0+ bcosa =44.57+6xcos63.5=47mm
4）點(diǎn)接觸是鋼環(huán)接觸區(qū)的圓弧半徑, 鋼環(huán)厚度
r=0.85 D0=0.85166.5=141.525mm
h=0.4 (B0+ bcosa)=20mm
5）鋼環(huán)的內(nèi)徑
= D0bsina=210-6 sin63.5=205mm
6）鋼環(huán)外徑
Doe=+2h=205+220=245mm
7）鋼環(huán)剖面積
A=Bh=4720=940
8）鋼環(huán)剖面重心的回轉(zhuǎn)半徑
==112.5mm
9）中性層所在半徑
=112mm
10）重心至中性層的距離
112.5-112=0.5mm
11）內(nèi)周至中性層的距離
=112-205/2=9.5mm
12）外周至中性層的距離
=245/2-112=10.5mm
3.3 軸系零件設(shè)計(jì)
1）輸出軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
若取齒輪傳動(dòng)的效率=0.85，軸承的傳動(dòng)效率=0.97則
P2= =4×0.850.97=3.298 KW
又因?yàn)閺膭?dòng)輪轉(zhuǎn)速低時(shí)扭矩大 ，所以取i=3
則 ==1000/3=333
于是 ==9550000(3.298/333)=94582.
2） 初步確定軸的最小直徑
圖3-2 軸得簡(jiǎn)圖
先估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。
根據(jù) 取=100
則 d min=21.4mm,輸出軸的最小直徑顯然是安裝移動(dòng)錐輪的直徑又因?yàn)橐紤]花鍵的大小，于是取d1=22mm,因?yàn)榭梢苿?dòng)錐輪的存在，錐輪長(zhǎng)度為122mm，可移動(dòng)錐輪要在軸上來(lái)回移動(dòng)，移動(dòng)的距離取15mm，花鍵的尾當(dāng)為30°角的斜線(xiàn)，可以知道與斜線(xiàn)對(duì)應(yīng)的長(zhǎng)度為1mm，則L1≥122+1+15＝138mm，考慮到還有一錐輪也有部分在L1上，取L1=175mm，d2=24mm,L2=122mm
考慮到要在d3處裝配一個(gè)軸承，所以d3=25mm，選取軸承為6305型號(hào)的深溝球軸承，所以L(fǎng)4=17mm，退刀槽為2×3mm。擋圈厚度為2mm，擋圈在軸上的裝配深度為3.2mm。所以L(fǎng)5≥17+4=21，取L5=24mm
因?yàn)榭紤]到要在L6處安裝油封，取無(wú)骨架橡膠油封。考慮到軸承的定位配合，取d4=29mm。油封寬度為14mm，考慮到與端蓋的裝配可知L6取40mm，取d5=24mm,取鍵的尺寸為寬8高7。
3.4 調(diào)速操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
采用齒輪-齒條式調(diào)速操縱機(jī)構(gòu)（如圖3-3所示）：
圖3-3 齒輪-齒條式調(diào)速操縱機(jī)構(gòu)
3.4.1 確定齒輪的參數(shù)
因?yàn)椋X輪齒條只作為調(diào)速用，所以在調(diào)速時(shí)不會(huì)受太大的力，所以齒輪的設(shè)計(jì)采用最小單位計(jì)算。
故選取齒輪的齒數(shù)為z=17，模數(shù)為m=1.5，=1，=0.25，=1，
則 分度圓直徑 d1=17×1.5=25mm ，齒寬 b=×d1=1×17=17mm
齒高 h=（2）m=（2×1+0.25）×1.5=3.37mm
齒根圓直徑 =[z-2（）]m=（17-2-0.5）×1.5=21.75mm
齒頂圓直徑 =（z+2）m=（17+2）×1.5=28.5mm
齒距 p=πm=3.14×1.5=4.71
手輪端的直徑選取d=30mm，D=110mm
齒輪軸的長(zhǎng)度根據(jù)裝配關(guān)系和齒寬的大小取長(zhǎng)度為245mm
3.4.2 確定齒條的參數(shù)
可以根據(jù)移動(dòng)的范圍和配合及齒輪的直徑，可取齒條長(zhǎng)度L≥17+15,考慮裝配關(guān)系，取齒條長(zhǎng)度為65mm
,齒高 h=3.5mm
圖3-4 調(diào)節(jié)套
d2處和d4處要安裝軸承，根據(jù)軸承的大小，可以知道得知：
d2=120mm ， d4=90mm
在d2處和d4處又兩個(gè)退刀槽，取2×2,d5為100mm，d3處要和d4處的軸承配合，根據(jù)要求可以選擇d3=84mm
根據(jù)配合知d1的長(zhǎng)度取 d1=136mm
L1為齒條的長(zhǎng)度，所以L(fǎng)2=62mm ，L1＞62+29=91mm,取L1=105mm,L3=132mm 取L4=L2=62mm，d2處的內(nèi)徑長(zhǎng)度根據(jù)軸承的裝配可以知道為29mm，d4處的長(zhǎng)度同樣可以知道為20mm，取d3處內(nèi)徑孔的長(zhǎng)度為20mm，d5處孔內(nèi)徑長(zhǎng)32mm,d6=60mm。
銷(xiāo)孔直徑的大小為18mm銷(xiāo)孔的中心線(xiàn)到端面的距離為9+17=26mm。
3.4.3 計(jì)算螺桿
螺桿圖3-5所示
圖3-5 螺桿
根據(jù)螺桿所受的力可以選擇螺桿的直徑，因?yàn)槭芰?
Qa=Qsina=4928.3×0.895=4410.82N，選取材料為45性能為4.6的螺桿，查表可得材料的屈服極限=240MPa，查的安全系數(shù)S=4，故螺桿材料的許用應(yīng)力=/4=60 MPa， 根據(jù)式 =11mm。取d1=11mm，牙型角為60°的等邊三角形。則螺桿小端為直徑11mm，大端直徑為12mm
。螺桿的長(zhǎng)度根據(jù)裝配關(guān)系選取250mm
3.5 設(shè)計(jì)箱體
箱體的壁厚為δ=0.04a+1≥8，所以箱體的壁厚取為δ=20mm
地腳螺釘直徑d=0.036a+12=0.036×137+12=16.932mm，取d=17mm。凸臺(tái)直徑可查的為33mm，箱底座凸緣厚度為1.5δ=30mm，地角螺釘?shù)臄?shù)目為4個(gè)。
軸承端蓋的螺釘直徑為，d1= (0.4~0.5)d,所以取d1=10mm，取體的總長(zhǎng)為432mm×345mm×340mm，圖形其他尺寸參照設(shè)計(jì)手冊(cè)選取
第四章 強(qiáng)度校核
4.1 鋼環(huán)強(qiáng)度驗(yàn)算
1）鋼環(huán)內(nèi)周的正應(yīng)力
=95.5100001.254cos63.5/(0.05100035)=5252.5
于是得ói=19.25
2）鋼環(huán)外周的正應(yīng)力
=5.06
3）鋼環(huán)接觸處剖面內(nèi)的最大應(yīng)力
=17.18
4）鋼環(huán)許應(yīng)應(yīng)力
式中 ——材料的屈服限。鋼環(huán)材料同樣選用號(hào)鋼，故
=380~420
——許用安全系數(shù)，取=2。
于是得 =200
可見(jiàn)，鋼環(huán)剖面內(nèi)各處的工作應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，故強(qiáng)度足夠。
4.2 校檢軸的強(qiáng)度
輸入軸的功率P1=4kW，輸入軸轉(zhuǎn)速n1= 1000r/min,調(diào)速幅度Rb=9
每個(gè)錐輪所傳遞的扭矩
T1=1/2*9550*1000*P1/n1=19.1, N.m
T1=1/2*9550*1000*P1*/ n2=47.55,N.m
式中P1為主動(dòng)錐輪的傳遞功率，kW；為傳動(dòng)效率。
每個(gè)錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力）
N
所以每個(gè)錐輪上的壓緊力
=869.7×1×0.85/0.15=4928.3N
每個(gè)錐輪上的徑向壓緊力
=4928.3×0.446=2198.02 N
每個(gè)錐輪上的軸向壓緊力
=4928.3×0.895=4410.82
圖4-1 受力圖
a為角接觸軸承當(dāng)面到軸的中心線(xiàn)的距離，取a=35.9mm
l1min=52-6.69-a=52-6.69-35.9=9.41mm
l2min=28+35.9=63.9mm
l3min=l1min=9.41mm
l4min=50+6+a=56+25.9=81.9mm
因?yàn)镼a=FH3
所以可得 FV3=FH3/tana=4410.82/tan35°=10523.25N
FV1=FV3=10523.25N
根據(jù)力的平衡有方程
FV4+ FV3+ FV1+ FV2=2Qr
即 10523.25+10523.25+ FV2+ FV4=2×2198.02N
FV2+ FV4=-16650.42N
FV3l2-Qr（l2+l1）-Qr（l2+l1+l）+ FV1（l2+l1+l+l3）+ FV2（l2+l1+l+l3+l4）=0
聯(lián)合兩式可以得出FV2、FV4
FV4= -10524.31 FV2=-6125.93N
根據(jù)上序簡(jiǎn)圖，計(jì)算處彎矩力圖和扭矩圖如圖4-2所示：
圖4-2 軸的扭矩圖
校檢軸的強(qiáng)度
取M=600N，T=14.01N.m ，W==635，a=1
計(jì)算出=30.21，軸的材料為調(diào)質(zhì)處理45號(hào)鋼，其中=60，滿(mǎn)足
設(shè)計(jì)總結(jié)
畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們從大學(xué)畢業(yè)生邁向社會(huì)實(shí)踐重要的一步。從選題，到計(jì)算、繪圖直到完成設(shè)計(jì)。找資料找老師指導(dǎo)與同學(xué)交流，直至完成圖紙。
??? ?這次實(shí)踐，我了解了無(wú)級(jí)變速器的用途及工作原理，熟悉了無(wú)極變速器的設(shè)計(jì)步驟，鍛煉了工程設(shè)計(jì)實(shí)踐能力，培養(yǎng)了自己獨(dú)立設(shè)計(jì)能力。此次設(shè)計(jì)是專(zhuān)業(yè)知識(shí)和專(zhuān)業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)一次實(shí)際檢驗(yàn)和鞏固?。
同時(shí)畢業(yè)設(shè)計(jì)也讓我明白了自己專(zhuān)業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)很多不足之處。如自己動(dòng)手設(shè)計(jì)能力差，缺乏綜合應(yīng)用專(zhuān)業(yè)知識(shí)的能力，畫(huà)圖工具知識(shí)缺乏等等。這次實(shí)踐是對(duì)自己大學(xué)四年所學(xué)的一次檢閱，使我明白自己知識(shí)還很淺薄，雖然馬上要畢業(yè)了，但以后求學(xué)之路還長(zhǎng)，以后更應(yīng)該在工作中努力學(xué)習(xí)，自己成為一個(gè)對(duì)社會(huì)有所貢獻(xiàn)的人，同時(shí)在此非常感謝聶老師的細(xì)心指導(dǎo)，使我才能成功的完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。
參考文獻(xiàn)
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附錄
Fixed-Speed Wind-Generator and Wind-Park Modeling for Transient Stability Studies
Increasing levels of wind-turbine generation in modern power systems is initiating a need for accurate wind-generation transient stability models. Because many wind generators are often grouped together in wind parks， equivalence modeling of several wind generators is especially critical. In this paper， reduced-order dynamic fixed-speed wind-generator model appropriate for transient stability simulation is presented. The models derived using a model reduction technique of a high-order finite-element model. Then， an equivalency approach is presented that demonstrates how several wind generators in a wind park can be combined into a single reduced-order model. Simulation cases are presented to demonstrate several unique properties of a power
system containing wind generators. The results in these paper focuson horizontal-axis turbines using an induction machine directly connected to the grid as the generator.
Index Terms—Transient stability simulation， wind-generator modeling， wind-park modeling， wind-turbine modeling.
I. INTRODUCTION
This encompasses many modern large-scale systems. Because large wind installations consist of many wind generators， wind-park-modeling is a critical need. Consequently， the second goals to present a methodology for combining several wind generators connected to the grid through a common bus into a single
equivalent model.
Wind generators are primarily classified as fixed speed or variable speed. With most fixed-speed units， the turbine drives an induction generator that is directly connected to the grid.
The turbine speed varies very little due to the steep slope of the generator’s torque-speed characteristic； therefore， it is termed fixed-speed system. With a variable-speed unit， the generator is connected to the grid using power-electronic converter technology. This allows the turbine speed to be controlled to maximize performance (e.g.， power capture). Both approaches are
Manuscript received February 3， 2004. This work was supported in part by
the Western Area Power Administration. Paper no. TPWRS-00388-2003.
The authors are with Montana Tech， University of Montana， Butte， MT59701
USA (e-mail: dtrudnowski@mtech.edu).Digital Object Identifier 10.1109/TPWRS.2004.836204 common in the wind industry. In this paper， we focus on modeling the fixed-speed unit and an equivalent model of several
A wind park consists of several wind generators connected toothed transmission system through a single bus. Because modeling each individual turbine for transient stability is overly cumbersome，our goal is to lump the wind park into a minimal setoff equivalent wind-generator models. Our approach for equivalence modeling of a wind park involves combining all turbines with the same mechanical natural frequency into a single equivalent turbine. Simulation results demonstrate this approach provides accurate results.
A representative example of published results for modeling wind generators for transient stability is contained in [2]–[10].Results for modeling fixed-speed wind generators have focused on two primary approaches. The first approach represents the turbine and generator rotor as a single inertia thus ignoring the system’s mechanical natural frequency [2]–[5]. The second approach represents the turbine blades and hub as one inertia connected
to the generator inertia through a spring [6]–[9]. In all of these papers， the spring stiffness is calculated from the system’s shaft.
Our research indicates that representing the first-mode mechanical frequency is critical to an accurate model. Finite-element analysis has shown that the first-mode dynamics are primarily a result of the flexibility of the turbine blades not the shaft as assumed by others [11]. The modeling approach presented in this paper centers on the fact that the primary flexible mechanical component is the turbine blade. The results in [7] focus on reduced-order wind-park modeling. The authors use a standard induction generator equiva-0885-8950/04$20.00 ? 2004
lancing method to combine several wind generator systems. But，the authors do not address the problem of combining the turbines in such a way to preserve the mechanical natural frequencies. Our research indicates this is critical to having an accurate wind park model. A thorough discussion of reduced-order modeling of variable-speed turbines is contained in [10]. The authors argue the turbine mechanics can be represented as a single inertia because the variable-speed connection decouples the mechanical dynamics from the electromechanical dynamics. Our results do not consider the variable-speed case. The work described in [2]–[10] focuses on low-order turbine models that can be easily implemented in large-scale transient stability codes. Considerable research has focused on modeling at a more detailed level. An excellent overview and literature review is contained in [17]. Detailed modeling approaches range from highly-detailed finite-element models to more simplified six-mass， five-mass， and three-mass turbine models. The majority
of these models use momentum theory [13] to calculate aerodynamic forces.
III. TURBINE DYNAMICS
Our approach for developing a reduced-order model consists of starting with a highly-detailed mechanical and aerodynamic turbine model and then removing all dynamic effects outside the electromechanical range. In this reduction process， all analysis is done from the perspective of the turbine shaft that drives the 325 cillation. Detailed modal analysis of the system shows that the oscillation is the result of the outer portions of the blades vibrating against both the inner portions of the blades and all other inertias on the shaft [11]， [12]. Such a result is typical， especially for
large turbines. Modern wind-turbine blades are very large and flexible， and tend to vibrate at their first mode when excited from the hub. Pony analysis of the oscillation in Fig. 1 shows it primarily contains a 4-Hz component [12]. This is also typical of large-scale turbines， which usually have a first-mode natural mechanical frequency in the 0- to 10-Hz range. Because this range is also typical for electromechanical oscillations， it is critical to represent the mechanical oscillations of the wind-turbine as they will tend to interact with the electromechanical oscillations. The mode shape of the first-mode oscillation that dominates the response in Fig. 1 dictates that the model can be represented by a two-inertia， single spring-damper system as depicted in Fig. 2. This is th