【畢業(yè)論文】新型滾輪平盤式無級變速器設(shè)計【2014年汽車機(jī)械專業(yè)答辯資料】

1 目 錄 摘要 ABSTRACT 1 前言 1 2 滾輪平盤式無極變速器的方案擬定及對比分析 4 2.1 基本方案與弧錐杯輪式無級變速器對比 4 2.2 新型滾輪平盤式無級變速器方案改進(jìn)和最終方案 6 3 設(shè)計的目標(biāo)車型擬定 9 3.1 車型調(diào)查和車型主要參數(shù) 9 3.2 目標(biāo)車型擬定 11 4 新型滾輪平盤式無級變速器的技術(shù)參數(shù)和計算 12 4.1 新型滾輪平盤式無級變速器 基本結(jié)構(gòu)尺寸擬定 12 4.2 轉(zhuǎn)速計算 12 4.3 接觸應(yīng)力計算 13 4.4 滾輪疲勞強(qiáng)度計算 13 4.5 自動加壓裝置計算 14 4.6 輸出軸強(qiáng)度計算 14 4.7 花鍵強(qiáng)度計算 15 4.8 輸入錐齒輪計算 16 4.9 輸入軸承計算 21 4.10 加壓軸承計算 23 4.11 幾何滑動計算 24 4.12 滾輪平盤傳動效率計算 24 5 結(jié)論 26 5.1 動力分流 26 5.2 將新型滾輪平盤式無級變速器與渦輪增壓柴油機(jī)相匹配 26 5.3 同軸結(jié)構(gòu)布置 26 5.4 輸出軸浮動加壓結(jié)構(gòu) 26 5.5 加壓軸承的結(jié)構(gòu)布置、承載能力和使用壽命的優(yōu)化設(shè)計 26 5.6 調(diào)速機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計和保證四個滾輪同步移動的結(jié)構(gòu)措施 28 5.7 自動加壓裝置的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計 29 2 致謝 31 參考文獻(xiàn) 32 附錄 33 3 全套 資料 ， 扣扣 414951605 摘 要 開發(fā)一種能傳動大轉(zhuǎn)矩和大功率的 CVT 變速器，使其能滿足客車和載貨汽車使用要求。通過分析新型滾輪平盤式無級變速器 ,具有可行性，可以滿足客車和載貨汽車的傳動要求。本文主要介紹新型滾輪平盤式無級變速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、傳動性能和設(shè)計方法。包括分匯流傳動型式的結(jié)構(gòu)設(shè)計；傳動能力計算；傳動效率計算；接觸區(qū)的接觸應(yīng)力和接觸疲勞強(qiáng)度計算，并選擇適當(dāng)?shù)牟牧希粷L輪和平盤的強(qiáng)度、剛度和疲勞壽命計算；自 動加壓裝置的設(shè)計；加壓軸承的承載的能力、極限轉(zhuǎn)速和壽命的計算。 關(guān)鍵詞： 新型滾輪平盤式無級變速器；分流；滾輪；平盤 4 ABSTRACT Develop a kind of spreading to move the big twisting the torque with the gearbox of CVT of the big power, make its can satisfy the passenger car to use the request with the lorry. Pass the analysis the new rolling a round the even dish type have no class gearbox, having the possibility, canning satisfy the passenger car spread to move the request with the lorry. Including the cent remits the construction that spread moves the pattern to design； spreading the kinetic energy dint compute； spreading to move the efficiency compute； getting in touch with the contact of the area should the dint compute； and choose the appropriate material； rolling a strength of peaceful dish； limited a design for just degree with tired life span computing； automatically adding pressing device； add the loading that press the ability, the bearings turns soon with the calculation of the life span. Keywords: new type of roller CVT； separate； the flows； roller dish 1 1 前 言 現(xiàn)在大多數(shù)汽車多采用有級變速器 , 其優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、造價便宜，但其還是存在一些缺點(diǎn)。比如，在換擋時有沖擊，舒適性較差。其最大的缺點(diǎn)在于與發(fā)動機(jī)不能每時每刻都達(dá)到最佳匹配。這是因?yàn)橛屑壸兯倨鞯臋n位是有限的，每次換擋時其傳動比會發(fā)生突變，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速改變。對于汽車發(fā)動機(jī)來說，其最佳經(jīng)濟(jì)性工況的轉(zhuǎn)速是一個定值。在這個工況下，發(fā)動機(jī)經(jīng)濟(jì)性最好、燃燒最充分、效率最高、排放最少 , 有利于節(jié)能和環(huán)保。但由于有級變速器換擋導(dǎo)致發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速改變，這樣就不能保證發(fā)動機(jī)始終處于最佳經(jīng)濟(jì)性工況，導(dǎo)致汽車的油 耗增加，污染加重。 在 這 種 情 況 下 ， 人 們 發(fā) 明 了 無 級 變 速 器 CVT (Continuously Variable Transmission),就是連續(xù)可變傳動，沒有明確具體的檔位，操作上類似自動變速器，但是傳動比的變化是連續(xù)的不同于有級變速器的跳檔過程，因此動力傳輸持續(xù)而順暢。這就允許汽車連續(xù)變速而發(fā)動機(jī)保持在最佳工況。 起初用橡膠 V帶 CVT，帶輪為分離式的，通過改變 V帶在帶輪中的轉(zhuǎn)動半徑來實(shí)現(xiàn)無級變速。隨著汽車發(fā)動機(jī)額定功率的增加橡膠 V帶的傳動能力已達(dá)不到要求。荷蘭人發(fā)明了金屬 V 帶無級變速傳動（圖 1.1）。金 屬 V帶由數(shù)百片扁平的小鋼片和 10層 0.18mm厚的鋼環(huán)所組成 (圖 1.2)，較好的解決了金屬 V帶的撓性較差的問題。一片推著一片將轉(zhuǎn)矩從輸入軸傳到輸出軸，最大輸出轉(zhuǎn)矩達(dá) 200Nm。 2002年奧迪 A6 2.8配備的 Multitronic變速器（圖 1.3、圖 1.4、圖 1.5）使用了鏈條來傳輸轉(zhuǎn)矩從而使速比變得更廣泛、從 12.7： 1到 2.1： 1，其輸出圖 1.1鋼帶式 CVT變速器的核心部圖 1.2 鋼帶由數(shù)百片扁平的小鋼片組成。 圖 1.1鋼帶式 CVT變速器的核心部件 圖 1.2 鋼帶由數(shù)百片扁平的小鋼片組成 2002年奧迪 A6 2.8配備的 Multitronic變速器（圖 1.3、圖 1.4、圖 1.5）使用了鏈條來傳輸轉(zhuǎn)矩從而使速比變得更廣泛、從 12.7： 1到 2.1： 1，其輸出轉(zhuǎn)矩是 280Nm。它 2 與 5速手動變速器相比 0 100km h加速只少 0.1秒城市油耗僅高 2。于是于它就取代了 Tiptronic變速器，但 CVT A6要貴 100美元。 圖 1.3 奧迪 multitronic變速器的 圖 1.4 奧迪鏈條傳動式 CVT 圖 1.5 鏈條傳 動式 CVT的剖視圖 核心部件 擺銷鏈 馬自達(dá)和日產(chǎn)則避開了鋼帶和鏈條使用了環(huán)面形的錐盤輪在壓力的作用下，中間滾輪與兩個錐盤輪之間的油膜牽引力（摩擦力）傳輸轉(zhuǎn)矩。通過滾輪接觸點(diǎn)的改變速比隨之改變。當(dāng)滾輪在某一位置時在滾輪接觸點(diǎn)輸出錐盤輪和輸入錐盤輪的半徑比就是此時速比。日產(chǎn) CVT（圖 1.6）能夠傳遞 206kW和 384Nm。 圖 1.6 弧錐環(huán)輪式無級變速器 它使用了變扭器比標(biāo)準(zhǔn) 4速變速器要貴 2500美元宣稱燃油經(jīng)濟(jì)性提 高了 10。其加速靈敏沒有打滑現(xiàn)象。只是有些客戶反映加速時發(fā)動機(jī)保持在一個穩(wěn)定轉(zhuǎn)速減少了駕駛樂趣。 汽車對傳動的要求不僅是傳動大轉(zhuǎn)矩和高轉(zhuǎn)速，而且還要求傳動效率高。電磁無級調(diào)速采用發(fā)電機(jī) 電動機(jī)機(jī)組對電動機(jī)進(jìn)行調(diào)速。低輸出轉(zhuǎn)速時效率極低、發(fā)熱嚴(yán)重，在汽車上不適用。液壓無級調(diào)速的基本特點(diǎn)是：體積緊湊、慣性小、降速調(diào)速范圍大、零件自潤滑壽命長、易于實(shí)現(xiàn)自動化、布局靈活、可吸收沖擊和防止過載； 3 但制造精度要求高、容易泄漏、噪聲大，傳動效率不高。機(jī)械無級變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、價廉、傳動效率高（有的高達(dá) 95）、適用性 強(qiáng)、傳動比穩(wěn)定性好（有的誤差小于 0.5）、工作可靠、維修方便等優(yōu)點(diǎn)，特別是某些機(jī)械無級變速器可以在很大的變速范圍內(nèi)具有恒功率的機(jī)械特性，這是電氣和液壓無級變速所難以達(dá)到的。不少機(jī)械無級變速器還有振動?。ㄈ穹∮?3 15微米）和噪音低的特點(diǎn)。 當(dāng)設(shè)計傳動大轉(zhuǎn)矩和大功率的 CVT 變速器來滿足輕型載貨汽車的要求時，對于機(jī)械式無級變速器本體來講，擴(kuò)大其傳動功率的方法之一是采取多接觸區(qū)分匯流傳動型式、接觸區(qū)綜合曲率?。ㄇ拾霃酱螅┑慕Y(jié)構(gòu)，并通過選擇適當(dāng)?shù)臐櫥停ㄓ刑砑觿┑模?、表面幾何形狀、滾動體尺寸等以建立起足 夠的油膜牽引力進(jìn)行傳動，也是傳動效率高汽車對傳動的主要要求。為了提高傳動效率，應(yīng)力求做到： 一、減少幾何滑動，使相交軸線的兩滾輪錐頂盡量重合或接近（錐頂重合原則）。如果兩滾動體軸線平行，應(yīng)使接觸線盡量與軸線平行。 二、如果是初始線接觸，應(yīng)盡量減少接觸線的長度；就某一意義上講，初始點(diǎn)接觸優(yōu)于線接觸，同時點(diǎn)接觸對滾動體裝配、制造誤差不敏感，有利于生產(chǎn)。如果是初始點(diǎn)接觸，應(yīng)使其接觸區(qū)橢圓的長軸沿著運(yùn)動的方向。 三、采取自動加壓裝置，以保證壓緊力與負(fù)載相適應(yīng)，有較小的和不變的傳動系數(shù) k值。 四、提高軸承效率，采取卸荷結(jié)構(gòu)，使傳動組件和加壓裝置上的各個力在本身內(nèi)部平衡（例如多盤式和 FU型變速器等），以盡可能降低軸承載荷。 五、保證大的剛度，特別是滾動體、軸、軸承和箱體。以減少變形，接近理想接觸狀態(tài)。 此外，滾動體材質(zhì)要有高的彈性模量和高的硬度，并使?jié)L動體有很高的表面粗糙度。 4 2 滾輪平盤式無級變速器的方案擬訂及對比分析 2.1 滾輪平盤式無級變速器的 基本設(shè)計方案 從整體上來講，本次設(shè)計是在現(xiàn)有 基本元件的基礎(chǔ)上，對傳動裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的創(chuàng)新設(shè)計，使其能滿足擴(kuò)大無級變速器傳動功率及傳動轉(zhuǎn)矩的要求。 對于機(jī)械式無級變速器本體來講，要擴(kuò)大其傳動功率，則必需采取多接觸區(qū)分匯流傳動型式、接觸區(qū)綜合曲率?。ㄇ拾霃酱螅┑慕Y(jié)構(gòu)。新型滾輪平盤式無級變速器應(yīng)滿足以上要求。新型滾輪平盤式無級變速器（ Roller type CVT）簡稱為 RCVT。 RCVT結(jié)構(gòu)上采用四滾輪兩平盤，在滾輪兩側(cè)加壓，滾輪為主動件 ,平盤為從動件，動力分八路傳遞。這樣的結(jié)構(gòu)符合多接觸區(qū)分流的要求，使?jié)L輪的單個接觸區(qū)傳遞的功率降低。由于要求大功率， 普通的干式摩擦無級變速傳動發(fā)熱量大、磨損嚴(yán)重，所以 RCVT采用油膜牽引傳動。其外圓表面為球形。在盡量減少滾輪與平盤的幾何滑動的同時，又不使接觸區(qū)的綜合曲率過大。 圖 2.1 RCVT結(jié)構(gòu)簡圖 根據(jù)潤滑的理論與實(shí)踐得知，潤滑油的粘度較高、粘度指數(shù)高，則油膜厚度較厚。因此摩擦無級變速器的潤滑油最好能具有這種性質(zhì)，在常壓下粘度不高，在高壓下粘度卻很高。甚至可轉(zhuǎn)為固態(tài)，而一旦壓力解除，則又恢復(fù)常態(tài)。近年來，一些國家已開發(fā)了用于摩擦傳動、具有上述性質(zhì)的合成油（例如美 Monsanto公司的 Santotrac油）。采 取這類合成油時。牽引系數(shù)一般高達(dá) 0.095，甚至更高（高出 20，約達(dá) 0.12），約比礦物油的牽引系數(shù)大 50，甚至更大，油膜也比后者厚得多。再則，由于它在高壓 5 工作時可以“固化”，沒有油液對疲勞裂紋的擴(kuò)展與沖擊作用，所以磨擦副的使用壽命也可大為提高。 圖 2.2油膜牽引傳動的彈性變形 1 2.2 滾輪平盤式無級變速器 與弧錐杯輪式無級變速器對比 弧錐杯輪式無級變速器與 RCVT結(jié)構(gòu)上相似，弧錐杯輪式無級變速器的結(jié)構(gòu)簡圖如圖 2.3所示。 圖 2.3弧錐杯輪式 無級變速器原理圖 1 a)弦向配置式 b)、 c)直徑配置式 這類變速器的主、從動輪的工作表面是以圓弧為母線的回轉(zhuǎn)曲面，而中間輪則是半徑為 r的截球臺。主、從動軸是同軸線的。通過改變中間輪的擺角來實(shí)現(xiàn)變速。按照中間輪相對于主、從動輪的位置的不同，可以分為兩類： 一、中間輪沿主、從動輪截形腔圓的弦配置的屬于這一類的有瑞士出品的 Arter型和蘇聯(lián)出品的 a型（圖 2.3a）。 二、中間輪沿腔圓的直徑配置的（圖 2.3 b、 C）：屬于這一類的有瑞典出 品的RF型（圖 b）和英國出品的 Hayes型（圖 C ）。 弧錐杯輪式無級變速器在改變傳動比時，中間輪與弧錐杯的接觸點(diǎn)的位置在變化。在輸入轉(zhuǎn)矩不變的情況下接觸點(diǎn)的摩擦力與接觸點(diǎn)到弧錐杯的轉(zhuǎn)動中心的距離成反 6 比。這種現(xiàn)象限制了弧錐杯輪式無級變速器的傳動能力。 為了使接觸點(diǎn)的摩擦力在輸入轉(zhuǎn)矩不變的情況改變傳動比時，摩擦力為定值， RCVT的輸入輪為滾輪，滾輪與平盤的接觸點(diǎn)到滾輪的轉(zhuǎn)動中心的距離是定值，所以在輸入轉(zhuǎn)矩不變的情況下改變傳動比時，滾輪與平盤的接觸點(diǎn)的摩擦力為定值，這樣就充分發(fā)揮了滾輪平盤摩擦傳動的傳動能力。 RCVT采用多點(diǎn)傳動，動力共分 8路傳遞。這樣就有效地提高了傳動能力。相比之下，弧錐杯輪式無級變速器傳動的分流數(shù)就少了一些。在實(shí)際應(yīng)用中一般是 3路傳動，所以RCVT在傳動能力方面有優(yōu)勢。 在變速比方面，弧錐杯輪式無級變速器 RF型的 Rb=6 12、 Hayes型的 Rb=4 10。相比之下 RCVT的變速比就要小些大約為 2.5。這是因?yàn)?RCVT的變速比等于滾輪到平盤的轉(zhuǎn)動中心的最大距離除以滾輪到平盤的轉(zhuǎn)動中心的最小距離，而弧錐杯輪式無級變速器的變速比等于中間輪到弧錐杯的轉(zhuǎn)動中心的最大距離除以中間輪到弧錐杯的轉(zhuǎn)動中心的 最小距離的平方。為了增加 RCVT 的變速比可以將兩擋變速器與 RCVT串聯(lián)。 2.3 新型滾輪平盤式無級變速器方案假設(shè)和最終方案 以下是 RCVT的兩種不同的假設(shè)結(jié)構(gòu)方案： 圖 2.4 RCVT結(jié)構(gòu)方案一 1.輸入軸 2.輸入錐齒輪 3.小錐齒輪 4.惰輪 5.輸出齒輪 6.輸出軸 7.輸出齒輪 8.輸出齒輪 9.組合錐齒輪 10.惰輪 11.輸入錐齒輪 12.殼體 13.平盤 14.滾輪 15.平盤16.壓板 17.壓板 18.拉桿 7 圖 2.5 RCVT傳動路線（方案一） 圖 2.6 RCVT結(jié)構(gòu)（方案二） 1.輸入軸 2.自動加壓裝置 3.輸入錐齒輪 4.小錐齒輪 5.調(diào)速錐齒輪 6.絲杠 7.花鍵筒 8. 調(diào)速錐齒輪 9. 滾輪 10. 平盤 11.輸出錐齒輪 12.惰輪 13. 輸出錐齒輪 14. 輸出軸 15.平盤 16.彈簧 8 圖 2.7 RCVT傳動路線（方案二） 方案一的 動力從中間輸入，由于受到空間的限制造成輸入齒輪尺寸過小強(qiáng)度不足。在輸出軸的布置方面，輸出軸與輸入軸不是同軸布置。這一點(diǎn)是不可取的。在受力方面，輸入軸幾乎只受轉(zhuǎn)矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計比較好。輸出軸既要受轉(zhuǎn)矩又要受彎矩，有對稱循環(huán)應(yīng)力這樣的設(shè)計不是最佳的。 方案二的動力從外側(cè)輸入，由于空間足夠，所以輸入齒輪的強(qiáng)度是沒有問題的。新的問題是齒輪的線速度有些偏高，只要選擇低速發(fā)動機(jī)，再加上較好的潤滑，就可以解決齒輪的線速度偏高的問題。采取自動加壓裝置，以保證壓緊力與負(fù)載相適應(yīng)。采取卸荷結(jié)構(gòu)，使傳動組件和加壓裝置 上的各個力在本身內(nèi)部平衡。在輸出軸的布置方面，輸出軸與輸入軸是同軸布置。這一點(diǎn)是很理想的。在受力方面，輸入軸幾乎只受轉(zhuǎn)矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計比較好。輸出軸受轉(zhuǎn)矩和拉力，但沒有循環(huán)應(yīng)力這種設(shè)計比較好。在總尺寸方面，這種布置尺寸較緊湊。 方案二與方案一相比有不少優(yōu)點(diǎn)，所以我選擇方案二的結(jié)構(gòu)進(jìn)行下一步的具設(shè)計。 9 3 設(shè)計的目標(biāo)車型擬訂 3.1 車型調(diào)查和車型主要參數(shù) 表 3.1 車型主要參數(shù) 東風(fēng)汽車有限公司 東風(fēng)汽車有限公司 車型： EQ140載貨汽車 車型： EQ1092F19DJ載貨汽車 發(fā)動 機(jī)： EQ6100-1 發(fā)動機(jī)： YC6105QC 額定功率： 99/3000（ kW/rmin 1 ） 額定功率： 105/2800（ kW/rmin 1 ） 最大轉(zhuǎn)矩： 353/1200 1600 (Nm/rmin 1 ) 最大轉(zhuǎn)矩： 402/1600 1900 (Nm/rmin 1 ) 各檔速比：檔 7.31,2檔 4.31, 3檔 2.45,4檔 1.54,5檔 1.00 各檔速比：檔 7.31,2檔 4.31, 3檔 2.45, 4檔 1.54,5檔 1.00 倒檔 7.66，主減速比 6.33 倒檔 7.66，主減速比 6.33 鄭州宇通客車有限公司 河南少林汽車股份有限公司 車型： ZK6790H客車 車型： SLG6850客車 發(fā)動機(jī)： CA4113Z 發(fā)動機(jī)： 6BTA、 YC4112ZLQ 額定功率： 103/2600（ kW/rmin 1 ） 額定功率： 132/2500（ kW/rm in1 ） 最大轉(zhuǎn)矩： 450/1500 1700 (Nm/rmin 1 ) 最大轉(zhuǎn)矩： 617/1500、 660/1400 (Nm/rmin 1 ) 各檔速比：檔 6.446,2檔 3.841,3檔 2.29, 4檔 1.477,5檔 1.000 各檔速比：檔 5.606,2檔 3.627,3檔 2.313, 4檔 1.487,5檔 1.000 倒檔 7.66，主減速比 6.33 倒檔 4.990，主減速比 4.333 10 一汽紅塔汽車有限公司 上海申沃客車有限公司 車型： CA1050K31L載貨汽車 車型： SWB6105HDP-3客車 發(fā)動機(jī)： YC4108Q 發(fā)動機(jī)： YC6108 額定功率： 75/3000(kW/rmin 1 ) 額定功率： 132/2600kW/rmin 1 ） 最大轉(zhuǎn)矩： 268/1900 2200 (Nm/rmin 1 ) 最大轉(zhuǎn)矩： 560/1500 1800 (Nm/rmin 1 ) 各檔速比：檔 5.591,2檔 2.870,3檔 1.61, 4檔 1.000,5檔 0.742 各檔速比：檔 6.446,2檔 4.171,3檔 2.659, 4檔 1.709,5檔 1.000 倒檔 5.045, 主減速比 6.33 倒檔 5.802，主減速比 6.5 牡丹汽車股份有限公司 牡丹汽車股份有限公司 車型： MD6790BDJG城市客車 車型： MD6873A1DJ1城市客車 發(fā)動機(jī)： YC4112LQ、 CA4110ZL1 發(fā)動機(jī)： YC4110ZQ 額定功率： 125/2300(kW/rmin 1 ) 額定功率： 100/2800(kW/rmin 1 ) 最大轉(zhuǎn)矩： 630/1500 (Nm/rmin 1 ) 最大轉(zhuǎn)矩： 392/1600 1900 (Nm/rmin 1 ) 各檔速比：檔 4.76,2檔 2.80,3檔 1.59, 4檔 1.000,5檔 0.75 各檔速比：檔 4.76,2檔 2.80,3檔 1.00, 4檔 0.75,5檔 0.75 倒檔 4.99, 主減速比 4.33 倒檔 4.99，主減速比 4.33 在做了大量市場調(diào)查后，我總結(jié)出以下幾點(diǎn)： 一、現(xiàn)在傳遞小功率和小轉(zhuǎn)矩的無級變速器種類很多，并且技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟。傳遞大功率和大轉(zhuǎn)矩的無級變速器幾乎是空白。已經(jīng)在汽車上使用的無級變速器的最大轉(zhuǎn)矩為 380N m. 一般常見的載貨汽車和客車的主要參數(shù)可知其發(fā)動機(jī)功率：100132kw，最高轉(zhuǎn)速： 23003000r min-1，最大轉(zhuǎn)矩： 268660 N m。載貨汽車變速器的變速比 7.3，客車變速器的變速比 6.4。 二、鋼帶式 CVT變速器最大傳遞轉(zhuǎn)矩是 200Nm。奧迪 A6 2.8配備的 CVT變速器使用了鏈條，最大傳遞轉(zhuǎn)矩是 280Nm。日產(chǎn)弧錐環(huán)輪式 CVT能夠傳遞 206kW和 384Nm。 通過以上資料我們不難看出無論是鋼帶式 CVT、鏈條式 CVT，還是弧錐環(huán)輪式 CVT都不能滿足載貨汽車和客車的要求。 11 3.2 目標(biāo)車型擬訂 本設(shè)計的目標(biāo)是設(shè)計一種能夠滿足載貨汽車和 客車要求的 CVT。通過大量的分析和計算。在盡量發(fā)揮 RCVT的性能的前提下我把設(shè)計要求定為： 表 3.2 目標(biāo)車型 車型：城市客車 發(fā)動機(jī)： CA4110ZL1 額定功率： 125/2300(kW/rmin 1 ) 最大轉(zhuǎn)矩： 560/1500(Nm/rmin 1 ) 變速比： 6.4 12 4 新型滾輪平盤式無級變速器的技術(shù)參數(shù)及計算 本次課題設(shè)計是傳動裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的創(chuàng)新設(shè)計，首先，使其在理論上能滿足擴(kuò)大無級變速器傳動功率及傳動轉(zhuǎn)矩的要求；然后，對設(shè)計好的傳動裝置上的各個零部件進(jìn)行強(qiáng)度校核，如果不能滿足要求，再對零部件的參數(shù)（包括材料、熱處理和形狀等）進(jìn)行改進(jìn)，使其最終滿足設(shè)計要求。一些連接件和附件在此就不詳加說明了，計算原理方法在 4.1中簡單介紹。 4.1 新型滾輪平盤式無級變速器基本零部件尺寸及計算過程簡述 4.1.1 基本零部件尺寸 新型滾輪盤式無級變速器的基本零部件部 分取自于現(xiàn)有產(chǎn)品，如鋼球平盤式（ KS型）無級變速器 1 、半環(huán)型錐盤滾輪式（ Toroidal型）無級變速器 1 等。 某些所選尺寸并非每個都和已知件相同 ,只是取其中一部分經(jīng)驗(yàn)上應(yīng)用較為廣泛的值。選擇尺寸時應(yīng)首先考慮裝配問題，當(dāng)尺寸無法裝配時，則另設(shè)尺寸值，使其能滿足裝配。然后進(jìn)行理論計算，校核強(qiáng)度，所選尺寸的計算結(jié)果不能滿足強(qiáng)度等要求時需再另進(jìn)行尺寸、材料等的調(diào)整，進(jìn)行計算、校核，直至能夠滿足設(shè)計目的。 初步選擇基本零部件的 基本尺寸如下（ mm）： 自動加壓裝置 19 ：凸輪中徑 72mm，自鎖角 5.7； 輸入錐齒輪 3 ： 大端模數(shù) m=3.00, 齒 數(shù) z=100, 大端分度圓直徑 de=300.00mm 小錐齒輪 3 ： 大端模數(shù) m=3.00, 齒 數(shù) z=30, 大端分度圓直徑 de=90.00mm 調(diào)速錐齒輪 1 ： 大端模數(shù) m=10.00, 齒 數(shù) z=14, 大端分度圓直徑 de=138.00mm 花鍵筒 13 ： 外花鍵大徑 D=53.2,筒內(nèi)徑 d=37,筒長 l=137 調(diào)速錐齒輪 13 ： 大端模數(shù) m=10.00, 齒 數(shù) z=14, 大端分度圓直徑 de=138.00mm 輸出錐齒輪 9 ： 大端模數(shù) m=7.00, 齒 數(shù) z=20, 大端分度圓直徑 de=148.00mm 惰輪 9 ： 大端模數(shù) m=7.00, 齒 數(shù) z=14, 大 端分度圓直徑 de=148.00mm 輸出錐齒輪 9 ： 大端模數(shù) m=7.00, 齒 數(shù) z=20, 大端分度圓直徑 de=148.00mm 輸出軸 ：直徑 d=25 平盤 9 ：外徑 d=270mm，最小工作半徑 rmin =50mm，最大工作半徑 rmax=130mm 平盤 9 ：外徑 d=270mm，最小工作半徑 rmin =50mm，最大工作半徑 rmax=130mm 滾輪 ：外徑 d=80mm 13 4.1.2 計算目的和過程簡述 本次設(shè)計的主要內(nèi)容為傳動裝置的設(shè)計。傳動裝置能否達(dá)到既定目的，即能否將傳動的轉(zhuǎn)矩和功率升高到既定目的則為本次設(shè)計的關(guān)鍵。計算的目的是保證傳動裝置能夠正常工作。而要達(dá)到正常工作的要求，首先要根據(jù)基本參數(shù)計算出各傳動部件的強(qiáng)度，然后對各傳動部件進(jìn)行強(qiáng)度校核。計算強(qiáng)度的部分為正常計算部分，校核部分則是通過軟件機(jī)械設(shè)計手冊（軟 件版）完成的。 4.2 新型滾輪平盤式無級變速器基本結(jié)構(gòu)尺寸擬訂 RCVT的基本結(jié)構(gòu)尺寸如圖 4.1 圖 4.1 RCVT 結(jié)構(gòu)尺寸圖 4.2 轉(zhuǎn)速計算 計算齒輪轉(zhuǎn)速是為了確定基本運(yùn)動參數(shù)，為后面的齒輪校核做準(zhǔn)備。 發(fā)動機(jī)在額定功率下的轉(zhuǎn)速為 2300r/min （見表 3.2） 即主動錐齒輪的轉(zhuǎn)速 nmax1=2300r/min 14 根據(jù)傳動比公式： 1221 zznn 4.1 得，從動錐齒 輪的轉(zhuǎn)速 nmax2 = nmax121ZZ=230030100=7666.6r/min 式中 1Z 表示輸入主動大錐齒輪齒數(shù)， 2Z 表示輸入從動小錐齒輪齒數(shù)（見 4.1.1）。 根據(jù)摩擦傳動比公式： 1221 rrnn 4.2 平盤的轉(zhuǎn)速 nmax3 = nmax2minrr平盤滾輪 =7666.6 5040 = 6133.3r/min 式中滾輪r表示滾輪半徑，minr平盤表示平盤最小工作半徑（見 4.1.1）。 4.3 接觸應(yīng)力計算 接觸應(yīng)力計算是為了接下來的滾輪強(qiáng)度約束做準(zhǔn)備。 發(fā)動機(jī)在 1500r/min時發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩 T總=560 N m （見表 3.2） 根據(jù)名義轉(zhuǎn)矩公式 12 ： n iP9550T 4.3 由于為發(fā)動機(jī)，所以 可將總、總i取為 1， 發(fā)動機(jī)在 1500r/min時發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩1500iP9550T 總總總 150011P9550 同理，所有滾輪上的總轉(zhuǎn)矩為： 1 5 0 0iP9 5 5 0T 滾輪滾輪滾輪總 15001zzP9550 12 所以， T 滾輪總=12ZZ 總T （由于在發(fā)動機(jī)和滾輪之間只有大、小輸入錐齒輪） 因?yàn)檗D(zhuǎn)矩平分到 4個滾輪上，所以每個滾輪上的轉(zhuǎn)矩為： 15 41zzTT41T 12 總滾輪總滾輪=5604110030 =42 N m 因?yàn)闈L輪半徑為滾輪r，所以每個滾輪上處所傳遞的力為： F滾輪=滾輪滾輪r T 4.4 而每個滾輪都與兩個平盤接觸，故每個平盤只能得到一半的力，即 F滾輪=滾輪滾輪2r T 將滾輪T=42 N m =40代入式 4.4 得 F滾輪=40242=525 N 式中 F滾輪表示每個滾輪接觸點(diǎn)處所傳遞的摩擦力。 由摩擦力公式 : NF 4.5 得一個滾輪作用在一個平盤上的壓力： N壓=滾輪F =095.0525 因?yàn)橐粋€平盤上有四個滾輪作用 所以 N壓=滾輪F4 =095.0 5254=22105.3 N 式中 N壓表示平盤的壓緊力， =0.095 表示摩擦系數(shù) 14 。 根據(jù) N壓求jmax的目的是為校核滾輪的強(qiáng)度做準(zhǔn)備。 滾輪與平盤的接觸區(qū)存在彈性變形，其接觸區(qū)為一橢圓弧。根據(jù)公式 1-31 a=10.914dKQ3 -310 (cm) 4.6 b=10.914 dKQ3 -310 (cm) 4.7 式中 a、 b表示接觸區(qū)橢圓的長、短軸半徑， Q 表示壓緊力，即 N壓=22105.3 N dK表示當(dāng)量曲率，查參考資料 1表 1-1、表 1-2 可得dK=0.5 應(yīng)力為機(jī)械零部件單位面積上的作用力， 所以，應(yīng)力的公式與壓強(qiáng)一樣，為： 16 AN壓 4.8 其中壓N為作用在零部件上的壓力， A為接觸區(qū)的面積。 滾輪與平盤的接觸區(qū)為一橢圓，而橢圓面積公式為： A= ab2 /3 4.9 將式 4.6、 4.7代入式 4.9,得接觸區(qū)面積 A= 210.914 3 2d2KQ -610 4.10 將式 4.10代入 4.8,得 jmax=ab23Q=40082dQk3 為常數(shù) 1 0.807 Q= N壓 =22105.3 N 所以 jmax=ab23Q=40082dQk3 = 3 25.022 105 . 380 7.040 08 =2072.0MPa 式中 jmax 表示最大接觸應(yīng)力。 4.4 滾輪的接觸疲勞強(qiáng)度計算 根據(jù)滾輪約束條件分析，滾輪上的接觸應(yīng)力為穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力，而穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力的強(qiáng)度約束條件 12 為：計算應(yīng)力小于、等于許用應(yīng)力式，即 slimca 4.11 其中ca為計算應(yīng)力、 為許用應(yīng)力 最大接觸應(yīng)力jmax=2072.0MPa （見 4.3） 設(shè)使用壽命為 10000小時，輸入轉(zhuǎn)速為 2300 r/min （見 4.1.1） 根據(jù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 公式 1 N =2nih 4.12 N =2nih =223003.336010000=9.19 910 (次 ) 查參考資料 1 表 1-13得 i=3.33 17 圖 4.2 14CrMnSiNi2Mo的接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)關(guān)系圖 由圖 4.2曲線 1所示， 14CrMnSiNi2Mo 鋼（見 4.1.1）的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9.19 910 次時，其接觸疲勞強(qiáng)度為 2350MPa(大于jmax)，所以滿足要求。（圖 4.2查參考資料 7 表13.3） 4.5 自動加壓裝置計算 無級變速器重的自動加壓裝置左右兩個凸輪半球中推動齒的升角是發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩及無級變速器傳動裝置所傳遞的轉(zhuǎn)矩所決定的，故只能通過將現(xiàn)存零件進(jìn)行改進(jìn)已達(dá)到我們所要滿足的要求 查參考資料 19 得到輸入轉(zhuǎn)矩、所受壓力與凸輪升角的關(guān)系公式 。 T 總= N壓tan(+)d2 /2 4.13 式中 表示自鎖角， d2 表示凸輪中徑，表示凸輪升角。 由于平盤對滾輪的壓緊力是由自動加壓裝置提供的，而力的作用是相互的，所以加壓裝置中的滾輪也受到滾輪通過平盤傳遞的壓緊力且平衡，所以凸輪的推動齒面受到的壓力等于 N壓=22105.3 N。 代 T總=560Nm d2 =72mm =5.7 （見 4.1.1）進(jìn)入式 4.13 所以 560= 22105.3 tan(5.7 +) 0.072 2 求得 =26.927 18 4.6 輸出軸強(qiáng)度計算 由于增大了輸出轉(zhuǎn)矩，為防止 輸出軸所承受的剪切應(yīng)力超過了軸的剪切持久極限，所以要對軸進(jìn)行校核。 N壓=22105.3N是發(fā)動機(jī)發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩時平盤的壓力，也是平盤傳遞給輸出軸的最大拉力，所以代入公式 4.8得 max=A壓N=25.1214.33.22105 =45.0MPa 式中max表示輸出軸受的最大拉應(yīng)力， A表示輸出軸的截面積（輸出軸半徑見 4.1.1）。 和 4.3 T滾輪總的計算方法相同，即依據(jù)名義轉(zhuǎn)矩公式 4.3來計算。需注意的地方在于滾輪與從動平盤 通過花鍵來傳遞運(yùn)動給輸出軸。因?yàn)闈L輪傳動分為 8路，這整個過程中從滾輪到輸出軸之間運(yùn)動的傳遞只占其中的一半，傳動效率為 50%，所以： Tmax=0.5 T總 i =0.5 T總 12ZZ 滾輪平盤 rr max =0.5 560 0.340130=273N m 式中 Tmax表示輸出軸受的最大轉(zhuǎn)矩， r平盤 max表示平盤最大工作半徑（見 4.1.1） 由公式 4.11得最大轉(zhuǎn)矩剪切應(yīng)力 max=AF轉(zhuǎn) = AA Tmax （式中轉(zhuǎn)F為輸出軸的轉(zhuǎn)力） 即max= 22m a x2D2DT = 22 22514.3273 =51.5MPa 式中 max 表示輸出軸受的最大轉(zhuǎn)矩剪切應(yīng)力 ,D=25(見 4.1.1)。 輸出軸的材料為 45，其剪切持久極限大于 135MPa14 ，所以輸出軸完全可以傳遞升高以后的轉(zhuǎn)矩。 19 4.7 花鍵強(qiáng)度計算 查參考資料 5 得花鍵的強(qiáng)度約束 靜聯(lián)接 p=m3zhld102T p 4.14 動聯(lián)接 P=m3zhld102T p 4.15 花鍵各基本尺寸 13 式中： 載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)多少有關(guān)，一般取 =0.70.8，齒數(shù)多 時取偏小值； z 花鍵的 齒數(shù)（見 4.1.1）； l 齒的工作長度，單位為 mm； h 花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵， h=2dD-2C，此處 D 為外花鍵的大徑， d為內(nèi)花鍵的小徑， C為倒角尺寸，單位均為 mm；漸開線花鍵， a 30， h m； a 45， h= 0.8 m， m為模數(shù)； dm 花鍵的平均直徑，矩形花鍵， dm=2dD；漸開線花鍵， dm di , di為分度圓直徑，單位為 mm； p 花鍵聯(lián)接的許用擠壓 應(yīng)力，單位為 MPa，見表 4.1； p 花鍵聯(lián)接的許用壓力，單位為 MPa，見表 4.1。 4.1花鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力 5 MPa 許用擠壓應(yīng)力、許用壓力 聯(lián)接工作方式 使用和制造情況 齒面未經(jīng)熱處理 齒面經(jīng)熱處理 p 靜聯(lián)接 不良 中等 良好 35 50 60 100 80 100 40 70 100 140 120 200 p 空載下移動的動聯(lián)接 不良 中等 良好 15 20 20 30 25 40 20 35 30 60 40 70 在載荷作用下移動的動聯(lián)接 不良 中等 良好 3 10 5 15 10 20 20 輸出軸花鍵聯(lián)接強(qiáng)度計算 輸出軸花鍵聯(lián)接為靜聯(lián)接 p=m3maxzhld102T = 28126287.0 102732 3 =38.27(MPa) p 滾輪花鍵聯(lián)接強(qiáng)度計算 滾輪花鍵聯(lián)接為動聯(lián)接 P=m3zhld102T = 552.225100.8 10422 3 =3.47(MPa) p 滾輪花鍵基本尺寸 z、 h、 l、 dm 為 半環(huán)型錐盤滾輪式（ Toroidal型）無級變速器 1 滾輪花鍵基本尺寸。 同理進(jìn)行自動加壓裝置花鍵計算 加壓裝置花鍵計算 p=m3zhld102T總 = 70120567.0 105602 3 =20.41 (MPa) p 4.8 輸入錐齒輪計算 運(yùn)用機(jī)械設(shè)計手冊（軟件版）主要是對輸入大、小輸入錐齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核分析，將上面計算數(shù)據(jù)及所選齒輪的基本尺寸（見 4.1.1）代入進(jìn)行齒輪計算如下： 圖 4.9 機(jī)械設(shè)計手冊（軟件版） 21 圖 4.10 輸入設(shè)計參數(shù) 圖 4.11 材料及熱處理 圖 4.11 基本參數(shù) 圖 4.12 接觸強(qiáng)度校 核 圖 4.13 接觸強(qiáng)度計算公式 圖 4.14 彎曲強(qiáng)度校核 22 圖 4.15 彎曲強(qiáng)度計算公式 4.8.1 錐齒輪設(shè)計結(jié)果報告 錐齒輪設(shè)計輸入?yún)?shù) 傳遞功率 P 21.99 (kW) 傳遞轉(zhuǎn)矩 T 140.00 (N.m) 齒輪 1轉(zhuǎn)速 n1 1500.00 (r/min) 齒輪 2轉(zhuǎn)速 n2 5000.00 (r/min) 傳動比 i 0.30 齒數(shù)比 U 0.30 預(yù)定壽命 H 10000 (小時 ) 原動機(jī)載荷特性 輕微振動 工作機(jī)載荷特性 輕微振動 4.8.2 材料及熱處理 齒面類型 硬齒面 熱處理質(zhì)量要求級別 ME 齒輪 1 的材料及熱處理 材料名稱 45 熱處理 表面淬火 硬度范圍 45 50(HRC) 23 硬度取值 50 (HRC) 接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(H1) 1286 (N/mm2) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H1) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F1) 375 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F1) 1.40 齒輪 2 的材料及熱處理 材料名稱 20CrMnTi 熱處理 滲碳 硬度范圍 56 62(HRC) 硬度取值 60 (HRC) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H2) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F2) 441 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F2) 1.40 彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力 (F2) 610 (N/mm2) 4.8.3 齒輪基本參數(shù) (mm) 項目名稱 齒輪 1 齒輪 2 大端模數(shù) m 3.00 齒 數(shù) z 100 30 大端分度圓直徑 de 300.00 90.00 分錐度（度） 73.3008 16.6992 切向變位系數(shù) xt 0.00 0.00 法向變位系數(shù) x 0.00 0.00 外錐距 Re 156.60 齒寬系數(shù) R 0.08 齒 寬 B 12.00 軸線夾角 90.0000 （度） 頂 隙 不等頂隙 平均分度圓直徑 dm 288.00 86.40 中錐距 Rm 150.34 平均模數(shù) Mm 2.88 齒頂高 Ha 3.00 3.00 齒根高 Hf 3.60 3.60 24 齒頂角 a（度） 1.0975 1.0975 齒根角 f（度） 1.3169 1.3169 頂錐角 a（度） 74.3982 17.7967 齒頂角 f（度） 71.9839 15.3824 齒頂圓直徑 da 301.72 95.75 冠頂距 AK 42.13 149.14 大端分度圓齒厚 s 4.71 4.71 大端分度圓法向弦齒厚 s 4.71 4.71 大端分度圓法向弦齒高 hn(_) 2.98 3.04 當(dāng)量齒數(shù) zv 348.01 31.32 導(dǎo)圓半徑 r 0.00 端面重合度 v 1.80 軸向重合度 v 0.00 法向重合度 v n 1.80 中點(diǎn)分度圓的切向力 Ft 972.22 圓周力 Ft 998.22 987.47 徑向力 Fr 101.68 338.94 軸向力 Fx 338.94 101.68 齒輪速度 Vm 22.62 支承情況 兩輪皆兩端支承 4.8.4 接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度校核結(jié)果和參數(shù) 齒輪 1接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力 H1 1286.36 (N/mm2 ) 齒輪 2接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力 H2 1283.62 (N/mm2 ) 接觸強(qiáng)度計算應(yīng)力 H 956.71 (N/mm2 ) 滿足 齒輪 1彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力 F1 522.80 (N/mm2 ) 齒輪 1彎曲強(qiáng)度計算應(yīng)力 F 438.94 (N/mm2 ) 滿足 齒輪 2彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力 F2 522.80 (N/mm2 ) 齒輪 2接觸強(qiáng)度計算應(yīng)力 F 438.94 (N/mm2 ) 滿足 圓 周 力 Ft 972.22 (N) 齒輪線速度 Vm 22.62 (m/s) 使用系數(shù) Ka 1.35 動載系數(shù) Kv 1.99 25 齒向載荷分布系數(shù) Khb 1.88 齒間載荷分布系數(shù) Kha 1.00 是否修形齒輪 否 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh 2.50 材料的彈性系數(shù) ZE 189.80 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Ze 0.86 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Zb 1.00 重合、螺旋角系數(shù) Zeb 0.86 錐齒輪系數(shù) Zk 1.00 接觸疲勞 壽命系數(shù) Zn 1.00 是否允許有一定量的點(diǎn)蝕 否 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr 0.97 潤滑油粘度（ 50度） 120.00 工作硬化系數(shù) Zw 1.00 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx 1.04 齒向載荷分布系數(shù) Kfb 1.65 齒間載荷分布系數(shù) Kfa 1.00 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Ye 0.67 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yb 1.00 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Yeb 0.67 復(fù)合齒形系數(shù) Yfs 4.30 4.51 壽命系數(shù) Yn 1.00 1.00 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr 0.95 0.95 齒根表面狀況系數(shù) Yrr 1.00 1.00 尺寸系數(shù) Yx 1.03 1.02 載荷類型 雙向轉(zhuǎn)動齒輪 齒根表面粗糙度 Rz 16 m 基本齒條類別 hf/Mnm = 1.25, pf/Mnm = 0.20 4.8.5 齒輪精度 項目名稱 齒輪 1 齒輪 2 第一組精度 7 7 第二組精度 7 7 26 第三組精度 7 7 齒輪副側(cè)隙 a 齒輪副法向側(cè)隙公差 A 4.9 輸入軸承計算 由 4.8輸入錐齒輪分析計算由齒輪基本參數(shù) 部分 得到錐齒輪圓周力 Ft= 998.22 N。 錐齒錐齒輪傳動，其載荷沿齒寬分布不均勻（大端處的單位載荷最大），但分析作用力時，為簡便起見，可近似假定載荷沿齒寬分布均勻，并集中作用于齒寬中 點(diǎn)節(jié)線處的法向平面內(nèi) ,見圖 4.16 圖 4.16 直錐齒輪受力分析 齒面間的法向力 Fn 可分解為三個分力圓周力 Ft、徑向力 Fr 、周向力 Fa，各分力大小公式 12 為： c o sFFFs int anFs inFFFc o st anFc o sFFt anFFd2TFtnr21t11t1a1a21t11r1r1tm11t 4.16 27 圓周力 Ft=998.22N（見 半環(huán)型錐盤滾輪式（ Toroidal型）無級變速器 齒輪基本參數(shù) 1 ） F Ft tan =998.22 tan 20363.3N 因?yàn)?1t1r1r1 c o st a nFc o sFF 所以 Fr1 =998.2 tan17 cos17 347.4N 因?yàn)?r21t11t1a1 Fs int a nFs inFF 所以 Fa1 tan17 sin17106.3 N 以上角度均取自于參考資料 1 中選定齒輪 軸承類型： 圓錐滾子軸承 (30000) 軸承代號： 30312 4.2 輸入軸承計算結(jié)果 軸承參數(shù) 工作參數(shù) 計算結(jié)果 軸承內(nèi)徑： 60mm 軸承外徑： 130mm 軸承寬度： 34mm 額定動載荷： 138000N 額定靜載荷： 102000N 極限轉(zhuǎn)速： 7000r/min 潤滑方式：油潤滑 徑向載荷： 347.4 N 軸向載荷： 106.3 N 使用壽命： 1000h 工作轉(zhuǎn)速： 7000r/min 接觸角： 45 載荷系數(shù)： 1.1 當(dāng)量動載荷： 214.00N 當(dāng)量靜載荷： 382.14 N 計算壽命： 1.152010 6 h 其他齒輪部分的軸承計算方式同理，由此來確定軸承的選擇。 28 4.10 加壓軸承計算 加壓軸承與輸入軸承對稱的分布在加壓裝置的兩側(cè)，受力也是與輸入錐齒輪的軸承對稱，唯一的不同就是軸、徑向載荷與工作轉(zhuǎn)速的不同，故可以在加壓裝置的左側(cè)選擇同樣的軸承。 徑向載荷：加壓軸承徑向上除去與輸出軸接觸并不與其它零件接觸，而輸出軸除有小量的徑向跳動外也沒有其它力作用，所以可以將徑向載荷設(shè)為 1N。 軸向載荷：加壓軸承在徑向上起到確定輸入錐齒輪徑向位置的作用，所以其軸向載荷等于平盤對加壓裝置的壓力 N壓=22105.3 N,此處軸承受力取整即可。 軸承類型： 圓錐滾子軸承 (30000) 軸承代號： 30312 表 4.3 加壓軸承計算結(jié)果 軸承參數(shù) 工作參數(shù) 計算結(jié)果 軸承內(nèi)徑： 60mm 軸承外徑： 130mm 軸承寬度： 34mm 額定動載荷： 138000N 額定靜載荷： 102000N 極限轉(zhuǎn)速： 7000r/min 潤滑方式：油潤滑 徑向載荷： 1 N 軸向載荷： 22100 N 使用壽命： 10000h 工作轉(zhuǎn)速： 5000r/min 接觸角： 45 載荷系數(shù)： 1.1 當(dāng)量 動載荷： 8800.45N 當(dāng)量靜載荷： 4840.56 N 計算壽命： 12853h 4.11 平盤 幾何滑動計算 1 (幾何滑動和滾輪平盤傳動效率計算為滕飛同學(xué)完成特此感謝 ) 滑動率 1 是指空載（名義）輸出轉(zhuǎn)速 n02 與負(fù)載（實(shí)際）輸出轉(zhuǎn)速 n2 之差與空載輸入轉(zhuǎn)速之比率，即 滑 動率公式 1 ： 12Q10109 14792.0 R133 4.17 式中 表示幾何滑動， R表示平盤工作半徑， Q表示壓緊力。 29 運(yùn)用 matlab模擬運(yùn)動，求出實(shí)際的平盤幾何滑動率，對比理想滑動率，驗(yàn)算是否滿足要求。 在 matlab6中編程如下： hold on for(R=5:0.1:12.5)； Q=20000； A=1/(R/(0.792*10.914*0.001*(2*Q)(1/3)+1)； plot(R,A)； end 幾何滑動率 平盤工作半徑 (cm) 圖 4.17 幾何滑動關(guān)系 如圖 4.17可知， RCVT在壓緊力為 20000N，并且平盤工作半徑取最小值 50mm時，其幾何滑動為最大值 5.6%，滿足幾何滑動率小于 1015%的要求 1 。 4.12 滾輪平盤傳動效率計算 333310914.10792.02QR10914.104013.02QR 4.19 式中 表示滾 輪平盤傳動效率， R表示平盤工作半徑， Q 表示壓緊力。 在 matlab6中編程如下： 30 hold on for(R=5:0.1:12.5)； Q=4000； Y=(R-0.4013*10.914*0.001*(2*Q)(1/3)/(R+0.792*10.914*0.001*(2*Q) (1/3)； plot(R,Y)； end 傳動效率 平盤工作半徑 (mm) 圖 4.18 滾輪平盤傳動效率圖 由圖 4.18可知， RCVT的 傳動效率與平盤的工作半徑和壓緊力有關(guān)。平盤的工作半徑越大其傳動效率越高 ， 壓緊力越大其傳動效率越低。在壓緊力為 20000N，并且平盤工作半徑取最小值 50mm 時，其傳動效率將到最低為 91.6%。在壓緊力為 10000N，并且平盤工作半徑取 125mm時，其傳動效率提高到 97.2%。 RCVT在傳動效率方面還是很高的。 31 5 結(jié) 論 5.1 動力分流 動力分流（多達(dá) 8路支流）傳動，實(shí)現(xiàn)了大轉(zhuǎn)矩下的牽引傳動 。 5.2 將新型滾輪平盤式無級變速器與渦輪增壓柴油機(jī)相匹配 RCVT的滾輪是主動件，動力從發(fā)動機(jī)出來分為四路 傳到四個滾輪上。在這個傳動過程中要使用錐齒輪。主動錐齒輪的直徑就會有些偏大再加上發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速比較高，這樣就導(dǎo)致錐齒輪的線速度過高。這是本設(shè)計的一個難點(diǎn)。改進(jìn)的方法一是將錐齒輪直徑減小，方法二是選擇較低轉(zhuǎn)速的發(fā)動機(jī)，方法三是改變傳動形式。 通過逆向思維，主動錐齒輪的直徑偏大有一定的好處?，F(xiàn)在的 CVT幾乎只能用小型車上，主要是受到傳動轉(zhuǎn)矩限制。中、大型汽車大多采用渦輪增壓柴油機(jī)，采用渦輪增壓柴油機(jī)的特點(diǎn)是：最高轉(zhuǎn)速較低一般只有 2000r/min左右；轉(zhuǎn)矩大。渦輪增壓柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速較低可以有效地降低主動錐齒輪的線速 度。主動錐齒輪與從動錐齒輪采用增速傳動提高滾輪的線速度，有利于降低滾輪與平盤的油膜牽引力和接觸應(yīng)力，從而提高 RCVT的承載能力。 綜合以上因素， RVCT與渦輪增壓柴油機(jī)相匹配是適當(dāng)?shù)?，使其?shí)用性更強(qiáng)。 5.3 同軸結(jié)構(gòu)布置 輸出軸與輸入軸是同軸布置。這一點(diǎn)是很理想的。在受力方面，輸入軸幾乎只受轉(zhuǎn)矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計比較好。輸出軸受轉(zhuǎn)矩和拉力，但沒有循環(huán)應(yīng)力這種設(shè)計比較好。在總尺寸方面，這種布置尺寸較緊湊。 5.4 輸出軸浮動加壓結(jié)構(gòu) 加壓裝置上的各個力在本身內(nèi)部平衡。采用輸出軸作為拉桿結(jié)構(gòu)緊湊，不要 增加零件。輸出軸不受循環(huán)應(yīng)力，受力狀況較佳。 5.5 加壓軸承的結(jié)構(gòu)布置、承載能力和使用壽命的優(yōu)化設(shè)計 RCVT采用油膜牽引傳動其實(shí)也是摩擦傳動，施加在摩擦副間的法向壓緊力高達(dá)其所傳遞的有效圓周力的 10倍。其最大正壓力為 22105.3 N，對軸承的軸向承載能力有很高的要求。由于平盤轉(zhuǎn)速較高，其對軸承的極限轉(zhuǎn)速要求較高。 32 圖 5.1 方案 a 圖 5.2 方案 b 圖 5.3 軸承壽命曲線 由于平盤與軸速度大小相同方向相反 ，方案 a中平盤通過兩個推力軸承和圓柱銷與軸來實(shí)現(xiàn)壓力的傳遞。這樣做的好處是將軸承的轉(zhuǎn)速降低，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜軸承的尺寸受到限制其承載能力和使用壽命有限。如圖 5.3所示，滾動軸承的壽命與其受力有很密切的關(guān)系。在軸承受到的載荷與其額定載荷相等的條件下，其壽命為 106 轉(zhuǎn)。為了提高軸承的使用壽命就需要提高軸承的額定動載荷。這樣就會使軸承的尺寸加大，但是軸承的尺寸增大會導(dǎo)致其極限轉(zhuǎn)速降低，其極限轉(zhuǎn)速與離心運(yùn)動和陀螺儀效應(yīng)有關(guān)。結(jié)合上面的因素，產(chǎn)生了方案 b。方案 b平盤與軸直接用一個 推力軸承來實(shí)現(xiàn)壓力的傳遞。由于平盤與軸速度大小相同方向相反，所以導(dǎo)致軸承的滾動體幾乎只有自轉(zhuǎn)而沒有公轉(zhuǎn)。這樣軸承的離心作用和陀螺效應(yīng)幾乎可以忽略不計，也就是推力軸承的極限轉(zhuǎn)速可以提高很多。在軸承承載能力和使用壽命方面，由于軸承尺寸沒有受到限制，所以其承載能力和使用壽命可以作到滿足使用要求?？紤]到以上因素，最終采用方案 b，解決了承載能力、極限轉(zhuǎn)速和使用壽命等問題。 33 5.6 調(diào)速機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計和保證四個滾輪同步移動的措施 RCVT的動力通過 4個滾輪傳動， 4個滾輪的同步就是其中的一個關(guān)鍵性問題。為了實(shí)現(xiàn)其同步，可 以采用絲杠調(diào)速。其結(jié)構(gòu)如圖： 圖 5.4 調(diào)速結(jié)構(gòu)圖 1.調(diào)速小齒輪 I 2.壓縮彈簧 3.調(diào)速小齒輪 I 4.調(diào)節(jié)盤 5.絲杠 6.導(dǎo)向筒 7.調(diào)速螺母 8.推力片 9.調(diào)速大錐齒環(huán) 要保證 4 個滾輪同步就要盡量消除或減小影響其同步的因素。影響其同步的因素主要有： 絲杠不同步、調(diào)速錐齒輪間的間隙、絲杠與螺母之間的間隙、絲杠與端蓋之間的間隙和調(diào)速螺母與推力片之間的間隙。 采取的措施如下： 一、 調(diào)節(jié)盤與絲杠通過花鍵聯(lián)接，通過調(diào)節(jié)調(diào)節(jié)盤與調(diào)速小錐齒輪的角度來實(shí)現(xiàn)絲杠的同步。 二、 調(diào)速小錐齒輪采用分體式結(jié)構(gòu)通過彈 簧預(yù)緊使間隙消除。 三、絲杠與螺母采用耐磨性好的材料減小其間隙變化。 四、 在絲杠與端蓋間安裝耐磨墊片減小磨損。 五、 增大調(diào)速螺母與推力片的接觸面積，并采用高耐磨性材料。 34 通過以上的方法可以有效地減小 4個滾輪的不同步現(xiàn)象。從而減小內(nèi)部循環(huán)功率，提高 RCVT的傳動效率。 為了使推力片安裝在滾輪上，花鍵筒上開有槽。推力片與滾輪一起轉(zhuǎn)動，推力片與調(diào)速螺母之間有相對轉(zhuǎn)動。為了使螺母不跟隨推力片一起轉(zhuǎn)動需要加固定導(dǎo)向裝置，調(diào)速螺母在導(dǎo)向筒（固定在端蓋上）中滑動。調(diào)速螺母設(shè)計為球面，調(diào)速螺母與推力片作成一個整體，在安 裝時將裝配好的調(diào)速螺母和推力片插入花鍵筒中，然后旋轉(zhuǎn) 90 。再將滾輪與推力片連接。調(diào)速螺母的導(dǎo)向槽與導(dǎo)向筒配合，調(diào)速螺母在導(dǎo)向筒上滑動。 5.7 自動加壓裝置的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計 大多數(shù)無級變速器均采用自動加壓裝置，其壓緊力與負(fù)載轉(zhuǎn)矩成反比變化，可減小滑動、提高傳動效率和壽命，便于實(shí)現(xiàn)恒功率傳動以充分利用動力，但不能防止過載，因而應(yīng)設(shè)置限制過載的安全聯(lián)軸器等過載保護(hù)裝置。即使在自動加壓裝置中，仍應(yīng)有剛性適當(dāng)?shù)膹椈梢员３忠粋€經(jīng)常的預(yù)壓力，使其能迅速安全地起動。 自動加 壓裝置的種類很多，按工作原理的不同，大致可以分為以下幾類： 一、通過螺旋面轉(zhuǎn)動而產(chǎn)生軸向壓緊力來進(jìn)行加壓的。如鋼球（柱） V形槽式、端面凸輪式、螺旋和斜齒輪加壓裝置等， 二、利用搖擺齒