汽車無級變速器設(shè)計(doc 42頁).doc

1、摘 要人們早就認識到無級變速器是提高汽車性能的理想裝置，并一直不懈的努力研究，努力追求實現(xiàn)這一目標。70年代后期，荷蘭VonDoornes Transmission 公司研制成功VOT金屬傳動帶并于1982年投放市場，推動CVT技術(shù)向?qū)嵱没~進了一大步。1987年美國福特公司首次在市場上小批量推出裝有這種VDT帶的CVT汽車，此后意大利菲亞特，日本富士重工和德國大眾等多家公司也推出了小批量的CVT汽車（如Ford的Fiesta、Scorpio;Fiat的Uon、Ritmo;Sabaru的Ecvt、WV的Golf等）。各國均視其為自動變速技術(shù)的嶄新途徑，已成為當前國際汽車的研究開發(fā)領(lǐng)域的一個熱點

2、。無極傳動CVT與其他自動變速器相比較，優(yōu)點是明顯的。其操縱方便性和乘坐舒適性可與液力變矩器相當，而傳動效率卻高得多，接近有級機械式自動變速器的水平。更主要的是，它能最好的協(xié)調(diào)車輛外界行駛條件與發(fā)動機負載，使汽車具有一個不存在“漏洞”的牽引特性，且調(diào)速時無需切斷動力充分發(fā)掘發(fā)動機的潛力，從而可顯著降低汽車的油耗，提高最大車速和改善超車的性能。無極傳動CVT特別受到非職業(yè)駕駛員的歡迎，因為它從根本上簡化了操縱，不僅可取消變速、離合器踏板，而且總是按駕駛員意圖控制發(fā)動機在最佳工作位置工作。此外，由于工作和控制原理相對簡單，CVT傳動完全可以做到比有級變速器（AT）傳動更緊湊，更輕，成本更低。對于C

3、VT這種具有廣闊使用發(fā)展前景的技術(shù)，迄今國內(nèi)研究、應(yīng)用的很少。我們在前人研究的基礎(chǔ)上，針對廣州本田即將生產(chǎn)的經(jīng)濟型轎車設(shè)計一種CVT，來替換原來的變速器，為以后CVT的研究和試驗打下基礎(chǔ)。關(guān)鍵詞：無級變速器 結(jié)構(gòu)設(shè)計 自動壓緊目 錄摘要1.緒論1.1 汽車變速器的類型11.2 汽車變速器的類型和特點 11.3 采用無極變速器CVT的汽車可以節(jié)油的原理 21.4 實現(xiàn)汽車無級變速器CVT大變速比、大轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵無偏斜金屬帶式無極變速傳動 32.CVT的總體設(shè)計2.1 原車的相關(guān)參數(shù)52.2 帶傳動的分析52.3 壓緊裝置的設(shè)計82.4 齒輪設(shè)計計算152.5 軸的設(shè)計計算222.6 軸承的設(shè)計計算

4、302.7 錐輪處的鍵的設(shè)計計算313.變速器的調(diào)控分析3.1 CVT的一般調(diào)控理論分析 323.2 CVT最佳調(diào)控邏輯 344 .總結(jié) 385 .致謝 396 .參考文獻 401. 緒論1.1 汽車變速器的類型目前汽車變速器按變速特點來分，可分為兩大類：一是有級變速器；二是無級變速器。按執(zhí)行變速的方式來分，可以分為自動和手動兩類。1. 2 汽車變速器的類型和特點1.2.1 液力變矩器液力變矩器是較早用于汽車傳動的無級變速器，成功地用于高檔汽車的傳動中。由于傳動效率低，且變速比大于2時效率急劇下降，經(jīng)常僅在有級（23檔）變速器的兩檔中間實現(xiàn)無極變速，因此未能推廣開來。目前經(jīng)常作為起步離合器在汽

5、車中使用。1.2.2 寬V形膠帶式無級變速器寬V形膠帶式無極變速器是荷蘭DAF公司在1965年以前的產(chǎn)品，主要用在微型轎車上，一共生產(chǎn)了約80萬輛。由于膠帶的壽命和傳動效率低，進而研究和開發(fā)了汽車金屬帶式無級變速器。1.2.3 金屬帶式無級變速器金屬帶式無級變速器是荷蘭VDT公司的工程師Van Dooren 發(fā)明的，用金屬帶代替膠帶，大幅度提高了傳動效率、可靠性、功率和壽命，經(jīng)過3040年的研究，開發(fā)已經(jīng)成熟，并在汽車傳動領(lǐng)域占有重要的地位。目前金屬帶式無級變速器的全球總產(chǎn)量已經(jīng)達到250萬輛/年，在今后三年內(nèi)將達到400萬輛，發(fā)展速度很快。金屬帶式無級變速器的核心元件是金屬帶組件。金屬帶組件

6、由兩組912層的鋼環(huán)組和350400片左右的摩擦片組成，其中鋼環(huán)組的材料，尤其是制造工藝是最難的，要實現(xiàn)強度高（2000MP），各層環(huán)之間“無間隙”配合。以前只有荷蘭VDT公司掌握這種工藝，現(xiàn)在我國沈陽越士達無級變速器有限公司也已近掌握了這種技術(shù)，并在重慶工學院建成了一條示范性生產(chǎn)線。金屬帶式無級變速器的傳動原理，主、從兩對錐盤夾持金屬帶，靠摩擦力傳遞動力和轉(zhuǎn)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。1.2.4 擺銷鏈式無極變速器擺銷鏈式無級變速器是由德國LUK公司將擺銷鏈用于Audi汽車傳動的成功范例。與金屬帶式CVT不同的是，它

7、將無級變速部分放在低速級，即最后一級。其原因是鏈傳動的多邊形效應(yīng)在高速級是會產(chǎn)生更大的噪音和動態(tài)應(yīng)力。所以其最新的結(jié)構(gòu)中，假裝了導(dǎo)鏈板以減少震動和噪聲。但是由于在低速級傳動中，要求傳遞的轉(zhuǎn)矩大，軸向的壓力較大，液壓系統(tǒng)的油壓也大（大約為89），而摩擦盤式離合器所要求的油壓又不高，這樣，液壓系統(tǒng)就比較復(fù)雜。由此看來，如果能進一步降低和消除多邊形效應(yīng)，將會進一步提高此類傳動的水平，簡化整機設(shè)計、降低成本。1.2.5 環(huán)盤滾輪式無級變速器環(huán)盤滾輪式無級變速器是英國Torotrak 公司發(fā)明的無級變速器。運動和動力由輸入盤靠摩擦力傳給滾輪，滾輪降運動和動力靠摩擦力傳給輸出盤。當滾輪在垂直于紙面的軸向運

8、動時，滾輪和兩個環(huán)盤的接觸點連續(xù)變化，輸入盤和輸出盤接觸點的回轉(zhuǎn)半徑連續(xù)變化，實現(xiàn)無極傳動。1.3采用無極變速器CVT的汽車可以節(jié)油的原理由于汽車的發(fā)動機的進排氣系統(tǒng)是考慮了空氣流的動力學而設(shè)計的，由凸輪輪廓形塊決定進氣和排氣氣門的開閉。發(fā)動機在某一最佳轉(zhuǎn)速下能夠進氣充分、排氣充分、燃燒完全、能量利用充分、排氣污染少；但離開這一轉(zhuǎn)速就會有進氣不充分、排氣不充分、燃燒不完全、能量利用差、油耗增加和排氣污染增加等問題。汽車的車速是隨機的，在2030km/h到150180km/h之間變化。為了很好的利用發(fā)動機的動力和減少油耗，采用有級變速（MT和AT），在兩檔之間依靠發(fā)動機的轉(zhuǎn)速變化來適應(yīng)車速的變化

9、，因而發(fā)動機無法達到最佳的工作狀態(tài)。采用液力變矩器的無級變速器，由于其工作原理是油作為動力傳動的介質(zhì)，許多能量消耗在油的內(nèi)摩擦上，傳動效率低，通常為8085%，比傳統(tǒng)的MT和AT大約費油10%20%，而且液力變矩器轉(zhuǎn)差較大，效率較低。通常減速比不大于2，只能增加23檔有級變速，每兩檔間用液力變矩器實現(xiàn)無級變速。無級變速器（CVT）可以使發(fā)動機在最佳狀態(tài)下工作，依靠變速器無級調(diào)速來適應(yīng)汽車的各種速度，因此可以是發(fā)動機燃燒最好，排氣污染最小，達到節(jié)油的目的。1.4 級變速CVT大變速比、大轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵無偏斜金屬帶式無級變速傳動對稱直母線錐盤情況下，金屬帶在變速過程中必然產(chǎn)生偏斜。此偏斜量限制了錐盤的

10、半徑，也限制了變速比。因而對稱直母線錐盤所產(chǎn)生金屬帶的偏斜，一方面限制了車輛節(jié)油的經(jīng)濟車速范圍;另一方面限制了錐盤工作半徑的增加，也限制了可傳遞的轉(zhuǎn)矩，即傳動能力。目前，汽車CVT的變速比一般在=5.5左右，通常用于排量在2.0L以下的汽車傳動中。1.5 拋棄液壓加壓系統(tǒng)，進一步節(jié)油汽車金屬帶和擺銷鏈式無極變速器CVT，是當前汽車自動變速器中最具前景的傳動形式。目前汽車金屬帶式無級變速器絕大部分采用液壓加壓、電子系統(tǒng)控制方案。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、倒檔離合器，液力泵產(chǎn)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(chǎn)生摩擦力，將主動輪的轉(zhuǎn)矩傳遞給從動

11、軸，然后通過減速裝置，經(jīng)減速器輸出給車輪。這種方案的優(yōu)點在于除了金屬帶傳動的全新技術(shù)以外，全部采用了成熟技術(shù)，可行性好。但與成熟的AT（自動變速器）技術(shù)一樣，有一個重要的弱點，即是均采用耗能的液壓伺服系統(tǒng)。AT和MT（手動變速器）均為齒輪傳動，AT比MT多耗油15%左右，其原因在于液壓私服系統(tǒng)耗能。采用CVT的汽車，由于CVT可使發(fā)動機在最佳區(qū)域工作，因而達到節(jié)油的目的。目前其油耗與采用MT的汽車持平。如果拋棄液壓加壓系統(tǒng)，將避免能量的損失，達到更加節(jié)油的目標。2. CVT的總體設(shè)計2.1 原車相關(guān)參數(shù)本次設(shè)計的各項參數(shù)如下：面對對象1.0L轎車轎車驅(qū)動形式前置前驅(qū)發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速5881（r/

12、min）最大功率38.0kw/5800rpm最高車速135km/h最大扭矩75.0Nm/3299rpm倒檔傳動比3.125傳動比范圍0.864-3.09主減速器傳動比4.52.2 帶傳動的分析2.2.1 變速方式在金屬帶傳動中，帶輪由圓錐盤組成，利用圓錐盤的軸向移動來達到變速。這種變速機構(gòu)緊湊，傳動可靠，應(yīng)用范圍廣泛。在這種變速器中，有的只是一個帶輪可軸向移動，另一個帶輪的直徑是固定不變的，這種情況下變速，必須同時改變兩輪的中心距，這在我們的設(shè)計中是難以布置和難以控制甚至難以達到的。另一些機構(gòu)兩輪都起變速作用，這又分為兩種情況：A、兩輪的兩邊都可以調(diào)節(jié);B、只有一邊可以調(diào)節(jié)。要調(diào)節(jié)就必須有控制

13、或壓緊機構(gòu)，在A中情況下，機構(gòu)必然變得復(fù)雜和龐大，而B情況可以有效地避免這種情況的發(fā)生。本方案采用一級變速就可以達到設(shè)計要求。在金屬帶的選取上，我們選用了現(xiàn)有的自制金屬帶，結(jié)構(gòu)參數(shù)為：上底寬32mm，高15mm，工作中徑為26mm。綜上所述:本方案在帶輪的結(jié)構(gòu)選擇單級，兩個帶輪都是面可調(diào)的金屬帶形式。2.2.2 基本運動關(guān)系1）帶輪的移動距離帶輪的移動距離受到兩邊帶輪相碰的位置和帶達到帶輪內(nèi)邊緣的位置所限制。因此，在雙向移動的情況下：式中 帶輪兩邊的夾角； 帶底面的寬度， 帶中性層的寬度； 中性層至底面的距離， (為帶中性層面至頂面的距離)，在帶輪移動的情況下，軸向移動距離為上式中X的二倍。2

14、）CVT傳動比及調(diào)速的范圍為了具有較高的傳動效率，且設(shè)計和制造的方便，兩個帶輪的尺寸設(shè)計為同樣大小。要擴大變速的范圍，須增加帶的寬度，減小帶輪的槽角或減小帶輪的直徑d。帶輪的楔角太小容易使帶楔在槽中，此外，楔角越小，帶上受到的橫向力就越大，也容易使帶撓曲，所以楔角不能太小。經(jīng)驗值為22-24度。我們選用28度的楔角。減小帶輪的直徑d會使帶的疲勞強度降低，所以一般也不宜采用比規(guī)定直徑小的帶輪直徑。根據(jù)已有的資料顯示：帶輪的工作直徑可以達到75mm，而傳動比的范圍可以達到0.45-2.22，在本設(shè)計中，我們將帶輪的最小工作直徑定為80mm，以使其工作可靠，壽命更高。材料的選擇：鋼帶，摩擦副表面采用

15、硼化鎢和硼化鉬基合金材料（金屬陶瓷）這種合金主要用于在高溫下工作的易磨損鋼表面，以含鉬的坡莫合金（2，81，17）和鎳鉻合金作粘結(jié)金屬，主是熱壓發(fā)制造的。性質(zhì)如下： 百分含量% HRA 抗壓強度 抗彎強度 彈性模量E金屬陶瓷組成 硼化物 粘結(jié)相 坡莫合金 96.0 4.0 92 1560 620 41.35 86.0 14.0 85 1400 500 52.0摩擦副的摩擦系數(shù)為0.3.由相關(guān)參數(shù)得知：=3.090=0.846調(diào)速范圍 采用對稱調(diào)速，根據(jù)金屬帶的結(jié)構(gòu)參數(shù)，確定CVT錐輪的結(jié)構(gòu)。取最小工作直徑，則最大工作直徑CVT錐輪的結(jié)構(gòu)圖2.3 壓緊裝置的設(shè)計2.3.1 曲面壓緊結(jié)構(gòu)所有的基于

16、摩擦的機械式CVT都需要在工作副上施加一定的壓緊力，以使它們無滑動地可靠工作。在自動壓緊的應(yīng)用中，壓緊力應(yīng)根據(jù)當前的傳動比和力矩調(diào)整到最佳值，從而在保證工作可靠的前提下，減少磨損和延長壽命。當前流行的做法是：用一套自動控制的渦輪系統(tǒng)。但，這樣的系統(tǒng)不但增加CVT的成本，還使轎車在工作的某些方面變壞，并且導(dǎo)致極大的燃油消耗，這些都會是中國家庭轎車的不適宜因素。為此，我們嘗試開發(fā)了一種幾乎沒有功率消耗的“純機械”自壓緊裝置。這種裝置的工作原理和紡織工業(yè)中應(yīng)用的某些CVT壓緊機構(gòu)有些類似，但已經(jīng)除去了諸如允許軸向移動和傳動比范圍大小的缺陷。在輸入軸上有三個相互間隔120度均勻分布的傳動銷，每個銷和位

17、于可軸向移動的帶輪后部的銷的導(dǎo)槽曲面接觸。接觸力的周向力取決于帶輪所傳遞的力矩，而軸向力緊緊地將帶輪和V帶壓向另一帶輪以產(chǎn)生必需的摩擦。于是，轉(zhuǎn)動和功率就可以通過壓緊的摩擦副和V帶傳遞到輸出軸。三個銷導(dǎo)槽斜面的傾斜度在這里： 摩擦副的摩擦系數(shù) 帶的工作直徑 帶輪的軸向移動量 銷的工作直徑 帶輪的楔角這個斜率函數(shù)的意圖是當可動帶輪被傳動比控制裝置移動到不同位置時，接觸力的軸向分力相應(yīng)不同的傳動比能產(chǎn)生不同的比例系數(shù)來適配輸入軸轉(zhuǎn)矩以使壓緊力等于或稍大于臨界力，這樣，摩擦工作副就不會有相對的滑動。在特例演變下，這種自壓緊裝置允許=24mm的軸向相對位移，同時傳動比范圍可達R6。樣機測試結(jié)果顯示：這

18、種裝置基本滿足實際需要，并且具有結(jié)構(gòu)簡單，成本低廉的優(yōu)點。我們堅信：經(jīng)過發(fā)展和完善，這種裝置是有真正有應(yīng)用價值的。其關(guān)鍵問題是曲面的確定，以下就是有關(guān)計算：1） 帶輪與皮帶接觸處要求軸向壓緊力為： （1）式中，工況系數(shù)，可以取1.2。壓緊力隨X的不同（實際是工作直徑的不同）而變化。2） 自動壓緊裝置產(chǎn)生的軸向壓緊力的表示： （2）式中，平均工作直徑。即中徑； 曲面的升角； 是滾柱銷和曲面接觸處的等效摩擦角，即，是等效摩擦系數(shù)，一般0.13） 平橫條件：若不計入附加彈簧的輔助壓緊力，有，為系統(tǒng)不打滑的工作條件， （3）由（1），（2）關(guān)系式可得到。4） 皮帶工作直徑與軸向位移的關(guān)系式中，最小工作

19、直徑將上式代入（3）式中，即確認。5） 確定由關(guān)系式，并利用正切和角切以及（3）式，可以推出： （4）若設(shè)計中CVT傳遞的最大扭矩，最大功率和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速已知，可以確定和及和；再根據(jù)，和等可以利用（4）式求得。代入各已知量后得到：式子中，均為常數(shù)。2.3.2 加壓彈簧的設(shè)計加壓裝置的主要作用是在汽車起步時，使金屬帶與錐輪彼此壓緊，產(chǎn)生恰當?shù)哪Σ亮?足夠傳遞運動和動力。軸向壓緊力A. 輸入軸上的加壓彈簧當輸入轉(zhuǎn)速最低時，彈簧工作高度最小，軸向壓緊力最大當輸出轉(zhuǎn)速最高時，彈簧工作高度最大，軸向壓緊力最小 根據(jù)幾何關(guān)系，彈簧剛度彈簧設(shè)計：1） 根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力因彈簧在交變作用力下工

20、作，按1類彈簧考慮?，F(xiàn)選用硅錳合金彈簧鋼絲，估取彈簧中徑=90mm，=18mm。查表知【】=4712） 根據(jù)強度條件計算彈簧鋼絲直徑選取旋繞比C=5，則補償系數(shù)試算彈簧直徑上值與原估去值相近，且為標準值。則3） 根據(jù)剛度條件，計算彈簧全圈數(shù) 取=3圈。4） 結(jié)構(gòu)設(shè)計輸入軸彈簧參數(shù)見下表中徑90mm有效圈數(shù)3內(nèi)徑72mm總?cè)?shù)5108mm25.2mm57.2mm1.111418.6mm自由長度100mm工作長 62mm；80mm2.8kg5） 驗算穩(wěn)定性細長比b=1.112.6，穩(wěn)定B. 中間周上的加壓彈簧當輸出轉(zhuǎn)速最低時，彈簧工作高度最大，軸向壓緊力最小當輸出轉(zhuǎn)速最高時，彈簧工作高度最大，軸向

21、壓緊力最大根據(jù)幾何關(guān)系，彈簧剛度 彈簧設(shè)計：1） 根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力因彈簧在交變作用力下工作，按1類彈簧考慮。現(xiàn)選用硅錳合金彈簧鋼絲，估取彈簧中徑，。查表知。2） 根據(jù)強度條件算彈簧鋼絲直徑直徑旋繞比,則補償系數(shù)試算彈簧鋼絲直徑原估取值安全，且為標準值。則3） 根據(jù)剛度條件，計算彈簧圈數(shù)取圈4） 結(jié)構(gòu)設(shè)計程序同輸入軸，結(jié)果如下表：中徑90mm有效圈數(shù)5內(nèi)徑74mm總?cè)?shù)7106mm25.2mm5.6259.2mm1.671428.8mm自由長度95mm工作長 57.2mm；75mm2.2kg5） 驗算穩(wěn)定性細長比，穩(wěn)定。2.4 齒輪的設(shè)計計算2.4.1 前進檔減速齒輪1) 減

22、速比2） 選擇齒輪類型，材料，精度及參數(shù)A. 選用直齒圓柱齒輪傳動B. 選擇齒輪材料：選取大小齒輪材料均為，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HRC.C. 選擇齒輪為7級精度D. 選小齒輪齒數(shù), 大齒輪齒數(shù)3) 齒面的接觸強度設(shè)計A. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a) 選擇載荷系數(shù) b） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c） 選取齒寬系數(shù) d） 材料的彈性影響系數(shù) e） 按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限 f） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) g） 查得接觸疲勞壽命系數(shù) h） 計算疲勞許用應(yīng)力 取失效效率為1%，安全系數(shù),B. 計算 a） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 b） 計算圓周速度V

23、 c） 計算齒寬 d） 計算齒寬和齒高之比模數(shù) 齒高 e） 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù)直齒輪，假設(shè)查得，使用系數(shù) f） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得g） 計算模數(shù)4) 按齒根彎曲強度設(shè)計A) 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值a） 按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限 b） 查得接觸疲勞壽命系數(shù) c） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù) d） 計算載荷系數(shù) e） 查取齒輪系數(shù) f） 查取應(yīng)力校正系數(shù) g） 計算大小齒輪的并加以比較 h） 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面疲勞強度計算的模數(shù)m略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲

24、勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸的疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑有關(guān)，可取由彎曲強度計算得的模數(shù)，并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑5) 幾何尺寸計算A) 計算分度圓直徑mmmmB) 計算中心距C) 計算齒輪寬度圓整： D) 驗算 2. 4. 2 倒檔減速齒輪 取倒檔小齒輪與惰輪的減速比 取倒檔惰輪與大齒輪的減速比1） 計算各齒輪參數(shù)由于結(jié)構(gòu)的原因，倒檔大，小齒輪要有一定的間隙。故取倒檔小齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)與前進檔小齒輪相同。令，2） 驗算按齒面彎曲疲勞強度校核公式確定式中各值 K值 計算T值： 查得 所以安全2. 4. 3 減速軸距的調(diào)整考慮到倒檔大小齒輪不能直接接觸

25、，故軸距 調(diào)整中心距，取， 調(diào)整前進檔齒輪，令 前進擋小齒輪 前進擋大齒輪 圓整 圓整為 ， 驗算：按齒根彎曲疲勞強度計算2. 5 軸的設(shè)計計算2. 5. 1 輸入軸的設(shè)計1） 選擇軸的材料 選取45號剛，調(diào)質(zhì)，HBS=2302) 初步估算軸的最小直徑 取發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時計算，此時，功率 取3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初定軸徑及軸向尺寸考慮錐輪的結(jié)構(gòu)要求及軸的剛度，取裝錐輪處軸徑，軸的裝配草圖如圖所示。兩軸承支點間的距離為4） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度A. 作出軸的計算簡圖a） 計算壓軸力錐輪的當量摩擦系數(shù)最大有效拉力由于鋼帶伸縮彈性小，可忽略離心力對預(yù)緊力的影響。故鋼帶預(yù)緊力 徑向壓軸力 b） 計

26、算軸的壓緊力 c） 計算支反力將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面，則垂直面沒有力的作用d） 作出彎矩圖e） 作出扭矩圖，取a=0.6， f) 計算彎矩 g） 校核軸的強度按第三強度理論，計算彎曲應(yīng)力對軸的抗彎截面系數(shù)W,采用近似算法 所以安全。2. 5. 2 中間軸的設(shè)計計算1) 選擇軸的材料 選取45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS=230 2） 初步估算軸的最小直徑 功率 轉(zhuǎn)速 取3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初定軸徑及軸向尺寸考慮錐輪的機構(gòu)要求及軸的剛度，以及通用性要求取裝錐輪處軸徑軸的裝配草圖如圖所示。4） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度A. 做出軸的計算簡圖 a） 計算徑向力作用在中間軸上的壓軸力，大小與作用

27、在輸入軸上的壓軸力相同，方向相反。 即徑向壓軸力中間軸上減速齒輪產(chǎn)生的徑向力減速齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的徑向力， b） 計算支反力將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面H,垂直面V垂直與水平面H。 c） 作出彎矩圖 d） 作出扭矩圖 取， e） 計算彎矩 f） 校核軸的強度 按第三強度計算理論，計算彎曲應(yīng)力 對軸的抗彎截面系數(shù)W，采用近似算法， 所以安全。 其它軸尺寸見零件圖，他們受力小于前面兩軸，故安全。2. 6 軸承的設(shè)計計算主動軸上軸承的設(shè)計計算。計算壽命，本著CVT變速器五年壽命，按每天工作八小時，每年300天工作日則軸承計算壽命主動軸承采用兩對軸承，內(nèi)側(cè)選用46406型角接觸軸承。外測選用

28、7206型圓錐滾子軸承。通過不同的尺寸公差保證角接觸球軸承主要承受徑向力，圓錐滾子軸承承受軸向力。 1. 對角接觸軸承，派生軸向力所以軸向力 對軸承2，當量動載荷取，取X=1,Y=0校驗合格。 2. 對圓錐滾子軸承，由于只承受軸向力，要求軸承的工作壽命為一年，采用車用特制軸承，采用特制加工工藝，可以達到使用標準。其它軸承計算忽略。2. 7 錐輪處的鍵的設(shè)計計算主要失效形式是工作面壓潰 選用按聯(lián)接強度校核最大轉(zhuǎn)矩時，, 接觸高度鍵的工作長度，軸的直徑校驗安全。其它鍵參數(shù)見裝配圖，檢驗略。3. 變速器的調(diào)控分析3. 1 CVT的一般調(diào)控理論對于車用的發(fā)動機，在任一給定油門開度下總有一個最佳轉(zhuǎn)速，是

29、得對應(yīng)的發(fā)動機輸出功率為最大或?qū)?yīng)的油耗率為最低。將不同油門開度下發(fā)動機特性（如速度特性）的最大功率點或最低油耗率點連成曲線，便得到最佳發(fā)動機曲線D或最佳經(jīng)濟曲線E, 如下圖a所示。這兩條曲線也容易轉(zhuǎn)化成如圖b所示的nda曲線。E, D兩條曲線及其所包圍的區(qū)域是CVT調(diào)速控制的重要依據(jù)。隨著工況（油門開度，工作負荷）CVT須適當調(diào)整變速傳動比從而改變整個傳動系的傳動比，使車速發(fā)生相應(yīng)的變化，以保證發(fā)動機轉(zhuǎn)速ne和功率正好是最佳工作線E或D上的某個確定值nd和，即保證在最佳工況下工作。根據(jù)CVT調(diào)控的一般理論（又稱“等轉(zhuǎn)速穩(wěn)態(tài)調(diào)節(jié)理論）,其傳動比i的變化按下述方法確定。為敘述方便，設(shè)離合器完全結(jié)

30、合不打滑，CVT初級軸與發(fā)動機軸可視為剛性聯(lián)接，則傳動比i與發(fā)動機轉(zhuǎn)速及車速有如下關(guān)系 (1) 式中 R驅(qū)動輪波動半徑m，可視為常數(shù) 整個驅(qū)動鏈除CVT以外的固定傳動比，為常數(shù) A 于是，使的理想或目標傳動比可表為 （2）在行車中克通過傳感器測得ne，V，從而確定當前實際傳動比i同時根據(jù)存入微機ROM中的圖b及測得的a確定nd及id。若nend，iid，則發(fā)出并執(zhí)行減小傳動比的指令;反之則發(fā)出執(zhí)行增大傳動比的指令，直至ne=nd，i=id。這樣形成了一個閉環(huán)調(diào)控的基本邏輯。然而，上述調(diào)控理論或邏輯至少有如下不足之處：首先，它只指出了傳動比調(diào)節(jié)變化的方向，沒有指出變化的量或速率應(yīng)該遵循什么規(guī)律;

31、其次，它只從系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)功率平衡來考慮問題，對于常處于過渡平衡狀態(tài)中的實際車輛，往往會引起某種“誤操作”，造成整車性能的惡化；此外，這種調(diào)控顯然屬于滯后被動跟隨式的，必須等到實際與理想工作參數(shù)有了偏差后（ne不等于nd，i不等于id）才進行干預(yù)，難以實現(xiàn)最佳調(diào)控。人們曾提出了一些半經(jīng)驗的調(diào)控規(guī)律，試圖改善上述不足之處。例如有人用以下公式來確定傳動比調(diào)控的方向和調(diào)速率 （3） 式中 待定的非常系數(shù)顯然對不同的車輛和發(fā)動機，都要經(jīng)過大量的實驗才能將其確定，故此法至少實用性方面受到了較大的限制。有鑒于此，尋找一種更合理適用的CVT調(diào)控理論或邏輯就十分有必要了。3.2 CVT最佳調(diào)控邏輯3.2.1 過渡

32、狀態(tài)可得根據(jù)【7】，對理想調(diào)速可得，式（2）微分 （4）這是一個重要的公式，其物理意義可以理解為：若在當前過渡（瞬態(tài)）平衡狀態(tài)下正好有 ，則當任一原因引起車速V,加速度及理想發(fā)動機轉(zhuǎn)速發(fā)生變化時（如加、減速過程，油門變化，路況及載荷變化等），CVT必須使發(fā)動機按上式確定的調(diào)速率調(diào)節(jié)傳動比，才能使發(fā)動機始終保持在最佳特性曲線E或D下工作，恒有獲得與整車特性的最佳匹配。式中第一項反應(yīng)油門開度變化對調(diào)速率的影響，若，則必然有可由兩次采樣所計算的之差與采樣時間間隔之比來確定；也可按來計算，其中存放在ROM中的圖2b曲線斜率，則可通過傳感器測得的微分獲得。式中第二項代表驅(qū)動功率與阻力功率不平衡程度的貢獻

33、，若兩者平衡則加速度。分析該項（設(shè)）可知，在低速起步階段因車輛V較小而較大，可獲得較大的調(diào)速率，使V迅速上升；對于以高速行駛的車輛情況正好相反。這正是一種所期望的調(diào)速特性。式中的V和可用速度傳感器和微分電路測得，則可根據(jù)及V通過圖b確定。不過，式（4）還不能直接用來確定CVT的調(diào)速方向和調(diào)速率，因為它無法處理不等于不等于的情況，而任一不定因數(shù)的影響都可能導(dǎo)致這種情況的發(fā)生。3.2.2 穩(wěn)態(tài)下有轉(zhuǎn)速偏差是的調(diào)速率設(shè)在某油門開度和傳動比下，驅(qū)動功率（其中是傳動系機械小效率，按常數(shù)處理）和阻力功率在某點e達到了穩(wěn)態(tài)平衡，車速V，如下圖所示：然而，平衡工作點e并為與理想的目標工作點重合，即不等于，不等

34、于。顯然此時需要增大傳動比使驅(qū)動功率曲線向左“平移”到曲線位置上（注：在對數(shù)坐標中才真正意義上的平移，而在自然坐標中，對應(yīng)不同傳動比的各曲線最大，最小值應(yīng)盡量一樣，但曲線斜率和覆蓋的速度域?qū)挾葏s有所不同，稱“平移”只是為了形象和方便），從而使，達到理想工作狀態(tài)?，F(xiàn)在的問題是，如何確定這種調(diào)節(jié)過程中的適當調(diào)速率？為此做如下合乎情理的假設(shè)：1）發(fā)動機轉(zhuǎn)速偏差的范圍不大；2）在此范圍內(nèi)可以認為使和使完全等效。有上圖可知，要使，應(yīng)該增大傳動比來獲得一個附加的驅(qū)動功率增量。這相當于在始終保持條件下，不斷減小傳動比，把以為工作點的曲線向右“平移”到與假象阻力功率在點平衡這一過程中的逆過程。這個向右“平移”過程