新型剖分變徑式CVT的設計實現

【Word版本下載可任意編輯】新型剖分變徑式CVT的設計實現隨著工業(yè)的發(fā)展和生產工藝流程機械化、自動化程度的提高，機械無級變速傳動裝置作為一類重要的機械傳動部件，在國內外應用日益廣泛，特別在生產流水線、變速機械中，甚至在轎車的變速傳動系統(tǒng)中也采用了機械無級變速器。而帶式無級變速器由于其構造簡單、制造容易、工作平穩(wěn)、能吸收振動、易損件少、帶的更換方便等優(yōu)點，已成為機械無級變速器中廣泛應用的一種。

1傳統(tǒng)帶式無級變速器構造及其工作原理

無級變速器的變速原理很簡單，但也很巧妙。如圖1所示，傳統(tǒng)帶式CVT主要包括主動輪組、從動輪組、傳動帶和液壓泵（調速控制裝置）等基本部件。變速器的主、被開工作輪的固定和可動兩部分形成V形槽，與傳動帶嚙合。當主、被開工作輪可動部分作軸向移動時，改變了傳動帶的回轉半徑，從而改變傳動比?？蓜虞喌妮S向移動是根據使用要求，通過控制系統(tǒng)可開展連續(xù)調節(jié)，以實現無級變速傳動。變速部分由主動帶輪、V型傳動帶和被動帶輪所組成。每個帶輪都由帶有斜面的半個帶輪而組成一體，其中一個半輪是固定的，另一個半輪是可以通過液壓伺服油缸來控制其移動。半輪間的軸向相對位移可以通過控制機構來改變；兩個帶輪軸間的距離是固定的，傳動帶的周長是固定不變的，通過控制兩活動盤的軸向位移，使主動輪和被動輪半徑的相應連續(xù)變化，從而實現了無級變速。

傳統(tǒng)帶式無級變速器被廣泛應用，在工業(yè)上具有大規(guī)模的經濟效益。但是傳動帶在變速過程中由于擠壓產生很大的摩擦力，造成帶較快磨損，使其壽命降低。另外，帶輪變徑使傳動帶徑向位置變化的同時，還使其有軸向變化，這進一步惡化了傳動的穩(wěn)定性，縮短了傳動帶壽命。

2剖分變徑式無級變速器原理與構造圖

在帶式無級變速器中，若要實現變速即輸出轉速變化，必須改變其傳動比，而傳動比的改變需要通過改變帶輪工作直徑來實現。改變V型傳動帶工作直徑變化的方式，除了改變兩個錐型帶輪之間的軸向位置外，還可以利用分體式帶輪的分體間徑向移動來實現?；谶@種考慮，本文提出新型剖分變徑式無級變速器的設計研究。

如圖2所示，剖分變徑式CVT的主、從動輪組均由分體帶輪1、軸向可移動錐體2、固定的徑向導向盤4組成。分體帶輪底部嵌入帶有T型槽的錐體中，并通過銷與徑向導向盤連接。當要增大傳動比時，調速機構帶動主動輪組的錐體軸向移動，錐體通過T型槽推動主動帶輪分體沿導向盤徑向收縮。同時，從動輪組的錐體反向移動，推動從動帶輪分體沿導向盤徑向膨脹，從而改變主、從動帶輪分體與傳動帶嚙合的工作直徑比，如此實現在一定范圍內連續(xù)無級調速的目的。

3傳動機構參數設計

雖然在變速過程中，分體帶輪由于間距的存在，帶在間距上是變曲率的。但是在適當變速范圍內，分體間距帶來的曲率變化對帶長計算的影響很小，所以可采用傳統(tǒng)帶傳動機構參數設計方法開展計算。

帶傳動機構的尺寸設計基本關系為（參見圖3）：

式中，a為帶輪中心距；L為傳動帶長；d1為主動輪直徑；d2為從動輪直徑。

主動輪直徑d1min和從動輪直徑d2min可由構造設計和選取的帶型確定，根據設計要求確定傳動比變化范圍imin~imax。

因i=d2/d1,代入式（1）有：

把d1min,imax和d1max=d2min/imin,imin分別代入式（2），有：

聯立式（3）、式（4），可得中心距為：

然后把a,d1min和imax代入式（3），即可得到帶長L。

4傳動性能分析

對于傳統(tǒng)帶式傳動，有效圓周力計算公式為（參見圖4a）：

式中，F0為初張力；為當量摩擦系數；為包角，且

為保證傳動帶的傳動能力，要求主動輪包角滿足

對新型剖分變徑式CVT,在其實現無級變速，帶輪直徑由小到大的過程中，分體之間的間距由零逐漸變大。由于間距的存在，帶與帶輪的接觸是分段的，顯然式（6）已不再適用于該CVT有效圓周力的計算。

如圖4,比照兩種CVT計算模型，顯然發(fā)現式（6）受到限制的原因是帶輪包角的變化。為此可設帶輪實際包角？=k,其中k為分體的包角系數，是在包角范圍內所有分體對應的圓心角與包角的比值。由此可得新型CVT有效圓周力的計算公式為：

下面分析變速過程中，剖分變徑式CVT主動輪實際包角及包角系數的變化情況及其對機構參數設計的影響。

在圓上，圓心角之比等于其所對應的弧長之比。當主動輪直徑為d1=dmin+d時，整個圓周上分體所對應圓心角與整個圓周的比值約為dmin/d1。則包角范圍內分體的包角系數可平均為：

顯然包角系數與直徑成反比，隨帶輪直徑的增大而減小。

主動輪包角變化對機構參數的影響可從帶輪直徑的兩個極限情況開展討論。

當傳動比時，d1=d1min,d2=d2max,主動輪直徑，帶輪分體間距為零，k=1,包角計算與常規(guī)帶輪相同，即：

當傳動比時，d1=d1max,d2=d2min,主動輪直徑，帶輪分體間距，包角系數k=d1min/d1max,主動帶輪實際包角為：

令：有：

當d1max/d1min%1.5時，2d1max-3d1min%0,式（7）顯然成立當d1max/d1min>1.5時，有：

由上述分析顯然可知，由于傳動原理的特殊性，在新型CVT機構參數設計過程中，還應考慮帶輪包角變化帶來的影響，即帶輪直徑和中心距的取值還應滿足式（7）、式（8）的要求。

5結論

與傳統(tǒng)帶式無級變速器相比，新型剖分變徑式無級變速器利用分體式帶輪的分體間徑向移動來實現V型傳動帶工作直徑