V带无级变速实验装置设计说明书.doc

摘 要无级变速系统(CVTcontinuously variable transmission)（以下简称CVT）的内部并没有传统变速箱的齿轮传动结构，而是以两个可改变直径的传动轮，中间套上传动带来传动。基本原理是将传动带两端绕在一个锥形带轮上，带轮的外径大小靠油压大小进行无级的变化。起步时，主动带轮直径变为最大直径，而被动带轮变为最小，实现较高的传动比。随着车速的增加和各个传感器信号的变化，电脑控制系统来断定控制两个带轮的控制油压，最终改变带轮直径的连续变化，从而在整个变速过程中达到无级变速。 而锥形带轮之间的传动带，在过去的一段时间，由于材质的原因，所受的拉力有限，所能承受的扭矩有限，只能用在摩托车式小排量车上。近些年来，随着材料技术、加工工艺的不断提高，生产出特殊材料制造的刚制传动带和锥型带轮。彻底实现了大功率、大扭矩轿车的要求。关键词： 无级变速系统； V带； 锥型带轮； 实验装置AbstractContinuously variable transmission do not have the traditional gear transmission structure in the gearbox, but to change the diameter of the two can drive round the middle put transmission bring transmission. Basic principle is to drive around with two ends in a cone-shaped pulley, the pulley on the size of the diameter size of a hydraulic no-change. Start, take the initiative to become the largest diameter pulley diameter, and passive pulley into the minimum and achieve a higher transmission ratio. With the increase in speed and various sensors signal the change, the computer control system to determine control of the two pulley hydraulic control and ultimately change the pulley diameter of continuous change, resulting in the entire process to continuously variable transmission. The cone-shaped pulley between the belts, in the past period of time, because of material reasons, suffered the rally is limited, can bear the torque is limited, can only be used in small-displacement motorcycles on board. In recent years, as materials technology, the continuous improvement of processing, production of special materials to the newly created system of belts and conical pulley. Full realization of the high-power, high torque car requirements.Key word: CVT system； V-belt； Conical pulley； Experimental device目 录1 绪论11.1变速理论11.2变速机械11.2.1变速机械工作原理：11.2.2常用的无级变速器主要有以下几种：21.3工作原理及技术参数32 V带无级变速实验装置主要参数设52.1设计数据52.2V带设计52.2.1V带选择52.2.2V带尺寸设计52.3带轮设计72.3.1校核速度72.3.2校核中心距82.3.3校核带长82.3.4确定中心距82.3.5小带轮包角82.3.6单根V带额定功率92.3.7 V带根数Z92.3.8单根V带初张紧力92.3.9作用在轴上的初张紧力92.3.10带轮材质选择103 输入轴的设计113.1轴的结构设计113.1.1选取轴的材料113.1.2初步确定轴端直径113.1.3轴的配合与固定113.2花键的设计及连接强度校核113.2.1花键设计113.2.2花键强度校核113.3连轴器处的平键设计及校核123.3.1平键设计123.3.2平键校核123.3.3计算支承反力，弯矩及扭矩133.3.4轴的疲劳强度校核133.3.5轴的静强度校核174 输出轴设计计算194.1轴的结构设计194.1.1选择轴的材料194.1.2初步确定轴端直径194.1.3轴的配合及固定194.2花键的设计及连接强度校核194.2.1花键设计194.2.2花键校核194.3连轴器处的平键设计及校核204.3.1平键设计204.3.2平键校核204.4计算支承反力，弯矩及扭矩214.4.1轴的受力简图214.4.2轴的受力计算214.5弯扭强度校核234.5.1确定危险截面234.5.2校核危险截面安全系数234.6轴的静强度校核244.6.1确定危险截面244.6.2.校核危险截面的安全系数：245 带轮设计265.1材料选择265.2带轮尺寸设计266 T形槽设计277 轴承设计及校核287.1拨叉与椎块连接处的轴承设计及校核287.2输入轴轴承校核287.3输出轴轴承设计及校核298 箱体设计318.1箱座壁厚318.2箱体壁厚318.3箱座，箱盖，箱底座突缘的厚度318.4箱座箱盖上的肋厚318.5螺钉的选取318.6定位销设计319.轴承盖设计3210 蜗轮蜗杆设计3310.1选型3310.2蜗轮蜗杆尺寸设计3310.3蜗杆蜗轮受力分析3510.4圆柱蜗杆传动强度计算和刚度验算3510.5蜗轮轴与操纵杆花键校核3710.5.1花键设计3710.5.2花键校核3710.6操纵杆强度校核3811 张紧装置设计及计算3911.1张紧装置的选择3911.2安装要求3911.3初张紧力的检测方法3911.4弹簧的选择3912结束语40参考文献41致 谢421 绪论CVT最大的特点是无级控制输出的速比，在行驶中达到行云流水的感觉，从而没有了换档的感觉。乘员感觉不到换档冲击，动力衔接连贯。这样CVT在行驶时增加了舒适性，加速也会比自动变速器快。CVT技术的发展，已经有了一百多年的历史。德国奔驰公司是在汽车上采用CVT技术的鼻祖，早在1886年就将V型橡胶带式CVT安装在该公司生产的汽油机汽车上。1958年，荷兰的DAF公司H.VanDoorne博士研制成功了名为Variomatic的双V型橡胶带式CVT，并装备于DAF公司制造的Daffodil轿车上。 1997年上半年，日本日产公司开发了使用在2.0L汽车上的CVT。在此基础上，日产公司在1998年开发了一种为中型轿车设计的包含一个手动换档模式的CVT。1997年5月，富士重工将它的Vistro微型车装配了全计算机控制式E-CVT(含有六档手动换档模式的CVT)。 1999年上班年，美国的福特公司和德国ZF公司合作为福特公司的轿车和轻型载货车生产CVT。德国ZF公司从1999年中期开始为Rover216型汽车提供钢带驱动的VT1型CVT。1.1变速理论变速基本原理是将传动带两端绕在一个锥形带轮上，带轮的外径大小靠油压大小进行无级的变化。起步时，主动带轮直径变为最大直径，而被动带轮变为最小，实现较高的传动比。随着车速的增加和各个传感器信号的变化，电脑控制系统来断定控制两个带轮的控制油压，最终改变带轮直径的连续变化，从而在整个变速过程中达到无级变速。 CVT技术未来的发展可以从以下两个方面进行分析。 （1）CVT部件。推式传动带和传动链将在转矩传递容量和专用性上进一步加强。CVT专用的液压泵将被推广。用于自动跳合和紧急制动的小型电子驱动泵，和用于正常工况的发动机驱动泵协同工作，将进一步改善整个变速器的效率。 滑轮优化设计将不仅减小系统的质量和降低成本，而且保证在主、从动轮和传动带之间的最大传递转矩。因为越来越多的CVT进入市场，制造商已经开始研究开发CVT专用变速器工作液，这将给CVT工作特性进一步优化。 （2）CVT变速器。大量不同的布置有可能出现，不仅由于汽车驱动差异和要求(FWD、RWD、AWD)，而且也由于增加传动比覆盖范围的持续要求。电子化将带来传动比、速度、压力和转矩的更快的、更精确的控制，保证发动机和变速器更好的调节，提供了不同的行驶模式，例如运动型、舒适型和巡航控制，从而使用户获得全方位的“行驶乐趣”。1.2变速机械1.2.1变速机械工作原理：传动带两端绕在一个锥形带轮上，带轮的外径大小靠油压大小进行无级的变化。起步时，主动带轮直径变为最大直径，而被动带轮变为最小，实现较高的传动比。随着车速的增加和各个传感器信号的变化，电脑控制系统来断定控制两个带轮的控制油压，最终改变带轮直径的连续变化，从而在整个变速过程中达到无级变速。1.2.2常用的无级变速器主要有以下几种：（1）液压式无级变速器液压式无级变速器由变量柱塞泵和定量马达通过液压系统组合而成，适用于转速连续变化须在一定范围内无级变速的场合，特别适用于轻型农机车辆作行走主变速箱用。优点汽车起动平稳，可降低动载荷、消除传动系扭转振动，操纵简单。缺点机械效率低，结构复杂，重量大，成本高。（2）电力式无级变速器电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。优点调速范围大，行驶平稳，冲击小，寿命长，效率低，重量大。.缺点传动效率低，精度要求高，可靠性差（3）机械式无级变速器其特征在于：由连杆机构、变速机构、调速机构和输出机构组成；其中连杆机构与由变速筒或变速杠杆构成的变速机构浮动连接，通过带动由一对超越离合器，锥齿轮及锥齿轮副构成的输出机构或由一对棘轮和齿条构成的输出机构输出变速动力。由于所述结构而具有的优点是：结构简单、适用性强、无级调速范围较宽。优点传动效率高，工作可靠，结构简单，应用广泛。缺点重量较大，零部件较多，不适于超重型汽车。（4）摩擦式机械无级变速器 具有结构独特简单、性能可靠、变速范围大（输出转速的高速与低速之比为5）、调速灵活可靠、体积小、噪音小、维修方便等特点；适宜于连续工作运转，且能产自动线传送带的动力装置及各科研单位实验设备的无级变速机构，对陶瓷、饮料、食品、电子、制革、制药、化工、纺织等行业生产自动线尤为适用。其缺点是功率较低，传递效率不高，很容易失效打滑。（5）带式无级变速器带式无级变速器，其包括可调整滑轮，所述可调整滑轮设有固定到旋转轴的固定转子并设有可移动转子，所述可移动转子以禁止其相对旋转并允许轴向位移的方式通过花键配合安装到所述旋转轴，以使得在所述可移动转子和所述固定转子之间可调整槽宽，其中所述旋转轴设有负荷支撑部分，所述可移动转子的花键齿的顶表面在所述负荷支撑部分上滑动接触，由此通过所述负荷支撑部分来支撑来自所述可移动转子的径向负荷。（6）V型带式无级变速器它由主、从动锥（带）轮、紧套在两轮上的带、调速操纵机构和加压装置等组成。当主动轮转动时，借助带与锥轮间的摩擦力驱动从动轮并传递动力；通过调速操纵机构改变带在锥轮上的位置，使主、从动轮的工作半径改变，以达到无级变速的目的。带式无级变速器由于其结构简单、制造容易、工作平稳、能吸收振动、易损件少、带更换方便、因而是机械无级变速器中广泛应用的一种；其缺点是外形尺寸较大，而变速范围较小。1.3工作原理及技术参数（1）综合以上各种方案，我们最终选定分体式V带传动无级变速器，其工作原理是：众所周知，带传动无级变速器的带长都是固定不变的，若要实现变速，必须使主、从动带轮的半径相应变化，所以普通V带无级变速器将带轮在轴向上分成两半，通过调节两个半轮之间的距离使带轮工作半径变化。而分体式V带传动无级变速器(见图1)是将带轮在圆周上分解成几个部分，通过锥轮轴的轴向移动使分体工作在不同的直径处，从而调节带轮半径的连续变化。在实际应用中可采用液压机构或螺旋传力机构调节锥轮轴的轴向移动来实现无级调速。我们此次设计同时应用于实验装置，因此采用螺旋传力机构调节锥轮轴的轴向移动来实现无级调速。（2）与上述各种变速器相比，其优点是：V带传动适用于中心距较大的传动，它是目前一种常用的、成本较低的动力传动装置，它具有传动平稳、噪声低、清洁(无需润滑)的特点，具有缓冲减振和过载保护作用，并且维修方便。机械无级变速器能适应变工况、简化传动系统、节能和减少环境污染等要求。随着生产工艺流程机械化和自动化程度的提高，机械无级变速传动装置作为一类重要的机械传动部件，在生产流水线、变速机械及轿车等方面的应用日益广泛。V带无级变速器具有结构简单、制造容易、工作平稳、吸收振动、易损件少、带更换方便的特点，因而是机械无级变速器中应用较广泛的一种，目前较常见的类型是双变速轮V带无级变速器。其工作原理是：以轴向力改变带轮的可动半轮和固定半轮之间的距离，从而产生挤压使带的工作半径连续变化。目前带式无级变速器存在的主要问题是：带传动过程中由于挤压产生很大的摩擦力，造成带磨损，使其寿命降低。分体式V带传动无级变速器的开发恰恰解决了V带无级变速器的磨损问题，而且还继承了带式无级变速器的所有优点。（3）但是这种机构也有自身的缺点：通过计算可以看出分体式V带传动较普通V带传动有效圆周力减小，传动能力也相应下降。但是作为一种新的研究方向还是很有研究的价值，值得我们在此多做研究，为分体式V带传动无级变速器的广泛应用奠定基础。 设计的技术参数如下表：输入功率最大输入转速最大输入转矩速比范围变速方式8KW5000rpm25NM1-1.8单级V带无级变速2 V带无级变速实验装置主要参数设计算与说明结果2.1设计数据最大输入功率P=8kw效率：=0.80.9 最大输入转矩：25Nm2.2V带设计2.2.1V带选择基准宽度制窄V带 带速2050，急速：4050传动效率：85%95% 由n=5000rpm,p=8kw,由机械设计手册（下面省略）表12-1-2选取基准宽度制窄V带SPA。2.2.2V带尺寸设计2.2.2.1：带速：n=5000rpm v=35 v=r.w=r.n.2.r=,d=133.75mm（2.1）根据（JB/ZQ 4175-1997）表13-1-11选节圆直径d，基准直径d。基准宽度制带轮：节圆直径可视为基准直径。，可忽略。 （2.2）， （2.3）当， 带速（2.4）2.2.2.2：计算中心距及带长：初定中心距： （2.5）所以选取基准长度： （2.6） 根据表13-1-6选标准带长。实际中心距 （2.7） 由表13-1-10：基准宽度制窄V带SPA带宽， 最小中心距 （2.8） 即：实际中心距满足要求。2.2.2.3：小带轮包角 （2.9） = 单根V带额定功率由表13-1-19选取=8.9191kw2.2.2.4：V带根数z： （2.10）表13-1-21包角修正系数=1.00（=180）；表13-1-22带长修正系数（）；2.2.2.5：计算张紧力：由表13-1-23 单跟V带初张紧力 （2.11） 作用在轴上的力 （2.12） 新带的张紧力为正常张紧力的1.5倍 （2.13） 2.3带轮设计2.3.1校核速度 根据两带轮直径变换相同，传动比为1.8倍得校核速度：2.3.2校核中心距 初选，符合范围。2.3.3校核带长 取带长2.3.4确定中心距中心距： 2.3.5小带轮包角 满足要求。2.3.6单根V带额定功率由表13-1-18，得2.3.7 V带根数Z 包角修正系数，由表13-1-21得=0.93 带长修正系数，由表13-1-22得=0.81 Z取22.3.8单根V带初张紧力 2.3.9作用在轴上的初张紧力 2.3.10带轮材质选择 选用HT200。ddZ=2Z=2表2.2：带轮传动主要数据：当时当时节圆直径带速中心距轮宽带长带轮包角带数Z=2Z=2作用轴上力初张紧力3 输入轴的设计3.1轴的结构设计3.1.1选取轴的材料由表6-1-19选轴的材料为45号钢，调制处理。 由表6-1-1，。3.1.2初步确定轴端直径 轴的输入端直径： 按扭转强度计算轴的直径由表6-1-18 轴上需安装一普通平键连轴器，由表6-1-22d增大7% 选轴径最小直径为14。3.1.3轴的配合与固定取轴颈处的直径为20，与标准轴承7004孔径相同，其余各直径依次增大5，带轮采用花键配合，轴的周向固定采用轴肩及轴承盖。轴颈处的配合及粗糙度见后文配合与粗糙度章节。3.2花键的设计及连接强度校核3.2.1花键设计 矩形花键优点：花键连接为多齿工作，承载能力高，对中性，导向性好，齿根较浅，应力集中较小,轴与毂强度削弱较小，加工方便，能用磨削方法获得较高的精度，消除热处理变形，定心直径，尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度。标准中规定两个系列：轻系列，用于载荷较轻的静连接，中系列用于中等载荷，此处选用中系列。渐开线花键优点：齿廓为渐开线，受载时齿上有径向力，能起到自动定心作用，使各齿受力均匀，强度高，寿命长，但是加工比较困难，使用在定心要求较高的地方。综合比较，此处选用矩形花键中系列。由表5-3-30，选用矩形花键，长度选择22。3.2.2花键强度校核 （3.1）系数说明：，由表5-3-29取得；：各齿载荷不均匀系数=，取0.8； Z：齿数Z=6； ：齿的工作配合长度，；：平均直径，；：矩形花键大径：；：齿的工作高度：（C为倒角尺寸）；所设计的花键强度通过。3.3连轴器处的平键设计及校核3.3.1平键设计平键应用最广，适用于高精度，高速度或承受变载，冲击的场合，C型平键用于轴端。此处选用C型普通平键，长度为30。3.3.2平键校核 由表5-3-16，挤压强度或磨损强度或； （3.2） 系数说明： ； ：轴的直径：； ：键与轮毂的接触高度，平键：； ：健的工作长度，C型：； ：健的工作宽度：； ：健连接的许用挤压应力及许用挤压压强，表5-3-17：； ：健连接的许用剪应力：； 平键强度通过。3.3.3计算支承反力，弯矩及扭矩3.3.3.1.轴的受力简图，弯矩图及扭矩图如图4-1所示。3.3.3.2.轴的受力计算：3.3.3.3支承反力：作用在C点作用在D点受力点A受力点E3.3.3.4.弯矩；作用在C点作用在D点受力点B3.3.3.5.扭矩： 输入最大转矩：；3.3.4轴的疲劳强度校核3.3.4.1.确定危险截面。根据载荷较大截面较小，应力集中原则，如图3.1所示，当拨叉在C点位置时，B，C均有可能是危险截面；当拨叉在D点位置时，B，D均有可能是危险截面。3.3.4.2.校核危险截面安全系数； 由表6-1-26，取安全系数； 由表6-1-24，； （3.3） ； （3.4） 系数说明： ：只考虑弯矩下的安全系数； ：只考虑扭矩下的安全系数；：对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限；由表6-1-1得，45号钢，调制处理，；：对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限；由表6-1-1得，45号钢，调制处理，； ：弯曲和扭转时的有效应力集中系数；由表6-1-30至表6-1-32得，； ：表面质量系数；由表6-1-36得，磨削：； ：弯曲和扭转时的尺寸影响系数，由表6-1-34得； ：材料拉伸和扭转的平均应力折算系数：由表6-1-33得，（磨光）； 图3.1 ：弯曲应力的应力幅和平均应力，由表6-1-25得；在C位置时在D位置时BB点C点B点D点轴的疲劳强度通过3.3.5轴的静强度校核3.3.5.1确定危险截面：根据载荷较大，截面较小原则，确定在C位置时截面B，C和D位置时截面B为危险截面，。 3.3.5.2校核危险截面的安全系数：取许用安全系数；屈服极限：； 在C点位置在D点位置B点C点B点轴的静强度通过。 4 输出轴设计计算4.1轴的结构设计4.1.1选择轴的材料 选择轴的材料为45钢，调制处理。由表6-1-1，抗拉强度，屈服点：，弯曲疲劳极限，扭曲疲劳极限。4.1.2初步确定轴端直径 轴的输入端直径： 按扭转强度计算轴的直径由表6-1-18 = 轴上需安装一普通平键连轴器，由表6-1-22d增大7%，选轴径最小直径为18。4.1.3轴的配合及固定取轴颈处的直径为25，与标准轴承7005C孔径相同，其余各直径依次增大5，带轮采用花键配合，轴的周向固定采用轴肩及轴承盖。轴颈处的配合及粗糙度见后文配合与粗糙度章节。4.2花键的设计及连接强度校核4.2.1花键设计 矩形花键优点：花键连接为多齿工作，承载能力高，对中性，导向性好，齿根较浅，应力集中较小,轴与毂强度削弱较小，加工方便，能用磨削方法获得较高的精度，消除热处理变形，定心直径，尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度。标准中规定两个系列：轻系列，用于载荷较轻的静连接，中系列用于中等载荷，此处选用中系列。渐开线花键优点：齿廓为渐开线，受载时齿上有径向力，能起到自动定心作用，使各齿受力均匀，强度高，寿命长，但是加工比较困难，使用在定心要求较高的地方。综合比较，此处选用矩形花键中系列。由表5-3-30，选用矩形花键，长度选择22。4.2.2花键校核 （4.1）系数说明：，由表5-3-29取得；：各齿载荷不均匀系数=，取0.8； Z：齿数Z=8； ：齿的工作配合长度，；：平均直径，；：矩形花键大径：；：齿的工作高度：（C为倒角尺寸）；所设计的花键强度通过。4.3连轴器处的平键设计及校核4.3.1平键设计平键应用最广，适用于高精度，高速度或承受变载，冲击的场合，C型平键用于轴端。此处选用C型普通平键，长度为304.3.2平键校核 由表5-3-16，挤压强度或磨损强度或； （4.2） 系数说明： ； ：轴的直径：； ：键与轮毂的接触高度，平键：； ：健的工作长度，C型：； ：健的工作宽度：； ：健连接的许用挤压应力及许用挤压压强，表5-3-17：； ：健连接的许用剪应力：； 平键强度通过。4.4计算支承反力，弯矩及扭矩4.4.1轴的受力简图弯矩图及扭矩图如图4-1所示。4.4.2轴的受力计算4.4.2.1受力：作用在C点作用在D点受力点A受力点E图4.14.4.2.2弯矩作用在C点作用在D点受力点B4.4.2.3. 输入最大转矩：；4.5弯扭强度校核4.5.1确定危险截面据载荷较大截面较小，应力集中原则，如图4-1所示，当拨叉在C点位置时， C有可能是危险截面。.4.5.2校核危险截面安全系数由表6-1-26，取安全系数；由表6-1-24，； （4.3） ； （4.4） （4.5）系数说明： ：只考虑弯矩下的安全系数； ：只考虑扭矩下的安全系数； ：对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限；由表6-1-1得，45号钢，调制处理，； ：对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限；由表6-1-1得，45号钢，调制处理，； ：弯曲和扭转时的有效应力集中系数；由表6-1-30至表6-1-32得，； ：表面质量系数；由表6-1-36得，磨削：； ：弯曲和扭转时的尺寸影响系数，由表6-1-34得； ：材料拉伸和扭转的平均应力折算系数：由表6-1-33得，（磨光）； ：弯曲应力的应力幅和平均应力； （4.6）由表6-1-25得： （4.7） （4.8）输出轴强度通过。4.6轴的静强度校核4.6.1确定危险截面根据载荷较大截面较小，应力集中原则，如图4-1所示，当拨叉在C点位置时， C有可能是危险截面。4.6.2.校核危险截面的安全系数：取许用安全系数；屈服极限：； （4.9）； （4.10） （4.11） （4.12） （4.13） （4.14） （4.15） （4.16）轴的静强度通过。5 带轮设计5.1材料选择根据速度为，选用HT200。5.2带轮尺寸设计由表13-1-10得：6 T形槽设计 带轮受力： 所以： 由表1-1-37选硬度为洛氏HRC=45.0，抗拉强度由得 根据表1-5-14选T型槽基本尺寸为4。7 轴承设计及校核7.1拨叉与椎块连接处的轴承设计及校核角接触球轴承成对安装，（面对面安装）能承受双向轴向载荷，承载能力随接触角的增大而增大，通过预紧可限制轴或外壳的轴向移动，通过预紧可增加轴承的刚度和旋转精度。 设计寿命为400小时，转速； 故由表7-2-58得由表7-2-61选用角接处球轴承7007C，d=35,D=62,B=14,;由式7-2-1系数说明：由表7-2-8至7-2-11；即：轴承强度合适。7.2输入轴轴承校核 承载能力较大，额定动载荷比为;可以同时承受轴向载荷和径向载荷，也可承受纯轴向载荷，接触角越大，轴向承载能力越大；单个只能承受一个方向的轴向载荷，两个同时使用可以承受双向轴向力，在承受径向载荷的时，会引起附加轴向力，一般成对使用使轴向力平衡。此处采用一对角接触球轴承，使轴向力受力平衡。由表7-2-61选用角接处球轴承7004AC，d=20,D=42,B=12,;设计寿命800h; ； 取;按计算寿命。 球轴承取 满足设计寿命，符合设计要求。7.3输出轴轴承设计及校核 承载能力较大，额定动载荷比为;可以同时承受轴向载荷和径向载荷，也可承受纯轴向载荷，接触角越大，轴向承载能力越大；单个只能承受一个方向的轴向载荷，两个同时使用可以承受双向轴向力，在承受径向载荷的时会引起附加轴向力，一般成对使用使轴向力平衡。此处采用一对角接触球轴承，使轴向力受力平衡。由表7-2-61选用角接处球轴承7005AC，d=25,D=47,B=12,;设计寿命800h; ； 取;按计算寿命。 球轴承取 满足设计寿命，符合设计要求。8 箱体设计 以下参照机械设计课程设计表5-1：8.1箱座壁厚 ，取；8.2箱体壁厚 取；8.3箱座，箱盖，箱底座突缘的厚度；8.4箱座箱盖上的肋厚取； 取；8.5螺钉的选取螺栓名称直径通孔直径沉头座直径D凸缘尺寸凸缘尺寸地脚螺栓1620452523箱座，箱盖连接螺栓89182016轴承盖连接螺钉67131210连接轴承处螺栓45676透盖处连接螺栓671312108.6定位销设计直径（：箱座，箱盖连接螺栓）;9.轴承盖设计 M由结构确定；轴承所在处轴承直径外盖半径螺栓定位半径支撑外半径D支撑内半径上支撑厚度下支撑厚度外部内圆半径输入轴207458423871040输出轴257862474271036蜗轮105842262271220 10 蜗轮蜗杆设计10.1选型阿基米德圆柱蜗杆（ZA型），加工方便，应用较方便，但导角大时加工较困难，不易磨削，传动效率较低，齿面磨损较快。因此一般用于头数较少，载荷较小，转速较底或不太重要的传动。此处为操纵机构，转速小，载荷低，适合使用。10.2蜗轮蜗杆尺寸设计按表14-4-8要求自锁选中心距a=40,传动比，模数，蜗杆分度圆直径，蜗杆头数，蜗轮齿数，蜗轮变位系数；按表14-4-10，计算其它几何尺寸：蜗杆直径系数；蜗杆分度圆柱导程角r:; ;蜗杆轴向齿形系数：阿基米德圆柱蜗杆；蜗杆法向齿形系数； ；顶隙；蜗杆蜗轮齿顶高，齿顶高系数： ；蜗杆蜗轮齿根高： 蜗杆蜗轮分度圆直径： ； ；蜗杆蜗轮节圆直径 ；蜗杆蜗轮齿顶圆直径； ；蜗杆蜗轮齿根圆直径： ； ；蜗杆轴向齿距；蜗杆轴向齿厚；蜗杆法向齿厚；蜗杆分度圆法向弦齿高；蜗杆螺纹部分长度L，由表14-4-68；拨叉移动最大距离为24，操纵杆总长190.5， 蜗杆传动角度为；即蜗杆转动1.244圈，设定蜗杆最大转动1.5圈，轴向转动距离，磨削蜗杆加长量； 蜗杆螺纹部分长度取；蜗轮最大外圆直径；蜗轮轮缘宽度；蜗轮咽喉母圆半径；蜗轮齿根圆弧半径：；10.3蜗杆蜗轮受力分析蜗杆圆周力：；轴向力：；径向力：；蜗轮圆周力：；轴向力：；径向力：；由表14-4-12：；10.4圆柱蜗杆传动强度计算和刚度验算由表14-4-13接触强度设计公式：表14-4-3：许用接触应力，锡青铜蜗轮：；：时蜗轮材料的许用接触应力，表14-4-14：砂模，适用滑动速度；（一侧受载） ：滑动速度影响系数，由图14-4-2（） ：寿命系数，图14-4-4，； ：许用弯曲应力； ：由蜗轮齿形系数，图14-4-3，； :载荷系数：；载荷平稳，蜗轮圆周速度，7级精度； ：齿形系数，图14-4-7，；：几何参数系数，图14-4-8，； ：蜗杆中央部分惯性矩；：弹性模量； ：蜗杆两端支承点距离； ：蜗杆中央部分饶度；接触强度校核：弯曲强度校核：；蜗轮设计：选用整体式蜗轮，蜗轮键：； 蜗轮轴承盖选用7000C；10.5蜗轮轴与操纵杆花键校核10.5.1花键设计矩形花键优点：花键连接为多齿工作，承载能力高，对中性，导向性好，齿根较浅，应力集中较小,轴与毂强度削弱较小，加工方便，能用磨削方法获得较高的精度，消除热处理变形，定心直径，尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度。标准中规定两个系列：轻系列，用于载荷较轻的静连接，中系列用于中等载荷，此处选用中系列。渐开线花键优点：齿廓为渐开线，受载时齿上有径向力，能起到自动定心作用，使各齿受力均匀，强度高，寿命长，但是加工比较困难，使用在定心要求较高的地方。综合比较，此处选用矩形花键中系列。由表5-3-30，选用矩形花键，长度选择10。10.5.2花键校核系数说明：，由表5-3-29取得；：各齿载荷不均匀系数=，取0.8； Z：齿数Z=6； ：齿的工作配合长度，；：平均直径，；：矩形花键大径：；：齿的工作高度：（C为倒角尺寸）；所设计的花键强度通过。10.6操纵杆强度校核材料：45钢；弯曲疲劳强度极限，抗弯截面模数： ；操纵杆强度通过。11 张紧装置设计及计算11.1张紧装置的选择由表13-1-79采用张紧轮张紧，用于V带同步带的固定中心矩传动，张紧轮装在带的松边内周上，其轮缘与带轮相同，节圆直径（小带轮直径）； 即：； 张紧轮节圆直径选择。11.2安装要求a.安装前应检查带是否配组，不陪组的带，新带和旧带，普通V带和窄V带不能同组混状使用；b.带安装不得强行撬入，应按表13-1-17规定的范围将中心距调小，待V带进入轮槽后在进行张紧；c.中心距的调整应使带的张紧适度，所需初张紧力可按上述方法控制；d.传动装置中，各轮轴线应相互平行，各带轮对应相互平行，各带轮相对应的V型槽的对称平面应重合，误差不得超过；11.3初张紧力的检测方法带的张紧程度对其传动能力，寿命和轴压力都有很大影响，为了使带的张紧适度，应有一定的初张紧力，初张紧力通常是在带与带轮的两切点中心加一垂直于带的载荷，使其产生规定的挠度。挠度：，切边长t实测，载荷：查表13-1-81/根； 新安装的带处张紧力取较大值，运转之后取较小值。11.4弹簧的选择选用碳素弹簧，钢丝G134357C级，中等应力弹簧，直径，由表11-2-3，选直径为0.10。12结束语要想在无级变速器领域创造很高的成就可以从以下几点出发：一是发挥主观能动性，创造条件，尽力去学习、借鉴国外的先进经验。二是依靠我们自身不懈的努力，只有这样做才能不断增强实力，而实力则是解决疑难问题的前提条件。今天踏踏实实，一步一个脚印地去克服困难，解决现存问题，明天就会成为最后的胜利者。本设计所作的设计和研究，是对前人研究的科研成果和国外先进技术的总结、消化、吸收以及进一步探讨，同时也希望自己以后能对今后变速机械的研究与开发做出一定的贡献。由于设计时间比较短，该变速装置设计方案没有给它设计一个液压系统，还有其它如调整装置和保险装置均没有做详细设计，仅仅只给出了变速机械及一些相关参数的设计。完成毕业设计，首先对与变速器有关的部件有一个初步的认识，主要是装在轿车上的功能和改进，其中重点分析的是变速器的齿轮结构和材料的选定，然后根据给定的原始数据对变速器各个部件进行设计。其次，熟练运用绘图软件绘制变速器各个图形和总装配图。参考文献1 成大先主编. 机械设计手册M.（第5版）.北京：机械工业出版社，1991.2 濮良贵， 纪名刚主编. 机械设计M. 高等教育出版社，2000.3 高维山主编. 变速器M.人民交通出版社，1990.4 刘鸿文主编材料力学北京：高等教育