毕业设计（论文）-柴油动力微型客车行星齿轮变速箱设计（全套图纸）

车辆与交通工程学院 摘摘 要要 在当今社会，汽车行业的快速发展，汽车制造，设计，加工越来越受到人们 的关注。V 带式无级变速器是应用在轿车上最普遍的一种变速器，它具有负载高、 效率好、稳定性好等优良的传动特性，对于需要传递大功率并且还要实现无极变 速的场合很是试用。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 我的设计是为了实现现代人们对汽车的高要求，了解世界上研究人员对无级 变速器的研究与探讨，联系金属带式无级变速器的当下发展形以及它的本质结构、 传动方法、机械特性，首要考虑其在轿车上的应用，制作 V 带无极变速器的传动 构造，通过对给定数据的分析，为整个无级变速器的每个构件、每个零件、每个 结构进行详细的设计，含有主、副带轮；主、副锥盘；二级减速齿轮，让它与以 往的变速器相比较，可以使用更长时间，可以更好的实现加速，并且使其具有较 低的燃油从而实现低排放。 无级变速器的应用可以实现车辆的便捷操作，因此它是当今社会发展的趋势， 金属带式无极变速器则成为了大家的关注对象。它的精巧设计使得它在轿车上面 广泛应用。因此我的设计也将是追随时代的步伐，对 V 带式无极变速器进行详细 的分析和设计。 关键词：V 带；V 带式无级变速；传动部分；物理摩擦式；主、副锥盘；次级减速 机构 车辆与交通工程学院 ABSTRACT In the current society, the rapid development of automobile industry, automobile manufacturing, design, processing, people pay more and more attention to. The V belt type continuously variable transmission is one of the most popular transmission in the car., it has high load, good efficiency, good stability, Good driving performance of stability, the need for high power transmission and also to achieve speed of the occasion is a trial. My design is to realize the modern peoples high requirements on the car, To study the research and the research of the continuously variable transmission in the world, transmission method, mechanical characteristics, the primary consideration of its application in the production of cars, V belt drive construction of CVT, through the analysis of the given data, for each component, the CVT for each part, each structure is designed in detail, with the main belt wheel, the vice principal, vice; cone; two reduction gear, it compared with the previous transmission, you can use longer time, It can accelerate and make it have lower fuel and lower emissions. The application of the variable transmission can realize the convenient operation of the vehicle, As a result, it is the trend of social development today, metal belt transmission is the focus of the attention of the object. Its delicate design makes it widely used in cars. So my design will also follow the pace of the times, the V belt without the transmission of a very detailed analysis and design. Keywords: V belt， V belt type stepless speed change，transmission mechanism， Physical friction type， main and secondary cone disc， two reduction mechanism 车辆与交通工程学院 目 录 第 1 章 绪论 . 1 1.1 简述 . 1 1.1.1 V 带式无级变速器的历程 1 1.1.2 V 带式无级变速器的特点 1 第 2 章 V 带式无级变速器的原理构造 . 2 2.1 组成 V 带式无级变速器的基本结构 2 2.1.1 启动离合器 . 3 2.1.2 双行星齿轮机构 . 4 2.1.3 无级变速机构 . 4 2.1.4 二次减速机构 . 5 2.2 V 带式无级变速器的运行机理 5 2.2.1 V 带式无级变速器的运行机理 5 2.2.2 前进与倒退档的实现 . 6 2.3 总结 6 第 3 章参数的选择 . 6 3.1 主要参数 . 6 3.1.1 基本参数 . 7 3.2 齿轮参数的计算 . 9 3.2.1 齿轮参数 . 9 3.2.2 每个齿轮齿数、参数 . 9 3.3 键 18 3.4 总结 . 18 第 4 章 齿轮的校核 . 19 4.1 选择齿轮的材料 . 19 4.2 轴上转矩的计算 . 19 4.3 计算齿轮的强度 . 19 4.3.1 齿面接触强度计算 . 19 4.3.2 齿面接触应力计算 . 27 4.3.3 轮齿弯曲强度计算 . 30 车辆与交通工程学院 4.4 每个齿轮受力分析 . 36 4.5 总结 . 37 第 5 章 轴和轴上零件的校核 . 37 5.1 轴的结构设计 . 37 5.2 轴的强度校核 . 38 5.2.1 轴直径的选择 . 38 5.2.2 轴强度校核 . 38 5.3 轴承的选定及键的选择 46 5.4 总结 . 48 最终结论 . 48 参考文献 . 49 致谢 . 51 外文翻译 . 52 车辆与交通工程学院 1 第 1 章 绪 论 1.1 简述 当今社会，汽车的发展是如此的迅速，汽车越来越代表科技的发展，汽车变 速器测试决定汽车操纵性能的主要因素。现在，自动变速已经成为普遍，此外， 目前应用最广的还是无级变速，现在无级变速技术尚未达到巅峰。在国外很多国 家的汽车公司大多数都把无级变速器应用在轿车上面，目前降低排放污染是汽车 发展所追求的目标，然而在我们国家无级变速器的研究与应用才处于萌芽阶段。 做出一个适用于微型客车的无级变速器是如此的重要。吾设计为设计 V 带式 可实现传动比连续变化的变速箱，同时还要完善其传动结构。通过给定数据的分 析，制作整个无级变速箱的每个零件及细节。 1.1.1 V 带式无级变速器历程 为了适应发动机的燃油特性，降低燃油消耗量，我们发明了变速器，在变速 器中无级变速器又能更好的与发动机匹配。 最先的无级变速箱是由荷兰国家的一个汽车制造公司独创出来的，他们将此 变速机构称之为 CVT。次变速器与以往对比有很大的优点，它实现了传动比连续 变化的变速。自从此变速器的诞生，到现在为止，国际上差不多所有的汽车公司 都很看好此项发明，并都开发出自己的无级变速器。CVT 的排量也从之前的 0.4 升，增加到 3.5 升。 1.1.2 V 带式无级变速器的特点 汽车行业内 CVT 的研究开越来越受到瞩目， 最突出的是在轿车的设计中， CVT 可以说的上是一个完美的装置。根据国内外一些文献资料和实际经验，将其优点 归纳为以下几个方面： 1. 速比无级调节 速度的变化不是靠换挡来实现，而是通过电脑控制移动主、副可动锥盘然后 实现传动比的连续变化，此种方法的变速可以使车辆速度变化比较连续、平稳、 无冲突，另外也简化了驾驶员的操作从而可以减轻驾驶员的疲劳程度，使行车变 车辆与交通工程学院 2 得更加安全可靠。 2. 降低有害物质的排放 因为 V 带式变速箱可以实现传动比的连续变化，并且还会根据外界行驶阻力 的大小调整速度，这样使得发动机工作在理想状态附近，因此能够使燃油充分的 燃烧，从而降低了有害物质的排放，这也为我们的环保行业做出了一份努力。 第 2 章 V 带式无级变速器的原理构造 2.1 V 带式无级变速器的基本结构 V 带式无级变速器的基本结构是由启动离合器、双星齿轮机构、实现传动比 连续变化机构、液压控制回路和次级减速机构组成，如下图所示。 车辆与交通工程学院 3 1倒档离合器 2前进离合器 3双排行星轮 4行星架 5中间减速机构 6第一级减速器 7半轴的壳体 8副带轮移动锥盘 9副带轮固定锥盘 10 副带轮液压缸 11主动带轮不动锥盘 12主动可动锥盘 13主动液压缸 上图为 V 带式无级变速器的总体构成及基本结构 2.1.1 启动离合器 行进与后行离合器是一种湿式多片离合器。由液压缸活塞压力为离合器传递 转矩。当压力被释放时候，活塞被回位弹簧拉回去。由于大的摩擦面积，多片离 合器能传递大的扭矩。通过更改摩擦片的个数，轻而易举的就可以实现改变其传 递的转矩。 离合器摩擦材料在纸基摩擦材料，是石棉和碳纤维的纤维素或棉花，木材， 1 2 3 4 5 6 7 8 10 11 12 13 9 车辆与交通工程学院 4 合成纤维为基材，添加无机和有机高摩擦材料，并在搅拌的基础上，浸渍酚醛类 树脂硬化而成。该材料具有多孔性，弹性，网状，摩擦系数，高温度，高温度和 高的圆周速度。 2.1.2 双行星齿轮机构 V 带式无级变速器拥有一个为了实现前进与倒退档位的双行星齿轮机构，行 星架左端与行星机构的输入轴相连接，右端与右支架通过连接件连接，其上还连 接有二个行星齿轮，靠外面的行星齿轮和外部的齿圈啮合，里边的行星齿轮与和 输出轴通过花键连接的中心轮啮合。他们可以控制车辆的前进与倒退。 ， 行星传动是一种常啮合传动，与定轴式相比，能减少换向的冲击，使换向平 稳柔顺，很显然减小总体横向尺寸，他们又是通过多处啮合，这使得受力比较均 匀，从而使汽车运行顺畅，轴承冲击比较小，从而增加减速器的寿命。另外行星 齿轮越多，此机构承受载荷的能力就会增加。 2.1.3 无级变速机构 如图下图所示，实现无级变速装置由 V 形金属带和主、副工作轮构成。V 形 金属带由很多金属片与金属环连接而成，金属片的厚度都是相同的大约为 1.400mm，它受到二边移动轮的挤压才能传递动力。金属环组都是由 9.0 或 12.0 片厚度为 0.1800mm 的带环堆积形成的，它的作用是为了压紧 V 形金属带，并在 工作状态时，为金属片提供运动的方向，它有的时候也是可以传递那么一点力的。 摩擦片的功用是为了传递力，锥盘应于摩擦片实现共轭，可以在金属带工作是稳 定牢靠，也可使金属带不受什么额外的力矩。每个工作轮都是由可动和不可动的 锥盘组成的。 V 带式无级变速器工作时，主、副带轮所在轴的轴间距是固定不变的，车辆 根据车速及阻力要求通过液压系统控制主、从锥盘沿轴向移动从而改变带轮的工 作半径，从而实现传动比的改变。因为此种变化是连续的因此可实现传动比的连 续变化，继而实现无级变速。 金属带式无级变速器（CVT）的偏转，不仅避免了对称直锥盘驱动引起的附加 摩擦损失和由于偏斜偏斜母线可以增加传输半径，扩大传动比范围，提高传动能 力。 车辆与交通工程学院 5 1主动移动锥盘 2主动轮不动锥盘 3从动轮移动锥盘 4从动轮不动锥盘 5金属环带组 6多片摩擦片 图 2.1 无级变速机构组成 该车辆的运行条件经常变化，控制的无级变速器速比，对应不同的地区有不 同的控制策略。在汽车的起步区，离合器处于滑动阶段，系统的控制目标是启动 汽车提供足够的驱动力矩，直到速度达到 CVT 的最大比相应的值。在这个阶段， CVT 的速比保持最大值。 2.1.4 二次减速机构 因为无级变速机构只能提供传动比在 2.620.44 不能达到车辆减速器传动比 的范围，因此就有了二次减速机构，为二次齿轮减速。 2.2 V 带式无级变速器的运行机理 2.2.1V 带式无级变速器的运行机理 V 带式无级变速器通过多片摩擦片实现前进倒退的无级变速器，发动机输出 的动力传到行星齿轮机构，经行星齿轮机构实现倒退与前进控制后由太阳轮输出， 再经花键连接有输出轴输出，然后传递到主动带轮，再经金属带传递到从动带轮。 随着车辆的速度的改变然后车速传感器将速度变化传递信息到液压控制系统然后 通过控制液压油压力来推动可动锥盘实现传动比的变化。 2 1 3 4 6 5 车辆与交通工程学院 6 2.2.2 前进与倒退档的实现 双行星齿轮机构行星架的左端与输入轴相连接，右端与行星架支架相连接， 并通过前进挡离合器与太阳轮相连接，当前进挡离合器啮合时候行星架与太阳轮 直接连接，及输入轴与太阳轮直接链接，而太阳轮又与输出轴通过花键连接，这 使得汽车前进时候行星齿轮机构的传动比为 1。行星架上面有三对双行星轮，里边 的行星轮及与太阳轮啮合又与外行星轮啮合，而外行星轮还要与外部的齿圈啮合。 前进挡离合器一边与行星架支架连接一边与太阳轮连接，同时还连接一个回位装 置，倒档离合器一边与外齿圈连接一边与箱体连接，同时还要连接一个回位装置。 当汽车要实现倒行驶时候，倒档离合器工作将外齿圈与箱体连接起来使齿圈 固定不动，此是发动机的输入经行星架传到太阳轮时候，转速则为反向的，就这 样实现了倒车的行驶，加入汽车需要空挡行驶时候前进挡离合器和倒退当离合器 都不工作，此时行星架、行星轮、太阳轮三者处于自由转动状态不能传递功率及 实现了空挡控制。 2.3 总结 本章介绍了金属带式无级变速器的组成及工作原理，并简述了离合器换向机 构的工作原理。V 带式无级变速器主要是由四大部组成：启动离合器、双行星齿 轮机构、实现无级变速金属带和二次减速装置。V 带式无级变速器按理来说就是 多片摩擦式变速器，是通过金属带的摩擦来传递动力的。主、副带轮通过液压控 制移动锥盘来实现带轮工作直径的变化然后实现传动比的变化，进而实现无级变 速。 第 3 章 参数的选择 3.1 主要参数 额定功率：6000/75=PeKw/rpm； 最大扭矩：4500/100 max =TNm/rpm； V 带机构传动比：0.442.86； 车辆与交通工程学院 7 次级减速装置传动比：前一级传动比为 1.42，后一级传动比为 1.94。 3.1.1 基本参数 1. 确定变速比 b R 变速比 b R 的大小主要是由二个工作带轮的最大、最小工作半径来决定的。皮 带轮的中心距极限最大工作半径，极限最小工作半径，从受体的砂轮轴的直径。 传输速度的增长和对称分布，主，从动尺寸相同的齿轮比，如公式 3.1 所示： b R = 2 min2 max1 2 min1 max2 min2min1 max1max2 min max = = R R R R RR RR i i （3.1) 根据公式 3.1 得： b R =2 . 7 4 . 0 88 . 2 = 由于输电和减速机的对称速度分布对称的速度，然后根据公式 3.1 可以： 6833 . 2 max = b Ri 3727. 0 1 min = b R i 2. R 的半径之间的关系，运行的角度和包角公式中的 3.2，3.3，3.4，3.5。 ： ()() = =+ = = += 4 2 )(sin cos2 21 21 12 12 2211 RRi ARR AhRhRL （3.1) 最大运行角 b b R R A rr 1 arcsinarcsin min1max2 max = = （3.3) max rA= （3.2） max 随着 b R 的增大而逐渐增大，随着 A 的增大而逐渐减小。 min 与 min r相对应, 因此不能过小。 maxmin 2= （3.3） 3. V 带传动中，带轮梯角不能很小，一般为 2125 度，本人选定 23 度，带 轮工作半径不超过 37.5mm，传动比一般在 0.462.24，以确保其工作可靠。 车辆与交通工程学院 8 （1）初选金属带带轮的轴径 45 21 = oo ddmm （3.6） 初选带轮的工作半径 5 . 308 2 45 2 1 1 min2min1 +=+=e d RR o mm （3.4） 为保证其工作可靠，取38 min2min1 = RRmm （2）当驱动轮半径最大间距，在最小圆半径的驱动轮，最大传动比 9308.203766833 . 2 minmaxmax1 =DiDmm （3.5） 9654.1012 max1max1 = DRmm （3.6） （3）确定带轮节圆半径 ()42414338 1min1minmin =+=+=RRR BA mm （3.7） 取42 minmin = BA RRmm minminmax iRR BA = （3.8） maxmaxmax iRR AB = （3.9） 69.1126833. 2423727. 042 maxmax = BA RRmm （4）确定主、从动带轮的外径 1e R 、 2e R ()108 1max2max1 = e RRR （3.10） ()()69.12269.12010869.112108 max121 =+=+=RRR ee mm 取 1e R = 2e R =121mm （5）确定主、从动带轮中心距 ()2193108108)21 ( 21 =+=+= ee RRAmm （3.11） （6）确定带轮轴径 ()()686625438254 min121 =Rdd oo mm （3.12） 则： = = =6998.16 246 4269.112 sinsin 1maxmax1 max A RR AB （3.13） 2915 . 0 180 6998.16 180 max = （3.14） （7）确定带长和带轮的轴向移动 () () () ()22cos2 maxmin +=hRhRaL BA （3.15） 由公式 3.18 得： 车辆与交通工程学院 9 L() ()2915 . 0 21426998.16cos2462+=() ()2915 . 0 2169.112+ =1004.7176mm 相对于我 i= 1 的传动比的动锥盘的轴向位移 ()()1925.27 2 24 tan389654.1012 2 tan2 min1max1 = RRSmm （3.16） 3.2 齿轮参数的计算 3.2.1 齿轮参数 1. 初步确定两锥盘轴的中心距，如公式 3.20： 3 max12max23geA iTKA= （3.17） 根据公式 3.20 可得： 3 23 %966833.21350 .9=A 2898.63=mm 式中，%96= g ，0 . 93 . 99 . 8= AA KK，取 初定其为 70 mm。 2. 基本参数 （1）模数 n m ：齿轮的模数在 2.252.75 之间，取75 . 2 = n mmm； （2）压力角：国家的标准压力角应在 20 度； （3）螺旋角 ：取 = 20； （4）齿宽 b: ncm Kb =，其中5 . 80 . 6= C K； （5）齿顶高系数：齿轮加工精度较高时候，国际上大都采用同一规定，取其 为 1.0。 3.2.2 每个齿轮齿数、参数 1. 确定从动轴上齿轮的齿数 （1）传动比42. 1 2 = B i，取75. 2= n m，b=20 齿数和 n h m A Z cos2 =8389.47 75 . 2 20cos702 = （3.18） 车辆与交通工程学院 10 取整为48= h Z。 = =+ iZZ ZZZ 12 k从主 （3.19） 由式（3.22）得： = =+ 4 . 1 48 12 21 ZZ ZZ 所以2820 21 =ZZ， 在齿轮齿数的选择，应尽量避免齿轮齿数出现的常见因素，但为了保证传动 比 i = 1.4，保留原来的号码。 （2）对中心距进行修正 cos2 0 hnZ m A = （3.20） 2357.70 20cos2 4875 . 2 cos2 21 0 = = hnZ m Amm 取整71 0 =Amm。 对齿轮进行角度变位 端面啮合角 t ： tan t =tan n /cos 2-1 =3873 . 0 20cos20tan= （3.21） 所以 t =21.1728 啮合角 , t cos , t = t o A A cos=0.9458 （3.22） 所以 , t =18.9475 变位系数之和 ()() n t , t21 n tan2 invinvzz+ = （3.23） = ()() 3453 . 0 20tan2 017777 . 0 012543 . 0 2820 = + 即：18 . 0 1 =，5253 . 0 1n2 = 由式（3.23）计算 精确值：= 631.21 21 （3）齿轮轮齿参数 车辆与交通工程学院 11 分度圆直径 cos/mzd = （3.24） 211n1 cos/m =zd =2.7520/cos21.631=90.1666mm 212n2 cos/m =zd =2.7528/cos21.631=117.8334mm 齿顶高 () nan hmha = （3.25） 21aa hh= 12.75=2.75mm 齿根高 () nan hmchf += （3.26） 21ff hh=（1+0.25）2.75=3.3475mm 齿全高 fa hh +=h (3.27) 1fa11 hh+=h =2.75+3.3475=6.1875mm 齿轮齿顶圆直径 a hdd2 a += (3.28) 11a1 2 a hdd+= =90.1666+22.75=95.6666mm 2a22 2hdda+= =117.8334+22.75=123.3334mm 齿轮齿根圆直径 ff hdd2=(3.29) 111 2 ff hdd= =90.1666- 23.3475=83.4716mm 222 2 ff hdd= =117.8334- 23.3475=111.1384mm 当量齿数 3 v cos/zz = (3.30) 车辆与交通工程学院 12 21 3 11v cos/zz = =631.21cos20 3 =24.8985 21 3 22v cos/zz = =631.21cos28 3 =34.8579 节圆直径 从主 主 zz z Ad + = 2 (3.31) dr 2 1 = (3.32) 21 1 1 2 zz z Ad + = 1666.90 2820 20 912= + =mm 1 1 2 1 dr=5833.291666.90 2 1 =mm 21 2 2 2 zz z Ad + = 8333.117 2820 28 912= + =mm 2 2 2 1 dr=4167.418333.117 2 1 =mm 2. 确定第二级减速机构齿轮的齿数 （1）传动比94. 1 34 =i，取3= n m，b=21 3 maxmaxgeeA iiTKA= (3.33) 3 12maxmax34geeA iiTKA= 3 %964 . 16833 . 2 1350 . 9= 8016.70=mm 初选其为 86mm 由式（3.21）齿数和 n h m A Z cos2 =8476.53 3 20cos862 = 取整为54= h Z。 车辆与交通工程学院 13 则由式（3.22）得： = =+ 9 . 1 54 34 43 ZZ ZZ 所以 = = 379.35 62.18 4 3 Z Z 取：3519 43 =ZZ， 则842. 11935 34 =i （2）对中心距进行修正 由式（3.23）得： 1984.86 20cos2 543 cos2 43 0 = = hnZ m Amm 取整86 0 =Amm。 对齿轮进行角度变位 由式（3.24）得端面啮合角 t tan t =tan n /cos 4-3 =3873 . 0 20cos20tan= 所以： t =21.1728 由式（3.25）得啮合角 , t ： cos , t = t o A A cos=0.9346 所以： , t =20.8289 由式（3.26）得变位系数之和 ()() n t , t43 n tan2 invinvzz+ = = ()() 0636 . 0 20tan2 017777 . 0 0116920 . 0 3519 = + 所以27 . 0 3 =，3336 . 0 3n4 = 由式（3.23）计算 精确值：A= 43 cos2 hnZ m 所以= 6336.19 43 （3）啮合圆直径 从式（3.27）由： 车辆与交通工程学院 14 433n3 cos/m =zd =319/cos19.6336=84.5185mm 434n4 cos/m =zd =335/cos19.6336=147.4815mm 齿顶高 由式（3.28）得： () nan43 hmhh aa = 3mm 齿根高 由式（3.29）得： () nan43 hmchh ff +=3.75mm 齿全高 由式（3.30）得： 3fa3 hh+=h=3+3.75=6.75mm 齿顶圆直径 由式（3.31）得： 3a33 2hdda+=84.5158+23=90.5185mm 4a44 2hdda+=147.4815+23=153.4815mm 齿轮齿根部圆直径 从式（3.32）由： 333 2 ff hdd=84.5185- 23.75=77.0185mm 444 2 ff hdd=147.4815- 23.75=139.9815mm 当量齿数 由式（3.33）得： 43 3 33v cos/zz =636.19cos20 3 =24.8985 43 3 44v cos/zz =636.19cos28 3 =34.8579 节圆直径 由式（3.34）得： 5185.84 3519 19 8622 43 3 3 = + = + = zz z Admm 2593.305185.84 2 1 2 1 3 3 =drmm 4815.147 3519 35 8622 43 4 4 = + = + = zz z Admm 7407.554815.147 2 1 2 1 4 4 =drmm 3. 确定主减速机构齿轮的齿数 （1）传动比3 . 4 56 =i，取3= n m，b=21 由式（3.36）得： 车辆与交通工程学院 15 3 3412maxmax56geeA iiiTKA= 3 %969 . 14 . 16833 . 2 1350 . 9= 69.87=mm 初选其为 160 mm。 由式（3.37）得齿数和 n h m A Z cos2 =234.100 3 20cos1602 = 取整为101= h Z 由式（3.22）得： = =+ 3 . 4 101 56 65 ZZ ZZ 所以： = = 943.81 057.19 6 5 Z Z 取 5 Z =19， 6 Z =82 则842. 11935 56 =i （2）对中心距进行修正 由式（3.23）222.161 20cos2 1013 cos2 65 0 = = hnZ m Amm 取整161 0 =Amm。 对齿轮进行角度变位 由式（3.24）得端面啮合角 t tan t =tan n /cos 6-5 =3873 . 0 20cos20tan= 所以 t =21.1728 由式（3.25）得啮合角 , t cos , t = t o A A cos=0.9337 所以 , t =20.9679 由式（3.26）得变位系数之和 ()() n t , t65 n tan2 invinvzz+ = 车辆与交通工程学院 16 = ()() 1649 . 0 20tan2 017777 . 0 022788 . 0 8219 = + 即：27 . 0 5 =，4349 . 0 5n6 = 由式（3.23）计算 精确值：A= 65 cos2 hnZ m 所以= 781.19 65 （3）分度圆直径 由式（3.27）得： 655n5 cos/m =zd =319/cos19.781=60.574mm 656n6 cos/m =zd =382/cos19.781=261.426mm 齿顶高 由式（3.28）得： () nan65 hmhh aa = 3mm 齿根高 由式（3.29）得： () nan65 hmchh ff +=3.75mm 齿全高 由式（3.30）得： 5fa5 hh+=h=3+3.75=6.75mm 齿顶圆直径 由式（3.31）得： 5a55 2hdda+=60.574+23=66.574mm 6a66 2hdda+=261.426+23=267.426mm 齿根圆直径 由式（3.32）得： 555 2 ff hdd=60.574- 23.75=53.074mm 666 2 ff hdd=267.426- 23.75=259.926mm 当量齿数 由式（3.33）得： 65 3 55v cos/zz =781.19cos19 3 =22.803 65 3 66v cos/zz =781.19cos82 3 =98.413 节圆直径，由式（3.34）得： 574.60 8219 19 16122 65 5 5 = + = + = zz z Admm 287.30574.60 2 1 2 1 5 5 =drmm 车辆与交通工程学院 17 426.261 8219 82 16122 65 6 6 = + = + = zz z Admm 713.130426.261 2 1 2 1 6 6 =drmm 4. 确定行星齿轮的齿数 （1）采用标准齿轮，623= s C即 6 个行星齿轮。 = = = 66 13 32 10 98 7 Z ZZ Z 062. 2 6969 =ZZi 则 3412max69 iiiii= 倒 因此 倒 i =2.0621.911.40(0.3722.683)=2.04414.721 根据参考车型，取 倒 i =2.963 （2）斜齿轮传动：2.75 = 19.25 x = 7 877n7 cos/m =zd=2.7532/cos20=99.6476mm 988n98 cos/m =zdd=2.7513/cos20=42.0444mm 10910n10 cos/m =zd=2.7566/cos20=200.1482mm 齿顶高 由式（3.28）得： () nan10987 hmhhhh aaaa = 2.75mm 齿根高 由式（3.29）得： () nan10987 hmchhhh ffff +=3.4375mm 齿全高 由式（3.30）得： 7fa7 hh+=h=2.75+3.4375=6.1875mm 齿轮齿顶圆直径 从式（3.31）由： 7a77 2hdda+=99.6476+22.75=105.1476mm 8a898 2hddd aa +=42.0444+22.75=47.5444mm 10a1010 2hdda=200.1482- 22.75=193.6482mm 由公式（3.32）根直径为： 777 2 ff hdd=99.6476- 23.4375=92.7726mm 8898 2 fff hddd=42.0444- 23.4375=35.1694mm 车辆与交通工程学院 18 101010 2 ff hdd+=200.1482+23.4375=207.0243mm 当量齿数 由式（3.33）得： 87 3 77v cos/zz =20cos32 3 =38.5649 98 3 89v8v cos/zzz =20cos13 3 =15.6670 109 3 1010v cos/zz =20cos66 3 =79.5402 3.3 键 当移动锥盘沿轴向移动时，键在键槽内移动，使锥盘移动便捷轻巧，更好的 改变传动比从而实现无级变速。 在键槽轴向弹簧卡环和孔用弹簧卡对球球债券和担保债券的极限环运动的范 围总是在有效范围内的作用。轴用弹簧卡圈是为了实现定位准确固定效果好，结 构简洁。锥盘能移动的距离为如下： 1 LndL+ （3.34） 以泉的形式，弹簧卡和孔之间的距离（mm） 。 ；d每个滚动体（钢球）直径 (mm)； n滚动的球数（球）一组滚动键； 1 L 锥盘的有效移动距离（mm） 。 一套球键是由三个滚动体（球） ，当盘移动到最大位移，两个弹簧之间的距离。 1 3LdL+。 当锥轮移动到最小位移，两个弹簧卡之间的距离 dL3 （3.35） 由式（3.27）得： 6 .13310+L=43.6mm 由式（3.28）得： 310 L=30mm 综上取L=45.6mm， L =30.6mm。 3.4 总结 本章通过对金属带式无级变速器传动机构的相关数据的计算，确定了设计方 车辆与交通工程学院 19 案及基本运动参数，并对影响较大的参数进行了修正，为后续设计奠定了理论基 础。 第 4 章 齿轮的校核 4.1 选择齿轮材料 选择齿轮类型、材料、精度 1. 选择斜齿轮传动 2. 齿轮材料为 20CrMnTi 3. 热处理：渗碳、淬火、低温回火 4. 硬度：外部硬度 5460HRC 里面硬度 230290HBS 5. 6 级加工精度 4.2 轴上转矩的计算 发动机最大扭矩为 135N.m，m，以 90%的传输效率，离合器传动效率 99%， 轴承传动效率 96%，齿轮传动的效率 99%。 一轴= = 135 * 99% * 96% = 128.304n M 二轴= = 128.304 * 90% * 96% * 2.88 = 319.261n M。 轴 = =319.26199%96%1.4=424.796N.m 轴 = =424.79699%96%1.842=743.664N.m 4.3 计算齿轮的强度 4.3.1 齿面接触强度计算 4500 1 =nrpm 5 . 1562 88 . 2 1 2 = n nrpm = 4.1 2 3 n n1116.07 rpm 9 . 605 842 . 1 3 4 = n nrpm 车辆与交通工程学院 20 1.齿轮 1、2 的相关参数 （1）分度圆上名义切向力 t F nntn dTF 1 2000 + = （4.1） 1t F=915.107911667.59261.31920002000 12 =dTN （2）使用系数 A K 保证机器平稳运行，和机械设计手册 14-89， ， A K =1。 （3）动载系数 V K 100060 1 = +nn n nd v （4.2） 齿轮线速度： 84 . 4 100060 5 . 15621667.59 100060 21 1 = = = nd vm/s 传动精度系数 C： ( )()()32 . 3 852 . 2 44 . 1 5048 . 0 += ptnnnn fImIZIC （4.3） 其中：Z= 1 Z =20， pt f=10 m 32 . 3 10852 . 2 75 . 2 44 . 1 205048 . 0 += nnn IIIC=6.918 圆整取 C=7 从机械设计手册，14-1-14 图， V K =1.22。 （4）齿向载荷分布系数 H K 由从机械设计手册上的表 14- 1- 98，得： H K= n n b d b 3 2 1023 . 0 18 . 0 12 . 1 + + （4.4） H K=b d b 3 2 1 1023 . 0 18 . 0 12 . 1 + + =25.191023 . 0 1667.59 25.19 18 . 0 12 . 1 3 2 + + =1.143 （5）齿间载荷分配系数 H K 619.560 25.19 915.107911 = = b FK tA N/mm 从毕业设计手册表 14-1-102 由， H K=1.1 车辆与交通工程学院 21 （6）节点区域系数 H Z =- 0.3453， =7868.21 从毕业设计手册图 14-1-16 由， H Z= 2 sincos coscos2 tt t （4.5） = 9475.18sin20cos 9475.18cos631.21cos2 2 =4.5 （7）弹性系数 E Z 从毕业设计手册 14-1-105， E Z =189.8 2 /mmN。 （8）重合度系数 Z 纵向重合度 n m b sin = （4.6） 827 . 0 75 . 2 7868.21sin25.19sin = = n m b 端面重合度 () = = = + = + 357.18 5253. 01 28 1 949.16 18. 01 20 1 2 2 1 1 Z Z （4.7） 从毕业设计手册图 14-1-12 由： ，61 . 0 1 = ，63 . 0 2 = 则： ()() 2211 11 += （4.8） =（1+0.18）0.61+（1+0.5253）0.63=1.6807 由机械设计手册图 14- 1- 19 得， Z =0.79 （9）螺旋角 Z cos=Z （4.9） Z=9636 . 0 7868.21coscos= （10）小齿轮、大齿轮的单对啮合系数 B Z 、 D Z 车辆与交通工程学院 22 从机械设计手册 14- 1- 104 取决，由于0 . 1827. 0= tb ddcos= （4.10） 1725.551728.21cos1666.59cos 11 = tb ddmm 2417.771728.21cos8334.82cos 12 = tb ddmm () = n 2 2 2 2 2 11 2 1 tan Zd d Zd d M bn an mbm am t m （4.11） () = 2 2 2 2 2 1 2 1 2 1 1 2 11 2 1 tan Zd d Zd d M b a b a t = () 28 2 16807 . 1 1 2417.77 3334.88 20 2 1 1725.55 6666.64 3433 . 0 2 2 2 2 =