资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共25页)
编号：22785709
类型：共享资源
大小：2.84MB
格式：RAR
上传时间：2019-10-31
上传人：qq77****057
认证信息
个人认证
李**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
40
积分
- 关 键 词：
-
金属
无极
变速器
设计
- 资源描述：
-
金属带式无极变速器设计,金属,无极,变速器,设计
- 内容简介：
-
湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文 金属带式无级变速器设计DESIGN OF METAL VBELT CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION学生姓名： 何松倍学 号： 200741914406年级专业及班级： 2007级机械设计制造及其自动化(4)班指导老师及职称： 张岚 副教授湖南长沙提交日期：2011 年 5月目 录摘要 1关键词11 前言11.1汽车变速器的类型11. 2 汽车变速器的类型和特点 11.2.1液力变矩器11.2.2 宽V形胶带式无级变速 21.2.3 金属带式无极变速器21.2.4 摆销链式无极变速器21.2.5 盘环滚轮式无极变速器2 1.3 采用无极变速器CVT的汽车可以节油的原理3 1.4 无级变速无偏斜金属带式无级变速传动 3 1.5 抛弃液压加压系统，进一步节油 32 CVT的总体设计 4 2.1 主要技术参数及要求 4 2.2 金属带式无级变速器变速范围的计算 5 2.3 金属带式无级变速器设计计算 5 2.3.1 金属带传动效率的计算 5 2.3.2 主动锥轮盘的设计 5 2.4 传动轴设计 9 2.4.1 主从动轴上键的选择与校核 9 2.4.2 输入轴花键的校核 10 2.4.3 主动带轮上的花键的校核 11 2.4.4 主从动轴上轴承的选择与校核 11 2.4.5 从动锥体上轴承选择与校核 12 2.4.6 输入轴的校核 12 2.5 中间调速轴的设计 14 2.6 输出轴的设计计算 15 2.7 锥轮处的键的设计计算 17 2.8 弹簧设计 17 2.8.1 根据工作条件选择材料并确定其许用应力 17 2.8.2 根据强度条件计算弹簧钢丝直径 17 2.8.3 结构设计 193 其他技术说明 19 3.1 箱体设计193.2 窥视孔和窥视孔盖203.3 放油螺塞213.4 油标213.5 通气器213.6 气盖螺钉213.7 定位销21 3.8 润滑和密封的选择214 结论23参考文献24致谢25 金属带式无极变速器设计摘 要：金属带式无级变速器(Metal V-belt CVT)是一种新型的机械摩擦式无级变速器,具有承载能力强、效率高、平稳性好、环保节能等优良的传动特性,它特别适用于需要传递中大功率而又需无级调速的场合.主要以其在轿车中的应用介绍了它的发展过程和现状,基本结构,传动原理,性能特点和发展趋势。 关键词：汽车;无级变速器;金属带;摩擦传动Design of Mental V-Belt Continuously Variable TransmissionAuthor: He Songbei Tutor: Zhang Lang (School of Mechanical Engineering & Automation, Hunan Agriculture University, ChangSha 410128, China) Abstract：The metal pushing V-belt type CVT is a kind of new mechanical frictional type transmission. It provides excellent driving performances including powerful driving capacity,high efficiency,good smoothness,economy,etc. Particularly it is fittest to the spots where driving or medium power and continuously adjusting revolution is necessary. The process of development, basic structure, transmission principle, property characteristic and future trends of CVT are described for its uses of automobile. Key words：automobile;CVT;metal V-belt;friction transmission1 前言1.1 汽车变速器的类型目前汽车变速器按变速特点来分，可分为两大类：一是有级变速器；二是无极变速器。按执行变速的方式来分，可以分为自动和手动两类。1.2 汽车变速器的类型和特点1.2.1 液力变矩器液力变矩器是较早用于汽车传动的无级变速器，成功地用于高档汽车的传动中。由于传动效率低，且变速比大于2时效率急剧下降，经常仅在有级（23档）变速器的两档中间实现无极变速，因此未能推广开来。目前经常作为起步离合器在汽车中使用。1.2.2 宽V形胶带式无级变速器宽V形胶带式无极变速器是荷兰DAF公司在1965年以前的产品，主要用在微型轿车上，一共生产了约80万辆。由于胶带的寿命和传动效率低，进而研究和开发了汽车金属带式无级变速器。1.2.3 金属带式无级变速器金属带式无级变速器是荷兰VDT公司的工程师Van Doreen 发明的，用金属带代替胶带，大幅度提高了传动效率、可靠性、功率和寿命，经过3040年的研究，开发已经成熟，并在汽车传动领域占有重要的地位。目前金属带式无级变速器的全球总产量已经达到250万辆/年，三年内降达到400万辆，发展速度很快。金属带式无级变速器的核心元件是金属带组件。金属带组件由两组912层的钢环组和350400片左右的摩擦片组成，其中钢环组的材料，尤其是制造工艺是最难的，要实现强度高（2000MP），各层环之间“无间隙”配合。以前只有荷兰VDT公司掌握这种工艺，现在我国沈阳越士达无级变速器有限公司也已近掌握了这种技术，并在重庆工学院建成了一条示范性生产线。金属带式无级变速器的传动原理，主、从两对锥盘夹持金属带，靠你摩擦力传递动力和转矩。主、从动边的动锥盘的轴向移动，使金属带径向工作半径发生无极变化，从而实现传动的无极变化，即无极变速。1.2.4 摆销链式无极变速器摆销链式无级变速器是由德国LUK公司将摆销链用于Audi汽车传动的成功范例。与金属带式CVT不同的是，它将无级变速部分放在低速级，即最后一级。其原因是链传动的多边形效应在高速级是会产生更大的噪音和动态应力。所以其最新的结构中，假装了导链板以减少震动和噪声。但是由于在低速级传动中，要求传递的转矩大，轴向的夹持压力大，液压系统的油压也大（大约为89），而摩擦盘式离合器所要求的油压又不高，这样，液压系统就比较复杂。由此看来，如果能进一步降低和消除多边形效应，将会进一步提高此类传动的水平，简化整机设计、降低成本。1.2.5 环盘滚轮式无级变速器环盘滚轮式无级变速器是英国Torotrak 公司发明的无级变速器。运动和动力由输入盘靠摩擦力传给滚轮，滚轮降运动和动力靠摩擦力传给输出盘。当滚轮在垂直于纸面的轴向运动时，滚轮和两个环盘的接触点连续变化，输入盘和输出盘接触点的回转半径连续变化，实现无极传动。1.3 采用无极变速器CVT的汽车可以节油的原理由于汽车的发动机的进排气系统是考虑了空气流的动力学而设计的，由凸轮轮廓形块决定进气和排气气门的开闭。发动机在某一最佳转速下能够进气充分、排气充分、燃烧完全、能量利用充分、排气污染少；但离开这一转速就会有进气不充分、排气不充分、燃烧不完全、能量利用差、油耗增加和排气污染增加等问题。汽车的车速是随机的，在2030km/h到150180km/h之间变化。为了很好的利用发动机的动力和减少油耗，采用有级变速（MT和AT），在两档之间依靠发动机的转速变化来适应车速的变化，因而发动机无法达到最佳的工作状态。采用液力变矩器的无极变速器，由于其工作原理是油作为动力传动的介质，许多能量消耗在油的内摩擦上，传动效率低，通常为8085%，比传统的MT和AT大约费油10%20%，而且液力变矩器转差较大，效率较低。通常减速比不大于2，只能增加23档有级变速，每两档间用液力变矩器实现无极变速。无级变速器（CVT）可以使发动机在最佳状态下工作，依靠变速器无极调速来适应汽车的各种速度，因此可以是发动机燃烧最好，排气污染最小，达到节油的目的。1.4 无级变速CV大变速比、大转矩的关键无偏斜金属带式无级变速传动对称直母线锥盘情况下，金属带在变速过程中必然产生偏斜。此偏斜量限制了锥盘的半径，也限制了变速比。因而对称直母线锥盘所产生金属带的偏斜，一方面限制了车辆节油的经济车速范围;另一方面限制了锥盘工作半径的增加，也限制了可传递的转矩，即传动能力。目前，汽车CVT的变速比一般在=5.5左右，通常用于排量在2.0L以下的汽车传动中。1.5 抛弃液压加压系统，进一步节油汽车金属带和摆销链式无极变速器CVT，是当前汽车自动变速器中最具前景的传动形式。目前汽车金属带式无级变速器绝大部分采用液压加压、电子系统控制方案。发动机的动力通过变矩器离合器和液力变矩器传给前进、倒档离合器，液力泵产生的高压油通过液压缸将力施加给锥盘变速装置，该力施加给金属带组件产生摩擦力，将主动轮的转矩传递给从动轴，然后通过减速装置，经减速器输出给车轮。这种方案的优点在于除了金属带传动的全新技术以外，全部采用了成熟技术，可行性好。但与成熟的AT（自动变速器）技术一样，有一个重要的弱点，即是均采用耗能的液压伺服系统。AT和MT（手动变速器）均为齿轮传动，AT比MT多耗油15%左右，其原因在于液压私服系统耗能。采用CVT的汽车，由于CVT可使发动机在最佳区域工作，因而达到节油的目的。目前其油耗与采用MT的汽车持平。如果抛弃液压加压系统，将避免能量的损失，达到更加节油的目标。2. CVT的总体设计 2.1 主要技术参数及要求 发动机：1.发动机型号 AEB5气门可变配气相位 2.汽缸数量 4 3.排量/L 1.8 4.缸径行程/mmmm 8186.4 5.压缩比 9.5 6.最大功率/kw/( )92/5800 7.最大转矩/N.m( ) 168/3500 8.曲轴主轴颈mm 54汽车最高车速 Km/h 198加速性/s 080km/h 0100km/h 12080km/h轮胎型号 195/65R156J 15变速器能实现变速范围：6传动比设计要求：通过差动轮系辅助能实现零输出，反向输出，最大可实现传动比为145总体要求：结构简单紧凑、能实现大功率、大传动比牵引传动、操纵方便，平均每天工作8h，要求使用寿命8年2.2 金属带式无级变速器变速范围的计算动力源经输入轴所输出的速度与动力源经无级变速器变速后所输出的合成不同的，其中：当/（+）时：的最低速度0，的变速范围为 +，且无换向。当/（+）时：的最低速度0，的变速范围为=-，并可逆转。这种情况下在无级变速范围中可实现零输出转速，即：当=/（+）时，=02.3金属带式无级变速器设计计算2.3.1 金属带传动效率的计算设主动轮端输入扭矩为设主动轮端输入扭矩为，转速为或角速度为，从动轮端输出扭矩为，转速为或角速度为，金属带在主、从动轮间传动效率为，其它的效率损失为（包括滚动轴承摩擦损耗和联轴器损失等），则 = （1） 金属带的传动效率为 （2）的取值：滚动轴承传递效率为=0.96，联轴器的传递效率为=0.99则 = =0.95 因变速器的功率损失主要是金属带与锥盘之间的沿圆周方向滑动引起的，而金属带进出锥盘时由于径向滑动而引起的功率损失可以忽略不计，在正常平稳的工作状态中，金属带的传动效率在090-095之间作为设计依据的传动效率一般取值为092，故 =0.922.3.2主动锥轮盘的计为了具有较高的传动效率，且设计和制造的方便，两个锥轮的尺寸设计为同样大小。要扩大变速的范围，须增加带的宽度，减小带轮的槽角或减小带轮的直径d。锥轮的楔角太小容易使带楔在槽中，此外，楔角越小，带上受到的横向力就越大，也容易使带挠曲，所以楔角不能太小。经验值为22-24度。我们选用30度的楔角。减小锥轮的直径d会使带的疲劳强度降低，所以一般也不宜采用比规定直径小的锥轮直径。根据已有的资料显示：锥轮的工作直径可以达到75mm，而传动比的范围可以达到0.45-2.22，在本设计中，我们将带轮的最小工作直径定为80mm，以使其工作可靠，寿命更高。材料的选择：钢带，摩擦副表面采用硼化钨和硼化钼基合金材料（金属陶瓷）这种合金主要用于在高温下工作的易磨损钢表面，以含钼的坡莫合金（2，81，17）和镍铬合金作粘结金属，主是热压发制造的。性质如下表1：表1 金属陶瓷性质Tab.1 The main quality of cermet百分含量%HRA抗压强度抗弯强度弹性模量E金属陶瓷组成硼化物粘结相坡莫合金96.04.092156062041.3586.014.085140050052.0锥型盘和金属带装配三维图如图1所示：图1 锥形盘和金属带装配图Fig.1 The loaded map of metallic band and cone-shaped wheel 使用变速比 =6输出轴做对称无级调速，则使用传动比 取为2.45 取为0.41输入轴与主动链轮的传动比=2.8，则有链轮转速为=2071 则有从动轮轴的转速为 7405051 链高与链轮最小工作直径比 = 取为链轮的最大、最小工作直径比 取为3.0 链高与节宽比 c=0.50.67 取为c=0.6查手册得 =把,代入上式得 因工作要求变速器恒功率变速，则有 (3)2.45112=274.4mm (4) 取整后得275mmCVT锥轮的结构图如图2所示：图2 锥轮的结构图Fig.2 The cone-shaped structure chart链高 h=28 mm金属带的截面积A（b-2tan）h (5)顶宽 b= mm链轮槽面外内圆直径 D=+h=275+28=303 mm (6) d=-h=112-28=84 mm中心距 a=（1.101.15）D这里取 a=1.15D=348.45mm圆整为a=350 mm链的节线长度 =2566 (7)金属带三维图如图3所示：图3 金属带三维图Fig.3 The three-dimensional map of metallic band该金属带由=642块楔形金属块和两组金属环组成，每组金属环由20条金属环叠合而成，每条金属环的厚度为0.2mm，宽度为32mm，20条金属环的总厚度为4mm。楔形金属块的宽为93mm，高28mm，厚为2mm。金属带传动力的计算圆周力 (8) 为工况系数 查表得=1.2计算得 =1594.5N工作应力= 法向压紧力 Q= (10) 为摩擦系数，通常取=0.20.25，这里取=0.2 为可靠系数，主动轮处加压=1.21.4：从动轮处加压=1.72.2，这里取=2轴向压紧力 (11)=92 kw由最大转矩/N.m( ) 168/3500 求得=0.62kw主动轮的夹紧力 =1332.4N (12) =36.41N (13)从动轮夹紧力 =1680N (14)=240N (15)链的侧压 (16) -金属带推力 代入以上数据 得 =20Mp金属带轮可动盘最大位移量 =32mm (17)2.4 传动轴设计因发动机输出轴最大功率为92kw，此时转速为5800 ，而金属带式无级变速器的变速范围为6 ,则有输出轴的转速范围为 9665800 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据教材机械设计（第七版）上表15-3，取=112，于是得轴的最小直径为： (18)这里取d=35mm主传动轴的结构如下图4所示： 图4 主传动轴Fig.4 The master transfer wheel axle2.4.1 主从动轴上键的选择与校核根据联结的结构特点、使用要求和工作条件,输入轴动力输入端选用矩形花键，查JISB1601，,公称尺寸为83640，长度为70mm.主动带轮固定锥体上的花键和从动带轮固定锥体上的花键选用矩形花键,查JISB1601,公称尺寸为83642,B=7长度为90mm2.4.2 输入轴花键的校核计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿面工作面上压力的合力F作用在平均直径处，即传递的转矩，并引入系数来考虑实际载荷在各花键上分配不均的影响，则花键联结的强度条件为静联接 动联接 式中： -载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取=0.70.8，齿数多时取偏小值； z -花键的齿数； -齿的工作长度，单位为mm h - 花键齿侧面的工作高度 -花键的平均直径，矩形花键查机械设计中的表6-3得： =100MPa，P=15MPa = P =由此可知： 花键83640的联接强度满足要求 2.4.3 主动带轮上的花键的校核 计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿面工作面上压力的合力F作用在平均直径处，即传递的转矩，并引入系数来考虑实际载荷在各花键上分配不均的影响，则花键联结的强度条件为静联接 动联接 式中： -载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取=0.70.8，齿数多时取偏小值； z -花键的齿数； -齿的工作长度，单位为mm h - 花键齿侧面的工作高度 -花键的平均直径，矩形花键查机械设计中的表6-3得： =100MPa，P=15MPa = P = 由此可知：花键83642的联接强度满足要求2.4.4 主从动轴上轴承的选择与校核轴承不仅承受径向载荷作用，还承受轴向载荷作用，故初步选用圆锥滚子轴承，圆锥滚子型号为：圆锥滚子轴承轴承30210J3，该轴承的判断系数为e=0.37,Y =1.6由上面带轮的设计计算可知 轴承受力 ，求比值 ，故有 e, 当量动载荷P=3219.6N 轴承应有的基本额定动载荷值 式中 对于滚子轴承 =10/3 取转数n=5800以上数据代入上式求得 C=47954N查标准GB297-84，知圆锥滚子轴承轴承30210J3额定动载荷验算寿命 故该轴承满足要求2.4.5 从动锥体上轴承选择与校核因从动锥体上承受轴向载荷,且转速非常高,故选用圆锥滚子轴承,查GB297-84,轴承型号为7220GB297-84，该轴承的判断系数为e=0.40,Y =1.5由上面带轮的设计计算可知 轴承受力 ，故有 e, 当量动载荷P=3870.8N轴承应有的基本额定动载荷值 式中 对于滚子轴承 =10/3 取转数n=3500以上数据代入上式求得 C=85370N查标准GB297-84，知圆锥滚子轴承轴承7214GB297-84额定动载荷验算寿命 故该轴承满足要求2.4.6 输入轴的校核按弯扭合成应力校核轴的强度A. 作出轴的计算简图a） 计算压轴力锥轮的当量摩擦系数 (19) (20) (21) 最大有效拉力 由于钢带伸缩弹性小，可忽略离心力对预紧力的影响。故 钢带预紧力 (22) 径向压轴力 (23) b） 计算轴的压紧力 c） 计算支反力 将输入轴与中间轴形成的平面定为水平面，则垂直面没有力的作用d） 作出弯矩图 (24)e） 作出扭矩图，取a=0.6， (25) f) 计算弯矩 (26) g） 校核轴的强度 按第三强度理论，计算弯曲应力 对轴的抗弯截面系数W,采用近似算法， (27) 所以安全。2.5 中间调速轴的设计所有的基于摩擦的机械式CVT都需要在工作副上施加一定的压紧力，以使它们无滑动地可靠工作。在自动压紧的应用中，压紧力应根据当前的传动比和力矩调整到最佳值，从而在保证工作可靠的前提下，减少磨损和延长寿命。当前流行的做法是：用一套自动控制的涡轮系统。但，这样的系统不但增加CVT的成本，还使轿车在工作的某些方面变坏，并且导致极大的燃油消耗，这些都会是中国家庭轿车的不适宜因数。为此，为了能使一般的机械中使用无极变速，我们尝试开发了一种几乎没有功率消耗的“纯机械”自压紧装置。这种装置的工作原理就是采用纯手动的机械调节来实现无极变速，通过改变中间轴上的压紧装置从而改变可动锥盘的轴向距离来改变金属带轮的半径，从而来改变传动比。由此，中间轴并不受径向的压力，只收到轴向压力并且压力非常的小。因此，中间轴的轴径并没有很高的要求，只要满足基本的配合则可。选择轴的材料 1. 选取45号钢，调质，HBS=230 2.初定最小轴径 由于中间调速轴不受力的作用所以可以根据箱体和箱盖的以及其他尺寸来确定其最小轴径，这里根据轴承的要求取最小轴径为16mm。3.中间螺纹的确定根据调速轴的调速原理，当旋转手柄时可以通过中间不同旋向的螺纹以及其导程来精确调整可动锥盘左右移动来实现无极变速。 因为金属带轮可动锥盘的最大位移为L1=32mm，压杆的长度设计为L2=40mm所以取中间调速轴的螺纹段长度L=56mm，其中螺纹长度为60mm。所以中间螺纹为M20*50-LH-70 中间轴的设计图如图下图5所示：图5 调速轴Fig.5 Modulate wheel axle 2.6 输出轴的设计计算1) 选择轴的材料 选取45号钢，调质，HBS=230 2） 初步估算轴的最小直径 功率 转速 取 (28)3） 轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸 考虑锥轮的机构要求及轴的刚度，以及通用性要求取装锥轮处轴径 输出轴的示意图如图6所示：图6 输出轴示意图Fig.6 The output wheel axle4） 按弯扭合成应力校核轴的强度A. 做出轴的计算简图 a） 计算径向力 作用在中间轴上的压轴力，大小与作用在输入轴上的压轴力相同，方向相反。 即径向压轴力 中间轴上减速齿轮产生的径向力 减速齿轮传递的转矩 (29) 产生的径向力， (30) (31) (32) b） 计算支反力将输入轴与中间轴形成的平面定为水平面H,垂直面V垂直与水平面H。 (33) (34) (35) (36) c） 作出弯矩图 (37) (38) (39) d） 作出扭矩图 取， e） 计算弯矩 (40)(41) f） 校核轴的强度 按第三强度计算理论，计算弯曲应力 对轴的抗弯截面系数W，采用近似算法， (42) 所以安全。 其它轴尺寸见零件图，他们受力小于前面两轴，故安全。 2. 7 锥轮处的键的设计计算 主要失效形式是工作面压溃 选用128，长度为70mm 按联接强度校核 最大转矩时，, 接触高度 键的工作长度，轴的直径 校验安全。 其它键参数见装配图，检验略。弹簧刚度2.8 弹簧设计：2.8.1 根据工作条件选择材料并确定其许用应力因弹簧在交变作用力下工作，按1类弹簧考虑。现选用硅锰合金弹簧钢丝，估取弹簧中径=90mm，=18mm。查表知【】=4712.8.2 根据强度条件计算弹簧钢丝直径选取旋绕比C=5，则补偿系数试算弹簧直径 (43)上值与原估去值相近，且为标准值。则根据刚度条件，计算弹簧圈数取=3圈。2.8.3 结构设计弹簧参数见下表1：表2 弹簧参数Table.2 The spring parameter中径内径外径旋绕比细长比自由长度工作长90mm72mm108mm51.1110062有效圈数总圈数节距轴向距离张开长度螺旋角质量3525.2mm7.2mm1418.6mm5.12.8Kg验算稳定性细长比b=1.112.6，稳定3 其他技术说明3.1 箱体设计机座壁厚:0.025U+18 ，=4mm机盖壁厚: 0.2a+15 ，=4mm机座凸缘厚: b=1.5 ，b=6mm机盖凸缘厚:b=1.5 ，b=6mm机座底凸缘厚 : b=2.5 ，b=1cm地脚螺钉直径 : d=0.036a+12=9.2cm地脚螺钉数目 : a 时n =4轴承旁连接螺栓直径: 0.75 d ，d=6.9mm机盖与机座连接直径 : d= 0.6d ，d=5.5mm轴承盖螺钉直径 : 0.5 d ，d=4.6mm窥视孔盖螺钉 : d=3.68定位削直径; d=4.4d、 d、 d到外机壁距离:18mm(C)d 、d至凸缘边缘距离(C)16mm轴承旁凸台半径:R= C凸台高度: h=20外机壁至轴承座端面距离l=46大齿轮顶圆与内机壁距离: 1.2*4=4.8齿轮端面与内机壁距离：4机盖 机座助厚 :M=3.4 ，M=3.4轴承端盖半径D=47+5.5 d=72.3轴承端盖凸缘厚：t=1.2=5.52轴承旁联接螺栓距离：s=D=72.3技术手册P表112 和113凸台 K=C+C=15mm 选M12H=0.8K=12MMH=0.5k=7.5mmR=0.25k=3.8mm3.2 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑和齿侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机内 。 窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。3.3 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注有前用螺塞堵住。3.4 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的一定国家标油标准件。3.5 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大导致润滑油从缝隙向外渗漏，所以多在机盖顶部或窥视盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由兔出，达到机体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。3.6 气盖螺钉机盖与座接合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后联合较紧，不易分开。为更于下机盖，在机盖凸缘上常装有一至二个人气盖螺钉，在气盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承瑞盖上也可以安装气盖螺钉，更于拆卸瑞盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉。3.7 定位销为了保证轴承坐孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联接后，镗孔之前装上两个定位销孔位置尽量运些。如机体结构是对称的（如蜗杆转动机体）。销孔位置不应对称布置。3.8 润滑和密封的选择3.8.1轴承的润滑与密封根据轴颈的速度，轴承可以用润滑油润滑，当侵油齿轮圆周速度小于2m/s 时，宜用润滑脂润滑；当侵油齿轮圆周速度大于2m/s 时。可以靠机体内油的飞溅直接润滑轴承，或引导溅在机体内壁上的油经机体部分面上的油沟流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。为防止装配时端盖上的槽没有对准油沟而将油路堵塞，可将端盖的端部直径取小些，使端盖在任何位置油都可以流入轴承。如采用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板，以防止润滑脂流失。当轴承旁是斜齿轮，而且斜齿轮直径小于轴承外径时，由于斜齿沿斜轮轴向排油作用，使过多的润滑油冲向轴承，尤其在高速时更为严重，增加轴承阻力，所以应在轴承旁装置挡油板，挡油板可用薄钢板冲压或用元钢板车制，也可以铸造成型。蜗杆在下的蜗杆传动，其蜗杆轴承旁也应装置这种挡油板。在输入轴和输出轴的外伸处，都必须在端盖轴孔内安装蜜蜂件，以防止润滑油外漏及灰尘，水汽和其他杂质进入机体内。密封形式很多，相应的密封效果也不一样，橡胶油封效果较好，所以得到广泛应用。这种密封件装配方向不同，其密封效果也有差别，装配的方法，对左边密封效果较好。如采用两个橡胶油封相对放置，则效果更好。橡胶油封有两种结构，一种是油封内带有金属骨架，与孔配合安装，不需要在有轴向固定；另一种是没有金属骨架，这时需要有轴向固定装置。为毡封油圈，其密封效果较差，但结构简单，对润滑脂润滑也能可靠工作。上述两种密封均为接触式密封，要求轴表面的粗糙度数值不能太大。D为油沟和迷宫式密封结构，是非接触式密封，尤其点是可用于高速，如果与其它密封形式配合使用，则可收到更好的效果。 4 结论为期将近两个月的毕业设计已经基本结束，但对于我来说，学习却始终不会结束。毕业设计是培养学生独立承担实际任务的全面训练，也是学生在指导教师的指导下，完成机械工程师的基本训练的最后一个教学环节。本人的毕业设计，在指导老师的悉心指导和严格要求下，通过自己严肃认真地查阅资料，不断归纳和总结，基本上按时完成了学校布置的设计任务。通过这次毕业设计，本人比较系统地复习了几年来所学的理论知识，更加熟悉了如何检索相关的科技文献和查阅参考资料，培养了我综合运用多学科理论、知识和技能，以解决较复杂工程实际问题的能力。本次设计中，绝大部分的设计、分析和计算是通过计算机来完成的，包括产品造型设计、成型零件设计、工程图的制定等。通过设计，使我能够更加熟练的运用Auto CAD、Office等工程软件和办公软件。另外,毕业设计还使我强化了工程实践意识,培养了勇于探索和开拓创新的精神以及严肃认真的科学态度和严谨求实的工作作风。毕业设计也让我对自己有了一个更加清醒的认识,在大有收获的同时,也看到了自己的不足之处,综合运用知识的能力、独立分析解决问题的能力以及实践经验等都需要在今后的工作中进一步加强。在这次设计中,本人也发现还有很多需要进一步讨论或改进的地方。例如: .在产品设计方面,是否能在满足金属带式无极变速器功能的前提下更具实用性 .在调速机构设计方面,能使用液压机构和电方面的机构来代替人工调速会更好些。总之,在毕业设计中
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号