行星钢球式无级变速器的总体方案选择.doc

行星钢球式无级变速器的总体方案选择采用螺旋传动实现球架的左右移动如下图3.1-1：如图所示，轴的一端为空心，中部开有一个槽，将一如图3.1-2所示的零件插入轴的槽中，该零件是内带螺纹孔的，将一螺钉插入轴孔中如图所示，该螺钉刚好与轴空端部接触，使之不能移动，在图3.1-2所示的零件上装一个轴承，两边用如图3.1-1所示的卡盘卡住，卡盘由球架的固定架固定，则拧动螺钉，轴承与卡盘会跟着图3.1-1零件而左右移动，套在轴承及卡盘上的球架的中心轴会因球架的上下浮动而有角度的倾斜，从而达到变速的目的。图3.1-1 方案图图3.1-2 调速块依靠左右推动实现球架的移动图3.2-1 方案图二如图3.2-1所示，其余装配部分一样，但插入轴槽中的零件不再是内带螺纹孔，而是是实心的，在零件的左端部带有一弹簧，如图所示，弹簧的直径与孔径一样大小，当整个装置位于最右端是，弹簧与轴孔的端部有一定的预紧里力，从轴孔的右端插入一直径与孔径般大小的铁棒，则左右推动铁棒便可以实现整个装置的左右移动，从而达到变速的目的。两方案的选择与比较两方案都能达到预期的变速目的，其中，螺旋传动能很好的保证变速过程中的精度、效率、磨损寿命和强度等的要求，便于制造，易于自锁；方案二也可以达到变速效果，而且弹簧制造简便，使用广泛，但如果采用方案二，不易于自锁，则在轴的右端还要加一自锁装置，从而使整个装置复杂化，站在人力的角度思考，方案二相比于方案一要费力，所以综合考虑，我选用方案1采用螺旋传动来实现钢球架的左右移动从而实现自行车的无级变速。 行星钢球式无级变速器部分零件的设计计算钢球的设计计算由力学知识可知，轮胎所产生的力矩与钢球摩擦所产生的力矩应该平衡。设本种无级变速自行车中m1=20kg，最重可承载的质量为m2=65kg，由测试可知，一般自行车车轮半径R1=280mm，取轮胎与地面摩擦因素u1=0.1，钢球与轴承的摩擦因素u2=0.1，钢球个数为八个。由力矩平衡原理： （m1+m2）gu1R1=8Qu2C其中Q为正压力，Dq为钢球直径。 取C=2.16，g=9.8则 （65+20）9.80.1280=80.12.16Q QDq=17997查机械设计手册可知： Hmax=1353=1353 由于传动件的dj=22002500MPa，带入上式得： Dq=22.5125.58 取Dq=25mm该装置是自动加压装置，依靠固定连接在钢球支轴两端的固定架中的小球上下滑动从而使支轴有一转角变化，取小球直径d=8mm。钢球支轴转角的设计计算如图4.2-1所示图4.2-1 钢球支轴极限转角图ao=bo RtaocRtbod1=2 如图sin1=cos1=cos2tan1=45-arctan=45-arctanI有机械无级变速器一书中所讲述关于传动比范围的规定，取Imin=0.2,又已知Rb=8，故Imax=1.6。因此无级变速自行车能实现0.21.6范围内的调速。钢球的极限转角为：增速方向=arctanImax-45=arctan1.6-45=13减速方向=45-arctanImin=45-arctan0.2=33.7钢球的中心圆直径D=（C1+cos45）dq=(2.16+)2571.7mm钢球侧隙(C1+cos45)sin-1dq=(2.16+)sin-1252.43mm轴槽的长度及卡盘的倾斜角的设计计算如图4.3-1所示：图4.3-1 调速机构有前面的计算知，钢球的极限转角为：增速方向=arctanImax-45=arctan1.6-45=13减速方向=45-arctanImin=45-arctan0.2=33.7球的半径为R=12.5L1-2=12.5 X cos13=12.18L1-2=14mmL3-4=12.5 X cos33.7=10.4mmL3-4=11mm增速方向钢球下降的距离为：H1=12.5 X sin13=2.83mmH2=12.5 X sin33.7=6.97mm轴的设计计算最小轴径的计算对于自行车而言，因其工作过程中所受载荷不大，工作环境相对较为平稳，故选周的材料为45钢，并进行调制处理。查机械零件设计计算实例对于空心轴dA查表15-5 取A=115查表15-7 取=1.078dmin=1151.078对于实心轴dmin=115已知P输入=0.2KW nmin=20rpm Rb=8由机械无级变速器式2-13Rb=8nmax=160rpm取效率为=0.82机械无级变速器P输出=0.20.82=0.164KW输入部分dmin=115*1.07813.35mm输出部分为实心构造输出部分dmin=11511.59mm取dmin=14mm轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案本文的装配方案如图4.4-1所示： 图4.4-1装配方案图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由前面的计算知道 dmin=13mm，顾12取公称直径为14的螺纹，所以12段直径为d=14mm，查机械设计课程设计手册表6-1可选轴承 6002 GB/T276-1994，故为了满足轴承的要求，23端的直径取d=15mm，为了满足轴承的轴向定位要求，23轴端右端需制出一轴肩，故取34的直径d=19mm；为了加工的方便取输入输出端轴承装配部分的直径都为15mm，所以67段直径d=15mm，轴的中心孔孔径为d=4mm，同样为了考虑加工方便性的问题，78段螺纹取公称直径为14，所以78段直径d=15mm。如图4.2-2，12段需制造一段螺纹与自行车后轮相连，螺纹长度取15mm，螺纹的右端部距链轮端面相距为L=10mm，轴承B=9mm，与输入轮盘的间距为3mm，输入轮盘的左端部取L=11mm，是为了保证其能通过紧定螺钉与链轮相连，轴承的右端用挡圈定位，取挡圈厚度为L=2mm，所以L13=15+10+9+3+11+2=50mm；34段与钢球固定架相连（焊接），取L=15mm，由对称结构原理，取56段长度为L=15mm，由前面的计算可知，钢球的直径为dq=25mm，变速曲线部分小球的半径为d=8mm，所以45段长度大小为L=8+25+8=41mm，所以L34=15+41+15=71mm，至于58段，右端同样有一段螺纹，长L=15mm，螺纹左端部距输出轮盘端面距离为L=10mm，轴承B=9mm，因为要通过紧定螺钉与变速器外壳相连，所以输出轮盘内端面与轴承距离为L=7mm，输出轮盘的右端部L=12mm，挡圈厚度同样取L=2mm，所以L58=15+10+9+7+12+2=55mm轴的校核 图4.5-1 轴受力图计算压轴力Fp 如图4.5-1所示:Fp=KFpFeFe=1000 机械无级变速器式2-6V= 机械设计式9-1N为链轮的转速，Z为链轮的齿数，P为链条节距。取链轮齿数为38，选定链条型号和节距。单排链 Pca=KAKZP查机械设计表9-6和图9-13取KA=1.0，KZ=0.58，P=0.2KWPca=1.00.580.2KW=0.116KWn=2060rpm由Pca和n的值查机械设计图9-11，可选10A-1，链条节距P=15.875mm故V=1.60867m/sFe=251.08N链条水平布置时的压轴力系数KFp=1.15Fp=251.08N1.15=288.74NFpL1=F2L2L1=L2Fp=F2=288.74NF1=288.74+288.74N=577.48N计算最大弯矩Mmax=M=288.7440=11549.6N.Mm此轴是固定不动的其扭矩近似为零= 机械设计式15-5=由机械设计表15-4W0.1d3（1-4）=0.11531-()4=0.11530.995=34.39MP由表15-1，对于45钢，调质处理，其弯曲许用应力-1=60caca=60MPa故轴的强度满足要求。轴承的选择与计算如图（轴的装配方案四）。选用轴承型号分别为6002 GB/T276-1994,6004 GB/T276-1994.型号为6002的轴承寿命计算由机械设计式13-4L10=对于球轴承=3由机械设计式13-8P=XFr+YFa由前面计算与分析知，Fr=288.746，Fa0查表机械设计表13-5取X=1，Y=0。P=288.746L10=由机械设计课程设计手册查得c=2.85KWLh=1105h符合一般自行车的使用寿命与工作时间型号6004的轴承寿命计算由前述可知Lh=查机械设计课程设计手册表6-1得c=5.02P=F1=577.