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周转 无级 变速器 设计 19 CAD

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周转轮系-无级变速器设计摘 要本课题是一种无级变速器，其是连续变化的驱动皮带轮和从动皮带轮之间的传动比（传动比被定义为每分钟转数或速度比），更具体地说，涉及一种压实的无级变速器中的机动车辆用。它是已知的一种类型的无级变速器的具有V型皮带驱动和从动带轮之间延伸，并且通过改变在两个V形的开口（S）的大小控制的从动带轮的转数主动和从动滑轮。因此，在皮带轮和皮带轮的有效直径的带的位置可以改变，并且可以连续地改变输入轴和在所述无级变速器的输出轴之间的转速比。它也被称为以形成从预定数目的金属箍，在它们的纵向可移动的V形块件安装的无级变速传动装置，该部件被连接在一起，并延长箍的总圆周周围。驱动滑轮的驱动力，然后由V形块构件的运动传递给从动皮带轮。关键词：无级变速器 V带Continuously Variable TransmissionAbstractThe present invention relates to a continuously variable transmission which continuously varies the transmission ratio (transmission ratio being defined as the RPM or speed ratio) between a driving pulley and a driven pulley, and more particularly to a compacted continuously variable transmission used in a motorized vehicle.It is known that one type of a continuously variable transmission has a V-belt extending between a driving and driven pulley and controls the number of the revolutions of a driven pulley by varying the size of a V-shaped opening(s) in both the driving and driven pulleys. Thus, the position of the belt on the pulley and the effective diameter of the pulley can be varied, and it is possible to continuously vary the RPM ratio between the input shaft and the output shaft in the continuously variable transmission.It is also known to form a continuously variable transmission means from a predetermined number of metallic hoops, upon which longitudinally shiftable V-shaped block members are mounted, the members are linked together and extend around the total circumference of the hoops. The driving force of the driving pulley is then transmitted to the driven pulley by the movement of the V-shaped block members.The key word : CVT V-belt目 录前言1第一章 无级变速器的发展和现状2 1.1无级变速器的出现2 1.2机械无级变速器2 1.3无级变速研究现状3 1.4无级变速器的展望3第二章 传动方案的设计4 2.1电动机的选择4 2.2传动方案4 2.3分配传动比6第三章 周转轮系的设计7 3.1轮系7 3.2 第一组周转轮系参数计算8 3.3丝杠端齿轮的设计16 3.4第二组周转轮系的设计18第四章 三角皮带无级变速器设计22 4.1带式无级变速器的基本组成和工作原理23 4.2带式无级变速器的基本类型和调速方式24 4.3宽V带无级变速器的设计计算25第五章 无级变速器中滑动29 5.1摩擦传动中的滑动30第六章 速度调节机构的设计31 6.1螺旋传动的类型和应用31 6.2滑动螺旋传动的设计与计算32第七章 其他零件的设计36 7.1轴的设计36结论40 致谢41参考文献42I前言自人类文明开始，机械在我们的生活中起着越来越重要的作用。由于有些机械需要连续不同的速度，因此人们发明了无级变速器。机械无级变速器具有结构比较简单、操作与维修方便、传动效率比较高、恒功率特性好、噪声低等优点：因此，能够适应变工作情况、简化传动系统、节能和减少环境污染等要求。在国外，对机械无级变速器的研究已经有了100多年的历史，但是当时条件简陋，因而发展十分缓慢。大约1950年以后，随着科技的进步以及经济发展带来的迅速增加的需求，它的研制和生产有了快速的发展。我国对机械无级变速器的研究是从1960年对滑片连PIV无级变速器和多盘式无级变速器的仿制开始的。主要应用于纺织，化工机床的行业。1990年在中国机械工程学会机械传动分会下成立了机械无级变速器专业委员会。随后又成立了中国减变速机行业协会，无级变速器技术得到了空前的发展。已形成了一个新兴的机械行业分支。而周转轮系无级变速器是其中十分重要的一种。行星齿轮与普通的定轴齿轮传动相比具有承载能力大，体积小，效率高，重量轻，传动比大，噪声小，可靠性高，寿命长，便于维修等特点，通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴，这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。将普通传动改为行星传动，可保证使重量降低到1/21/6。改为行星传动有可能利用普通传动所不宜于采用或不能采用的设计来提高承载能力。20世纪60年代后，国产的无级变速器开始出现，而且基本上是作为一些专业机械，如纺织，机床及化工机械等的配套零部件，是由一些机械厂进行专业的仿制和生产，品种规格不多，产量不大。一直到20世纪80年代后，随着改革开放，我国从国外引进了很多各种先进的设备，随着工业生产的现代化，以及迅速发展的自动流水线技术，对机械无级变速器在品种、规格和数量方面的需求都大幅度增加，随着情势的发展，一些专业机械厂的生产逐渐规模化，一些大学也对机械无级变速器开始了教学和研究的工作，在这短短的十几年时间里，机械无级变速器形成了以现有的摩擦式，链式，带式，脉动式四大类为主的系列产品，其各种主要结构型式，已经能满足我国现在生产发展的需要。故无级变速器在生产实践中，已成为一种通用零部件，广泛应用于各种机械。1第一章 无级变速器的发展和现状1.1无级变速器的出现 无级变速器开始于19世纪的20年代，但其真正开始发展却是到20世纪30年代，由于受机械发展水平等因素的影响，材质和加工工艺条件也不成熟，所以进展十分缓慢。20世纪50年代尤其是70年代以后，陪伴着科学技术的进步，突破了原来的技术条件，使原来无法解决的难题或很难解决的问题得到处理。实际生产过程中，对无级变速器的需求量也越来越大，无级变速器的发展水平得到了很大的提高，并在纺织，矿山、交通等工具上广泛应用。1.2机械无级变速器 由机构或纯机械构件实现无级变速的称为机械无级变速传动，现在所具有的传动形式主要分为摩擦式和脉动式两种。在机械设计基础理论中，机械传动的基本形式有摩擦传动、齿轮传动、带传动、链传动和机构传动等。由这些基本的传动方式演变组合而成的称为摩擦式无级变速器，而脉动式无级变速器是由机构组合而成。1.2.1摩擦式无级变速器及其发展历程 摩擦式无级变速是最简单最容易也是最可能实现的一种传动方式，对于无级变速器的研究与设计最早就是从摩擦式开始的。其中结构最为简单的一种就是滚轮平盘式，滚轮是主动件，平盘为从动件，平盘的转动是依靠滚轮与平盘之间的摩擦力，可以随便调节滚轮与平盘之间的接触外置，那么它的传动半径也就会相应变化，随着发生改变的还有圆盘的角速度。这种无级变速器构造简便，十分容易实现，但是圆盘与滚轮的接触部位的面积会比较小，所以接触处的接触应力会相应的比较大大，变速范围由于受到了外形结构尺寸的限制而比较小。为此研究的专家又设计出一款全新的无级变速器，锥盘环盘式无级变速器，它的传动原理与滚轮平盘式相同，只是增大了接触面积，所以可以传递的功率也相应有所增加，然在锥盘环盘式之后，人们在它的基础上油研究出多盘式机械无级变速器，能够进一步将传动的效率增大。 以上这些类型的无级变速器都是主动件与从动件的之间的直接接触，传递动力时，也仅凭借它们之间的摩擦力，中间并没有滚动体的存在，之后又出现了中间元件式无级变速器，它是通过在主动件与从动件之间装上滚动体而实现的。出现的中间元件使无级变速器的机构设计的空间得到了极大的扩展，无级变速器的设计也发展到了一个全新的阶段。1.3无级变速研究现状 无级变速的实现，人们除了采用传统的机械传动方式，还设计了其它的传动方式，主要有液体传动和电力传动两种液体传动分为两类：（1） 液压式（2）液力式电力传动分为三类：（1） 电磁滑差式 电磁装置在异步电动机转离离合器，通过改变励磁电流。（2） 直流电动机式 通过改变磁通或电枢电压来实现调速。（3） 交流电动机式 通过改变极，电压，频率转换速度。1.4无级变速器的展望摩擦式无级变速器在进行传动时，有传动效率比较低，且工作时的能耗比较大等缺点，传动的传动比也不是很精确。摩擦式无级变速还不具有传递大功率的功能，传动时摩擦损失也比较大。液力无级变速虽具备传递大功率的功能，但是却是以降低传动效率，增加工作能耗，提高制造成本为代价的。非摩擦式无级变速已经逐渐成为无级变速器未来发展的方向。刚开始时，人们都认为齿轮无法实现无级变速，尽管它是最常用的机械传动方式。齿轮传动拥有很多的优点，可靠性高，传动效率高等。但因为目前而言，齿轮的传动比是固定的。但是这并不是说齿轮就不能实现无级变速，我们可以改变齿轮的齿形，使它能够满足无级变速的要求。同时，人们也可以通过各种机构的变化与组合来实现无级变速41第二章 传动方案的设计2.1电动机的选择根据任务说明书要求输入转速为1000r/min，选择Y100L-6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min.，同步转速为1000r/min.表2.1电机参数选型表电动机型号额定功率KW满载转速r/min启动转矩最大转矩Y90S-60.759102.02.0Y90L-61.19102.02.0Y100L-61.59402.02.0Y112M-62.29402.02.0Y132S-639602.02.0Y132M1-649602.02.0Y132M2-65.59602.02.0Y160M-67.59702.02.0Y160L-6119702.02.02.3分配传动比根据要求输入转速为940r/min，输出转速为740r/min.则传动比为23.5134.29(1) 预先分配第一组行星齿轮的传动比为25，则传动到丝杠的转速为940/25=37.6r/min.(2) 三角皮带轮的变速比为40/7=5.71，由于选取的宽带的最大传动比为4，则输出轮的最小转速为940/4235r/min。(3) 第二组行星齿轮的的传动比为235/7=33.57,则从动轮的转速为:（740）33.57=2401342.8r/min 第三章 周转轮系的设计 3.1轮系由一系列齿轮组成的传动装置称齿轮机构或轮系，是应用范围最大的机械传动方式之一。当轮系运转时，若组成轮系的的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线不固定，而是绕着另一齿轮的几何轴线回转着，成为周转轮系。3.1.1周转轮系的组成 周转轮系由以下几部分组成：行星轮：在周转轮系中作自转和公转运动、如同行星的运动一样的齿轮称为行星齿轮。转臂：支撑行星轮并使其公转的构件称为转臂（又称行星架），用符号H表示。中心轮：与行星轮相啮合，而其轴线又与主轴线相重合的齿轮称中心轮。3.1.2周转轮系的特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，当它们的零件材料和机械性能、制造精度工作条件均相同时，前者具有一系列突出的优点，因此它常被用作减速器，增速器，差速器，换向机构以及其它特殊用途。行星齿轮传动的主要特点如下：（1） 占用空间小，质量不大，构造紧凑，传动功率大，承载能力高（2） 传动比大 如果要得到很大的传动比，只需要选择合适的行星传动类型，适当的配齿方案，就能够实现。在不以传功动力为目的，而仅仅主要以传递运动的行星机构中，它的传动比甚至能达到几千。（3） 传动效率高 由于行星齿轮采用了对称的分流传动结构，其效率可达0.970.99（4） 运动平稳，抗冲击和振动能力强（5） 当然行星齿轮不可能只有优点，它也存在很多的缺点，如构造的形式与普通的定轴齿轮传动相比要复杂的多；对制造质量要求较高；因为占用空（6） 间小，油温会因为散热面积小而身高，所以行星齿轮需要安装严格的润滑和冷却装置等。3.2 第一组周转轮系参数计算3.2.1、周转轮系齿数计算根据公式ih14 16=（n14-nh）/(n16-nh)=-Z16/Z14，则i14 h=1+(Z14/Z16)ih15 16=(n15-nh)/(n16-nh)=Z16/Z15,n15=nh(1-Z16/Z15)=40r/min,所以Z16/Z15=24/25取Z15=25，则Z16=24。n16=0r/min，取Z14=24,则ih14 16=-1，i14 h=2n14=i14 hnh=9402=1880r/min.3.2.2 行星齿轮、中心轮的设计（1）选择直齿圆柱齿轮传动。、选择齿轮材料，热处理方式，精度等级因为是普通减速器，速度不太高，由机械设计书表3.1选6级精度。表3.1、常见机器中齿轮精度等级选用范围机器名称精度等级机器名称精度等级测量齿轮25拖拉机69金属切削机床38通用减速器69轻型汽车58起重机械710载重汽车69矿用绞车610航空发动机48农用机械811该齿轮传动无特殊要求，为制造方便，所以选择软齿面齿轮。查机械设计书表选择齿轮16硬度范围240270HBS。表3.2机械材料选型材料牌号热处理方法硬度截面尺寸强度极限屈服极限直径壁厚45正火1692171005058829416221710130051150569284301500151250549275156127500800251400530265调质2292861005064737321725510130051150628343197255301500151250608314齿轮14硬度范围180210HBS。1、用齿面接触疲劳强度初步设计确定有关参数与系数计算齿轮14转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551061.5/1920=7461Nmm试选载荷系数Kt=1.5查机械设计书表3.4选取齿宽系数d1=1.2，d2=0.8表3.3齿宽系数齿轮相对轴承的位置齿面硬度软齿面（HBS350）硬齿面（HBS350）对称布置0.81.40.40.9非对称布置0.61.20.30.6悬臂布置0.40.40.20.25查机械设计书表3.5得材料的弹性影响系数zE=189.8MPa表3.4弹性系数ZE小齿轮材料大齿轮材料钢铸钢球墨铸铁灰铸铁锡青铜铸锡青铜尼龙钢189.8188.9181.4162.0159.815556.4铸钢188.0161.4球墨铸铁156.6灰铸铁143.7由机械设计书式计算重合度=1.88-3.2（1/z14+z16）=1.61计算重合度系数Z=（4-）/3=0.89节点区域系数ZH=2.5由机械设计书图9.17得疲劳极限Hlim1=600MPa,Hlim1=400MPa表3.5 安全系数SH和SF安全系数软齿面（350HBS）硬齿面（350HBS）重要的传动。渗碳淬火或铸造齿轮SH1.01.11.11.21.3SF1.31.41.41.61.62.2查机械设计书表3.6得安全系数SH=1.由机械设计书式9-15计算应力循环系数：N1=60njLh=6018801（1025016） =4.512109N2=4.512109由机械设计书图寿命系数Zn1=0.89,Zn2=0.89H1=0.89600/1=534MPaH2=0.89400/1=356MPa由机械设计书试算分度圆直径，H代入最小值d1t 32KT1(u+1)/d u(ZEZZH/H)2 =321.574612/1189.80.892.5/3562 =39.79mm取d1t=40mm确定主要参数计算圆周速度=401880601000=3.94m/s计算齿宽b=dd1=140=40mm计算载荷系数查机械设计书表3.7得KA=1表3.6 载荷系数KA原动机工作机械的载荷特性均匀平稳轻微冲击中等冲击严重冲击电动机1.001.251.501.75电动机（频繁启动）1.101.351.601.85多缸内燃机1.251.501.752单缸内燃机1.501.7522.25查机械设计书图3.7得KV=1.5图3.7动载荷系数计算KAFt/b=2KAT1/bd1=217461/(4040)=9.33查机械设计书表3.5得K=1.2查机械设计书图3.8得图3.8齿向载荷分配系数K=1.05计算K=KA KV KK=11.51.21.05=1.89d1min=dt13 (k/kt)=44mmm=d1/Z1=4/24=1.83取标准模数 m=2mm计算主要尺寸计算分度圆直径d1=d2=242=48mm齿顶圆直径 da1=da2=d1+2m=52mm齿根圆直径 df1=da2=d1-2.5m=43mm计算中心距a=0.52（24+24） =48mm计算齿宽b1=d1d1=1.248=57.6mmb2=d2d2-5=0.848-5=33.4mm按齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数YF与应力修正系数YS查机械设计书3.9得表3.9标准外齿轮的齿形系数YF及应力修正系数YSZ121416171819202122YF3.473.223.032.972.912.852.812.762.75YS1.441.471.511.521.531.541.551.561.57Z232425262728293035YF2.692.652.652.602.572.552.531.522.45YS1.5751.581.591.5951.601.611.621.6251.65Z40455060708090100YF2.402.352.322.282.242.222.202.18YS1.671.681.701.731.751.771.781.79YF1=2.65 ，YS1=1.58YF2=2.65，YS2=1.58重合度系数Y因为=1.61，所以Y=0.25+0.75/ =0.72确定许用弯曲应力b由机械设计书图3.11查得Flim1=420MPa，Flim2=160MPa由机械设计书表3.9查得SF=1.3由机械设计书图3.11查得YN1=0.86，YN2=0.85由机械设计书式3.11可得b 1=YN1 Flim1/SF=0.86420/1.3 =277.8MPab2=YN2Flim2/SF=0.85160/1.3=104.6MPa由机械设计书式3.10计算弯曲应力b1=2KT1YFYSY/bm2z1=21.8974612.331.690.72（602.5224）=9.17MPab2=2KT1Yb1YS2Y/bm2z1 =b1Yb2YS2/Yb1YS1=9.17MPa强度校核b1b1，b2b2齿根强度合格图3.9行星齿轮3.3丝杠端齿轮的设计由于齿轮14既要与齿轮15又要与齿轮16 啮合，且齿轮15与齿轮16的齿数不同，所以齿轮15需采用变位齿轮。3.3.1变位齿轮的意义（1）可以去除根切的影响，在加工zzmin齿轮的时候，不会产生根切；（2）配凑中心距，不仅需要能安置在中心距不标准的结构中，并且，齿轮的侧隙等于零、顶隙也要为标准值。（3）改进和完善小齿轮在传动在传动过程中的强度和传动啮合特性。（4）修改和替换已经被磨耗破损的老齿轮，变位修正在加工齿轮的时候，一般需要使用标准的齿条形刀具，如果使刀具和齿轮毛胚之间的距离发生改变，从而使标准的齿条形刀具的分度线与齿轮轮坯的分度圆不再相切而切制出的齿轮为变位修正齿轮，简称变位齿轮。3.3.2变位齿轮的设计由上面的计算可以得出，已知标准模数m=2，=20，ha*=1，c*=0.25，z14=24，z15=25,a =48mm,x1=0假设这对齿轮为边准中心距安装，则中心距为a=0.5m（z14+z15）=49mm因为中心距为48mm49mm，所以这对齿轮为负变位传动，他得啮合角为 =arc cos(a cos/a)=16.41按无侧隙啮合方程有x1+x2=(z14+z15)(inv -inv )/2tan =49(tan16.41-16.41180-tan20+20180)2tan20=-0.46按条件，x1=0，所以x2=-0.46，齿轮14与齿轮15的齿根圆半径，齿顶圆半径及齿全高分别为：rf14=m(z14-2ha*-2c*+2x1)/2 =2（24-2-0.5）2 =21.5mmrf15=m(z15-2ha*-2c*+2x2)/2 =2（25-2-0.5-0.92）/2 =21.58mm齿顶圆半径：ra1 =a-rf1-c*m=48-21.5-0.252=26mmra2 =a-rf2-c*m=48-21.58-0.252=25.92mm所以齿轮15的齿顶圆半径为25.92mm，齿宽为b=22mm。3.4 第二组周转轮系的设计3.4.1 周转轮系齿数计算根据公式ih1 3=（n1-nh）/(n3-nh)=-Z3/Z1，则i1 h=1+(Z1/Z3)Ih2 3=(n2-nh)/(n3-nh)=Z3/Z2,n2=nh(1-Z3/Z2)=7r/min,所以1-Z3/Z2=1/33.57取Z2=34，则Z3=33。n16=0r/min，取Z1=33,则ih13=-1，i1 h=2n14=i14 hnh=2（2401360）=4802720r/min（1）选择直齿圆柱齿轮传动。选择齿轮材料，热处理方式，精度等级因为是普通减速器，速度不太高，由机械设计书表9-10选6级精度。该齿轮传动无特殊要求，为制造方便，所以选择软齿面齿轮。查机械设计书表9-2选择齿轮3硬度范围240270HBS。齿轮1硬度范围180210HBS。查机械设计书表9-3，两齿轮均用45钢：齿轮1选用45钢正火，硬度为162217HBS，齿轮3选用45钢调质，硬度为229286HBS。用齿面接触疲劳强度初步设计确定有关参数与系数计算齿轮1转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551061.5/480=29843.75Nmm试选载荷系数Kt=1.5查机械设计书表3.8选取齿宽系数d1=1.2，d2=0.8查机械设计书表3.6得材料的弹性影响系数zE=189.8MPa由机械设计书式3.11计算重合度=1.88-3.2（1/z1+1/z3）=1.69计算重合度系数Z=(（4-）/3)=0.92由机械设计书表3.9得疲劳极限Hlim1=600MPa,Hlim1=400MPa查机械设计书表3.7得安全系数SH=1.由机械设计书式3.9计算应力循环系数：N1=60njLh=6027201（1025016） =6.528109N2=6.528109由机械设计书表3.9得寿命系数Zn1=0.87Zn2=0.87H1=0.87600/1=522MPaH2=0.87400/1=348MPa由机械设计书式9-13试算分度圆直径，H代入最小值d1t 2KT1(u+1)/d u(ZEZZH/H)2 =21.529843.752/1189.80.922.5/3482 =65.56取d1t=66mm确定主要参数计算圆周速度=66480601000=1.66m/s计算齿宽b=dd1=1.266=79.2mm计算载荷系数查机械设计书表9-4得KA=1查机械设计书表9-7得KV=1.15查机械设计书表9-5得K=1.2查机械设计书图9.8得K=1.05计算K=KA KV KK=11.151.21.05=1.449d1min=dt13 (k/kt)=65.24mmm=d1/Z1=65.24/=1.977取标准模数 m=2mm计算主要尺寸计算分度圆直径d1=d2=332=66mm齿顶圆直径 da1=da2=d1+2m=70mm齿根圆直径 df1=da2=d1-2.5m=61mm计算中心距a=0.52（33+3） =66mm计算齿宽b1=d1d1=1.266=79.2mmb2=d2d2-5=0.866-5=47.8mm按齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数YF与应力修正系数YS查机械设计书9-7得YF1=2.44，YS1=1.64YF2=2.44，YS2=1.64重合度系数Y因为=1.69，所以Y=0.25+0.75/ =0.69确定许用弯曲应力b由机械设计书图9-19查得Flim1=420MPa，Flim2=160MPa由机械设计书表3.11查得SF=1.3由机械设计书图3.11查得YN1=0.86，YN2=0.85由机械设计书式3.11可得b 1=YN1 Flim1/SF =0.86420/1.3 =277.8MPab2=YN2Flim2/SF=0.85160/1.3=104.6MPa由机械设计书式9-10计算弯曲应力b1=2KT1YFYSY/bm2z1=21.44929843.752.441.640.69（79.22.5233）=14.62MPab2=2KT1Yb1YS2Y/bm2z1 =b1Yb2YS2/Yb1YS1=14.62MPa强度校核b1b1，b2b2齿根强度合格3.4.2变位齿轮的设计由上面的计算可以得出，已知标准模数m=2，=20，ha*=1，c*=0.25，z1=33，z2=34,a =66mm,x1=0假设这对齿轮为边准中心距安装，则中心距为a=0.5m（z1+z2）=67mm因为中心距为66mm67mm，所以这对齿轮为负变位传动，他得啮合角为 =arc cos(a cos/a)=17.46按无侧隙啮合方程有x1+x2=(z1+z2)(inv -inv )/2tan =67(tan17.46-17.46180-tan20+20180)2tan20 =-0.47按条件，x1=0，所以x2=-0.47，齿轮1与齿轮2的齿根圆半径，齿顶圆半径及齿全高分别为：rf14=m(z1-2ha*-2c*+2x1)/2 =2（33-2-0.5）2 =30.5mmrf15=m(z15-2ha*-2c*+2x2)/2 =2（34-2-0.5-0.94）/2 =30.56mm齿顶圆半径：ra1 =a-rf1-c*m=66-30.5-0.252=35mmra2 =a-rf2-c*m=66-30.56-0.252=34.96mm所以齿轮15的齿顶圆半径为34.94mm，齿宽为b=33mm。图3.4.1变位齿轮图3.9行星齿轮2第四章 三角皮带无级变速器设计4.1带式无级变速器的基本组成和工作原理 机械无级变速器中使用带式作为传动方式是最为普遍的。带传动的主要结构和工作原理和带式无级变速器基本一样。带式无级变速器的主要结构有：连接在输入轴上的主动轮，连接在输出轴上的从动轮，以及用来调节速度的操纵机构。当输入轴上的主动轮转动时，利用张紧的带与带轮之间的摩擦力，将运动和动力从主动轮传递到从动轮，而且使用操纵机构来调节皮带在带轮上的工作地点这样来持续改变主动轮、从动轮的工作半径，从而实现无级变速。带式无级变速器构造形式单一，容易进行无级变速，虽然传动带容易磨耗损坏，但其更换方便，替换时，价格比较便宜。当然带式无级变速器也有外观尺寸比较大，变速的范围比较小等缺点。图4.1带式无级变速器工作原理4.2带式无级变速器的基本类型和调速方式4.2.1基本类型 带式无级变速器根据传动带的形状不同分为平带无级变速器和V带无级变速器两种类型。V带无级变速器采用V传动带，有下列几种类型：（1） 普通V带 即一般传动采用的V带，有标准V带和窄V带。（2） 宽V带 宽V带的横截面宽度与普通的标准V带的相比要宽的多。在宽V带的截面上，它的节宽与高度的比值能达到34，它的楔角与普通V带的楔角相比也要小，如果要使带具有更大的挠曲性，通常使用可以在带的下部装上齿形的结构。宽V带的变速范围比普通V带的变速范围要大，传递时功率也比较大，但是带的挠曲性要好，因此是无级变速器中主要应用的带型。（3） 块带，在薄钢带或者平带的上下安装木块可以组成块带。木块两端面的夹角与两带轮间的槽角相同，它的传动作用是靠木块与带轮的摩擦作用实现的。块带制造起来比较方便，运行和转动时可靠性比较高，但块带的体积和重量较大，如果转速比较快时，产生的离心力会比较大，所以块带应用较少。4.2.2 V带无级变速器的调速方式在V带无级变速器中，带轮的构造形式为圆锥盘，可以通过圆锥盘在沿轴方向的移动来改变V形槽的宽度，从而可以使带在带轮上不同的直径处工作，实现无级变速。此中主要有以下几种变速方式。a中心距变速方式 b双带轮变速方式图4.2 带式无级变速器变速方式（1）调节中心距变速方式 它的一个带轮是由两个对称的圆锥盘组成，上面安装有夹紧传送带，它的圆锥盘能够作轴向移动，它的上面需要安装一个弹簧压紧装置，这个带轮称为可变速带轮，而另一个带轮的工作直径是固定不变的。当这两个带轮的中心距发生变化时，传送带的的张紧力和弹簧的压紧力会发生相互之间的作用，从而使变速带轮上的可动圆锥盘作轴向的移动，这样传送带在带轮上的接触位置发生变化，工作的直径也发生变化，达到变速的目的。（2） 双带轮变速方式 它两个带轮的轮槽宽度都可以发生变化，其中一个带轮上安装了弹簧压紧装置，调节机构装在另一个带轮上，它通过调节机构来调节调速带轮两个圆锥盘之间的距离，这样变速带轮在传送带和弹簧压紧力的相互作用下，带轮的轮槽宽度发生相应的变化，因为两个带轮的中心距是固定不变的，所以调速带轮（主动轮）和变速带轮（从动轮）的工作直径成反比例关系变化，由此可以获得较大的变速范围（通常变速比为38）。这种变速方式的构造型式一般比较复杂，而且制造成本比较高，但是它的变速比比较大，应用范围比较广。 本课题中输出转速为740r/min ，变速比为5.71，所以选择宽v带无级变速器。调速方式选择双带轮调速方式。4.3宽V带无级变速器的设计计算4.3.1 宽V带的特点在宽V带无级变速器中，工作时的能力和效率是由宽V带的结构决定的，宽V带十分容易磨耗和损坏，疲劳后的破坏和打滑是它的主要失效形式。通常设计计算按不发生打滑现象为前提。并具有一定的疲劳强度和寿命。在设计时还应考虑宽V带的侧压力和恒性稳定性。4.3.2 宽V带无级变速传动中主动轮的设计计算过程（1） 根据周有强版机械无级变速器表3.3-1选取工作状况系数KA=1.1 ，而P=1.5kwPC=KAPC=1.51.2=1.8kw（2） 宽V带型号的选取 根据计算功率和输入轴的转速，由宽V带的生产厂或有关标准提供的选型图选择宽V带的型号。根据日本阪东公司推荐的宽V带顶宽选用图，选取W=40型 W=40mm H=15mm（3） 确定带轮的最小和最大工作节径。一般推荐带轮的的最小工作节径与带高之比为min/T=58,带轮的最大工作节径DMAX与最小工作节径DMIN之比为DMAX：DMIN=24。 Rb=n2max/n2min=D2maxD1max/D2minD1min选取带轮直径，根据周有强版机械无级变速器表3.3-2选取D1MIN=100mm带轮的最大节径Dmax=DminRb=1005.71=238.96mm带轮的外径De=Dmax+2h1+（0.51） =238.96+215/3+（0.51） =249.5mm带轮内径Di=Dmin -2h2-（0.20.4） =100-2215/3（0.2-0.4） =89.8mm带轮可移动锥盘的最大位移xmax=（Dmax-Dmin）/2tan（/2） =（238.96-100）/2tan15 =18.74mm带轮槽角=30（4）确定中心距及带长初选中心距a0=（0.71）（Dmax+Dmin） =(0.71)(238.96+100) =237.902338.96取a0=330mm 计算带节长Lp0=2a+(Dmax+Dmin)/2+（Dmax-Dmin）2/4a =1208.67mm计算带内周长Li0=Lp0-4h/3 =1208.67-415/3 =1145.84mm由周有强版机械无级变速器表3.3-9选取带型号46-15Li =1180mmLp=1242.8mm实际中心距a=a0+(Li-Li0)/2 =330+(1180-1145.84)/2 = 347.08mm取a=347.08mm（5）计算宽V带线速度带轮最小包角min=180-57.3（Dmax-Dmin）/a=180-57.3(239.86-100)/347.08=156.9最大线速度Vmax=D1maxn1/60000 =11.8m/s最小线速度Vmin=D1minn1/60000 =4.92m/s验算宽V带的传递功率包角修正系数Ka，由周有强版机械无级变速器表3.3-3Ka=0.81允许传递的功率P0由表3.3-4Vmax=11.8m/s，P0=2.78kwVmin=4.92m/s. P0=1.51kw Vmax时的计算功率P0=1.8kw2.78kw 合格Vmin时的计算功率P0=3.34.92/11=1.476kw1.51kw 合格 总体机构： 中心距 a=347.08mm 带轮外径De=249.5mm 带轮内径Di=89.8mm 带轮厚度h=8mm带轮槽角 =30图4.3定片图4.4动片第五章 无级变速器中的滑动5.1摩擦传动中的滑动滑动将影响摩擦传动的输出转速和传动效率，它有弹性滑动、几何滑动和打滑之分。打滑意味着传动失效，因而应与避免。（1） 弹性滑动 它是摩擦副工作时，由于材料的弹性变形所引起的滑动。传动时，在摩擦力的作用下，主动轮轮缘上的接触微段由进口处的压缩状态转变为出口处的拉伸状态，从动轮轮缘的对应微段则正好相反，所以使主、从动轮产生弹性滑动。弹性滑动一般仅仅产生在接触区的出口部分。载荷越大，材料的弹性模量越小，弹性滑动在接触区域能占的比例就越大。摩擦传动中，弹性滑动是不可避免的，但因为它的绝对值通常不大，索引一般忽略不计。（2） 几何滑动 它是摩擦副传动时几何形状和相对位置产生变化而引起的滑动。因为摩擦副元件的几何形状一般比较复杂，在调速的时候，它的接触部位是变化的。（3） 打滑 它是一种过载效应。无几何滑动的摩擦副，当全部接触部位布满载荷所引起的弹性滑动时，就会出现打滑。有几何滑动的摩擦副则需当节点C超出接触区域，即ma时，出现打滑。打滑的外部原因是过载，而内部原因则是摩擦系数过小，法向的压紧力太小，摩擦元件的弹性模量太小，以及几何形状和相对位置的设计不合理；只有克服这些不利因素才能避免打滑。 第六章 速度调节机构的设计 本次设计的速度调节机构，是丝杠螺母机构。 丝杠螺母机构又称螺旋传动机构。螺旋传动是利用螺纹副传递运动和动力的传动。螺旋副是由丝杠和螺母组成。主要用于将螺旋运动变换为直线运动。也可以将直线运动变换为旋转运动，但效率很低很少采用，螺旋传动应用十分广泛。6.1螺旋传动的类型和应用1、 螺旋传动的类型a、 螺杆转动并移动 b、螺杆转动，螺母移动 c、螺母转动并移动 d。螺母转动螺杆移动2、 螺旋副的主要用途螺旋副主要用于以下几个方面（1） 传递动力，例如起重机构用的螺旋千斤顶，榨油用的压力机、轧钢机的压下螺旋等。这类螺旋主要承受很大的轴向力，一般为间隙性运动，工作转速低，通常要求自锁。（2） 传递运动 ，例如机床进给螺旋，这类螺旋要求运动精度高，运转轻便灵活，能够连续工作，运转速度高，有时也承受较大的轴向力。（3） 调整螺旋，主要用于调整、固定零件的相对位置，如机床夹具、仪器和测量装置中的调整螺旋、差动螺旋等。这类螺旋一般受力较小，要求快速调整零件的相对位置，或这微量调整零件的位置。3. 螺旋副的摩擦性质螺旋传动可分为滑动螺旋传动，滚动螺旋传动和静压螺旋传动。（1） 滑动螺旋传动，滑动螺旋传动结构简单，加工方便。易于自锁，但摩擦系数大，传动效率效率低（通常为30%40%）。有侧向间隙、磨损快、定位精度低和轴向刚度差。主要应用于螺旋千斤顶，螺旋压力机，金属切削机床的进给螺旋，分度机构和螺旋测微仪等。（2）（3） 滚动螺旋传动，在滚动螺旋螺杆和旋合螺母的螺纹滚道之间置有可滚动的钢球。当螺杆或螺母转动时，滚动体在螺纹滚道内滚动，将螺旋副的滑动摩擦变喂滚动摩擦。滚动螺旋传动的摩擦阻力小、传动效率高（一般大于90%）、运转灵活，但结构复杂、成本高。主要应用场合为:加工中心内的传动机构、数控机床、测试机构的进给螺旋，起重机构、汽车转向器机构的传力螺旋，飞机、导弹、船舶等自控系统的传动螺旋等。（4） 静压螺旋传动 ，静压螺旋在螺旋副中注入压力油并形成压力油膜，可使螺杆与螺母的螺纹牙表面分开。由于摩擦为油分子之间的摩擦，所以摩擦阻力特别小，传动效率高达99%。工作寿命长，但是结构复杂，制造成本高，需要一套压力稳定，温度恒定和能精细过滤的供油系统。主要用于精密机床的进给、分度机构。6.2滑动螺旋传动的设计与计算滑动螺旋受力状况如图所示。滑动螺旋副的失效形式主要是螺纹牙面的磨损，因此通常根据耐磨性计算确定螺杆的直径和螺母的高度。传动螺旋的螺杆承受轴向力和转矩的联合作用，还可能出现断裂，需要校核螺杆危险截面在复合压力下的强度。在轴向力的作用下螺纹牙还可能出现剪切破坏或弯曲破坏，应校核螺纹牙的抗剪。抗弯强度。长径比较大的受压螺杆有可能产生侧弯而失稳，所以应校核其稳定性。高速转动的细长螺杆还可以发生横向振动，应校核螺杆的临界转速。另外要求自锁的螺旋应校核其自锁性。精密传导螺旋应校核螺杆的刚度，其直径大小由刚度条件决定。设计时 应根据螺旋传动的类型、工作要求及失效形式等选择不同的设计方法。1. 耐磨性计算一般螺母选用的材料比螺杆的材料软，滑动螺旋的磨损主要发生在螺母的螺纹牙表面。磨损与螺纹工作面的压力、滑动速度、表面粗糙度以及润滑状态等有关，其中以压力对磨损的影响最大。因此，进行耐磨性金酸主要是限制螺纹工作面上的压力p，使之不会超过配置材料的许用压力p。若把旋合螺母上的一圈螺纹牙展开，它相当于根部宽度为D2的悬臂梁，如图。设轴向推力为F，旋合圈数z=H/P（H为螺母的旋合高度，P为螺距），则该悬臂梁上的载荷为F/z。假设载荷均匀分布在工作牙面上，于是耐磨性校核计算公式为P=F/A=F/D2hz V=dn60601000=0.1256m/sF=P1000V=11942.68N令=H/D2，代入式中并整理得 D2（FP/hp）=22mm式中，D2为螺纹中径，h为螺纹工作高度；p为许用压力(机械设计书表5-10)。梯形螺纹，取h=0.5P，越大螺纹旋合圈数越多，载荷分布越不均匀。对整体螺母，磨损后间隙不能调整，取=1.21.5.对部分螺母，取=2.53.5。依照公式得到的d2，应选用标准的直径d和螺距P。取d=24mm，螺距P=5mm.根据螺纹中径d2计算螺母高度为 H=D2=242.5=60mm旋合圈数z=H/P=122. 螺纹牙的强度计算。由于螺杆材料的强度一般高于螺母，通常只需计算螺母螺纹牙的强度。设螺杆受到的轴向载荷为F，旋合圈数为z，假设螺纹的各圈受载相等，均为F/z。和耐磨性计算一样，将螺纹牙看作根部宽度为D的悬臂梁，视载荷为作用于牙工作面中线上的集中力，于是，螺纹牙的抗剪强度校核为抗弯强度校核式为式中，b为螺纹牙根部的厚度。梯形螺纹b=0.65P。为螺母材料的许用剪切应力，b为螺母材料的弯曲应力。3. 螺杆强度校核受力较大的螺杆需进行强度校核。螺杆工作时受轴向力和扭矩的作用，螺杆危险截面既有轴向应力又有扭转剪应力。按照第四强度理论计算螺杆危险截面上的当量应力为式中，T为螺杆所受的扭矩，T=Fd2tan（+v）/2 Nmm上变速螺母如下：图6.2.1丝杠设计图第七章 其他零件的设计7.1轴的设计7.1.1 轴1的设计已知n=940r/min，p=1.5kw，T=95501.5/940=15.24Nm(1) 选取轴的材料，确定许用应力。材料为45钢并经调质处理。许用弯曲应力-1=55MPa（2）按扭转强度估算最小轴径。45钢的材料系数为C=118107，则 dminC3(P/n)=（118107）3(1.5/940)=12.513.789mm取标准直径d1=15mm。（3） 设计轴的结构，为满足减速器机构的要求，齿轮在箱体内部偏置，轴承安装在两侧。故轴的结构应设计为阶梯状，外伸端轴径最小，向内逐段增大，根据轴上零件的安装和固定要求初步确定装配方案，设计轴有4个轴径。确定各轴段的直径。 轴段1直径最小，为了使所选轴的直径与轴承的内径相适应，选取的轴承型号为6302，其内径为15mm，故轴段1的直径为15mm轴段2要对安装在轴段1上的轴承进行定位，轴段2上应有轴肩，轴肩高度为 h=(0.070.1)d1=1.051.5mm d2=d1+2h=15+(2.13),考虑到轴段2与行星架配合，故取d2=18mm轴段3 轴段3与丝杠配合，故取d3=24mm轴段4 轴段4与定片配合，取d4=15mm7.1.2轴2的设计已知n2=238.51343r/min，P=1.50.97=1.455kw已知n=940r/min，T=95501.455/240=57.9Nm(2) 选取轴的材料，确定许用应力。材料为45钢并经调质处理。许用弯曲应力-1=55MPa（2）按扭转强度估算最小轴径。45钢的材料系数为C=118107，则 dminC3(P/n)=（118107）3(1.455/240)=19.521.51mm取标准直径d1=22mm。（4） 设计轴的结构，为满足减速器机构的要求，齿轮在箱体内部偏置，轴承安装在两侧。故轴的结构应设计为阶梯状，外伸端轴径最小，向内逐段增大，根据轴上零件的安装和固定要求初步确定装配方案，设计轴有5个轴径。确定各轴段的直径。 轴段1直径最小，是为了固定定片，所以是一段螺纹，根据要求取d=16mm。轴段2是为了安装定片故d2=22mm。L2=27mm。轴段3是为了安装带轮中的动片d3=25mm。轴段4是为了使摩擦离合器能够分离，故d4=31mm。L4=5mm。轴段5是为了固定摩擦离合器，d5=86mm。7.1.3 轴3的设计已知n=740r/min，p=1.50.970.99=1.4405kw，T=95501.4405/40=3433.92Nm(3) 选取轴的材料，确定许用应力。材料为45钢并经调质处理。许用弯曲应力-1=55MPa（2）按扭转强度估算最小轴径。45钢的材料系数为C=118107，则 dminC3(P/n)=（118107）3(1.44/40)=28.35_34.46mm取标准直径d1=30mm。（5） 设计轴的结构，为满足减速器机构的要求，齿轮在箱体内部偏置，轴承安装在两侧。故轴的结构应设计为阶梯状，外伸端轴径最小，向内逐段增大，根据轴上零件的安装和固定要求初步确定装配方案，设计轴有3个轴径。确定各轴段的直径。 轴段1 d1=30mm轴段1要对安装在轴段1上的齿轮进行定位，轴段1上应有轴肩，轴肩高度为 h=(0.070.1)d1=2.13mm轴段2 轴段2与箱体端盖配合，故取d2=25mm 轴段3 轴段3为输出，与