JXSW01-074@钢球锥轮式无级变速器设计
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JXSW01-074@钢球锥轮式无级变速器设计,机械毕业设计全套
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钢球锥轮式无级变速器 的 设计 摘要： 机械无级变速器是一种能适应工艺要求多变、工艺流程机械化和自动化发展以及改善机械工作性能的一种通用传动装置。本文简要介绍了摩擦式机械无级变速器的基本结构、设计计算的方法、材质及润滑等方面的知识，并以此作为本次无级变速器设计的理论基础。 本设计采用的是以 钢球 锥轮作为中间传动元件，通过改变 钢球 的工作半径来实现输出轴转速连续变化的 钢球锥轮式无级变速器。本文分析了在传动过程中变速器的主、从动轮，钢球 和外环的工作原理和受力关系；详细推导了实用的 钢球 锥轮式无级变速器设计的计算公式 ；并针对设计所选择的参数进行了具体的设计计算；绘制了所计算的 钢球 锥轮式无级变速器的装配图和主要传动元件的零件图，将此变速器的结构和工艺等方面的要求表达得更为清楚。 这种无级变速器有良好的结构和性能优势，具有很强的实用价值，完全可以作为批量生产的无级变速器。其主要特点是： 1.变速范围较宽； 2.恒功率特性好； 3.可以升、降速，正、反转。 4.运转平稳，抗冲击能力较强； 5.输出功率较大； 6.使用寿命长； 7.调速简单，工作可靠； 8.容易维修。 关键词： 无级变速器、 摩擦式、 钢球 锥轮式 、设计 ntsSteel ball cone pulley type variator s design Abstract: The mechanical variable speed drives is a general purpose gearing which can accommodate the variable requirements of the process planning, mechanization of the schedule drawing ， the development of automation and the improvement of the mechanical working capabilities. The article briefly introduce the basic structure, the way of design and calculation, material and lubricate of the frication type variable speed drives, and taking them as the theory basis of the design of mechanical variable speed drives. This design uses the ball pyramid wheel as the middle transmission component, by changing its working radius to realize the continuous change of the output axis. This article analyzes the working theory and the working forces of the drive wheel, ball wheel and outer ring during the transmission process. It also deduces the practical calculation formula of the ball pyramid wheel type variable speed drives， it also goes on the material calculation aim at the selection parameter. It protracts the assemble-drawing of the ball pyramid wheel type variable speed drives and the accessory-drawing of the mostly drive component. So it can express more clearly of the structure and process planning of the variable speed drives. The variable speed drives has good structure and properties, and it can use as batch production. The most specialties: 1 wide range of variable speed； 2 the constant output power； 3 it can rotate positively and versedly； 4 stable accuracy of speed； 5 high output power； 6 long life； 7 simply and precise control of speed； 8 easy maintain. Keywords: CVT、 friction type、 ball pyramid type、 design nts 1 附录 I 汽车无级变速器技术和应用的发展综述 摘要： 简述了无级变速器的发展历程与研究现状从技术角度介绍了金属带式无级变速器的基本结构，比较了金属带与链条的结构和性能差异；给出机液控制系统和电液控制系统的原理及优缺点，以及新近开发出的滑移控制策略总结了无级变速器的优势从应用角度列举了核心厂商，调研了国内市场的主要无级变速器车型，给出国内外无级变速器汽车市场的发展预测；最后阐述了今后的发展趋势 。 关键词： 汽车；无级变速器；控制系统；滑移控制 21 世纪能源日益趋紧，油价在高位上节节攀升，节能减排已 经成为制约汽车发展壮大的关键问题之一，由此，各种自动变速器不断冲击着传统的手动变速器，变速器行业的更新换代悄然而至。 CVT，真正实现了无级变速，使汽车具有理想的性能。 2004 年，中国汽车工业协会和中国齿轮协会就国内自动变速箱的研发方向达成了共识：优先发展电控机械式自动变速器和无级变速器，适时发展双离合器自动变速，适当生产液力机械自动变速器。因此， CVT 在中国市场将会扮演更为重要的角色。本文在充分了解 CVT 历史发展脉络的前提下，总结前人 CVT 综述论文的研究成果与发展现状。先是从技术角度出发，给出了 CVT 的基 本机构，以及带式 CVT 和链式 CVT 的对比情况；接着介绍了控制技术的发展进程，尤其是对两代控制系统的原理和特点以及滑移控制策略作了总体介绍；详细分析论述了 CVT 的优势。再从应用角度出发，调研国内市场 CVT 车型的应用情况，预测今后国内外 CVT 市场的发展情况；最后提出 CVT 的发展趋势，并对国内的 CVT发展给出了建议。 1 无级变速器概述 1.1 无级变速器发展历程 早在 1490 年，达芬奇就草绘了无级变速器原型图。 19 世纪 70 年代，出现了机械式无级变速器，但是由于当时受材质与工艺方面的条件限制，发展缓慢。直 到 20 世纪 70年代以后，机械式无级变速器获得迅速和广泛的发展，产品有摩擦式、链式、带式及脉动式 4 大类，约 30 多种结构形式。 20 世纪 80 年代以后，主要发展趋向是美、日等国进行高速、高效、大转矩机械无级变速器的研制开发。进入 2l 世纪后， CVT 发展更为迅猛。 1.2 国内外研究现状 国内外综述文章很多。在国外，文献 1对 CVT 与 AT 和 DCT 进行全方位对比，预测了今后 CVT 的发展。在国内，文献 2 4阐述了 CVT 发展历程与研究现状，分析了其发展趋势；通过一系列试验结果，详述了 CVT 与其他类型变速器之间的优缺点。 不同类型 CVT 中，带式 CVT 开发最早，应用最广。 1955 年，荷兰 VDT 公司的橡胶带nts 2 式 CVT 样车试验，由于该传动机构体积过大，传动比太小，橡胶带寿命短，最终未能普及。 1956 年，德国 PIV 公司开始研究链式 CVT。 20 世纪 80 年代，橡胶带式 CVT 被推力带式 CVT 代替，投入市场使用。 1989 年，德国 Luk 公司开始研发 300 N。 m 级的轿车 CVT，并选择 PIV 链条。 1999 年， Luk 公司 CVT 链条的第一代产品在奥迪 Multitronic 上诞生；2004 年，应用于美国市场福特 CFT30。 2007 年 5 月，生产 120 万 条 Luk 链条。 CVT 控制系统，包括离合器控制、速比控制及夹紧力控制。国外对此展开了深入而广泛的研究；国内起步较晚，但是也有不少研究成果。在国外，文献 7结合鲁棒模型匹配方法，建立了 CVT 伺服速比系统，增强其抗干扰性能。文献 8设计了模糊增益调度系统，应用于 CVT 液压伺服系统的 PI(比例积分 )控制器中，并设计了一个非线性补偿系统。文献 9提出了瞬态情况下燃油最优化控制问题的解决方案；基于此，提出了一个简化控制策略。在国内，文献 10设计了带有前馈抗回绕的 PI 控制器，用于 CVT 夹紧力控制，进行了仿真和 装车试验。文献 11验证一 T PID(比例积分微分 )控制方法可以实现 CVT 速比的合理变化控制。文献 12 13建立了汽车传动系统模型，设计了模糊控制器和 PID 控制器，通过仿真对 2 种方法进行对比；开发的 CVT 汽车自适应模糊控制系统具有良好的鲁棒性。采取各种控制理论的目的在于使 CVT 系统各方面性能最优化。从装车效果来看，将这些控制理论应用于 CVT 控制系统中，获得了良好的效果。 2 无级变速器基本结构 目前实际应用的 CVT 主要有：带式 CVT、链式 CVT 及锥盘滚轮式 CVT 等。以金属带式CVT 为例，分析 CVT 的基本结构。金属带式 CVT 主要是由行星齿轮机构、起步装置、 V形带轮与金属带、减速机构构成。 行星齿轮机构与倒挡离合器配合，实现 CVT 的倒挡行驶。起步装置主要有 3 种：多片湿式离合器，电磁离合器，液力变矩器。其中，多片湿式离合器结构尺寸小，响应快，能量损失小，目前应用较为广泛；电磁离合器重量及尺寸大，热负荷能力低，仅用于微型车辆上；液力变矩器，起步扭矩大，坡道起步性能好，驾驶容易方便，微动性能好，能阻隔发动机弓 起的部分振动和冲击，但是价格昂贵。 V 型带轮由主动带轮和从动带轮组成，每个带轮均由可动和不动锥盘组成 。由于 CVT 可提供的速比变化范围一般为 0.52.5，范围过窄，不能完全满足整车传动比变化范围的要求，因此设有减速机构，拓宽其速比范围。由行星齿轮机构传递的扭矩直接传递到主动带轮，金属带将动力从主动带轮传递到从动带轮上，再由从动带轮将动力经过减速机构传出。通过主、从动带轮可动锥盘的轴向运动，改变了金属带的传动半径，从而实现速比变化。 链式 CVT 与带式 CVT 结构原理基本相同，仅仅是用链条来代替带。带式 CVT 依靠金属片之间推力传递扭矩，而链式 CVT 依靠拉力传递扭矩。在众多结构形式 CVT 中，带式CVT 产销量遥遥领 先，发展最为迅速。链式 CVT 由于其进入市场较晚，因此，应用范围远不如带式 CVT 广泛。 2006 年，带式 CVT 产量与链式 CVT 产量比值是 9： 1，同年，带nts 3 式 CVT 年产量超过 240 万套。其中， Bosch 金属带来源于荷兰 VDT 公司专利， Luk 链条来源于德国 PIV 公司专利。客观来说，带式 CVT 结构上由于金属带层层叠加，造成各层金属带半径会有微弱差别，从而引起金属带之间的蠕动现象；而链式 CVT 在其自身结构上，就解决了这一问题。此外，传统带式 CVT 夹紧力控制策略方面，部分工况下夹紧力明显过剩。 3 无级变速器控制系统 CVT 控制系统，实现 CVT 系统传动比的自动无级变化。它主要由油泵系统、各种电磁阀和控制阀、皮托管、油温传感器等组成。 CVT 控制系统已经经历了两代控制系统。早期 CVT 产品多采用第一代控制系统 机液控制系统，近期开发的产品一般采用第二代控制系统 电液控制系统。而目前国际先进的 CVT生产厂商正在开发一种应用于电液控制系统的新型控制策略 滑移控制策略，用来提高 CVT 的自身效率，并已经成功制造出样机。 机液控制系统，采用机械装置对作动器进行控制，譬如利用节气门控制凸轮控制速比控制阀等。其缺点 如下：系统响应速度慢且不精确；不能对主从动缸的压力进行独立控制；皮托管不能准确监测发动机转速变化；金属带停留的位置不确定，影响下次起动的平稳性；不能适用其他车型。因此，这种 CVT 效率低，难以体现出其节油的优越性，已经逐渐被淘汰，市场上极为少见。 电液控制系统，采用步进电机、夹紧力电磁阀与离合器电磁阀对其液压系统进行控制，能够更加迅速准确地控制各液压元件 l1 。这种方式能够提高作动系统的响应速度与精确度，能够比较准确地让发动机工作在预定的工作区域，基本解决了机液控制系统中的固有缺陷，如主、从动缸的压力可 以独立控制，因而可以使传动装置按驾驶员的操作意图达到最佳匹配等。但是由于其采用夹紧力控制系统， CVT 自身效率低，抵消了发动机上节省的燃油，还是没有很好体现出 CVT 的燃油经济性。目前市场上基本都是电液控制系统型 CVT。 最近，一些主要 CVT 生产厂商正在开发 CVT 滑移控制策略。研究证明压力钢带能够在一个较长时间内承受较大滑移量，且没有较明显的磨损。因此，该策略以钢带及带轮之间的滑移量作为控制参数，而滑移量是通过将几何比与变速机构的速度比进行比较而确定的。几何比通过测得的变速机构的几何特性推算。此滑移量通过一个单输入一单输出控制器控制，该控制器可以根据滑动误差调节从动柱塞的压力。新型控制策略可以降低 5 5.5的油耗。 在此基础上，改进变速机构内部，采用更专用的液压回路等，可以将油耗减低到 10以上。滑移控制策略有效降 低了液压系统的压力，提高了 CVT 自身的效率，采用滑移控制策略的新型电液控制系统开发出后，将大大提高 CVT 的市场竞争能力，势必会引发 CVT控制系统发展的又一次革命。 nts 4 4 CVT 优势 CVT，是人们长期梦寐以求的变速机构，它的应用具有十分重要的意义，已成为当今汽车界最热门的课题之一。 CVT 的发展势必对我国汽车工业的发展乃至整个国民经济的迅速腾飞有着举足轻重的意义 。 4.1 提高汽车性能 (1)安全性。 CVT 汽车驾驶员只要控制油门踏板和制动踏板，这不仅改善了驾驶员工作条件，减轻驾驶员劳动强度，而且 简化操作，使汽车易于驾驶，大大提高了汽车安全性。 (2)舒适性。 CVT 汽车起步和速比变化过程中不致于产生纵向冲击或抖动，消除了换挡过程中的顿挫感，即不存在 MT 和 AMT 汽车的换挡品质问题，提高了驾驶的平顺性，改善了驾驶员和乘员的双重舒适性。 (3)行驶性能。在传统的 MT 汽车中，汽车的驶性能与驾驶员的驾驶技术有密切关系。CVT 汽车可以消除人为换挡，可使汽车行驶过程中经常处于良好的性能状态，提高汽车的行驶性能。 (4)成本问题。 CVT 体积小，易于安装；结构简单，部件少；生产成本比 6 速 AT 与DCT 低。 4.2 与汽车其他先进技术的完美结合 CVT 与混合动力技术结合，让发动机工作在最佳工况，达到低能耗、低污染和高度自动化。研究表明，采用 CVT 传动系统的混合动力汽车的油耗有减少 30的潜能，排放有降低 50的潜能。 CVT 与行星齿轮机构连接，形成无限变速器 。 相对于 CVT 而言， IVT 进一步扩展了速比的范围，在无需离合器的情况下实现倒挡运。 4.3 普及轿车使用 随着社会的不断发展，驾驶经验不丰富的人也将成为驾车的主流。 CVT 汽车不需要换挡，操作简单轻便，非常适合这部分群体驾驶。这 有利于轿车作为代步的工具，在中国乃至全球得到进一步普及。 4.4 节约能源 不同变速箱在降低油耗方面的潜能是不同的， 6 速 AT 在现有基础上可以有 3 左右的油耗下降， DCT 在现有基础上可以有 2 4的油耗下降，而 CVT 油耗下降的潜能最大，可以有 5 8。 CVT 控制发动机在排放污染较小的工况下工作，排放废气中有害物含量低，减轻环境污染。 在近 30 年来，随着国际油价居高不下以及原油资源的耗竭，石油危机对油价的助推作用无时无刻不在影响着汽车消费者们的购车倾向，越来越多的汽车消费者将会选择经济型 轿车。预计在 2035 年，世界石油资源将达到开采最高峰，届时开采量将逐年递nts 5 减；此外，各国对环境保护的条例越来越严格，小排量、燃油经济性好的车辆将是未来家用的主流车型，而这类车型非常适合装配 CVT，让发动机的效率达到最优。 CVT 汽车减少了汽车的有害尾气排放，对人类健康的维护，城市环境的保护，以及人与自然的可持续性发展，有着极为深远的意义。 4.5 提升中国汽车行业的国际竞争力 建立 CVT 自主开发平台及其产业链，可以提高我国变速器科研水平以及国际竞争力。同时，汽车工业是我国的支柱产业，要快速发展我国的国民 经济，就必须重视汽车工业正常而有序的发展。成功地开发出 CVT，建立 CVT 产业链，可以使整个国家汽车变速器行业得到一个质的飞跃，促进汽车电子行业及汽车相关零部件行业的发展，提高汽车工业的整体技术含量，将有助于国内汽车工业迎头赶上，进而超越国外发达国家的汽车工业。此外，汽车行业的迅猛发展，势必会给社会带来更多的就业机会，减轻政府提供就业岗位的压力；还可以给国家带来更多的出口额，创造更为可观的税收收益，从而带动整个国家国民经济的飞速发展。 5 CVT 厂商及应用 CVT 的核心厂商有 Bosch， Luk 和 ZF 3 家。德国 Bosch-VDT 公司是 CVT 钢带独特技术的原创公司和全球 CVT 钢带制造的独家垄断性公司。德国 Luk 公司是 Audi 公司 A4， A6，A8 轿车 Multitronic CVT 核心部件的主要供应商，其生产的钢链式 CVT 关键部件还向美国 Ford 汽车公司供货。德国 ZF 公司的 CVT 产品有 3 个系列： VT1， CFT23， CFT30。其中 VT1 系列、 CFT23 系列是带式传动的， CFT30 系列是链式传动的。 国际上，知名汽车公司纷纷大力发展装备 CVT 的汽车。欧洲的 VW， Mercedes。 Benz，BMW， Fiat汽车公司，美国的 Ford， Chrysler汽车公司以及亚洲的 Toyota， Honda， Nissan，Subaru， Hyundai 等主要汽车公司都拥有装备 CVT 的汽车。目前，全球市场有超过 700万辆带式 CVT 汽车，超过 60 多款车型采用 CVT。 国内已有不少车型装载了 CVT。表 1 给出了国内市场 CVT 车型及主要技术参数。这些车型在传动方式和起步装置上存在差异。国内市场以 ZF 公司的 VT1F 型变速器为主，采用带式传动方式，起步装置多为多片湿式离合器，应用车型主要是排量在 2.0 L 或 2.0 L 以下的汽车。从理论 数据来看，国内几款 CVT 汽车在燃油经济性上有着不俗表现。可以预见，在未来的一段时间内， CVT 在国内市场乃至全球市场的装车率会有更大的提高。 近年来，随着汽车电子技术、新材料及加工技术的不断进步， CVT 正朝着以下几个方面发展： (1)结构方面。改进其液压系统， CVT 结构更加小巧和紧凑，降低成本，提高汽车的总体性能，使其性价比进一步提高。 (2)性能方面。通过 CVT 的总体控制，进一步降低其油耗，减少有害气体排放，提高其动力性及舒适性。 nts 6 (3)控制系统。通过不断改进，向滑移控制策略 发展，实现更优良的性能；在控制方法方面，将先进的控制方法 (例如 PID 控制、模糊控制、网络控制、自适应控制等理论 )应用于 CVT 离合器控制、速比控制和夹紧力控制中，进一步优化控制策略，实现更为精确的控制。 (4)应用领域。将 CVT 应用于混合动力汽车上；将 CVT 拓展为 IVT；前轮驱动 CVT逐步向后轮驱动 CVT 发展； CVT 最大可传递扭矩在不断提高，因此 CVT 在大排量汽车上应用会更为广泛。 自 CVT 被列为国家科技攻关课题以来，已过去了 12 年，但还是没能实现产业化的目标。随着国内需求的不断增多， CVT 国产化势在 必行，意义重大。国内洛阳三明及湖南容大 两 2 家民企在 CVT 上花费了大量的人力、物力，计划于近期小批量投产 CVT。国内从事 CVT 研究的单位，不论目标是量产 CVT 的企业，还是从事相关理论研究的科研院所，都应该紧跟国际 CVT 的发展步伐，在引进吸收先进技术的同时，不断地开展创新工作，这样才能真正将 CVT 国产化、产业化。 参考文献： 1罗伯特博 世 GmbH.Continuously 无级变速器：基准，地位和潜力 R。斯图加特：博世公司， 2007。 2 吴光强贺林，范大鹏，等车用无级变速器性能研究 EJ传动技术，2007 21(2)： 16 3王 红岩，秦大同，周云山，等汽车无级变速器传动系统综合控制的研究 ，机械工程学报， 2000， 36(2)： 38 4赫尔穆特牛顿米 B.500 无级变速 器 组件功率分流 RBfihl： LuK 的有限公司，2002。 5保罗 .乔斯，模糊控制不断无级变速器 电子束 ,2008。 O1 http：hn 1ib ucdavis edu dept pse resources cvtO4 papers ZF 20Description20VT1F20040323 pdf. 6菲夫纳河 Guzzella 翁代尔 CH.Fue1.optimal 控制无级变速器 动力系统研究J。控制工程实践， 2003（ 11）： 329。 nts目 录 摘要 Abstract 1 引言 （ 1） 1.1 机械无级变速的发展概况 （ 1） 1.2 机械无极变速器的特征和应用 （ 2） 1.3 国内 机械无极变速器的研究现状 （ 2） 1.4 毕业论文设计内容和要求 （ 3） 2 总体方案的选择 （ 5） 2.1 钢球外锥（ Kopp-B 型 ） 无级变速器 （ 5） 2.2 钢球长锥式（ RC 型）无级变速器 （ 7） 2.3 两方案的比较与选择 （ 7） 3 主要 零件的 计算与设计 （ 8） 3.1 钢球与主、从动锥轮的计算与设计 （ 8） 3.2 加压盘的计算与设计 （ 9） 3.3 调速齿轮上变速曲线槽的计算与设计 （ 10） 3.4 输入、输出轴的计算与设计 （ 11） 3.5 输入、输出轴上轴承的计算与设计 （ 12） 3.6 输入、输出轴上端盖的计算与设计 （ 14） 3.7 调速机构的计算与设计 （ 14） 3.8 无极变速器的装配 （ 16） 4 主要零件的校核 （ 17） 4.1 传动钢球的转速校核 （ 17） 4.2 传动部件的受力分析与强度计算 （ 18） 4.3 轴的校核 （ 20） 4.4 轴承的校核 （ 22） 4.5 键的校核 （ 24） nts总结 （ 26） 致谢 （ 27） 参考文献 （ 28） 附录 翻译译文及原文 nts湘潭大学兴湘学院 毕业设计说明书 题 目： 钢球锥轮 式 无级变速器 设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2006183807 姓 名： 戴志凯 指导教师： 聂松辉 完成日期： 2010 年 6 月 nts 1 1 引言 1.1机械无级变速的发展概况 机械无级变速器最初是在 19世纪 90年代出现的，至 20世纪 30 年代以后才开始发展，但当时由于受材质与工艺方面的条件限制，进展缓慢。直到 20 世纪 50年代，尤其是 70年代以后，一方面随着先进的冶炼和热处理技术，精密加工和数控机床以及牵引传动理论与油品的出现和发展，解决了研制和生产无级变速器的限制因素；另一方面，随着生产工艺流程实现机械化、自动化以及机械要改进工作性能，都需要大量采用无级变速器。因此在这种形式下，机械无级变速器获得迅速和广泛的发展。主要研制和生产的国家有美国、日 本、德国、意大利和俄国等。产品有摩擦式、链式、带式和脉动式四大类约三十多种结构形式。 国内无级变速器是在 20世纪 60年代前后起步的，当时主要是作为专业机械配套零部件，由于专业机械厂进行仿制和生产，例如用于纺织机械的齿链式，化工机械的多盘式以及切削机床的 Kopp 型无级变速器等，但品种规格不多，产量不大，年产量仅数千台。直到 80年代中期以后，随着国外先进设备的大量引进，工业生产现代化及自动流水线的迅速发展，对各种类型机械无级变速器的需求大幅度增加，专业厂才开始建立并进行规模化生产，一些高等院校也开展了该领域的研 究工作。经过十几年的发展，国外现有的几种主要类型结构的无级变速器，在国内皆有相应的专业生产厂及系列产品，年产量约10万台左右，初步满足了生产发展的需要。与此同时，无级变速器专业协会、行业协会及情报网等组织相继建立。定期出版网讯及召开学术信息会议进行交流。自 90年代以来，我国先后制定的机械行业标准共 14个： 1.JB/T 5984-92 宽 V带无级变速装置基本参数 、 2.JB/T 6950-93 行星锥盘无级变速器 、 3.JB/T 6951-93 三相并联连杆脉动无级变速 、 4.JB/T 6952-93 齿链式无级变速器 、 5.JB/T 7010-93 环锥行星无级变速器 、 6.JB/T 7254-94 无级变速摆线针轮减速机 、 7.JB/T 7346-94 机械无级变速器试验方法 、 8.JB/T 7515-94 四相并列连杆脉动无级变速器 、 9.JB/T 7668-95 多盘式无级变速器 、 10.JB/T 7683-95 机械无级变速器 分类及型号编制方法 、 11.JB/T 7686-95 锥盘环盘式无级变速器 、 12.JB/T 50150-1999 行星锥盘 无级变速器质量分等 、 13.JB/T 53083-1999 三相并联连杆脉动无级变速器 质量分等 、 14.JB/T 50020- 无级变速摆线针轮减速机产品质量分等（报批稿） 。 现在，机械无级变速器从研制、生产、组织管理到情报网信息各方面已组成一较完 整的体系，发展成为机械领域中一个新型行业。 nts 2 1.2机械无极变速器的特征和应用 机械无级变速传动几乎都是依靠 摩擦力或油膜 拉曳力来传递动力的 (PIV型及 FMB 型滑 片 链式变速器有部分“啮合”因素，脉动式无级变速器酌 的 单向超越离合器也是依 靠 摩擦来传动的 )，由 于大多是在充分润滑的条件下，用高硬度、高光洁度 的擦传动副 来传动，因此摩 擦系数仅为 0.02 0.06， 施 加在摩擦副间的法向 压紧力 Q高达其所 传递 的有效圆周力的 20 75倍，因而限制了其传动功率，传递的功率 最高为 110KW(R6=6的 摆销锭式变速器 )、 150KW(多盘式 )；而且出于对材质、工 艺； 润滑 油的品质均提出了较 高 的要求，所以直到本世纪五十年代才得到迅速发展，日前世界上 一 些国家已对多种性 能良好的机 械无级变速器进行了系列化的生产 ，作为通用部件供 应，我国也对 部分品种 进行了 系列生产，这 对发展国民经济是颇为有益的。机械无级变 速器 且有结构简单、价 廉、传动效率高 (有的高达 95 )、通用件强、传动比稳定性好 (有 的误差小于 0.5%)、 工作可靠、 维修方便等优点 ，特别是 某 些机械无级变速器可以在很大的变速范围内具有 恒功率的机械特性；这是电气和液压无 级变速所难以达到的。不少机 械无级变速器还有 振动小 (全振幅小于 3 15微米 )和噪音低 的特点。但其缺点是存在滑动、承受过载和冲 击的能 力 差。 对于脉动无级变速器由于有往复运动构件和超越离合器，以及输出速度的 脉动性 ，限制了它只适用于小功率，低速和运动平稳要求 不高的场合。带，链式无级变 速器，便于实现转速随负载而变化的自动无级调速，有利于节约能量，很有发展前途。 由于机械无级变速器的传递功率较小，为扩大其 功率范围，常将 其与大功率定传动比 系统以差动行星齿轮机构相联 ；这样使大部 分功率由定传动比系统传递，而少量功率流 过机械无 级变速器， 经差动合成后，既进行了变速又传递了大的功率 ，这时无级变速器 是作为控制传动用的。作为机械无极变速器本体来讲，要扩大其传动功率，则必需采取 多接触区分汇流传动型式、接触区综合曲率小 (曲率半径大 )的结构。并通过 选择适当的 润滑油 (有添加 剂的 )、表内几何形状、滚功体尺寸等以建立 起油膜进行传 动。 机械无级变速传动具有结构简单、操纵方便、传动效率较高 、 恒功率特性高 、噪 声 低等优点，因此，能适应变工况工作、简化传动方案， 节约能源和减少环境污染等 要 求，在工业界受到越来 越多的重视和采用。目前已较多地应用于 车辆、拖拉机和工程机 械、船舶、机床、轻纺化工业机器、起重机械和试验设备中 。 1.3国内 机械 无极变速器的研究现状 国内机械无级变速器于 20 世纪 6O 年代前后起步，到 80 年代中期，随着国外先进设备的大量引进，工业生产现代化及自动流水线的迅速 发展，对各种类型机械无级变速器的需求大幅度增加，专业厂开始建立并进行规模化生产，一些高等院校也开展了该领nts 3 域的研究工作。现在，国内机械无级变速器行业从研制、生产到情报信息各方面都已组成一个较完整的体系，发展为机械领域中一个新兴行业。 目前，国内生产的机械无级变速器大都是仿制国外产品，主要系列产品类型有： 1)摩擦式无级变速器，包括行星锥盘式 (DIS CO型 )、行星环锥式 (RX型 )、锥盘环盘式 (干式、湿式 )和多盘式 (Beier型 )等。 2)齿链式无级变速器，包括滑片链式、滚柱链式、链式卷绕式。 3)带式无级变速 器，包括普通 V 带式和宽 V带式。 4)脉动式无级变速器，包括三相并列连杆式 (GUSA型 )与四相并开连杆式 (Zero Max型 )。 其中行星锥盘式无级变速器通用性较强，结构和工艺较简单，工作可靠，综合性能优良，尤其是能适应各种生产流水线需要，故应用最广，产量最大，其年产量占机械无级变速器总产量的 5O 9 6以上。大部分无级变速器产品的输入功率为 0 18 7 5kW，少数类型可以达到 22 3O kW。 通过前一阶段的实践，并掌握了现有技术之后，近年来国内机械无级变速器的研制生产出现了新的发展趋向，主要是： 1)对原有产品的创新改进。在原来行星锥盘式无级变速器的基础上，创新开发“恒功率行星摩擦式无级变速器”及“无物理心轴行星轮无级变速器”，后者的变速比由原来的 5 6增大到 2O 或更大，输出转矩也高了一倍以上，而且其他性能指标优良，目前已有系列产品。 2)研制开发汽车用元级变速器。汽车用无级变速器属高新技术产品，目前国内已开发出金属带式无级变速器，正准备进行产业化生产；其中靠进口的关键零件“金属钢带”也将自行生产。另外，新型的车用无级变速器及复合带也在探讨之中。 3)创新研制新型 (车用和通用 )无级变速器。近年来不断提出 创新型无级变速器，这些无级变速器的特点主要是： 不用摩擦式变速传动而多半以连杆脉动式无级变速器传动为主或采取链式传动； 实现大功率、恒功率或者高速； 结构简单紧凑，并获得优良的性能。其中有些方案已经过多年的研究试验，可能在不久的将来即有成果。 上述情况说明， 国内无级变速器的研制生产已由过去的仿造阶段进入创新阶段，由小功率往大功率、一般技术向高新技术发展，今后有可能出现一些性能优良的新一代机械无级变速器 。 1.4毕业论文设计内容和要求 设计内容：要求根据导师提供的数据 (N1=4.5KW，bR=6，pn=1500rpa)比较和选择合 适的方案；完成 钢球锥轮式 无级变速器的结构 计算与设计 ；对关键部件进行强度和寿命 nts 4 校核 ;运用 Pro/e完成该无级变速的建模，装配图。 设计要求：变速范围 250rpa 1500rpa; 变速器尺寸要尽可能小，轻便；结构设计 时应使制造成本尽可能低； 外观 匀称，美观；调速要灵活，调速过程中不能出现卡死现 象，能实现动态无级调速；关键部件满足强度和寿命要求；画零件图和装配图。 nts 5 2 总体方案的选择 钢球锥轮无级变速 多种多样，在此，我只选择了两种方案 供参考，作比较，选出理想方案。该两种方案分别是钢球 外锥式（ Kopp-B型） 无级变速器 和钢球内锥式无级变速，分别描述如下 。 2.1 钢球外锥（ Kopp-B 型 ） 无级变速器 Koop-B型变速器的皱构如图 2-1所示。动力由轴 1输入，通过 自 动加压装置 2，带动主动轮 3同速转动，经一组 (3 8个 )钢球 4利用 摩擦力驱动外环 7和从动锥轮 9；再经锥轮 轮 9、自动加压装置 10 驱动输出轴 11，最后将动力输出 。传动钢球的 支 承轴 8的两端嵌装在 壳体两端盖 12和 l3的径间弧形导槽内， 并 穿过调速蜗轮 5的曲线槽；调 1、 11-输入、输出轴 2、 10-加压装置 3、 9-主、从锥轮 4-传动钢球 5-调速涡轮 6-调速蜗杆 7-外环 8-传动钢球 12、 13-端盖 nts 6 速 时，通过蜗杆 6使蜗轮 5转 动。由于曲线槽 (相 当于一个控制凸轮 )的作用， 使钢球轴心线的 倾斜角发生变化，导致钢球与两 锥轮的工作半径改变，输出轴的 转速便 得到调节。其动力范围为：nR=9， Imax=1/Imin， P11KW ， 4% ， 0.80 0.92 ，应用甚广。 从动调速齿轮 5 的端面分布一组曲线槽，曲线槽数目与钢球数相同。曲线槽可用阿基米德螺旋线，也可用圆弧。当转动主动齿轮 6使从动齿轮 5转动时，从动齿轮的曲线槽迫使传动钢球轴 8绕钢球 4的轴心线摆动，传动轮 3以及从动轮 9与钢球 4的接触半径发生变化，实现无级调速。具体分析如 图 2-2。 钢球外锥式无级变速器变速 如图 2-3所示：中间轮为一钢球，主、从动轮式母线均为直线的锥轮，接触处为点接触。主、从动轮的轴线在一直线上，调速时主、从动轮工 作半径不变，而是 通过改变中间轮的回转轴线的倾斜角 籍以改变其两侧的工作nts 7 半径来实现变速 。 2.2钢球 长锥式（ RC型）无级变速 器 如 图 2-4所示，为一种早期生产的环锥式无级变速器，是利用钢环的弹性楔紧作用自动加压而无需加压装置。由于采用两轴线平行的长锥替代了两对分离轮，并且通过移动钢环来进行变速，所以结构特别简单。但由于长锥的锥度较小，故变速范围受限制 。RC型变速器属升、降速型，其机械特性如下图 2-5所示。技术参数为：传动比 i21 = n2/n1 =2 0.5,变速比bR= 4,输入功率 P1=（ 0.1 2.2） KW，输入转速 n1=1500 r/min ,传动效率 85% 。一般用于机床和纺织机械等 。 2.3两方案的比较与选择 钢球长锥式 (RC 型 )无级变速器结构很简单，且使用参数更符合我们此次设计的要求，但由于在调速过程中，怎样使钢环移动有很大的难度，需要精密的装置，如果此装置用于 制造 ，成本会大大的提高，显得不合理。 而钢球外锥式 (Koop-B型 )无级变速器的结构也比较简单，原理清晰，各项参数也比较符合设计要求，故选择此变速器。 nts 8 3 主要 零件的 计算与设计 设计一台 Koop-B 型无级变速器，输入功率 为 N1=4.5KW，bR=6， np=1500rpa。 选用Y132M-4 型电机驱动。 N=7.5KW， n=1400rpa,=0.87。输入转速 n1=750rpa。 确定传动件的主要尺寸参数。 3.1钢球与主、从动锥轮的 计算与设计 （ 1）选材料：钢球、锥轮、外环及加压盘均匀 GCr15,表面硬度 HRC61，摩擦系数f=0.04，许用接触应力：传动件 j =22000 25000kgf/cm2,加压元件 j =40000500000kgf/cm2。 （ 2）预选有关参数：锥轮锥顶半角 a=45o，传动钢球个数 z=6，加压钢球个数 m=8，锥轮于钢球的直径比 c1= 1qDd =1.5,kf=1.25、 =0.8。 （ 3）有关运动参数计算； 传动比 m a x 1500 2750i m a x 250 0 . 3 3 3 3750i 钢球支承轴的极限转角 1 m a x 4 5 2 1 8 2 6 6o oa a r c c t g i a r c c t g （增速范围） 2 m i n 4 5 0 . 3 3 3 3 2 6 3 4 1o oa a r c c t g i a r c c t g （减速范围） （ 4）计算确定传动钢球的直径qd: 01c o s c o s 4 5c o s 0 . 1 9 0 72 c o s 2 1 . 5 c o s 4 5oaca 按 表 1-2（机械无级变速器）由 c o s 0 .1 9 0 7 查得 1 0 .9 9 1 8 ，代入式得 2 21134 31 m i n( 2 c o s )3 6 8 8 1 6 3 6 8 8 1 6 0 . 9 9 1 8 1 . 2 5 4 . 5 0 . 8 ( 2 1 . 5 c o s 4 5 )250( 2 . 2 2 . 5 ) 1 0 1 . 5 0 . 0 4 6 7 5 07509 . 8 5 1 1 . 2 0ofqjk N c adf z n i 按钢球规格圆整取 1 0 1 .6qd mmnts 9 锥轮直径1D11 1 . 5 1 0 1 . 6 1 5 2 . 4qD c d m m 圆整取 1 155D mm则 11 155 1 . 5 2 5 5 9 0 61 0 1 . 6qDcd 验算接触应力j2 211331 1 m i n2( 2 c o s )3 6 8 8 1 6 3 6 8 8 1 6 0 . 9 9 1 8 1 . 2 5 4 . 5 0 . 8 ( 2 1 . 5 c o s 4 5 )2501 . 5 2 2 5 5 9 0 6 1 0 . 1 6 0 . 0 4 6 7 5 07502 3 8 3 8 . 5 2 /ofjqk N c ac d f z n ik g f c m 在许用接触应力范围之内，故可用。 （ 5）计算有关尺寸： 钢球中心圆直径3D31 ( c o s ) (1 . 5 2 5 5 9 0 6 c o s 4 5 )1 0 . 1 62 2 . 6 8 4 2oqD c a dcm 钢球侧隙 1 c o s ) s i n 1 ( 1 . 5 2 5 5 9 0 6 c o s 4 5 ) s i n 3 0 1 1 0 . 1 61 . 1 8 2ooqc a dzcm 外环内径rD3 2 2 . 6 8 4 2 1 0 . 1 6 3 2 . 8 4 4 2rqD D D c m 外环轴向截面圆弧半径 R ( 0 . 7 0 . 8 )qRd取 7.5R cm 锥轮工作圆之间的轴向距离 B s i n 1 0 . 1 6 s i n 4 5 7 . 1 8 4 2oqB d a c m 3.2加压盘的 计算与设计 加压装置采用钢球 V 形槽式加压盘，此加压盘动作灵敏，工艺要求高，承载能力nts 10 符合要求。 （ 1)加压装置有关参数 加压盘作用直径pd0 . 5 7 . 7 5pqd D c m加压盘 V形槽倾角 1 0 . 0 4 1 5 . 5( ) 6 2 7 1 8s i n 7 . 7 5 s i n 4 5 oopfDa r c t g a r c t gda 取 6 30o 加压钢球按经验公式取 11()6 1 0qy qdd、 8m 。经验算接触强度均不足，故改用腰鼓形滚子 8 个，取滚子轴向截面圆弧半径1 8r cm，横向中间截面半径 0.8r cm 。现验算其强度： 每个加压滚子上的法向压紧力yQ11 m i n 11 1 9 4 8 0 0 s i ns i n 1 9 4 8 0 0 1 . 2 5 4 . 5 0 . 8 s i n 4 5c o s 8 c o s 6 3 0 0 . 0 4 2 5 0 1 5 . 55 0 3 . 0 6 8ofy ok N az Q aQm m c o a f n i Dk g f 曲率系数 118 0 . 8c o s 0 . 8 1 8 28 0 . 8rrrr 由表 1-2 按 c o s 0 .8 1 8 2 查得 1 0 .7 8 6 ，代入式得加压盘处的最大接触应力为 2233 21224 0 0 8 1 1 1 1( ) 4 0 0 8 0 . 7 8 6 1 . 1 5 0 3 . 0 8 6 ( )0 . 8 83 1 9 8 0 . 9 9 / 2 8 3 8 . 5 2 /jy kQ rrk g f c m k g f c m 工作应力在许用应力范围之内。故可以采用。 3.3调速齿轮上变速曲线槽的 计算与设计 调速涡轮槽形曲线及传动钢球的尺寸符号如图 2-2 所示。整个调速过程通常在涡轮转角 1 2 0o 的范围内完成，大多数取 。槽形曲线可以为阿基米德螺旋线，也可以采用圆弧代替。本方案采用圆弧槽线，变速槽中心线必须通过 A、 B、 C三个nts 11 点， 它们的极坐标（以 o点为极点）分别为： A： 0m a x 3 m a x2 , 0 , 0 . 5 s i n 0 . 5 2 2 6 . 8 4 2 8 0 s i n 1 8 . 4 5 8 8 . 1 2oAAi i R D l mm B：m a x 3m a x21 , 9 0 6 0 , 0 . 5 1 1 3 . 4 2 11 1 2 ooBBii R Di mm C：m i n 0 . 3 3 3 3 , 9 0 ,oCii 3 m a x0 . 5 s i n 0 . 5 s i n 1 8 . 4 5 1 3 8 . 7 2oCR D l mm 定 出 A、 B、 C三点，采用做图画做出弧形槽，槽宽 10mm。 3.4输入、输出轴的 计算与设计 本方案为无级变速器，机械传动平稳，弯曲振动小。故选用 45 号钢作为轴的材料，调质 220 250HBS，116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a ，一下为从动轴的 计算与设计 。 （ 1）最小轴径的确定 初步计算按轴的最小轴径公式估算，取m i n 2 2 0 . 3 5 4 0d m m m m，于是得： 3m i n 0 4 . 51 1 2 2 9 . 3 5 2250Nd A m mn 输出轴的最小直径为与锥轮 连接处（图 2-1）。考虑到此处锥轮于轴是过渡配合，且锥轮工作直径为 155mm，为保证锥轮 与 轴 配合有良好的对中性 ，采用锥轮标准的推荐直径为 40mm。 （ 2）轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 本方案如图 2-1所示的装配的方案。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I 轴段安装锥轮及加压盘保持架，保证与轴配合的 毂 孔长度，取 40Id mm，62IL mm。 II 段轴安装加压盘一侧和轴承，加压盘用花键 移动实现对锥轮的加压，取花键 6 4 6 7 5 0 1 1 1 0f a d GB/T1144-87， 轴承同时受到径向力与轴向力作用，初步选用滚动轴承外加退刀槽，取 50IId mm， 25IIL mm。 III轴段对轴 II与轴 IV上的轴nts 12 承内 圈起定位作用，取 6 0 , 2 4I I I I I Id m m L m m。 IV 轴段作为轴承座安装滚动轴承，受轴向力大用角接触球轴承，取 5 5 , 1 7IV IVd m m L m m。 V轴段根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂 的要求，采用迷宫式密封，根据标准取 5 0 , 3 0VVd m m L m m。轴VI段安装 V带轮采用推荐直径 4 5 , 5 0V I V Id m m L m m。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 V 带轮和迷宫式密封与轴的周向定位均采用平键连接。按各段轴径查得平 键截面 V： 14 9bh ， 40l ,VI: 16 10bh ， 25l .为保证 V 带轮与轴配合有良好的对中性，故选择 V 带轮轮毂与轴的配合为 76Hn；同样，密封挡圈与轴的配合为 76Hk。滚动轴承与轴定位是由过渡配合来保证的，轴承段的直径尺寸公差为 m6.取轴 端倒角为2 45o 。 3-1 输出轴 3）由于主、从动锥轮一致，轴上零件布置也相同。同时主动轮的最小轴径估算为m i n 2 2 0 . 3 5 4 0d m m m m。为了节省工艺及成本 ，主、从动轴设计成同种轴。 3.5输入、输出轴上轴承的选择与计算 轴承为标准件，只需挑选合适的参数的轴承即可， 主、 从动轴轴 II段由于轴承到径向力与周向力的作用，所以选用深沟球轴承 6010 GB/T276-91。从动轴 IV段为限制轴（外壳）的向右的轴向移动选用角接触球轴承 7011 GB/T292-94， 两轴承的基本额定动载荷均大于 10KN， 所以角接触轴承采用正装可满足要求。 nts 13 深沟球轴承 6010 GB/T 276-94 轴承 代号 基本尺寸（ mm） 安装尺寸（ mm） 基本额定动载荷rC基本额定静载荷orC极限转速 (r/min) 原轴承代号 d D B r min d min D max r max （ KN） 脂润滑 油润滑 6010 50 90 16 1 56 74 1 22.0 16.2 7000 9000 110 角接触球轴承 7011C GB/T 292-94 轴承代号 基本尺寸（ mm） 安装尺寸（ mm） 70000AC 25oa 极限转速 (r/min) 原轴承代号 d D B r min d min D r a (mm) 基本额定 脂润滑 油润滑 max 动载荷 静载荷 rC0rC(KN) 7011C 55 9018 1.1 0.6 62 83 1 18.7 37.2 30.5 6000 8000 36111 nts 14 3.6输入、输出轴上端盖的 计算与设计 根据功能需要选择透盖，按 Q/ZB100-73 规定 ,选用毡封油圈时，其毡圈尺寸：在轴径 50 240mm 时，毡圈外径 D较1d大 2mm,厚度 B较1b大 2mm。 3.7调速机构的 计算与设计 调速操纵机构的作用 ：根据工作要求以手动或自动控 制方式，改变滚动体 (或脉动无 级变速器的杆件 )间 的尺 寸 比例关系，来实现无级调速。同时通过速度表 表 盘上的指针直接指出 任一调速位 置时的输出速度 (或传动比 )。 根据变速器 中 传动机构和滚动体形状的不同，对应的调速机构也不同，但基本原理都是将其个某一个 滚动 体 沿另一个 (或几个 )滚 动体母线移 动 的方式来进行调速。 一 般 滚动体均是以 直 线或圆弧为母线的旋转体；因此，调速 时 使滚动体沿另一滚动体 表面 作相对运动的方式，只有直线移动和旋转 (摆动 )两种力式。这样可将调速机构分为下列两大 类 ： 1通过使滚动体移 动 来改变工作半径的。主要用于两滚动体的切线均为 直 线的情况，且两轮的回转轴线平行或梢交，移动的方向是两轮的接触线方向。 nts 15 2 通过使滚 动体的轴线偏转来改变 工作 半径的。主要用于两 滚动体之一的母线为圆弧的情况。 钢球外锥轮式无级变速器是采用 第二种调速类型，通过 涡轮 -凸轮组合机构，经涡轮转动再经槽凸轮而使钢球心轴绕其圆心转动，以实现钢球主、从动侧工作半径的改变。 调速涡轮在设计上应保证避免与其它零件发生干涉，同时采用单头蜗杆，以增加自锁性，避免自动变速而失稳。 根据整体设计，蜗杆传动的基本尺寸及参数匹配如下： 蜗杆的基本尺寸 （ GB 10085-88） 模数 m mm 轴向齿距 xpmm 分度圆直径1dmm 头数 1z直径系数 q mm 齿顶圆直径1ndmm 齿根圆直径1fdmm 2 1md值 2 1md 3mm 分度圆柱导程角 r 8 25.1333 80 1 10.000 96 60.8 5120 5 4238o 涡轮、蜗杆参数的匹配（ GB 10085-88） 中心距 a mm 传动比 i 模数 m (mm) 蜗杆分度圆直径1d(mm) 蜗杆头数 1z涡轮齿数 2z涡轮变位系数 2x200 41 8 80 1 41 -0.500 传动钢球小轴摆角 与手轮转角 的关系为： 221 1 1 132 2 2 21a r c s i n s i n c o s ( s i n c o sz z z za b R e a b Rl z z z z 在制造 时 ，蜗轮 上 的 z条槽要保证其圆 周不等分性不超过 2 。否则会造成钢球转速不一，引起 磨 损、嗓声 过大及温升过高等现 象。支承轴与曲线槽 的侧隙约为 0.03mm 左右，过大会在开车时 引起冲击现象，易导致钢球支承轴 弯曲甚至折断。 nts 16 3.8无 级 变速器的装配 1.变速器的装配 1）所有零件应彻底清洗并用压缩空气吹净或擦干。 2）各轴承及键槽在安装前，应涂以齿轮油或机械油。 3）装入轴承前时，应使用铜棒在轴承四周均匀敲入，避免用手锤直接敲击轴承，以防止损伤轴承。也可将轴承在机械油中加热到 60-100后装入。 4）壳体上的螺孔和轴 承孔，在安装轴承端盖时，应涂以密封胶以防漏油。 5）各紧固螺栓应按规定锁止方法进行锁止。 2.变速器在装配中的调整 1） 锥轮 端面与 涡轮 之间的间隙，一般应为 0.10-0.35mm。 2）轴的轴向间隙一般为 0.10-0.40mm，可在轴承盖内增减垫片进行调整。 3）检查 蜗杆传动的啮合与调速 情况，各档 涡轮应具备良好的自锁性 。齿的啮合痕迹应大于全齿工作面积的三分之一。 nts 17 4 主要零件的校核 本章主要是根据传动要求对无级变速器 做一个整体的校核。钢球的强度校核 在设计过程中已经 符合要求，变速器的承载能力主要受加压装置及钢球与主、从动锥轮之间的接触强度的限制 ，在 4.2节会做出校核， 同时在制造与安装过程中应保证一组钢球的直径的一致性 。轴承采用标准件，由于蜗杆是用于调速，其轴承主要起支撑作用，受力时间短，故在此不进行校核，对轴上轴承 进行强度与寿命计算。轴上键的连接，迷宫式密封圈的键起固定作用，并不传递较大的作用，力故在此不校核，轴段 VI 的键为 V 带轮传递力以及花键 为加压盘传递主要的载荷。键的主要失效形式是工作表面被压溃（平键）或工作表面过渡磨损 （动连接 ） ，在此方案中花键 进 行静连接的校核。 4.1传动钢球的转速校核 钢球与锥轮的接触区为椭圆，其长半径为12()aa；空载时，纯滚动点在接触椭圆的中心 o点，钢球的理论转速为0Bn为 1011BRnnr 钢球实际转速qn1 1 1 1 1 111 5 5 7 5 0 2 5 5 8 / m i nc o s ( c o s ( ) 1 0 1 . 6 c o s ( 4 5 1 8 . 4 3 5 )q xqD n D n c nnrd d a a （增速） 1 1 1 1 1 111 5 5 7 5 0 3 6 1 8 / m i nc o s ( c o s ( ) 1 0 1 . 6 c o s ( 4 5 2 6 . 5 6 7 )q xqD n D n c nd d a a （减速） 外环 转速rn1 11 111c o s 7 5 1 / m i n(1 c o s ) c o s ( )qx xr r x rcnnd Ddn n rD d D c a a （增速） 1 11 111c o s 9 7 2 / m i n(1 c o s ) c o s ( )qx xr r x rcnnd Ddn n rD d D c a a （减速） 符合滑动率的要求。 nts 18 4.2 传动部件的受力分析与强度计算 1）受力分析 主动锥轮转矩1M111 4 . 59 7 4 0 0 9 7 4 0 0 5 8 4 . 4750NM N m mn 从动锥轮 转矩2M1224 . 5 0 . 89 7 4 0 0 9 7 4 0 0(1 5 0 0 2 5 0 )1 4 0 2 . 5 6 2 3 3 . 7 6xNMnN m m 每个传动钢球上的转矩qM1 4 . 5 0 . 89 7 4 0 0 9 7 4 0 0 6 ( 2 5 5 8 3 6 1 8 )2 2 . 8 4 6 1 6 . 1 5 3qqNMznN m m 外环上的转矩rM1 4 . 5 0 . 89 7 4 0 0 9 7 4 0 0 4 6 6 . 9 0 3 6 0 . 7 49 7 2 7 5 1rrNM N m mn 主动锥轮与每个钢球接触点处所传递的有效圆周力1P11112 2 4 . 59 7 4 0 0 9 7 4 0 0 1 2 5 6 . 7 7 46 7 5 0 1 5 5NPNz n D 从动锥轮与每个钢球接触点处 所传递的有效圆周力2P121222 c o s ( )9 7 4 0 0 4 3 3 6 2 8c o s ( )N aP P Nz n D a 主、从动锥轮与每个钢球接触点处所承受的法向压紧力分别为1Q及2Q111111 . 2 5 4 . 51 9 4 8 0 0 1 9 4 8 0 0 3 9 2 7 40 . 0 4 6 7 5 0 1 5 5ffk P k NQNf f z n D 1 12214 . 51 9 4 8 0 0 1 9 4 8 0 00 . 0 4 6 1 5 57 5 4 0 6 1 2 5 6 7fxkP NQf f z n DN nts 19 它们的径向分量rQ及轴向分量aQ分别为 11112222s i n 3 9 2 7 4 s i n 4 5 2 7 7 7 0 . 9 1 1c o s 3 9 2 7 4 c o s 4 5 2 7 7 7 0 . 9 1 1s i n 7 5 4 0 6 1 2 5 6 7 s i n 4 5 5 3 3 2 0 . 0 9 8 8 8 6 . 2 2 1 1s i n 7 5 4 0 6 1 2 5 6 7 c o s 4 5 5 3 3 2 0 . 0 9 8 8 8 6 . 2 2 1 1oroaororaQ Q a NQ Q a NQ Q a NQ Q a N 由在一般情况下，1 2 1 2,P P Q Q故钢球心轴上受有不平衡的力距作用。 2）强度计算 由于 Kopp-B 型无级变速器是恒功率型的，故应按2minn时从动侧钢球与锥轮的工作位置建立强度计算公式，这时： 压紧力 Q 11 1 m i n194800 1 9 4 8 0 0 1 . 2 3 4 . 5 0 . 8 9 4 . 3 4 20 . 0 4fqkNQ k g ff n z c d i 曲率 1 1 1 22 0 . 0 1 9 6 9qkk d 21 212 c o s 2 c o s 0 . 0 0 9 2 8 0qaakD c d22 0k 当量曲率dk11 1 1 2 2 1 2 212 ( 2 c o s ) 2 ( 2 1 . 5 c o s 4 5 )1 . 5 1 0 1 . 60 . 0 4 8 6 5odqcak k k k kcd 曲率系数 cos 1 1 1 2 2 1 2 21c o sc o s2 c o sc o s 4 5 0 . 1 9 0 72 1 . 5 c o s 4 5dook k k k ak c a nts 20 4.3 轴的校核 1)判断危险截面 截面 B，只受扭矩的作用， 虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的 疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 B， 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 和 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载 的情况来看，截面 C 上 Mca1 最 大。截面 和 显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需 校核截面 C左右两侧即可。 2）截面 C 左侧 抗弯截面系数 30 . 1 0 . 1 5 0 1 2 5 0 0W d N m m g 抗扭截面系数 30 . 2 0 . 2 5 0 2 5 0 0 0TW d N m m g截面 C左侧 的弯矩 M为 39274M N m m g 截面 C 左侧的扭矩3T为 3 450000T N m m g截面上的弯曲应力为 7 .7 5 1 .5cass? 39274 3 . 1 412500b M M P aW 截面上的扭转切应力 33 450000 1825000TT M P aW 轴的材料为 45 号钢，调质处理，由轴常用材料性能表查得：116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 截面上由于退刀槽而形成的理论应力集中系数 a及按手册查取。因 2 0 .0 450rd 80 1.650Dd ，经插值后可查 得 k 又由手册可得轴的材料的敏性系数为 0 .8 2 , 0 .8 5qq故有应力集中系数 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 2 1 ) 1 . 8 2k q a nts 21 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 1 . 3 1 1 ) 1 . 2 6k q a 由手册得尺寸系数 0.67E ；扭转尺寸系数 0.82E 。 轴按磨削加工，由手册得表面 质量系数为 0 .9 2轴未经表面强化处理，即 1q ，按手册得综合系数为 1 1 . 8 2 11 1 2 . 8 00 . 6 7 0 . 9 2kK E 1 1 . 2 6 11 1 1 . 6 20 . 8 2 0 . 9 2kK E 又由手的得材料特性系数 0 . 1 0 . 2 , 0 . 10 . 0 5 0 . 1 = 0 . 0 5取， 取于是，计算安全系数 Sca值，按公式则得 1 275 3 0 . 9 22 . 8 3 . 1 4 0 . 1 0ms K 1 155 1 0 . 5 71 . 6 2 0 . 0 1ams K 2 2 2 23 0 . 9 2 1 0 . 5 7 1 4 . 3 1 . 53 0 . 9 2 1 0 . 5 1cassssss ?故可知其安全。 3）截面 C右侧同理可的 7 .7 5 1 .5cass?。安全。 nts 22 故该轴在截面右侧的强度也足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可 略 去静强度校核。音痴，轴的设计校核结束。 4.4 轴承 的 校核 输入、输出轴采用相同设计，在此只要校核 输出轴的轴承是否满 足工程需要。 1)求两轴承受到的径向载荷1 r2FFr 和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个面力系。其中：1Ft为通过另外加转矩而平移到指向轴线； Fac亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。有受力分析可知 : 1211212 2 2 21 1 12 2 2 22 2 2678 8 8 6 6 7 8 8 8 6 7 7 . 528711 0 7 1 0 78 8 8 6 8 7 1 8 0 1 56 7 6 73 7 6 9 2 3 6 01 0 7 1 0 73 7 6 9 2 3 6 0 1 4 0 98 7 1 2 3 6 0 2 5 1 58 0 1 5 1 4 0 9 8 1 3 5r e a cVr v r e r Vr H t er H t e r Hr r v r Hr r v r HDFFFNF F F NF F NF F F NF F F NF F F N 2)求两轴承的计算轴向力12FaaF 和对于 6000C 型轴承，按手册，轴承派生轴向力drF eF，其中， e 为判断系数 ，其值由0aFC得大小来
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