机械毕业设计704钢球锥轮式无级变速器设计正文
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机械毕业设计704钢球锥轮式无级变速器设计正文,机械毕业设计论文
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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得大小来确定，但是现在轴承轴向力aF未知，故先初取 0.4e ，因此可估算 11220 . 4 1 0 0 60 . 4 3 2 5 4drF F NF F N nts 23 又得 ： 122110208 8 8 6 3 2 5 4 1 2 1 4 010060 . 6 0 70 . 0 5 0 3a a e dadaaF F F NFFFCFC 查手册确定1 2 1 20 . 4 2 2 , 0 . 4 0 1 , 1 2 1 4 0 , 1 0 0 6aae e F N F N 。 3）求轴承当量动载荷12PP和，由手册进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对轴承 1 1X 0.441Y 1.327对轴承 2 1X11Y0因为轴承运转中有中等冲击载荷，按手册查得， 1.2 1.8pf ，取 1.5pf 。则 1 1 1 1 12 2 2 2 2( ) 5 8 2 4 . 3( ) 2 2 6 8 . 9 3p r ap r aP f X F Y F NP f X F Y F N 4)验算轴承寿命 因为12PP，所以按轴承 2的受力大小来验算 66 321 0 1 0 3 0 5 0 0( ) ( ) 2 6 9 8 9 . 46 0 6 0 1 5 0 0 2 2 6 8 . 9 3pCLhnP 综合上述可得，该设计符合工程要求。 nts 24 4.5 键的校核 设定输入轴与 V带轮 之间的键为 1 ， 输出轴上的键 2，加压盘上的花 键为键 3。 普通平键的型式与尺寸如下图： 普通型 平键 GB/T1096-79 矩形花键的连接 矩形花键尺寸 GB/T1144-87 由前面 条件选取的键型号规格如下 ： 键 1：圆头普通平键（ A型） b=14mm h=9mm L=40mm 键 2：圆头普通平键（ A型） b=16mm h=10mm L=25mm 键 3: 矩形花键 6-50 46 9 受力 分析： 键 1受到的转距1 5 8 8 .4T N m mnts 25 键 2受到的转距 2 1 4 0 2 . 5 6 2 3 3 . 7 6T N m m键 3受到的转矩 3 5 8 8 .4T N m m平 键的材料为钢，轻微冲击， F为 100 120Mp，取 F=110 Mp 平 键的校核公式： 32 1 0FTkld
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