[CAD图纸全套]新型滚轮平盘式无级变速器设计

1 目 录 摘要 1 前言 1 2 滚轮平盘式无极变速器的方案拟定及对比分析 4 基本方案与弧锥杯轮式无级变速器对比 4 新型滚轮平盘式无级变速器方案改进和最终方案 6 3 设计的目标车型拟定 9 车型调查和车型主要参数 9 目标车型拟定 11 4 新型滚轮平盘式无级变速器的技术参数和计算 12 新型滚轮平盘式无级变速器 基本结构尺寸拟定 12 转速计算 12 接触应力计算 13 滚轮疲劳强度计算 13 自动加压装置计算 14 输出轴强度计算 14 花键强度计算 15 输入锥齿轮计算 16 输入轴承计算 21 加压轴承计算 23 几何滑动计算 24 滚轮平盘传动效率计算 24 5 结论 26 动力分流 26 将新型滚轮平盘式无级变速器与涡轮增压柴油机相匹配 26 同轴结构布置 26 输出轴浮动加压结构 26 加压轴承的结构布置、承载能力和使用寿命的优化设计 26 调速机构的结构设计和保证四个滚轮同步移动的结构措施 28 自动加压装置的布置和结构设计 29 2 致谢 31 参考文献 32 附录 33 3 全套 资料 ， 扣扣 414951605 摘 要 开发一种能传动大转矩和大功率的 速器，使其能满足客车和载货汽车使用要求。通过分析新型滚轮平盘式无级变速器 ,具有可行性，可以满足客车和载货汽车的传动要求。本文主要介绍新型滚轮平盘式无级变速器的结构特点、传动性能和设计方法。包括分汇流传动型式的结构设计；传动能力计算；传动效率计算；接触区的接触应力和接触疲劳强度计算，并选择适当的材料；滚轮和平盘的强度、刚度和疲劳寿命计算；自 动加压装置的设计；加压轴承的承载的能力、极限转速和寿命的计算。 关键词： 新型滚轮平盘式无级变速器；分流；滚轮；平盘 4 a of to VT of to a no to to to in of a of a of of 1 1 前 言 现在大多数汽车多采用有级变速器 , 其优点是：结构简单、传动效率高、造价便宜，但其还是存在一些缺点。比如，在换挡时有冲击，舒适性较差。其最大的缺点在于与发动机不能每时每刻都达到最佳匹配。这是因为有级变速器的档位是有限的，每次换挡时其传动比会发生突变，导致发动机转速改变。对于汽车发动机来说，其最佳经济性工况的转速是一个定值。在这个工况下，发动机经济性最好、燃烧最充分、效率最高、排放最少 , 有利于节能和环保。但由于有级变速器换挡导致发动机转速改变，这样就不能保证发动机始终处于最佳经济性工况，导致汽车的油 耗增加，污染加重。 在 这 种 情 况 下 ， 人 们 发 明 了 无 级 变 速 器 就是连续可变传动，没有明确具体的档位，操作上类似自动变速器，但是传动比的变化是连续的不同于有级变速器的跳档过程，因此动力传输持续而顺畅。这就允许汽车连续变速而发动机保持在最佳工况。 起初用橡胶 轮为分离式的，通过改变 着汽车发动机额定功率的增加橡胶 兰人发明了金属 V 带无级变速传动（图 金 属 0层 图 较好的解决了金属 片推着一片将转矩从输入轴传到输出轴，最大输出转矩达 200 2002年奥迪 用了链条来传输转矩从而使速比变得更广泛、从 1到 1，其输出图 带由数百片扁平的小钢片组成。 图 图 带由数百片扁平的小钢片组成 2002年奥迪 用了链条来传输转矩从而使速比变得更广泛、从 1到 1，其输出转矩是 280 2 与 5速手动变速器相比 0 100市油耗仅高 2。于是于它就取代了 6要贵 100美元。 图 迪 图 迪链条传动式 图 条传 动式 核心部件 摆销链 马自达和日产则避开了钢带和链条使用了环面形的锥盘轮在压力的作用下，中间滚轮与两个锥盘轮之间的油膜牵引力（摩擦力）传输转矩。通过滚轮接触点的改变速比随之改变。当滚轮在某一位置时在滚轮接触点输出锥盘轮和输入锥盘轮的半径比就是此时速比。日产 够传递 206384 图 锥环轮式无级变速器 它使用了变扭器比标准 4速变速器要贵 2500美元宣称燃油经济性提 高了 10。其加速灵敏没有打滑现象。只是有些客户反映加速时发动机保持在一个稳定转速减少了驾驶乐趣。 汽车对传动的要求不仅是传动大转矩和高转速，而且还要求传动效率高。电磁无级调速采用发电机 电动机机组对电动机进行调速。低输出转速时效率极低、发热严重，在汽车上不适用。液压无级调速的基本特点是：体积紧凑、惯性小、降速调速范围大、零件自润滑寿命长、易于实现自动化、布局灵活、可吸收冲击和防止过载； 3 但制造精度要求高、容易泄漏、噪声大，传动效率不高。机械无级变速器具有结构简单、价廉、传动效率高（有的高达 95）、适用性 强、传动比稳定性好（有的误差小于 、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。 当设计传动大转矩和大功率的 速器来满足轻型载货汽车的要求时，对于机械式无级变速器本体来讲，扩大其传动功率的方法之一是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）、表面几何形状、滚动体尺寸等以建立起足 够的油膜牵引力进行传动，也是传动效率高汽车对传动的主要要求。为了提高传动效率，应力求做到： 一、减少几何滑动，使相交轴线的两滚轮锥顶尽量重合或接近（锥顶重合原则）。如果两滚动体轴线平行，应使接触线尽量与轴线平行。 二、如果是初始线接触，应尽量减少接触线的长度；就某一意义上讲，初始点接触优于线接触，同时点接触对滚动体装配、制造误差不敏感，有利于生产。如果是初始点接触，应使其接触区椭圆的长轴沿着运动的方向。 三、采取自动加压装置，以保证压紧力与负载相适应，有较小的和不变的传动系数 四、提高轴承效率，采取卸荷结构，使传动组件和加压装置上的各个力在本身内部平衡（例如多盘式和 以尽可能降低轴承载荷。 五、保证大的刚度，特别是滚动体、轴、轴承和箱体。以减少变形，接近理想接触状态。 此外，滚动体材质要有高的弹性模量和高的硬度，并使滚动体有很高的表面粗糙度。 4 2 滚轮平盘式无级变速器的方案拟订及对比分析 轮平盘式无级变速器的 基本设计方案 从整体上来讲，本次设计是在现有 基本元件的基础上，对传动装置进行结构上的创新设计，使其能满足扩大无级变速器传动功率及传动转矩的要求。 对于机械式无级变速器本体来讲，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。新型滚轮平盘式无级变速器应满足以上要求。新型滚轮平盘式无级变速器（ 称为 滚轮两侧加压，滚轮为主动件 ,平盘为从动件，动力分八路传递。这样的结构符合多接触区分流的要求，使滚轮的单个接触区传递的功率降低。由于要求大功率， 普通的干式摩擦无级变速传动发热量大、磨损严重，所以 外圆表面为球形。在尽量减少滚轮与平盘的几何滑动的同时，又不使接触区的综合曲率过大。 图 根据润滑的理论与实践得知，润滑油的粘度较高、粘度指数高，则油膜厚度较厚。因此摩擦无级变速器的润滑油最好能具有这种性质，在常压下粘度不高，在高压下粘度却很高。甚至可转为固态，而一旦压力解除，则又恢复常态。近年来，一些国家已开发了用于摩擦传动、具有上述性质的合成油（例如美 采 取这类合成油时。牵引系数一般高达 至更高（高出 20，约达 约比矿物油的牵引系数大 50，甚至更大，油膜也比后者厚得多。再则，由于它在高压 5 工作时可以“固化”，没有油液对疲劳裂纹的扩展与冲击作用，所以磨擦副的使用寿命也可大为提高。 图 1 轮平盘式无级变速器 与弧锥杯轮式无级变速器对比 弧锥杯轮式无级变速器与 锥杯轮式无级变速器的结构简图如图 图 级变速器原理图 1 a)弦向配置式 b)、 c)直径配置式 这类变速器的主、从动轮的工作表面是以圆弧为母线的回转曲面，而中间轮则是半径为 、从动轴是同轴线的。通过改变中间轮的摆角来实现变速。按照中间轮相对于主、从动轮的位置的不同，可以分为两类： 一、中间轮沿主、从动轮截形腔圆的弦配置的属于这一类的有瑞士出品的 二、中间轮沿腔圆的直径配置的（图 2.3 b、 C）：属于这一类的有瑞典出 品的 b）和英国出品的 C ）。 弧锥杯轮式无级变速器在改变传动比时，中间轮与弧锥杯的接触点的位置在变化。在输入转矩不变的情况下接触点的摩擦力与接触点到弧锥杯的转动中心的距离成反 6 比。这种现象限制了弧锥杯轮式无级变速器的传动能力。 为了使接触点的摩擦力在输入转矩不变的情况改变传动比时，摩擦力为定值， 轮与平盘的接触点到滚轮的转动中心的距离是定值，所以在输入转矩不变的情况下改变传动比时，滚轮与平盘的接触点的摩擦力为定值，这样就充分发挥了滚轮平盘摩擦传动的传动能力。 力共分 8路传递。这样就有效地提高了传动能力。相比之下，弧锥杯轮式无级变速器传动的分流数就少了一些。在实际应用中一般是 3路传动，所以 在变速比方面，弧锥杯轮式无级变速器 b=6 12、 b=4 10。相比之下 是因为 弧锥杯轮式无级变速器的变速比等于中间轮到弧锥杯的转动中心的最大距离除以中间轮到弧锥杯的转动中心的 最小距离的平方。为了增加 变速比可以将两挡变速器与 型滚轮平盘式无级变速器方案假设和最终方案 以下是 图 7 图 案一） 图 案二） 8. 调速锥齿轮 9. 滚轮 10. 平盘 13. 输出锥齿轮 14. 输出轴 8 图 案二） 方案一的 动力从中间输入，由于受到空间的限制造成输入齿轮尺寸过小强度不足。在输出轴的布置方面，输出轴与输入轴不是同轴布置。这一点是不可取的。在受力方面，输入轴几乎只受转矩，没有循环应力，这样的设计比较好。输出轴既要受转矩又要受弯矩，有对称循环应力这样的设计不是最佳的。 方案二的动力从外侧输入，由于空间足够，所以输入齿轮的强度是没有问题的。新的问题是齿轮的线速度有些偏高，只要选择低速发动机，再加上较好的润滑，就可以解决齿轮的线速度偏高的问题。采取自动加压装置，以保证压紧力与负载相适应。采取卸荷结构，使传动组件和加压装置 上的各个力在本身内部平衡。在输出轴的布置方面，输出轴与输入轴是同轴布置。这一点是很理想的。在受力方面，输入轴几乎只受转矩，没有循环应力，这样的设计比较好。输出轴受转矩和拉力，但没有循环应力这种设计比较好。在总尺寸方面，这种布置尺寸较紧凑。 方案二与方案一相比有不少优点，所以我选择方案二的结构进行下一步的具设计。 9 3 设计的目标车型拟订 型调查和车型主要参数 表 型主要参数 东风汽车有限公司 东风汽车有限公司 车型： 车型： 发动 机： 动机： 定功率： 99/3000（ kW/r ） 额定功率： 105/2800（ kW/r ） 最大转矩： 353/1200 1600 (Nm/r ) 最大转矩： 402/1600 1900 (Nm/r ) 各档速比：档 档 3档 档 档 档速比：档 档 3档 4档 档 档 减速比 档 减速比 州宇通客车有限公司 河南少林汽车股份有限公司 车型： 车型： 发动机： 动机： 6定功率： 103/2600（ kW/r ） 额定功率： 132/2500（ kW/rm ） 最大转矩： 450/1500 1700 (Nm/r ) 最大转矩： 617/1500、 660/1400 (Nm/r ) 各档速比：档 档 档 4档 档 档速比：档 档 档 4档 档 档 减速比 档 减速比 10 一汽红塔汽车有限公司 上海申沃客车有限公司 车型： 车型： 发动机： 动机： 定功率： 75/3000(kW/r ) 额定功率： 132/2600kW/r ） 最大转矩： 268/1900 2200 (Nm/r ) 最大转矩： 560/1500 1800 (Nm/r ) 各档速比：档 档 档 4档 档 档速比：档 档 档 4档 档 档 主减速比 档 减速比 丹汽车股份有限公司 牡丹汽车股份有限公司 车型： 车型： 发动机： 动机： 定功率： 125/2300(kW/r ) 额定功率： 100/2800(kW/r ) 最大转矩： 630/1500 (Nm/r ) 最大转矩： 392/1600 1900 (Nm/r ) 各档速比：档 档 档 4档 档 档速比：档 档 档 4档 档 档 主减速比 档 减速比 做了大量市场调查后，我总结出以下几点： 一、现在传递小功率和小转矩的无级变速器种类很多，并且技术已经相当成熟。传递大功率和大转矩的无级变速器几乎是空白。已经在汽车上使用的无级变速器的最大转矩为 380N m. 一般常见的载货汽车和客车的主要参数可知其发动机功率：100132高转速： 23003000r 大转矩： 268660 N m。载货汽车变速器的变速比 车变速器的变速比 二、钢带式 00迪 大传递转矩是 280产弧锥环轮式 20684 通过以上资料我们不难看出无论是钢带式 条式 是弧锥环轮式 11 标车型拟订 本设计的目标是设计一种能够满足载货汽车和 客车要求的 过大量的分析和计算。在尽量发挥 表 标车型 车型：城市客车 发动机： 定功率： 125/2300(kW/r ) 最大转矩： 560/1500(Nm/r ) 变速比： 12 4 新型滚轮平盘式无级变速器的技术参数及计算 本次课题设计是传动装置进行结构上的创新设计，首先，使其在理论上能满足扩大无级变速器传动功率及传动转矩的要求；然后，对设计好的传动装置上的各个零部件进行强度校核，如果不能满足要求，再对零部件的参数（包括材料、热处理和形状等）进行改进，使其最终满足设计要求。一些连接件和附件在此就不详加说明了，计算原理方法在 型滚轮平盘式无级变速器基本零部件尺寸及计算过程简述 本零部件尺寸 新型滚轮盘式无级变速器的基本零部件部 分取自于现有产品，如钢球平盘式（ 级变速器 1 、半环型锥盘滚轮式（ 级变速器 1 等。 某些所选尺寸并非每个都和已知件相同 ,只是取其中一部分经验上应用较为广泛的值。选择尺寸时应首先考虑装配问题，当尺寸无法装配时，则另设尺寸值，使其能满足装配。然后进行理论计算，校核强度，所选尺寸的计算结果不能满足强度等要求时需再另进行尺寸、材料等的调整，进行计算、校核，直至能够满足设计目的。 初步选择基本零部件的 基本尺寸如下（ 自动加压装置 19 ：凸轮中径 72锁角 输入锥齿轮 3 ： 大端模数 m=齿 数 z=100, 大端分度圆直径 锥齿轮 3 ： 大端模数 m=齿 数 z=30, 大端分度圆直径 速锥齿轮 1 ： 大端模数 m=齿 数 z=14, 大端分度圆直径 键筒 13 ： 外花键大径 D=内径 d=37,筒长 l=137 调速锥齿轮 13 ： 大端模数 m=齿 数 z=14, 大端分度圆直径 出锥齿轮 9 ： 大端模数 m=齿 数 z=20, 大端分度圆直径 轮 9 ： 大端模数 m=齿 数 z=14, 大 端分度圆直径 出锥齿轮 9 ： 大端模数 m=齿 数 z=20, 大端分度圆直径 出轴 ：直径 d=25 平盘 9 ：外径 d=270小工作半径 50大工作半径 30盘 9 ：外径 d=270小工作半径 50大工作半径 30轮 ：外径 d=80 13 算目的和过程简述 本次设计的主要内容为传动装置的设计。传动装置能否达到既定目的，即能否将传动的转矩和功率升高到既定目的则为本次设计的关键。计算的目的是保证传动装置能够正常工作。而要达到正常工作的要求，首先要根据基本参数计算出各传动部件的强度，然后对各传动部件进行强度校核。计算强度的部分为正常计算部分，校核部分则是通过软件机械设计手册（软 件版）完成的。 型滚轮平盘式无级变速器基本结构尺寸拟订 构尺寸图 速计算 计算齿轮转速是为了确定基本运动参数，为后面的齿轮校核做准备。 发动机在额定功率下的转速为 2300r/（见表 即主动锥齿轮的转速 300r/ 14 根据传动比公式： 1221 ，从动锥齿 轮的转速 30030100=式中 1Z 表示输入主动大锥齿轮齿数， 2Z 表示输入从动小锥齿轮齿数（见 根据摩擦传动比公式： 1221 盘的转速 040 = 式中滚轮 触应力计算 接触应力计算是为了接下来的滚轮强度约束做准备。 发动机在 1500r/总=560 N m （见表 根据名义转矩公式 12 ： n 于为发动机，所以 可将总、总， 发动机在 1500r/0 0T 总总总 150011 同理，所有滚轮上的总转矩为： 1 5 0 0 5 0T 滚轮滚轮滚轮总 150012 所以， T 滚轮总=12T（由于在发动机和滚轮之间只有大、小输入锥齿轮） 因为转矩平分到 4个滚轮上，所以每个滚轮上的转矩为： 15 412 总滚轮总滚轮=5604110030 =42 N m 因为滚轮半径为滚轮r，所以每个滚轮上处所传递的力为： 轮滚轮r T 每个滚轮都与两个平盘接触，故每个平盘只能得到一半的力，即 轮滚轮2r T 将滚轮T=42 N m =40代入式 0242=525 N 式中 由摩擦力公式 : 一个滚轮作用在一个平盘上的压力： 滚轮F = 因为一个平盘上有四个滚轮作用 所以 滚轮 254 = 式中 =示摩擦系数 14 。 根据 目的是为校核滚轮的强度做准备。 滚轮与平盘的接触区存在弹性变形，其接触区为一椭圆弧。根据公式 11 a=( 4.6 b=310 ( 中 a、 轴半径， Q 表示压紧力，即 参考资料 1表 1 1得力为机械零部件单位面积上的作用力， 所以，应力的公式与压强一样，为： 16 中压 滚轮与平盘的接触区为一椭圆，而椭圆面积公式为： A= 式 接触区面积 A= 3 2 式 40082 为常数 1 Q= 所以 40082 3 1 0 5 4008 = 式中 表示最大接触应力。 轮的接触疲劳强度计算 根据滚轮约束条件分析，滚轮上的接触应力为稳定循环变应力，而稳定循环变应力的强度约束条件 12 为：计算应力小于、等于许用应力式，即 中计算应力、 为许用应力 最大接触应力见 设使用寿命为 10000小时，输入转速为 2300 r/ （见 根据 应力循环次数 公式 1 N =2nih =2nih =22300010000=910 (次 ) 查参考资料 1 表 1 i= 17 图 4环次数关系图 由图 所示， 14（见 应力循环次数 910 次时，其接触疲劳强度为 2350于，所以满足要求。（图 7 动加压装置计算 无级变速器重的自动加压装置左右两个凸轮半球中推动齿的升角是发动机的转矩及无级变速器传动装置所传递的转矩所决定的，故只能通过将现存零件进行改进已达到我们所要满足的要求 查参考资料 19 得到输入转矩、所受压力与凸轮升角的关系公式 。 T 总= +)2 中 表示自锁角， 示凸轮中径，表示凸轮升角。 由于平盘对滚轮的压紧力是由自动加压装置提供的，而力的作用是相互的，所以加压装置中的滚轮也受到滚轮通过平盘传递的压紧力且平衡，所以凸轮的推动齿面受到的压力等于 。 代 60 72 = （见 入式 以 560= +) 2 求得 =27 18 出轴强度计算 由于增大了输出转矩，为防止 输出轴所承受的剪切应力超过了轴的剪切持久极限，所以要对轴进行校核。 是平盘传递给输出轴的最大拉力，所以代入公式 = 式中示输出轴受的最大拉应力， 出轴半径见 和 滚轮总的计算方法相同，即依据名义转矩公式 注意的地方在于滚轮与从动平盘 通过花键来传递运动给输出轴。因为滚轮传动分为 8路，这整个过程中从滚轮到输出轴之间运动的传递只占其中的一半，传动效率为 50%，所以： i =12滚轮平盘 rr =560 0130=273N m 式中 由公式 （式中转 即 22= 22 = 式中 示输出轴受的最大转矩剪切应力 ,D=25(见 输出轴的材料为 45，其剪切持久极限大于 13514 ，所以输出轴完全可以传递升高以后的转矩。 19 键强度计算 查参考资料 5 得花键的强度约束 静联接 p= p 联接 P= p 键各基本尺寸 13 式中： 载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取 =数多 时取偏小值； z 花键的 齿数（见 l 齿的工作长度，单位为 h 花键齿侧面的工作高度，矩形花键， h=22C，此处 D 为外花键的大径， 位均为 开线花键， a 30， h m； a 45， h= 0.8 m， 花键的平均直径，矩形花键， 渐开线花键， 位为 p 花键联接的许用挤压 应力，单位为 表 p 花键联接的许用压力，单位为 表 用压力 5 用挤压应力、许用压力 联接工作方式 使用和制造情况 齿面未经热处理 齿面经热处理 p 静联接 不良 中等 良好 35 50 60 100 80 100 40 70 100 140 120 200 p 空载下移动的动联接 不良 中等 良好 15 20 20 30 25 40 20 35 30 60 40 70 在载荷作用下移动的动联接 不良 中等 良好 3 10 5 15 10 20 20 输出轴花键联接强度计算 输出轴花键联接为静联接 p= = 02 7 3