日产逍客的无级变速器设计【含全套11张CAD图纸】
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摘 要汽车变速器装置是汽车的传动系统中最重要的部件，主要作用体现在汽车行驶的过程当中。目前在汽车变速器装置技术的发展,能够去衡量一个国家汽车技术的真正水平，因此汽车传动系统的灵魂可以说是变速器装置。本课题是以日产逍客无级变速变速器为设计载体，对无极变速器进行设计与研究。随着科学的进步越来越多的车辆开始搭载自动变速器（AT）以及无级变速器（CVT），因此CVT在未来变速器的发展中将会占据主导地位。本设计主要对变速器的基本参数和结构进行合理分析，从而在动力匹配方面、机械设计以及机械强度方面实现变速器计算，最后通过方案对比确定设计的总体结构，通过计算机软件处理使用AutoCAD绘图软件绘制汽车变速器的二维设计图纸。设计出高效率，高扭矩的金属带式无级变速器。关键词：无级变速器；传动系统；结构分析；行星机构； AbstractVehicle transmission device is the most important part of the vehicle transmission system, and its main function is reflected in the process of vehicle driving. At present, the development of automotive transmission technology can measure the real level of a countrys automotive technology, so the soul of automotive transmission system can be said to be a transmission device. This topic is based on Nissan passenger continuously variable transmission as the design carrier, the design and research of the CVT. With the progress of science, more and more vehicles begin to carry automatic transmission (AT) and continuously variable transmission (CVT), so CVT will dominate the development of transmission in the future. This design mainly carries on the reasonable analysis to the basic parameters and structure of the transmission, thus realizes the calculation of the transmission in the aspects of power matching, mechanical design and mechanical strength. Finally, the overall structure of the design is determined through the comparison of schemes. The two-dimensional design drawings of the automobile transmission are drawn by using AutoCAD drawing software through computer software processing. A metal belt CVT with high efficiency and high torque is designed. Key words: continuously variable transmission; transmission system; planetary mechanism目 录摘 要1Abstract2第一章 绪 论51.1 变速器的简介51.2 变速器的结构类型51.3 变速器的发展状况81.3.1手动变速器(MT)91.3.2自动变速器（AT）91.3.3手动/自动变速器（AMT）101.4 课题研究的目的与意义111.5 变速器的设计要求111.6.研究的基本内容121.7设计的思路12第2章 无级变速器的结构分析122.1 无级变速器的结构122.1.1 起步离合器132.1.2 行星齿轮机构132.1.3 无级变速机构142.1.4 减速机构142.2无级变速器的工作原理14第3章 无级变速器的总体设计方案153.1 传动比的设计计算153.1.1最小传动比的选择153.1.2 最大传动比选择153.2 传动比的计算163.3 传动方案设计17第4章 无级变速器行星齿轮机构的设计184.1 行星轮系的设计校核184.1.1太阳轮设计计算184.1.2 行星轮设计计算204.2 行星架的设计计算214.3 轴承的选择及校核234.4 离合器的设计244.5齿圈的设计计算25第5章 无级变速机构的设计265.1 主要技术参数设计275.2 金属带的设计295.2.1金属块设计305.2.2金属带主要计算305.3主动带轮设计计算315.3.1初算轴径315.3.2可动锥盘设计计算315.3.3定锥盘设计计算325.4从动带轮设计计算34第6章 无级变速器减速机构的设计346.1齿轮相关参数计算346.1.1 齿轮参数346.1.2 各齿轮齿数及参数分配346.2 齿轮的校核436.2.1 齿轮材料的选择原则436.2.2 计算各轴的转矩436.2.3 轮齿强度计算436.2.4 各齿轮受力计算59总 结60参考文献62致 谢64第一章 绪 论1.1 变速器的简介汽车变速器的发展前后经过链式传动方式的变速器到齿轮式传动的手动变速器,再到目前采用机械液力方式实现的自动变速器，还有电控机械式的自动变速器，这些变速器的发展前前后后经历了大约100多年之久。无论是使用的哪种类型作为传动的汽车变速器，这都是汽车的传动系统中十分重要的部件，汽车变速器主要作用体现在汽车行驶的过程当中。因此汽车传动系统的灵魂可以说是变速器装置。1.2 变速器的结构类型 随着科技的发展，汽车的变速器从一开始到现在也经历了很长一段时间的发展。为满足人们及市场的不同需求，从而诞生出各种类型变速器。主要分为手动变速器、自动变速器、无级变速器三类。（1）手动变速器即采用齿轮组换挡，由于每挡齿轮组的齿数是固定的，所以各挡速比是个固定值。手动变速器是最常见的变速器，它的结构简单，主要由输入轴、轴出轴和中间轴、各轴轴承、各挡齿轮、同步器、换挡操纵机构组成。手动变速器故障率相对较低，使用成本也较低。（2）自动变速器即可以自动升挡和降挡，车载电脑主要根据车速和负荷进行升降挡控制，同时还要参考变速器油温、换挡模式等多种信号。对速度变化反应较慢，没有手动波灵敏，同时费油不经济，传动效率低变矩范围有限。自动变速器在各个挡位都有一定的传动比范围，因此在驾驶过程中会有“顿挫”的变挡感觉。（3）无级变速器也叫CVT变速器，是汽车变速器的一种，与有级变速器的主要区别在于：它的速比不是间断的点，而是一系列连续的值，从而实现了良好的经济性、动力性和驾驶平顺性，而且降低了排放和成本。CVT采用传动带和可变槽宽的棘轮进行动力传递，即当棘轮变化槽宽肘，相应改变驱动轮与从动轮上传动带的接触半径进行变速，传动带一般用橡胶带、金属带和金属链等。CVT是真正无级化了，它的优点是重量轻，体积小，零件少，与AT比较具有较高的运行效率，油耗较低。但CVT的缺点也是明显的，就是传动带很容易损坏，不能承受较大的载荷，只能限用于在1升排量左右的低功率和低扭矩汽车，因此在自动变速器占有率约4%以下。近年来经过各大汽车公司的大力研究，情况有所改善。本设计中主要对物件变速器进行设计。一、手动变速器(MT)手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。二、自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。三、手动/自动变速器（AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。 自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。 所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。四、无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有27个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体” 之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT无级变速器，既方便又省油，且售价也仅在9.6811.68万元。而且奇瑞汽车销售公司表示QQ无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。1.3 变速器的发展状况汽车能够实现在道路上行驶，主要使靠传递动力和能够改变车速的变速器去实现的，但是如何降低动力的损失，还有减少燃油的消耗这是进行汽车设计时必须要考虑的问题，同时对于购车的人来说，这也是他们选择汽车的主要性能指标。随着社会的发展，近几 年以来人民大众经济都好起来，对汽车的舒适性方面和动力性方面等要求非常高。21世纪以来，微电子技术的发展及机电一体化技术的发展已经在人们生活当中随处可见，汽车中使用的电控型的自动变速器也应运出现，自动化设备能够减轻驾驶员的操作强度，其实汽车变速器的本质是传动的方式。随后随着自动变速器的不断发展，主要是向着电子化、集成化等发展，这使变速器的换挡能够实现自动换挡成为可能。这项技术的发展中电子控制无级变速器（ECVT）在控制中显得更加突出，工作性能更加的平稳，可以满足汽车自动变速器的强烈要求4。近年来，随着车辆技术的进步和道路上车辆密度的加大，汽车已经成为了现代文明 社会重要的组成部分，人们对汽车的各项性能也提出了更高的要求，特别是经济性和动力性方面。现在为了提高汽车的这些性能，人们尝试了多项努力。金属带式无级变速器作为汽车理想的变速传动装置，具有广阔的发展前景和市场空间，与目前应用较广的自动变速器（AT）相比，其性能优良、结构简单、可以实现汽车的无级变速。无级变速传动系统匹配及控制是实现车辆性能的关键技术之一，通过合理地控制无级变速器，可以使汽车按驾驶员的意图在汽车的行驶阻力和发动机输出功率之间自动实现动态最佳匹配，保证发动机在理想的工况下运行，以便把汽车的经济性、动力性发挥到极限状态。金属带式无级变速器越来越受到人们的重视并且获得了较快的发展，世界上主要的汽车厂商也都在进行无级变速器的研究工作。1.3.1手动变速器(MT)手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。1.3.2自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。1.3.3手动/自动变速器（AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。 所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。1.4 课题研究的目的与意义金属带式无级变速器是汽车理想的传动系统，它可提高汽车的经济性，改善汽车的动力性，便于操作是汽车的核心技术之一。通过对金属带式无级变速器传动机构的设计，可以重点培养设计、团队协作沟通能力，能够尽快适应企业需求。同时通过设计交流创造学术竞争氛围，为师生之间、同学之间提供良好的交流平台，进而推动学科建设的提升。金属带式无级变速器传动机构设计在提高和检验汽车行业院校学生的综合素质，为汽车工业健康、快速和可持续发展积蓄人才，对增进产、学、研三方的交流与互动合作等方面具有十分广泛的意义。毫无疑问，对于对汽车的了解仅限于书本和个人驾乘体验的大学生而言，能够独立的完成金属带式汽车无级变速器传动机构设计，是一段非常福有天站的过程，同时也是一段收益颇丰的过程。1.5 变速器的设计要求变速器是通过将汽车发动机提供的能量传递给汽车的车轮，主要功能和作用包含一下三个方面是： （1）为了能够适应各种路况的变化，常常换挡的方式以此来改变传动比使转矩改变，这样驱动轮的工作有效范围就被扩大了，这就使汽车可以工作在最有利的工作状况下，发挥变速器最佳的性能； （2）为了能够让汽车可以实现倒退行驶，又因为发动机的旋转不会改变旋转方，所以变速器如果要实现汽车的这一项功能，可通过改变输出轴的转向从而实现； （3）汽车要保证正常行驶和平稳起步。此外对变速器在运转过程中的工作性能主要的要求包含以下三个方面是： （1）设计需要考虑汽车的动力性与经济性，能够考虑到汽车其形式过程中会遇到的各种工作情况，特别是在安全性上也要严格满足； （2）对于设计使用的材料要经过严格的最佳的热处理方式进行处理，这样可以提高效率，同时延长使用的时间，在选择使用的齿轮的传动方式要合理，变位系数的选择也要正当； （3）此外变速器在外形的尺寸、制造使用的成本、使用起来维修能够方便、工作的性能要可靠等也要严格满足使用要求2。1.6.研究的基本内容(1) 研究汽车无级变速器的工作原理和结构特点；(2) 根据设计参数并结合结构工艺等要求确定无级变速器传动方案；(3) 根据无级变速器传动方案确定无级变速器机构的设计；(4) 中间减速机构的设计按齿轮受力、转速等情况选择齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数；(5) 撰写设计说明书并完成主要总成装配图，零件图及三维立体图。1.7设计的思路（1）通过生产厂家及4S店的实习了解无级变速器的工作原理及结构形式，为后面的设计奠定基础；（2）通过图书馆及网上查阅资料了解变速器设计的基本过程及方法对无级变速器的主要零件进设计计算；（3）通过计算的数据绘制二维图纸，完成变速器的模型建立，并制作动画仿真，编制设计说明书；第2章 无级变速器的结构分析2.1 无级变速器的结构无级变速器主要是由起步离合器、行星齿轮机构、无级变速机构、控制系统和中间减速机构构成，如图2-1所示。图2-1金属带式无级变速器的基本组成2.1.1 起步离合器 汽车无级变速器中的前进、倒挡离合器是一种湿式多片离合器。离合器靠液压缸活塞压力进行传递转矩。当泄压时，活塞靠回位弹簧返回。多片式离合器因能获得较大的摩擦面积，所以能够传递较大的转矩。根据离合器摩擦片的数量，很容易改变其所传递的转矩的能力。离合器摩擦材料以纸基摩擦材料为主，它是以石棉、碳纤维素等纤维或棉、木材、合成纤维作为母体材料，添加无机、有机的高摩擦材料，并在进行搅拌的基础上，浸渍酚醛类树脂硬化而成。将其粘在钢片上，这种材料的特点是多孔、网状，具有弹性，摩擦因数高，高压，高温，高圆周速度时的稳定性好。2.1.2 行星齿轮机构 在汽车无级变速器中，广泛采用的倒挡机构是行星齿轮机构，行星齿轮机构之所以被广泛采用，关键是它与定轴式倒档机构相比有许多优点，无级变速器的行星齿轮机构多采用双行星齿轮机构，行星架通过紧固螺栓与行星架固定在一起。行星架上装有三到四对双排行星轮，内行星轮同时与中心论和外行星轮相啮合，外行星轮同时与内行星轮和内齿圈相啮合。这种结构可以实现前进和倒档。行星齿轮机构实现倒档操作，倒档的旋转方向是通过行星齿轮系改变的。 行星传动是一种常啮合传动，与定轴式相比，能减少换向的冲击，使换向平稳柔顺。明显缩小变速器轴向尺寸，此外多点啮合的对称性，不仅使径向力相互平衡，且使运动平稳，抗冲击和抗振动能力强、寿命长。通过增减行星齿轮的数目，可以改变行星机构的承载能力。2.1.3 无级变速机构 在金属带式无级变速器的工作过程中，主、从动带轮的中心距是固定的，根据传动比的要求，主、从动轴上的移动锥盘作轴向移动，改变带轮的工作半径，从而改变传动比。由于带轮的工作半径可以连续变化，所以可实现无级变速。结构示意图如下：2.1.4 减速机构由于无级变速机构可提供的速比变化范围为2.60.445左右，不能完全满足整车传动比变化范围的要求，故设有中间减速机构，为两级齿轮传动。 发动机的动力通过变矩器离合器和液力变矩器传给前进、倒挡离合器，液压泵产生的高压油通过液压缸将力施加给锥盘变速装置，该力施加给金属带组件产生摩擦力，将主动轴的转矩传递给从动轴，然后通过减速装置，经差速器输出给车轮。2.2无级变速器的工作原理发动机输出的动力传到主动带轮上，主动带轮通过与金属带的V型摩擦片侧边接触产生摩擦力，推动摩擦片向前运动，并推压前一个摩擦片，在二者之间产生推压力。该推压力在接触弧上形成后，随着摩擦片由接触弧的入口向出口运动逐渐增大，经金属带传到从动带轮上。在从动带轮上，靠摩擦片与从动带轮的接触产生摩擦力，带动从动带轮转动，将动力传到了从动轴上。随着传递转矩的增加，主动轮上挤在一起的摩擦片增多。所有与从动轮接触的摩擦片，相邻片之间无间隙，相互之间有推压力作用。随着摩擦片由接触弧的入口向出口运动，摩擦片间的推压力逐渐减小，最后消失。从而实现无级变速。第3章 无级变速器的总体设计方案3.1 传动比的设计计算3.1.1最小传动比的选择汽车大多数时间是以最高档行驶的，即用最小传动比的档位行驶。因此，最小传动比的选择是很重要的。传动系的总传动比是传动系中各部件传动比的乘积，即：i1=igi0ic （3-1）式中，ig为变速器的传动比；i0为主减速器的传动比；ic为分动器或副变速器的传动比。该车型没有分动器或副变速器，最小传动比为变速器最大传动比与主减速器传动比的乘积。3.1.2 最大传动比选择确定最大传动比时，要考虑三方面的问题：最大爬坡度，附着率及汽车最低稳定车速。需要满足以下条件：满足汽车的最大爬坡度max；满足汽车的最低稳定车速uamin；满足汽车加速时间的要求；满足汽车的附着条件：FXmaxF=F(1) 保证最大爬坡度当汽车低速爬坡时Fw=0,Fj=0Ftmax=Ff+FimaxTtqmaxigi0Tr=Gfcosmax+Gsinmaxig1G(fcosmax+sinmax)rTtqmaxi0T(2) 满足最低稳定车速uamin的要求在设计越野汽车传动系时，为了避免在松软地面上行驶时土壤受冲击剪切破坏而损害地面附着力，itmax应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。若最低稳定车速为uamin，则传动系最大传动比为：itmax=0.377nminruamin轿车的最大爬坡能力通常大于30%，因此，确定最大传动比主要考虑其加速能力。可参考同一等级的轿车选择最大传动比。(3) 满足附着条件在最大传动比确定后，应计算驱动轮的附着率，检查附着条件是否满足上坡或加速的要求。FXmaxF或C1（C2）必要时，只能从汽车总体布置和结构着手，改善汽车的附着能力。3.2 传动比的计算设定：最高车速168Km/h=46.67m/s，车轮半径R16=R406.4mm，R=406.4+20560%=529.4mm车轮外周长S=2R=2529.4=3326.32mm=3.33m最高车速时，车轮转速为n1=46.673.33=14r/s最低稳定车速时，车轮转速为n1、=1.3893.33=0.4r/s 综合1,、2所述，当汽车以最低稳定车速行驶时，车速为5Km/h，发动机转速为700r/min，看当汽车以最高车速行驶时，发动机转速应该在最大功率转速之后，最大功率转速为5500r/min6000r/min，因此，最高车速时，发动机的转速可设为6000r/min，即：n2=6000r/min=100r/sn2、=700r/min=11.67r/s最小传动比为：i1=n2n1=7.143最大传动比为：n2=n2、n1、=29.175根据公式：i1=igi0ic由于该车型无分动器和副变速器，故：最小传动比为：i1=ig1i0=7.143最大传动比为：n2=ig2i0=29.1753.3 传动方案设计金属带式无级变速器的传动方案设计：发动机将动力传递到输入轴，通过双行星轮系机构的换向装置，然后将动力输出到主动带轮轴上，在通过金属带将动力传递到从动轮轴，从动轮轴经中间减速器与差速器连接，最后输出到车轮轴上。主减速器传动比设为4，中间减速器传动比设为2.66，其中第一级传动比为1.4，第二级传动比为1.9。那么CVT的传动比为：最大传动比至少为：I1=2.88最小传动比至少为：I2=0.4由于前进挡离合器铡片与太阳轮相连，摩擦片与行星架相连，前进挡离台器工作时，将太阳轮(变速器输入轴)与行星架(输出)连接，整个行星齿轮系以一个整体旋转，传动比为l：1。故：在发动机最大扭矩转速的时候，中间减速的一轴（轴一）的转速N14000r/min=66.67r/min，主动带轮轴与中间减速器二轴（轴二）同轴，转速N2=N12.66=23.81r/min从动带轮轴（轴）（轴三）转速N3=N22.88=8.92r/min半轴（轴四）转速N4=N34=2.23r/min各轴功率为：P1=P离星=1160.960.96=106.91KwP2=P12=106.910.96=102.63KwP3=P23=102.630.96=98.52KwP4=P34=98.520.960.96=90.8Kw其中P1、P2、P3、P4分别表示轴一、轴二、轴三、周四的输入功率；离为离合器的传动效率，星为行星轮系的传动效率，2、3、4分别为两相邻轴之间的传动效率。轴转矩：T1=T12=2000.962=184.32NmT2=T1i123=184.322.80.963=475.63NmT3=T2i233=475.632.670.963=1123.56NmT4=T3i343=1123.5640.963=3976.23Nm第4章 无级变速器行星齿轮机构的设计4.1 行星轮系的设计校核4.1.1太阳轮设计计算(1) 行星轮系各轮齿数的确定必须满足四个条件：A保证实现给定传动比Z3Z1=1-i1H i13H=n1-nHn3-nHB满足同心条件a12=a23m2Z1+Z2=m2Z3-Z2Z3=Z1+2Z2C满足均布安装条件N=(N1+N3)/KD邻接条件O2O2、da2Z22ha*1-sin(/k)(2)太阳轮设计及校核参数：Z=40，m=2.5，b=60mmI. 按齿面接触疲劳强度校核由公式H=ZEZHZKFtbdu+1u式中：ZE材料弹性系数，查取选择ZE=189.8MPa1/2ZH节点区域系数，查取选择ZH=2.5Z重合度系数，其值与和有关，查取选择Z=0.75K载荷系数，K=KAKVK计算得K=1.42；KA使用系数，查表选取KA=1.0KV动载系数，查表选取KV=1.27K齿向载荷分布系数，查表选择K=1.12Ft圆周力Ft=2T/d计算得4000齿数比，计算得u=2代入数值得：H=189.82.50.751.4240006010032=134.1又Hmin试验齿轮的齿面接触疲劳极限，选择Hmin=570MPa（调质碳钢）ZH接触强度计算的强度系数，选择ZH=1.15SH接触强度计算的安全系数，一半取SH=1.0代入数据得：H=5701.15=655.5比较有HH符合条件，满足要求。II. 按齿根弯曲疲劳强度校核由公式F=KFtbmYFYSYF式中K、Ft、b、m同前YF齿形系数，查取选择YF=2.44YS应力修正系数，查取选择YS=1.63Y重合度系数，查取选择0.7代入数据计算得R2v=Ft-R1v=2105-393=1712Fr2=R2H2+Rw2=4082+17112=1776N又，F=FminYN/SF式中，Fmin试验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力，查取得250MPaYN弯曲强度计算寿命系数，查得选择YN=1.5SF齿根弯曲强度计算安全系数，一般取SF=1.25代入数据得F=2501.51.25=300比较有FF符合条件，满足要求。4.1.2 行星轮设计计算 I. 按齿面弯曲强度校核由公式H=ZEZHZKFtbdu+1u式中：ZE材料弹性系数，查取选择ZE=189.8MPa1/2ZH节点区域系数，查取选择ZH=2Z重合度系数，其值与和有关，查取选择Z=0.7K载荷系数，K=KAKVK计算得K=1.32；KA使用系数，查表选取KA=1.0KV动载系数，查表选取KV=1.27K齿向载荷分布系数，查表选择K=1.12 Ft圆周力Ft=2T/d计算得4000齿数比，计算得u=2代入数值得：H=189.820.751.3240005062.532=453.24NHmin试验齿轮的齿面接触疲劳极限，选择Hmin=570MPa（调质碳钢）ZH接触强度计算的强度系数，选择ZH=1.15SH接触强度计算的安全系数，一半取SH=1.0代入数据得：H=5701.15=655.5比较有HH符合条件，满足要求。II. 按齿根弯曲疲劳强度校核由公式F=KFtbmYFYSYF式中K、Ft、b、m同前YF齿形系数，查取选择YF=2.45YS应力修正系数，查取选择YS=1.65Y重合度系数，查取选择0.7代入数据计算得F=KFtbmYFYSY=1.424000502.52.451.650.7=214.3NFr2=R2H2+Rw2=4082+17112=1777N又，F=FminYN/SF式中，Fmin试验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力，查取得250MPaYN弯曲强度计算寿命系数，查得选择YN=1.5SF齿根弯曲强度计算安全系数，一般取SF=1.25代入数据得F=2501.51.25=300比较有FS，故A-A剖面安全。4.3 轴承的选择及校核轴承的选择：因为行星架轴上安装的是斜齿轮，在动力传动中不仅有径向力同时还有轴向力，而角接触球轴承能同时承受较大的径向、轴向联合载荷，而且内外圈可分离，拆装方便。查机械设计手册，选择角接触球轴承（GB/T297-1994）轴承代号：7208AC轴承内径：d=40mm轴承外径：D=80mm轴承宽度：B=18mm1.轴承的校核（1）计算轴承的轴向力。内部轴向力计算公式：S=Fr/2Y又Fr轴承总支撑反力，在行星架轴的校核中已经求出Y查机械设计手册30206，得Y=1.6Fr1=R1H2+Rw2=5102+3022=593N则Fr2=R2H2+Rw2=3022+24182=2436.8NS2=Fr22Y=761.5NS1和S2的方向如图7-7所示。S1和A同向，A=Fa=631（斜齿轮校核中已得）轴承受力分析图 图7-7则有S1+A=178+631=809显然S1+AS2，因此轴有右移趋势，但是由于轴承部件的结构图分析可知轴承II将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为Fa1=178NFa2=613N由于Fa2Fa1，故只需对轴承II校核即可，同时第一个支撑只是简化成轴承方便计算。（2）计算当量动载荷查机械设计手册得圆锥滚子轴承e=1.5tan=1.5tan12.14=0.32Fa2Fr2=6132437=0.25e查机械设计手册得X=1；则当量动载荷P=XFr2+YFa2=12437+1.6613=3399N（3）校核轴承II的寿命轴承在100一下工作，查得fr=1.载荷平稳，查得fp=1.5，查机械设计手册得30206圆锥滚子轴承中动载荷C=43200N轴承II的寿命为Lh=10660n（frCfpP）3=1066042001.2512001.324373=28944h假设轿车使用年限为15年，每天使用时间为5个小时，则预期寿命为：L=530015=22500h显然LL、，故轴承寿命很充足。4.4 离合器的设计前进挡离合器钢片和摩擦片的设计，离合器摩擦片在性能上应满足以下要求：1.摩擦因数较高且较稳定；2.具有足够的机械强度和耐磨性；3.人稳定性好；4.长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。因此选择金属陶瓷摩擦材料，具有传热性好、热稳定性和耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵。参数如下：离合器钢片离合器摩擦片内径：85mm内径：90mm外径：180mm外径：190mm厚度：2.5mm厚度：2.5mm个数：4个数：4倒挡制动器钢片和摩擦片倒档离合器钢片和摩擦片的要求及作用和前进挡离合器钢片及摩擦片相似制动器钢片 摩擦片倒挡制动器钢片倒挡制动器摩擦片内径：240mm内径：240mm外径：270mm外径：270mm4.5齿圈的设计计算齿圈和行星系中外面一组行星齿轮啮合，同时齿圈外圈也有凹槽，用于安装倒档离合器钢片，在启用到当时候，通过压紧倒档离合器钢片和倒挡制动器摩擦片将齿圈锁止在离合器壳体上。齿圈伸出一个凸台便于安装在齿圈外圈的摩擦片压紧。1.按齿面接触疲劳强度校核由公式H=ZEZHZKFtbdu+1u式中：ZE材料弹性系数，查取选择ZE=189.8MPa1/2ZH节点区域系数，查取选择ZH=2Z重合度系数，其值与和有关，查取选择Z=0.75d=205mmb=30mmK载荷系数，K=KAKVK计算得K=1.4；KA使用系数，查表选取KA=1.0KV动载系数，查表选取KV=1.27K齿向载荷分布系数，查表选择K=1.12Ft圆周力Ft=2T/d计算得1366齿数比，计算得u=4.8代入数值得：H=189.82.50.751.4240006010032=134.1又Hmin试验齿轮的齿面接触疲劳极限，选择Hmin=570MPa（调质碳钢）ZH接触强度计算的强度系数，选择ZH=1.15SH接触强度计算的安全系数，一半取SH=1.0代入数据得：H=5701.15=655.5比较有HH符合条件，满足要求。2.按齿根弯曲疲劳强度校核由公式F=KFtbmYFYSYF式中K、Ft、b、m同前YF齿形系数，查取选择YF=2.45YS应力修正系数，查取选择YS=1.6Y重合度系数，查取选择0.7代入数据计算得F1=2KFT1YFa1Ysa1Ydm3z2F1又，F=FminYN/SF式中，Fmin试验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力，查取得250MPaYN弯曲强度计算寿命系数，查得选择YN=1.5SF齿根弯曲强度计算安全系数，一般取SF=1.25代入数据得F=2501.51.25=300比较有FS，故a-a剖面安全。5.4从动带轮设计计算从动带轮的设计和主动带轮相似，故不赘述。经计算检验均符合条件。满足要求。第6章 无级变速器减速机构的设计6.1齿轮相关参数计算6.1.1 齿轮参数1. 初步确定两锥盘轴的中心距，如公式3根据公式可得： mm式中，初定其为70 mm。2. 基本参数（1）模数：齿轮的模数在2.252.75之间，取mm；（2）压力角：国家规定的标准压力角为20；（3）螺旋角：取；（4）齿宽b:，其中；（5）齿顶高系数：在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。6.1.2 各齿轮齿数及参数分配1. 确定从动轴上齿轮的齿数（1）传动比，取，b=20 齿数和= 取整为。由式得：所以在选取齿轮齿数时，应尽量避免齿轮齿数出现公约数，但为保证传动比i=1.4，现保持原数。（2）对中心距进行修正mm取整mm。对齿轮进行角度变位端面啮合角：tan=tan/cos=所以=21.1728啮合角cos=0.9458所以=18.9475变位系数之和 =即：，由式计算精确值：（3）齿轮轮齿参数分度圆直径 =2.7520/cos21.631=59.1666mm =2.7528/cos21.631=82.8334mm齿顶高 = 12.75=2.75mm 齿根高 =（1+0.25）2.75=3.3475mm齿全高 =2.75+3.3475=6.1875mm齿顶圆直径 =59.1666+22.75=64.6666mm =82.8334+22.75=88.3334mm齿根圆直径 =59.1666-23.3475=52.4716mm =82.8334-23.3475=76.1384mm当量齿数 =24.8985 =34.8579节圆直径 mm mm mm mm2. 确定第二级减速机构齿轮的齿数（1）传动比，取，b=21 mm初选其为86mm由式齿数和= 取整为。则由式得： 所以取：则（2）对中心距进行修正由式得：mm取整mm。对齿轮进行角度变位由式得端面啮合角 tan=tan/cos= 所以：=21.1728由式得啮合角 ：cos=0.9346 所以：=20.8289由式得变位系数之和 =所以，由式（3.23）计算精确值：A=所以（3）分度圆直径 ： =319/cos19.6336=60.5185mm =335/cos19.6336=111.4815mm 齿顶高 = 3mm 齿根高 =3.75mm齿全高 =3+3.75=6.75mm齿顶圆直径 =60.5158+23=66.5185mm =111.4815+23=117.4815mm齿根圆直径 =60.5185-23.75=53.0185mm =111.4815-23.75=103.9815mm当量齿数 ： =24.8985 =34.8579节圆直径 mm mm mm mm3. 确定主减速机构齿轮的齿数（1）传动比，取，b=21 mm初选其为160 mm。得齿数和= 取整为所以： 取=19，=82则（2）对中心距进行修正由式（9-4）mm 取整mm。对齿轮进行角度变位得端面啮合角 tan=tan/cos=所以=21.1728得啮合角 cos=0.9337所以=20.9679得变位系数之和 =即：，计算精确值：A= 所以（3）分度圆直径 =319/cos19.781=60.574mm =382/cos19.781=261.426mm齿顶高 = 3mm 齿根高 =3.75mm 齿全高 =3+3.75=6.75mm齿顶圆直径 =60.574+23=66.574mm =261.426+23=267.426mm齿根圆直径 =60.574-23.75=53.074mm =267.426-23.75=259.926mm当量齿数 =22.803 =98.413节圆直径 mm mm mm mm4. 确定行星齿轮的齿数（1）采用标准齿轮，即6个行星齿轮。则所以=2.06251.91.4(0.37272.6833)=2.044714.7212根据参考车型帝豪EC718，取=2.963（2）斜齿轮传动：，b=72.75=19.25分度圆直径 =2.7532/cos20=93.6476mm =2.7513/cos20=38.0444mm =2.7566/cos20=193.1482mm齿顶高 = 2.75mm 齿根高 =3.4375mm 齿全高 =2.75+3.4375=6.1875mm齿顶圆直径 =93.6476+22.75=99.1476mm =38.0444+22.75=43.5444mm =193.1482-22.75=187.6482mm齿根圆直径 =93.6476-23.4375=86.7726mm =38.0444-23.4375=31.1694mm =193.1482+23.4375=200.0243mm当量齿数 =38.5649 =15.6670 =79.54026.2 齿轮的校核6.2.1 齿轮材料的选择原则选择齿轮类型、材料、精度1. 选择斜齿轮传动2. 齿轮材料为20CrMnTi3. 热处理：渗碳、淬火、低温回火4. 硬度：表面硬度 5662HRC 心部硬度 240300HBS5. 6级加工精度6.2.2 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为135N.m，带传动效率90%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%，齿轮传动效率99%。轴 =13599%96%=128.304N.m轴 =128.30490%96%2.88=319.261N.m轴 =319.26199%96%1.4=424.796N.m轴 =424.79699%96%1.842=743.664N.m6.2.3 轮齿强度计算I 齿面接触强度参数计算rpm rpm 1116.07 rpm rpm1.齿轮1、2的相关参数（1）分度圆上名义切向力=N（2）使用系数保证运转均匀平稳，由机械设计手册14-89查得，=1。（3）动载系数齿轮线速度：m/s传动精度系数C： 其中：Z=20，=10m =6.918圆整取C=7由机械设计手册查图14-1-14得，=1.22。（4）齿向载荷分布系数由机械设计手册表14-1-98，齿轮装配时对研跑合，= = =1.143（5）齿间载荷分配系数N/mm由机械设计手册表14-1-102得，=1.1（6）节点区域系数=-0.3453， 由机械设计手册图14-1-16得，= = =2.476（7）弹性系数由机械设计手册表14-1-105得，=189.8。（8）重合度系数纵向重合度 端面重合度 由机械设计手册图14-1-12得：，则： =（1+0.18）0.61+（1+0.5253）0.63=1.6807由机械设计手册图14-1-19得，=0.79（9）螺旋角=（10）小齿轮、大齿轮的单对啮合系数、按机械设计手册14-1-104的判定条件，由于mmmm = =1.305 = =0.9968 =1.305-0.827(1.305-1)=1.053=0.9968-0.827(0.9968-1)=0.999取=1.053，=1。2. 齿轮3、4的相关参数（1）分度圆上名义切向力=N（2）使用系数保证运转均匀平稳，由机械设计手册14-89查得，=1。（3）动载系数齿轮线速度：m/s传动精度系数C：其中 Z=19，=9m =6.518 圆整取C=7由机械设计手册查图14-1-14得，=1.22。（4）齿向载荷分布系数由机械设计手册表14-1-98，齿轮装配时对研跑和由式（9-31）得：= =1.1465（5）齿间载荷分配系数N/mm由机械设计手册表14-1-102得，=1.1（6）节点区域系数=-0.3453，由机械设计手册图14-1-16得，= = =2.3642（7）弹性系数由机械设计手册表14-1-105得，=189.8（8）重合度系数纵向重合度：端面重合度： 由机械设计手册图14-1-12得， =（1+0.27）0.58+（1+0.3336）0.69=1.6568由机械设计手册图14-1-19得，=0.82（9）螺旋角由式（9-36）得=（10）小齿轮、大齿轮的单对啮合系数、按机械设计手册14-1-104的判定条件， mmmm = =1.0482 = =0.8392=1.0428-0.827(1.0428-1)=1.0074=0.8392-0.827(0.8392-1)=0.9722取=1.0074；=1。3. 齿轮5、6的相关参数（1）分度圆上名义切向力=N（2）使用系数保证运转均匀平稳，由机械设计手册14-89查得，=1。（3）动载系数齿轮线速度：m/s传动精度系数C：其中 Z=19，=9m。 =6.518圆整取C=7由机械设计手册查图14-1-14得，=1.22。（4）齿向载荷分布系数由机械设计手册表14-1-98，齿轮装配时对研跑和= = =1.1465（5）齿间载荷分配系数N/mm由机械设计手册表14-1-102得，=1.1（6）节点区域系数=-0.3453，由机械设计手册图14-1-16得：= = =2.3583（7）弹性系数由机械设计手册表14-1-105得：=189.8（8）重合度系数纵向重合度：端面重合度： 由机械设计手册图14-1-12得，则： =（1+0.27）0.58+（1+0.4349）0.86=1.97由机械设计手册图14-1-19得，=0.71（9）螺旋角=（10）小齿轮、大齿轮的单对啮合系数、按机械设计手册14-1-104的判定条件，：mm mm = =1.2386 = =1.2948=1.2386-(1.2386-1) =1.0586=1.2948-(1.2948-1)=1.0724取=1.0586，=1.0724。 II 齿面接触应力计算1. 对齿轮1、2进行校核由机械设计手册表14-1-80得： = =1880.337MPa = =1785.69606MPa则：MPa MPa接触应力均在要求范围内，齿面接触强度校核通过。2. 对齿轮3、4进行校核 = =1832.249MPa = =1832.249MPa则：MPa MPa接触应力均在要求范围内，齿面接触强度校核通过。3. 对齿轮5、6进行校核 = =1866.8MPa = =1866.8MPa则：MPaMPa接触应力均在要求范围内，齿面接触强度校核通过。 III 轮齿弯曲强度计算1. 对齿轮1、2进行校核（1）齿向载荷分布系数 =（2）齿向载荷分配系数=1.1（3）齿形系数已知当量齿数为 由机械设计手册图14-1-38得，。（4）应力修正系数由机械设计手册图14-1-43得，。（5）重合度系数 由机械设计手册表14-1-114得： 则 （6）螺旋角系数由机械设计手册图14-1-49，根据和查得，=0.59。（7）齿根应力因=1.68072,用方法二计算。 =440.752N/mm =448.248N/mm（8）试验齿轮的应力修正系数由机械设计手册表14-1-111得，=2.0。（9）寿命系数=1.0（10）相对齿根角敏感系数=1.0（11）相对齿根表面状况系数由机械设计手册图14-1-58，齿根表面微观不平度10点高度为m时，=1.0。（12）尺寸系数由机械设计手册表14-1-119得：=1.03-0.006=1.03-0.0062.75=1.0135（13）弯曲强度的安全系数、均达到机械设计手册表14-1-110规定的较高可靠度时最小安全系数的要求，轮齿弯曲强度校核通过。2. 对齿轮3、4进行校核（1）齿向载荷分布系数 （2）齿向载荷分配系数=1.1（3）齿形系数已知当量齿数为由机械设计手册图14-1-38得，。（4）应力修正系数由机械设计手册图14-1-43得，。（5）重合度系数 （6）螺旋角系数由机械设计手册图14-1-49，根据和查得，=0.84。（7）齿根应力因=1.68072： =507.008N/mm =531.827N/mm（8）试验齿轮的应力修正系数由机械设计手册表14-1-111得，=2.0。（9）寿命系数=1.0（10）相对齿根角敏感系数=1.0（11）相对齿根表面状况系数由机械设计手册图14-1-58，齿根表面微观不平度10点高度为m时，=1.0。（12）尺寸系数=1.03-0.0063=1.012（13）弯曲强度的安全系数、均达到机械设计手册表14-1-110规定的较高可靠度时最小安全系数的要求，轮齿弯曲强度校核通过。3. 对齿轮5、6进行校核（1）齿向载荷分布系数（2）齿向载荷分配系数=1.1（3）齿形系数当量齿数为：由机械设计手册图14-1-38得，。（4）应力修正系数由机械设计手册图14-1-43得，。（5）重合度系数 （6）螺旋角系数由机械设计手册图14-1-49，根据和查得，=0.83。（7）齿根应力 =548.938N/mm =560.0159N/mm（8）试验齿轮的应力修正系数由机械设计手册表14-1-111得，=2.0。（9）寿命系数=1.0（10）相对齿根角敏感系数=1.0（11）相对齿根表面状况系数由机械设计手册图14-1-58，齿根表面微观不平度10点高度为m 时，=1.0。（12）尺寸系数=1.03-0.0063=1.012（13）弯曲强度的安全系数、均达到机械设计手册表14-1-110规定的较高可靠度时最小安全系数的要求，轮齿弯曲强度校核通过。6.2.4 各齿轮受力计算周向力 径向力 轴向力NNNNNNNNNNNNNNN总 结本次设计是对日产逍客无级变速器的总体方案进行设计。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。但是，在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。经这几个月的的时间，我的毕业设计完成，其中包括说明书的详细记录，
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