关 键 词：

CVT 无级 变速器 设计 全套 CAD 图纸

资源描述：

资源目录里展示的全都有，所见即所得。下载后全都有,请放心下载。原稿可自行编辑修改=【QQ：197216396 或11970985 有疑问可加】

内容简介：

SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程 07-11班指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称CVT无级变速器设计一、设计（论文）目的、意义近些年来，汽车技术有了很大发展，汽车的性能不断提高，汽车变速器对汽车的性能有较大的影响。目前，自动变速器技术已经很成熟，但是，现在应用的自动变速器基本上都是有级变速器，对汽车无级变速器还处在研究、实验阶段。在欧洲的发达国家已经有很多大的汽车制造商把无级变速器应用于轿车，节能减排已经成为世界对于汽车的一种追求，在我国汽车无级变速器的研究更是处于起步阶段。设计一种能够适用于轿车的机械无级变速器已经显得越来越重要。本设计结合金属带式无级变速器，设计金属带式无级变速器的传动机构。根据对设计参数的分析，对整个无级变速器的各级传动部分的传动方式进行详细的设计。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）依据给定参数设计金属带式无级变速器，包括：无级变速机构的设计与校核（金属带、带轮、第一轴）、中间减速机构的设计与校核（两级齿轮传动、第二、三轴）。主要技术指标1、额定功率：75/6000（）；最大扭矩：135/4500（）；2、无级变速机构传动比为：0.42.88；中间减速机构传动比：第一级为1.4，第二级为1.9。三、设计（论文）完成后应提交的成果1、设计说明书一份，1.5万字以上；2、变速器装配图一张、带轮、齿轮及壳体等零件图若干张。折合三张A0图纸。四、设计（论文）进度安排1、进行文献检索查，查看相关资料，对课题的基本内容有一定的认识和了解。并完成开题报告。第1-2周（2月28日3月11日）2、初步确定设计的总体方案，讨论确定方案；对无级变速器的传动机构进行初步设计。第3-6周（3月14日4月8日）3、提交设计草稿，进行讨论，修定。第7周（4月11日4月15日）4、无级变速机构、中间减速机构的设计，绘制装配图及相应零件图。第8-12周（4月18日5月20日）5、提交正式设计，教师审核。第13-14周（5月23日6月3日）6、按照审核意见进行修改。第15周（6月6日6月10日）7、整理所有材料，装订成册，准备答辩。第16周（6月13日6月17日）五、主要参考资料1 程乃士.汽车金属带式无级变速器M.北京:机械工业出版社，20072 阮忠唐. 机械无级变速器设计与选用指南M.北京：机械工业出版社，1998：120-218.3 陈家瑞.汽车构造M.北京:人民交通出版社，2002，(08).4 王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社，2005，(07)：78-113.5 EMERY HENDRIKS. Aspects of a Metal Pushing V-Belt for Automotive Car ApplicationJ. SAE Paper，1988，881734：4. 13114. 1321.6 SUN D C. Performance Analysis of a Variable Speed-Ratio Metal V-Belt DriveJ. Transaction of the ASME，1988，110：472481.六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-11班指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称CVT无级变速器设计一、课题研究现状,选题的目的、依据和意义1、研究现状近年来，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。本文就是在这背景下完成的。坚持以原有的传动系统结构，采用新型的金属带式无级变速器(CVT)替代原有的有级变速装置。金属带式无级变速器(CVT)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发工作。 国外无级变速器的研究动态 金属带式CVT的装车使用只有十几年的时间,但是CVT技术的发展已有100多年的历史，1886年，Daimler Benz 在首辆采用汽油机的汽车上装上了橡胶带CVT。1906年，美国卡特车装用了简单的金属盘摩擦传动无级变速器。1930年在Austin Sixteen车上，装用了牵引式CVT。电子控制技术特别是计算机控制技术的发展，使得无级变速传动得到应用与发展。20世纪60年代后期，荷兰工程师Van Doorne研究出金属带CVT，并装备于DAF公司制造的小型轿车上。但是由于橡胶带式CVT存在一系列的缺陷，如传递功率有限、传递转矩低、传动带和夹紧机构的能量损失较大、以及使用寿命短等，因而没有被汽车行业普遍接受。1972年H.Van Doorne博士发明了金属传动带，解决了橡胶带使用寿命低、传递功率小的本质缺陷。1978年，意大利Fiat公司的汽车开始装用Van Doorne CVT。1987年，美国Ford公司的汽车装有这种CVT，很快引起汽车工业的关注。1997年上半年，日本日产公司开发了使用在2.0L汽车上的CVT。在此基础上，日产公司在1998年开发了一款中型轿车，设计了包含一个手动换档模式的CVT。新型CVT采用一个最新研制的高强度宽钢带和一个高效率液压控制系统，这些新技术的应用使CVT可传递更大转矩。日产公司研究开发的CVT电子控制技术，增加了发动机的制动模式，使汽车在下坡时可以一直根据车速实现发动机制动，而不是采用常规制动器限速，解决了长距离制动引起制动器发热的问题。同时在湿滑路面上能够平顺地增加速比来防止打滑。日产公司计划将它的CVT的应用范围从1.0L扩大到3.0L的轿车。日本三菱公司选用CVT传动技术与直喷式发动机组合，可以保证在所有速比下，实现发动机动力平顺无间断地传递。CVT根除了传统的自动变速器换档时动力不连续现象以及顿挫感，从而获得更满意的响应速度和控制性能。日本富士重工拥有15年开发CVT的经验。1997年5月，富士重工将它的Vistro微型车装配了E-CVT(设有六档手动换档模式的CVT)。1999年上半年，美国的福特公司和德国ZF公司合作，在巴达维亚和俄亥俄州合资建厂,为福特公司的轿车和轻型载货车设计 CVT变速器，从2001年开始投入生产。除经典的前置前驱方式外，ZF公司还设计有发动机纵置前轮驱动、发动机纵置后轮驱动的CVT产品系列。经过10多年的不断完善，CVT传动技术由早期的小排量逐渐发展到大中排量轿车，其传递功率已超过150KW，转矩已超过350Nm。目前，市场上的CVT有三种产品：P821型，采用电磁离合器作为起动装置，机液或电液控制系统，以外齿轮泵作为液压源，实用于发动机排量在1.3以下的小型轿车；P811型，实用于发动机排量在1. 8以下的中型轿车；P844型，采用新型金属传动带，将液力变矩器与CVT综合，全电子控制系统，实用于发动机排量在3. 3以下的豪华轿车。日本在研制CVT的初期，即将电子控制技术与CVT技术结合，成功地开发出电子控制技术的CVT，即ECVT，陆续装在Rex，Sambar和Justy上。1990年美国生产出计算机控制的无级调速液压自动变速器(CVT),此后日本、美国、德国等轿车生产商大多采用此项技术。 国内无级变速器的研究动态 国内对汽车无级变速器的研究最早可追述到60年代，清华大学的宋镜滚教授对汽车橡胶带无级变速器进行了研究，用传统的Euler理论对橡胶V带无级变速传动进行了分析，对弯曲、拉伸所产生的带应力及应力对带疲劳寿命的影响进行了分析，并提出了相应结构上的改进措施，以及汽车车速油门两参数匹配控制的简单原理。80年代中期哈尔滨工业大学载人航天器设计教研室的杨涤教授在美国作访问学者期间，与美国California-Davis大学的Andrew A. Frank教授合作，从纯控制理论的角度，对CVT非线性动力传动系统进行了实验和仿真研究。80年代末东北大学的程乃士教授从德国回国后，开始了CVT钢带的试制工作，并应用键合图理论，推导了VDT公司P811 变速器液压控制系统的状态方程，但没有具体的参数和仿真结果。90年代初北京理工大学的姜正根教授在兵器工业部的资助下，开展了CVT的研究，在购买了国外的钢带后，设计制造了简单的实验装置，但由于同为兵器工业部的长安集团对该项目不认可，CVT项目没有进一步的进展。清华大学曾尝试对金属带CVT进行研究，武汉工学院也试图对汽车牵引式CVT进行研究。90年代初，华南理工大学黄向东教授从意大利学成归国，在国家自然科学基金青年基金的资助下，开展了金属带CVT的研究，试制了H型金属钢带，对CVT的匹配控制规律进行了研究，并推导了CVT过渡状态的理想调速率，指出了速比调节的方向和速率，该调节规律申请了国家专利。上海交通大学花家寿教授在上海齿轮箱厂的资助下，以VDT公司的P811样机为实验件搭建了CVT传动实验台。湖南大学以周云山教授和薛殿伦博士为首的CVT研发小组，具有多年从事无级变速器的研究经验。多年的潜心研究，消化了国外的先进技术，已经掌握无级变速器与整车的动力匹配规律、速比控制方法、离合器起步过程控制以及液压控制系统设计等关键技术。总而言之，从国内外对 CVT 的研究状况来看，CVT是一项实践性非常强的技术，国内外对金属带CVT的研究方兴未艾。金属带式无级变速器的结构、力学分析、传动效率等，在国外已研究成熟，国外的研究热点主要集中在CV T电液控制系统的控制策略上，如CVT电液控制系统的智能PID控制、鲁棒控制、模糊控制、神经网络控制等。金属带式无级变速器的结构、力学分析、传动效率等研究在国内已取得很大的进展，但CVT电液控制系统的控制策略、实验仿真等研究在国内刚刚起步。2、目的、依据和意义 汽车界对CVT技术的研究开发日益重视，特别是在微型轿车中，CVT被认为是最佳的传动装置。随着汽车电子技术的发展，电子技术与自动控制技术的不断应用，使得CVT的总体性能比同类的AT更为突出。根据世界各汽车公司按不同的试验标准对CVT进行试验，结果表明，CVT与同类四档自动变速器相比：加速性能可提高10%，燃油经济性提高10%15%，排放降低10%，平顺性更好。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。金属带式无级变速器的结构、变速原理、受力情况等已经研究成熟，但国内CVT的关键技术电液伺服系统控制方法的研究尚处于起步阶段，国外研究得也不成熟。目前CVT控制策略的研究是CVT研究的热点，随着CVT控制策略研究的深入，金属带式无级变速器国产化的日子指日可待。金属带式无级变速器的试验应包括专用台架及路况试验，CVT专用台架技术由世界上少数几个大公司垄断，如ZF公司、Doorne公司等，CVT所有的动态实验都能在专用台架上进行，但专用台架造价高，国内外研究人员研究CVT的动态特性时大多在自制的简易实验台上并配合仿真进行。结合金属带式无级变速器，设计金属带式无级变速器的传动机构，使变速机构实现迅速、准确的变速。此次对金属带式汽车无级变速器传动机构的计，其目的主要有：一是重点培养学生的设计、团队沟通协作能力，使学生能够尽快适应企业需求，为企业挑选优秀适用人才提供平台；二是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；金属带式汽车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，是一段非常富有挑战的过程，同时也是一段受益颇丰的过程。在大脑一片空白的开始、兴奋的初步设计、激烈的争执、无可奈何的妥协、令人抓狂的一次次返工、绞尽脑汁的解决难题之后，设计者能获得的不仅仅是CAD、ANSYS等软件的熟练运用以及对焊接、定位、机加工等技术特征的掌握,更有汽车工程师的基本素养和丰富实践经验。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、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性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机构的设计；（4）中间减速机构的设计按齿轮受力、转速、噪声要求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。2、拟解决的主要问题（1）金属带式无级变速器传动摩擦副的共轭关系；（2）金属带式无级变速的金属带传动的力分析；（3）金属带带环的应力与强度分析，带轮与摩擦片的接触强度计算；（4）直母线锥盘导致的金属带偏斜及其影响；（5）金属带传动的摩擦因数和传动效率；（6）金属带传动的传动能力和带轮轴向推力的确定；（7）摩擦传动原理和摩擦因数；（8）离合器换向机构的设计要点，如倒档行星机构的运动学设计和强度计算。三、技术路线（研究方法）市场调查，收集资料理解金属带式变速器的工作原理和结构特点主传动部分的运动分析无级变速机构的设计中间减速机构的设计对传动机构进行校核分析总体传动方案的设计与选择绘制总体传递动力路线图绘制装配图以及相应零件图撰写设计说明书，绘制总装配图及零件图最终形成研究成果YN四、进度安排1、进行文献检索，查看相关资料，对课题的基本内容有一定的认识和了解，并完成开题报告。第1-2周（2月28日3月11日）2、初步确定设计的总体方案，讨论确定方案；对无级变速器的传动机构进行初步设计。第3-6周（3月14日4月8日）3、提交设计草稿，进行讨论，修定。第7周（4月11日4月15日）4、无级变速机构、中间减速机构的设计，绘制装配图及相应零件图。第8-12周（4月18日5月20日）5、提交正式设计，教师审核。第13-14周（5月23日6月3日）6、按照审核意见进行修改。第15周（6月6日6月10日）7、整理所有材料，装订成册，准备答辩。第16周（6月13日6月17日）五、参考文献1 陈家瑞.汽车构造M.北京:人民交通出版社，2002，(08).2 程乃士.汽车金属带式无级变速器M.北京:机械工业出版社，20073 卢延辉,张友坤,郑联珠等. 基于Infenion C164CI的金属带式无级变速器电控系统设计 J. 吉林大学学报(工学版), 2006, 36 (3) _5 . 4 邹政耀,杨雪梅. 功率分流式无级变速器的机构设计 J. 公路与汽运, 2008, (6) _3 . 5 刘金刚. 金属带式无级变速器电液控制系统关键技术的研究 D.湖南大学, 2008. 6 薛殿伦,张友坤,郑联珠等. 金属带式无级变速器的速比控制 J. 农业机械学报, 2003, 34 (3) _4 . 7 胡朝峰,过学迅. 金属带式无级变速器电液控制系统实时仿真 A. 2006年恒润科技用户大会论文集C. 2006 . 8 冯显武. 基于滑移的金属带式无级变速器最佳夹紧力的控制研究 D.湖南大学, 2008. 9 黄智明. 金属带式无级变速器电子控制装置设计方法研究 D.湖南大学, 2007. 10 曹成龙,周云山,高帅等. 金属带式无级变速器夹紧力试验研究 J. 湖南大学学报(自然科学版), 2010, 37 (7) .11 张飚. 金属带式无级变速器夹紧力控制策略的研究 D.江苏大学, 2009. 12 程乃士,刘温,郭大忠等. 金属带式无级变速器传动效率的实验研究 J. 东北大学学报(自然科学版), 2000, 21 (4) _3 . 13 王幼民,唐铃凤,唐凌霄等. 金属带式无级变速器的发展历史、研究现状与展望 J. 安徽工程科技学院学报（自然科学版）, 2005, 20 (2) _5 . 14 张涌,张为公,吴海啸等. 无级变速器金属带的滑移率评估方法 J. 江苏大学学报（自然科学版）, 2010, 31 (5) . DOI:10.3969/j.issn.1671-7775.2010.05.008. 15 范大鹏. 金属带式无级变速器建模、仿真与试验研究 D.同济大学汽车学院, 2008. 16 胡纪滨,邹云飞,苑士华等. 金属带式无级变速器速比控制影响因素分析 A. 中国汽车工程学会越野车技术分会2008年学术年会论文集C. 2008 . 17 高敬. 汽车变速器变速传动机构可靠性分析 J. 科技创新导报, 2009, (16) _1 . 18 关平. 金属带式无级变速器汽车建模与性能评价 D.湖南大学, 2007. 19 马春生. 功率分流无级变速器的研究与应用方案的设计 D.上海交通大学, 2006. 20 阮忠唐. 机械无级变速器设计与选用指南M.北京：机械工业出版社，1998：120-218.21 王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社，2005，(07)：78-113.22 成大先，机械设计手册第三卷第14篇(第四版)M，北京，化学工业出版社，20021：12一14423 Di Yang。LGoo，AAFrank Control and Response of Continuously Variable Transmission(CVT)VehiclesJ200224 HMachida，HItoh，TImanishiDesign principle of High Power Traction Drive CVTJDrive System Technique，2001六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日附 录AABSTRACT High clamping force levels reduce the efficiency of the Continuously Variable Transmission (CVT). However, high clamping force levels are necessary to prevent slip between the belt and the pulleys. If a small amount of slip is allowed, the clamping force level can be reduced. To achieve this, slip in a CVT is investigated. From measurements on an experimental setup, Traction curve data and efficiency measurements are derived. A model describing slip in a CVT is verified using measurements with a belt with increased play. It is found that small amounts of slip can be controlled in a stable way on the setup. The traction curve was mostly dependent on the CVT ratio. Efficiency is found to be highest for 1 to 2% slip depending on the ratio. The model is in reasonable agreement with the measurements. 1. Introduction Applying a Continuously Variable Transmission (CVT) in an automotive driveline has several advantages. A CVT can operate at a wider range of transmission ratios, therefore the engine can be operated more efficiently than with a stepped transmission. Also, a CVT does not interrupt the torque transmission when shifting. This gives a more smooth ride than a stepped transmission does. A V-belt based Continuously Variable Transmission uses a belt or a chain to transmit torque from a driving side to a driven side by means of friction. The layout of the CVT and the V-belt are shown in figure 1. The variator consists of two pulleys which are wedge shaped. By changing the position of the pulleysheaves the ratio of the CVT can be adjusted. The V-belt consists of blocks which are held together by two rings that in turn exist of a set of bands. To achieve torque transmission sufficiently high clamping force levels are needed to prevent slip in the variator. Because the torque level is not exactly known at all times, since no torque sensor is used due to cost considerations, a safe clamping force level based on the maximum possible load is maintained at all times. This safety level is based upon assumed maximum shockload levels from the road, like bumps, and the engine torque. In order to maintain these safety levels higher clamping force levels are maintained then needed. Higher clamping force levels cause more losses in the CVT. These losses are caused by increases in power consumed by the hydraulic pump, by increases in the losses due to slip in the belt if a pushbelt is used, and by increases in deformation in the belt and in the pulleys. Furthermore wear is increased and fatigue life is reduced. In order to reduce these clamping force levels a method is needed to detect slip in the variator fast enough to prevent slip from reaching destructive levels. A method to detect and control slip is therefore needed. In this paper measurements are presented of the traction curve in a V-belt CVT. Figure 1. Layout of a CVT and a metal pushbelt 2. Traction curve The V-belt type CVT utilizes friction to transmit power from the primary pulley to the secondary pulley. The traction curve is the dimensionless relationship between transmitted torque and the slip. The maximum input torque that can be transmitted by the CVT is dependent on the applied clamping force. The traction coefficient is therefore chosen to be a dimensionless value. The traction coefficient is defined as: （1）In which represents the input torque, represents the secondary running radius of the belt on the pulley, represents the secondary clamping force and is the pulley wedge angle. Figure 2. CVT torque transmission scheme The second variable in the traction curve is the slip in the variator. Slip is defined as: （2）Where is the angular speed of the secondary axle, is the angular speed of the primary axle and is the geometrical ratio, which is defined by: （3） is the running radius on the primary pulley. 2.1 Tangential slip Slip is defined in equation 2. When the CVT transmits power a certain amount of slip can be measured almost linear with the applied torque. This is called the microslip regime of the CVT, because traction is still increasing in this regime with increasing slip. The microslip is caused by gaps between the blocks on the idle part of the driving pulley as shown in figure 3. On the driving pulley an idle arc exists where no slip occurs. Also an active arc exists (see figure 2), where slip occurs relative to the total play in the belt and the active arc length. However, when the maximum torque capacity of the CVT is reached slip will increase dramatically. This situation, macroslip, is not stable during normal operation of the CVT, because the traction coefficient decreases with increased slipspeed. It is assumed that the total gap dt is evenly distributed along the idle arc of the driving pulley. The traction Figure 3. Gaps in the belt curve (figure 5) shows that torque transmission increases almost linearly with an increase in slip, until a certain maximum torque is reached. dt can be estimated by adding an initial gap do to the increase in belt length due to the internal stresses in the bands and a decrease in length of the blocks due to the compressive forces. （4）To calculate the slip caused by these gaps we can use the following equations: （5） （6）In equation 5, a is the idle arc, d is the width of a belt element and dt is the total gap between the elements in the belt. To calculate the amount of slip the total gap dt has to be known. This effect has an influence on the traction coefficient in the macroslip regime. When macroslip occurs the traction will decrease with increasing slip. The Stribeck effect is modelled using equation 9. （7） （8） （9）Equation 7 gives a value for the friction caused by viscous friction component. Equation 8 gives a value for the coulomb friction component. a0,1, c0 and v1 are coefficients which can be chosen to match the measured values. With these equations we can derive slip and traction from measured data as shown in section 4. With Asayama 1995 we can obtain the tension and compression force distribution needed to calculate the lengthening of the belt. Also, we can calculate the idle arc from this model. From the idle arc, the length of the belt and the initial gap we can calculate an estimate for slip in the belt for a given load. 2.2 Radial slip Not only slip in tangential direction occurs, but also slip in radial direction. The first reason for radial slip is spiral running. When the belt runs along the arc of contact the radius at which it runs is not constant. This effect is caused by pulley deformation. One type of deformation is the bending of the axle between both pulley sheaves. The belt is not fully wrapped around the pulley, therefore the resulting normal force of the blocks on the pulley is not axial. This causes a bending moment in the axle. A second effect is the bending of the pulley itself. This effect is mostly dependent on the local normal force exerted on the pulley by the blocks. This effect is small when the belt is running on a small running radius, but on a large running radius this effect is significant. The second reason for slip in radial direction is due to shifting. When the CVT is shifted to a different transmission ratio, radial slip is forced. This is done by changing the clamping force ratio. The amount of radial slip that is forced depends on the shifting speed and the (primary) angular speed. 3. Experimental setup In the experiments the geometric cvt ratio is fixed and the clamping forces are constant, the traction coefficient then depends only on the slip in the system. The traction curve can be constructed from output torque and slip measurements. The test rig motors deliver a maximum torque of 298 Nm with a maximum speed of 525 rad/s. Both motors are equipped with a Heidenhain ERN1381 incremental rotary encoder with 2048 pulses/rev. The torque at both sides is measured using a HBM T20WN torque sensor. The maximum allowable torque is 200 Nm with speeds up to 1050 rad/s. A separate hydraulic unit is used to provide the required flow and pressure for the clamping forces. Figure 4 gives a schematic overview of the experimental setup. 4. Experimental results The geometric ratio of the CVT was fixed during the experiments using a so-called ratio ring and the limits of the primary pulley. This ratio ring limit the movement of the pulley. Primary and secondary pressure was held constant (clamping forces were held constant) during the experiments. Figure 4. Experimental setup 4.1 Traction coefficient The traction coefficient was measured at different ratios, at different primary speeds and at different pressures. In figure 6 and 7 can be seen that the traction coefficient depends little on primary speed or secondary clamping pressure, but mostly on the transmission ratio, as can be seen in figure 5. An increase in clamping force causes more slip (see figure 8). This is caused by an increase in tension in the bands and therefore in an increase in length of the belt. This causes the play to increase. Figure 5. Traction coefficient at 300rad/s, ratio low(0.4), Medium (1.1) and overdrive (2.26) 4.2 Efficiency The efficiency depends on pressure and on ratio. From figure 12 can be seen that an increase in pressure causes a decrease in efficiency. This effect is caused by the internal friction in the belt. Slip between the blocks and the bands also causes a strong dependency on ratio (see figure 9). Efficiency is clearly higher in medium than in overdrive or low. In medium no slip occurs between the blocks and the bands, but in overdrive or low the bands slip over the blocks. At high clamping levels this effect is greater, because the normal forces acting between the blocks and the bands increase linearly with an increase in clamping level. From figure 10 and 11 can be seen that input speed also has an influence on efficiency. Figure 6. Traction coefficient in overdrive, ws = 150,225,300 Figure 7. Traction coefficient in low, wp =150,225,300 Figure 8. Traction coefficient for resp. 5bar and 8bar secondary clamping pressure From figure 10 and 11 can be seen that input speed also has an influence on efficiency.4.3 Play The microslip region is dependent on play in the belt. An experiment has been carried out with a belt with increased play. One block was taken out of the belt. The performance of the belt was measured with a total gap of 1.8mm. The cumulative gap in the belt was 0.3mm in the other experiments. A significant difference is measured in the LOW ratio of the CVT. In figure 4.3 the traction curve is shown for the low ratio of the CVT for the belt with increased play. Also the result of the numerical model is shown in figure 4.3. The results for overdrive show that in overdrive there is no significant change in the traction curve, see figure 4.3. However, the model is less consistent with the tractioncurve in overdrive than in low.Figure 9. Efficiency at 300rad/s, ratio low(0.4), Medium (1.1) and overdrive (2.26) Figure 10. Efficiency in overdrive, ws =150,225,300 Figure 11. Efficiency in low, = 150,225,300 Figure 12. Traction coefficient for resp. 5bar and 8bar secondary clamping pressure Figure 13. Effect of play in the belt, wp = 30rad/s, in low, with increased gap (1.8mm) Figure 14. Effect of play in the belt, wp = 30rad/s, in overdrive, with increased gap (1.8mm) 5. Conclusion The traction curve is mostly ratio dependent. This can be explained with the shown model as explained in section 4. Transmission efficiency is dependent on applied pressure, input speed and the CVT ratio. Gaps between the blocks of the belt cause at least part of the tangential slip of the belt. This was confirmed by the experiment with increased play in the belt. The consistency of the model is better in low than in overdrive. Future research will be directed at controlling slip in the CVT. This can enhance the efficiency of the CVT. 附 录B各级高夹紧力降低了无级变速器（CVT）的效率。然而，各级高夹紧力之间的必要措施，防止金属带和滑轮滑。如果滑少量是允许的，夹紧力水平可以降低。要做到这一点，在无级变速器滑动进行了研究。从上一个实验装置测量，牵引效率测量数据和曲线推导。一个模型描述无级变速器滑动验证使用具有增加播放带测量。研究发现，少量的滑可在道路上设置稳定控制。牵引曲线主要是依赖于CVT的比率。效率是发现1至2的最高比例滑倒而定，该模型与测量合理的协议。1. 简介应用在汽车传动系统无级变速器（CVT）有几个优点。无级变速器可以工作在更广泛的传动比，因此该引擎可以使用，其传输效率比阶梯。另外，CVT的不中断换挡时的扭矩传递。这给出了一个比一个更平稳的传输并加强。阿V带无级变速器的使用金属带或链条传送通过摩擦意味着从驱动侧的扭矩到从动侧。该无级变速器和V带的布局见图1。该变速器由两个滑轮是楔形。通过改变位置的CVT的比例可以调整。 V型带，其中包括分别由两个环一起，在乐队依次设置存在的块。为了实现足够高的扭矩传递夹紧力水平是需要防止变速器滑。由于转矩是不完全知道在任何时候，因为没有采用扭矩传感器由于成本的考虑，一个安全级别夹紧力最大的可能是维持负载为基础在任何时候。这是基于安全等级最高的假定像颠簸道路上，和发动机扭矩水平。为了保持这些安全级别较高的夹紧力水平维持不变，然后需要。夹紧力水平造成的CVT更多的损失。这些损失是由由液压泵消耗功率提高造成的损失中带滑，如果在一个带使用的增加，并在带变形和滑轮增加。此外磨损增大，疲劳寿命降低。为了减少这些夹紧力的方法检测，需要足够快的变速器，防止破坏性的水平失误达到的水平。一个方法来检测和控制，因此需要滑。本文介绍了测量中的V带无级变速牵引曲线。 图1 金属带式无级变速器布置2. 牵引曲线V型带式无级变速器采用了摩擦，从主滑轮传送到辅助电源滑轮。牵引曲线之间传递扭矩和滑量纲关系。最大输入扭矩，可以通过发送的CVT的夹紧力的应用而定。牵引系数因此选择是一个无量纲值。牵引系数的定义为： （1）其中表示输入扭矩，代表着对金属带轮二次运行半径，代表了二次夹紧力，是滑轮楔角。图2 CVT的扭矩传输方案牵引曲线中的第二个变量是在变速器滑移。滑移的定义为： （2）是次要轴角速度，是主轴角速度，是几何比例，将其定义为： （3）正在运行的主滑轮半径。2.1 切向滑移滑移是指在公式2。