CVT无级变速器设计（全套设计含CAD图纸）
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CVT无级变速器设计摘 要在具有广阔的发展前景和市场空间的汽车行业中，车辆技术也得到较快的发展。金属带式无级变速器是一种新型的机械摩擦式无级变速器，具有承载能力强、效率高、平稳性好、环保节能等优良的传动特性，特别适用于需要传递中大功率而又需无级调速的场合。本设计是基于现代人们对汽车性能的更高要求，鉴于国内外专家对无级变速器的研究与分析，结合金属带式无级变速器的现状和发展趋势、基本结构、传动原理、性能特点，主要以其在轿车中的应用，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，包括主、从动带轮；主、从动锥盘；中间减速机构，使其与传统的变速器相比，耐用性能、加速性能、燃油性能以及排放性能都得到改善。关键词：金属带；无级变速器；传动机构；机械摩擦式；主、从动锥盘；中间减速机构ABSTRACTIn a broad development prospects and market space in the auto industry, vehicle technology has also been developed quickly. Metal belt type variator is a new type of mechanical friction type variator, high bearing ability, high efficiency, energy saving and steadiness, good environment protection fine transmission characteristics, especially suitable for high power and in need to pass to stepless speed regulation occasion. This design is based on the modern people to an automobile performance higher request, in view of the fact that the domestic and foreign experts to variators research and the analysis，combined with the metal belt type continuously variable transmission of the status and development trends, the basic structure, transmission principle, performance characteristics.According to its application in cars, completed the design of metal belt CVT transmission, based on the design variables analysis, the transmission part at all levels of detail design transmission mode, , including master, driven pulleys; Lord, driven cone-disk; intermediate deceleration institutions and compared with the traditional transmission, durable performance, and accelerating performance, fuel performance and emission performance is improved.Keywords：Metal belt；Contiuously Variable Transmission；transmission；a type of mechanical friction; lord, driven cone-disk; ntermediate deceleration institutionsII目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 概述11.1.1 金属带式无级变速器的发展11.1.2 金属带式无级变速器的优点2第2章 金属带式无级变速器传动的基本原理42.1 金属带式无级变速器的基本组成42.1.1 起步离合器42.1.2 行星齿轮机构52.1.3 无级变速机构52.1.4 控制系统52.1.5 中间减速机构72.2 金属带式无级变速器的工作原理72.2.1 金属带式无级变速器的工作原理72.2.2 离合器换向机构的工作原理72.3 本章小结7第3章 基本数据选择93.1 主要技术指标93.1.1 基本参数93.2 齿轮相关数据的计算113.2.1 齿轮参数113.2.2 各齿轮齿数及参数分配123.3 滚动球键213.4 本章小结22第4章 齿轮校核234.1 齿轮材料的选择原则234.2 计算各轴的转矩234.3 轮齿强度计算234.3.1 齿面接触强度参数计算234.3.2 齿面接触应力计算324.3.3 轮齿弯曲强度计算354.4 各齿轮受力计算414.5 本章小结43第5章 轴及轴上支撑件的校核445.1 轴的工艺要求445.2 轴的强度计算445.2.1 初选轴的直径445.2.2 轴的强度验算455.3 轴承的选择及花键的可靠性分析535.4 本章小结55结论56参考文献57致谢59附录A60附录B69第1章 绪 论1.1 概述 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。1.1.1 金属带式无级变速器的发展由于内燃机工作特性的限制，为了发挥内燃机的能力和降低油耗，人们采用了变速器，而最佳的选择是无级变速器。二十世纪七十年代中期，荷兰Van Doornes Transmissie B.V公司（简称VDT公司）开发出一种金属带式无级自动变速器，称为VDT-CVT（Continuously Variable Transmission）。这种无级自动变速器克服了以前其它传动形式的缺点，实现了真正意义上的无级变速传动。VDT-CVT自1987年商品化以来，到目前为止，世界上几乎所有的汽车生产厂家，都接受了这项技术，开发出自己的CVT。CVT的适用范围也从最初的0.6升，发展到目前的3.3升。2000年，中国的程乃士教授开始研发无偏斜曲母线锥盘金属带式无级变速器，2003年研发无偏斜复合母线锥盘金属带式无级变速器，2005年研发无偏斜等强共轭曲母线无级变速器，并于2007年在吉利汽车公司实现装车；2006年研发平盘非对称直母线无偏斜金属带式无级变速器，2007年在众泰汽车公司实现装车。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。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。1.1.2 金属带式无级变速器的优点汽车界对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。根据国内外一些文献资料和实际经验，将其优点归纳为以下几个方面：1. 速比无级调节 由计算机控制速比连续的变化，驾驶员无需考虑换档，消除了人为换档技术的影响，不会出现MT的换档时速比的跳跃，使汽车驾驶平顺、舒适。故在简化了汽车行驶过程中的操作同时，也减轻了驾驶员的劳动强度，提高了行车的安全性，使汽车易于驾驶，有利于汽车的普遍使用。2. 提高燃油经济性和动力性 采用液力变矩器的无级变速器，由于其工作原理是用油作为动力传动的介质，许多能量消耗在油的内摩擦上，传动效率低，通常为80%85%，比传统的MT和AT大约费油10%20%，而且液力变矩器转差越大，效率越低。通常减速比不大于2，只能再增加23档有级变速，每两档中间用液力变矩器实现无级变速。由于无级变速传动使发动机的工作点与车速无关，根据不同的需要可以控制发动机的工作点在最经济工作点或最佳动力工作点工作，依靠变速器无级调速来适应汽车的各种速度，可以使发动机燃烧最好，排气污染最小，达到节油的目的。因此无级变速传动比其它传动方式表现出更高的经济性和动力性。目前据国外统计数据，采用CVT的汽车比采用AT的汽车节油7%15%。同样，ZF公司进行了对比试验，结果表明：在美国环境保护局城市和公路循环工况下，装备CVT的汽车比4档AT汽车燃油经济性提高10%；060 mph加速试验中，装备CVT的汽车比AT汽车少用1秒多。 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。对于典型的5档AT，不同档位的传动效率有很大的差异，平均传动效率为6%。一般的MT的传动效率为97%。尽管金属带式无级变速器为摩擦传动，但它的传动效率，经试验测定达到9097%之间，与MT的传动效率差不多。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。3. 降低有害物质的排放 由于无级变速传动能使速比连续变化，而且具有较宽的速比变化范围，这样就能够使发动机经常在理想区域内处于稳定运转状态，减少了发动机在不稳定工况工作的时间，从而减少废气中有害物质的排放量，减轻了对环境的污染。ZF公司通过试验测定汽车在装备CVT后，其有害物质的排放量比装备4档AT的汽车减少1015%。若进一步优化的控制方法，CVT汽车的排放还可进一步降低。4. 实现汽车动力传动系统的综合控制 在电子控制技术高速发展的今天，采用CVT电液控制系统的汽车，通过电子控制装置， 将发动机和无级变速器结合在一起实现汽车动力传动系统的综合控制，可以使无级变速的优越性体现的更为显著。发动机能够在某一转速下产生很大的转矩变化范围；也可以在某一转矩下，产生很大的转速变化范围。这样通过调节速比变化和发动机的节气门，控制发动机的功率与汽车驱动轮上的功率平衡，就能够使燃油经济性与汽车性能达到最佳水平。采用CVT传动系统的汽车，也可以实现发动机控制模块、CVT控制模块、ABS控制模块之间交互通讯。不仅可以实现传动系一体化控制，而且可以实现整个汽车系统的综合控制，使得控制效果得到极大的改善。5.结构简单，成本低，可靠性高 产品成本与可靠性依赖于产品的技术含量、材料、制造工艺等因素。金属带式无级变速器结构简单，主要由金属带工作带轮组和控制系统构成，传动零件数（约300 个）远少于自动变速器（约500个），因此变速器的重量轻，体积小。核心部件金属带由荷兰VDT公司生产，以前价格比较昂贵（在1995年约占CVT成本的30%）。为了提高产品的竞争能力，VDT公司近几年在金属带零部件的结构设计、材料和加工工艺上都进行了合理改进，产品价格已经大幅度降低。 简而言之，由于金属带式无级变速器的结构简单，关键零部件采用高强度优质材料与无限寿命设计方法进行产品设计和制造。因此该系统质量高，使用可靠，与汽车具有相同的寿命。第2章 金属带式无级变速器传动的基本原理2.1 金属带式无级变速器的基本组成金属带式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。123456781011121391倒档离合器 2前进离合器 3双排行星轮 4行星架 5中间减速机构 6主减速器 7半轴壳 8从动移动锥盘 9从动固定锥盘 10从动缸 11主动固定锥盘 12主动移动锥盘 13主动缸图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 无级变速器的行星齿轮机构采用双行星齿轮机构，行星架上固定有内、外行星齿轮和右支架，其中右支架是通过螺栓固定在行星架上，外行星齿轮和齿圈啮合，内行星齿轮和太阳轮啮合。它们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 如图2.2所示，无级变速机构由金属传动带和主、被动工作轮组成。金属传动带由两百多个金属片和两组金属环组成，每个金属片的厚度为1.4mm，在两侧工作轮挤压力作用下传递动力。每组金属环由9或12片厚度为0.18mm的带环叠合而成，金属环的功用是提供预紧力，在动力传递过程中，支撑和引导金属片的运动，有时承担部分转矩的传递。摩擦片的作用是传递转矩，锥盘母线应与摩擦片侧边共轭，以保证变速时金属带不发生轴向偏斜，使金属带不承受附加侧向弯曲应力的作用。主、被动工作轮由可动和不动锥盘两部分组成。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。无偏斜金属带式无级变速传动，不仅避免了对称直母线锥盘传动由于偏斜产生的附加的摩擦损失，而且由于不偏斜，可以加大传动工作半径，扩大传动比的范围，提高传动能力。2.1.4 控制系统 控制系统是用来实现无级变速器系统传动比无级自动变化的。在无级变速器系统中，采用机液控制系统或电液控制系统。它主要由油泵（齿轮泵和滚子叶片泵）、液压调节阀（速比和带与轮间压紧力的调节）、传感器（油门和发动机转速）和主、从工作轮的液压缸及管道组成，实现传动无级变速的调节。速比控制、夹紧力控制和起步离合器的控制是无级变速控制系统的关键。 2134651主动轮可动锥盘 2主动轮固定锥盘 3从动轮可动锥盘 4从动轮固定锥盘 5钢片环带组 6摩擦片图2.2无级变速机构组成汽车的运行工况经常处于变化之中，CVT速比的控制，对应于不同的区域有不同的控制策略。在汽车起步区，离合器处于滑转阶段，控制系统的目标是提供足够大的驱动转矩使汽车起步，直到车速到达CVT最大速比时的对应值。在这个阶段，CVT的速比保持最大值；在CVT正常控制区域，发动机按最佳燃油经济性工作曲线或最佳动力性工作曲线运行，传动系统通过控制速比的变化率来使发动机工作在一定的速度范围。通过控制从动轮夹紧力来保证主、从动带轮夹紧力都满足转矩传递的需要，可以称为夹紧力唯一控制原理。这种控制的主要优点在于，金属带式无级变速器传递的转矩在原理上唯一地由从动轮夹紧力控制，可以在软件和硬件方面构造成相对简单的形式，可以快速和准确地实现央紧力控制和传动比控制。为了保证对速比有很好的控制，主动液压缸横截面积为被动缸的1.7-2倍，随具体参数的变化略有不同。荷兰VDT公司所研制的CVT所采用的是单液压回路，与双液压回路相比，它具有结构简单，所需控制阀的数量少，控制变量少的优点，因此具有较大的使用价值。2.1.5 中间减速机构 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 金属带式无级变速器的工作原理2.2.1 金属带式无级变速器的工作原理金属带式无级变速器是摩擦式无级变速器，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。依靠摩擦片间的推压作用传递动力是金属带式无级变速器传动的一个重要特征，金属带式无级变速传动为推式传动。2.2.2 离合器换向机构的工作原理离合器换向机构的输入轴即行星机构中的行星架输入轴，通过花键与发动机的飞轮盘相联接，同时行星架通过紧固螺栓与行星架盖固定在一起。行星架上装有三到四对双排行星轮，内行星轮同时与中心轮和外行星轮相啮合，外行星轮同时与内行星轮和内齿圈相啮合。内齿圈的外侧与倒档离合器的摩擦片通过花键联接在一起。行星架盖外侧与前进离合器的摩擦片也通过花键联接在一起。在前进和倒档离合器的摩擦片与摩擦片之间装有摩擦片压盘，并分别由前进离合器液压缸、倒档离合器液压缸来实现摩擦片的夹紧和分离。发动机的动力由发动机的飞轮盘通过行星架的输入轴传递到行星架上，然后再通过行星架盖和前进离合器直接传递到变速器的一轴（前进状态）；或者通过内齿圈和倒档离合器的固定作用，将动力传递给两排行星轮，再传递给中心轮，最后传递到变速器的一轴（倒档状态），从而实现汽车的前进和倒档。2.3 本章小结本章介绍了金属带式无级变速器的组成及工作原理，并简述了离合器换向机构的工作原理。金属带式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。金属带式无级变速器是摩擦式无级变速器，主、从动两队锥盘夹持金属带，靠摩擦力传递动力和转矩。主、从动边的动锥盘的轴向移动，使金属带径向工作半径发生无级变化，从而实现传动的无级变化，即无级变速。第3章 基本数据选择3.1 主要技术指标额定功率：Kw/rpm；最大扭矩：Nm/rpm；无极变速机构传动比：0.42.88；中间减速机构传动比：第一级传动比为1.4，第二级传动比为1.9。3.1.1 基本参数1. 确定变速比变速比的大小取决于主、从动带轮的最大工作半径和最小工作半径。最大工作半径受两带轮中心距的限制，最小工作半径受主、从动轮轴径的限制。变速器增速与减速对称分布时，主、从动轮尺寸相同，变速比如公式3.1所示：= （3.1)根据公式3.1得：=因变速器增速与减速对称分布采用对称调速，则根据公式3.1可得： 2. 带轮半径R、运行角、包角之间的关系如公式3.2、3.3、3.4、3.5所示： （3.1)最大运行角 （3.3) （3.2）随着的增大而逐渐增大，随着A的增大而逐渐减小。对应于最小工作半径, 故不可以太小。 （3.3）3. 金属带传动中，带轮楔角不能太小，经验值2224度，所以选其楔角为24度，带轮工作直径可达75mm，传动比范围可达0.452.22，以确保其工作可靠。（1）初选金属带带轮的轴径mm （3.6）初选带轮的工作半径mm （3.4）为保证其工作可靠，取mm（2）当从动轮工作在最大节圆半径，主动轮工作在最小节圆半径时，传动比最大mm （3.5）mm （3.6）（3）确定带轮节圆半径mm （3.7）取mm （3.8） （3.9）mm（4）确定主、从动带轮的外径、 （3.10）mm取=121mm （5）确定主、从动带轮中心距mm （3.11）（6）确定带轮轴径mm （3.12）则： （3.13） （3.14）（7）确定带长和带轮的轴向移动（3.15）由公式3.18得：L =1004.7176mm移动锥盘相对传动比i=1时的轴向位移是mm （3.16）3.2 齿轮相关数据的计算3.2.1 齿轮参数1. 初步确定两锥盘轴的中心距，如公式3.20： （3.17）根据公式3.20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。3.2.2 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= （3.18）取整为。 （3.19）由式（3.22）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 （3.20）mm取整mm。对齿轮进行角度变位端面啮合角：tan=tan/cos= （3.21）所以=21.1728啮合角 cos=0.9458 （3.22）所以=18.9475变位系数之和 （3.23） =即：，由式（3.23）计算精确值：（3）齿轮轮齿参数分度圆直径 （3.24） =2.7520/cos21.631=59.1666mm =2.7528/cos21.631=82.8334mm齿顶高 （3.25） = 12.75=2.75mm 齿根高 （3.26） =（1+0.25）2.75=3.3475mm齿全高 (3.27) =2.75+3.3475=6.1875mm齿顶圆直径 (3.28) =59.1666+22.75=64.6666mm =82.8334+22.75=88.3334mm齿根圆直径(3.29) =59.1666-23.3475=52.4716mm =82.8334-23.3475=76.1384mm当量齿数(3.30) =24.8985 =34.8579节圆直径(3.31) (3.32) 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(3.33) mm初选其为86mm由式（3.21）齿数和= 取整为。则由式（3.22）得： 所以取：则（2）对中心距进行修正由式（3.23）得：mm取整mm。对齿轮进行角度变位由式（3.24）得端面啮合角 tan=tan/cos=所以：=21.1728由式（3.25）得啮合角 ：cos=0.9346所以：=20.8289由式（3.26）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 由式（3.27）得： =319/cos19.6336=60.5185mm =335/cos19.6336=111.4815mm齿顶高 由式（3.28）得：= 3mm 齿根高 由式（3.29）得：=3.75mm 齿全高 由式（3.30）得：=3+3.75=6.75mm齿顶圆直径 由式（3.31）得： =60.5158+23=66.5185mm =111.4815+23=117.4815mm齿根圆直径 由式（3.32）得： =60.5185-23.75=53.0185mm =111.4815-23.75=103.9815mm当量齿数 由式（3.33）得： =24.8985 =34.8579节圆直径 由式（3.34）得： mm mm mm mm3. 确定主减速机构齿轮的齿数（1）传动比，取，b=21由式（3.36）得： mm初选其为160 mm。由式（3.37）得齿数和= 取整为由式（3.22）得：所以： 取=19，=82则（2）对中心距进行修正由式（3.23）mm 取整mm。对齿轮进行角度变位由式（3.24）得端面啮合角 tan=tan/cos=所以=21.1728由式（3.25）得啮合角 cos=0.9337所以=20.9679由式（3.26）得变位系数之和 =即：，由式（3.23）计算精确值：A= 所以（3）分度圆直径 由式（3.27）得： =319/cos19.781=60.574mm =382/cos19.781=261.426mm齿顶高 由式（3.28）得：= 3mm 齿根高 由式（3.29）得： =3.75mm 齿全高 由式（3.30）得：=3+3.75=6.75mm齿顶圆直径 由式（3.31）得： =60.574+23=66.574mm =261.426+23=267.426mm齿根圆直径 由式（3.32）得： =60.574-23.75=53.074mm =267.426-23.75=259.926mm当量齿数 由式（3.33）得： =22.803 =98.413节圆直径，由式（3.34）得： 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 由式（3.27）得： =2.7532/cos20=93.6476mm =2.7513/cos20=38.0444mm =2.7566/cos20=193.1482mm齿顶高 由式（3.28）得： = 2.75mm 齿根高 由式（3.29）得： =3.4375mm 齿全高 由式（3.30）得：=2.75+3.4375=6.1875mm齿顶圆直径 由式（3.31）得： =93.6476+22.75=99.1476mm =38.0444+22.75=43.5444mm =193.1482-22.75=187.6482mm齿根圆直径 由式（3.32）得： =93.6476-23.4375=86.7726mm =38.0444-23.4375=31.1694mm =193.1482+23.4375=200.0243mm当量齿数 由式（3.33）得：=38.5649 =15.6670 =79.54023.3 滚动球键动锥盘和定锥盘作轴向相对运动时，滚动球键在键槽里滚动，轻松地实现锥盘的开合，调整传动比实现无级变速。在键槽里用轴向弹簧卡圈和孔用弹簧卡圈限制球键的移动范围，保证球键始终作用在有效范围内。轴用弹簧卡圈和孔用弹簧卡圈间最大距离应保证大于等于一组滚动球键的直径和锥盘有效的移动距离的总长，即（3.34）式中，轴用弹簧卡圈和孔用弹簧卡圈间距离（mm）；每个滚动体（钢球）直径(mm)；组滚动球键的滚动体（钢球）组成个数；锥盘的有效移动距离（mm）。一组球键由三个滚动体（钢球）组成，则当锥盘移动到最大位移时，两弹簧卡圈间距离为。当锥盘移动到最小位移时，两弹簧卡圈间距离（3.35）由式（3.27）得：=43.6mm由式（3.28）得：=30mm综上取=47.6mm，=32.6mm。3.4 本章小结本章通过对金属带式无级变速器传动机构的相关数据的计算，确定了设计方案及基本运动参数，并对影响较大的参数进行了修正，为后续设计奠定了理论基础。第4章 齿轮校核4.1 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4.2 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.m4.3 轮齿强度计算4.3.1 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（4.1）=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（4.2）齿轮线速度：m/s传动精度系数C： （4.3）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，=（4.4）= = =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，=（4.5） = =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 （4.6）端面重合度 （4.7）由机械设计手册图14-1-12得：，则： （4.8） =（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（4.9）=（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（4.10）mmmm（4.11） = =1.305 = =0.9968 (4.12)=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由式（4.1）得：=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:由式（4.2）得：m/s传动精度系数C:由式（4.3）得：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（4.4）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和式（4.5）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 由式（4.6）得：端面重合度 由式（4.7）得： 由机械设计手册图14-1-12得，则由式（4.8）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（4-9）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，由式（4.10）和式（4.11）得：mmmm = =1.0482 = =0.8392由式（4.12）得：=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由式（4.1）得：=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，由式（4.2）得：m/s传动精度系数C，由式（4.3）得：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（4.4）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和式（4.5）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由式（4.6）得：端面重合度,由式（4.7）得： 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）螺旋角由式（4.9）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，由式（4.10）和式（4.11）得：mm mm = =1.2386 = =1.2948由式（4.12）得：=1.2386-(1.2386-1) =1.0586=1.2948-(1.2948-1)=1.0724取=1.0586，=1.0724。4.3.2 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：（4.13） = =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进行校核由式（4.13）得： = =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进行校核由式（4.13）得： = =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。4.3.3 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（4.14） =（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 (4.15)(4.16)由机械设计手册表14-1-114得： (4.17)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。(4.18) =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(4.19)=1.03-0.0062.75=1.0135（13）弯曲强度的安全系数(4.20)、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）齿向载荷分布系数由式（4.14）得： （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）重合度系数由式（4.15）（4.16）（4.17）得： （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,由式（4.18）得： =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）尺寸系数由（4.19）得：=1.03-0.0063=1.012（13）弯曲强度的安全系数由式（4.20）得：、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）齿向载荷分布系数由式（4.14）得：（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）重合度系数由式（4.15）（4.16）（4.17）得： （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）齿根应力由式（4.18）得： =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）尺寸系数由式（4.19）得：=1.03-0.0063=1.012（13）弯曲强度的安全系数由式（4.20）得：、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。4.4 各齿轮受力计算周向力(4.21) 径向力(4.22) 轴向力(4.23)由式（4.21）式（4.23）得：NNNNNNNNNNNNNNN4.5 本章小结本章介绍了齿轮材料的选择和相关数据的计算，包括各轴转矩的计算，齿轮接触强度、接触应力、弯曲强度等的计算和校核，为后续设计提供了理论基础。第5章 轴及轴上支撑件的校核5.1 轴的工艺要求变速器轴的结构也比较复杂，有轴颈、轴肩、过渡段，退刀槽和安装齿轮段等组成。对其进行可靠性设计的意义在于：（1）在满足刚度和强度可靠性要求的前提下尽量减小轴的质量和节省材料。（2）轴径的减小可以给轴承、齿毂和花键提供更多的设计空间。从而为提高后者的性能提供保证。无级变速器由四根轴组成，第一轴为主动轴，即主动锥盘轴；第二轴为从动轴，即从动锥盘轴；第三轴、第四轴为中间齿轮轴，包括中间齿轮轴、主减速器和差速器轴，是输出轴。第二轴是在弯扭复合应力下工作的，根据第三强度理论进行设计。在实际运行中很少发现变速器轴疲劳破坏的情况，故一般只对其进行静强度可靠性设计和刚度可靠性设计。（3）第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于8。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。5.2 轴的强度计算5.2.1 初选轴的直径1. 已知第二轴和第三轴的中心距=71mm，第二轴和第三轴中部直径。轴的最大直径和支承距离的比值=0.160.18花键部分直径（mm）（5.1）式中，经验系数，=4.04.6 发动机最大转矩（N.m） 第二轴花键部分直径=27.33831.439mm2. 初选第二轴支撑间的长度L=319mm按扭转强度条件确定的轴的最小直径(5.2) =22.5576mm所以初选轴的最小直径为30mm。5.2.2 轴的强度验算1. 轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，水平面内挠度为和转角为，可分别用式(5.3)、(5.4)、(5.5)计算。（5.3）（5.4）（5.5）式中，齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； 弹性模量（MPa），=2.06105MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.050.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。（1）第二轴的刚度按式（5.6）式（5.9）计算（5.6）（5.7）（5.8）（5.9）已知mm，mm，mm，mm。 mmmm mmmmmmmm radrad（2）第三轴的刚度已知mm，mm，mm，mm。由式（5.6）式（5.9）得：= mmmm = mmmmmmmm = radrad已知mm，mm，mm，mm。 = mmmm = mmmmmmmm =radrad（3）第四轴的刚度已知mm，mm，mm ，mm。由式（5.6）式（5.9）得： = mmmm = mmmmmmmm = radrad已知mm，mm，mm，mm。由式（5.6）式（5.9）得：= mmmm= mmmmmmmm= radrad2. 轴的强度验算（1）第三轴轴的强度校核求水平面内支反力、和弯矩、 (5.10)式中：N N已知mm,mm,mm,mm得：=-2447.469N=6229.383N(5.11)求垂直面内支反力、和弯矩、(5.12)得：=12084.357N=12210.829N(5.13)按第三强度理论得：=818.128Nm(5.14) =826.557Nm(5.15)MPa(5.16)MPa(5.17)公式5.16,5.17表明第三轴强度校核通过。根据公式（5.10）（5.15）所得数据绘制轴的载荷图，如图5.1所示。(2)第四轴轴强度校核求水平面内支反力、和弯矩、168193.314Nmm326277.64Nmm329692.38Nmm696017.25Nmm768642Nmm688808.35Nmm777607Nmm319261Nmm66081.663NmmFr2Fr3Fr3Fr2Fa2Fa3Ft2Ft3Ft2Ft3RHARHARVARVBRHBRHBRVARVBML1L2L3L图5.1 轴的载荷图 (5.18)式中，N N已知mm,mm,mm,mm得：=14823.864N=-3588.923N由式（5.11）得：求垂直面内支反力、和弯矩、（5.19）式中， NN得： =9766.802N=4894.85N由式（5.13）得：按第三强度理论得：=889.424Nm（5.20）=933.996Nm（5.21）MPaMPa（5.22）MPaMPa（5.23）公式5.22,5.23表明第三轴强度校核通过。根据公式（5.18）（5.21）所得数据绘制轴的载荷图，如图5.2所示。5.3 轴承的选择及花键的可靠性分析变速器轴承是变速器轴的支撑元件，是运动件，在变速器系统中起着很重要的作用，同时又是易损件。变速器轴承多采用滚动轴承一一向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承和滚针轴承。通常，第一轴的前轴承采用向心球轴承，后轴承为外座嘲上有止动槽的向心球轴承，第二轴前端多采用短圆柱滚子轴承或滚针轴承，后端采用带止动槽的单列向心球轴承，固定式中间轴用滚针轴承。轴承的选取过程：根据变速器机构布置并参考同类车型相应轴承后，按国家规定的轴承标准选定，然后再进行其使用寿命的验算。对于汽车变速器用滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据承受动载荷是其工作的基奉特征。对于轴承的可靠性设计，文献23给出了滚动轴承的可靠性设计方法和例子，并讨论了滚动轴承的疲劳寿命与可靠度。花键联接的特点为多齿工作，它具有承载能力高，对中性、导向性好，齿根较浅，应力集中较小，对轴与毂强度削弱小。矩形花键加工方便，能用磨削方法获得较高的精度。标准中规定两个系列：轻系列，用于载荷较轻的静联接，中系列用于中等载荷。渐开线花键的齿廓为渐开线，受载时齿上有径向力，能起自动定心作用，使各齿受力均匀，强度高、寿命长。加工工艺与齿轮相同，易获得较高精度和互换性。渐开线花键标准压力角有30和37.5及45三种。矩形花键应用广泛，如汽车、飞机、拖拉机、机床制造业、农业机械及一般机械传动装置等。渐开线花键用于载荷较大，定心精度要求较高，以及尺寸较大的联接。因此金属带式无级变速器的联接选用矩形花键联接。矩形花键的定心方式为小径定心。743664Nmm933996Nmm889424Nmm556707Nmm279006.45Nmm132160.95Nmm263703.654Nmm400244.328Nmm96900.921NmmFr4Fr5RHARHARVARVBRHBRHBRVARVBML1L2L3LFr4Fa4Ft4Ft4Ft5Fr5Fa5Ft5图5.2 轴的载荷图5.4 本章小结本章介绍了轴的工艺要求，对轴及轴上支撑件的可靠性进行分析，确定了轴的直径，并对轴所受应力进行了计算,对其刚度和强度进行校核，保证轴在运行时的可靠性和稳定性，从而确定方案的可行性。结 论对金属带式汽车无级变速器传动机构的设计是基于无级变速器在国内市场尚未成熟的背景下进行的。从市场调研着手掌握金属带式无级变速器在国内外的发展情况以及其发展方向，掌握金属带式无级变速器传动的基本原理，根据主要技术指标选定传动机构的基本参数，包括主从动锥盘的基本参数、传动轴间的中心距、传动齿轮的基本参数等。根据已经确定的参数进行齿轮和轴的校核，以确保齿轮和轴都能够满足变速器的使用性能。在金属带式汽车无级变速器传动机构的设计中取得的阶段性成果：1. 通过收集资料分析，明确了金属带式无级变速器的发展状况及发展趋势、基本结构、基本工作原理、变速机理等；2. 更透彻的学习CAD软件，用以设计金属带式无级变速器的传动机构；3. 根据主要技术指标，参考相关车型，绘制了总体的动力传递路线图，对主传动部分进行运动分析，完成对无级变速机构、中间减速机构的设计；4. 根据所设计参数，完成齿轮和轴的校核，使其能够满足变速器的使用要求；5. 与传统的变速器相对比，明确了金属带式无级变速器的优点。通过此次金属带式汽车无级变速器传动机构的设计，使我对金属带式无级变速器有了更多的认识，由于时间和其它一些因素的限制，还有许多我们没有完全掌握的技术问题，需要在今后的工作和学习中进一步完善和改进。拥有完全自主知识产权的无级变速器是我们每一个汽车科技工作者努力的方向，是实现CVT国产化的关键。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，20021：12一14423Di Yang。LGoo，AAFrank Control and Response of Continuously Variable Transmission(CVT)VehiclesJ200224HMachida，HItoh，TImanishiDesign principle of High Power Traction Drive CVTJDrive System Technique，2001致 谢此次设计是在导师安永东的悉心指导和严格要求下完成的，导师渊博的知识、严谨求实的治学态度、诲人不倦的学者风范以及他实事求是的工作作风深深地影响和鼓励着我，使我在今后的学习和工作中无论遇到什么困难，都能努力拼搏、奋发向上。在此向我的导师致以崇高的敬意和诚挚的感谢。感谢我的家人和朋友们，在我求学期间，他们给了我无尽的支持，使我可以顺利完成学业，谨以此文向他们表达我最诚挚的谢意!衷心地感谢各位专家学者对毕业设计的审阅工作付出的辛勤劳动，感谢所有给予我支持和帮助的人。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 bet
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