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湖南 文理学院 周转 无级 变速 机械

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湖南文理学院-周转轮系无级变速机带机械图,湖南,文理学院,周转,无级,变速,机械

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湖南文理学院芙蓉学院本科生毕业设计题目：周转轮系无级变速机设计摘 要周转轮系-无级变速机构的主要特点是：利用行星轮系-丝杠-螺母机构来进行三角皮带无级变速器中动片的调节，并采用螺母自动脱落机构来控制调速值。金属带式无级变速器（CVT）是一种理想的自动变速装置，以其无换挡冲击，能与发动机实现最佳性能匹配等特点，一直是自动变速器领域的研究热点。对CVT 的机械结构进行研究，并分析了其传动原理，理解速比控制和夹紧力控制的相互耦合关系：主、从动带轮端轴向夹紧力的平衡是变速机构维持恒定速比的根本保障；速比变化的实质是由一个夹紧力平衡状态向另一个夹紧力平衡状态转化的动平衡过程。解析金属带式CVT 的机械构成，重点介绍了金属带的核心部件：金属带、主动带轮和从动带轮。推导了变速机构传动时的几何关系模型，得到速比与工作半径的数学关系表达式。介绍了CVT 系统工作原理，以及夹紧力控制和速比控制之间的耦合关系：夹紧力控制是CVT 正常工作的保障，CVT 的变速机构主要依靠摩擦力传递转矩，在夹紧力的作用下，工作带轮与金属带接触面之间产生向前的摩擦推力，进而把主动带轮的输入转矩传递至从动带轮；而主、从动带轮端轴向夹紧力的平衡是其保持速比稳定的必要条件，速比的变化可以理解为主、从动带轮之间轴向夹紧力的动平衡转化过程。关键字:无级变速器，金属带式无级变速器，变速装置，带轮IVAbstractEpicyclic-stepless main features are: use of planetary gear train-leadscrew-nut mechanism for regulation of v-belt continuously variable transmission in the bucket, and nut off automatically bodies to control values.Metal v-belt type continuously variable transmission (CVT) is an ideal device for automatic transmission, with its shifting impact-free, can match the engine to achieve the best performance characteristics, has been a research focus in the area of automatic transmission. OnCVTof mechanical structure for research, and analysis has its drive principle, understanding ratio control and clip tight force control of mutual coupled relationship: main, and from moving with round end axis to clip tight force of balance is speed institutions maintained constant ratio of fundamental guarantees; ratio changes of real is by a clip tight force balance State to another clip tight force balance state into of moving balance process. Mechanical analysis of metal v-belt type CVT, and focuses on the core parts of the metal band: metal belt, driving pulley and the driven pulley. Geometric model of variable speed transmission are derived, get the speed and radius of the mathematical expression. Introduced hasCVTsystem work principle, and clip tight force control and ratio control Zhijian of coupled relationship: clip tight force control isCVTnormal work of guarantees,CVTof speed institutions main relies on friction passed turned moment, in Clip tight force of role Xia, work with round and metal with contact surface Zhijian produced forward of friction thrust, then put active with round of entered turned moment passed to from moving with round; and main, and from moving with round end axis to clip tight force of balance is its keep ratio stable of necessary, ratio of changes can understanding mainly, and The driven pulleys axial clamping force of dynamic balance between transformation process.Keywords: CVT, metal v-belt type continuously variable transmission, transmission device, pulleys目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪论11.1 CVT的国内外发展历程和技术研究现状11.1.1 CVT国内外发展概述11.1.2 国内外CVT的研究现状41.3 CVT虚拟样机仿真的国内外研究现状51.4 机械无级变速器的特征和应用6第2章 周转轮系无级变速机总体方案的选择82.1 总体方案82.2 周转轮系无级变速机关键零部件介绍82.2.1 关键部件介绍82.2.2 传动过程的几何关系模型11第3章 无级变速器主要设计143.1 电动机的选型143.2 带传动设计153.2.1 选择带型163.2.2 确定带轮的基准直径并验证带速163.2.3 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角173.2.4 确定带的张紧装置173.3 低速级轴的设计与校核183.3.1 求作用在带轮上的力183.3.2 初步确定轴的最小直径183.3.3 轴的结构设计193.3.4 求轴上的载荷203.3.5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度213.3.6 精确校核轴的疲劳强度22第4章 键的选择与校核264.1 带轮1上键的选择与校核264.1.1 键的选择264.1.2 键的校核264.2 带轮2上键的选择与校核274.2.1 键的选择274.2.2 键的校核28第5章 周转轮系的设计295.1 周转轮系传动示意图295.2 齿形及精度295.3 齿轮材料及性能295.4 齿轮的计算与校核305.4.1 初步计算齿轮主要参数305.4.2 按弯强度曲初算模数m325.4.3 齿轮疲劳强度校核335.5 轴上部件的设计计算与校核375.5.1 轴的计算375.5.2 架子设计41结 论46参考文献48致 谢49第1章 绪论1.1 CVT的国内外发展历程和技术研究现状1.1.1 CVT国内外发展概述迄今为止，牵引式CVT已有100余种形式，但是目前被成功装备在机械中应用的却只有：金属带式CVT、半环面牵引式CVT和KRG锥环式CVT。鉴于本文研究对象为类似于半环面牵引式 CVT，以下CVT的发展概述将重点介绍该类型的 CVT。CVT从面世到现如今，已经超过100年的历史。早在1886年，德国人戴姆勒(Daimler)和本茨 (Benz)就成功地将CVT技术应用到了机械中。但限于当时科技条件的限制，开始制造的CVT为橡胶带式 CVT，其传递效率低、功率损失大以及材料寿命很短。虽然CVT并未获得商业上成功，但是其发展并没有就此徘徊不前。在随后的几十年中，金属锥盘式摩擦CVT与牵引式CVT的相继诞生，给CVT的发展起到了至关重要的推进作用。1958 年，一种金属带式CVT首先被荷兰博士 Van Doorne 研发成功。装配该CVT 的车型在当时取得了很好的销量。但另一方面，当时的金属带式CVT仍存在着若干缺陷，如液压机构耗能巨大、离合器工况不稳定、夹紧机构与传动带配合不好等。因此，该CVT并未被机械行业普遍认可。一直到 1987 年，日本 Sabaru 机械公司成功研发并向市场投放了构件更加复杂的第 2 代金属带式CVT的车型，并取得了巨大成功，使得更多的机械企业看到了CVT所带来的传动科技革命，其传动结构如图 1-1 所示。实际上，国内外专家学者对金属带式CVT的结构、力学、传动效率等方面研究已经相对成熟。就目前的研究现状来看，国外对金属带式 CVT的研究热点主要集中在 CVT液电组合控制系统的控制策略上。对于金属带式CVT结构力学性能等方面的研究，国内也取得了长足的进步。但是相对国外的研究进展来说，国内对CVT变速器的控制策略等方面的研究仍处于起步阶段。另外我国的CVT产业化进程也远远落后于一些发达国家，直到 2007 年才在长沙建立了首个CVT变速器产业化基地，因此国产CVT变速器的发展还有很长的路要走。图 1-1 金属钢带式CVT 的传动结构图还有一种年代久远且具发展潜力的CVT为环面牵引式 CVT（分为半环面和全环面），它已有 100 余年的研究历史。它的诞生追溯到 1877 年 Hunt 的专利（图1-2），该专利产品由一个中间轮 E、输入盘 B 和输出盘 D 组成。两盘与中间轮的接触点位置随着操纵杆 F 的转动而发生改变，因此两盘的工作半径也随之改变，从而实现速比的变化。因此只需连续地转动操纵杆便可轻松方便地实现无级变速。由于该专利中变速器的结构比较简单，在当时该类型全环面CVT曾安装和使用在机械上。但由于当时的全环面CVT为金属间的直接接触，属于干摩擦，特别容易造成零件磨损，以致该变速器需经常更换零件，花费成本较高，因此该全环面CVT面世后很快就被淘汰。英国 Austin 机械公司在 20 世纪 30 年代开发了 Hayes 型双腔全环面CVT并且将它装载于轿车上。与此同时，通用机械公司也进行了全环面CVT的开发，但是最后未能实现该类型CVT的商业化。20 世纪 50 年代，Perry Engineering 在前人研究基础上继续从事全环面CVT的探索和研究，随之开发出速比达到 4.95，最大转速 1000r/min 的全环面变速器产品，并装在小机械上进行了样机测试，遗憾的是该研究终止于 1961 年。后来 Greenwood 和 Fellows等对这种CVT进行了一系列的研究和改进，使其新样机的功率和转速都得到较大提高，且传动效率达到 92%，不过后来终究也未能被市场接受。图1-2 Hunt 专利还有一种名为半环面CVT也被研究了很长的时间。它最先源于 Jacob Arter 的研究。20世纪中叶，瑞士 Arter Regelgetriebe 有限公司制造出型号为 Arter 的半环面 CVT，且在那时候的瑞士许多工厂内得到了充分的应用。1959 年，在查尔斯 E.卡勒斯（Charles E.Kraus）的协作下，英国的赖特（Wright）开发了 Curttis-Wright 变速器，并对它成功进行了台架试验和道路测试。接着在 1973 年，查尔斯和 Kraus将他们设计的半环面 CVT安装在 Fordponit 车上并进行了测试，得到其速比是 0.602.65。当时 CVT使用 Monsanto 公司研发生产的 Santotrac 50 作为牵引油。随着查尔斯和麦启达（Machida）于 1980 年合作开发半环面 CVT的开始，牵引式CVT的开发进入了全新的时期。日本对半环面CVT的研发起步比较早。日本 NSK 公司从 1978 年开始研发半环面 CVT，经过 5 年时间便为 1600m L 的前置驱动轿车制造了首台样机，并为其进行了 3 千余公里的道路测试。1988 年该公司与 Nissan 机械有限公司携手合作开发适用于大功率发动机双腔半环面 CVT。Nissan 在 1999 年的东京国际车展上，向世人展示了其生产出的世界第一辆装备半环面 IVT（infinitely variable transmission）的机械。该公司的 Cedric 和 Gloria 车上均装有 NSK 的 Powertoros 型半环面 CVT，NSK 也是首次将半环面 CVT推向市场。当前有许多公司诸如日本 NSK、Nissan 及美国的 GM、Ford 等都在不遗余力的研发大功率牵引式 CVT。其中日本已经开始实现牵引式CVT的大规模发展，由于实现了量产，其价格比现在的机械式变速器还便宜。英国 Torotrak 公司也正在全面研究牵引式全环面CVT。它已经研发了三代 CVT，其中第一代和第二代用于前轮驱动机械，第三代为大功率 CVT，主要为 SUV 和北美轻型卡车设计。1.1.2 国内外CVT的研究现状 以上产品的研发，都得益于美国、日本、德国和英国学者在牵引式CVT的弹流润滑（EHL）理论、材料工艺、传动系统以及调速机构和调速控制等方面所做的研究工作。 传统意义上的牵引传动其实为摩擦传动，此时人们只考虑金属接触点的干摩擦，因此基于该理论下的牵引式CVT都存在构件磨损严重、工作不稳定等缺陷。随着研究的深入，一些学者发现了接触金属表面的润滑油并随之创立了EHL理论。19世纪60年代，希金斯（G. R. Higginson）和道森（D. Dawson）综合考虑了弹性变形、流体动压和粘度压力关系，建立了线接触情况下的弹性流体动力润滑理论，并根据多组实验数据回归了油膜厚度计算公式8。Gohar和Camero9,10于1963年成功测出点接触EHL的油膜形状。Ranger、Ettles以及Camero11首次发表了关于圆球与平面接触问题的等温数值解。随后，道森（D. Dawson）和哈姆洛克（B. J. Hamrock）相继发表了一系列文章，介绍椭圆接触等温弹流润滑问题的完整数值解，并推导了点接触油膜厚度计算公式12。Tangiguchi和Tanaka13分析了弹性流体动力润滑油膜的牵引特性，推导了牵引力的计算公式。 Yamashita等14完成了半环形CVT的牵引传动分析，总结了油膜厚度的计算方法。Monsanto公司在牵引油方面做了许多研究工作，并专门为牵引式CVT开发了性能优良的Santotrac系列牵引油。另外，日本和英国也相继推出了Dophne CR-33和Mobil Fluid62牵引油等油品。为牵引传动而专门开发的牵引油都具有粘度高、牵引系数大、受温度影响小的特点，这有利于传递动力和减少磨损。Yagi等采用流体弹性动力数值模拟技术，研究了油膜厚度对接触体弹性变形的影响。Qin等研究了流体弹性动力线接触的刚度，指出了流体弹性动力刚度可以用赫兹刚度来近似估算。Blan等研究了润滑油粘度对滚动摩擦转矩的影响。李忠18以牵引式CVT为研究对象，推导出了自转角速度、由油膜滑动产生的牵引力和由自转产生的力矩等解析式，计算和分析了由滑动和自转产生的牵引效率与接触压力、油膜牵引力、输入转速和几何曲率比等因素间的变化规律。研究了牵引式CVT的传动零件间处于点接触状态下各种工况参数如滑动率、滚动速度和载荷等对点接触的弹流润滑性能的影响。文献针对润滑油高压下的固化、极限剪切应力存在等现象，采用修正的Smith流变模型，推导了椭圆接触区油膜的牵引系数表达式，分析了各参数对牵曵性能的影响。弹流润滑理论的日趋成熟，为开发大功率牵引式CVT打下了坚实的理论基础。在材料工艺方面，为保证牵引式CVT受到很大接触应力的接触构件的强度满足要求，麦启达（H. Machida）等人起初对高纯度钢采用了碳氮共渗透的热处理方法来增加输入、输出盘和中间滚轮表面的硬度。随后他们研究发现得到的高硬度与大量的奥氏体存在矛盾，故提出了更新的热处理方法。另外，NSK 公司为日产机械公司采用 SUJ2EP钢并碳氮共渗的热处理方法来制造接触构件，解决了接触构件剥落问题，使其具有良好的抗磨损性能。在传动系统方面，在 1987 年奥卡西（Okoshi）提出功率分流思想，采用超环面式CVT 与行星齿轮机构和定速比机构联合使用。该方法能得到高、低和反向三种传动模式，且在无需再添加任何附加构件下实现高低速模式间的平稳转换，该方法同时更能够提高牵引式CVT的传动效率。在调速结构方面，科研人员也经历了从传统的机械式和液压式控制，到后来的机械和液压混合控制，到现在流行的计算机速比控制的过程。机械式调速机构简单且成本较低的优点，但是也存在着调速不够灵敏以及精度不高的缺陷。另外，在双腔式CVT中应用机械式调速机构很难实现滚轮的同步。为此，Kraus 与其团队于 1983 年首先创新性的采用了机械和液压混合系统。测试结果表明该系统工作十分平稳，因此 Kraus 研究对牵引式CVT的发展做出了十分重要的贡献23。没过多长时间之后，Hirohisa Tanaka 和 Machida 率先开发了计算机智能速比控制系统。它把驾驶工况、机械速度、档位、节气门开度等信号参数输入计算机。计算机则通过速比图快速算出目标转速，然后下达命令给液压阀执行，从而实现CVT速比的自动控制。该系统已经在机械上测试成功。在传递效率方面，Hirohisa Tanaka24对接触点处自旋对CVT传动效率的影响进行了相关研究，得出牵引式CVT 的大部分转矩损失来自于其接触点处自转转矩损失的结论。Yamamoto 等研究了半环面牵引式CVT的传动效率。国内对于环面CVT的研究刚处于起步阶段，仅有一些高校和科研机构做了这方面的一些研究工作。秦大同等26采用啮合理论建立了速比的准确模型，并通过使用弹性接触有限元分析求解了接触应力分布规律。李忠等在考虑滑动率的基础上对半环性CVT做了结构优化设计。1.3 CVT虚拟样机仿真的国内外研究现状 虚拟样机技术在目前国内外牵引环面式CVT的研究工作中，是运用得较为成熟、有效的方法。莫帅等通过在多体系统优化仿真软件 Recur Dyn 中建立CVT虚拟样机模型进行运动学和动力学分析和仿真，全面了解CVT各方面性能，并将仿真结果与理论计算结果对比，证明虚拟样机技术的可行性和先进性，研究成果具有很大的推广价值。贾小刚等以封闭式CVT为研究对象，建立其刚柔耦合虚拟样机模型并进行虚拟仿真试验。对行星锥盘和输入轴等两个柔性体构件的动力学仿真结果进行分析，并且对构件进行耐久性分析，获得了在仿真过程中构件的动态应力分布情况，为实现CVT的精确动力学分析研究提供了新方法，为变速器传动设计提供了依据。利用 ADAMS 虚拟样机技术，通过三维制图软件和计算机辅助软件 CAE，建立了金属带式CVT虚拟样机，分析了在 ADAMS 仿真中得到的CVT的动力学特性，该模拟仿真结果对于CVT的深入研究和开发具有一定的实际意义。针对金属钢带式CVT的各种功率损失原因，建立 ADAMS 力学模型，仿真分析了在不同的转矩比和传动比情况下，金属钢带与锥盘间的不同功率损失形式，根据其传动机理，研究了影响CVT传动效率的主要因素，研究成果对优化金属钢带式CVT的控制有一定的指导意义。在对金属带式CVT机构经典力学分析基础上，采用 UG 和 ADAMS 软件建立了针对其力学研究的金属钢带式CVT虚拟样机模型，仿真分析了其传动机构的部分力学特性，包括金属块间挤推力和金属环带张力变化规律。针对装备有金属钢带式CVT的整车，建立了无级变速传动系统的数学模型，以无级变速机械动力性和经济性相协调为目标，设计了 Fuzzy-PI 复合速比控制器。采用 Fuzzy-PD 控制策略和Fuzzy-PI 复合控制策略对机械起动工况进行了仿真分析，并对整车进行了起动工况的模拟试验。1.4 机械无级变速器的特征和应用机械无级变速器是一种传动装置，其功能特征主要是：在输入转速不变的情况下，能实现输出轴的转速在一定范围内连续变化，以满足机器或生产系统在运转过程中各种不同工况的要求；其结构特征主要是：需由变速传动机构、调速机构及加压装置或输出机构三部分组成。机械无级变速器的适用范围广，有在驱动功率不变的情况下，因工作阻力变化而需要调节转速以产生相应的驱动力矩者（如化工行业中的搅拌机械，即需要随着搅拌物料的粘度、阻力增大而能相应减慢搅拌速度）；有根据工况要求需要调节速度者（如起重运输机械要求随物料及运行区段的变化而能相应改变提升或运行速度，食品机械中的烤干机或制药机械要求随着温度变化而调节转移速度）；有为获得恒定的工作速度或张力而需要调节速度者（如断面切削机床加工时需保持恒定的切削线速度，电工机械中的绕线机需保持恒定的卷绕速度，纺织机械中的浆纱机及轻工机械中的薄膜机皆需调节转速以保证恒定的张力等）；有为适应整个系统中各种工况、工位、工序或单元的不同要求而需协调运转速度以及需要配合自动控制者（如各种各样半自动或自动的生产、操作或装配流水线）；有为探求最佳效果而需变换速度者（如试验机械或李心机需调速以获得最佳分离效果）；有为节约能源而需进行调速者（如风机、水泵等）；此外，还有按各种规律的或不规律的变化而进行速度调节以及实现自动或程序控制等。综上所述。可以看出采用无级变速器，尤其是配合减速传动时进一步扩大其变速范围与输出转矩，能更好的适应各种工况要求，使之效能最佳，在提高产品的产量和质量，适应产品变换需要，节约能源，实现整个系统的机械化、自动化等各方面皆具有显著的效果。故无级变速器目前已成为一种基本的通用传动形式，应用于纺织、轻工、食品、包装、化工、机床、电工、起重运输矿山冶金、工程、农业、国防及试验等各类机械。50第2章 周转轮系无级变速机总体方案的选择2.1 总体方案周转轮系-无级变速机构的主要特点是：利用行星轮系-丝杠-螺母机构来进行三角皮带无级变速器中动片的调节，并采用螺母自动脱落机构来控制调速数值。皮带盘19输入，使主动轴以转/分转动。这时，由于行星齿轮14与固定齿轮16啮合，因而齿轮14不仅可绕主动轴公转，还可绕其本身轴线自转，故由件14、15、16组成一个行星轮系。图2-1 传动示意图2.2 周转轮系无级变速机关键零部件介绍2.2.1 关键部件介绍（1）金属带金属带是CVT 传动过程中最为重要的部件。金属带共经历了两代发展：第一代金属带的出现虽然解决了橡胶带式无级变速器体积大、传递功率小、寿命短等缺点，但是由于金属片的独特结构，使得在运行过程中只有金属片组的摆棱在两个带轮工作面上是连续接触的（金属带的节圆线）。传动时金属片摆棱以上部分存在间隙，如图2.2 所示。金属环组作用在每个金属片上的压力不均，从而导致了金属片之间产生径向错动，并发生频繁碰撞，使与金属片接触的金属环组的寿命降低，产生噪音，影响了金属带的寿命和效率。图2-2 第一代金属带组件针对第一代金属带出现的问题，第二代金属带在结构上发生了很大的变化，金属环也由一组变为两组，对称的张紧在金属片鞍面上，以降低每层金属环所受的张力；金属片头部增加一凸起，称为导向器，当金属片紧密贴合时，可以防止相互之间径向错动。由于金属带的传递效率与金属片厚度之间为反比关系，金属片的厚度由6mm 降低为2.25mm，如图2-3 所示。改进后的金属带的传动效率得到很大提升，噪音问题也得到了很大的缓解。之后为了进一步提升传动效率，又做了些许修改，金属片侧边与带轮接触的部分增加了刻痕，可以破坏传动时金属带侧边与带轮接触面间的油膜，提高传动效率。图2-3 第二代金属带组件目前金属带的组件由两组9-12 层、厚度为0.185mm 的柔性金属环， 以及300-400 片、厚度约为2mm、宽度为24mm 或30mm 的V 型金属片组成。金属带是一套非常精密的组件，金属环和金属片的加工制造都有严格的精度和性能要求。现在通用的CVT 金属带由Bosch 提供，也即VDT公司。金属片的宽度以及金属环的层数则视传递功率的大小而定，表2-1 展示了VDT 金属带的不同规格.表2-1 VDT 金属带规格与前期橡胶带式CVT 依靠传动带的张力传递转矩不同，金属带式CVT 主要依靠金属片之间的推力作用传递转矩。金属环的作用一是引导金属片的运动方向，二是承受传递过程中的张力，保证金属片与工作带轮有充分的接触，防止金属片在运行时堆积凸起。由于金属带的弹性形变引起的长度变化很小，因此在传动过程中，金属带的长度可以视为定值，这一点对于CVT 传动机理而言很重要。（2）主、从动工作带轮CVT 的带轮由固定轮和可动轮两部分组成，且主、从动带轮的可动轮在相对于金属带相反的位置，在液压力的作用下可动轮作轴向移动，如图2-4所示。图2-4 CVT工作带轮简图工作带轮有直母线带轮和曲母线带轮两种，其区别是带轮的工作表面为直线或曲面。直母线带轮在动力传递、工作的可靠性、效率和制造方面比曲母线带轮好，目前多采用的是直母线带轮。但是，当速比变化时，金属带将在带轮的锥面上移动，产生径向和轴向位移。由于带长度和带轮的轴间距一定，为了保证任意速比位置带张力恒定，主、从动带轮的可动部分的轴向移动量并不总是相等的，进而引起金属带的轴向偏移，即在速比i1 时主从动带轮V 形槽的对称线不重合，使金属带的对称线不在锥盘轴线的垂直平面内，如图2-5 所示。图2-5 带轮形状与偏移研究显示：如果带轮最小工作半径增大，或者CVT 变速范围增大，都将导致金属带的偏移量增大。由于增大CVT 带轮的最小工作半径可以增加CVT 的传递转矩容量，而增大其变速范围可提高发动机理想工作区间与机械车速的匹配能力，进而有效地提高机械的经济性和动力性，所以直母线锥盘限制了CVT 的应用范围。目前装车的CVT 产品中，由于受变速过程中金属带偏移的限制，工作带轮通过几何形变产生的变速范围大多在5.5 左右，不超过6。对于金属带的轴向偏移，可以用外凸的曲母线带轮消除带的轴向偏移，或用圆弧母线将偏移量减到很小，但一般认为曲母线加工成本高，不主张采用。目前普遍采用的方法是在速比i=1 时，预置一个金属带轴向偏移量，使金属带的最大偏移量减小到未调整时的50% - 60%。本文对金属带的轴向偏移不作探讨。2.2.2 传动过程的几何关系模型CVT 传动过程中，在不同速比下，金属带的运动倾斜角和主、从动带轮的包角、 存在一定的几何关系，分别如图2-6和图2-7所示。图2-6 速比小于1 时几何关系示意图 图2-7 速比大于1 时几何关系示意图规定以逆时针为正，根据图2-7有： （2-1） （2-2） （2-3） （2-4）式中： 金属带的长度； 主、从动带轮的中心距。由公式（2-6），（2-3）和（2-4）可得： （2-5）由公式（2-3），且注意到，从而可得： （2-6）式（2-6）是关于的隐函数，为了方便计算，对该式进行近似处理。由于-20 ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=235mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv2530m/s的要求，故验算带速合适。3.2.3 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（200+235）2（200+235）即164.5870，选取=350mm 所以有： 由机械设计P293表132查得Ld1250mm实际中心距符合要求。3.2.4 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.3 低速级轴的设计与校核 3.3.1 求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为500 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图3-3所示。图3-3 轴的载荷分布图3.3.2 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11260.36（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.31495.51091834.287 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器（GB/T43232002），其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d165 mm，故取65 mm，半联轴器的长度L142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm。3.3.3 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径80 mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L1略短一些,现取105 mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸为dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。 取安装带轮处的轴段90 mm；带轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知带轮的宽度为90 mm，为了使套筒端面可靠地压紧带轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取86 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取67.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图3-4 低速轴的结构设计示意图表3-5 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5键bhL/mm20 12 90251470C或R/mm处245o处R2处R2.5处R2.5处R2.5处R2.5处2.545o（2） 轴上的零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由课本表6-1查得平键截面bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R2.5。3.3.4 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表3-6 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 3.3.5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。3.3.6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,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，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴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。至此，低速轴的设计计算即告结束。第4章 键的选择与校核4.1 带轮1上键的选择与校核4.1.1 键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：表4-1 带轮1上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.404.1.2 键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图4-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图4-1所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （4-1） =10 M30 （结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）图4-2 键挤压受力图由 （4-2） =2000 N又有 （4-3）8 结构合理4.2 带轮2上键的选择与校核4.2.1 键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：表4-3 带轮2上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.404.2.2 键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （4-4） =6.3 M30 （结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100 。由 （4-5） =3150 N又有 （4-6）6.3 结构合理第5章 周转轮系的设计5.1 周转轮系传动示意图图5.1 周转轮系传动示意图5.2 齿形及精度因属于低速运动，采用压力角=20 的直齿轮传动，精度等级为6级。5.3 齿轮材料及性能高速机齿轮1和齿轮2采用硬齿面，以提高承载能力，减低尺寸，齿轮3用软齿面（便于切齿，并使道具不致迅速磨损变钝）。高速级部分采用软齿面。两级材料分别如表3-1。疲劳极限Hlim 和Flim 查书【1】图10-20（c）、（d），10-21（d）、（e）选取，齿轮2的Flim 是乘以0.7后的数值。表5-1 齿轮材料及性能齿轮材料热处理Hlim(N/mm)Flim(N/mm)加工精度齿轮120CrMnTi渗碳淬火HRC5846214003756级齿轮2267.5齿轮340Cr调质HB2622866502757级5.4 齿轮的计算与校核5.4.1 初步计算齿轮主要参数（1）选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查机械基础P322表1410，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度236HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为190HBS。 精度等级初选周转轮系为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据机械设计学基础P145表57，初选8级精度。（2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的加速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为： 确定载荷系数K因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查机械设计学基础P147表58，得K的范围为1.41.6， 取K1.5。接触疲劳许用应力 ）接触疲劳极限应力由机械设计学基础P150图530中的MQ取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得45钢的调质处理后的极限应力为=600MPa , =560MPa ）接触疲劳寿命系数ZN 应力循环次数公式为 N=60 n jth 工作寿命每年按300天，每天工作28小时，故 th=(3001028)=48000h N1=60466.798148000=1.344109 查机械设计学基础P151图531，且允许齿轮表面有一定的点蚀 ZN1=1.02 ZN2=1.15) 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin查机械设计学基础P151表510，得SHmin1 ）计算接触疲劳许用应力。将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 ）齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查机械基础P326表1412，得到齿宽系数的范围为0.81.1。取。 ）计算小齿轮直径d1 由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得 圆周速度v查机械设计学基础P145表57，v131试验齿轮应力修正系数按所给区域图取2齿轮1齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.96行星齿轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.97齿根表面形状系数，查【5】图6-351.045最小安全系数按高可靠度，查【5】表6-81.6齿轮1： 弯曲应力基本值：=（5-7）弯曲应力： =.Y=（5-8）故, 弯曲强度通过 齿轮2 =./bm=103.79N/mm =./ =.=故,弯曲强度通过（2）内啮合 齿轮接触疲劳强度、仍用【5】式（6-19）、（6-20）、（6-21）计算，其中与外啮合取值，不同的参数为u=77/29=2.655 , =0.87, =1.03,=0.97, =1.11=.Z （5-9） （5-10）=mm（5-11）故 齿根弯曲疲劳强度只需计算齿轮3，计算公式仍为书【5】（6-34）、（6-35）和式6-36，其中取值与外啮合不同的系数：，=0.683 = 1.02 =1.045 =（5-12）=.= (5-13)=./ = (5-14)故,弯曲强度通过.5.5 轴上部件的设计计算与校核5.5.1 轴的计算5.5.1.1输出轴1.输出轴上的功率(为齿轮啮合效率)2.求齿轮上的力2.初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理根据表【1】式（15-3），取,于是得轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径d-,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【1】表14-1，取，则 （5-15）按计算转矩小于联轴器公转转矩条件，查【6】表11-17，ZL3弹性柱销齿式联轴器d=38，半联轴器长度L=82,半联轴器与轴配合得毂孔长度L1=60。3.轴的结构设计 (1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求-轴端有段需制造出轴肩，故-段，d-=46mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50。半联轴器与轴配合得毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故-段的长度应该L1略短一些，现取L-=58mm。2）初选滚动轴承。应为轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故d-=d-=50mm,而L-=16mm.端右滚动轴承采用轴肩进行的轴向定位。有手册上查的6010轴间高度，h=3,因此选取d-=56。1） 取安装齿轮出的轴段-的直径d-=54,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm ,为了使套筒断面可靠的紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L-=56mm ,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,则轴环处的直径d-=64mm 。轴环宽度取10mm。2） 轴承端盖的总宽度为21mm (由加速器及轴承端盖的结构设计而定),取L-=30.5。3） 取齿轮距箱体的内壁之间的距离a=10.5,.(2)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接。由书【1】表6-1查的平键截面,键槽用槽铣刀加工，长度为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同时半联轴器的连接，选用平键为，半联轴器的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处的直径尺寸公差为m6。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承的支点位置为滚动轴承的中点位置。，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面为H面，垂直面为V面。图5-3 轴的载荷分析图 3 , （5-16）, （5-17）代入数值可得：则截面C处的,代入数值可得，N （3-49）总弯矩： （5-18） （3-51） 5.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据书【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 (5-19)前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由【1】表15-1查得，故 5.5.1.2输入轴1输入轴上的功率、转速、和转矩=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m2求作用在齿轮上的力3. 初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理根据表【1】式（15-3），取,于是得 (3-53)4轴的结构设计按照输入轴的设计方法各段轴的大小、长度如图3-4所示选滚动轴承型号为 ：6005 (单位为mm)联轴器处键槽： 3.4.1.3滚动轴承的寿命校核1求轴向力与径向力的比值根据【1】表13-5 ,满足寿命要求。5.5.2 架子设计因为单臂式架子结构简单，可容纳较多的齿轮2，所以选择单臂式架子。轴与孔之见采用过盈配合（），用温差装配，配合长度为1.5d-2.5d范围内取，取配合长度为20mm。取左端与齿轮轴配合长度为20mm,孔与轴之间采用间隙配合。基本几何参数如图5-7所示：（一）、滚动轴承选择2、高速轴轴承的校核根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.1、低速轴轴承的校核根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.结 论机械设计综合毕业设计是针对机械设计系列课程的要求，是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养功课学生机械设计能力是课程。随着科学技术发展的日新月异，减速器已经成为当今机电一体化的工业应用中空前活跃的领域，可以说机械无处不在。因此作为一名机械专业的大学生来说掌握减速器的设计是十分重要的。周转轮系无极变速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机（马达）的回转数减速到 所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，周转轮系无极变速器的应 用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、 机械、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活 中常见的家电，钟表等等.其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见 到周转轮系无极变速器的应用，且在工业应用上，周转轮系无极变速器具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度 与扭矩的转换设备。周转轮系无极变速器的作用主要有： 1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出