新型滾輪平盤式無級(jí)變速器傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì).pdf

湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 1摘要：開發(fā)一種能傳動(dòng)大扭矩和大功率的CVT變速器，使其能滿足客車和載貨汽車使用要求。通過分析新型滾輪平盤式無級(jí)變速器,具有可行性，可以滿足客車和載貨汽車的傳動(dòng)要求。本文主要介紹新型滾輪平盤式無級(jí)變速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、傳動(dòng)性能和設(shè)計(jì)方法。包括分匯流傳動(dòng)型式的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；傳動(dòng)能力計(jì)算；傳動(dòng)效率計(jì)算；接觸區(qū)的接觸應(yīng)力和接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，并選擇適當(dāng)?shù)牟牧希粷L輪和平盤的強(qiáng)度、有限元?jiǎng)偠群推趬勖?jì)算；自動(dòng)加壓裝置的設(shè)計(jì)；加壓軸承的承載的能力、極限轉(zhuǎn)速和壽命的計(jì)算。 關(guān)鍵詞：新型滾輪平盤式無級(jí)變速器 分流 滾輪 平盤 Abstract: Develop a kind of spreading to move the big twisting the torque with the gearbox of CVT of the big power, make its can satisfy the passenger car to use the request with the lorry. Pass the analysis the new rolling a round the even dish type have no class gearbox, having the possibility, canning satisfy the passenger car spread to move the request with the lorry. Including the cent remits the construction that spread moves the pattern to design； spreading the kinetic energy dint compute；spreading to move the efficiency compute； getting in touch with the contact of the area should the dint compute； and choose the appropriate material； rolling a strength of peaceful dish； limited a design for just degree with tired life span computing； automatically adding pressing device； add the loading that press the ability, extreme limit of the bearings turns soon with the calculation of the life span. Keywords: new type of roller CVT separate the flows roller dish 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 2前 言 現(xiàn)在大多數(shù)汽車多采用有級(jí)變速器, 其優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單、傳動(dòng)效率高、造價(jià)便宜，但其還是存在一些缺點(diǎn)。比如，在換擋時(shí)有沖擊，舒適性較差。其最大的缺點(diǎn)在于與發(fā)動(dòng)機(jī)不能每時(shí)每刻都達(dá)到最佳匹配。這是因?yàn)橛屑?jí)變速器的檔位是有限的，在每次換擋時(shí)其傳動(dòng)比會(huì)發(fā)生突變，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速改變。對(duì)于汽車發(fā)動(dòng)機(jī)來說，其最佳經(jīng)濟(jì)性工況的轉(zhuǎn)速是一個(gè)定值。在這個(gè)工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)濟(jì)性最好、燃燒最充分、效率最高、排放最少, 有利于節(jié)能和環(huán)保。但由于有級(jí)變速器換擋導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速改變，這樣就不能保證發(fā)動(dòng)機(jī)始終處于最佳經(jīng)濟(jì)性工況，導(dǎo)致汽車的油耗增加，污染加重。 在這種情況下，人們發(fā)明了無級(jí)變速器CVT (Continuously Variable Transmission),就是連續(xù)可變傳動(dòng)，沒有明確具體的檔位，操作上類似自動(dòng)變速器，但是傳動(dòng)比的變化是連續(xù)的不同于有級(jí)變速器的跳檔過程，因此動(dòng)力傳輸持續(xù)而順暢。這就允許汽車連續(xù)變速而發(fā)動(dòng)機(jī)保持在最佳工況。 起初用橡膠V帶CVT，帶輪為分離式的，通過改變V帶在帶輪中的轉(zhuǎn)動(dòng)半徑來實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速。隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率的增加橡膠V帶的傳動(dòng)能力已達(dá)不到要求。荷蘭人發(fā)明了金屬V帶無級(jí)變速傳動(dòng)（圖0.1）。金屬V帶由數(shù)百片扁平的小鋼片和10層0.18mm厚的鋼環(huán)所組成(圖0.2)，較好的解決了金屬V帶的撓性較差的問題。一片推著一片將扭矩從輸入軸傳到輸出軸，最大輸出扭矩達(dá)200Nm。 2002年奧迪 A6 2.8配備的Multitronic變速器（圖0.3、圖0.4、圖0.5）使用了鏈條來傳輸扭矩從而使速比變得更廣泛、從12.7：1到2.1：1，其輸出圖0.1鋼帶式CVT變速器的核心部 圖0.2鋼帶由數(shù)百片扁平的小鋼片組成 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 3扭矩是280Nm。它與5速手動(dòng)變速器相比0100kmh加速只少0.1秒城市油耗僅高2。于是于它就取代了 Tiptronic變速器，但 CVT A6要貴 100美元。 馬自達(dá)和日產(chǎn)則避開了鋼帶和鏈條使用了環(huán)面形的錐盤輪在壓力的作用下，中間滾輪與兩個(gè)錐盤輪之間的油膜牽引力（摩擦力）傳輸扭矩。通過滾輪接觸點(diǎn)的改變速比隨之改變。當(dāng)滾輪在某一位置時(shí)在滾輪接觸點(diǎn)輸出錐盤輪和輸入錐盤輪的半徑比就是此時(shí)速比。日產(chǎn)CVT（圖0.6）能夠傳遞 206kW和 384Nm。 當(dāng)設(shè)計(jì)傳動(dòng)大扭矩和大功率的 CVT 變速器來滿足輕型載貨汽車的要求時(shí)，對(duì)于機(jī)械式無級(jí)變速器本體來講，擴(kuò)大其傳動(dòng)功率的方法之一是采取多接觸區(qū)分匯流傳動(dòng)型式、接觸區(qū)綜合曲率小（曲率半徑大）的結(jié)構(gòu)，并通過選擇適當(dāng)?shù)臐櫥停ㄓ刑砑觿┑模⒈砻鎺缀涡螤?、滾動(dòng)體尺寸等以建立起足夠的油膜牽引力進(jìn)行傳動(dòng)，也是傳動(dòng)效率高汽車對(duì)傳動(dòng)的主要要求。為了提高傳動(dòng)效率，應(yīng)力求做到： 圖0.3奧迪multitronic變速器的剖視圖 圖0.4奧迪鏈條傳動(dòng)式CVT 圖0.5鏈條傳動(dòng)式CVT的 核心部件擺銷鏈 圖0.6弧錐環(huán)輪式無級(jí)變速器 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 4（1）減少幾何滑動(dòng)，使相交軸線的兩滾輪錐頂盡量重合或接近（錐頂重合原則）。如果兩滾動(dòng)體軸線平行，應(yīng)使接觸線盡量與軸線平行。 （2）如果是初始線接觸，應(yīng)盡量減少接觸線的長度；就某一意義上講，初始點(diǎn)接觸優(yōu)于線接觸，同時(shí)點(diǎn)接觸對(duì)滾動(dòng)體裝配、制造誤差不敏感，有利于生產(chǎn)。如果是初始點(diǎn)接觸，應(yīng)使其接觸區(qū)橢圓的長軸沿著運(yùn)動(dòng)的方向。 （3）采取自動(dòng)加壓裝置，以保證壓緊力與負(fù)載相適應(yīng)，有較小的和不變的傳動(dòng)系數(shù)k；值。 （4）提高軸承效率，采取卸荷結(jié)構(gòu)，使傳動(dòng)組件和加壓裝置上的各個(gè)力在本身內(nèi)部平衡（例如多盤式和FU型變速器等），以盡可能降低軸承載荷。 （5）保證大的剛度，特別是滾動(dòng)體、軸、軸承和箱體。以減少變形，接近理想接觸狀態(tài)。 此外，滾動(dòng)體材質(zhì)要有高的彈性模量和高的硬度，并使?jié)L動(dòng)體有很高的表面光潔度。 第一章 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器的方案擬訂及對(duì)比分析 1.1基本方案與弧錐杯輪式無級(jí)變速器對(duì)比 對(duì)于機(jī)械式無級(jí)變速器本體來講，要擴(kuò)大其傳動(dòng)功率，則必需采取多接觸區(qū)分匯流傳動(dòng)型式、接觸區(qū)綜合曲率?。ㄇ拾霃酱螅┑慕Y(jié)構(gòu)。新型滾輪平盤式無級(jí)變速器應(yīng)滿足以上要求。新型滾輪平盤式無級(jí)變速器（Roller type CVT）簡稱為RCVT。RCVT結(jié)構(gòu)上采用四滾輪兩平盤，在滾輪兩側(cè)加壓，滾輪為主動(dòng)件,平盤為從動(dòng)件，動(dòng)力分八路傳遞。這樣的結(jié)構(gòu)符合多接觸區(qū)分流的要求，使?jié)L輪的單個(gè)接觸區(qū)傳遞的功率降低。由于要求大功率普通的干式摩擦無級(jí)變速傳動(dòng)發(fā)熱量大、磨損嚴(yán)重，所以RCVT采用油膜牽引傳動(dòng)。其外圓表面為球形。在盡量減少滾輪與平盤的幾何滑動(dòng)的同時(shí)，又不使接觸區(qū)的綜合曲率過大。 滾輪 平盤平盤圖1 RCVT結(jié)構(gòu)簡圖 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 5根據(jù)潤滑的理論與實(shí)踐得知，潤滑油的粘度較高、粘度指數(shù)高，則油膜厚度較厚。因此摩擦無級(jí)變速器的潤滑油最好能具有這種性質(zhì)，在常壓下粘度不高，在高壓下粘度卻很高。甚至可轉(zhuǎn)變?yōu)楣虘B(tài)，而一旦壓力解除，則又恢復(fù)常態(tài)。近年來，一些國家已開發(fā)了用于摩擦傳動(dòng)、具有上述性質(zhì)的合成油（例如美國Monsanto公司的Santotrac油）。采取這類合成油時(shí)。牽引系數(shù)一般高達(dá)0.095，甚至更高（高出20，約達(dá)0.12），約比礦物油的牽引系數(shù)大 50，甚至更大，油膜也比后者厚得多。再則，由于它在高壓工作時(shí)可以“固化”，沒有油液對(duì)疲勞裂紋的擴(kuò)展與沖擊作用，所以磨擦副的使用壽命也可大為提高。 弧錐杯輪式無級(jí)變速器與RCVT結(jié)構(gòu)上相似，弧錐杯輪式無級(jí)變速器的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1.3所示。 這類變速器的主、從動(dòng)輪的工作表面是以圓弧為母線的回轉(zhuǎn)曲面，而中間輪則是半徑為r的截球臺(tái)。主、從動(dòng)軸是同軸線的。通過改變中間輪的擺角來實(shí)現(xiàn)變速。按照中間輪相對(duì)于主、從動(dòng)輪的位置的不同，可以分為兩類： （1） 中間輪沿主、從動(dòng)輪截形腔圓的弦配置的屬于這一類的有瑞士出品的Arter型和蘇聯(lián)出品的 a型（圖1.3a）。 （ 2 ）中間輪沿腔圓的直徑配置的（圖 1.3 b、 C）：屬于這一類的有瑞典出品的RF型（圖b）和英國出品的Hayes型（圖C ）。 弧錐杯輪式無級(jí)變速器在改變傳動(dòng)比時(shí)，中間輪與弧錐杯的接觸點(diǎn)的位置在圖1.2油膜牽引傳動(dòng) 的彈性變形 圖1.3 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 6變化。在輸入扭矩不變的情況下接觸點(diǎn)的摩擦力與接觸點(diǎn)到弧錐杯的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離成反比。這種現(xiàn)象限制了弧錐杯輪式無級(jí)變速器的傳動(dòng)能力。 為了使接觸點(diǎn)的摩擦力在輸入扭矩不變的情況改變傳動(dòng)比時(shí)，摩擦力為定值，RCVT的輸入輪為滾輪，滾輪與平盤的接觸點(diǎn)到滾輪的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離是定值，所以在輸入扭矩不變的情況下改變傳動(dòng)比時(shí)，滾輪與平盤的接觸點(diǎn)的摩擦力為定值，這樣就充分發(fā)揮了滾輪平盤摩擦傳動(dòng)的傳動(dòng)能力。 RCVT采用多點(diǎn)傳動(dòng)，動(dòng)力共分8路傳遞。這樣就有效地提高了傳動(dòng)能力。相比之下，弧錐杯輪式無級(jí)變速器傳動(dòng)的分流數(shù)就少了一些。在實(shí)際應(yīng)用中一般是3路傳動(dòng)，所以RCVT在傳動(dòng)能力方面有優(yōu)勢(shì)。 在變速比方面，弧錐杯輪式無級(jí)變速器RF型的Rb=612、Hayes型的Rb=410。相比之下RCVT的變速比就要小些大約為2.5。這是因?yàn)镽CVT的變速比等于滾輪到平盤的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的最大距離除以滾輪到平盤的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的最小距離，而弧錐杯輪式無級(jí)變速器的變速比等于中間輪到弧錐杯的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的最大距離除以中間輪到弧錐杯的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的最小距離的平方。為了增加RCVT的變速比可以將兩擋變速器與RCVT串聯(lián)。 1.2新型滾輪平盤式無級(jí)變速器方案改進(jìn)和最終方案 以下是RCVT的結(jié)構(gòu)方案： 1.輸入軸 2.輸入錐齒輪3.小錐齒輪4.惰輪 5.輸出齒輪 6.輸出軸 7.輸出齒輪8.輸出齒輪9.組合錐齒輪 10.惰輪 11.輸入錐齒輪12.殼體 13.平盤14.滾輪 15.平盤16.壓板 17.壓板 18.拉桿 圖1.4 RCVT結(jié)構(gòu)方案一 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 71.輸入軸 2.自動(dòng)加壓裝置 3.輸入錐齒輪 4.小錐齒輪 5.調(diào)速錐齒輪 6.絲杠 7.花鍵筒 8. 調(diào)速錐齒輪 9. 滾輪 10. 平盤11.輸出錐齒輪 12.惰輪 13. 輸出錐齒輪 14. 輸出軸15.平盤 16.彈簧 圖1.6 RCVT結(jié)構(gòu)（方案二） 輸入軸 輸入軸錐齒輪 輸入軸錐齒輪 惰輪 組合錐齒輪 小錐齒輪 花鍵軸 滾輪 平盤 平盤 輸出齒輪 惰輪 輸出齒輪 輸出軸 圖1.5 RCVT傳動(dòng)路線（方案一） 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 8方案一的動(dòng)力從中間輸入，由于受到空間的限制造成輸入齒輪尺寸過小強(qiáng)度不足。在輸出軸的布置方面，輸出軸與輸入軸不是同軸布置。這一點(diǎn)是不可取的。在受力方面，輸入軸幾乎只受扭矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計(jì)比較好。輸出軸既要受扭矩又要受彎矩，有對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力這樣的設(shè)計(jì)不是最佳的。 方案二的動(dòng)力從外側(cè)輸入，由于空間足夠，所以輸入齒輪的強(qiáng)度是沒有問題的。新的問題是齒輪的線速度有些偏高，只要選擇低速發(fā)動(dòng)機(jī)，再加上較好的潤滑，就可以解決齒輪的線速度偏高的問題。采取自動(dòng)加壓裝置，以保證壓緊力與負(fù)載相適應(yīng)。采取卸荷結(jié)構(gòu)，使傳動(dòng)組件和加壓裝置上的各個(gè)力在本身內(nèi)部平衡。在輸出軸的布置方面，輸出軸與輸入軸是同軸布置。這一點(diǎn)是很理想的。在受力方面，輸入軸幾乎只受扭矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計(jì)比較好。輸出軸受扭矩和拉力，但沒有循環(huán)應(yīng)力這種設(shè)計(jì)比較好。在總尺寸方面，這種布置尺寸較緊湊。 方案二與方案一相比有不少優(yōu)點(diǎn)，所以我選擇方案二的結(jié)構(gòu)進(jìn)行下一步的具體設(shè)計(jì)。 第二章 設(shè)計(jì)的目標(biāo)車型擬訂 2.1車型調(diào)查和車型主要參數(shù) 東風(fēng)汽車有限公司 東風(fēng)汽車有限公司 車型：EQ140載貨汽車 車型：EQ1092F19DJ載貨汽車 發(fā)動(dòng)機(jī)：EQ6100-1 發(fā)動(dòng)機(jī)：YC6105QC 額定功率：99/3000(kW/rmin-1) 額定功率：105/2800(kW/rmin-1) 表2.1 車型主要參數(shù) 輸入軸 輸入錐齒輪 自動(dòng)加壓裝置 小錐齒輪 花鍵軸 滾輪 平盤 平盤 輸出錐齒輪惰輪 輸出錐齒輪 輸出軸 圖1.7 RCVT傳動(dòng)路線（方案二） 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 9最大扭矩：353/12001600（Nm/rmin-1） 最大扭矩：402/16001900（Nm/rmin-1） 各檔速比 各檔速比 1檔/7.31, 2檔/4.31, 3檔/2.45, 4檔/1.54, 5檔/1.00, 1檔/7.31, 2檔/4.31, 3檔/2.45, 4檔/1.54, 5檔/1.00, 倒檔/7.66, 主減速比/6.33 倒檔/7.66, 主減速比/6.33 鄭州宇通客車有限公司 河南少林汽車股份有限公司 車型：ZK6790H客車 車型：SLG6850CF客車 發(fā)動(dòng)機(jī)：CA4113Z 發(fā)動(dòng)機(jī)：6BTA、YC4112ZLQ 額定功率：103/2600(kW/rmin-1) 額定功率：132/2500、132/2300 (kW/rmin-1) 最大扭矩：450/15001700（Nm/rmin-1） 最 大扭矩：617/1500 、 660/14001600（Nm/rmin-1） 各檔速比 各檔速比 1檔/6.446, 2檔/3.841, 3檔/2.290, 4檔/1.477, 5檔/1.000, 6檔/0.802,倒檔/7.66, 主減速比/6.33 1檔/5.606, 2檔/3.627, 3檔/2.313, 4檔/1.487, 5檔/1.000, 6檔/0.790,倒檔/4.990, 主減速比/4.333 一汽紅塔汽車有限公司 上海申沃客車有限公司 車型：CA1050K31L載貨汽車 車型：SWB6105HDP-3城市客車 發(fā)動(dòng)機(jī)：YC4108Q 發(fā)動(dòng)機(jī)：YC6108 額定功率：75/3000 (kW/rmin-1) 額定功率：132/2600 (kW/rmin-1) 最大扭矩：268/19002200（Nm/rmin-1） 最大扭矩：560/15001800（Nm/rmin-1） 各檔速比 各檔速比 1 檔/5.591, 2檔/2.870, 3檔/1.607, 4檔/1.00, 5檔/0.742,倒檔/5.045, 主減速比/5.571 1檔/6.446, 2檔/4.171, 3檔/2.659, 4檔/1.709, 5檔/1.00,倒檔/5.802, 主減速比/6.5 牡丹汽車股份有限公司 牡丹汽車股份有限公司 車型：MD6790BDJG城市客車 車型：MD6873A1DJ1城市客車 發(fā)動(dòng)機(jī)：YC4112LQ、CA4110ZL1 發(fā)動(dòng)機(jī)：YC4110ZQ 額定功率：125/2300 (kW/rmin-1) 額定功率：100/2800 (kW/rmin-1) 最大扭矩：630/1500、560/1500（Nm/rmin-1） 最大扭矩：392/16001900（Nm/rmin-1） 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 10各檔速比 各檔速比 1檔/4.76, 2檔/2.80, 3檔/1.59, 4檔/1.00, 5檔/0.75,倒檔/4.99, 主減速比/4.33 1檔/4.76, 2檔/2.80, 3檔/1.59, 4檔/1.00, 5檔/0.75,倒檔/4.99, 主減速比/4.33 在做了大量市場(chǎng)調(diào)查后，我總結(jié)出以下幾點(diǎn)： 1現(xiàn)在傳遞小功率和小扭矩的無級(jí)變速器種類很多，并且技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟。傳遞大功率和大扭矩的無級(jí)變速器幾乎是空白。已經(jīng)在汽車上使用的無級(jí)變速器的最大扭矩為380Nm. 一般常見的載貨汽車和客車的主要參數(shù)可知其發(fā)動(dòng)機(jī)功率：100132kw，最高轉(zhuǎn)速：23003000rmin-1，最大扭矩： 268660 Nm。載貨汽車變速器的變速比7.3，客車變速器的變速比6.4。 鋼帶式CVT變速器最大傳遞扭矩是200Nm。奧迪 A6 2.8配備的CVT變速器使用了鏈條，最大傳遞扭矩是280Nm。日產(chǎn)弧錐環(huán)輪式CVT能夠傳遞 206kW和 384Nm。 通過以上資料我們不難看出無論是鋼帶式CVT、鏈條式CVT，還是弧錐環(huán)輪式CVT都不能滿足載貨汽車和客車的要求。 2.2目標(biāo)車型擬訂 本設(shè)計(jì)的目標(biāo)是設(shè)計(jì)一種能夠滿足載貨汽車和客車要求的CVT。通過大量的分析和計(jì)算。在盡量發(fā)揮RCVT的性能的前提下我把設(shè)計(jì)要求定為： 車型：城市客車 發(fā)動(dòng)機(jī)： CA4110ZL1 額定功率：125/2300 (kW/rmin-1) 最大扭矩：560/1500（Nm/rmin-1） 變速比： 6.4 第三章 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器的技術(shù)參數(shù)及計(jì)算 3.1新型滾輪平盤式無級(jí)變速器基本結(jié)構(gòu)尺寸擬訂 RCVT的基本結(jié)構(gòu)尺寸如圖 表2.2 目標(biāo)車型 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 113.2轉(zhuǎn)速計(jì)算 發(fā)動(dòng)機(jī)在額定功率下的轉(zhuǎn)速為2300r/min 即主動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)速nmax1=2300r/min 從動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)速 nmax2= nmax121ZZ =7666.6r/min 式中 Z1表示輸入主動(dòng)大錐齒輪齒數(shù)，Z2表示輸入從動(dòng)小錐齒輪齒數(shù)。 平盤的轉(zhuǎn)速 nmax3= nmax2min平盤滾輪rr = 6133.3r/min 式中 滾輪r 表示滾輪半徑，min平盤r 表示平盤最小工作半徑。 3.3接觸應(yīng)力計(jì)算1 發(fā)動(dòng)機(jī)在1500r/min時(shí)發(fā)出最大扭矩T 總=560 Nm T 滾輪= 4 12ZZT 總=42 Nm 式中 T 滾輪表示每個(gè)滾輪所傳遞的扭矩。 F滾輪= 滾輪滾輪rT2 = 31040242 =525 N 式中 F滾輪表示每個(gè)滾輪接觸點(diǎn)處所傳遞的摩擦力。 總圖3.1 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 12N 壓= m滾輪F4 = 095.0 5254 =22105.3 N 式中 N壓表示平盤的壓緊力，m表示牽引系數(shù)。 a=10.914 33 10dkQ cm b=10.914 33 10dkQ cm jmax= 323 242552634008400823 =dQkabQabp 式中jmax表示最大接觸應(yīng)力。 =20719.8 Kgf/cm2 =2072.0MPa 3.4滾輪的接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 jmax=2072.0MPa 設(shè)使用壽命為10000小時(shí)，輸入轉(zhuǎn)速為 2000 r/min。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=2nih =220003.336010000 =8109(次) 由圖3.2曲線1所示，14CrMnSiNi2Mo鋼的 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8109次時(shí)，其接觸疲勞強(qiáng)度 為2350MPa(大于jmax)，所以滿足要求。 3.5重要零件剛度設(shè)計(jì) 3.5.1工程有限元分析的基本步驟3 工程有限元分析的目的一般包括以下兩類： 1）進(jìn)行結(jié)構(gòu)的最優(yōu)方案設(shè)計(jì)； 在進(jìn)行機(jī)械和汽車的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，可以通過對(duì)可能的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行有限元法計(jì)算。根據(jù)對(duì)方案計(jì)算結(jié)果的分析和比較，按強(qiáng)度、剛度和穩(wěn)定性的要求，對(duì)原方案進(jìn)行修改和補(bǔ)充，使結(jié)構(gòu)得到較合理的應(yīng)力、變形分布，從而得到較好的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案。 2）分析結(jié)構(gòu)損壞原因，尋找改進(jìn)途徑； 圖3.2 式中 a、b表示接觸區(qū)橢圓的長、短軸半徑，Q表示壓緊力， dk 表示當(dāng)量曲率，查參考資料1表1-1、表1-2 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 13當(dāng)結(jié)構(gòu)在工作中發(fā)生故障如，裂紋、斷裂或磨損過大時(shí)，可利用有限元法進(jìn)行分析。研究結(jié)構(gòu)損壞的原因，找出危險(xiǎn)區(qū)域和部位，提出改進(jìn)設(shè)計(jì)的方案，并進(jìn)行相應(yīng)的計(jì)算分析，直至找到合理的結(jié)構(gòu)為止。工程有限元分析的基本步驟為： 一、對(duì)工程問題的力學(xué)分析 將工程問題抽象為力學(xué)模型的過程，包括了解結(jié)構(gòu)形狀、載荷和支承方面的特點(diǎn)并對(duì)某些結(jié)構(gòu)形狀、構(gòu)件的連接和邊界條件等方面的簡化。這一步工作的好壞將對(duì)整個(gè)計(jì)算起非常重要的作用。分析結(jié)果的成敗取決于分析者的力學(xué)知識(shí)、專業(yè)知識(shí)和有限元基礎(chǔ)知識(shí)，并隨分析者經(jīng)驗(yàn)的積累而越來越準(zhǔn)確。 二、網(wǎng)格劃分(PreProcessing) 根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，確定單元類型，利用通用有限元分析軟件中的前處理模塊對(duì)結(jié)構(gòu)劃分。網(wǎng)格劃分的質(zhì)量決定了有限元分析的計(jì)算精度和計(jì)算效率。 三、施加邊界條件 根據(jù)結(jié)構(gòu)的實(shí)際工況，選定載荷和約束在網(wǎng)格模型上的的施加方法。邊界條件的模擬方法是影響有限元分析成敗的重要原因。 四、自動(dòng)求解 由程序根據(jù)結(jié)構(gòu)應(yīng)用的單元和施加的邊界條件自動(dòng)進(jìn)行單元分析與整體分析。通過求解模型得到的代數(shù)方程組，得到位移、應(yīng)變、應(yīng)力等物理量， 五、可視化的結(jié)果分析（Post-Processing） 利用通用有限元分析軟件中的后處理模塊繪出分析結(jié)果。如繪出結(jié)構(gòu)的變形圖及各種應(yīng)力分量、應(yīng)力組合的等色線圖等。 3.5.2滾輪變形校核 原結(jié)構(gòu)的FEA模型在 Ansys8.0下所得結(jié)果如圖3.3。 圖3.3 初始設(shè)計(jì) 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 14經(jīng)有限元分析后其最大變形為2.1mm，其變形太大需要改進(jìn)。 將滾輪的寬度增加8mm。改進(jìn)后的FEA模型在Ansys8.0下所得結(jié)果如圖3.4。 經(jīng)改進(jìn)后，通過有限元分析得到最大變形為0.06mm，其變形大為減小。 3.5.3平盤變形校核 原結(jié)構(gòu)的FEA模型在 Ansys8.0下所得結(jié)果如圖3.5。 圖3.5 初始設(shè)計(jì) 圖3.4 改進(jìn)設(shè)計(jì) 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 15經(jīng)有限元分析后其最大變形為1.76mm，其變形太大需要改進(jìn)。 將平盤的厚度從9mm增加到14mm改進(jìn)后的FEA模型在Ansys8.0下所得結(jié)果如圖3.6。 通過有限元分析得到最大變形為0.036mm，其變形大為減小。 圖3.6 改進(jìn)設(shè)計(jì) 圖3.7 改進(jìn)設(shè)計(jì) 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 16通過有限元分析得到最大變形為0.089mm，其變形大為減小。 通過有限元分析得到最大變形為0.08mm，其變形大為減小。 3.6自動(dòng)加壓裝置計(jì)算 T 總= N 壓tan(+)d2/2 式中 表示自鎖角，d2表示凸輪中徑，表示凸輪升角。 T 總=560Nm N壓=22105.3 N d2=72mm =5.7 =26.927 3.7輸出軸強(qiáng)度計(jì)算 0.455.1214.3 3.22105 2max = AN壓s MPa 式中 maxs 表示輸出軸受的最大拉應(yīng)力，A表示截面積。 maxT = 總T21 12ZZ 滾輪平盤rr max = 21401303.0560 =273 Nm 式中maxT 表示輸出軸受的最大扭矩， max平盤r 表示平盤最大工作半徑 max= 3maxmax 16DTWtT p= 303.014.3 27316 = =51.5106 Pa 圖3.8 改進(jìn)設(shè)計(jì) 式中max 表示 輸出軸受的最大扭矩剪切應(yīng)力。 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 17=51.5MPa 3.8花鍵強(qiáng)度計(jì)算 靜聯(lián)接 1023pmp zhldT sys = 動(dòng)聯(lián)接 1023pzhldTpm= y 式中：y載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)多少有關(guān)，一般取y =0.70.8，齒數(shù)多時(shí)取偏小值； z花鍵的齒數(shù)； l齒的工作長度，單位為 mm； h花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵， CdDh 22 = ，此處 D 為外花鍵的大徑，d為內(nèi)花鍵的小徑， C為倒角尺寸，單位均為mm；漸開線花鍵， a 30，hm；a 45， h= 0.8 m， m為模數(shù)； dm花鍵的平均直徑，矩形花鍵，dm= 2 dD + ；漸開線花鍵，dmdi ,di為分度圓直徑，單位為mm； ps 花鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa，見表 3.1； p花鍵聯(lián)接的許用壓力，單位為MPa，見表3.1。 表3.1花鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力 MPa 許用擠壓應(yīng)力、許用壓力 聯(lián)接工作 方式 使用和制造 情況 齒面未經(jīng) 熱處理 齒面經(jīng)熱 處理 ps 靜聯(lián)接 不良 中等 良好 3550 60100 80120 4070 100140 120200 p 空載下移動(dòng)的動(dòng)聯(lián)接 不良 中等 良好 1520 2030 2540 2035 3060 4070 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 18在載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)聯(lián)接 不良 中等 良好 310 515 1020 輸出軸花鍵聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算 輸出軸花鍵聯(lián)接為靜聯(lián)接 )(27.3828126287.0 1027323pp MPa ss = 滾輪花鍵聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算 滾輪花鍵聯(lián)接為動(dòng)聯(lián)接 )(47.3552.225108.0 104223pMPap = = 3.9輸入錐齒輪計(jì)算 運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）進(jìn)行齒輪計(jì)算如下： 圖3.9 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版） 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 19圖3.10 輸入設(shè)計(jì)參數(shù) 圖3.11 材料及熱處理 圖3.11基本參數(shù) 圖3.12 接觸強(qiáng)度校核 圖3.13接觸強(qiáng)度計(jì)算公式 圖3.14彎曲強(qiáng)度校核 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 20錐齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告 一、錐齒輪設(shè)計(jì)輸入?yún)?shù) 1. 傳遞功率 P 21.99 (kW) 2. 傳遞轉(zhuǎn)矩 T 140.00 (N.m) 3. 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1 1500.00 (r/min) 4. 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2 5000.00 (r/min) 5. 傳動(dòng)比 i 0.30 6. 齒數(shù)比 U 0.30 7. 預(yù)定壽命 H 10000 (小時(shí)) 8. 原動(dòng)機(jī)載荷特性 輕微振動(dòng) 9. 工作機(jī)載荷特性 輕微振動(dòng) 二、材料及熱處理 1. 齒面類型 硬齒面 2. 熱處理質(zhì)量要求級(jí)別 ME 3. 齒輪 1 的材料及熱處理 材料名稱 45 熱處理 表面淬火 硬度范圍 4550(HRC) 硬度取值 50 (HRC) 圖3.15彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 21接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(H1) 1286 (N/mm2) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H1) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F1) 375 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F1) 1.40 4. 齒輪 2 的材料及熱處理 材料名稱 20CrMnTi 熱處理 滲碳 硬度范圍 5662(HRC) 硬度取值 60 (HBS) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H2) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F2) 441 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F2) 1.40 彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力 (F2) 610 (N/mm2) 三、齒輪基本參數(shù)(mm) 項(xiàng)目名稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 大端模數(shù) m 3.00 2. 齒 數(shù) z 100 30 3. 大端分度圓直徑 de 300.00 90.00 4. 分錐度（度） 73.3008 16.6992 5. 切向變位系數(shù) xt 0.00 0.00 6. 法向變位系數(shù) x 0.00 0.00 7. 外錐距 Re 156.60 8. 齒寬系數(shù) R 0.08 9. 齒 寬 B 12.00 10. 軸線夾角 90.0000 （度） 11. 頂 隙 不等頂隙 12. 平均分度圓直徑 dm 288.00 86.40 13. 中錐距 Rm 150.34 14. 平均模數(shù) Mm 2.88 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 2215. 齒頂高 Ha 3.00 3.00 16. 齒根高 Hf 3.60 3.60 17. 齒頂角 a（度） 1.0975 1.0975 18. 齒根角 f（度） 1.3169 1.3169 19. 頂錐角 a（度） 74.3982 17.7967 20. 齒頂角 f（度） 71.9839 15.3824 21. 齒頂圓直徑 da 301.72 95.75 22. 冠頂距 AK 42.13 149.14 23. 大端分度圓齒厚 s 4.71 4.71 24. 大端分度圓法向弦齒厚 s 4.71 4.71 25. 大端分度圓法向弦齒高 hn(_) 2.98 3.04 26. 當(dāng)量齒數(shù) zv 348.01 31.32 27. 導(dǎo)圓半徑 r 0.00 28. 端面重合度 v 1.80 29. 軸向重合度 v 0.00 30. 法向重合度 vn 1.80 31. 中點(diǎn)分度圓的切向力 Ft 972.22 32. 徑向力 Fr 101.68 338.94 33. 軸向力 Fx 338.94 101.68 34. 齒輪速度 Vm 22.62 35. 支承情況 兩輪皆兩端支承 四、接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度校核結(jié)果和參數(shù) 1. 齒輪1接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力H1 1183.66 (N/mm2) 2. 齒輪2接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力H2 1283.62 (N/mm2) 3. 接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力H 908.63 (N/mm2) 滿足 4. 齒輪1彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力F1 522.80 (N/mm2) 5. 齒輪1彎曲強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力F 395.93 (N/mm2) 滿足 6. 齒輪2彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力F2 609.09 (N/mm2) 7. 齒輪2接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力F 414.62 (N/mm2) 滿足 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 231. 圓 周 力 Ft 972.22 (N) 2. 齒輪線速度 Vm 22.62 (m/s) 3. 使用系數(shù) Ka 1.35 4. 動(dòng)載系數(shù) Kv 1.95 5. 齒向載荷分布系數(shù) Khb 1.65 6. 齒間載荷分布系數(shù) Kha 1.00 7. 是否修形齒輪 否 8. 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh 2.50 9. 材料的彈性系數(shù) ZE 189.80 10. 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Ze 0.86 11. 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Zb 1.00 12. 重合、螺旋角系數(shù) Zeb 0.86 13. 錐齒輪系數(shù) Zk 1.00 14. 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn 1.00 15. 是否允許有一定量的點(diǎn)蝕 否 16. 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr 0.97 17. 潤滑油粘度（50度） 120.00 18. 工作硬化系數(shù) Zw 1.00 19. 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx 1.04 20. 齒向載荷分布系數(shù) Kfb 1.65 21. 齒間載荷分布系數(shù) Kfa 1.00 22. 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Ye 0.67 23. 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yb 1.00 24. 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Yeb 0.67 25. 復(fù)合齒形系數(shù) Yfs 4.30 4.51 26. 壽命系數(shù) Yn 1.00 1.00 27. 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr 0.95 0.95 28. 齒根表面狀況系數(shù) Yrr 1.00 1.00 29. 尺寸系數(shù) Yx 1.03 1.02 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 2430. 載荷類型 雙向轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪 31. 齒根表面粗糙度 Rz16m 32. 基本齒條類別 hf/Mnm = 1.25, pf/Mnm = 0.20 五、齒輪精度 項(xiàng)目名稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 第一組精度 7 7 2. 第二組精度 7 7 3. 第三組精度 7 7 4. 齒輪副側(cè)隙 a 5. 齒輪副法向側(cè)隙公差 A 3.10輸入軸承計(jì)算 由輸入錐齒輪計(jì)算可知錐齒輪圓周力Ft= 998.22 N。 112mt dTF = atan tFF = 2111 costancos atr FFFF = dad 2111 sintansin rta FFFF = dad acostnFF = 圖3.16 直錐齒輪受力分析 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 253.36320tan22.998 =F N 4.34717cos3.3631 =rF N 3.10617sin3.3631 =aF N 軸承類型： 深溝球軸承 軸承代號(hào)： 6010 軸承參數(shù) 工作參數(shù) 計(jì)算結(jié)果 軸承內(nèi)徑：50mm 軸承外徑：80mm 軸承寬度：16mm 額定動(dòng)載荷：16800N 額定靜載荷：12800N 極限轉(zhuǎn)速：7000r/min 潤滑方式：油潤滑 徑向載荷：347.4N 軸向載荷：106.3N 使用壽命：1000h 工作轉(zhuǎn)速：7000r/min 接 觸 角：45 載荷系數(shù)：1.1 當(dāng)量動(dòng)載荷：214.00N 當(dāng)量靜載荷：382.14N 計(jì)算壽命：1.15201E6小時(shí) 3.11加壓軸承計(jì)算 軸承類型： 圓錐滾子軸承(30000) 軸承代號(hào)： 31311 軸承參數(shù)： 工作參數(shù)： 計(jì)算結(jié)果： 軸承內(nèi)徑：60mm 軸承外徑：130mm 軸承寬度：34mm 額定動(dòng)載荷：138000N 額定靜載荷：102000N 徑向載荷：1 軸向載荷：20000N 使用壽命：10000h 工作轉(zhuǎn)速：5000 r/min 接 觸 角：45 當(dāng)量動(dòng)載荷：8800.45N 當(dāng)量靜載荷：4840.56N 計(jì)算壽命：12853h 表3.2 輸入軸承計(jì)算結(jié)果 表3.3 加壓軸承計(jì)算結(jié)果 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 26極限轉(zhuǎn)速：3200 r/min 潤滑方式：油潤滑 載荷系數(shù)：1.1 3.12幾何滑動(dòng)計(jì)算1(幾何滑動(dòng)和滾輪平盤傳動(dòng)效率計(jì)算由韓珍同學(xué)完成) 1210914.10792.0133+= QRe 在matlab6中編程如下： hold on for(R=5:0.1:12.5); Q=20000; A=1/(R/(0.792*10.914*0.001*(2*Q)(1/3)+1); plot(R,A); end 如圖3.17可知，RCVT在壓緊力為20000N，并且平盤工作半徑取最小值50mm時(shí)，其幾何滑動(dòng)為最大值5.6%，滿足幾何滑動(dòng)率小于1015%的要求。 Q=20000Q=10000平盤工作半徑（cm） 幾何滑動(dòng)率 圖 3.17 幾何滑動(dòng)關(guān)系式中 e 表示幾何滑動(dòng)，R表示平盤工作半徑，Q表示壓緊力。 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 273.13滾輪平盤傳動(dòng)效率計(jì)算 333310914.10792.0210914.104013.02+=QRQRh 在matlab6中編程如下： hold on for(R=5:0.1:12.5); Q=4000; Y=(R-0.4013*10.914*0.001*(2*Q)(1/3)/(R+0.792*10.914*0.001*(2*Q)(1/3); plot(R,Y); end 由圖3.18可知，RCVT的傳動(dòng)效率與平盤的工作半徑和壓緊力有關(guān)。平盤的工作半徑越大其傳動(dòng)效率越高，壓緊力越大其傳動(dòng)效率越低。在壓緊力為20000N，并且平盤工作半徑取最小值50mm時(shí)，其傳動(dòng)效率將到最低為91.6%。在壓緊力為10000N，并且平盤工作半徑取125mm時(shí)，其傳動(dòng)效率提高到97.2%。 RCVT在傳動(dòng)效率方面還是很高的。 Q=20000N Q=10000N 圖3.18 滾輪平盤傳動(dòng)效率圖 平盤工作半徑（cm） 傳動(dòng)效率 式中 h表示滾輪平盤傳動(dòng)效率，R表示平盤工作半徑，Q 表示壓緊力。 湖北汽車工業(yè)學(xué)院畢業(yè)（設(shè)計(jì)）論文 28第四章 設(shè)計(jì)的創(chuàng)新點(diǎn) 4.1 動(dòng)力分流 動(dòng)力分流（多達(dá)8路支流）傳動(dòng)，實(shí)現(xiàn)了大扭矩下的牽引傳動(dòng)。 4.2 將新型滾輪平盤式無級(jí)變速器與渦輪增壓柴油機(jī)相匹配 RCVT的滾輪是主動(dòng)件，動(dòng)力從發(fā)動(dòng)機(jī)出來分為四路傳到四個(gè)滾輪上。在這個(gè)傳動(dòng)過程中要使用錐齒輪。主動(dòng)錐齒輪的直徑就會(huì)有些偏大再加上發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速比較高，這樣就導(dǎo)致錐齒輪的線速度過高。這是本設(shè)計(jì)的一個(gè)難點(diǎn)。改進(jìn)的方法一是將錐齒輪直徑減小，方法二是選擇較低轉(zhuǎn)速的發(fā)動(dòng)機(jī)，方法三是改變傳動(dòng)形式。 通過逆向思維，主動(dòng)錐齒輪的直徑偏大有一定的好處?，F(xiàn)在的CVT幾乎只能用小型車上，主要是受到傳動(dòng)扭矩限制。中、大型汽車大多采用渦輪增壓柴油機(jī)，采用渦輪增壓柴油機(jī)的特點(diǎn)是：最高轉(zhuǎn)速較低一般只有2000r/min左右；扭矩大。渦輪增壓柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速較低可以有效地降低主動(dòng)錐齒輪的線速度。主動(dòng)錐齒輪與從動(dòng)錐齒輪采用增速傳動(dòng)提高滾輪的線速度，有利于降低滾輪與平盤的油膜牽引力和接觸應(yīng)力，從而提高RCVT的承載能力。 綜合以上因素，RVCT與渦輪增壓柴油機(jī)相匹配是適當(dāng)?shù)模蛊鋵?shí)用性更強(qiáng)。 4.3 同軸結(jié)構(gòu)布置 輸出軸與輸入軸是同軸布置。這一點(diǎn)是很理想的。在受力方面，輸入軸幾乎只受扭矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計(jì)比較好。輸出軸受扭矩和拉力，但沒有循環(huán)應(yīng)力這種設(shè)計(jì)比較好。在總尺寸方面，這種布置尺寸較緊湊。 4.4 輸出軸浮動(dòng)加壓結(jié)構(gòu) 加