回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)畢業(yè)設(shè)計.doc

回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)畢業(yè)設(shè)計目錄目錄.摘要.Abstract.1. 緒論.1.1 課題的意義.1.2 無極自動變速器的發(fā)展.1.3 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成.1.3.1 金屬帶式CVT概述.1.3.2 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成.1.3.3 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的特點.1.3.4 回流式無極自動變速傳動的發(fā)展及國內(nèi)外現(xiàn)狀.1.4 論文的主要研究工作內(nèi)容.2. 回流式無極變速傳動的參數(shù)設(shè)計.2.1 回流式無極變速傳動系統(tǒng)的工作原理.2.1.1 回流式無極變速器的工作原理.2.2 傳動系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計.2.2.1 傳動系統(tǒng)最大速比的計算.2.2.2 傳動系統(tǒng)最小速比的計算.2.2.3 傳動系統(tǒng)倒檔速比的計算.2.3 長安羚羊SC7101轎車原始數(shù)據(jù).2.4 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計.2.4.1帶值計算結(jié)果.2.4.2 定速比齒輪參數(shù)的確定.2.4.3 行星齒輪參數(shù)的確定.2.4.4 結(jié)構(gòu)參數(shù)的圓整.3. 金屬帶無極變速裝置的力學(xué)分析.3.1 金屬帶主、從動輪的受力分析.3.1.1 CVT傳動的運動分析.3.1.2 金屬帶的軸向力計算.3.2 CVT主、從動軸上的軸向力分析.4. 回流式無極變速傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件設(shè)計.4.1 離合器、制動器的設(shè)計.4.1.1 理論轉(zhuǎn)矩的計算.4.1.2 濕式離合器的設(shè)計.4.1.3 制動器的設(shè)計.4.1.4 單向離合器的設(shè)計.4.2 齒輪的設(shè)計.4.2.1 定速比齒輪的設(shè)計.4.2.2 行星排的設(shè)計.4.3 軸的設(shè)計.4.3.1 軸I的設(shè)計.4.3.2 軸的設(shè)計.1緒論1.1 課題的意義金屬帶式無級自動變速傳動是20世紀(jì)80年代末期出現(xiàn)的一種新型汽車傳動方式, 它可以讓發(fā)動機在最佳燃油經(jīng)濟線上運行,使汽車擁有一個沒有“漏洞”的牽引特性,來達(dá)到節(jié)省燃料、減少廢氣排放的目的；同時, 加速的時候不需切斷動力,使轎車不僅乘坐舒適且超車加速性能好,可以減輕駕駛員的駕駛疲勞，提高行車的安全性,因而一直倍受人們的關(guān)注1。但是因為結(jié)構(gòu)尺寸和傳動方式的限制, 金屬帶無級變速傳動存在著承載能力較低、速比變化范圍較窄的問題, 使其優(yōu)越性不能得到更加充分的發(fā)揮,應(yīng)用范圍受到了一定的限制。而金屬帶-行星齒輪無級變速傳動以金屬帶為核心, 通過結(jié)構(gòu)的改進(jìn), 可使其承載能力提高a 倍(a 為行星排結(jié)構(gòu)參數(shù), a114)、速比變化范圍大幅度拓寬, 因而具有更為廣闊的應(yīng)用前景101.2 無極自動變速器的發(fā)展大家都知道,自汽車被創(chuàng)造以來，無極自動變速傳動是汽車的理想傳動系統(tǒng)，但是到現(xiàn)在為止我們駕駛的汽車還沒有使用上滿意的無極自動變速裝置。人們也從沒有停下尋找實現(xiàn)理想變速汽車的腳步，這個問題在世界上還沒有得到根本性的解決，也是汽車變速研究的終極目標(biāo)。自1885年德國的卡特-本茨(CartBenz)制成第一輛現(xiàn)代汽車以來,百余年的汽車發(fā)展也始終貫穿著汽車變速器的發(fā)展史。汽車變速器已由最初的機械固定軸式發(fā)展到今天的液力機械式變速器、金屬帶式變速器等多種型式的無級變速器。無級變速器(CVT)通過傳動比的連續(xù)變化,使車輛外界行駛條件與發(fā)動機負(fù)載實現(xiàn)最佳匹配,使此時的發(fā)動機在高效區(qū)運轉(zhuǎn),燃燒完全、排放污染減少、噪聲降低。從而充分發(fā)揮了發(fā)動機的潛力,提高了整車的燃料經(jīng)濟性,使汽車具有一個理想的動力性能。無級變速器傳動比的連續(xù)改變,無換檔跳躍,減緩了汽車變速過程中的換檔沖擊。顯然,無級變速適應(yīng)了汽車經(jīng)濟性、動力性、舒適性的要求。同時,無級變速器也易與當(dāng)今先進(jìn)的計算機技術(shù)相接合,構(gòu)成無級自動變速器。1.3 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成1.3.1 金屬帶式CVT概述金屬帶式無級變速傳動(Continuously Variable Transmission)的設(shè)計思想是由Hab.Van Doorne博士于1968年首次提出,1987年由日本富士重工首次裝車試制成功。因其使車輛燃料消耗減小,排氣污染低,操縱簡便,調(diào)速性能好而倍受國外汽車廠商和專家學(xué)者關(guān)注。金屬帶無極變速技術(shù)（CVT），采用傳動帶和工作直徑可變的主動輪和從動輪之間的相互配合來傳遞動力。因為可以連續(xù)的改變傳動比，所以可以讓傳動系統(tǒng)和發(fā)動機工況非常好的匹配。從而達(dá)到節(jié)省燃料、降低廢氣排放的目的；同時,加速無需切斷動力, 使車輛不僅乘坐舒適而且超車加速性能好, 并可減輕駕駛員的駕駛疲勞, 提高行車的安全性, 因此一直倍受人們的關(guān)注18。另外，CVT系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡單，零部件數(shù)目少，如果汽車制造商大規(guī)模生產(chǎn)，將節(jié)約成本。1.3.2 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成金屬帶-行星齒輪無級變速傳動系統(tǒng)有4個關(guān)鍵部份: 定速比齒鏈傳動裝置、金屬帶無級變速裝置、行星齒輪傳動裝置和由3個濕式離合器及1個單向離合器，它的結(jié)構(gòu)示意圖如下：L1、L2、L3離合器，L4單向離合器圖1-1 金屬帶-行星齒輪無級變速傳動結(jié)構(gòu)示意圖在這個傳動系統(tǒng)中，金屬帶無極變速傳動裝置的驅(qū)動輪通過輸入軸，一端經(jīng)減振飛輪與發(fā)動機相連，另一端經(jīng)離合器L1與定速比齒輪的輸入軸相連；而定速比齒輪的輸出輪與并聯(lián)的濕式離合器L2、單向離合器L4與行星排的行星架相連；輸出軸與行星架的齒圈固定相連；同時輸出軸經(jīng)濕式離合器L3與行星排的太陽輪相連。1.3.3 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的特點最開始的回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)是由Macey.J.P和Vahabzadeh.H在1987年第一次提出的，是為了解決金屬帶無極變速傳動速比變化范圍有限，傳遞扭矩低的問題。首先，對于回流式無極自動變速傳動，發(fā)動機的功率是由齒輪定速比傳動和金屬帶無極傳動兩條途徑來傳遞的，讓離合器的不同組合，來實現(xiàn)低速、高速、倒車、空擋等不同工況，系統(tǒng)的整個變速范圍劃分為純無極變速和混合無級變速這兩個部分，從而達(dá)到了拓寬整個無極變速傳動系統(tǒng)的速比變化范圍，在理論上來說其速比變化的范圍是無窮大的，改善了汽車的起步加速性能8，與裝有液力變矩器的汽車擁有相近的起步性能。其次，在保證金屬帶和帶輪結(jié)構(gòu)尺寸不變的條件下，利用混合傳動中系統(tǒng)內(nèi)部循環(huán)功率的作用，可以明顯提高傳動系統(tǒng)在低速工況下的承載能力a倍。再次，利用混合傳動中行星齒輪的功率分流作用和金屬帶無極調(diào)速的功能可實現(xiàn)在不切斷發(fā)動機動力輸出的情況下，保證動力輸出軸轉(zhuǎn)速為零的空擋速度，這可以使汽車停車后的重新起步快捷且平穩(wěn)。傳動系統(tǒng)由混合無極變速向純無極變速轉(zhuǎn)換時，在同步轉(zhuǎn)換點處存在嚴(yán)重的沖擊振動問題。經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)，導(dǎo)致回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)在同步點處發(fā)生沖擊振動的原因主要有三個9。一是因為在同步轉(zhuǎn)換點附近，金屬帶傳遞的功率流向由混合無極變速時的反向傳遞，突然變成純無極變速的正向傳遞所造成的。二是與汽車沖擊密度相關(guān)的金屬帶速比變化率，由于混合無極變速時的負(fù)值，一下子變成純無極變速時的正值所造成的。還有一個原因，是因為混合無極變速傳動時的部分功率由定速比傳動裝置傳遞的，純無極變速傳動時功率僅由金屬帶傳遞，而金屬帶的傳遞效率明顯低于定速比齒輪傳遞，當(dāng)傳動系統(tǒng)處于同步點處，隨著傳遞路線的改變，一定會造成傳動效率的階梯性增加，從而導(dǎo)致輸出動力的突然變化。但是這些問題可以通過無極變速傳動方式和調(diào)速控制策略兩方面綜合加以解決。在回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)中，它的組要組成部分是金屬帶，金屬帶是摩擦傳動，它的傳動能力受金屬帶與帶輪間潤滑油粘度性能的影響非常大，然而潤滑油粘度又受金屬帶與帶輪間溫度的影響，其溫度的變化主要是由傳動效率的變化所導(dǎo)致的.如果整個傳動系統(tǒng)的效率過低，損失的能量將轉(zhuǎn)化為熱能引起潤滑粘度的快速下降，從而導(dǎo)致金屬帶傳遞能力的下降，其結(jié)果將導(dǎo)致金屬帶打滑、金屬帶與帶輪間磨損增加，金屬帶使用壽命下降。因此，必須確保整個傳動具有一定的傳動效率4。另外，當(dāng)汽車在倒車工況下時，太陽輪的轉(zhuǎn)速非常大,所以,整個系統(tǒng)的效率很低6，不適合汽車的實際應(yīng)用，因此，需要增加一個制動器，利用已有的行星排來實現(xiàn)倒車11。1.3.4 回流式無極自動變速傳動的發(fā)展及國內(nèi)外現(xiàn)狀在國內(nèi)，一些教授通過采用一種類似副變速箱的結(jié)構(gòu)實現(xiàn)傳動系統(tǒng)的多段化設(shè)計，以拓寬速比變化范圍和提高系統(tǒng)的傳動效率。國外則以開展i2或i32型無極自動變速傳動形式居多，其中，最具代表性的是德國慕尼黑工業(yè)大學(xué)教授領(lǐng)導(dǎo)研究的，通過離合器的不同組合，兩次使用金屬帶以達(dá)到拓寬速比變化范圍的效果。并利用i2型無極自動變速傳動速比變化范圍寬廣的優(yōu)點，將其應(yīng)用于混合動力汽車的開發(fā)中，以提高小功率電機啟動時扭矩不足的缺陷8。除此之外，開展i2型無極自動變速傳動研究的還有美國維吉尼亞大學(xué)Victor.H.mucino、德國ZF公司的Adamis.P、意大利的Mangialardi.L等等，雖然他們研究的結(jié)構(gòu)形式各不相同，但都有效的拓寬了傳動系統(tǒng)的速比變化范圍。但是上訴研究系統(tǒng)中都存在著一點缺陷，傳動系統(tǒng)性相對于純無極傳動系統(tǒng)機構(gòu)復(fù)雜，制造成本增加。孫冬野教授在回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)調(diào)速特性和傳動效率分析的基礎(chǔ)上，以提高效率為出發(fā)點，通過對原有系統(tǒng)低速檔、 倒檔工況下的效率分析，并對原有結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化。對傳動系統(tǒng)的最大速比、 最小速比和倒檔速比進(jìn)行了計算分析，提出了回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計方法。以長安羚羊 SC7101轎車為設(shè)計原型，在保持原車性能的基礎(chǔ)上給出了對原型車的回流式無級自動變速的改造實例。提出了基于傳動系統(tǒng)效率大于 80% ,速比變化范圍大于7的回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)的設(shè)計方法.此方法可確保傳動系統(tǒng)高效傳遞動力，并始終保證發(fā)動機處于最佳狀態(tài)下工作，可用于對普通轎車和超輕度混合動力轎車進(jìn)行無級變速的改造。這對回流式無極自動變速系統(tǒng)傳動系統(tǒng)的發(fā)展，做出來非常大的貢獻(xiàn)。1.4 論文的主要研究工作內(nèi)容（1）以長安SC7101轎車為設(shè)計對象，建立回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)總體參數(shù)的設(shè)計方法，包括倒檔速比、最小/最大速比范圍、主減速比、定速比傳動速比、行星排結(jié)構(gòu)參數(shù)等，并完成傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)草案的布置。（2）回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)運動關(guān)系、受力分析，為軸承、離合器等關(guān)鍵部件的選型奠定基礎(chǔ)。（3）完成回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)關(guān)鍵部件結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計和強度計算。包括定速比齒輪傳動機構(gòu)設(shè)計、行星排結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇和設(shè)計計算、軸的設(shè)計、離合器設(shè)計、軸承選型及壽命校核。2. 回流式無極變速傳動的參數(shù)設(shè)計無級式變速器（Continuously Variable Transmission,CVT）可以保障發(fā)動機在不同油門開度下，一直沿著最佳燃油經(jīng)濟控制線運行，被稱為最理想的汽車傳動系統(tǒng)。金屬帶無級變速傳動雖然有許多優(yōu)點，但其速比變化范圍不夠?qū)挘D(zhuǎn)矩傳遞能力比較低，使其應(yīng)用范圍受到了一定的限制。在車輛傳動系統(tǒng)的設(shè)計方面，金屬帶行星齒輪無級變速傳動不僅繼承了純金屬帶傳動的優(yōu)點，同時也進(jìn)一步增強了純金屬帶傳動傳遞轉(zhuǎn)矩的能力，拓寬了速比變化范圍和提高了其動力性。2.1 回流式無極變速傳動系統(tǒng)的工作原理回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)由四個關(guān)鍵的部分組成：定速比齒輪傳動裝置、金屬帶無極變速傳動裝置、四個離合器和行星排結(jié)構(gòu)組成。2.1.1 回流式無極變速器的工作原理回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)通過離合器的結(jié)合和分離的不同組合，金屬帶無極變速裝置速比的不同選定，來形成多種不同的回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)傳遞功率的形式2?；亓魇綗o極自動變速傳動系統(tǒng)共分為四個運行工況：起步工況、回流傳動工況、純無級傳動工況、倒擋工況。(1)起步工況 傳動系統(tǒng)的所有離合器都處于分離狀態(tài)，這時候的傳動系統(tǒng)為空擋狀態(tài)?？梢钥刂齐x合器L1使車輛起步。 (2)回流傳動工況 使接合離合器L1和離合器L2 ，單向離合器L4的方向布置使它在這種情況下能與離合器L2一起傳遞正向扭矩，讓車輛處在較低的車速下行駛。這時候的功率流相對金屬帶正常工作狀態(tài)來說，是反方向傳遞，金屬帶傳遞的功率只用于調(diào)節(jié)整個傳動系統(tǒng)的速比。(3)純無級傳動工況 讓切斷離合器 L1 ，離合器L3接合，整個傳動系統(tǒng)讓汽車進(jìn)入高速行駛狀態(tài) ,金屬帶內(nèi)部的功率流為正方向傳遞，此時金屬帶傳遞的功率用于汽車的驅(qū)動。(4)倒擋工況 在回流傳動工況下，增大金屬帶的傳動速比i達(dá)到某一值時,可使整個系統(tǒng)的速比為零。如果繼續(xù)增加金屬帶的傳動速比，整個傳動系統(tǒng)的速比 it 將小于零 。就可以連續(xù)變化進(jìn)入倒擋工況。2.2 長安羚羊SC7101轎車原始數(shù)據(jù)下面我們將以長安羚羊SC7101轎車的數(shù)據(jù)為參考，對回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計計算。下表是長安羚羊SC7101轎車傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)：表2-1 SC7101轎車傳動 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值變速器最大傳動比igmax3.416變速器最小傳動比igmin0.757主減速器速比i04.389絕對值最大倒檔速比idmax3.272羚羊SC7101轎車變速器的一檔齒輪副（不包括主減速齒輪）的傳動效率為95%，回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的低檔效率是80%4。金屬帶無極變速裝置的速比變化范圍是i=0.4982.5022.3 傳動系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計金屬帶是一種摩擦傳動，它的傳動能力受金屬帶與帶輪間潤滑油粘度性能的影響非常大 ,而潤滑油粘度又受金屬帶與帶輪間溫度的影響，而其溫度的變化主要是由傳動效率的變化所導(dǎo)致的，如果整個傳動系統(tǒng)的效率過低 ,損失的能量將轉(zhuǎn)化為熱能引起潤滑粘度的快速下降，從而導(dǎo)致金屬帶傳遞能力的下降 ,其結(jié)果將導(dǎo)致金屬帶打滑、 金屬帶與帶輪間磨損增加 ,金屬帶使用壽命下降。因此 ,必須確保整個傳動具有一定的傳動效率。以普通轎車為原型,對傳動系統(tǒng)進(jìn)行改造。由于手動機械自動變速器,其一擋齒輪副 (不包括主減速器 )的傳動效率g、應(yīng)在 95%以上，而回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)效率g在低速擋時為 80%。因此，在計算傳動系統(tǒng)參數(shù)時必須考慮效率的因素。2.3.1傳動系統(tǒng)最大速比的計算由于自動變速器的重量要大于手動機械變速器的重量，因此要保證回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)起步和爬坡性能不低于原型車的設(shè)計指標(biāo),最大速比為1:itmin=igmax、i0、gg=17.8 （1）itmin為整個傳動系統(tǒng)最大速比， igmax為變速器最大傳動比 (加右上標(biāo)表示其為原型車的參量 ) ; i 0為主減速器的傳動比。2.3.2傳動系統(tǒng)最小速比的計算在選取傳動系統(tǒng)最小速比的過程中，要保障系統(tǒng)具有較高的傳動效率 (80% )，以避免變速系統(tǒng)溫升過高使?jié)櫥偷钠焚|(zhì)遭到破壞。為了使不同油門開度下發(fā)動機始終在最佳燃油經(jīng)濟線上運行，回流式無級自動變速系統(tǒng)速比變化范圍須達(dá)到 67，因此?。篿gmaxigmin7 (2-1)i0=itmaxigmax (2-2)可以得到igmax 3 . 5、i0 5.086式中 igmin = imin igmax為變速器最小傳動比; i max為金屬帶最大傳動比; i min為金屬帶最小傳動比。2.3.3 傳動系統(tǒng)倒檔速比的計算對于回流驅(qū)動工況，由公式 (2-3)可以看得出，隨著a的增大，經(jīng)由金屬帶傳遞的功率將會降低，所以對回流工況下金屬帶帶輪夾緊力的要求將會降低；因為金屬帶是一個低效率工件，隨著a的增大,在回流工況下整個傳動系統(tǒng)的傳動效率也會增大。當(dāng)行星排的結(jié)構(gòu)參數(shù)4/3a4可以使行星輪的結(jié)構(gòu)緊湊且便于安裝。g=1+ai-if1+ai-if (2-3)為了使傳動系統(tǒng)中金屬帶變化的連續(xù)性，在設(shè)計倒檔工況時，行星排結(jié)構(gòu)參數(shù)a的選擇必須保證系統(tǒng)在最大倒擋傳動速比 (絕對值)與系統(tǒng)驅(qū)動工況最大傳動速比時金屬帶本身的速比相等。即保證:1i=1+aif-aigmax (2-4)為了保證回流式無級自動變速傳動系統(tǒng)的倒車動力性能不低于原型車的設(shè)計指標(biāo)，同時考慮到金屬帶傳動與齒輪嚙合傳動效率的差異性，則有如下的關(guān)系：idmaxi0idmaxi0gg (2-5)i dmax為倒擋最大傳動比， 倒檔時候制動器閉合，行星架轉(zhuǎn)速 nj = 0 ,即：nqnt=-1a (2-6)相當(dāng)于：idmaxi0=aii0idmaxi0gg (2-7)11+aif-aigmaxai0idmaxi0gg (2-8)其結(jié)果是：a1i0ifidmaxi0gg+if-igmaxig=2.3 (2-9)|idmax| 3.41282.4 回流式無極自動變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計2.4.1帶值計算結(jié)果我們將已知條件帶入公式（2-1）（2-9）計算可得下面的傳動參數(shù)：表2-2 計算參數(shù)參數(shù)數(shù)值傳動系統(tǒng)的最大速比（itmax）= 17.8變速器的最大速比（igmax） 3 . 5變速器的最小速比（igmin）= 0. 498主減速器速比必須滿足（i0） 5.086絕對值最大倒檔速比必須滿足（|idmax|） 3.4128行星排結(jié)構(gòu)參數(shù)（a） 2.32.4.2 定速比齒輪參數(shù)的確定我們知道金屬帶主動輪和從動輪之間的距離是140mm，其結(jié)構(gòu)上面我們可以非常容易的看出來，定速比齒輪之間的中心距之和一定要等于金屬帶主、從動輪間的距離。假設(shè)從輸入端到輸出端，三個齒輪依次為Z1、Z2、Z3，如下圖所示： 金屬帶 齒輪傳動定速比傳動結(jié)構(gòu)示意圖選擇漸開線斜齒輪，模數(shù)mn=2.25-2.15，壓力角n=20，螺旋角=20螺旋角V1=20-30，齒寬系數(shù)Kc=6.0-8.5。定速比齒輪需要滿足的要求是：140=（Z1+Z2）mn2cos+（Z2+Z3）mn2cos=mn2cosZ1+2Z2+Z3 (2-10) if=z3z1 (2-11) imaxifimin (2-12)由調(diào)速特性易知，定速齒輪的傳動比if 應(yīng)盡量靠近imax,來最大限度的利用金屬帶的速比變化范圍3?？紤]到要盡量減小結(jié)構(gòu)尺寸，則得到尺寸最小的一組齒輪參數(shù)如下表所示：表2-3 齒輪參數(shù)參數(shù)數(shù)值-參數(shù)數(shù)值齒輪Z1的齒數(shù)17螺旋角19.9184齒輪Z2的齒數(shù)29模數(shù)mn2.25齒輪Z3的齒數(shù)42傳動比if2.47.4壓力角n202.4.3 行星齒輪參數(shù)的確定對于行星齒輪的選擇，我們需要考慮其結(jié)構(gòu)尺寸并盡量選擇的結(jié)構(gòu)簡單，由此，初選結(jié)構(gòu)最簡單的NGW漸開線行星齒輪1618，并結(jié)合前面計算出來得到結(jié)果，保證行星齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)a最小，齒輪為漸開線直齒輪。表2-4 行星排參數(shù)參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值太陽輪齒數(shù)29行星輪個數(shù)nw3行星輪齒數(shù)22壓力角n20齒圈齒數(shù)73結(jié)構(gòu)參數(shù)a2.5172對選出的行星排驗算配齒條件1:傳動比條件：a=zqzt=2.5172.3 符合條件1） 同心條件：滿足zq-zt=2zj2） 裝配條件：滿足Z2+Z1=nwN3) 鄰接條件：式中：Rex行星輪的齒頂圓半徑； Atx行星輪和太陽輪的中心距 M直齒圓柱齒輪的模數(shù)要求：RexAtxsin180nw已知：Rex=12（zj+2）m Atx=12（zj+zt）m把數(shù)據(jù)帶入得到：Rex=12m1的低轉(zhuǎn)矩工況下，金屬塊的推力將阻礙轉(zhuǎn)矩的傳遞，其他情況下都是起到推動的作用；當(dāng)i=1時，傳遞的轉(zhuǎn)矩較低時，金屬塊的推力將不存在；在i1，大扭矩工況下計算。這時候，金屬塊和金屬環(huán)都將起到推動的作用。以帶輪中心為圓點，主動輪從動輪的入口為旋轉(zhuǎn)方向的起點，出口為終點。下表DR表示主動輪，下表DN表示從動輪。1） 金屬環(huán)的張力分析下圖為主、從動輪上金屬環(huán)的受力分析，取包角上任意的微小弧度d。圖3-2 主、從動輪金屬環(huán)的受力分析根據(jù)主、從動輪的受力分析圖，得到兩個方向上的力平衡方程： X方向： dFH-1dFn1=0 （3-1） Y方向： -FHd-12dFHd+FC1d+dFn1=0 (3-2)可以得到： dFHd=1FH-1FC1+1dFH (3-3)忽略離心力，得到張力的表達(dá)式為： FH=C1e1 （3-4） 且 dFn1d=FH (3-5)假設(shè)1側(cè)的環(huán)張力為F1根據(jù)邊界條件我們可以得到主動輪從動輪的金屬環(huán)張力的表達(dá)式為： 主動輪上：FH=F1e1DR(DR-DR) (0DRDR) (3-6) 從動輪上：FH=F1e1DNDN (0DNDN) (3-7)其中：FH金屬環(huán)張力 Fc1單位弧度金屬環(huán)的離心力 Fn1金屬環(huán)和金屬塊的正壓力 1金屬環(huán)和金屬塊肩部的摩擦系數(shù) C1積分常量 DR DN 主動、從動輪的包角2）金屬塊的受力分析在兩個帶輪上包角范圍內(nèi)取任意微小單元d，受力分析圖如下：圖3-3 主、從動輪金屬塊的受力分析圖由主、從動輪的受力分析圖，可以得到兩個方向上的力平衡方程： X:dFK+1dFn1-22dFn2=0 （3-8） Y：FKd+12dFKd+2dFn2sin+FC2d-dFn1=0 （3-9）聯(lián)立式（3-6）（3-7）（3-8）（3-9）得到： dFKd+、FK=（、-1）FH (3-10)式中：、=2sin dFn2=Fn2Rd解得，得到金屬塊推力的表達(dá)式為： FK=C2e-u、+F1e1 （3-11）根據(jù)邊界條件，得到主動輪、從動輪上塊的推力的表達(dá)式：主動輪上：FK=0 0 F1e1DR(DR+-DR)-F1e-、(DR-)e1DRDR DR (3-12)從動輪：FK=F1e1DNDN-F1e-、DN(DN+-DN)e1DNDN 0DNDN (3-13)其中：FK金屬塊推力 Fc2單位弧度金屬塊離心力 Fn2金屬塊和帶輪間的正壓力 主動輪內(nèi)的非工作弧 2金屬塊和帶輪間的摩擦系數(shù) C2積分常量3）極限轉(zhuǎn)矩的計算主動輪上有非工作弧，當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩增大時，呈小的趨勢，當(dāng)=0時，主動輪從動輪的轉(zhuǎn)矩將達(dá)到最大。金屬帶傳動與一般的帶傳動傳遞力的方式不一樣，因此扭矩傳遞的方式也不一樣。在帶傳動中，扭矩與帶輪入口和出口的有效拉力有關(guān)，即： T=(Fin-Fout)R (3-14)而金屬帶在大轉(zhuǎn)矩和大速比的工況下時，它的有效拉力由金屬環(huán)的張力和金屬塊的推力共同作用的，因此其表達(dá)式為：T=RFH(=)-FH(=0)+FK(=0)-FK(=) (3-15)可以得到金屬帶從動輪上的極限轉(zhuǎn)矩為：TDN=F1RDNe1DNDN-e-DN、eDNDN (3-16) 由金屬帶的傳動原理得到： TRN=Tin=1iTDN （3-17） 其中：Tin -金屬帶主動輪的輸入轉(zhuǎn)矩 RDR、RDN金屬帶在主、從動輪的工作半徑4）主、從動輪軸向力的計算已知輸入端連接的是JL472Q1型發(fā)動機，其最大轉(zhuǎn)矩為：824.1（Nm），即為輸入的最大轉(zhuǎn)矩，取T=86.1（Nm）。參照日本重工ECVT樣機的測繪圖，得到金屬帶無極變速傳動裝置的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)如下表所示：表3-1金屬帶參數(shù)參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值l588.1mmA140mm10.7i0.498-2.50220.711圖3-4 軸向力和帶輪正壓力的關(guān)系示意圖 由圖3-4可知軸向力是帶輪正壓力在軸上的分力：FZ=Fn2cos （3-18）聯(lián)立式（3-2）（3-9）可得：-FHd-12dFHd+FC1d+FKd+12dFKd+2dFn2sin+Fc2d=0 (3-19)忽略離心力解得： Fn2=FH-FK2Rsin (3-20)聯(lián)立式（3-18）（3-20）得到軸向力的表達(dá)式：FZ=FH-FK2Rsincosd （3-21）對上式在從動輪包角內(nèi)積分，得到從動輪上的軸向力為：FZDN=F1cos2DN、sine1DNDN(1-e-DNDN) (3-22)聯(lián)立式（3-16）（3-22）消去F1，得到從動輪上的軸向力與輸入轉(zhuǎn)矩的關(guān)系的表達(dá)式為： FZDN=iTincos2RDNDN、sine1DNDN(1-e-DNDNe1DN-e-DNDNe1DNDN=26559(N) (3-23)在主動輪角包內(nèi)積分，得到主動輪上的軸向力為：FZDR=F1cos2DR、sine1DRDR(1-e-DR、DR) (3-24)聯(lián)立式（3-16）（3-17）（3-23）消去F1，得到主動輪軸向力與輸入轉(zhuǎn)矩關(guān)系的表達(dá)式：FZDR=iTincos2DR、sine1DRDR（1-e-DR、DR）RDNe1DNDN-e-DN、DNe1DNDN=19119(N) (3-25)3.2 CVT主、從動軸上的軸向力分析上面我們主要計算了金屬帶主動輪、從動輪上的最大軸向力，非常大。下面我們將分析作用在主從動輪上的軸向力是否對主、從動輪有影響。圖3-5 主動軸剖面圖如圖3-5所示，金屬帶主動輪上的軸向力是作用在可動盤、固定盤上，且大小相等，方向相反。由于可動盤受軸向力和油缸壓力是共同作用的，所以在主動軸上沿軸向移動，則作用在可動盤上的軸向力傳遞給液壓油并作用到液壓缸固定在軸上的一側(cè)。由力的平衡知道，這三個力是作用在一條線上的，而且平行于主動軸。由以上分析可以知道：FZDR=FZDR、=FZDR （3-26）作用在主動軸上的力有FZDR、FZDR，且大小相等方向相反。主動軸上的軸向力是：FZ1=FZDR、=FZDR=0 （3-27）同理我們可得從動軸上的軸向力為： FZ2=0 （3-28）由此可以知到，作用在金屬帶主動輪從動輪上的軸向力雖然很大，但是這個力在軸的內(nèi)部消耗掉了，并沒有傳遞到其他零部件上面。4. 回流式無極變速傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件設(shè)計在前文中已經(jīng)給出了傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和金屬帶無極變速裝置的最大軸向力及其對傳動系統(tǒng)其它結(jié)構(gòu)的影響，在此基礎(chǔ)上，這一章將給出傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)并完成關(guān)鍵部件的設(shè)計。1.發(fā)動機 2.聯(lián)軸器 3.軸 4.軸 5.金屬帶無極變速裝置 6.軸 7.軸 8.軸 9.軸 10.軸 11.軸 L1、L2、L3濕式離合器 B制動器 L4單向離合器 Z齒輪圖4-1 結(jié)構(gòu)簡圖4.1 離合器、制動器的設(shè)計由于受到結(jié)構(gòu)尺寸的限制，使得離合器、制動器不能從標(biāo)準(zhǔn)中選取，所以，只能根據(jù)結(jié)構(gòu)要求的設(shè)計。首先算出各離合器、制動器受到的最大理論轉(zhuǎn)矩，然后根據(jù)理論轉(zhuǎn)矩和具體要求來設(shè)計。4.1.1 理論轉(zhuǎn)矩的計算。1）低速工況下計算各部分最大轉(zhuǎn)矩 低速工況下傳動系統(tǒng)中各部分所受到的轉(zhuǎn)矩如下圖所示：圖4-2 低速工況下的轉(zhuǎn)矩示意圖根據(jù)轉(zhuǎn)矩平衡關(guān)系得到：Mi+M-M1=0 (4-1)Mt：Mq：Mj=1：a：（1+a） （4-2） M1if=Mj (4-3)Mt=M4=Mi、 （4-4）因為金屬帶功率流傳遞方向的變化有： i=1i、 （4-5）在低速檔的時候：金屬帶速比范圍為：i=1.3953-2.4704，當(dāng)i=1.3953時有最大值。將i=1.3953、a=2.5172、if=2.4704、Mi=86.1帶入下面公式則得到：太陽輪 Mt=Mi1+aif-1i=124.603 (Nm) (4-6)行星架 Mj=(1+a)Mi1+aif-1i=438.2538 (Nm) (4-7) 輸出 Mq=aMi1+aif-1i=313.6508 (Nm) （4-8） M1=Mjif= 177.402 (Nm) （4-9）2）倒檔工況下各部分最大轉(zhuǎn)矩的計算圖4-3倒檔工況下的轉(zhuǎn)矩圖由傳動系統(tǒng)中轉(zhuǎn)矩間的關(guān)系，在倒檔工況下，金屬帶的速比變化范圍為：i=0.498-1.3953。將已知帶入，得到當(dāng)i=1.3957時各部分轉(zhuǎn)矩有最大值。Mi=M=86.1 (Nm) （4-10）Mt=M4=120.135 (Nm) （4-11）Mj=1+aMt=422.54 (Nm) （4-12）MB=Mjif=1+aiMiif=167.86 (Nm) （4-13） Mq=aMt=302.40 (Nm) （4-14）3）高速工況下各部分最大轉(zhuǎn)矩的計算圖4-4 高速工況下系統(tǒng)的轉(zhuǎn)矩圖在高速檔時，金屬帶的速比范圍為：i=0.498-2.4704，帶入下面公式得到系統(tǒng)各部分的最大轉(zhuǎn)矩如下：M4=Mi=216.731 (Nm) （4-15）M=Mi=86.1 (Nm) （4-16）4）各部分的最大轉(zhuǎn)矩根據(jù)前文的計算分析，得到離合器的最大理論轉(zhuǎn)矩和制動器的最大理論制動轉(zhuǎn)矩，如下表所示：表4-1 各部分最大轉(zhuǎn)矩L1L2L3L4B最大理論轉(zhuǎn)矩（Nm）T177.402438.2538217.642438.2538171.044.1.2 濕式離合器的設(shè)計摩擦材料為石墨基摩擦材料，與合金鋼對偶工作。摩擦系數(shù)=0.15，許用壓強p=5MP，摩擦片的結(jié)構(gòu)為平面型，鍵槽式。鋼片和摩擦片的厚度均為3mm，片間間隙為0.6mm，無襯面13。下面我們將對離合器L1進(jìn)行計算：1）離合器的計算轉(zhuǎn)矩 Tc=KTKmKv=460.78（Nm） （4-17）式中：T離合器的最大理論轉(zhuǎn)矩 K工作情況系數(shù) Km離合器接合頻率系數(shù) Kv滑動速度系數(shù)根據(jù)離合器工作時的情況，取K=1.2、Km=0.84，根據(jù)摩擦面平均圓周速度查表得Kv=0.552）圓盤摩擦片的系數(shù) 摩擦片內(nèi)直徑 D1=1.5d=64 （mm） （4-18） 摩擦片外直徑 D2=1（0.60.7）D1=91.43 mm （4-19） 摩擦面數(shù) z=3Tc2pR22-R12KZ=4.6737 （4-20）式中：KZ摩擦面對數(shù)修正系數(shù) d軸的直徑3）活塞式液壓摩擦離合器的軸向壓力Q=4D22-D12PKV=0.92 (4-21)式中：KV速度修正系數(shù)4）液壓缸的外半徑R4=Q+2Qfpg-p+R32=41.7 (mm) (4-22)式中：Qf-密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力；取0型密封圈14,則Qf=0.03Q. pg油液工作壓強 p排油所需壓力 R3液壓缸內(nèi)徑5）油腔工作壓強 pg=Q+2QfR42-R32+P=2.5 Mp (4-23)6)離合器的摩擦轉(zhuǎn)矩的計算T=23zpR23-R13=591.55 (Nm) (4-24)P摩擦面上面的壓強，pp7)儲備系數(shù)=TTc=1.2838 (4-25) 根據(jù)L1的計算過程，同理我們可以得到L2、L3的參數(shù)。我們將離合器L1、L2、L3的參數(shù)整理如下表所示：表4-2 離合器參數(shù)L1L2L3理