帶式無極變速器的設(shè)計

1、金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文目錄 畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文） 設(shè)計(論文)題目： 帶式無級變速器的設(shè)計 學(xué)生姓名： 潘冬 指導(dǎo)教師： 王珺 二級學(xué)院： 機電工程學(xué)院 專 業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化 班級： 11機械（2）班 學(xué) 號： 1104101046 提交日期：2015年5月11日 答辯日期：2015年5月15日 目 錄摘 要.Abstract.1緒 論.11.1引言.11.2機械無級變速器的介紹.11.3機械無級變速器的發(fā)展與應(yīng)用.21.4計息無級變速器的分類.21.5設(shè)計任務(wù).32帶式無級變速器的介紹.42.1基本組成和工作原理.42.2基本類型和調(diào)速方式.42.3機械特性.53帶傳動無級變

2、速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計.63.1調(diào)速方式的選擇.63.2結(jié)構(gòu)組成.63.3工作原理.74帶輪與錐體的設(shè)計.84.1帶傳動的參數(shù)設(shè)計.84.2錐體以及分體的設(shè)計.94.3帶傳動的相關(guān)計算.94.4帶輪結(jié)構(gòu).125軸和軸承的設(shè)計.135.1軸的設(shè)計.135.2軸承的設(shè)計與校核.135.3軸向尺寸的確定.155.4軸的校核.15結(jié)論.19參考文獻.20致謝.21金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文摘要帶式無級變速器的設(shè)計 摘 要從上個世紀(jì)90年代開始，有關(guān)無級變速技術(shù)的鉆研和開發(fā)在汽車行業(yè)領(lǐng)域愈發(fā)的受到重視，特別是在小型汽車中，其關(guān)鍵技術(shù)就是無級變速。它是利用主、從動帶輪直徑的變化相互配合從而改變傳動帶在其帶輪的工作直

3、徑，來實現(xiàn)傳功比的連續(xù)變化，進而得到發(fā)動機通過傳動系統(tǒng)的連續(xù)變速。即使無級變速技術(shù)在汽車行業(yè)上的發(fā)展與應(yīng)用的時間并不是很長，但是其相比較于其他傳統(tǒng)的手動或自動變速器更具優(yōu)勢。機械行業(yè)中常用的機械摩擦無級變速器，一般都是通過應(yīng)用帶傳動來實現(xiàn)無級變速的，也就是我們所說的帶式無級變速器。如今，隨著機械電氣技術(shù)一體化的使用和發(fā)展，帶式無級變速器其簡單優(yōu)化的結(jié)構(gòu)能夠滿足機械性獲得很大提高的要求。關(guān)鍵詞：帶式傳動；無級變速器III金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文AbstractThe design of the belt type stepless transmissionAbstractInto the 90

4、s, the automotive industry for CVT technology research and development more and more attention, especially in small cars, its key technology is stepless variable speed. It is the use of the main, driven belt wheel diameter change to cooperate with each other and transform the work of the belt on the

5、 pulley diameter, to implement the work than continuous change, the continuous variable speed engine through the transmission system is obtained. Even if the infinitely variable speed technology in the automotive industry development and the application of time is not long, but compared with other t

6、raditional manual or automatic transmission. Mechanical friction stepless transmission is commonly used in machinery industry, are generally through the application of belt transmission to realize the stepless speed change, also is what we call belt type stepless.Key words: Belt drive; Stepless tran

7、smissiIV金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文第1章 緒論1緒 論1.1引言源于無級變速器(Continuously Variable Transmission)可以滿足機器在運轉(zhuǎn)過程中即工作情況經(jīng)常改變或運轉(zhuǎn)速度連續(xù)變化的要求,所以它可以廣泛的應(yīng)用于各類行業(yè)當(dāng)中，例如服裝、食品、造紙、橡膠等輕工行業(yè),而且還應(yīng)用于工作機床、船舶運輸、石油化工等一些重工業(yè)的各種機械設(shè)備中,尤其是這些年來人們成功的將無級變速器應(yīng)用于汽車上的變速，更讓人覺得很有前景。帶式無級變速器在汽車上的應(yīng)用大大的提高了其經(jīng)濟性，優(yōu)化汽車的動力性能意味著無級變速器具有可觀的發(fā)展方向，其主要部件是金屬帶。由于我國無級變速器起步與發(fā)展較晚

8、，所以在機械無級變速器傳動行業(yè)上，我們與國外在生產(chǎn)和技術(shù)等方面存在著比較大的差距，使得我國目前生產(chǎn)的主要是膠帶式無級變速器，為此了解金屬帶式無級變速器的構(gòu)造原理以及對其現(xiàn)狀的研究，讓我們對帶式無級變速器的設(shè)計具有很大的實踐意義。當(dāng)工作系統(tǒng)在某種操作裝置的作用下，讓其輸出的轉(zhuǎn)速能夠在兩個極限的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)滿足速度發(fā)生連續(xù)改變的傳動方式，即為無級變速傳動。無級變速器是可以連續(xù)改變工作機器的輸出轉(zhuǎn)速，來使工作機器在獲得最佳工作情況下所需要的調(diào)速裝置，也就是所謂的無級變速傳動。它與普通用的固定傳動比傳動以及有級傳動相比較，能夠按照工作情況的需要使速度在一定范圍內(nèi)發(fā)生連續(xù)的變化，以滿足輸出的轉(zhuǎn)速與外界負(fù)載

9、變化的需求等優(yōu)點，同時還可以滿足工作情況變化的工作，而且傳動方案較簡單優(yōu)越，還能夠減少能源的消耗和降低環(huán)境污染等。1.2機械無級變速器的介紹機械無級變速器是有變速傳動機構(gòu)、調(diào)速機構(gòu)以及輸出機構(gòu)組成的一種傳動裝置。它主要作用是:在不改變輸入轉(zhuǎn)速的情況下,能夠在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)輸出軸的轉(zhuǎn)速發(fā)生連續(xù)變化,來解決在各種不同工作情況下機器或生產(chǎn)系統(tǒng)能夠完成運轉(zhuǎn)的要求。由于它是通過小量改變主動輪和從動輪的工作半徑，讓輸出軸的轉(zhuǎn)速可以再一定范圍內(nèi)獲得無級的變化，所以一般的機械無級變速器的變速范圍不大。機械無級變速器的承載能力與輸入轉(zhuǎn)速有著很大的關(guān)系。當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速低于變速器的額定轉(zhuǎn)速時，變速器的承載能力就會下降；

10、而當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速超過額定轉(zhuǎn)速時，變速器的承載能力就會增加。但是由于受到許用速度、軸承、振動等一些因素的限制，不允許輸入的轉(zhuǎn)速過高。當(dāng)傳動系統(tǒng)要求恒定功率傳動時，為了充分發(fā)揮變速器的承載能力，應(yīng)該把它安排在傳動鏈的高速段部分；但當(dāng)要求恒扭矩傳動1金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文第3章 帶式無級變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，變速器的位置不受限制。它可以與減速器傳動配合提高變速范圍與輸出轉(zhuǎn)矩,對提升產(chǎn)品的產(chǎn)量以及順應(yīng)產(chǎn)品變換需要,降低能源消耗,實現(xiàn)整個系統(tǒng)的機械化、自動化等方面具備明顯的優(yōu)勢。因此無級變速器如今已成為一種常用的傳動元件,在一些工業(yè)行業(yè)已經(jīng)得到普遍的使用。早在1870年左右就有了機械無級變速器,但因局限于那

11、時的材料與工藝條件,所以從上個世紀(jì)七十年代后才開始有了較快的發(fā)展。一方面是因為發(fā)達的工業(yè)冶煉和熱處理技術(shù),并涌現(xiàn)出精加工技術(shù)和數(shù)控機床以及牽引傳動理論,解決了開發(fā)和生產(chǎn)無級變速器的局限因素;另外方面是因為,生產(chǎn)工藝實現(xiàn)了機械化、自動化的流程以及對機械工作性能改進的要求,是的無級變速器得到了大量的應(yīng)用。所以在這些趨勢下,機械無級變速器得到了迅猛和有效的發(fā)展。1.3機械無級變速器的發(fā)展與應(yīng)用 機械無級變速器是對于如今的生產(chǎn)工藝機械化、自動化流程的發(fā)展以及改進機械運轉(zhuǎn)性能的一種常用的傳動裝置。它的研制在國外已經(jīng)有一百多年的歷史了，剛開始階段由于一些條件的限制，發(fā)展較緩慢。但是從上世紀(jì)50年代之后開始

12、有著較快的發(fā)展，一方面是由于科學(xué)技術(shù)的迅猛發(fā)展，局限于材質(zhì)、工藝和潤滑方面的因素獲得了較好的處理，另外方面是由于飛快增長的經(jīng)濟，使用的大量增加，從而有效的增加了機械無級變速器的開發(fā)和生產(chǎn)，進而讓各種類型的產(chǎn)品得到了很好的發(fā)展和應(yīng)用。 機械無級變速器相比較來說有著廣闊的使用空間，有的在牽引功率不發(fā)生改變的情況下，因其變化的工作阻力而需要調(diào)整轉(zhuǎn)速來產(chǎn)生所需的驅(qū)動力矩的（例如，化學(xué)工業(yè)中的攪拌機械，即要求根據(jù)攪拌物料的粘度、阻力變大而需要減緩攪拌速度）：有的由于工作情況的要求需要調(diào)整速度的（例如，食品以及制藥機械中的烤干機要能夠滿足隨溫度變化來進行運行速度的調(diào)節(jié)）；有的是為了滿足所有體系中各種工況、

13、工位、加工程序或單元的各種要求而必須改變運轉(zhuǎn)速度和配合自動控制的（例如，所有半自動或自動類型的生產(chǎn)、操作和裝配流水線）；還有的就是為了節(jié)約能源而需要進行調(diào)速的（例如，風(fēng)機、水泵等）；除此之外，就是按照各種有規(guī)律或無規(guī)律的變化要求，從而進行速度調(diào)節(jié)來實現(xiàn)自動或程序控制的。1.4機械無級變速器的分類機械無級變速器主要有帶式、鏈?zhǔn)?、脈動式以及摩擦式四種類型。1）摩擦式無級變速器變速傳動的機制主要是由主、從動件在接觸的位置產(chǎn)生的摩擦力來進行傳動的，并通過改變接觸位置的工作直徑來完成無級變速的。2）脈動式無級變速器變速傳動裝置主要是有35個連桿機構(gòu)組成，或者是連桿與凸輪、齒輪等機構(gòu)組成的，其工作機制和連

14、桿機構(gòu)一樣，這里需要配置輸出機構(gòu)是為了讓輸出軸可以獲得連續(xù)的旋轉(zhuǎn)運動。3）鏈?zhǔn)綗o級變速器 變速傳功裝置主要是由主、從動鏈輪以及套在上面的剛質(zhì)撓性鏈所組成，讓鏈左右兩側(cè)面與作為鏈輪的兩錐盤接觸部分所產(chǎn)生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩錐盤在軸向的間距來調(diào)整它們與鏈的接觸位置和工作半徑，從而完成無級變速。4）帶式無級變速器和鏈?zhǔn)綗o級變速器差不多，它的變速傳動部分主要有主動帶輪上的兩對錐盤以及緊張在其上面的傳動帶組成。其變速機制也是經(jīng)過傳動左右兩側(cè)與錐盤所接觸產(chǎn)生的摩擦力來進行傳動，并經(jīng)過調(diào)整兩個錐盤間在軸向的間距來改變它們和傳動帶的接觸部位和工作直徑，從而完成無級變速的。1.5設(shè)計任務(wù)傳遞功率：0.

15、6KW輸入轉(zhuǎn)速：1400r/min輸出軸轉(zhuǎn)速：7503000r/min變速比：4每日工作20小時，輕載無沖擊2帶式無級變速器的介紹2.1基本組成和工作原理 帶式無級變速器的主要組成元件以及傳動原理和帶傳動差不多相同，如圖2.1所示。帶式無級變速器主要是由主動錐輪1、從動錐輪3和張緊在兩個錐輪上的傳動帶2和用來調(diào)改速度的操縱機構(gòu)（沒有在圖里給出）等組成的。當(dāng)主動輪工作運轉(zhuǎn)時，經(jīng)過張緊的傳動帶與帶輪之間的摩擦力，將運動和動力從主動輪傳遞到從動輪上，并且通過操縱部件改變傳動帶在錐形帶輪上的工作部位，從而讓主、從動帶輪的工作直徑能發(fā)生連續(xù)的變化，來完成無級變速的。圖2.1帶式無級變速器原理圖2.2基本

16、類型和調(diào)速方式按照不同形狀的傳動帶我們將帶式傳動無級變速器分為平帶無級變速器和V帶無級變速器兩類。平帶的無級變速器中，一般是圓錐形狀的帶輪，是經(jīng)過改變平帶在帶輪的軸向位置來完成變速的，但是該變速形式變速范圍相對較小，傳遞功率小而且變速器外形尺寸較大。V帶式無級變速器中，通常是由圓錐盤組成的帶輪，在軸向方向上改變圓錐盤的相對位置來改變V帶槽的寬度，因此使得V帶在不同的工作直徑處運轉(zhuǎn)來實現(xiàn)無級變速的。有如下四種變速方式:1)調(diào)節(jié)中心距變速方式該變速方式的一個帶輪是由兩個可以作軸向的移動圓錐盤組成，并安裝有彈簧壓緊裝置，所以此帶輪又可以叫做變速帶輪，另一個則是常用的工作直徑固定的普通帶輪。利用傳動帶

17、的張緊力與彈簧的壓緊力相互作用，將兩個帶輪的中心距改變，可以讓變速帶輪的兩個圓錐盤在軸向作相對移動，因此傳動帶在圓錐盤上的接觸位置發(fā)生改變使得其工作直徑也放生相應(yīng)的變化，從而完成變速的要求。2)雙帶輪變速方式該變速方式選擇了兩個帶輪的槽寬度都可以調(diào)節(jié)的帶輪，它們分別是安裝有壓緊裝置的變速帶輪，以及安裝有調(diào)節(jié)裝置的調(diào)速帶輪，可以改變帶輪兩錐盤在軸向的相對的間距。它是先使調(diào)速帶輪的V帶槽寬度發(fā)生改變，然后變速帶輪的帶槽寬度通過傳動帶的張緊力和彈簧的壓緊力也隨之發(fā)生相應(yīng)的改變。因為其中心距大小是不變，所以使得主、從動帶輪的工作直徑成反比例關(guān)系變化，從而滿足能夠獲得相應(yīng)的變速范圍。這種變速方式機構(gòu)復(fù)雜

18、，成本較高，但是其變速范圍大，所以應(yīng)用較為廣泛。3)中間帶輪變速方式在輸入和輸出軸上分別安裝的主、從動帶輪均為普通帶傳動中的固定帶輪，在主從動帶輪之間安裝變速帶輪裝置。變速帶輪擁有兩個V形槽，帶輪外端的兩錐盤是固定的，中間的兩個錐盤可以在軸向來回移動的。變速帶輪一個V形槽的傳動帶與輸入軸上的主動帶輪鏈接，另一個V形槽中的傳動帶鏈接輸出軸上的從動帶輪。調(diào)校中間變速帶輪與主、從動帶輪之間的間距，并由帶的張力來改變變速帶輪上的兩個V形槽的寬度，從而實現(xiàn)無級變速的，而且可以獲得較大的變速范圍。4)調(diào)節(jié)帶輪軸向位置實現(xiàn)變速的方式通過調(diào)整主、從動帶輪的圓錐盤在軸向上的相對位置使得槽寬發(fā)生，即使帶在圓錐盤上

19、的接觸位置發(fā)生改變，那么其工作直徑也就發(fā)生了變化，從而完成變速。 2.3機械特性帶式無級變速器的機械特性是指輸出功率、輸出轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)速之間的變化關(guān)系，一般有以下三種類型：1）恒功率特性輸出轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)速成反比關(guān)系變化，輸出功率保持不變。這種特性能夠讓其充分體現(xiàn)原動機的功能，提升工作的效率。2）恒轉(zhuǎn)矩特性輸出轉(zhuǎn)速變化時輸出功率隨之變化，輸出轉(zhuǎn)矩不變。3）復(fù)合特性輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩都隨著輸出轉(zhuǎn)速以某種規(guī)律而變化。 圖2.1帶式無級變速器機械特3帶傳動無級變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1調(diào)速方式的選擇在帶式無級變速器中，要想獲得輸出轉(zhuǎn)速的改變，則就要求使其傳動比發(fā)生變化，所以我們可以通過改變帶輪的工作直徑來

20、使其傳動比發(fā)生相應(yīng)的變化。一般的帶式無級變速器中，通常是把帶輪在軸向上分成兩半，這樣要想實現(xiàn)變速就可以改變兩個半帶輪在軸向上的間距來使帶輪的工作直徑發(fā)生改變。然而這樣的帶式無級變速器，帶與帶輪之間的摩擦非常嚴(yán)重會使帶的壽命降低。但是除了通過改變兩個半帶輪之間在軸向的相對位置來改變V帶的工作直徑外，還可以由分體式帶輪在錐體上的徑向運動來改變帶輪的工作直徑。3.2結(jié)構(gòu)組成1、分體帶輪分體帶輪，即將帶輪分解，是由五個分開的單獨帶輪分體和錐體組成的帶輪。1）帶輪分體帶輪分體下面設(shè)計成燕尾形狀，保證其可以沿著錐體上的燕尾槽進行自由的滑動，而且同時還可以被錐體帶著一起轉(zhuǎn)動。圖3.1分體帶輪結(jié)構(gòu)示意圖2）錐

21、體在錐體上均等分的開五個燕尾槽，每個帶輪分體的底端正好可以配合在燕尾槽中，并且要求其可以沿著燕尾槽自由的滑動使帶輪的工作直徑發(fā)生改變。在錐體的兩個端面處有延伸部分，在其上安裝推力軸承，便于與操縱機構(gòu)相互配合，以便于錐體在軸向上的移動。6圖3.2錐體3）花鍵軸保證錐體在軸向的方向上能夠左右移動，使得分體帶輪在錐體徑向上移動從而改變帶輪的工作半徑。同時錐體對輸入或輸出扭矩傳遞動力的作用是通過花鍵來完成的。2、操縱機構(gòu)通過操縱機構(gòu)，進行分體帶輪中錐體在軸向走向的調(diào)節(jié)，以此改變帶輪分體在錐體上的位置來改變帶的工作直徑，最后獲得無級變速的。3、V帶嵌在帶輪的V槽內(nèi)，主動帶輪轉(zhuǎn)動時，通過張緊的傳動帶與帶輪

22、之間產(chǎn)生的摩擦力來帶動從動帶輪的工作，實現(xiàn)動力傳遞的功能。4、箱體起到帶輪分體的固定作用，來保證運動的完整性。3.3工作原理通過花鍵軸的轉(zhuǎn)動帶動著主動錐體的轉(zhuǎn)動，由于錐體和分體帶輪是由燕尾槽相配合的，當(dāng)支架將錐體在軸向上向右推動時，因為分體帶輪在軸向位置是固定的，則帶輪的工作半徑逐漸增大，那么分體帶輪就會沿著錐體上的徑向軌道向外擴張，從而帶輪的工作直徑變大，在同一時間，從動錐體在轉(zhuǎn)動的時候也作軸向移動，進而推動軸向位置固定不變的從動分體帶輪沿錐體的徑向燕尾槽軌道向內(nèi)收縮。由于傳動帶是保持固定的長度，并且擁有一定的彈性，因此使從動帶輪的旋轉(zhuǎn)半徑減小了，所以才使得主、從動帶輪的工作直徑產(chǎn)生變化，最

23、后達到無級變速的目的。7金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文第4章 帶輪與錐體的設(shè)計4帶輪與錐體的設(shè)計4.1帶傳動參數(shù)計算對于帶輪的設(shè)計，首先應(yīng)該按普通帶傳動設(shè)計步驟來設(shè)計計算，在此我們不妨將把帶式無級變速看成是傳動比連續(xù)變化的帶傳動，所以在某個固定的傳動比處還是符合普通帶傳動的計算。1）確定計算功率PcPc = KA P （3.1） 式中，KA工作情況系數(shù)，根據(jù)表查得選擇值1.2則Pc =1.2x0.6= 0.72 KW 2） 選擇V帶的型號 已知輸出軸的轉(zhuǎn)速范圍為7503000r/min，Pc =0.72KW，所以選取帶型為普通V帶Z型。 3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑為了增長V帶的使用時間，在容許的情況下

24、可以選擇較大的基準(zhǔn)直徑。對于普通V帶,應(yīng)使vmax=2530m/s (3.2)所以為了充分發(fā)揮V帶的傳動性能，應(yīng)使v取30m/s,則可以得帶輪的最大極限尺寸。 V=×dd×n60x1000 (3.3)傳動比：i =n入n出=d出d入 （3.4）已知輸出軸轉(zhuǎn)速范圍是7503000r/min,輸入轉(zhuǎn)速1400r/min，所以，i的取值范圍是7152815則，傳動比為715處的輸出轉(zhuǎn)速為3000r/min時 d出max=60×1000×vn=60x1000x303000=191.1mm傳動比為715處的輸入軸恒定轉(zhuǎn)速為1400r/min時 d入max=60&#

25、215;1000×vn=60×1000×301400=409.5mm傳動比為2815處的輸出轉(zhuǎn)速為750r/min時 d出max'=60×1000×vn=60×1000×30750=764.3mm傳動比為2815處輸入軸恒定轉(zhuǎn)速為1400r/min時 d入max'=60×1000×vn=60×1000×301400=409.5mm根據(jù)V帶的型號可知帶輪的最小基準(zhǔn)直徑dmin=50mm，此處的計算主要是提供后面的帶輪計算時選擇的直徑范圍，具體的帶輪尺寸將在后計算中給出。4

26、.2錐體以及分體的設(shè)計因為帶輪的直徑大小是由錐體和分體共同決定的，所以設(shè)計時應(yīng)該選擇適宜的錐體大小和分體高度。由于每個帶輪分體在錐體小端處時離得相對較近，所以為了避免錐體受到損傷，要求每個槽之間保持一個合適距離值。為滿足分體帶輪能夠在錐輪上徑向滑動需要開槽，槽的形狀選擇燕尾槽用于滑動機構(gòu)。(如圖3.2所示)圖中的槽的形狀選擇燕尾槽，燕尾槽口尺寸為8mm，燕尾槽底尺寸為15mm，為了便于計算選擇角度60°（標(biāo)準(zhǔn)角度值是55°），燕尾槽的高取為7mm，分體的數(shù)量設(shè)為5，那么槽數(shù)量也為5，則可以取錐體小端的最小直徑為50mm。4.3帶傳動的相關(guān)計算1）初定中心距初定中心距a0滿足

27、： 0.7×（d1+d2）a02×(d1+d2) (3.5)按傳動比為715和2815的兩個極限狀態(tài)時的帶輪直徑分別進行計算。則，當(dāng)i=715時，取d1=300mm,d2=d1×i=140mm所以，a0的取值范圍為308,880mm當(dāng)i=2815時，取d1'=150mm，d2'=d1'×i=280mm所以，a0的取值范圍為301,860綜上所述，選取中心距的值為600mm。2）計算帶的基準(zhǔn)長度由于在傳動過程中傳動比是變化的，則在不同的傳動比處帶的工作長度有所不同，所以可以計算一些特殊位置時的帶場。Ld0=2a0+2d1+d2+(d

28、1-d2)24a0 (3.6)傳動比為715時的帶輪直徑分別是300mm和140mm則，Ld0=2a0+2d1+d2+(d1-d2)24a0=1901.5mm傳動比為2815時的帶輪直徑分別為150mm和280mm則，Ld0=2a0+2d1+d2+(d1-d2)24a0=1882.1mm傳動比為1時的帶輪直徑：圖4.1傳動比為1時的帶輪直徑計算設(shè)變量X, Y, Z, L，如圖4.1所示，根據(jù)相似三角形可得方程：L-ZL=X75 （3.7）ZL=Y70 （3.8）又因為傳動比為1處時的兩帶輪直徑相等所以，2X+150=2Y+140 （3.9）則根據(jù)式（3.7），（3.8）和（3.9）得X=417

29、5145，Y=4900145則傳動比為1處時的帶輪直徑為：d1=d2=207.59mm所以，Ld0=2a0+2(d1+d2+d1-d224a0）=1851.8mm根據(jù)計算取得的帶長度來選取標(biāo)準(zhǔn)帶長度，則取Ld=1800mm，所以選取的帶的型號是：Z1800（GB/T 13575.11992）實際的軸間距：aa0+Ld+Ld02=600+1800-1901.52=549 mm所以中心距a的變動范圍為：amin=a-0.015Ld=(549 - 0.015×4000) mm =499 mmamax=a+0.03Ls=549+0.03*4000mm=669 mm校驗小帶輪包角：1180&#

30、176;-d2-d1a×57.3°=180°-300-140549×57.3°=163.3°>120°由于帶輪直徑相差較大的帶傳動中小帶輪包角小，所以應(yīng)選擇直徑相差較大的兩個帶輪來計算。單根V帶的基本額定功率傳動比為1528的小帶輪進行計算：d1=150mm，v=3000r/min,查表知，P0=0.16KWP0=Kbn1(1-1Ki)式中，Kb 彎曲影響系數(shù)，i1時不同帶型彎曲應(yīng)力差異的影響； Ki 傳動比系數(shù)，考慮的影響i1時帶繞經(jīng)兩輪的彎曲應(yīng)力差異對P0的影響。根據(jù)表查得，Kb=0.1734×10-3,

31、Ki=1.1202所以P0=0.03KWV帶根數(shù)Z=Pc(P0+P0)KKL式中，K 包角系數(shù)，考慮180°是對傳遞功率的影響； KL 帶長修正因數(shù)，考慮帶為非特定長度時帶長對傳遞功率的影響。由表查得，K=0.96, KL=1.18由計算得z=0.720.16+0.03×0.96×1.18=3.345,所以取4根帶。單根V帶的預(yù)緊力F0(N)(在傳動比為1528處計算，因為此處帶最緊)F0=1000Pc2zv(2.5K-1)+qv2 式中，qV帶每米的質(zhì)量（kg/m），根據(jù)表選擇q=0.06kg/m vd1=300mm時的帶速度，v=dd1n160×10

32、00=21.98m/s所以計算得 F0=1000×0.722×4×21.982.50.96-1+0.06×(21.98)2 = 35.56N作用在軸上的壓力（因為在傳動比為1528處帶最緊，所以此處產(chǎn)生軸的壓力最大）FQ=2F0sin12FQmax=1.5FQ通過計算求得：FQ=2×35.56×2×sin163.3°2=140.73NFQmax=1.5FQ=211.1N4.4帶輪結(jié)構(gòu)經(jīng)過由前面的尺寸計算確定，分體輪輻采用矩形截面如下圖所示：圖4.2分體輪輻結(jié)構(gòu)根據(jù)劉輪輻帶輪輪輻的尺寸公式得：h=2903Pcnza=

33、29030.723000×510.5mm,取整為10mma=0.4h=0.4×10=4mm錐體結(jié)構(gòu)的確定:輸入軸上的錐體相關(guān)數(shù)據(jù)：大端半徑100mm，小端半徑25mm，長度取160mm，錐角的大小為25.115°；輸出軸上的錐體相關(guān)數(shù)據(jù)：大端半徑95mm。小端半徑25mm，長度與輸入軸錐體相等，錐角大小為23.629°。分體帶輪結(jié)構(gòu)的確定：輸出轉(zhuǎn)速為750r/min處輸出軸小端帶輪為整圓，D=140mm，輸出轉(zhuǎn)速為3000r/min處輸入軸小端帶輪為整圓，D=150mm。13金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文第5章 軸和軸承的設(shè)計5軸和軸承的設(shè)計5.1軸的設(shè)計由于

34、設(shè)計中軸的傳遞功率較小，選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，則其有關(guān)力學(xué)性能數(shù)據(jù)如下：抗拉強度極限B=637MPa，屈服強度極限S=353MPa，彎曲疲勞極限-1=268MPa，剪切疲勞極限-1=155MPa，許用彎曲應(yīng)力-1=60MPa。徑向尺寸的確定：估算最小軸徑 dC3Pn (5.1)式中，C 與軸的材料以及受載情況有關(guān)，由表查得C=118107，輸出軸轉(zhuǎn)速按750r/min來計算：d（107118）30.6750=（9.910.9）mm考慮到變速器輸入與輸出通過鍵槽連接其他機構(gòu)，故需要將估算的軸徑加大3%5%，為了方便計算，取輸入與輸出軸直徑相同，則計算最大的一個的d=10.9×1.05=1

35、1.445mm,所以取15mm作為軸的最小直徑,軸長L取400mm。5.2軸承的選擇與校核1）滑動軸承和滾動軸承相同，都是軸組件中不可缺少的部件，其工作性能主要有兩個方面：一方面是支承軸和軸上的零部件，使軸的旋轉(zhuǎn)精度得以保證；另一方面是可以減小軸在轉(zhuǎn)動時與其固定的支承之間的摩擦和磨損。其主要優(yōu)點有：（1）面接觸，所以承載能力較大；（2）軸承面上的油膜能夠起到減振、緩沖和降噪聲的效果；（3）處于液體摩擦狀態(tài)時摩擦系數(shù)較小、磨損輕微、壽命長；（4）影響精度的零件數(shù)較少，所以可以達到很高的回轉(zhuǎn)精度；（5）重型軸承能夠單獨生產(chǎn)，成本低；（6）可以做成剖分式，便與裝配；（7）能在特殊工作條件下工作。因為

36、變速器在工作過程中是由錐體的軸向移動來實現(xiàn)變速，經(jīng)過推力軸承使軸向的推力作用在軸上。推力軸承作用位置在錐體兩側(cè)的軸肩處。其具有較小的摩擦阻力，勞耗小易啟動等優(yōu)點。2）求當(dāng)量動載荷P：因為推力軸承只承受軸向載荷，所以當(dāng)量載荷即為軸承受的軸向力，以最大壓軸力進行計算。圖5.1帶輪機構(gòu)受力分析圖豎直方向受力平衡：FQmax+Fsin=Ncos （5.2）摩擦力：F=fN （5.3） f為摩擦因數(shù)，錐體、分體材料均為鋼，所以查表得f=0.15由式（5.2）（5.3）得：N=FQmaxcos-fsin (5.4)F=fFQmaxcos-fsin (5.5)水平方向平衡方程：P=Fcos+Nsin (5.

37、6)將式（5.4）（5.5）代入得P = fFQmaxcoscos-fsin + FQmaxsincos-fsin = FQmaxf+tan1-ftan (5.7)根據(jù)前面計算所得的兩個錐體錐角分別是25.115°和23.629°，取25.115°進行計算，P =FQmaxf+tan1-ftan = 211.1×0.15+tan25.115°1-0.15×tan25.115° = 140.5N計算所需要的徑向額定動載荷C：C = PfT(60nLh106)1 (5.8)式中，P當(dāng)量載荷，有前面計算得140.5N； fT溫度系

38、數(shù)，由表查得取值為1； n軸承轉(zhuǎn)速； Lh軸承的預(yù)期壽命，由表查得Lh=40000h； 壽命指數(shù)，對于球軸承=3。所以通過計算得：C = PfT(60nLh106)1 =2713N初選定推力軸承段軸徑為25mm，所以查表選51205推力球軸承，Ca=27.8KN，滿足要求。5.3軸向尺寸的確定軸上零件的固定是通過軸肩和套筒實現(xiàn)的，套筒可以同時固定兩個相隔距離不大的零件，也可以實現(xiàn)軸向定位。為節(jié)省材料，將花鍵軸中鍵的長度設(shè)計成錐體花鍵孔長度的80%，取花鍵孔長為160mm。5.4軸的校核因為在設(shè)計中兩個軸的尺寸和結(jié)構(gòu)是相同的，并且傳遞的功率和受力情況也是相同的，所以校核其中一根就行了。由于每根軸

39、上的錐體都是軸向移動的，所以軸所受的力是變化的，那么就要求對軸進行兩種狀態(tài)的校核（由于其是對稱的則只需校核一種狀態(tài)，用輸入軸進行校核）。1、按彎扭合成強度條件校核軸的強度：1）軸的受力分析：圖5.2軸的力學(xué)分析由受力分析圖得：軸的扭矩：T=9.55×106Pn式中，P傳遞功率，0.6KW； n軸的轉(zhuǎn)速，以1400r/min計算。 T=9.55×106×0.61400 = 4092.85Nmm支反力： FQmax=F1+F2 F1=F2有前面計算得出FQmax=211.1N則得，F(xiàn)1=F2=105.55N3）畫出彎矩、圖轉(zhuǎn)矩圖：圖5.3軸的剪力、彎矩、扭矩圖M=F2

40、×200=21110Nmm4）校核軸的強度 計算彎矩： Mca=M2+(T)2式中，因為轉(zhuǎn)矩的變化規(guī)律是未知的，所以根據(jù)脈動循環(huán)變化解決取=0.6 所以，Mca=211102+（0.6×4092.85）2=21252.35Nmm ca=McaW式中，W為材料抗彎截面模數(shù)，W=0.1d3 ca=McaW=21252.350.1×203=26.56MPa ca<b-1，b-1=0.6b0查表得59 MPa.滿足要求。2、按疲勞強度計算危險截面的安全系數(shù) 由于軸徑是通過粗略的估算方法得到的，按彎扭合成強度條件校核軸徑不會正確的體現(xiàn)出應(yīng)力集中的狀況，所以還需要對軸危

41、險截面進行疲勞強度的校核計算。該設(shè)計的軸是單向旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)軸，則其安全系數(shù)公式由表查得：S= -1(KMW)2+34K+TWT2S式中，-1材料彎曲疲勞極限，取-1=268MPa; K軸彎曲有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)表查得，取1.5；W材料的抗彎截面模數(shù)； WT材料的抗扭截面系數(shù)，WT=d316=800016=1570mm3 K軸剪切有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)表選擇值為1.4； 軸扭轉(zhuǎn)時將平均應(yīng)力估算為應(yīng)力幅的估算系數(shù)，根據(jù)表選擇值為0.1； S按疲勞強度計算的許用安全因數(shù)，根據(jù)表選擇范圍1.31.5則計算得： S=-1(KMW)2+34K+TW2 =268(1.5×21110800)2+341

42、.4+0.14092.8515702=20.08則SS,滿足要求。3、靜強度安全系數(shù)校核 校核軸的靜強度是為了判定軸對塑性變形的抵抗能力，根據(jù)軸在短期過載的所承受的最大瞬時載荷來計算的。 危險截面安全系的數(shù)校核公式： Ss=s(MmaxW+FmaxA)2+3TmaxWT2Ss式中，s材料的屈服極限，是由軸的材料決定的s=353 MPa； Mmax軸危險截面上的最大彎矩； W材料的抗彎截面模數(shù)； Fmax作用在軸上的最大軸向載荷； A軸危險截面的面積，A=d24=324mm2; Tmax軸危險截面上的最大扭矩； WT軸危險截面的抗扭截面系數(shù)； Ss靜強度的許用安因系數(shù)，根據(jù)表選擇范圍1.41.8。由前面計算得出的數(shù)據(jù)，其中：Mmax=21110N， A=314mm2，W=800mm2，Tmax=4092.85Nmm，WT=1750mm3，F(xiàn)max=140.5N，代入上式計算。 Ss = 353(21110800+140.5314)2+34