毕业设计（论文）小功率微型轿车无级变速器设计

小功率微型轿车无级变速器设计目 录目 录1摘 要1ABSTRACT21 绪论31.1 引言31.2 机械无级变速器的概况31.2.1 分类及应用31.2.2 国内外研究情况41.3 带式无级变速器的特点及存在的问题51.4 课程研究内容及意义61.4.1 设计任务61.4.2 研究内容72 小功率微型电动轿车无级变速器工作原理82.1 方案分析82.2 结构组成82.3 工作原理92.4 主要性能参数92.4.1 传动比92.4.2 变速比92.4.3 滑动率102.4.4 机械特性103 带轮及锥体的设计113.1 带传动参数计算113.2 锥体及分体设计123.3 继续带传动计算163.4 带轮结构203.5 利用CATIA建立三维实体模型203.5.1 建模软件介绍203.5.2 三维结构图214轴及轴承的设计224.1 轴的初设计224.2 主要轴承选用与校核224.3 轴向尺寸确定244.4 轴的校核244.4.1 按弯扭合成强度条件校核轴的强度244.4.2 按疲劳强度计算危险截面的安全系数264.4.3 静强度安全系数校核274.4.4 轴的刚度校核274.5 键强度校核304.5.1 花键强度校核304.5.2 输入输出平键强度校核304.6 分体式V带传动无级变速器的有效圆周力计算304.7汽车驱动力与行驶速度校核325 调速机构设计345.1 调速机构综述345.2 液压机构设计345.2.1 液压缸的设计计算355.2.2 速度输出曲线376 结构优化设计386.1 分体有限元分析386.1.1 模型及有限元网络的划分386.1.2 约束条件386.1.3 载荷分析396.1.4 计算及结果分析396.2 锥体有限元分析416.2.1 模型及有限元网络划分416.2.2 约束条件416.2.3 载荷分析416.2.4 计算结果分析42结 论44致 谢45参考文献46附 录47中国地质大学（北京）2009届本科毕业设计（论文）摘 要目前机械转动应用的带式无级变速器主要是带传动无级变速器。广泛应用于机械、石油汽车等行业。机械、石油行业多采用橡胶宽V带式，自动档汽车采用金属带式无级变速器。无级调速原理目前主要采用国外技术专利引进的挤压带传动式带传动无级变速技术，调速挤压力产生的主要问题：橡胶V带磨损、热变形严重，寿命短，承载能力降低；金属带成本高；调速时主、从动轮传动带不在同一工作平面内；传动带承载能力计算超出柔性体传动的欧拉公式范围；带轮槽为曲线形状，加工成本高，尤其无法在家用电动轿车普遍应用等。通过调研分析，采用分体带轮结构设计，开发新型带传动无级变速器，使其能满足家用微型轿车使用要求，调速时带轮分体在调速机构的作用下可以沿径向连续膨胀活收缩，达到改变带轮的工作直径，实现无级变速目的，消除了作用在V带侧面的挤压力带轮的问题。毕业课题论文研究主要完成了以下工作:1、 对分体带轮带传动无级变速器的工作原理以及各部分的主要功能分析，说明了新型V带无级变速器可以满足传动要求；2、 结合设计参数的要求，完成了分体带轮带传动无级变速器主要零件(锥体轴和带轮分体等)的结构尺寸设计；3、 优化设计方案，并对主要零件进行了有限元受力分析，确定分体带轮带传动无级变速器的最佳结构参数，保证分体带轮中的分体能通过径向移动实现改变工作直径的目的。研究工作取得以下成果:1、 创新提出分体带轮结构，通过调速控制机构可以改变主从动带轮的工作直径，实现连续无级变速；2、 结构简单，成本低，适用性强可适应普通V带、平带、圆带、楔型带无级变速)；3、 调速时消除了作用在传动带侧面的挤压力，减小由此产生的传动带的过大磨损等问题；4、 总结出分体式V带传动无级变速器的有效圆周力计算方法。关键词：带式传动；无级变速器；分体带轮ABSTRACTThe belt-type continuously variable transmission (CVT) has been widely used in the mechanics and the fields of petroleum and automobiles nowadays. To be exact, the rubber V-belt CVT is adopted for the mechanics and petroleum, while the metal CVT is used for automatic automobile. The working principle of CVT is mainly based on the technology of the pressed belt type CVT, which is of abroad technology patent. The main problem involves (1) the likely wear of rubber V belt the serious deformation from heat, the short service life and the reduced capacity of carrying.(2 )the high cost of metal belt.(3 )The main belts and auxiliary belts are not in the same working horizon when regulating speed. (4) The calculation on carrying capacity is beyond the format. (5) The pulley sleeve is in the form of curve, and the cost of production is too high.By careful analysis，The use of the structural design of split pulley，development of new CVT Belt Drive，To enable them to meet the requirements of domestic use of electric cars。It proves to reduce the wear of belt and avoid misalignment of pulleys to a large extent by adopting the parted pulleys and unique mood to vary speed.The study work has been completed as follows：1. It proves that this new type of CVT can meet the driving requirement by analyzing the working principle of CVT with parted pulleys and main functions of each component.2. The dimension of main components of CVT with parted pulleys has been designed in fully compliance with the requirement of design parameters.3. The design plan has been optimized and the best parameters of construction of CVT with parte pulleys has been determined by the stress analysis, with the result that the parted block can change the working diameter by means of moving radially.The following achievement has been made：1. The parted pulley construction has been designed in the new way.2. The construction is simple, the cost is low and the application is wide.3. The pressing force acting on the side of transmission belt is eliminated when regulating speed, hereby, the wear is greatly reduced.4. Summarized split CVT V-belt drive of the effective Circumference force method of calculating.Key words: belt-type transmission; continuously variable transmission (CVT); parted pulley1 绪论1.1 引言车辆运行过程的自动变速一直是人们追求的目标，也是目前汽车技术发展到高级阶段的标志。机械无级变速器是一种传动装置，其功能特征是: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。采用无级变速器，尤其是在配合减速传动时进一步扩大其变速范围与输出转矩方面，能更好地适应各种机械的工况要求，使之效能最佳化。在提高产品的产量与质量，适应产品变换的需要，节省能源，实现整个系统的机械化、自动化等各方面都有显著的效果。在国家最新颁布的微型汽车下乡政策下，会使微型轿车的更快普及，其市场占有辆会不断提高。随着全球能源危机的不断加深，石油资源的日趋枯竭以及大气污染、全球气温上升的危害加剧，各国政府及汽车企业普遍认识到节能和减排是未来汽车技术发展的主攻方向，发展小排量汽车（如图1.1所示）将是解决这技术难点的最佳途径。如果能够在微型汽车的基础上应用无级变速技术，会大大提高汽车的使用性能。但是面对着带传动式无级变速器过高的成本等问题，我们需要开发出新型的无级变速器，能够在解决V带侧面的挤压力带轮问题的同时，可以摆脱过度依赖进口无级变速器，实现自主知识产权。微型轿车已经朝着高性能，高普及，低价格化发展，因此需要开发出一种新型的无级变速器，响应国家政策要求。无级变速器目前已经成为一种基本的通用传动型式，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，已被开发成各种类型，并已系列化生产。汽车行业使用的机械无级变速器不仅要能在较大的范围内改变汽车驱动轮上的速度大小，而且还要能保证在较大范围内改变驱动轮上的转矩大小。除此之外，还应该保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。因此，车辆无级变速器具有节油、操纵方便、行驶舒适等特点。它能使整车具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能，提高行车安全性，降低了废气排放。图1.1 海马A0级轿车ME1.2 机械无级变速器的概况1.2.1 分类及应用机械无级变速器可分为摩擦式、链式、带式和脉动式四大类7。1) 摩擦式无级变速器变速传动机构是利用主、从动元件(或通过中间元件)在接触处产生的摩擦力进行传动，并通过改变接触处的工作半径实现无级变速的。2) 链式无级变速器变速动机构是由主、从动链轮及套于其上的刚质挠性链组成，用链条左右两侧面与作为链轮的两锥盘接触所产生的摩擦力进行传动，并通过改变两锥盘的轴向距离以调整它们与链的接触位置和工作半径，从而实现无级变速。3) 脉动式无级变速器变速传动机构主要有3到5相连杆机构组成，或者是连杆与凸轮、齿轮等机构的组合，其工作原理与连杆机构相同，但为使输出轴能够获得连续的旋转运动，这里需要配置输出机构。4) 带式无级变速器与链式无级变速器相似，它的变速传动机构是由作为主动带轮的两对锥盘及张紧在其上的传动带组成。其工作原理也是利用传动左右两侧与锥盘接触所产生的摩擦力进行传动，并通过改变两锥盘的轴向距离以调整他们与传动带的接触位置和工作半径，从而实现无级变速.其中需要格外叙述的是在汽车行业中应用广泛的金属带无级变速器。金属带(又称钢带)无级变速器采用V形金属挠性零件作为传动介质，借助于摩擦来进行传动，并通过与V形胶带无级变速传动相同的变速原理来实现无级变速。这种V型金属带无级变速传动比V形胶带无级变速传动效率要高，有传递功率大、工作寿命长等优点，近一些年来已成为汽车变速器研究的重点。它的工作原理与V形胶带传动类似，都是借助摩擦作用来进行传动。V型胶带传动是由带的张紧力来产生摩擦力，并通过带的拉力来传递动力。V形钢带传动是由金属环带的张紧力产生摩擦力，不靠带的拉力来传递动力，而是通过楔形金属带块的推力来传递动力8。机械无级变速器的适用范围比较广泛，有的在驱动功率固定的情况下，因工作阻力变化而需要调节转速以生产相应的驱动力矩者(如化工行业中的搅拌机械，即要求随着搅拌物料的粘度、阻力增大而能相应减慢搅拌速度);有的是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);有的是为获得恒定的工作速度或张力，需要调节速度者(如端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需要调节转速以保持有恒定的张力等);有的是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);有的是为节约能源而需进行调速者(如风机、水泵等)；此外，还有的是按照各种规律的或不规律的变化要求，而进行速度调节以及实现自动或程序控制的等9。1.2.2 国内外研究情况机械无级变速器是适合现今生产工艺流程机械化、自动化发展，以及改善机械工作性能的一种通用传动装置。它的研制在国外己经有百余年的历史了，初始阶段由于受到条件的限制，进展缓慢。直到20世纪50年代以后，一方面随着科学技术的蓬勃发展，材质、工艺和润滑方面的限制因素相继得到解决，另一方面随着经济的发展，需求的迅速增加，相应地促进了机械无级变速器的研制和生产，使各种类型的系列产品快速增长并获得了广泛的应用。国内的机械无级变速器是在20世纪60年代前后起步的，基本上是作为专业机械，如纺织、机床及化工机械等的配套零部件使用。由专业机械厂进行仿制和生产，品种规格不多，产量也不大。直到80年代中期以后，大量引进国外各种先进设备，随着工业生产现代化以及自动流水线的迅速发展，对机械无级变速器品种、规格和数量方面的需求都有了大幅度增加。在这种形式下，专业厂开始建立并进行规模化的生产，一些高等院校也相继开展了这方面的研究工作，短短十几年间，系列产品已包括机械无级变速器现有的摩擦式、链式、带式和脉动式四大类及其各种主要的结构型式，初步满足了生产发展的需要。与此同时，学会、协会及情报网组织的相继建立，并先后制定了一系列的国家标准和行业标准，使机械无级变速器发展成为机械领域中的一个新兴的行业。在生产实践中如同齿轮、联轴器那样，机械无级变速器已成为一种通用的零部件，广泛应用于各种机械。进入20世纪90年代，汽车工业对无级变速器技术的研究开发日益重视，特别是在微型汽车中，无级变速技术被认为是汽车业发展的关键技术。全球科技的迅猛发展，使得新的电子技术与自动控制技术不断被采用到了无级变速技术中。由于无级变速技术可以实现传动比的连续改变，从而得到传动系统与发动机工况的最佳匹配，提高了整车的燃油经济性和动力性，改善驾驶员的操纵方便性和乘员的乘坐舒适性，所以它是理想的汽车传动装置。目前汽车行业多采用国外专利技术的金属带式无级变速器.德国PIV公司从1956年起，开始研究链传动的CVT，到了80年代，出现了技术上的突破，橡胶带被由许多薄钢片穿成钢环的带所代替。1987年，福特公司首次在市场上推出了装用这种钢环的CVT。1978年开始研究和开发一种半环面牵引传动CVT，从1978年到1982年已经制造了8台样机，并完成了寿命试验。有的样机装于汽车完成了路试，其研究结果已于1990年报道。速比控制机械的开发和双腔CVT的开发己由Nakano报道。Lohr和Dawe报道了用于重型货的新的设计，在美国已经真正开发了全环面CVT。带式无级变速器具有结构简单、传动平稳、价格低廉、不需润滑及可以缓冲吸振等特点，是机械无级变速器中应用最广泛的一种变速器。近年来，特别是在汽车工业、家用电器和办公机械以及各种新型机械装备中使用己相当普遍。科学技术的进步，使得带传动的工作能力显著增强。V型金属带式无级变速传动是新出现的一种无级变速传动，其所采用的V型金属带刚性化是刚性链柔性化的结果。V 型金属带式无级变速传动，最早是由荷兰VanDoornes Tansmissie (VDT)公司开发的，现在己经广泛使用于多种汽车变速器中，并结合电、液自动控制与计算机技术，实现了自动控制机械无级变速传动，使得汽车的行驶和操作特性大大改善，显示出了广阔的应用前景。1.3 带式无级变速器的特点及存在的问题带式无级变速器的基本结构和传动原理与带传动基本相同，如图1.2所示。当主动工作轮转动时，利用张紧的金属带与锥轮之间的摩擦力，将运动和动力从主动轮传递到从动轮上，并可通过操纵机构改变带在锥形带轮上的工作位置，使主、从动锥轮的工作直径能连续发生改变，从而实现无级变速。图1.2 带式无级变速器原理图带式传动根据传动带的形状不同可以分为平带无级变速器和V带无级变速器两种类型.在平带的无级变速器中，带轮为圆锥状，利用平带沿带轮的轴向移动来实现变速，这种变速方式调速范围较小，传递功率不大，变速器外形尺寸较大。V带无级变速器的带轮由圆锥盘组成，利用圆锥盘的轴向相对移动来改变V带槽的宽度，从而可使V带工作于不同的工作直径处，实现无级变速。主要有以下几种变速方式：1) 调节中心距变速方式这种方式的一个带轮是由夹紧带传动的两对圆锥盘组成，其锥盘可作轴向移动，其上设有弹簧压紧装置，此带轮称为可变速带轮(或称为变速带轮)，另一个为普通的固定工作直径的带轮。当改变两带轮的中心距时，借助传动带的张紧力与弹簧的压紧力相互作用，使变速带轮的可动锥盘做轴向移动，从而改变传动带在带轮上的接触位置及相应的工作直径，达到变速的目的。2) 双带轮变速方式 这种变速方式采用了两个带轮槽宽度均可变化的带轮，其中一个是装有压紧装置的变速带轮，另一个带轮装有调节机构，可调节带轮两锥盘的距离，故称图中的下带轮为调速带轮。它是通过调节调速带轮的V带槽宽度，并利用传动带的张紧力和弹簧的压紧力使变速带轮的带槽宽度作相应的改变。由于中心距固定不变，从而使主，从动轮的工作直径成反比例关系变化，由此可以获得较大的变速范围。这种变速方式结构较复杂，成本较高，但其变速范围较大，所以应用较为广泛。3) 中间带轮变速方式在原动机和从动机上分别安装的主、从动带轮均为普通带传动中的固定带轮，在主从动带轮之间设一中间变速带轮装置。此变速带轮具有两个V形槽，带轮外端的两锥盘固定不动，中间是一个可轴向移动的双锥盘。变速带轮一个V形槽的传动带连接原动机的主动带轮，另一个V形槽中的传动带连接工作机上的从动带轮。调节中间变速带轮距主、从动带轮的距离，借助于带的张力，改变变速带轮上的两个V形槽的宽度，就可以实现无级变速，而且获得较大的变速范围。4) 调节带轮轴向位置实现变速的方式调节主、从动带轮圆锥盘的轴向位置与槽宽，即可改变轮与带的接触位置和工作半径，从而实现调速。调节带轮轴向位置一般采用弹簧或螺杆与调速手轮，也可采用各种形式的杠杆机构，还可以采用液压装置等其他方式。以上叙述了带传动为了实现无级变速的各种调速方式，从中我们可以看出存在着一些不足之出，例如，无论是调节中心距变速方式，还是双带轮变速方式，都利用了带的张紧力与弹簧的张紧力使带与带轮相互作用，而改变了带槽宽度来调节了带轮的直径，从而实现变速。不难看出，这种调速方式直接导致了带与带轮之间的剧烈摩擦，从而减少了带的使用寿命，而且这样调速不能保证两个带轮的中心始终在一条中心线上，可能发生一些偏心，会对传动效率产生影响。由于带式无级变速器的传动性能很接近于汽车所需要的理想的恒功率特性，所以多年来一直吸引着人们去寻找开发新型的汽车用带式无级变速器。为了改正目前带式传动无级变速器存在的一些不足。我们结合汽车无级变速器技术研究，通过调研分析及资料查新，提出了新型带传动无级变速技术研究课题。1.4 课程研究内容及意义1.4.1 设计任务微型轿车的无级变速范围：1.250.5 变速比：=/ =2.5传动功率：10 传动中心距：约为400mm输入转速为：2500r/min，发动机机经济转速为1000 r/min2500 r/min，考虑到微型轿车重量轻，行驶速度要求不高等特点，设计车最高转速为100 。常用减速器减速比为=5，所以总的传动系统传动比为=6.252.5。无级变速传动中设有传输带，它的滑动率为2，当发动机在经济转速下，轿车的最小行驶速度为1： （1.1）最大行驶速度为： （1.2）式中 为发动机经济转速，1000 r/min2500 r/min； 为车轮胎半径，约为0.25m。 代人参数计算（1.1）（1.2）式得：1.4.2 研究内容1) 新型带传动无级变速器结构设计确定小功率带传动无级变速器的结构，结合设计参数的要求，完成小功率微型轿车带传动式无级变速器主要零件(锥体和带轮分体等)的结构尺寸设计；2) 针对本设计的结构，推算出分体式带轮无级变速器的有效拉力计算模型；3) 三维建模进行整体装配采用CATIA软件，根据设计尺寸对每个零件建模，然后进行装配，并进行干涉性检验，同时生成零件工程图和装配工程图；4) 主要零件有限元分析及优化利用CATIA软件生成的三维模型，使用其有限元模块，采用实体单元划分有限元网格，确定位移约束条件和力的边界条件，计算各单元的应力和位移。然后根据设计要求进行结构改进，进行不断的重复修改，最终得到满意的零件结构。 2 小功率微型电动轿车无级变速器工作原理2.1 方案分析在带式无级变速器中，若要实现变速即输出转速变化，必须改变其传动比，而传动比的改变需要通过改变带轮工作直径来实现。在目前的带式无级变速器中，均采用宽V带传动，并把带轮在轴向分成两半，通过改变两半带轮之间的距离实现带工作直径的变化。虽然这样的无级变速器己成为技术成熟的应用产品正在生产，但它存在的问题是不容忽视的，那就是在改变两半带轮之间的距离时，带与带轮之间存在严重的摩擦，寿命很低，所以目前很多课题都在致力于提高带传动无级变速器的寿命上。然而，改变V带的工作直径方式，除改变两个半轮之间的轴向位置外，还可以利用分体式带轮的分体径向移动。正是出于这种考虑而进行新型带传动小功率无级变速器的研究，使其能够在微型轿车上得到使用。2.2 结构组成分体带轮无级变速器由分体带轮、调速装置、操纵机构、V带以及箱体等部分构成，见图2.1。图2.1 分体带轮无级变速器原理图1. 分体带轮分体带轮，顾名思义就是将带轮分解，由分开的单独的带轮分体与锥体组成带轮。 1) 带轮分体带轮分体下端是燕尾状结构，能沿锥体上的燕尾槽自由滑动，并且被锥体带动(或者带动锥体转动)。分体带轮由五个带轮分体与一个锥体构成，带轮分体结构（附录）。2) 锥体锥体上开有五个燕尾槽，带轮分体的下端能正好安装在燕尾槽中，并且能沿锥体的燕尾槽自由滑动改变带轮的直径大小。锥体两个端面有延伸部分，起主要作用是：在其上安装推力轴承，通过与操纵机构相互配合，实现锥体部分的轴向运动，该零件的主要部分是锥体，后面的锥体结构主要是指其锥体部分。其结构如图2.3所示图2.2 锥体结构3) 花键轴通过花键轴，锥体可以在其轴向方向上左右移动，从而可以改变分体带轮的工作半径大小。同时锥体通过花键轴作用实现输入或输出扭矩，进行动力传输。（附录）2. 操纵机构：在操纵机构的作用下，调节分体带轮中锥体轴的走向，从而改变带轮分体在锥体上的位置，达到无级变速器的目的。3. V 带 :嵌在带轮分体的V槽内，当主动带轮转动时，利用张紧的带与带轮分体之间的摩擦力，将动力从主动带轮传递到从动带轮上，起到传递动力的作用。4. 箱 体 :起到固定带轮分体的作用，保证运动的完整性。（零件图）2.3 工作原理如图2.1所示，通过花键轴3带动主动锥体1转动，利用锥体1和分体带轮2的燕尾槽移动副配合，通过支架向右推动锥体1，而分体扇形块轴向位置不变，则分体带轮沿锥体1上的径向滑道向外膨胀，以此增大带轮的工作直径.同时，从动分体带轮内的锥体在转动的同时向右轴向移动，推动轴向位置不变从动分体带轮，分体沿锥体上的径向滑道向内收缩。此时由于传动带的长度是固定不变的，传动带具有一定的弹性，因此减小了从动轮的工作直径，从而改变主、从动带轮的工作直径的比值，如此实现在一定范围内连续无级调速的目的。2.4 主要性能参数2.4.1 传动比与其他无级变速器传动相同，带式无级变速器的传动比的表达式为: （2.1）式中 n1、D1一分别为主动带轮的转速和工作直径;n2、D2一分别为从动带轮的转速和工作直径2.4.2 变速比带式传动无级变速器的变速范围取决于带轮工作直径的相对变化量，带轮直径从d位置达到D位置时的V带移动量来确定。如图2.3所示，当带轮分体在锥体的最右端时，变速比为0.5。当带轮分体运动到锥体的最左端时，变速比为1.25。由图2.3可以看出来，带轮的变速范围和锥体的轴向移动量有关，如果要扩大变速范围，可以增加或减小带轮在最大端或最小端的直径。图2.3 带式传动无级变速器2.4.3 滑动率带传动是靠摩擦传动，带与带轮之间存在有滑动。带轮、传动带及负载率不同，变速器滑动率不同。为了保证带式无级变速器正常工作并延长寿命，应尽量减少滑动和避免打滑。2.4.4 机械特性带式无级变速器的机械特性是指输出功率、输出转矩与输出转速之间的变化关系，通常可以分为下面三种类型阁:1) 恒功率特性一输出转矩与输出转速成反比关系变化，输出功率保持不变。输出转矩T2与输出转速N2的关系如图2.4虚线所示，这种特性有利于充分发挥原动机的功能提高工作效率。2) 恒转矩特性一输出转速变化时输出功率随之变化，输出转矩不变，如图2.4实线所示。3) 复合特性一输出功率和输出转矩均随输出转速按某种规律变化。图2.4带式无级变速器机械特性3 带轮及锥体的设计3.1 带传动参数计算进行带轮及锥体设计，首先应按带传动设计过程进行基本带传动的计算，因为可以把无级变速看成传动比连续变化的带传动，而在某个固定的传动比处仍符合基本带传动的计算。1) 设计功率 （3.1）式中 工况系数，查表取1.2得=1.1x10=12kW2) 选定带型传动比: （3.2）的取值范围是:0.5-1.25, 输入转速为恒定值2500r/min传动比为0.5时的输出转速：= /=2500/0.5=5000r/min传动比为1.25时的输出转速: =/=2500/1.25=2000 r/min所以, 的取值范围是2000-5000r/min又=12KW,选取有效宽度制窄V带带型为SPA型2，由于窄V带结构特点，决定了其具有较高的承载能力，较长的使用寿命，适应载荷变化大，变化频率高等特点。3) 确定带轮基准直径为提高v带的寿命，在结构允许的情况下选取较大的基准直径。窄v带：=3540 （3.3）为充分发挥v带的传动能力，应使=40以内，可得带轮的最大极限尺寸。 （3.4）传动比为0.5处的输出转速为5000r/min=159.2mm=305.7mm=764.33mm=305.7mm各轮尺寸最小有效直径参考表15-7267mm，带轮具体尺寸将由后面计算给出,此处计算主要是为后面计算选择带轮直径大小范围。3.2 锥体及分体设计在新型带传动无级变速器中，由于锥体和分体共同构成带轮的直径，所以在设计过程中应选取合适的锥体直径和分体高度。在锥体小端各个分体的距离比较近，为防止锥体损坏，图3.1 锥体应该保证各槽之间的距离L选取一个合适的值。实现分体在锥轮上运动需要开槽，槽的形状可以选取T形槽或燕尾槽。T形槽一般用于定位，机床上的燕尾槽用于滑动机构，所以选择燕尾槽。图中的槽尺寸按燕尾槽选取，槽口尺寸为8mm，槽底尺寸为15mm，角度为方便计算取 (标准值为)，槽高度为7mm，分体个数为5个，同样槽的个数也为5个，这样得到锥体小端的最小直径为50mm。图3.2优化分析尺寸关系图为计算带轮分体和锥体的合理尺寸我们建立如图3.2所示的模型。上面的为输入轴，下面的为输出轴，设六个变量: 输入轴带轮处于大端时的直径 一输入轴分体高度(直径尺寸)一 输入轴带轮处于小端时的直径 一输出轴带轮处于小端时的直径一 输出轴分体高度(直径尺寸)一 输出轴带轮处于大端时的直径图中：=-；=-；=-；=-当分体位于最左侧时输入端的锥体直径为-，输出端锥体直径为-；当分体位于最右侧时输入端的锥体直径为-，输出端锥体直径为-。其中一个轴的锥体大端和小端差值变小时(即锥体锥度变小时)，由于两端的传动比固定，必然导致另一根轴锥体的大小端差值变大(即锥体锥度变大)，这样就会出现一种最不好的情况，即一根轴为直轴、另一根为锥度很大的轴，但两端的传动比仍能满足要求。所以我们建立的优化数学模型，优化目标应满足两根轴锥体的大小端差值都保证最小(即两个锥轴的锥度尽可能接近)。 （3.5）以上两式即为我们所要求解的目标函数，我们需要进立约束条件，然后根据已知条件进立矩阵关系式，利用软件求的其最优解。约束条件如下：1) 锥体大端的直径应比分体处于小端时的带轮直径小10mm以上，如果不满足，壳体将无法安装。2) 带轮大端直径大于小端直径。3) 锥体小端直径不小于50mm。不等式线性约束方程整理成标准形式，得: （3.6）等式线性约束:两端固定传动比 各变量取值范围:，为分体的直径尺寸，可以取任意大于0的数。，在matlab中调用非线性约束规划的求解函数fmincon进行求解，其调用格式为:= 式中：变量(向量)函数返回的优化精度目标函数初值( 向量)线形不等式约束的系数阵线形不等式约束的非齐次项线形等式约束的系数阵线形等式约束的非齐次项所有变量的初值(向量)所有变量的终值(向量)非线形约束的函数名最后在 matlab中进行计算得到的最优结果如图3.3所示: 图3.3 MATLAB优化结果得出的锥体的具体结构尺寸如图3.4所示：；误差为：=7.4500e+003图3.4锥体结构尺寸以上采用的MATLAB软件，是由MathWorks公司于1984年推出的计算软件，分为总包和若干个工具箱。它具有强大的矩阵计算和数据可视化能力，一方面可以实现数值分析、优化、统讨、偏微分方程数值解、自动控制、信号处理等苦干个领域的数学计算，另一方面可以实现二维、三维图形绘制、三维场景创建和渲染、科学计算可视化、图像处理、虚拟现实和地图制作等图形图像方面的处理3。3.3 继续带传动计算1) 初定轴间距轴间距应满足: (3.7)将传动比为0.5和传动比为1.25的两个极限状态带轮直径分别进行计算。=0.5 时 : 时： 中心距应在上述两个取值范围的交集内，根据初始中心距条件，所以选取600mm。2) 计算带的基准长度 由于在传动比变化过程中，处于不同传动比时带的工作长度不同，如图3.5所示，所以需要计算几个特殊位置的带长。 (3.8)传动比为0.5时的带轮直径分别为260mm, 130mm；=1422.8mm传动比为1时的带轮直径分别为183.53mm, 183.53mm；=1376.28mm传动比为1.25时的带轮直径分别为160mm,200mm=1366.2mm按最大计算带长度选取标准带长度，取Ld=1400mm，最终选取带的型号为SPA-1400 (GB 12730-91)图3.5不同长度时带长度选取计算传动比为1时的带轮直径的计算过程如下:设变量x, y, K, L，如图3.6中所示:由三角形相似可列方程: (3.9)又传动比为1处两带轮长度相等: (3.10)将式(3.11)代入式(3.12)中得:所以传动比为1处带轮直径为:mm图3.6传动比为1时的带轮直径计算3) 实际轴间距:4) 小带轮包角：这里的小带轮包角用直径相差较大的两个带轮进行计算，因为带轮直径相差大的带传动中小带轮包角较小。但是，此时大带轮处于分开状态，由于各分体之间存在距离，所以大带轮的实际包角要小于理论包角，此处计算大带轮的实际包角是否大于120度。图3.7大带轮包角计算如图 3.7 所示在大带轮包角范围内，假设带轮完全与带轮接触，则大带轮运行过程中会出现有两个a或有三个a角度的范围无分体支撑，所以应该在理论包角中减掉这些部分。大带轮为整圆时理论包角:当大带轮有三个a角度的范围无分体支撑时，其包角最小，而图3.7中，所以大带轮包角分别为，满足要求。5) 单根V带的基本额定功率用传动比为0.5的小带轮进行选取:d=130mm，根据选取带查表15-9i2得,传动比不为1，。6) V带根数 （3.11）式中 小带轮包角修正系数，根据小带轮包角，查表15-82取0.95；带长修正系数，根据基准带长=1400，查表15-102取0.91；据式（3.11）计算得,所以取2根。7) 单根V带的预紧力(N)(在传动比为0.5处带最紧，所以在此处计算) （3.12）式中：V带每米长的质量()，查表15-112取0.12根据（3.12）得： =282.76N8) 压轴力(在传动比为0.5处带最紧，所以在此处产生最大压轴力) （3.13） =1.5 （3.14）据式(3.13)与（3.14）计算得：=1115.25N =1.5=1672.88 N 3.4 带轮结构根据前面计算的尺寸确定带轮分体、锥体的结构，分体轮辐采用矩形截面如下图:图3.8分体轮辐结构由六轮幅带轮轮辐尺寸公式得:（调整为20mm），而在本结构中，轮辐需要与推力轴承相互定位，所以调整与轮缘尺寸相等，为32mm。（附录） 首先确定锥体的结构:输入轴锥体尺寸:大端直径150mm，小端直径50mm，长度与输出轴锥体相同，锥度角大小为;输出轴锥体尺寸:大端直径120mm，小端直径50mm，长度与输入轴锥体相同，锥度角为。锥体上槽的尺寸在前面己定，锥体具体结构（附录）。其次确定带轮分体的结构:传动比为0.5处输出轴小端带轮为整圆，D=130mm;传动比为1.25处输入轴小端带轮为整圆,D=160mm。（附录）3.5 利用CATIA建立三维实体模型3.5.1 建模软件介绍CATIA达索公司开发的CAD/CAE/CAM/PDM集成化高端应用系统，在计算机辅助设计集成化平台领域处于领导地位。CATIA起源于航空工业，传长辅助模型设计，被广泛应用于航空工业、汽车制造、造船、机械制造、电子电器以及消费品行业，其集成化的解决方案基本覆盖了所有的产品设计、分析与制造领域，能很好的满足工业领域中各类企业的数字化设计要求，包括工业设计、机械设计、机构仿真、工程分析、NC加工，产品数据管理等4。3.5.2 三维结构图 在CATIA建立如图3.9所示三维装配图，并在后续的工作中将其转化为有限元模型，进行有限元分析。图3.9带轮三维结构装配图4 轴及轴承的设计轴是组成机械的重要零件，它的主要功用是支撑回转运动的零件，以传递运动和力，本设计中采用花键轴，通过其花键与锥体传递扭矩。4.1 轴的初设计本设计中轴传递小功率，选用45钢调质处理，其主要力学性能由表15-15：抗拉强度极限=640，屈服强度极限=355，弯曲疲劳极限=275，剪切疲劳极限=155，许用弯曲应力=60。确定径向尺寸:按弯扭合成强度初步估算最小轴径 （4.1）式中 A-由轴的材料及承载情况确定的系数，查表15-35取105；输出轴转速(5000-2000r/min)按2000r/min计算: 由于变速器输入与输出通过键槽连接其它机构，所以考虑开键槽，轴径再增加3%-5%。为方便设计，输入与输出轴都取相同直径，取上面计算两者大的一个计算得=18.8(1+5%)=19.7mm，选取20mm作为轴的最小尺寸。4.2 主要轴承选用与校核由于变速器在工作过程中必须由锥体的轴向移动来实现，轴向的推力通过推力轴承作用在轴上。推力轴承的作用位置为锥体两侧的轴肩处。它具有摩擦阻力小，功劳消耗小，起动容易等优点。在推力轴承的选型表里选取标准值。本变速器预计寿命为23万小时，设计应满足如下条件: （4.2） 式中 一为轴承的基本额定载荷，查表可得；一为计算载荷,有下式得出： （4.3）式中 一为当量动载荷，N；为温度系数，查表13-45取1；轴承转速,r/min；一为轴承的预期使用寿命；为球轴承，=3。由于推力轴承只承受轴向载荷，当量动载荷即为轴承受的轴向力，选用最大压轴力进行计算，这样更趋向安全，后面所以的均指代最大压轴力。先分析上面部分:竖直方向受力平衡： （4.4）且摩擦力: (4.5)为摩擦系数，锥体材料、分体材料为钢，查表1-106取=0.15。图4.1 带轮机构受力分析联立上面两式(4.4),(4.5)得： （4.6） （4.7） 列水平方向平衡方程: （4.8）将式(4.5)和(4.6)代入，得 （4.9）由于两个锥体的锥半角分别和,结果应取偏大的，选用进行计算，1672.88=811.78N带入式(4.3)得:16885.7N为保证，初步选定推力轴承段轴径为40mm，查表6-86选取51208推力轴承，=47满足设计要求。4.3 轴向尺寸确定花键轴的结构尺寸见（附录），为了节省材料和增加加工的便利性，在工作时花键轴中键的长度为锥体键槽长度的80%，所以总的花键轴键工作长度为256mm，而锥体花键孔长度为160mm。4.4 轴的校核本设计中两根轴的尺寸和结构是相同的，而且传递的功率和受力情况都相同，只须校核其中一根就可以了。但其中每根轴都有轴向的移动，其受力状态是变化的，所以对轴需要进行两种状态的校核。此处对输入轴进行校核。4.4.1 按弯扭合成强度条件校核轴的强度1、画出轴的力学模型图4.2 轴的力学模型2、求轴扭矩、支反力 扭矩 : T= 9550 （4.10）式中 P传递功率，10KW; 轴转速，按2500r/min计算。支反力:列竖直方向平衡方程: （4.11）所有力对的作用点取矩: 解得：=836.44N =836.44N3、画出剪力、弯矩图、转矩图图4.3 剪力、弯矩、转矩图因为轴的结构对称，所以当分体处于小端时的剪力、弯矩图与图4.5一致。4、 校核轴的强度由图4.5可知，压轴力处对应的花键轴截面M最大，为危险截面，校核此处的轴强度。 （4.12）式中 一由于转矩变化规律未知，按脉动循环变化处理，取= 0.6；W-为材料抗弯截面系数，对于花键处,z为花键齿数；代人D=32mm，d=28mm，最后求得=15417.32 ，而=，最后求得：=13 满足设计要求。4.4.2 按疲劳强度计算危险截面的安全系数轴径的初步计算是一种粗略的估算方法，按弯扭合成强度条件校核轴径，也不能反映出应力集中的真实情况，因它没有考虑尺寸因素、轴表面状态等对轴的疲劳强度的影响.因此，对重要的轴除用上述方法进行计算外，还必须对轴的危险截面进行疲劳强度的校核计算.计算弯矩与受力较大处。本设计的轴为单向旋转的转轴，其安全系数计算公式为： (4.13)式中 材料抗弯截面模数，=15417.32 ； 材料抗扭截面模数， =,z为花键齿数，可得=2=30834.64； 轴弯曲有效应力集中系数，查表10-152取1.5； 轴剪切有效应力集中系数，查表10-152取1.4； 轴扭转时的平均应力折合为应力幅的等效系数，查表10-222取1.4；材料弯曲疲劳极限，=275材料疲劳强度许用安全系数，查表10-142取1.31.5。计算得 =16.27 ，满足设计要求。4.4.3 静强度安全系数校核该校核的目的在于检验轴对塑性变形的抵抗能力，轴的静强度是根据轴所承受的最大瞬时载荷(包括动载荷和冲击载荷)来计算的。危险截面安全系数校核公式: （4.14）静强度的许用安全系数，查表10-142取1.41.8；材料屈服极限，=355；轴危险截面上的最大弯矩，；轴危险截面上的最大扭矩，；作用在轴上的最大轴向载荷，由推力轴承设计处可得，N；细危险截面面积，；材料抗弯截面模数，=15417.32 ；材料抗扭截面模数，=2=30834.64。本设计中，校核受弯矩和扭矩最大处的静强度完全系数，其中：=199177.275、=706.5、=38200、=1672.88N，代人式（4.14）计算得：=15.438，满足设计要求。4.4.4 轴的刚度校核轴承受载荷后会产生弯曲和扭转变形，若变形过大，会影响轴上零件的正常工作，且本设计中轴的长度比较长，所以需要进行刚度校核。