机械无级变速器分析.doc

机械无级变速器分析摘 要机械无极变速器传动是指在某种控制的作用下使机器的输出轴转速可在两个极值范围内连续变化的传动装置。能够适应工艺要求多变、工艺流程机械化和自动化发展以及改善机械工作性能。它具有主动和从动两根轴，并能通过传递转矩的中间介质把两根轴直接或间接地联系起来，以传递动力。当对主、从动轴的联系关系进行控制时，即可使两轴间的传动比在两极值范围内连续而任意地变化。钢球式无极变速器是以钢球作为中间传动元件，通过改变钢球主动侧和从动侧的工作半径来实现输出轴转速连续变化的机械无级变速器。由钢球、主动锥轮、从动锥轮和内环所组成。动力由输入轴输入，带动主动锥轮同速转动，经钢球利用摩擦力驱动内环和从动锥轮，再经从动锥轮，V形槽自动加压装置驱动输出轴将动力输出，调整钢球抽芯的倾斜角就可达到变速的目的。本文分析在传动过程中变速器的主、从动轮，钢球的工作原理和受力关系；通过受力关系分析。 这种无级变速器具有良好的结构和性能优势，具有很强的实用价值，完全可以作为批量生产的无级变速器。其主要特点是：变速范围较宽；恒功率特性好；可以升、降速,正、反转；运转平稳,抗冲击能力较强；使用寿命长；调速简单,工作可靠；容易维修。关键词：机械无级变速器原理 钢球 调速绪论机械无级变速器的概述和应用机械无级变速器是由变速传动机构、调速机构以及加压装置和输出机构组成的一种传动装置。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。机械无级变速器转速稳定、滑动率小、具有恒功率机械特性、传动效率较高，能更好地适应各种机械的工况要求及产品需要，易于实现整个系统的机械化、自动化，且结构简单，维修方便、价格相对便宜；特别是某些机械无级变速器可以在很大的变速范围内具有恒功率的机械特性，这是电气和液压无级变速所难以达到的。机械无级变速器的适用范围广，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（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）；根据工况要求需要调节速度（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）；为获得恒定的工作速度或张力而需要调节速度（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等）；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（如各种各样半自动或自动的生产、操作或装配流水线）；为探求最佳效果而需变换速度（如离心机需调速以获得最佳分离效果）；为节约能源而需进行调速（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，节约能源等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，在各工业部门已获得广泛应用。机械无级变速器最初是在19世纪70年代出现的，由于当时受材质与工艺方面的条件限制，发展缓慢。直到20世纪70年代以后，一方面随着先进的冶炼和热处理技术，精密加工和数控机床以及牵引传动理论与油品的出现和发展，解决了研制和生产无极变速器的限制因素；另一方面，随着生产工艺流程实现机械化、自动化以及要求改进机械工作性能，需要大量采用无级变速器。因此在这种形势下，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。机械无级变速器分为摩擦式、链式、带式和脉动式四大类。（1） 摩擦式无级变速器 利用主、从动元件（或通过中间元件）在接触处产生的摩擦力和润滑油膜牵引力进行传动，故通称为牵引（式）传动，并可通过改变其接触处的工作半径实现无级变速。摩擦式无级变速器由三部分组成：传递运动和动力的摩擦变速传动机构；保证产生摩擦力所需的加压装置；实现变速的调速机构。（2） 链式无级变速器 利用链轮和钢质挠性链条作为传动元件来传递运动和动力的机械变速装置。链式无级变速器由链轮和链条构成的传动机构、调速机构和链条张紧加压机构三部分组成，利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，并通过改变两对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） 带式无级变速器 与链式变速器相似，其变速传动机构是由作为主、从动带轮的锥盘及张紧在其上的传动带组成。利用传动带左右两侧面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它们与传动带的接触位置和工作半径，从而实现无级变速。带式无级变速器结构简单，又具有工作平稳，能吸收振动和具有过载保护作用，传动带易磨损，但其更换方便，价格低廉。带式无级变速器的主要缺点是外形尺寸较大，变速范围较小。（4） 脉动式无级变速器 主要由传动机构、输出机构和调速机构三个基本部分组成。其传动机构采用几何封闭的低副机构，故具有工作可靠、承载能力高、变速性能稳定的特点。毕业论文内容和要求内容：小功率机械无级变速器结构原理分析；机械无级变速器变速器的有关数据计算及认证；对关键部件进行强度和寿命的计算。机械无级变速方式丰富，为此仅选择钢球式无级变速器分析计算，描述如下。钢球式无级变速器1-输入轴；2-密封圈；3-端盖；4-轴承；5-螺栓M3x1.5；6轴承；7左箱体；8加压盘；9锥轮；10调速齿轮；11联接杆；12传动钢球；13外环；14不完全调速齿轮；15调速手柄；16套筒；17单圆头普通平键；18螺母M8；19、21螺栓M4x1.5；20箱盖； 22右箱体；23输出轴；24碟形弹簧；25套筒；26加压钢球；27保持环图2- 钢球式无级变速器钢球式无级变速器结构如图2-所示，动力由输入轴1输入，通过加压装置（加压盘8、加压钢球26、碟形弹簧24），带动主动锥轮同速转动，经一组8个传动钢球12利用摩擦力驱动外环13和从动锥轮；再经从动锥轮、加压装置驱动输出轴23，最后将运动输出。图2- 钢球式无级变速器变速示意图钢球式无级变速器变速示意如图2-所示，主要由扭矩输入输出锥轮9和一组传动钢球12（通常为8个）组成。主、从动锥轮分别装在轴1、23上，传动钢球12被压紧在两锥轮的工作锥面上，锥轮和传动钢球为点接触，传动钢球内穿联接杆11并可在联接杆上绕其自由转动。工作时，主动锥轮依靠摩擦力带动钢球绕联接杆旋转，钢球同样依靠摩擦力带动从动锥轮转动。轴1、23传动比i=r1R1R2r2 ，由于R1=R2,所以i=r1r2 。其中r1和r2分别为主、从动锥轮切点到联接杆垂直距离。在调速机构的作用下，调整支承联接杆的倾斜角与倾斜方向，即可改变钢球的传动半径r1和r2，从而实现传动比的平稳变化，实现无级变速。在轴向力作用下，使三者之间接触良好，有效的传递力与扭矩。联接杆11的两端嵌装在左箱体7和右箱体22的径向弧形倒槽内，并穿过调速齿轮10的曲线槽；调速齿轮10的端面分布一组曲线槽，曲线槽数目与钢球数相同。曲线槽可用阿基米德螺旋线，也可用圆弧，如图2- 所示。调速时，通过调速手柄15带动不完全调速齿轮14转动，由于不完全调速齿轮14与调速齿轮10始终保持啮合状态，从而实现调速齿轮10的反向运动。由于曲线槽（相当于一个控制凸轮）的作用迫使联接杆11绕传动钢球12的轴心线摆动，倾斜角发生变化，导致传动钢球与两锥轮的接触半径改变，输出轴转速得到调节。图2- 调速涡轮的槽形曲线钢球式无级变速器的结构也比较简单，原理清晰因为选用的是8个钢球，所以一个曲线槽跨度是900，即从最大传动比调到最小传动比，需要使其转过900，主动斜齿轮的直径为从动斜齿轮的3/4，这样只要主动轮转动1200，那么从动轮就会转动900。主要零件的计算钢球外锥式无级变速器主要零件包括主从动锥齿轮，加压盘，调速齿轮上变速曲线槽，输入轴，输出轴，输入输出轴上轴承，输入输出轴上端盖，调速机构等部分的载荷计算，下面分别介绍以上内容。钢球与主、从动锥轮的计算（1）选材料：钢球、锥轮、外环及加压盘均匀GCr15,表面硬度HRC61，许用接触应力：其中，传动件的j=22002500Mpa 加压元件的j=40005000Mpa（2）有关参数：锥轮锥顶半角=45o，钢球个数m=8，锥轮与钢球的直径比c1=D1/dp=2.16,地面摩擦系数1=0.1，2=0.2，m人=65kg，m车=20kg，g=9.8m/s2，取自行车车速v车=15km/h=4.17m/s，轮胎直径d1=560mm，变=0.86 。（3）计算传动钢球的直径dp：由力学知识可得：轮胎所产生的转矩与钢球摩擦所产生的转矩应平衡：23m人+m车g1R1=8Q2c1dPN其中：R1=280mm，Q为钢球所受正压力代入数据可得：QdP=17997H max=13533QKd=13533179974dP3=56284dP由于传动件的j=22002500Mpa 带入上式得：dp=22.5125.58mm 按钢球规格圆整取 dq=25mm,钢球数z=8(4)运动参数的计算输入功率 P1=1m人+m车 g v变 =0.165+209.84.170.86 =0.4039 kw 输出转速 n2=V车602R1=4.176020.28=142.2 r/min 传动比 Imax=1.22 Imin=0.75 输入转速 n1max=n2Imin=142.30.75=189.6 r/min n1min=n2Imax/=142.21.22=116.6 r/min 变速范围 Rn=1.220.75=1.63 钢球支轴的极限转角 增速方向 1=- tan-1Imax=45o -tan-11.22 =5o 39/ 减速方向 2=-tan-1Imin =45o -tan-10.75 =8o7/ (5)有关尺寸的计算圆锥工作直径 D1=D2=c1dp=2.1625=54 mm 钢球中心圆直径 D3=c1+cosdp=2.16+cos45o25=71.7 mm 钢球侧隙 =c1+cossinz-1dp=2.16+cos45osin8-125=2.43 mm 外环内经 Dr=D3+dp=71.7+25=96.7 mm 外环轴向截面圆弧半径 R=11.05dp=11.0525=2526.25 mm 取 R=25.5mm 锥轮工作圆之间的轴向距离 B=12mm 调速齿轮上变速曲线槽的计算 调速涡轮槽形曲线及传动钢球的尺寸符号如图2-4所示。 整个调速过程通常在涡轮转角=80o120o，取=90o。 其中： l=0.5dp+0.51.0=0.525+5+0.51.0=15.5 mm （1） 变速曲线槽采用圆弧槽线，变速槽中心线必须通过A、B、C三个点，它们的 极坐标（以O点为极点）分别为： I=Imax=1.22时，A=0O RA=0.5D3-lsin2=0.571.7-15.5sin8o7/=33.658 mm I=1时，B=Imax1+Imax=1.2290o1+1.22=49.46o RB=0.5D3=0.571.7=35.85 mm I=Imin=0.75时，C=90o RC=0.5D3-lsin1=0.571.7+15.5sin5o39/=37.38 mm (2)通过三点作圆弧确定槽圆弧确定曲线半径R和中心O” 加压盘的计算加压装置采用钢球V形槽式加压盘，此加压盘动作灵敏，工艺要求高，承载能力符合要求。（1)加压装置有关参数加压盘作用直径dp dp=0.60.7D1 =0.50.654=32.437.8 mm 取dp=35.8mm滑动摩擦角 /=tan-1c=tan-10.15=8.53o加压盘V形槽倾角 =tan-1D1dpsin=24.83o传动钢球的确接触应力为 =13533QKd=1353317997425=2251.35 Mpa j每个钢球作用在V形槽侧面的正压力 Qy=21.195500000.40390.85830sin14.85o180=651.6 N用钢球加压装置时 jmax=13703KzQYrq2=137031.1651.642=4865.6 Mpa j钢球半径 rq=3.7mm 碟形弹簧 B=2rqcos=8.28 mm 碟形弹簧预紧力为200 N输入、输出轴的计算1、轴上相关数据的计算输入轴上传递的功率为 P1=0.4039kw 输入转速 n1=189.7116.6 r/min ,取 n1=116.6 r/min输入轴转矩 T1=9.55106P1n1=9.551060.4039116.6=3081 Nmm输出轴上传递的功率为 P2=P1变=0.40390.86=0.3474 kw输出转速 n2=142.2 r/min 输出轴转矩 T2=9.55106P2n2=9.551060.3474142.2=23331 Nmm2、输入轴的设计计算初选轴径：选取轴的材料是40Cr，调质处理241286HBS，B=735Mpa , S=540MPa-1=355MPa-1=200MPa-1=70MPa，取A0=100，于是得：dmin =A03P1n1=10030.4039116.6=14.5 mm ，取 dmin=14.5mm。3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 本方案如图2-3所示的装配的方案。（2）确定轴的各段直径和长度 I轴段安装锥轮及加压盘保持架，取d=10mm，L=B锥+B弹=20mm。段轴安装加压盘，取d=15mm，L=7mm。轴段作为轴承座安装滚动轴承，取d=15mm，L=8mm。 对轴与轴上的轴承内圈起定位作用，取d=19mm,L=8mm。轴段作为轴承座安装滚动轴承，取d=17mm，L=9mm。轴段安装轴承端盖，取d=15mm，L=14mm。轴段安装飞轮，取d=14.5mm，L=12mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴的周向定位均采用平键连接，轴段平键的尺寸b*h=5*5,l=10；轴段平键的尺寸b*h=6*6,l=6。为保证飞轮与轴配合有良好的对中性，故选择飞轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴定位是由过渡配合来保证的，轴承段的直径尺寸公差为m6。取轴端倒角为1*45o。 图3-1 输入轴4、输出轴的设计由于主、从动锥轮一致，轴上零件布置也相同。同时主动轮的最小轴径估算为dmin =A0 3P2n2=10030.3474142.2=13.5 mm15mm。为了节省工艺及成本，主、从动轴设计成同种轴。调速机构的设计与计算调速操纵机构的作用：根据工作要求以手动或自动控制方式，改变滚动体间的尺寸比例关系，来实现无级调速。同时通过速度表表盘上的指针直接指出任一调速位置时的输出速度(或传动比)。 通过使滚动体的轴线偏转来改变工作半径的。主要用于两滚动体之一的母线为圆弧的情况。调速机构采用两斜齿轮分度调速。调速齿轮1的设计与计算模数 mn=2mm 齿数 z=53螺旋角 =12o法面压力角 n=20o端面压力角ttant=tanncos=tan20ocos12o=0.3721 所以 t=20.4o基圆柱螺旋角b tanb=tancost=tan12ocos20.4o=0.19921 所以 b=11.27o法面齿距 Pn=mn=2=6.28 mm端面齿距 Pt=Pncos=6.28cos12o=6.42mm法面基圆齿距 Pbn=Pncosn=6.28cos20o=5.9 mm法面齿顶高系数 han*=1法面顶隙系数 cn*=0.25分度圆直径 d=zmt=zmncos=532cos12o=108.37 mm基圆直径 db=dcost=108.37cos20.4o=101.57mm齿顶高 ha=mnhan=21=2 mm 齿根高 h=mnhan*+cn*=21+0.25=2.5mm齿顶圆直径 da=d+2ha=108.37+22=112.37mm齿根圆直径 d=d-2h=108.37-22.5=103.37mm法面齿厚 Sn=Pn2=6.282=3.14mm端面齿厚 St=Pt2=6.422=3.21mm 当量齿数 Zv=zcos3=53cos312o=57主动斜齿轮2的设计与计算模数 mn=2mm齿数 z=40分度圆直径 d=zmt=zmncos=402cos12o=81.79mm基圆直径 db=dcost=81.79cos20.4o=76.66mm齿顶圆直径 da=d+2ha=81.79 +22=85.79mm齿根圆直径 d=d-2h=81.79-22.5=76.79mm当量齿数 Zv=zcos3=40cos312o=43 其余参数均与调速齿轮1相同.两齿轮的宽度均为 5 mm .但主动斜齿轮只需转过1200，所以该斜齿轮只需做成不完全齿轮。主要零件的校核输入轴的校核如图所示，作用于锥轮的正压力 Q 图4-1 正压力计算示意图由前计算可知： QdP=17997 其中dP=25 mm Q=1799725=719.88 N所以 Q总=17997258=5759 N 单个锥轮的轴向力Fa=径向力Fr=719.88sin450=509 N 轴上的载荷计算压轴力FpFP=KFPF 工作拉力F=1000PV V=n1Z1P601000 链条型号和节距 单排链 工作情况系数KA=1.0 小链齿轮系数KZ=0.58PCA=KAKZP=1.00.580.4039=0.234 kw n=90 r/min由PCA和n的值选10A-1，链条节距p=15.875 mm故V=903815.875601000=0.904857 m/s 所以 F=10000.40390.904875=446.4 N 所以 FP=446.11.15=513.36 N（链条水平布置时的压轴力系数KFP=1.15）F1=Fr1 F2=Fr2 FP=Fr2 所以 Fr2= N 所以 Fr1=F1=FP+Fr2= n计算最大弯矩Mmax=M(A)= N.mm校核扭矩 T=9550000Pn=9550403.9135=28572 NmmCA=66222+0.6285722W=66222+0.62857220.1173=34.7 Mpa-160MpaCA=34.7 Mpa-1=60 Mpa轴的键槽处校核WC=d332-btd-t22d=14.5332-53122214.5=224.8 mm3 AC=0.621429224.8=57.22 MpaCA60 Mpa键强度的校核平键的尺寸为 bhl=5510，键槽轴深t=3.0,k=h-t=2.0 P=2T103kld=22142921014.5p=147.8 Mpa p=120150 Mpa满足条件花键校核 P=2T103zhldm 其中： 为载荷分配不均系数，取0.8花键齿数 z=8 齿的工作长度l=8mm 花键齿侧的工作高度 h=1.5 mm 花键的平均直径 dm=15+122=13.5 mmP=2T103zhldm= p=41.34 Mpa p=4070 Mpa 花键的连接情况是：使用或制造情况不良，齿面未经热处理，故满足要求。输出轴的校核作用于锥轮的正压力 Q 由前计算可知： QdP=17997, 其中dP=25mm Q=1799725=719.88 N 所以 Q总=17997258=5759 N 单个锥轮的轴向力Fa=径向力Fr=719.88sin450=509 NF合压=N2+f2=65+209.8232+N0.12=558.1 N N=65+209.823=555.3 N 所以 N N计算最大弯矩 Mmax=Fr2 N校核扭矩所受扭矩：T=fr轮= NmmA处校核 CA=239432+0.615548.420.1173=52.3 Mpa CAMpaC出校核WC=d332-btd-t22d=14.5332-53122214.5=224.8W(c)=224.7AC=0.615548.4224.8=41.5 Mpa CA=60 Mpa故校核安全键强度的校核平键的尺寸为 bhl=5540，键槽轴深t=3.0,k=h-t=2.0 P=2T103kld=215548.421040p=26.8 Mpa p=120150 Mpa满足条件花键校核 P=2T103zhldm 其中： 为载荷分配不均系数，取0.8花键齿数 z=8 齿的工作长度l=8mm 花键齿侧的工作高度 h=1.5 mm 花键的平均直径 dm=15+122=13.5 mmP=2T103zhldm= p=29.99 Mpa p=4070 Mpa 花键的连接情况是：使用或制造情况不良，齿面未经热处理，故满足要求。 输入轴上轴承的寿命计算 Fae=8Qsin450=8719.88sin450=4072 NFd2=Fd1+Fae2轴承被拉松Fr2=238.2 N Fa2=Fd2=0.68Fr1=0.68238.3=162 N1轴承被压紧Fa1=Fd2-Fae=162-3313=-3153N Fr1=751.56N所以 轴承2的当量载荷为P1=fPxFr1+yFa1=1.01238.2+0162=238.2 N 轴承1的当量载荷为P1=fPxFr1+yFa1=1.00.41751.56+0.873151.7=3050 N所以 Lh1=10660nCP3=106601356.33.053=1088 hLh2=10660nCP3=106601355.20.23823=1.28106 h输出轴上轴承的寿命计算Fae=8Qsin450=8719.88sin450=4072 NFd2=Fd1+Fae2轴承被拉松Fr2=822.8 N Fa2=Fd2=0.68Fr2=0.68822.8=559.5 N所以1轴承被压紧 Fa1=Fd2-Fae=559.3-3313=-2753.7N Fr1=559.3N轴承2的当量载荷为P2=fPxFr1+yFa1=1.01822.8+0559.5=822.8 N 轴承1的当量载荷为P1=fPxFr1+yFa1=1.00.411380.9+0.872753.7=2961.7 N所以 Lh1=10660nCP3=10660142.36.32.963=1127.3 hLh2=10660nCP3=10660142.35.20.8223=2.942104 h