湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 1摘要：開發一種能傳動大扭矩和大功率的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變速器,具有可行性，可以滿足客車和載貨汽車的傳動要求。本文主要介紹新型滾輪平盤式無級變速器的結構特點、傳動性能和設計方法。包括分匯流傳動型式的結構設計；傳動能力計算；傳動效率計算；接觸區的接觸應力和接觸疲勞強度計算，并選擇適當的材料；滾輪和平盤的強度、有限元剛度和疲勞壽命計算；自動加壓裝置的設計；加壓軸承的承載的能力、極限轉速和壽命的計算。 關鍵詞：新型滾輪平盤式無級變速器 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 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 2前 言 現在大多數汽車多采用有級變速器, 其優點是：結構簡單、傳動效率高、造價便宜，但其還是存在一些缺點。比如，在換擋時有沖擊，舒適性較差。其最大的缺點在于與發動機不能每時每刻都達到最佳匹配。這是因為有級變速器的檔位是有限的，在每次換擋時其傳動比會發生突變，導致發動機轉速改變。對于汽車發動機來說，其最佳經濟性工況的轉速是一個定值。在這個工況下，發動機經濟性最好、燃燒最充分、效率最高、排放最少, 有利于節能和環保。但由于有級變速器換擋導致發動機轉速改變，這樣就不能保證發動機始終處于最佳經濟性工況，導致汽車的油耗增加，污染加重。 在這種情況下，人們發明了無級變速器CVT (Continuously Variable Transmission),就是連續可變傳動，沒有明確具體的檔位，操作上類似自動變速器，但是傳動比的變化是連續的不同于有級變速器的跳檔過程，因此動力傳輸持續而順暢。這就允許汽車連續變速而發動機保持在最佳工況。 起初用橡膠V帶CVT，帶輪為分離式的，通過改變V帶在帶輪中的轉動半徑來實現無級變速。隨著汽車發動機額定功率的增加橡膠V帶的傳動能力已達不到要求。荷蘭人發明了金屬V帶無級變速傳動（圖0.1）。金屬V帶由數百片扁平的小鋼片和10層0.18mm厚的鋼環所組成(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鋼帶由數百片扁平的小鋼片組成 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 3扭矩是280Nm。它與5速手動變速器相比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。 馬自達和日產則避開了鋼帶和鏈條使用了環面形的錐盤輪在壓力的作用下，中間滾輪與兩個錐盤輪之間的油膜牽引力（摩擦力）傳輸扭矩。通過滾輪接觸點的改變速比隨之改變。當滾輪在某一位置時在滾輪接觸點輸出錐盤輪和輸入錐盤輪的半徑比就是此時速比。日產CVT（圖0.6）能夠傳遞 206kW和 384Nm。 當設計傳動大扭矩和大功率的 CVT 變速器來滿足輕型載貨汽車的要求時，對于機械式無級變速器本體來講，擴大其傳動功率的方法之一是采取多接觸區分匯流傳動型式、接觸區綜合曲率小（曲率半徑大）的結構，并通過選擇適當的潤滑油（有添加劑的）、表面幾何形狀、滾動體尺寸等以建立起足夠的油膜牽引力進行傳動，也是傳動效率高汽車對傳動的主要要求。為了提高傳動效率，應力求做到： 圖0.3奧迪multitronic變速器的剖視圖 圖0.4奧迪鏈條傳動式CVT 圖0.5鏈條傳動式CVT的 核心部件擺銷鏈 圖0.6弧錐環輪式無級變速器 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 4（1）減少幾何滑動，使相交軸線的兩滾輪錐頂盡量重合或接近（錐頂重合原則）。如果兩滾動體軸線平行，應使接觸線盡量與軸線平行。 （2）如果是初始線接觸，應盡量減少接觸線的長度；就某一意義上講，初始點接觸優于線接觸，同時點接觸對滾動體裝配、制造誤差不敏感，有利于生產。如果是初始點接觸，應使其接觸區橢圓的長軸沿著運動的方向。 （3）采取自動加壓裝置，以保證壓緊力與負載相適應，有較小的和不變的傳動系數k；值。 （4）提高軸承效率，采取卸荷結構，使傳動組件和加壓裝置上的各個力在本身內部平衡（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，特別是滾動體、軸、軸承和箱體。以減少變形，接近理想接觸狀態。 此外，滾動體材質要有高的彈性模量和高的硬度，并使滾動體有很高的表面光潔度。 第一章 新型滾輪平盤式無級變速器的方案擬訂及對比分析 1.1基本方案與弧錐杯輪式無級變速器對比 對于機械式無級變速器本體來講，要擴大其傳動功率，則必需采取多接觸區分匯流傳動型式、接觸區綜合曲率?。ㄇ拾霃酱螅┑慕Y構。新型滾輪平盤式無級變速器應滿足以上要求。新型滾輪平盤式無級變速器（Roller type CVT）簡稱為RCVT。RCVT結構上采用四滾輪兩平盤，在滾輪兩側加壓，滾輪為主動件,平盤為從動件，動力分八路傳遞。這樣的結構符合多接觸區分流的要求，使滾輪的單個接觸區傳遞的功率降低。由于要求大功率普通的干式摩擦無級變速傳動發熱量大、磨損嚴重，所以RCVT采用油膜牽引傳動。其外圓表面為球形。在盡量減少滾輪與平盤的幾何滑動的同時，又不使接觸區的綜合曲率過大。 滾輪 平盤平盤圖1 RCVT結構簡圖 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 5根據潤滑的理論與實踐得知，潤滑油的粘度較高、粘度指數高，則油膜厚度較厚。因此摩擦無級變速器的潤滑油最好能具有這種性質，在常壓下粘度不高，在高壓下粘度卻很高。甚至可轉變為固態，而一旦壓力解除，則又恢復常態。近年來，一些國家已開發了用于摩擦傳動、具有上述性質的合成油（例如美國Monsanto公司的Santotrac油）。采取這類合成油時。牽引系數一般高達0.095，甚至更高（高出20，約達0.12），約比礦物油的牽引系數大 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可以“固化”，沒有油液對疲勞裂紋的擴展與沖擊作用，所以磨擦副的使用壽命也可大為提高。 弧錐杯輪式無級變速器與RCVT結構上相似，弧錐杯輪式無級變速器的結構簡圖如圖1.3所示。 這類變速器的主、從動輪的工作表面是以圓弧為母線的回轉曲面，而中間輪則是半徑為r的截球臺。主、從動軸是同軸線的。通過改變中間輪的擺角來實現變速。按照中間輪相對于主、從動輪的位置的不同，可以分為兩類： （1） 中間輪沿主、從動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 ）。 弧錐杯輪式無級變速器在改變傳動比時，中間輪與弧錐杯的接觸點的位置在圖1.2油膜牽引傳動 的彈性變形 圖1.3 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 6變化。在輸入扭矩不變的情況下接觸點的摩擦力與接觸點到弧錐杯的轉動中心的距離成反比。這種現象限制了弧錐杯輪式無級變速器的傳動能力。 為了使接觸點的摩擦力在輸入扭矩不變的情況改變傳動比時，摩擦力為定值，RCVT的輸入輪為滾輪，滾輪與平盤的接觸點到滾輪的轉動中心的距離是定值，所以在輸入扭矩不變的情況下改變傳動比時，滾輪與平盤的接觸點的摩擦力為定值，這樣就充分發揮了滾輪平盤摩擦傳動的傳動能力。 RCVT采用多點傳動，動力共分8路傳遞。這樣就有效地提高了傳動能力。相比之下，弧錐杯輪式無級變速器傳動的分流數就少了一些。在實際應用中一般是3路傳動，所以RCVT在傳動能力方面有優勢。 在變速比方面，弧錐杯輪式無級變速器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。這是因為RCVT的變速比等于滾輪到平盤的轉動中心的最大距離除以滾輪到平盤的轉動中心的最小距離，而弧錐杯輪式無級變速器的變速比等于中間輪到弧錐杯的轉動中心的最大距離除以中間輪到弧錐杯的轉動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。 1.2新型滾輪平盤式無級變速器方案改進和最終方案 以下是RCVT的結構方案： 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結構方案一 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 71.輸入軸 2.自動加壓裝置 3.輸入錐齒輪 4.小錐齒輪 5.調速錐齒輪 6.絲杠 7.花鍵筒 8. 調速錐齒輪 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結構（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傳動路線（方案一） 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 8方案一的動力從中間輸入，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。這一點是不可取的。在受力方面，輸入軸幾乎只受扭矩，沒有循環應力，這樣的設計比較好。輸出軸既要受扭矩又要受彎矩，有對稱循環應力這樣的設計不是最佳的。 方案二的動力從外側輸入，由于空間足夠，所以輸入齒輪的強度是沒有問題的。新的問題是齒輪的線速度有些偏高，只要選擇低速發動機，再加上較好的潤滑，就可以解決齒輪的線速度偏高的問題。采取自動加壓裝置，以保證壓緊力與負載相適應。采取卸荷結構，使傳動組件和加壓裝置上的各個力在本身內部平衡。在輸出軸的布置方面，輸出軸與輸入軸是同軸布置。這一點是很理想的。在受力方面，輸入軸幾乎只受扭矩，沒有循環應力，這樣的設計比較好。輸出軸受扭矩和拉力，但沒有循環應力這種設計比較好。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點，所以我選擇方案二的結構進行下一步的具體設計。 第二章 設計的目標車型擬訂 2.1車型調查和車型主要參數 東風汽車有限公司 東風汽車有限公司 車型：EQ140載貨汽車 車型：EQ1092F19DJ載貨汽車 發動機：EQ6100-1 發動機：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 輸入軸 輸入錐齒輪 自動加壓裝置 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傳動路線（方案二） 湖北汽車工業學院畢業（設計）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 發動機：CA4113Z 發動機：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 發動機：YC4108Q 發動機：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 發動機：YC4112LQ、CA4110ZL1 發動機：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） 湖北汽車工業學院畢業（設計）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 在做了大量市場調查后，我總結出以下幾點： 1現在傳遞小功率和小扭矩的無級變速器種類很多，并且技術已經相當成熟。傳遞大功率和大扭矩的無級變速器幾乎是空白。已經在汽車上使用的無級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可知其發動機功率：100132kw，最高轉速：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。日產弧錐環輪式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，還是弧錐環輪式CVT都不能滿足載貨汽車和客車的要求。 2.2目標車型擬訂 本設計的目標是設計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算。在盡量發揮RCVT的性能的前提下我把設計要求定為： 車型：城市客車 發動機： 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變速器的技術參數及計算 3.1新型滾輪平盤式無級變速器基本結構尺寸擬訂 RCVT的基本結構尺寸如圖 表2.2 目標車型 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 113.2轉速計算 發動機在額定功率下的轉速為2300r/min 即主動錐齒輪的轉速nmax1=2300r/min 從動錐齒輪的轉速 nmax2= nmax121ZZ =7666.6r/min 式中 Z1表示輸入主動大錐齒輪齒數，Z2表示輸入從動小錐齒輪齒數。 平盤的轉速 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接觸應力計算1 發動機在1500r/min時發出最大扭矩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滾輪表示每個滾輪接觸點處所傳遞的摩擦力。 總圖3.1 湖北汽車工業學院畢業（設計）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。 a=10.914 33 10dkQ cm b=10.914 33 10dkQ cm jmax= 323 242552634008400823 =dQkabQabp 式中jmax表示最大接觸應力。 =20719.8 Kgf/cm2 =2072.0MPa 3.4滾輪的接觸疲勞強度計算 jmax=2072.0MPa 設使用壽命為10000小時，輸入轉速為 2000 r/min。 應力循環次數N=2nih =220003.336010000 =8109(次) 由圖3.2曲線1所示，14CrMnSiNi2Mo鋼的 應力循環次數8109次時，其接觸疲勞強度 為2350MPa(大于jmax)，所以滿足要求。 3.5重要零件剛度設計 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）進行結構的最優方案設計； 在進行機械和汽車的結構設計時，可以通過對可能的結構方案進行有限元法計算。根據對方案計算結果的分析和比較，按強度、剛度和穩定性的要求，對原方案進行修改和補充，使結構得到較合理的應力、變形分布，從而得到較好的結構設計方案。 2）分析結構損壞原因，尋找改進途徑； 圖3.2 式中 a、b表示接觸區橢圓的長、短軸半徑，Q表示壓緊力， dk 表示當量曲率，查參考資料1表1-1、表1-2 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 13當結構在工作中發生故障如，裂紋、斷裂或磨損過大時，可利用有限元法進行分析。研究結構損壞的原因，找出危險區域和部位，提出改進設計的方案，并進行相應的計算分析，直至找到合理的結構為止。工程有限元分析的基本步驟為： 一、對工程問題的力學分析 將工程問題抽象為力學模型的過程，包括了解結構形狀、載荷和支承方面的特點并對某些結構形狀、構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整個計算起非常重要的作用。分析結果的成敗取決于分析者的力學知識、專業知識和有限元基礎知識，并隨分析者經驗的積累而越來越準確。 二、網格劃分(PreProcessing) 根據結構特點，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結構劃分。網格劃分的質量決定了有限元分析的計算精度和計算效率。 三、施加邊界條件 根據結構的實際工況，選定載荷和約束在網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、自動求解 由程序根據結構應用的單元和施加的邊界條件自動進行單元分析與整體分析。通過求解模型得到的代數方程組，得到位移、應變、應力等物理量， 五、可視化的結果分析（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果。如繪出結構的變形圖及各種應力分量、應力組合的等色線圖等。 3.5.2滾輪變形校核 原結構的FEA模型在 Ansys8.0下所得結果如圖3.3。 圖3.3 初始設計 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 14經有限元分析后其最大變形為2.1mm，其變形太大需要改進。 將滾輪的寬度增加8mm。改進后的FEA模型在Ansys8.0下所得結果如圖3.4。 經改進后，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 原結構的FEA模型在 Ansys8.0下所得結果如圖3.5。 圖3.5 初始設計 圖3.4 改進設計 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 15經有限元分析后其最大變形為1.76mm，其變形太大需要改進。 將平盤的厚度從9mm增加到14mm改進后的FEA模型在Ansys8.0下所得結果如圖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 改進設計 圖3.7 改進設計 湖北汽車工業學院畢業（設計）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自動加壓裝置計算 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輸出軸強度計算 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 改進設計 式中max 表示 輸出軸受的最大扭矩剪切應力。 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 17=51.5MPa 3.8花鍵強度計算 靜聯接 1023pmp zhldT sys = 動聯接 1023pzhldTpm= y 式中：y載荷分配不均系數，與齒數多少有關，一般取y =0.70.8，齒數多時取偏小值； z花鍵的齒數； l齒的工作長度，單位為 mm； h花鍵齒側面的工作高度，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； 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 花鍵聯接的許用擠壓應力，單位為MPa，見表 3.1； p花鍵聯接的許用壓力，單位為MPa，見表3.1。 表3.1花鍵聯接的許用擠壓應力、許用壓力 MPa 許用擠壓應力、許用壓力 聯接工作 方式 使用和制造 情況 齒面未經 熱處理 齒面經熱 處理 ps 靜聯接 不良 中等 良好 3550 60100 80120 4070 100140 120200 p 空載下移動的動聯接 不良 中等 良好 1520 2030 2540 2035 3060 4070 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 18在載荷作用下移動的動聯接 不良 中等 良好 310 515 1020 輸出軸花鍵聯接強度計算 輸出軸花鍵聯接為靜聯接 )(27.3828126287.0 1027323pp MPa ss = 滾輪花鍵聯接強度計算 滾輪花鍵聯接為動聯接 )(47.3552.225108.0 104223pMPap = = 3.9輸入錐齒輪計算 運用機械設計手冊（軟件版）進行齒輪計算如下： 圖3.9 機械設計手冊（軟件版） 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 19圖3.10 輸入設計參數 圖3.11 材料及熱處理 圖3.11基本參數 圖3.12 接觸強度校核 圖3.13接觸強度計算公式 圖3.14彎曲強度校核 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 20錐齒輪設計結果報告 一、錐齒輪設計輸入參數 1. 傳遞功率 P 21.99 (kW) 2. 傳遞轉矩 T 140.00 (N.m) 3. 齒輪1轉速 n1 1500.00 (r/min) 4. 齒輪2轉速 n2 5000.00 (r/min) 5. 傳動比 i 0.30 6. 齒數比 U 0.30 7. 預定壽命 H 10000 (小時) 8. 原動機載荷特性 輕微振動 9. 工作機載荷特性 輕微振動 二、材料及熱處理 1. 齒面類型 硬齒面 2. 熱處理質量要求級別 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彎曲強度計算公式 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 21接觸強度極限應力 b(H1) 1286 (N/mm2) 接觸強度安全系數 S(H1) 1.10 彎曲強度極限應力 b(F1) 375 (N/mm2) 彎曲強度安全系數 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) 接觸強度安全系數 S(H2) 1.10 彎曲強度極限應力 b(F2) 441 (N/mm2) 彎曲強度安全系數 S(F2) 1.40 彎曲強度許用應力 (F2) 610 (N/mm2) 三、齒輪基本參數(mm) 項目名稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 大端模數 m 3.00 2. 齒 數 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 xt 0.00 0.00 6. 法向變位系數 x 0.00 0.00 7. 外錐距 Re 156.60 8. 齒寬系數 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 Mm 2.88 湖北汽車工業學院畢業（設計）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. 當量齒數 zv 348.01 31.32 27. 導圓半徑 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、接觸強度、彎曲強度校核結果和參數 1. 齒輪1接觸強度許用應力H1 1183.66 (N/mm2) 2. 齒輪2接觸強度許用應力H2 1283.62 (N/mm2) 3. 接觸強度計算應力H 908.63 (N/mm2) 滿足 4. 齒輪1彎曲強度許用應力F1 522.80 (N/mm2) 5. 齒輪1彎曲強度計算應力F 395.93 (N/mm2) 滿足 6. 齒輪2彎曲強度許用應力F2 609.09 (N/mm2) 7. 齒輪2接觸強度計算應力F 414.62 (N/mm2) 滿足 湖北汽車工業學院畢業（設計）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 Ka 1.35 4. 動載系數 Kv 1.95 5. 齒向載荷分布系數 Khb 1.65 6. 齒間載荷分布系數 Kha 1.00 7. 是否修形齒輪 否 8. 節點區域系數 Zh 2.50 9. 材料的彈性系數 ZE 189.80 10. 接觸強度重合度系數 Ze 0.86 11. 接觸強度螺旋角系數 Zb 1.00 12. 重合、螺旋角系數 Zeb 0.86 13. 錐齒輪系數 Zk 1.00 14. 接觸疲勞壽命系數 Zn 1.00 15. 是否允許有一定量的點蝕 否 16. 潤滑油膜影響系數 Zlvr 0.97 17. 潤滑油粘度（50度） 120.00 18. 工作硬化系數 Zw 1.00 19. 接觸強度尺寸系數 Zx 1.04 20. 齒向載荷分布系數 Kfb 1.65 21. 齒間載荷分布系數 Kfa 1.00 22. 抗彎強度重合度系數 Ye 0.67 23. 抗彎強度螺旋角系數 Yb 1.00 24. 抗彎強度重合、螺旋角系數 Yeb 0.67 25. 復合齒形系數 Yfs 4.30 4.51 26. 壽命系數 Yn 1.00 1.00 27. 齒根圓角敏感系數 Ydr 0.95 0.95 28. 齒根表面狀況系數 Yrr 1.00 1.00 29. 尺寸系數 Yx 1.03 1.02 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 2430. 載荷類型 雙向轉動齒輪 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. 齒輪副側隙 a 5. 齒輪副法向側隙公差 A 3.10輸入軸承計算 由輸入錐齒輪計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 湖北汽車工業學院畢業（設計）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： 6010 軸承參數 工作參數 計算結果 軸承內徑：50mm 軸承外徑：80mm 軸承寬度：16mm 額定動載荷：16800N 額定靜載荷：12800N 極限轉速：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 工作轉速：7000r/min 接 觸 角：45 載荷系數：1.1 當量動載荷：214.00N 當量靜載荷：382.14N 計算壽命：1.15201E6小時 3.11加壓軸承計算 軸承類型： 圓錐滾子軸承(30000) 軸承代號： 31311 軸承參數： 工作參數： 計算結果： 軸承內徑：60mm 軸承外徑：130mm 軸承寬度：34mm 額定動載荷：138000N 額定靜載荷：102000N 徑向載荷：1 軸向載荷：20000N 使用壽命：10000h 工作轉速：5000 r/min 接 觸 角：45 當量動載荷：8800.45N 當量靜載荷：4840.56N 計算壽命：12853h 表3.2 輸入軸承計算結果 表3.3 加壓軸承計算結果 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 26極限轉速：3200 r/min 潤滑方式：油潤滑 載荷系數：1.1 3.12幾何滑動計算1(幾何滑動和滾輪平盤傳動效率計算由韓珍同學完成) 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，其幾何滑動為最大值5.6%，滿足幾何滑動率小于1015%的要求。 Q=20000Q=10000平盤工作半徑（cm） 幾何滑動率 圖 3.17 幾何滑動關系式中 e 表示幾何滑動，R表示平盤工作半徑，Q表示壓緊力。 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 273.13滾輪平盤傳動效率計算 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的傳動效率與平盤的工作半徑和壓緊力有關。平盤的工作半徑越大其傳動效率越高，壓緊力越大其傳動效率越低。在壓緊力為20000N，并且平盤工作半徑取最小值50mm時，其傳動效率將到最低為91.6%。在壓緊力為10000N，并且平盤工作半徑取125mm時，其傳動效率提高到97.2%。 RCVT在傳動效率方面還是很高的。 Q=20000N Q=10000N 圖3.18 滾輪平盤傳動效率圖 平盤工作半徑（cm） 傳動效率 式中 h表示滾輪平盤傳動效率，R表示平盤工作半徑，Q 表示壓緊力。 湖北汽車工業學院畢業（設計）論文 28第四章 設計的創新點 4.1 動力分流 動力分流（多達8路支流）傳動，實現了大扭矩下的牽引傳動。 4.2 將新型滾輪平盤式無級變速器與渦輪增壓柴油機相匹配 RCVT的滾輪是主動件，動力從發動機出來分為四路傳到四個滾輪上。在這個傳動過程中要使用錐齒輪。主動錐齒輪的直徑就會有些偏大再加上發動機的轉速比較高，這樣就導致錐齒輪的線速度過高。這是本設計的一個難點。改進的方法一是將錐齒輪直徑減小，方法二是選擇較低轉速的發動機，方法三是改變傳動形式。 通過逆向思維，主動錐齒輪的直徑偏大有一定的好處。現在的CVT幾乎只能用小型車上，主要是受到傳動扭矩限制。中、大型汽車大多采用渦輪增壓柴油機，采用渦輪增壓柴油機的特點是：最高轉速較低一般只有2000r/min左右；扭矩大。渦輪增壓柴油機的轉速較低可以有效地降低主動錐齒輪的線速度。主動錐齒輪與從動錐齒輪采用增速傳動提高滾輪的線速度，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與渦輪增壓柴油機相匹配是適當的，使其實用性更強。 4.3 同軸結構布置 輸出軸與輸入軸是同軸布置。這一點是很理想的。在受力方面，輸入軸幾乎只受扭矩，沒有循環應力，這樣的設計比較好。輸出軸受扭矩和拉力，但沒有循環應力這種設計比較好。在總尺寸方面，這種布置尺寸較緊湊。 4.4 輸出軸浮動加壓結構 加