1、微型轎車無極變速器的設計姓名：賀子龍學院：機械工程 班級：研1505學號：S20150237摘要：通過調研分析，米用分體帶輪結構設計，開發新型帶傳動無級變速器，使其能滿足家用微型轎車使用要求，調速時帶輪分體在調速機構的作用下可以沿徑 向連續膨脹活收縮，達到改變帶輪的工作直徑，實現無級變速目的，消除了作用 在V帶側面的擠壓力擠壓帶輪的問題。關鍵詞：帶式傳動；無級變速器；分體帶輪The design of the mini car automatic transmissionAbstract:By careful analysis, The use of the structural design

2、 of split pulley，development of new CVT Belt Drive，To enable them to meet the requireme nts of domestic use of electric carslt proves to reduce the wear of belt and avoid misalig nment of pulleys to a large exte nt by adopt ing the parted pulleys and unique mood to vary speed.Key words: belt-type tr

3、ansmission; continuously variable transmission (CVT); parted pulleyghy車輛運行過程的自動變速一直是人們追求的目標， 也是目前汽車技術發展到 高級階段的標志。機械無級變速器是一種傳動裝置，其功能特征是：在輸入轉速不變的情況下，能實現輸出軸的轉速在一定范圍內連續變化， 以滿足機器或生產 系統在運轉過程中各種不同工況的要求。采用無級變速器，尤其是在配合減速傳 動時進一步擴大其變速范圍與輸出轉矩方面，能更好地適應各種機械的工況要 求，使之效能最佳化。在提高產品的產量與質量，適應產品變換的需要，節省能 源，實現整個系統的機械化、自動化

4、等各方面都有顯著的效果。 在國家最新頒布 的微型汽車下鄉政策下，會使微型轎車的更快普及，其市場占有輛會不斷提高。隨著全球能源危機的不斷加深，石油資源的日趨枯竭以及大氣污染、 全球氣溫上 升的危害加劇，各國政府及汽車企業普遍認識到節能和減排是未來汽車技術發展 的主攻方向，發展小排量汽車將是解決這技術難點的最佳途徑。 如果能夠在微型 汽車的基礎上應用無級變速技術，會大大提高汽車的使用性能。但是面對著帶傳 動式無級變速器過高的成本等問題， 我們需要開發出新型的無級變速器， 能夠在 解決V帶側面的擠壓力帶輪問題的同時，可以擺脫過度依賴進口無級變速器，實 現自主知識產權。微型轎車已經朝著高性能，高普及，

5、低價格化發展，因此需要 開發出一種新型的無級變速器，響應國家政策要求。無級變速器目前已經成為一種基本的通用傳動型式，應用于紡織、輕工、食品、包裝、 化工、機床、電工、起重運輸、礦山冶金、工程、農業、國防及試驗等各類機械，已被開發 成各種類型，并已系列化生產。汽車行業使用的機械無級變速器不僅要能在較大的范圍內改 變汽車驅動輪上的速度大小， 而且還要能保證在較大范圍內改變驅動輪上的轉矩大小。除此之外，還應該保證汽車具有最佳的動力性和燃油經濟性。因此，車輛無級變速器具有節油、 操縱方便、行駛舒適等特點。它能使整車具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能，提高行車安全性，降低了廢氣排放。1機械無級變速器的概

6、況機械無級變速器是適合現今生產工藝流程機械化、自動化發展，以及改善機械工作性能的一種通用傳動裝置。 它的研制在國外己經有百余年的歷史了， 初始 階段由于受到條件的限制，進展緩慢。直到20世紀50年代以后，一方面隨著科學 技術的蓬勃發展，材質、工藝和潤滑方面的限制因素相繼得到解決，另一方面隨著經濟的發展，需求的迅速增加，相應地促進了機械無級變速器的研制和生產， 使各種類型的系列產品快速增長并獲得了廣泛的應用。國內的機械無級變速器是在20世紀60年代前后起步的，基本上是作為專業機械，如紡織、機床及化工機械 等的配套零部件使用。由專業機械廠進行仿制和生產，品種規格不多，產量也不 大。直到80年代中期

7、以后，大量引進國外各種先進設備，隨著工業生產現代化以 及自動流水線的迅速發展，對機械無級變速器品種、規格和數量方面的需求都有 了大幅度增加。在這種形式下，專業廠開始建立并進行規模化的生產， 一些高等 院校也相繼開展了這方面的研究工作， 短短十幾年間，系列產品已包括機械無級 變速器現有的摩擦式、鏈式、帶式和脈動式四大類及其各種主要的結構型式，初 步滿足了生產發展的需要。與此同時，學會、協會及情報網組織的相繼建立，并 先后制定了一系列的國家標準和行業標準， 使機械無級變速器發展成為機械領域 中的一個新興的行業。在生產實踐中如同齒輪、聯軸器那樣，機械無級變速器已 成為一種通用的零部件，廣泛應用于各種

8、機械。進入20世紀90年代，汽車工業對 無級變速器技術的研究開發日益重視， 特別是在微型汽車中，無級變速技術被認 為是汽車業發展的關鍵技術。德國PIV公司從1956年起，開始研究鏈傳動的CVT到了 80年代，出現了技術 上的突破，橡膠帶被由許多薄鋼片穿成鋼環的帶所代替。1987年,福特公司首次 在市場上推出了裝用這種鋼環的CVT。1978年開始研究和開發一種半環面牽引傳動 CVT從1978年到1982年已經制 造了 8臺樣機，并完成了壽命試驗。有的樣機裝于汽車完成了路試，其研究結果 已于1990年報道。速比控制機械的開發和雙腔CVT勺開發己由Nakano報道。Lohr 和Dawe艮道了用于重型

9、貨的新的設計，在美國已經真正開發了全環面CVT 0帶式無級變速器具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉、不需潤滑及可以緩沖 吸振等特點，是機械無級變速器中應用最廣泛的一種變速器。近年來，特別是在汽車工業、家用電器和辦公機械以及各種新型機械裝備中使用己相當普遍。科學技術的進步，使得帶傳動的工作能力顯著增強。V型金屬帶式無級變速傳動是新出現的一種無級變速傳動，其所采用的V型金屬帶剛性化是剛性鏈柔性化的結果。V型金屬帶式無級變速傳動，最早是由荷蘭 VanDoorne's Tansmissie (VDT) 公司開發的，現在己經廣泛使用于多種汽車變速器中，并結合電、液自動控制與計算機技術，實現了自動控

10、制機械無級變速傳動，使得汽車的行駛和操作特性大 大改善，顯示出了廣闊的應用前景。2微型轎車無級變速器工作原理2.1方案分析在帶式無級變速器中，若要實現變速即輸出轉速變化，必須改變其傳動比， 而傳動比的改變需要通過改變帶輪工作直徑來實現。在目前的帶式無級變速器 中，均采用寬V帶傳動，并把帶輪在軸向分成兩半，通過改變兩半帶輪之間的距 離實現帶工作直徑的變化。雖然這樣的無級變速器己成為技術成熟的應用產品正 在生產，但它存在的問題是不容忽視的，那就是在改變兩半帶輪之間的距離時， 帶與帶輪之間存在嚴重的摩擦，壽命很低，所以目前很多課題都在致力于提高帶 傳動無級變速器的壽命上。然而，改變 V帶的工作直徑方

11、式，除改變兩個半輪之 間的軸向位置外，還可以利用分體式帶輪的分體徑向移動。 正是出于這種考慮而 進行新型帶傳動小功率無級變速器的研究，使其能夠在微型轎車上得到使用。2.2 結構組成分體帶輪無級變速器由分體帶輪、調速裝置、操縱機構、V帶以及箱體等部1、5.錐體2.輸入軸3.套筒支架4.輸出軸6、9.滾筒7.液壓缸8.帶10.分體圖2.1分體帶輪無級變速器原理圖1. 分體帶輪分體帶輪，顧名思義就是將帶輪分解，由分開的單獨的帶輪分體與錐體組成帶輪。1）帶輪分體帶輪分體下端是燕尾狀結構，能沿錐體上的燕尾槽自由滑動，并且被錐體帶 動（或者帶動錐體轉動）。分體帶輪由五個帶輪分體與一個錐體構成， 帶輪分體結

12、 構。2）錐體錐體上開有五個燕尾槽，帶輪分體的下端能正好安裝在燕尾槽中，并且能沿 錐體的燕尾槽自由滑動改變帶輪的直徑大小。 錐體兩個端面有延伸部分，起主要 作用是：在其上安裝推力軸承，通過與操縱機構相互配合，實現錐體部分的軸向 運動，該零件的主要部分是錐體，后面的錐體結構主要是指其錐體部分。 其結構 如圖2.2所示3）花鍵軸通過花鍵軸，錐體可以在其軸向方向上左右移動，從而可以改變分體帶輪的工作半徑大小。同時錐體通過花鍵軸作用實現輸入或輸出扭矩，進行動力傳輸。2. 操縱機構在操縱機構的作用下，調節分體帶輪中錐體軸的走向，從而改變帶輪分體在 錐體上的位置，達到無級變速器的目的。3. V帶嵌在帶輪分

13、體的V槽內，當主動帶輪轉動時，利用張緊的帶與帶輪分體之間 的摩擦力，將動力從主動帶輪傳遞到從動帶輪上，起到傳遞動力的作用。4箱體起到固定帶輪分體的作用，保證運動的完整性。2.3 工作原理如圖2.1所示，通過花鍵軸2帶動主動錐體1轉動，利用錐體1和分體帶輪10的燕尾槽移動副配合，通過支架向右推動錐體1，而分體扇形塊軸向位置不變，則分體帶輪沿錐體1上的徑向滑道向外膨脹，以此增大帶輪的工作直徑同時，從動分體帶輪內的錐體在轉動的同時向右軸向移動，推動軸向位置不變從動分體帶輪，分體沿錐體上的徑向滑道向內收縮。此時由于傳動帶的長度是固定不變的，傳動帶具有一定的彈性，因此減小了從動輪的工作直徑，從而改變主、

14、從動帶輪的工作直徑的比值，如此實現在一定范圍內連續無級調速的目的。2.4 主要性能參數傳動比與其他無級變速器傳動相同，帶式無級變速器的傳動比i的表達式為：n1 D2i =丄（ 2.1） n2 D1式中n1、D1分別為主動帶輪的轉速和工作直徑；n2、D2分別為從動帶輪的轉速和工作直徑2.4.2 變速比帶式傳動無級變速器的變速范圍取決于帶輪工作直徑的相對變化量，帶輪直徑從d位置達到D位置時的V帶移動量來確定。如圖2.3所示，當帶輪分體在錐體的 最右端時，傳動比imin 0.5。當帶輪分體運動到錐體的最左端時，傳動比1.2imax=5。變速比r =max =125 =2.5。由圖2.3可以看出來，帶

15、輪的變速范圍 imin 0.5和錐體的軸向移動量有關，如果要擴大變速范圍，可以增加或減小帶輪在最大端 或最小端的直徑。圖2.3帶式傳動無級變速器2.4.3 滑動率帶傳動是靠摩擦傳動，帶與帶輪之間存在有滑動。帶輪、傳動帶及負載率不同，變速器滑動率；不同。為了保證帶式無級變速器正常工作并延長壽命，應盡量減少滑動和避免打滑。2.4.4 機械特性帶式無級變速器的機械特性是指輸出功率、輸出轉矩與輸出轉速之間的變化關系，通常可以分為下面三種類型：1）恒功率特性一輸出轉矩與輸出轉速成反比關系變化，輸出功率保持不變。輸 出轉矩T2與輸出轉速N2的關系如圖2.4虛線所示，這種特性有利于充分發揮原 動機的功能提高

16、工作效率。2）恒轉矩特性一輸出轉速變化時輸出功率隨之變化，輸出轉矩不變，如圖2.4實線所示。3）復合特性一輸出功率和輸出轉矩均隨輸出轉速按某種規律變化。圖2.4帶式無級變速器機械特性3帶輪及錐體的設計3.1帶傳動參數計算進行帶輪及錐體設計，首先應按帶傳動設計過程進行基本帶傳動的計算，因為可以把無級變速看成傳動比連續變化的帶傳動，而在某個固定的傳動比處仍符合基本帶傳動的計算。1）設計功率巳二 KaP（3.1）式中kA 工況系數2）選定帶型傳動比n d傳動比：i二 0（3.2）n。 dii的取值范圍是：0.5-1.25,ni輸入轉速為恒定值傳動比為0.5時的輸出轉速：n；5= ni /i傳動比為1

17、.25時的輸出轉速：n25 = ni /i根據Pd,選取有效寬度制窄Vt帶型，由于窄Vt結構特點，決定了其具有 較高的承載能力，較長的使用壽命，適應載荷變化大，變化頻率高等特點。3）確定帶輪基準直徑(3.3)為提高V帶的壽命，在結構允許的情況下選取較大的基準直徑。窄 v帶:Vmax=35 4° m. s為充分發揮V帶的傳動能力,兀dd nv6° 1°°°應使v=40ms以內，可得帶輪的最大極限尺寸(3.4)各輪尺寸最小有效直徑參考表15-7dmin =67mm,帶輪具體尺寸將由后面計 算給出，此處計算主要是為后面計算選擇帶輪直徑大小范圍。3.2

18、錐體及分體設計在新型帶傳動無級變速器中，由于錐體和分體共同構成帶輪的直徑， 所以在 設計過程中應選取合適的錐體直徑和分體高度。 在錐體小端各個分體的距離比較 近，為防止錐體損壞，應該保證各槽之間的距離L選取一個合適的值。實現分體在錐輪上運動需要開槽， 槽的形狀可以選取T形槽或燕尾槽。T形槽一般用于定位，機床上的燕尾槽用于滑 動機構，所以選擇燕尾槽。圖中的槽尺寸按燕尾槽選取，槽口尺寸為 8mm槽底 尺寸為15mm角度取標準值為550，分體個數為5個，同樣槽的個數也為5個，這 樣得到錐體小端的最小直徑為50mm主動輪錐體為計算帶輪分體和錐體的合理尺寸我們建立如圖 3.2所示的模型。上面的為 輸入軸

19、， 下面的為輸出軸，設六個變量：x1 輸入軸帶輪處于大端時的直徑X2 輸入軸分體高度（直徑尺寸）X3 輸入軸帶輪處于小端時的直徑X4 一輸出軸帶輪處于小端時的直徑X5 一輸出軸分體高度（直徑尺寸）X6 一輸出軸帶輪處于大端時的直徑圖中：di = Xi - X2 ； d2 = X3 - X2 ； d3 = X6 - X5 ； d4 = X4- X5當分體位于最左側時輸入端的錐體直徑為 X-I - X2，輸出端錐體直徑為X4- X5 ； 當分體位于最右側時輸入端的錐體直徑為 X3- X2，輸出端錐體直徑為X6- X5。其 中一個軸的錐體大端和小端差值變小時（即錐體錐度變小時），由于兩端的傳動比 固

20、定，必然導致另一根軸錐體的大小端差值變大（即錐體錐度變大），這樣就會出 現一種最不好的情況，即一根軸為直軸、另一根為錐度很大的軸，但兩端的傳動 比仍能滿足要求。所以我們建立的優化數學模型，優化目標應滿足兩根軸錐體的 大小端差值都保證最小（即兩個錐軸的錐度盡可能接近）。x1-x2 x3 -x2min（3.5）耳-卷- X4 -論 > min以上兩式即為我們所要求解的目標函數，我們需要進立約束條件，然后根據已知條件進立矩陣關系式，利用軟件求的其最優解。約束條件如下：1）錐體大端的直徑應比分體處于小端時的帶輪直徑小10mm以上，如果不滿足,殼體將無法安裝。N -X210 乞 X3X - X5

21、10 一 X42）帶輪大端直徑大于小端直徑。% X3X6 _X43）錐體小端直徑不小于50mmx3 - x2 _ 50片 _ x? _ X3 蘭一101-1-1000 ”-101一為 一 x5 + X6 蘭一10000-1-11X2-10-X1 +x0得：n-101000X3<0& 一冷蘭000010-1X40X2 _ X3 5001-1000X5-50X5 _ x 50000-110 一1冷一1一-50 一等式線性約束：兩端固定傳動比互=2魚=0.8X4X6各變量取值范圍：x4 -x5 -50不等式線性約束方程整理成標準形式,Xi，X3(3.6)x - 1'67 764

22、.31x廣 167 305.7，x3 f I67 305.71，人 訂67 152.9】，x2， x5為分體的直徑尺寸，可以取任意大于 0的數。x2 0:1 1，X-0: 1在matlab中調用非線性約束規劃的求解函數fmincon進行求解，其調用格式x, fval 1= f min con fun, xO, A, b, Aeq,beq,lb,ub,nonlcon式中：x 變量（向量）fval 函數返回的優化精度fun 目標函數xO 初值（向量）A線形不等式約束的系數陣b線形不等式約束的非齊次項Aeq 線形等式約束的系數陣beq 線形等式約束的非齊次項lb 所有變量的初值（向量） ub 所有變

23、量的終值（向量） nonlcon 非線形約束的函數名得出的錐體的具體結構尺寸如圖3.4所示：x -260 110 160 130 80 2001;誤差為：fval =7.4500e+003圖3.3錐體結構尺寸3.3繼續帶傳動計算1）初定軸間距軸間距a。應滿足：0.7 d1d2 < a0 豈 2 dd2(3.7)將傳動比為0.5和傳動比為1.25的兩個極限狀態帶輪直徑分別進行計算。i =0.5 時：a = 260mm, d2 = 130mm a0 ：二2 7 3 7 8 0i =0.5 時：= 200mm, d2 = 160mm a0=252 720中心距應在上述兩個取值范圍的交集內，根據

24、初始中心距條件，所以選取400mm2)計算帶的基準長度由于在傳動比變化過程中，處于不同傳動比時帶的工作長度不同，如圖3.4所示，所以需要計算幾個特殊位置的帶長。(3.8)2 兀工(di d2 )Ld°=2a。匚 d! d224a。按最大計算帶長度選取標準帶長度，取 Ld=1400mm最終選取帶的型號為SPA-1400 (GB 12730-91)這里的小帶輪包角用直徑相差較大的兩個帶輪進行計算，因為帶輪直徑相差 大的帶傳動中小帶輪包角較小。但是，此時大帶輪處于分開狀態，由于各分體之間存在距離，所以大帶輪的實際包角要小于理論包角，此處計算大帶輪的實際包角是否大于120度。圖3.5大帶輪包

25、角計算如圖3.5所示在大帶輪包角范圍內，假設帶輪完全與帶輪接觸，則大帶輪運 行過程中會出現有兩個a或有三個a角度的范圍無分體支撐，所以應該在理論包角 中減掉這些部分。大帶輪為整圓時理論包角：-J2=180 2 一 1 57.3（3.9）a當大帶輪有三個a角度的范圍無分體支撐時，其包角最小。5）單根V帶的基本額定功率用傳動比為1.25進行選取:d=160mm選取帶查表8-1-34（b）,P0 =0.42KW, p0 =8.7kw。6）V帶根數zPca（ 3.10）P0R K9Kl式中Ka小帶輪包角修正系數，根據小帶輪包角a1，查表15-8取0.95;Kl 帶長修正系數，根據基準帶長 Ld =14

26、00,查表15-102取0.91；12據式（3.11）計算得Z一1.5,所以取2根。（8.7+0.42）敢0.95江 0.917）單根V帶的預緊力F°（N）（在傳動比為0.5處帶最緊，所以在此處計算）F0=5OO漢空1 些+mv2（3.11）也丿zv式中：m V帶每米長的質量（kg/m），查表8-1-281。8）壓軸力（在傳動比為0.5處帶最緊，所以在此處產生最大壓軸力）Fq =2F°zsin 蟲（3.12）2FQmax=1.5 Fq（ 3.13）根據前面計算的尺寸確定帶輪分體、錐體的結構，分體輪輻采用矩形截面如下圖：圖3.6分體輪輻結構由五輪幅帶輪輪輻尺寸公式得：首先確定

27、錐體的結構：輸入軸錐體尺寸：大端直徑150mm小端直徑50mm長度與輸出軸錐體相同， 錐度角大小為17.3540;輸出軸錐體尺寸：大端直徑120mm小端直徑50mm長度與 輸入軸錐體相同，錐度角為12.3390。其次確定帶輪分體的結構：傳動比為0.5處輸出軸小端帶輪為整圓，D=130mn傳動比為1.25處輸入軸小 端帶輪為整圓，D=160mm在Pro/ENGINEE建立如圖3.7所示三維裝配圖圖3.7三維結構裝配圖4軸及軸承的設計4.1 軸的設計本設計中軸傳遞小功率，選用45鋼調質處理，其主要力學性能由表15-1:抗拉強度極限6=640MPa，屈服強度極限s =355MPa，彎曲疲勞極限-4

28、=275 MPa，剪切疲勞極限 J =155 MPa，許用彎曲應力匕_J=60MPa確定徑向尺寸：d -按彎扭合成強度初步估算最小軸徑(4.1)式中A-由軸的材料及承載情況確定的系數，查表15-3呵；輸出軸轉速(5000-2000r/min)按2000r/min 計算: 10d -105318.8mm2000由于變速器輸入與輸出通過鍵槽連接其它機構，所以考慮開鍵槽，軸徑再增加3%-5%為方便設計，輸入與輸出軸都取相同直徑，取上面計算兩者大的一個計算得d =18.8 x(1+5%)=19.7mn,選取20m作為軸的最小尺寸(4.2)(4.3)(4.4)(4.5)圖4.1帶輪機構受力分析聯立上面兩

29、式得:Fqcos ： - f sin :fFQFcos： - fsin：列水平方向平衡方程P = F cos：£ 亠 N sin 二將式(4.5)和(4.6)代入，得cos。fFQsinaFQPQQcos。- f sin。 cosa - f sinal f +ta n。=Fq -1 - f ta n :4.4軸的校核按疲勞強度計算危險截面的安全系數軸徑的初步計算是一種粗略的估算方法，按彎扭合成強度條件校核軸徑，也 不能反映出應力集中的真實情況，因它沒有考慮尺寸因素、軸表面狀態等對軸的 疲勞強度的影響.因此，對重要的軸除用上述方法進行計算外，還必須對軸的危險截面進行疲勞強度的校核計算計

30、算彎矩與受力較大處。本設計的軸為單向旋轉的轉軸，其安全系數計算公式為:(4.6)式中 W 材料抗彎截面模數， W=3630 mm3 ；兀 d2+(D_d (Dzb IW 材料抗扭截面模數，Wy=-工為花鍵齒數;16DK-軸彎曲有效應力集中系數，查表10-152；K 軸剪切有效應力集中系數，查表10-152；-：一軸扭轉時的平均應力折合為應力幅的等效系數，查表10-222；二材料彎曲疲勞極限，匚=275 MPaIS 1材料疲勞強度許用安全系數，查表10-14 2。靜強度安全系數校核該校核的目的在于檢驗軸對塑性變形的抵抗能力， 軸的靜強度是根據軸所承 受的最大瞬時載荷(包括動載荷和沖擊載荷)來計算

31、的。危險截面安全系數校核公 式：(4.7)Ss 1靜強度的許用安全系數，查表10-142二S 材料屈服極限M max 軸危險截面上的最大彎矩Tmax 軸危險截面上的最大扭矩Fmax 作用在軸上的最大軸向載荷，由推力軸承設計處可得A細危險截面面積W材料抗彎截面系數Wp 材料抗扭截面系數4.4.3 軸的剛度校核軸承受載荷后會產生彎曲和扭轉變形，若變形過大，會影響軸上零件的正常 工作，且本設計中軸的長度比較長，所以需要進行剛度校核。1.扭轉剛度校核軸的扭轉剛度校核用每米軸長的扭轉角:來度量。1 z ti巒=5.73 104' i i（4.8）LG y I piI p 軸截面的極慣性矩，mm4

32、，對于圓軸,32式中T軸所傳遞的扭矩，N mm ；G 軸的材料的剪切彈性模量，MPa，對于鋼材，G =8.1 104 MPa ；L階梯軸手扭矩作用的長度，mm;T、h、I pi 分別代表階梯軸第i段上所受的扭矩、長度、極慣性矩，單位 同前；z階梯軸受扭矩作用的軸段數。軸的扭轉剛度條件為： I .1式中丨|為軸每米長的允許扭轉角。對于一般傳動軸選取 丨1=0.5 1（° /m）。圖4.5右側的扭矩作用距離長，變形大，所以應計算該軸段的扭轉角。參照（附錄）2.彎曲剛度校核軸彎曲剛度用撓度y及偏轉角度量，軸的許用撓度ly 1和許用偏轉角I查 表15-薩可得。本設計要求yvyma,圓錐滾子軸

33、承處其中lymax 1=（ 0.0003 0.0005）l，山l=0.0016rad，而且在計算過程中，把軸等效為當量直徑d的光軸近似計算：式中li階梯軸第i段的長度，mm； di 階梯軸第i段的直徑，mm； L階梯軸的計算長度，mm；階梯軸計算長度內的軸段數式中E為材料彈性模量I為截面慣性矩F 為作用力，可以用最大壓軸力計算3(4.11)x3Fa I2 _a2 2 y =27EII5調速機構設計5.1調速機構綜述調速裝置采用液壓作為動力。分別用兩個液壓缸與帶傳動的高速端的軸和低 速端的軸相連，利用液壓泵產生的液壓推力使兩根錐輪軸產生軸向移動，帶動兩邊的膨脹托向外膨脹或者收縮，起到達到該變速度

34、的目的。液壓傳動的主要優缺 點是：液壓傳動有以下優點：1）在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產生出更多的動力，因為液壓系統中的壓力可以比電樞磁場中的磁力大出 3040倍。在同等功率下，液壓裝置 的體積小，重量輕，結構緊湊，如液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的 12流右。2）液壓裝置工作比較平穩。由于重量輕、慣性小、反應快，液壓裝置易于實現快速啟動、制動和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻繁，在實現往復回轉運動 時可達500次/min，實現往復直線運動時可達1000次/min3）液壓裝置能在大范圍內實現無級調速，還可以在運行的過程中進行調速。4）液壓傳動易于自動化，這是因為它對液體壓力、流量或

35、流動方向易于進 行調節或控制的緣故。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結合起來 使用時，整個傳動裝置能實現很復雜的順序動作，接受遠程控制。5）液壓裝置易于實現過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在失速狀態下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。液壓件能自行潤滑，使用壽命較長。6）由于液 壓元件己實現了標準化、系列化和通用化，液壓系統的設計、制 造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也具有較大的機動性。7）用液壓傳動來實現直線運動遠比用機械傳動簡單.液壓傳動的缺點是：1）液壓傳動不能保證嚴格的傳動比，這是由液壓油液的可壓縮性和泄漏等 原因造成的。2）液壓傳動在工作過程中

36、常有較多的能量損失（摩擦損失、泄漏損失等）， 長距離傳動時更是如此。3）液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩定性易受溫度的影響，因此 它不易在很高或很低的溫度條件下工作。4）為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求較高，因此它的造價較貴， 而且對油液的污染比較敏感。5）液壓傳動要求有單獨的能源。6）液壓傳動出現故障時不易找出原因。5.2液壓機構設計液壓調速系統中執行機構選擇液壓缸。液壓缸是液壓系統中的執行元件，它 是一種把液體的壓力能轉換成機械能以實現直線往復運動的能量轉換裝置。液壓缸結構簡單，工作可靠，在液壓系統中得到了廣泛的應用。液壓缸按其結構形式， 可以分為活塞缸、柱塞缸兩類。活塞缸和

37、柱塞缸的輸入為壓力和流量，輸出為推 力和速度。本設計采用單活塞桿雙作用液壓缸。它的特點是：活塞雙向運動產生推、拉力，活塞在行程終了時不減速，如圖。J_I圖5.1單活塞桿雙作用液壓缸5.3液壓缸的設計計算1）按負載選擇 執行元件 工作壓力，查表9-110，本設計負載為軸向推力FotF°=811.78N,選擇液壓缸的工作壓力為1 MPa。液壓缸的理論作用力 F,按下式 確定：(5.1 )式中Fo 活塞桿上的實際作用力，N ；-負載率，一般取值0.50.7;t 液壓缸總的效率，通常取0.9。2）確定缸筒內徑和活塞桿直徑2(5.2 )(5.3 )無桿腔進液：p = F4、亠兀（D2 -d2 ）有桿腔進液：pF4查手冊圓整為標準系列。液壓缸內徑 D按GB/T2348-1993標準；液壓缸活塞 桿外徑d按GB/T2348-1993標準，。如果有桿腔進液滿足負載要求，則無桿腔進 液不需要達到最大油壓即可以滿足負載。容積效率v由