喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有請放心下載，.dwg格式文件為原稿CAD圖紙，可自行編輯修改【QQ：1304139763可咨詢交流】==================
喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有請放心下載，.dwg格式文件為原稿CAD圖紙，可自行編輯修改【QQ：1304139763可咨詢交流】==================
喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有請放心下載，.dwg格式文件為原稿CAD圖紙，可自行編輯修改【QQ：1304139763可咨詢交流】==================
目 錄
摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ
ABSTRACT…………………………………………………………………………………Ⅱ
1 前言……………………………………………………………………………………1
2 滾輪平盤式無極變速器的方案擬定及對比分析……………………………………4
2.1 基本方案與弧錐杯輪式無級變速器對比………………………………………4
2.2 新型滾輪平盤式無級變速器方案改進和最終方案……………………………6
3 設計的目標車型擬定…………………………………………………………………9
3.1 車型調查和車型主要參數(shù)………………………………………………………9
3.2 目標車型擬定 …………………………………………………………………11
4 新型滾輪平盤式無級變速器的技術參數(shù)和計算 …………………………………12
4.1 新型滾輪平盤式無級變速器基本結構尺寸擬定 ……………………………12
4.2 轉速計算 ………………………………………………………………………12
4.3 接觸應力計算 …………………………………………………………………13
4.4 滾輪疲勞強度計算 ……………………………………………………………13
4.5 自動加壓裝置計算 ……………………………………………………………14
4.6 輸出軸強度計算 ………………………………………………………………14
4.7 花鍵強度計算 …………………………………………………………………15
4.8 輸入錐齒輪計算 ………………………………………………………………16
4.9 輸入軸承計算 …………………………………………………………………21
4.10 加壓軸承計算…………………………………………………………………23
4.11 幾何滑動計算…………………………………………………………………24
4.12 滾輪平盤傳動效率計算………………………………………………………24
5 結論……………………………………………………………………………………26
5.1 動力分流 ………………………………………………………………………26
5.2 將新型滾輪平盤式無級變速器與渦輪增壓柴油機相匹配 …………………26
5.3 同軸結構布置 …………………………………………………………………26
5.4 輸出軸浮動加壓結構 …………………………………………………………26
5.5 加壓軸承的結構布置、承載能力和使用壽命的優(yōu)化設計 …………………26
5.6 調速機構的結構設計和保證四個滾輪同步移動的結構措施 ………………28
5.7 自動加壓裝置的布置和結構設計 ……………………………………………29
致謝…………………………………………………………………………………………31
參考文獻……………………………………………………………………………………32
附錄…………………………………………………………………………………………33
39
摘 要
開發(fā)一種能傳動大轉矩和大功率的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(qū)的接觸應力和接觸疲勞強度計算，并選擇適當?shù)牟牧?；滾輪和平盤的強度、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, the bearings turns soon with the calculation of the life span.
Keywords: new type of roller CVT；separate；the flows；roller dish
1 前 言
現(xiàn)在大多數(shù)汽車多采用有級變速器, 其優(yōu)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(fā)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，每次換擋時其傳動比會發(fā)生突變，導致發(fā)動機轉速改變。對于汽車發(fā)動機來說，其最佳經(jīng)濟性工況的轉速是一個定值。在這個工況下，發(fā)動機經(jīng)濟性最好、燃燒最充分、效率最高、排放最少, 有利于節(jié)能和環(huán)保。但由于有級變速器換擋導致發(fā)動機轉速改變，這樣就不能保證發(fā)動機始終處于最佳經(jīng)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(fā)明了無級變速器CVT (Continuously Variable Transmission),就是連續(xù)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(xù)的不同于有級變速器的跳檔過程，因此動力傳輸持續(xù)而順暢。這就允許汽車連續(xù)變速而發(fā)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(xiàn)無級變速。隨著汽車發(fā)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(fā)明了金屬V 帶無級變速傳動（圖1.1）。金屬V帶由數(shù)百片扁平的小鋼片和10層0.18mm厚的鋼環(huán)所組成(圖1.2)，較好的解決了金屬V帶的撓性較差的問題。一片推著一片將轉矩從輸入軸傳到輸出軸，最大輸出轉矩達200Nm。
2002年奧迪 A6 2.8配備的Multitronic變速器（圖1.3、圖1.4、圖1.5）使用了鏈條來傳輸轉矩從而使速比變得更廣泛、從12.7：1到2.1：1，其輸出圖1.1鋼帶式CVT變速器的核心部圖1.2 鋼帶由數(shù)百片扁平的小鋼片組成。
圖1.1鋼帶式CVT變速器的核心部件 圖1.2 鋼帶由數(shù)百片扁平的小鋼片組成
2002年奧迪 A6 2.8配備的Multitronic變速器（圖1.3、圖1.4、圖1.5）使用了鏈條來傳輸轉矩從而使速比變得更廣泛、從12.7：1到2.1：1，其輸出轉矩是280Nm。它與5速手動變速器相比0～100km／h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。
圖1.3 奧迪multitronic變速器的 圖1.4 奧迪鏈條傳動式CVT 圖1.5 鏈條傳動式CVT的剖視圖 核心部件——擺銷鏈
馬自達和日產(chǎn)則避開了鋼帶和鏈條使用了環(huán)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）傳輸轉矩。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(chǎn)CVT（圖1.6）能夠傳遞 206kW和 384Nm。
圖1.6 弧錐環(huán)輪式無級變速器
它使用了變扭器比標準4速變速器要貴2500美元宣稱燃油經(jīng)濟性提高了10％。其加速靈敏沒有打滑現(xiàn)象。只是有些客戶反映加速時發(fā)動機保持在一個穩(wěn)定轉速減少了駕駛樂趣。
汽車對傳動的要求不僅是傳動大轉矩和高轉速，而且還要求傳動效率高。電磁無級調速采用發(fā)電機——電動機機組對電動機進行調速。低輸出轉速時效率極低、發(fā)熱嚴重，在汽車上不適用。液壓無級調速的基本特點是：體積緊湊、慣性小、降速調速范圍大、零件自潤滑壽命長、易于實現(xiàn)自動化、布局靈活、可吸收沖擊和防止過載；但制造精度要求高、容易泄漏、噪聲大，傳動效率不高。機械無級變速器具有結構簡單、價廉、傳動效率高（有的高達95％）、適用性強、傳動比穩(wěn)定性好（有的誤差小于 0.5％）、工作可靠、維修方便等優(yōu)點，特別是某些機械無級變速器可以在很大的變速范圍內具有恒功率的機械特性，這是電氣和液壓無級變速所難以達到的。不少機械無級變速器還有振動?。ㄈ穹∮?～15微米）和噪音低的特點。
當設計傳動大轉矩和大功率的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(qū)分匯流傳動型式、接觸區(qū)綜合曲率?。ㄇ拾霃酱螅┑慕Y構，并通過選擇適當?shù)臐櫥停ㄓ刑砑觿┑模?、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：
一、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。
二、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(yōu)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(chǎn)。如果是初始點接觸，應使其接觸區(qū)橢圓的長軸沿著運動的方向。
三、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(shù)k值。
四、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。
五、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(tài)。
此外，滾動體材質要有高的彈性模量和高的硬度，并使?jié)L動體有很高的表面粗糙度。
2 滾輪平盤式無級變速器的方案擬訂及對比分析
2.1 滾輪平盤式無級變速器的基本設計方案
從整體上來講，本次設計是在現(xiàn)有基本元件的基礎上，對傳動裝置進行結構上的創(chuàng)新設計，使其能滿足擴大無級變速器傳動功率及傳動轉矩的要求。
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(qū)分匯流傳動型式、接觸區(qū)綜合曲率小（曲率半徑大）的結構。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(qū)分流的要求，使?jié)L輪的單個接觸區(qū)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(fā)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(qū)的綜合曲率過大。
圖2.1 RCVT結構簡圖
根據(jù)潤滑的理論與實踐得知，潤滑油的粘度較高、粘度指數(shù)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。甚至可轉為固態(tài)，而一旦壓力解除，則又恢復常態(tài)。近年來，一些國家已開發(fā)了用于摩擦傳動、具有上述性質的合成油（例如美Monsanto公司的Santotrac油）。采取這類合成油時。牽引系數(shù)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(shù)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。
圖2.2油膜牽引傳動的彈性變形
2.2 滾輪平盤式無級變速器與弧錐杯輪式無級變速器對比
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2.3所示。
圖2.3弧錐杯輪式無級變速器原理圖
a)弦向配置式 b)、c)直徑配置式
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(xiàn)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：
一、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(lián)出品的ЦНИИТМАШ a型（圖2.3a）。
二、中間輪沿腔圓的直徑配置的（圖 2.3 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變化。在輸入轉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(xiàn)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轉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，所以在輸入轉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(fā)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(shù)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(yōu)勢。
在變速比方面，弧錐杯輪式無級變速器RF型的Rb=6～12、Hayes型的Rb=4～10。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(lián)。
2.3 新型滾輪平盤式無級變速器方案假設和最終方案
以下是RCVT的兩種不同的假設結構方案：
圖2.4 RCVT結構方案一
1.輸入軸 2.輸入錐齒輪Ⅰ3.小錐齒輪 4.惰輪 5.輸出齒輪Ⅰ 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Ⅱ 12.殼體 13.平盤Ⅱ 14.滾輪 15.平盤Ⅰ16.壓板Ⅰ 17.壓板Ⅱ 18.拉桿
圖2.5 RCVT傳動路線（方案一）
圖2.6 RCVT結構（方案二）
1.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Ⅰ 6.絲杠 7.花鍵筒
8. 調速錐齒輪ⅠⅠ 9. 滾輪 10. 平盤Ⅰ11.輸出錐齒輪Ⅰ 12.惰輪 13. 輸出錐齒輪Ⅱ 14. 輸出軸15.平盤ⅠⅠ16.彈簧
圖2.7 RCVT傳動路線（方案二）
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，輸入軸幾乎只受轉矩，沒有循環(huán)應力，這樣的設計比較好。輸出軸既要受轉矩又要受彎矩，有對稱循環(huán)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(fā)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，輸入軸幾乎只受轉矩，沒有循環(huán)應力，這樣的設計比較好。輸出軸受轉矩和拉力，但沒有循環(huán)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(yōu)點，所以我選擇方案二的結構進行下一步的具設計。
3 設計的目標車型擬訂
3.1 車型調查和車型主要參數(shù)
表3.1 車型主要參數(shù)
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(fā)動機：EQ6100-1
發(fā)動機：YC6105QC
額定功率：99/3000（kW/r·min）
額定功率：105/2800（kW/r·min）
最大轉矩：353/1200～1600
(N·m/r·min)
最大轉矩：402/1600～1900
(N·m/r·min)
各檔速比：１檔／7.31,2檔／4.31,
3檔／2.45,4檔／1.54,5檔／1.00
各檔速比：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：SLG6850客車
發(fā)動機：CA4113Z
發(fā)動機：6BTA、YC4112ZLQ
額定功率：103/2600（kW/r·min）
額定功率：132/2500（kW/r·min）
最大轉矩：450/1500～1700
(N·m/r·min)
最大轉矩：617/1500、660/1400
(N·m/r·min)
各檔速比：１檔／6.446,2檔／3.841,3檔／2.29, 4檔／1.477,5檔／1.000
各檔速比：１檔／5.606,2檔／3.627,3檔／2.313, 4檔／1.487,5檔／1.000
倒檔／7.66，主減速比／6.33
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客車
發(fā)動機：YC4108Q
發(fā)動機：YC6108
額定功率：75/3000(kW/r·min)
額定功率：132/2600kW/r·min）
最大轉矩：268/1900～2200
(N·m/r·min)
最大轉矩：560/1500～1800
(N·m/r·min)
各檔速比：１檔／5.591,2檔／2.870,3檔／1.61, 4檔／1.000,5檔／0.742
各檔速比：１檔／6.446,2檔／4.171,3檔／2.659, 4檔／1.709,5檔／1.000
倒檔／5.045, 主減速比／6.33
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(fā)動機：YC4112LQ、CA4110ZL1
發(fā)動機：YC4110ZQ
額定功率：125/2300(kW/r·min)
額定功率：100/2800(kW/r·min)
最大轉矩：630/1500 (N·m/r·min)
最大轉矩：392/1600～1900
(N·m/r·min)
各檔速比：１檔／4.76,2檔／2.80,3檔／1.59, 4檔／1.000,5檔／0.75
各檔速比：１檔／4.76,2檔／2.80,3檔／1.00, 4檔／0.75,5檔／0.75
倒檔／4.99, 主減速比／4.33
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：
一、現(xiàn)在傳遞小功率和小轉矩的無級變速器種類很多，并且技術已經(jīng)相當成熟。傳遞大功率和大轉矩的無級變速器幾乎是空白。已經(jīng)在汽車上使用的無級變速器的最大轉矩為380N·m. 一般常見的載貨汽車和客車的主要參數(shù)可知其發(fā)動機功率：100~132kw，最高轉速：2300~3000r·min-1，最大轉矩：268~660 N·m。載貨汽車變速器的變速比7.3，客車變速器的變速比6.4。
二、鋼帶式CVT變速器最大傳遞轉矩是200Nm。奧迪 A6 2.8配備的CVT變速器使用了鏈條，最大傳遞轉矩是280Nm。日產(chǎn)弧錐環(huán)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(huán)輪式CVT都不能滿足載貨汽車和客車的要求。
3.2 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(fā)揮RCVT的性能的前提下我把設計要求定為：
表3.2 目標車型
車型：城市客車
發(fā)動機：CA4110ZL1
額定功率：125/2300(kW/r·min)
最大轉矩：560/1500(N·m/r·min)
變速比：6.4
4 新型滾輪平盤式無級變速器的技術參數(shù)及計算
本次課題設計是傳動裝置進行結構上的創(chuàng)新設計，首先，使其在理論上能滿足擴大無級變速器傳動功率及傳動轉矩的要求；然后，對設計好的傳動裝置上的各個零部件進行強度校核，如果不能滿足要求，再對零部件的參數(shù)（包括材料、熱處理和形狀等）進行改進，使其最終滿足設計要求。一些連接件和附件在此就不詳加說明了，計算原理方法在4.1中簡單介紹。
4.1 新型滾輪平盤式無級變速器基本零部件尺寸及計算過程簡述
4.1.1 基本零部件尺寸
新型滾輪盤式無級變速器的基本零部件部分取自于現(xiàn)有產(chǎn)品，如鋼球平盤式（KS型）無級變速器、半環(huán)型錐盤滾輪式（Toroidal型）無級變速器等。
某些所選尺寸并非每個都和已知件相同,只是取其中一部分經(jīng)驗上應用較為廣泛的值。選擇尺寸時應首先考慮裝配問題，當尺寸無法裝配時，則另設尺寸值，使其能滿足裝配。然后進行理論計算，校核強度，所選尺寸的計算結果不能滿足強度等要求時需再另進行尺寸、材料等的調整，進行計算、校核，直至能夠滿足設計目的。
初步選擇基本零部件的基本尺寸如下（mm）：
自動加壓裝置：凸輪中徑72mm，自鎖角5.7°；
輸入錐齒輪：大端模數(shù)m=3.00, 齒 數(shù)z=100, 大端分度圓直徑de=300.00mm
小錐齒輪：大端模數(shù)m=3.00, 齒 數(shù)z=30, 大端分度圓直徑de=90.00mm
調速錐齒輪Ⅰ：大端模數(shù)m=10.00, 齒 數(shù)z=14, 大端分度圓直徑de=138.00mm
花鍵筒：外花鍵大徑D=53.2,筒內徑d=37,筒長l=137
調速錐齒輪Ⅱ：大端模數(shù)m=10.00, 齒 數(shù)z=14, 大端分度圓直徑de=138.00mm
輸出錐齒輪Ⅰ：大端模數(shù)m=7.00, 齒 數(shù)z=20, 大端分度圓直徑de=148.00mm
惰輪：大端模數(shù)m=7.00, 齒 數(shù)z=14, 大端分度圓直徑de=148.00mm
輸出錐齒輪Ⅱ：大端模數(shù)m=7.00, 齒 數(shù)z=20, 大端分度圓直徑de=148.00mm
輸出軸：直徑d=25
平盤Ⅰ：外徑d=270mm，最小工作半徑r=50mm，最大工作半徑r=130mm
平盤Ⅱ：外徑d=270mm，最小工作半徑r=50mm，最大工作半徑r=130mm
滾輪 ：外徑d=80mm
4.1.2 計算目的和過程簡述
本次設計的主要內容為傳動裝置的設計。傳動裝置能否達到既定目的，即能否將傳動的轉矩和功率升高到既定目的則為本次設計的關鍵。計算的目的是保證傳動裝置能夠正常工作。而要達到正常工作的要求，首先要根據(jù)基本參數(shù)計算出各傳動部件的強度，然后對各傳動部件進行強度校核。計算強度的部分為正常計算部分，校核部分則是通過軟件《機械設計手冊（軟件版）》完成的。
4.2 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4.1
圖4.1 RCVT結構尺寸圖
4.2 轉速計算
計算齒輪轉速是為了確定基本運動參數(shù)，為后面的齒輪校核做準備。
發(fā)動機在額定功率下的轉速為2300r/min （見表3.2）
即主動錐齒輪的轉速nmax1=2300r/min
根據(jù)傳動比公式：
……………………………………4.1
得，從動錐齒輪的轉速nmax2 = nmax1=2300=7666.6r/min
式中表示輸入主動大錐齒輪齒數(shù)，表示輸入從動小錐齒輪齒數(shù)（見4.1.1）。
根據(jù)摩擦傳動比公式：
………………………………4.2
平盤的轉速nmax3 = nmax2=7666.6= 6133.3r/min
式中表示滾輪半徑，表示平盤最小工作半徑（見4.1.1）。
4.3 接觸應力計算
接觸應力計算是為了接下來的滾輪強度約束做準備。
發(fā)動機在1500r/min時發(fā)出最大轉矩T=560 N·m （見表3.2）
根據(jù)名義轉矩公式：
………………………………4.3
由于為發(fā)動機，所以可將、取為1，發(fā)動機在1500r/min時發(fā)出最大轉矩
同理，所有滾輪上的總轉矩為：
所以，T = （由于在發(fā)動機和滾輪之間只有大、小輸入錐齒輪）
因為轉矩平分到4個滾輪上，所以每個滾輪上的轉矩為：
=560=42 N·m
因為滾輪半徑為，所以每個滾輪上處所傳遞的力為：
F=………………………………4.4
而每個滾輪都與兩個平盤接觸，故每個平盤只能得到一半的力，即
F=
將=42 N·m ｒ=40代入式4.4
得 F==525 N
式中F表示每個滾輪接觸點處所傳遞的摩擦力。
由摩擦力公式:
……………………………………4.5
得一個滾輪作用在一個平盤上的壓力：N==
因為一個平盤上有四個滾輪作用
所以 N===22105.3 N
式中 N表示平盤的壓緊力，=0.095 表示摩擦系數(shù)。
根據(jù)N求的目的是為校核滾輪的強度做準備。
滾輪與平盤的接觸區(qū)存在彈性變形，其接觸區(qū)為一橢圓弧。根據(jù)公式1-3
a=10.914(cm)…………………………4.6
b=10.914 β(cm)…………………………4.7
式中 a、b表示接觸區(qū)橢圓的長、短軸半徑，Q表示壓緊力，即
N=22105.3 N
表示當量曲率，查參考資料[1]表1-1、表1-2 可得=0.5
應力為機械零部件單位面積上的作用力，所以，應力的公式與壓強一樣，為：
?。健?.8
其中為作用在零部件上的壓力，A為接觸區(qū)的面積。
滾輪與平盤的接觸區(qū)為一橢圓，而橢圓面積公式為：
A=/3………………………………4.9
將式4.6、4.7代入式4.9,得接觸區(qū)面積
A=………………………………4.10
將式4.10代入4.8,得
== 為常數(shù)0.807 Q= N=22105.3 N
所以
====2072.0MPa 式中表示最大接觸應力。
4.4 滾輪的接觸疲勞強度計算
根據(jù)滾輪約束條件分析，滾輪上的接觸應力為穩(wěn)定循環(huán)變應力，而穩(wěn)定循環(huán)變應力的強度約束條件為：計算應力小于、等于許用應力式，即
…………………………………4.11
其中為計算應力、為許用應力
最大接觸應力=2072.0MPa （見4.3）
設使用壽命為10000小時，輸入轉速為2300 r/min （見4.1.1）
根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)公式
N =2×n×i×h……………………………………4.12
N =2×n×i×h =2×2300×3.33×60×10000=9.19×(次)
查參考資料表1-13得 i=3.33
圖4.2 14CrMnSiNi2Mo的接觸應力－循環(huán)次數(shù)關系圖
由圖4.2曲線1所示，14CrMnSiNi2Mo 鋼（見4.1.1）的應力循環(huán)次數(shù)9.19×次時，其接觸疲勞強度為2350MPa(大于)，所以滿足要求。（圖4.2查參考資料表13.3）
4.5 自動加壓裝置計算
無級變速器重的自動加壓裝置左右兩個凸輪半球中推動齒的升角是發(fā)動機的轉矩及無級變速器傳動裝置所傳遞的轉矩所決定的，故只能通過將現(xiàn)存零件進行改進已達到我們所要滿足的要求
查參考資料得到輸入轉矩、所受壓力與凸輪升角的關系公式。
T = Ntan(ψ+φν)d/2…………………………4.13
式中 ψ表示自鎖角，d表示凸輪中徑，φν表示凸輪升角。
由于平盤對滾輪的壓緊力是由自動加壓裝置提供的，而力的作用是相互的，所以加壓裝置中的滾輪也受到滾輪通過平盤傳遞的壓緊力且平衡，所以凸輪的推動齒面受到的壓力等于N=22105.3 N。
代 T=560Nm d=72mm ψ=5.7° （見4.1.1）進入式4.13
所以560= 22105.3tan(5.7°+φν) 0.0722
求得 φν=26.9°≈27°
4.6 輸出軸強度計算
由于增大了輸出轉矩，為防止輸出軸所承受的剪切應力超過了軸的剪切持久極限，所以要對軸進行校核。
N=22105.3N是發(fā)動機發(fā)出最大轉矩時平盤的壓力，也是平盤傳遞給輸出軸的最大拉力，所以代入公式4.8得
===45.0MPa
式中表示輸出軸受的最大拉應力，A表示輸出軸的截面積（輸出軸半徑見4.1.1）。
和4.3 T的計算方法相同，即依據(jù)名義轉矩公式4.3來計算。需注意的地方在于滾輪與從動平盤通過花鍵來傳遞運動給輸出軸。因為滾輪傳動分為8路，這整個過程中從滾輪到輸出軸之間運動的傳遞只占其中的一半，傳動效率為50%，所以：
T=0.5Ti
=0.5T
=0.55600.3=273Nm
式中T表示輸出軸受的最大轉矩，r平盤max表示平盤最大工作半徑（見4.1.1）
由公式4.11得最大轉矩剪切應力
== （式中為輸出軸的轉力）
即== =51.5MPa
式中τmax 表示輸出軸受的最大轉矩剪切應力,D=25(見4.1.1)。
輸出軸的材料為45，其剪切持久極限大于135MPa，所以輸出軸完全可以傳遞升高以后的轉矩。
4.7 花鍵強度計算
查參考資料得花鍵的強度約束
靜聯(lián)接
=…………………………………………………………4.14
動聯(lián)接
P= ……………………………………………………………4.15
花鍵各基本尺寸
式中：——載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)多少有關，一般取=0.7~0.8，齒數(shù)多
時取偏小值； z——花鍵的齒數(shù)（見4.1.1）；
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，h=-2C，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°，h＝m；a ＝ 45°， h= 0.8 m， m為模數(shù)；
dm—— 花鍵的平均直徑，矩形花鍵，dm=；漸開線花鍵，dm＝di ,
di為分度圓直徑，單位為mm；
[σp]——花鍵聯(lián)接的許用擠壓應力，單位為MPa，見表 4.1；
［p］——花鍵聯(lián)接的許用壓力，單位為MPa，見表4.1。
4.1花鍵聯(lián)接的許用擠壓應力、許用壓力 MPa
許用擠壓應力、許用壓力
聯(lián)接工作方式
使用和制造情況
齒面未經(jīng)熱處理
齒面經(jīng)熱處理
[σp]
靜聯(lián)接
不良
中等
良好
35～50
60～100
80～100
40～70
100～140
120～200
［p］
空載下移動的動聯(lián)接
不良
中等
良好
15～20
20～30
25～40
20～35
30～60
40～70
在載荷作用下移動的動聯(lián)接
不良
中等
良好
3～10
5～15
10～20
輸出軸花鍵聯(lián)接強度計算
輸出軸花鍵聯(lián)接為靜聯(lián)接
===38.27(MPa)
滾輪花鍵聯(lián)接強度計算
滾輪花鍵聯(lián)接為動聯(lián)接
P===3.47(MPa)
滾輪花鍵基本尺寸z、h、l、d為半環(huán)型錐盤滾輪式（Toroidal型）無級變速器滾輪花鍵基本尺寸。
同理進行自動加壓裝置花鍵計算
加壓裝置花鍵計算
===20.41 (MPa)
4.8 輸入錐齒輪計算
運用《機械設計手冊（軟件版）》主要是對輸入大、小輸入錐齒輪進行強度校核分析，將上面計算數(shù)據(jù)及所選齒輪的基本尺寸（見4.1.1）代入進行齒輪計算如下：
圖4.9 機械設計手冊（軟件版）
圖4.10 輸入設計參數(shù) 圖4.11 材料及熱處理
圖4.11 基本參數(shù) 圖4.12 接觸強度校核
圖4.13 接觸強度計算公式 圖4.14 彎曲強度校核
圖4.15 彎曲強度計算公式
4.8.1 錐齒輪設計結果報告
錐齒輪設計輸入?yún)?shù)
傳遞功率 P 21.99 (kW)
傳遞轉矩 T 140.00 (N.m)
齒輪1轉速 n1 1500.00 (r/min)
齒輪2轉速 n2 5000.00 (r/min)
傳動比 i 0.30
齒數(shù)比 U 0.30
預定壽命 H 10000 (小時)
原動機載荷特性 輕微振動
工作機載荷特性 輕微振動
4.8.2 材料及熱處理
齒面類型 硬齒面
熱處理質量要求級別 ME
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 45～50(HRC)
硬度取值 50 (HRC)
接觸強度極限應力 σb(H1) 1286 (N/mm2)
接觸強度安全系數(shù) S(H1) 1.10
彎曲強度極限應力 σb(F1) 375 (N/mm2)
彎曲強度安全系數(shù) S(F1) 1.40
齒輪 2 的材料及熱處理
材料名稱 20CrMnTi
熱處理 滲碳
硬度范圍 56～62(HRC)
硬度取值 60 (HRC)
接觸強度安全系數(shù) S(H2) 1.10
彎曲強度極限應力 σb(F2) 441 (N/mm2)
彎曲強度安全系數(shù) S(F2) 1.40
彎曲強度許用應力 [σ](F2) 610 (N/mm2)
4.8.3 齒輪基本參數(shù)(mm)
項目名稱 齒輪 1 齒輪 2
大端模數(shù) m 3.00
齒 數(shù) z 100 30
大端分度圓直徑 de 300.00 90.00
分錐度（度）δ 73.3008 16.6992
切向變位系數(shù) xt 0.00 0.00
法向變位系數(shù) x 0.00 0.00
外錐距 Re 156.60
齒寬系數(shù)φR 0.08
齒 寬 B 12.00
軸線夾角 Σ 90.0000 （度）
頂 隙 不等頂隙
平均分度圓直徑 dm 288.00 86.40
中錐距 Rm 150.34
平均模數(shù) Mm 2.88
齒頂高 Ha 3.00 3.00
齒根高 Hf 3.60 3.60
齒頂角 θa（度） 1.0975 1.0975
齒根角 θf（度） 1.3169 1.3169
頂錐角 δa（度） 74.3982 17.7967
齒頂角 δf（度） 71.9839 15.3824
齒頂圓直徑 da 301.72 95.75
冠頂距 AK 42.13 149.14
大端分度圓齒厚 s 4.71 4.71
大端分度圓法向弦齒厚 s 4.71 4.71
大端分度圓法向弦齒高 hn(_) 2.98 3.04
當量齒數(shù) zv 348.01 31.32
導圓半徑 rτ 0.00
端面重合度 εvα 1.80
軸向重合度 εvβ 0.00
法向重合度 εvαn 1.80
中點分度圓的切向力 Ft 972.22
圓周力Ft 998.22 987.47
徑向力 Fr 101.68 338.94
軸向力 Fx 338.94 101.68
齒輪速度 Vm 22.62
支承情況 兩輪皆兩端支承
4.8.4 接觸強度、彎曲強度校核結果和參數(shù)
齒輪1接觸強度許用應力[σH]1 1286.36 (N/mm)
齒輪2接觸強度許用應力[σH]2 1283.62 (N/mm)
接觸強度計算應力σH 956.71 (N/mm) 滿足
齒輪1彎曲強度許用應力[σF]1 522.80 (N/mm)
齒輪1彎曲強度計算應力σF 438.94 (N/mm) 滿足
齒輪2彎曲強度許用應力[σF]2 522.80 (N/mm)
齒輪2接觸強度計算應力σF 438.94 (N/mm) 滿足
圓 周 力 Ft 972.22 (N)
齒輪線速度 Vm 22.62 (m/s)
使用系數(shù) Ka 1.35
動載系數(shù) Kv 1.99
齒向載荷分布系數(shù) Khb 1.88
齒間載荷分布系數(shù) Kha 1.00
是否修形齒輪 否
節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh 2.50
材料的彈性系數(shù) ZE 189.80
接觸強度重合度系數(shù) Ze 0.86
接觸強度螺旋角系數(shù) Zb 1.00
重合、螺旋角系數(shù) Zeb 0.86
錐齒輪系數(shù) Zk 1.00
接觸疲勞壽命系數(shù) Zn 1.00
是否允許有一定量的點蝕 否
潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr 0.97
潤滑油粘度（50度） 120.00
工作硬化系數(shù) Zw 1.00
接觸強度尺寸系數(shù) Zx 1.04
齒向載荷分布系數(shù) Kfb 1.65
齒間載荷分布系數(shù) Kfa 1.00
抗彎強度重合度系數(shù) Ye 0.67
抗彎強度螺旋角系數(shù) Yb 1.00
抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yeb 0.67
復合齒形系數(shù) Yfs 4.30 4.51
壽命系數(shù) Yn 1.00 1.00
齒根圓角敏感系數(shù) Ydr 0.95 0.95
齒根表面狀況系數(shù) Yrr 1.00 1.00
尺寸系數(shù) Yx 1.03 1.02
載荷類型 雙向轉動齒輪
齒根表面粗糙度 Rz≤16μm
基本齒條類別 hf/Mnm = 1.25, pf/Mnm = 0.20
4.8.5 齒輪精度
項目名稱 齒輪 1 齒輪 2
第一組精度 7 7
第二組精度 7 7
第三組精度 7 7
齒輪副側隙 a
齒輪副法向側隙公差 A
4.9 輸入軸承計算
由4.8輸入錐齒輪分析計算由齒輪基本參數(shù)部分得到錐齒輪圓周力Ft= 998.22 N。
錐齒錐齒輪傳動，其載荷沿齒寬分布不均勻（大端處的單位載荷最大），但分析作用力時，為簡便起見，可近似假定載荷沿齒寬分布均勻，并集中作用于齒寬中點節(jié)線處的法向平面內,見圖4.16
圖4.16 直錐齒輪受力分析
齒面間的法向力F可分解為三個分力圓周力F、徑向力F、周向力F，各分力大小公式為：
……………………………………………4.16
圓周力F=998.22N（見半環(huán)型錐盤滾輪式（Toroidal型）無級變速器齒輪基本參數(shù)）
= F′tan=998.22 ′ tan 20° = 363.3N
因為
所以 F=998.2tan17° cos17° = 347.4N
因為
所以 F=tan17° sin17° =106.3 N
以上角度均取自于參考資料中選定齒輪
軸承類型：
圓錐滾子軸承(30000)
軸承代號：
30312
4.2 輸入軸承計算結果
軸承參數(shù)
工作參數(shù)
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
極限轉速：7000r/min
潤滑方式：油潤滑
徑向載荷：347.4 N
軸向載荷：106.3 N
使用壽命：1000h
工作轉速：7000r/min
接觸角：45
載荷系數(shù)：1.1
當量動