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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(jí)變速器對比………………………………………4
2.2 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器方案改進(jìn)和最終方案……………………………6
3 設(shè)計(jì)的目標(biāo)車型擬定…………………………………………………………………9
3.1 車型調(diào)查和車型主要參數(shù)………………………………………………………9
3.2 目標(biāo)車型擬定 …………………………………………………………………11
4 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器的技術(shù)參數(shù)和計(jì)算 …………………………………12
4.1 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器基本結(jié)構(gòu)尺寸擬定 ……………………………12
4.2 轉(zhuǎn)速計(jì)算 ………………………………………………………………………12
4.3 接觸應(yīng)力計(jì)算 …………………………………………………………………13
4.4 滾輪疲勞強(qiáng)度計(jì)算 ……………………………………………………………13
4.5 自動(dòng)加壓裝置計(jì)算 ……………………………………………………………14
4.6 輸出軸強(qiáng)度計(jì)算 ………………………………………………………………14
4.7 花鍵強(qiáng)度計(jì)算 …………………………………………………………………15
4.8 輸入錐齒輪計(jì)算 ………………………………………………………………16
4.9 輸入軸承計(jì)算 …………………………………………………………………21
4.10 加壓軸承計(jì)算…………………………………………………………………23
4.11 幾何滑動(dòng)計(jì)算…………………………………………………………………24
4.12 滾輪平盤傳動(dòng)效率計(jì)算………………………………………………………24
5 結(jié)論……………………………………………………………………………………26
5.1 動(dòng)力分流 ………………………………………………………………………26
5.2 將新型滾輪平盤式無級(jí)變速器與渦輪增壓柴油機(jī)相匹配 …………………26
5.3 同軸結(jié)構(gòu)布置 …………………………………………………………………26
5.4 輸出軸浮動(dòng)加壓結(jié)構(gòu) …………………………………………………………26
5.5 加壓軸承的結(jié)構(gòu)布置、承載能力和使用壽命的優(yōu)化設(shè)計(jì) …………………26
5.6 調(diào)速機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和保證四個(gè)滾輪同步移動(dòng)的結(jié)構(gòu)措施 ………………28
5.7 自動(dòng)加壓裝置的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ……………………………………………29
致謝…………………………………………………………………………………………31
參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………………32
附錄…………………………………………………………………………………………33
39
摘 要
開發(fā)一種能傳動(dòng)大轉(zhuǎn)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(jí)變速器,具有可行性，可以滿足客車和載貨汽車的傳動(dòng)要求。本文主要介紹新型滾輪平盤式無級(jí)變速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、傳動(dòng)性能和設(shè)計(jì)方法。包括分匯流傳動(dòng)型式的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；傳動(dòng)能力計(jì)算；傳動(dòng)效率計(jì)算；接觸區(qū)的接觸應(yīng)力和接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，并選擇適當(dāng)?shù)牟牧?；滾輪和平盤的強(qiáng)度、剛度和疲勞壽命計(jì)算；自動(dòng)加壓裝置的設(shè)計(jì)；加壓軸承的承載的能力、極限轉(zhuǎn)速和壽命的計(jì)算。
關(guān)鍵詞：新型滾輪平盤式無級(jí)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(jí)變速器, 其優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單、傳動(dòng)效率高、造價(jià)便宜，但其還是存在一些缺點(diǎn)。比如，在換擋時(shí)有沖擊，舒適性較差。其最大的缺點(diǎn)在于與發(fā)動(dòng)機(jī)不能每時(shí)每刻都達(dá)到最佳匹配。這是因?yàn)橛屑?jí)變速器的檔位是有限的，每次換擋時(shí)其傳動(dòng)比會(huì)發(fā)生突變，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速改變。對于汽車發(fā)動(dòng)機(jī)來說，其最佳經(jīng)濟(jì)性工況的轉(zhuǎn)速是一個(gè)定值。在這個(gè)工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)濟(jì)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(jí)變速器換擋導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速改變，這樣就不能保證發(fā)動(dòng)機(jī)始終處于最佳經(jīng)濟(jì)性工況，導(dǎo)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(jí)變速器CVT (Continuously Variable Transmission),就是連續(xù)可變傳動(dòng)，沒有明確具體的檔位，操作上類似自動(dòng)變速器，但是傳動(dòng)比的變化是連續(xù)的不同于有級(jí)變速器的跳檔過程，因此動(dòng)力傳輸持續(xù)而順暢。這就允許汽車連續(xù)變速而發(fā)動(dòng)機(jī)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(zhuǎn)動(dòng)半徑來實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速。隨著汽車發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率的增加橡膠V帶的傳動(dòng)能力已達(dá)不到要求。荷蘭人發(fā)明了金屬V 帶無級(jí)變速傳動(dòng)（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(zhuǎn)矩從輸入軸傳到輸出軸，最大輸出轉(zhuǎn)矩達(dá)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩從而使速比變得更廣泛、從12.7：1到2.1：1，其輸出轉(zhuǎn)矩是280Nm。它與5速手動(dòng)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(dòng)式CVT 圖1.5 鏈條傳動(dòng)式CVT的剖視圖 核心部件——擺銷鏈
馬自達(dá)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(gè)錐盤輪之間的油膜牽引力（摩擦力）傳輸轉(zhuǎn)矩。通過滾輪接觸點(diǎn)的改變速比隨之改變。當(dāng)滾輪在某一位置時(shí)在滾輪接觸點(diǎn)輸出錐盤輪和輸入錐盤輪的半徑比就是此時(shí)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(jí)變速器
它使用了變扭器比標(biāo)準(zhǔn)4速變速器要貴2500美元宣稱燃油經(jīng)濟(jì)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(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)保持在一個(gè)穩(wěn)定轉(zhuǎn)速減少了駕駛樂趣。
汽車對傳動(dòng)的要求不僅是傳動(dòng)大轉(zhuǎn)矩和高轉(zhuǎn)速，而且還要求傳動(dòng)效率高。電磁無級(jí)調(diào)速采用發(fā)電機(jī)——電動(dòng)機(jī)機(jī)組對電動(dòng)機(jī)進(jìn)行調(diào)速。低輸出轉(zhuǎn)速時(shí)效率極低、發(fā)熱嚴(yán)重，在汽車上不適用。液壓無級(jí)調(diào)速的基本特點(diǎn)是：體積緊湊、慣性小、降速調(diào)速范圍大、零件自潤滑壽命長、易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)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(dòng)效率不高。機(jī)械無級(jí)變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)廉、傳動(dòng)效率高（有的高達(dá)95％）、適用性強(qiáng)、傳動(dòng)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(diǎn)，特別是某些機(jī)械無級(jí)變速器可以在很大的變速范圍內(nèi)具有恒功率的機(jī)械特性，這是電氣和液壓無級(jí)變速所難以達(dá)到的。不少機(jī)械無級(jí)變速器還有振動(dòng)小（全振幅小于3～15微米）和噪音低的特點(diǎn)。
當(dāng)設(shè)計(jì)傳動(dòng)大轉(zhuǎn)矩和大功率的CVT 變速器來滿足輕型載貨汽車的要求時(shí)，對于機(jī)械式無級(jí)變速器本體來講，擴(kuò)大其傳動(dòng)功率的方法之一是采取多接觸區(qū)分匯流傳動(dòng)型式、接觸區(qū)綜合曲率?。ㄇ拾霃酱螅┑慕Y(jié)構(gòu)，并通過選擇適當(dāng)?shù)臐櫥停ㄓ刑砑觿┑模?、表面幾何形狀、滾動(dòng)體尺寸等以建立起足夠的油膜牽引力進(jìn)行傳動(dòng)，也是傳動(dòng)效率高汽車對傳動(dòng)的主要要求。為了提高傳動(dòng)效率，應(yīng)力求做到：
一、減少幾何滑動(dòng)，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(dòng)體軸線平行，應(yīng)使接觸線盡量與軸線平行。
二、如果是初始線接觸，應(yīng)盡量減少接觸線的長度；就某一意義上講，初始點(diǎn)接觸優(yōu)于線接觸，同時(shí)點(diǎn)接觸對滾動(dòng)體裝配、制造誤差不敏感，有利于生產(chǎn)。如果是初始點(diǎn)接觸，應(yīng)使其接觸區(qū)橢圓的長軸沿著運(yùn)動(dòng)的方向。
三、采取自動(dòng)加壓裝置，以保證壓緊力與負(fù)載相適應(yīng)，有較小的和不變的傳動(dòng)系數(shù)k值。
四、提高軸承效率，采取卸荷結(jié)構(gòu)，使傳動(dòng)組件和加壓裝置上的各個(gè)力在本身內(nèi)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(dòng)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(dòng)體材質(zhì)要有高的彈性模量和高的硬度，并使?jié)L動(dòng)體有很高的表面粗糙度。
2 滾輪平盤式無級(jí)變速器的方案擬訂及對比分析
2.1 滾輪平盤式無級(jí)變速器的基本設(shè)計(jì)方案
從整體上來講，本次設(shè)計(jì)是在現(xiàn)有基本元件的基礎(chǔ)上，對傳動(dòng)裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的創(chuàng)新設(shè)計(jì)，使其能滿足擴(kuò)大無級(jí)變速器傳動(dòng)功率及傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩的要求。
對于機(jī)械式無級(jí)變速器本體來講，要擴(kuò)大其傳動(dòng)功率，則必需采取多接觸區(qū)分匯流傳動(dòng)型式、接觸區(qū)綜合曲率?。ㄇ拾霃酱螅┑慕Y(jié)構(gòu)。新型滾輪平盤式無級(jí)變速器應(yīng)滿足以上要求。新型滾輪平盤式無級(jí)變速器（Roller type CVT）簡稱為RCVT。RCVT結(jié)構(gòu)上采用四滾輪兩平盤，在滾輪兩側(cè)加壓，滾輪為主動(dòng)件,平盤為從動(dòng)件，動(dòng)力分八路傳遞。這樣的結(jié)構(gòu)符合多接觸區(qū)分流的要求，使?jié)L輪的單個(gè)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(jí)變速傳動(dòng)發(fā)熱量大、磨損嚴(yán)重，所以RCVT采用油膜牽引傳動(dòng)。其外圓表面為球形。在盡量減少滾輪與平盤的幾何滑動(dòng)的同時(shí)，又不使接觸區(qū)的綜合曲率過大。
圖2.1 RCVT結(jié)構(gòu)簡圖
根據(jù)潤滑的理論與實(shí)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(jí)變速器的潤滑油最好能具有這種性質(zhì)，在常壓下粘度不高，在高壓下粘度卻很高。甚至可轉(zhuǎn)為固態(tài)，而一旦壓力解除，則又恢復(fù)常態(tài)。近年來，一些國家已開發(fā)了用于摩擦傳動(dòng)、具有上述性質(zhì)的合成油（例如美Monsanto公司的Santotrac油）。采取這類合成油時(shí)。牽引系數(shù)一般高達(dá)0.095，甚至更高（高出20％，約達(dá)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(shí)可以“固化”，沒有油液對疲勞裂紋的擴(kuò)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(dòng)的彈性變形
2.2 滾輪平盤式無級(jí)變速器與弧錐杯輪式無級(jí)變速器對比
弧錐杯輪式無級(jí)變速器與RCVT結(jié)構(gòu)上相似，弧錐杯輪式無級(jí)變速器的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2.3所示。
圖2.3弧錐杯輪式無級(jí)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(dòng)輪的工作表面是以圓弧為母線的回轉(zhuǎn)曲面，而中間輪則是半徑為r的截球臺(tái)。主、從動(dòng)軸是同軸線的。通過改變中間輪的擺角來實(shí)現(xiàn)變速。按照中間輪相對于主、從動(dòng)輪的位置的不同，可以分為兩類：
一、中間輪沿主、從動(dòng)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(jí)變速器在改變傳動(dòng)比時(shí)，中間輪與弧錐杯的接觸點(diǎn)的位置在變化。在輸入轉(zhuǎn)矩不變的情況下接觸點(diǎn)的摩擦力與接觸點(diǎn)到弧錐杯的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離成反比。這種現(xiàn)象限制了弧錐杯輪式無級(jí)變速器的傳動(dòng)能力。
為了使接觸點(diǎn)的摩擦力在輸入轉(zhuǎn)矩不變的情況改變傳動(dòng)比時(shí)，摩擦力為定值，RCVT的輸入輪為滾輪，滾輪與平盤的接觸點(diǎn)到滾輪的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離是定值，所以在輸入轉(zhuǎn)矩不變的情況下改變傳動(dòng)比時(shí)，滾輪與平盤的接觸點(diǎn)的摩擦力為定值，這樣就充分發(fā)揮了滾輪平盤摩擦傳動(dòng)的傳動(dòng)能力。
RCVT采用多點(diǎn)傳動(dòng)，動(dòng)力共分8路傳遞。這樣就有效地提高了傳動(dòng)能力。相比之下，弧錐杯輪式無級(jí)變速器傳動(dòng)的分流數(shù)就少了一些。在實(shí)際應(yīng)用中一般是3路傳動(dòng)，所以RCVT在傳動(dòng)能力方面有優(yōu)勢。
在變速比方面，弧錐杯輪式無級(jí)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?yàn)镽CVT的變速比等于滾輪到平盤的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的最大距離除以滾輪到平盤的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的最小距離，而弧錐杯輪式無級(jí)變速器的變速比等于中間輪到弧錐杯的轉(zhuǎn)動(dòng)中心的最大距離除以中間輪到弧錐杯的轉(zhuǎn)動(dòng)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(jí)變速器方案假設(shè)和最終方案
以下是RCVT的兩種不同的假設(shè)結(jié)構(gòu)方案：
圖2.4 RCVT結(jié)構(gòu)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(dòng)路線（方案一）
圖2.6 RCVT結(jié)構(gòu)（方案二）
1.輸入軸 2.自動(dòng)加壓裝置 3.輸入錐齒輪 4.小錐齒輪 5.調(diào)速錐齒輪Ⅰ 6.絲杠 7.花鍵筒
8. 調(diào)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(dòng)路線（方案二）
方案一的動(dòng)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(qiáng)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(diǎn)是不可取的。在受力方面，輸入軸幾乎只受轉(zhuǎn)矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計(jì)比較好。輸出軸既要受轉(zhuǎn)矩又要受彎矩，有對稱循環(huán)應(yīng)力這樣的設(shè)計(jì)不是最佳的。
方案二的動(dòng)力從外側(cè)輸入，由于空間足夠，所以輸入齒輪的強(qiáng)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(dòng)機(jī)，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(dòng)加壓裝置，以保證壓緊力與負(fù)載相適應(yīng)。采取卸荷結(jié)構(gòu)，使傳動(dòng)組件和加壓裝置上的各個(gè)力在本身內(nèi)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(diǎn)是很理想的。在受力方面，輸入軸幾乎只受轉(zhuǎn)矩，沒有循環(huán)應(yīng)力，這樣的設(shè)計(jì)比較好。輸出軸受轉(zhuǎn)矩和拉力，但沒有循環(huán)應(yīng)力這種設(shè)計(jì)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(diǎn)，所以我選擇方案二的結(jié)構(gòu)進(jìn)行下一步的具設(shè)計(jì)。
3 設(shè)計(jì)的目標(biāo)車型擬訂
3.1 車型調(diào)查和車型主要參數(shù)
表3.1 車型主要參數(shù)
東風(fēng)汽車有限公司
東風(fēng)汽車有限公司
車型：EQ140載貨汽車
車型：EQ1092F19DJ載貨汽車
發(fā)動(dòng)機(jī)：EQ6100-1
發(fā)動(dòng)機(jī)：YC6105QC
額定功率：99/3000（kW/r·min）
額定功率：105/2800（kW/r·min）
最大轉(zhuǎn)矩：353/1200～1600
(N·m/r·min)
最大轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)：CA4113Z
發(fā)動(dòng)機(jī)：6BTA、YC4112ZLQ
額定功率：103/2600（kW/r·min）
額定功率：132/2500（kW/r·min）
最大轉(zhuǎn)矩：450/1500～1700
(N·m/r·min)
最大轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)：YC4108Q
發(fā)動(dòng)機(jī)：YC6108
額定功率：75/3000(kW/r·min)
額定功率：132/2600kW/r·min）
最大轉(zhuǎn)矩：268/1900～2200
(N·m/r·min)
最大轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)：YC4112LQ、CA4110ZL1
發(fā)動(dòng)機(jī)：YC4110ZQ
額定功率：125/2300(kW/r·min)
額定功率：100/2800(kW/r·min)
最大轉(zhuǎn)矩：630/1500 (N·m/r·min)
最大轉(zhuǎn)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(diào)查后，我總結(jié)出以下幾點(diǎn)：
一、現(xiàn)在傳遞小功率和小轉(zhuǎn)矩的無級(jí)變速器種類很多，并且技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟。傳遞大功率和大轉(zhuǎn)矩的無級(jí)變速器幾乎是空白。已經(jīng)在汽車上使用的無級(jí)變速器的最大轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)功率：100~132kw，最高轉(zhuǎn)速：2300~3000r·min-1，最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(biāo)車型擬訂
本設(shè)計(jì)的目標(biāo)是設(shè)計(jì)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(jì)算。在盡量發(fā)揮RCVT的性能的前提下我把設(shè)計(jì)要求定為：
表3.2 目標(biāo)車型
車型：城市客車
發(fā)動(dòng)機(jī)：CA4110ZL1
額定功率：125/2300(kW/r·min)
最大轉(zhuǎn)矩：560/1500(N·m/r·min)
變速比：6.4
4 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器的技術(shù)參數(shù)及計(jì)算
本次課題設(shè)計(jì)是傳動(dòng)裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)上的創(chuàng)新設(shè)計(jì)，首先，使其在理論上能滿足擴(kuò)大無級(jí)變速器傳動(dòng)功率及傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩的要求；然后，對設(shè)計(jì)好的傳動(dòng)裝置上的各個(gè)零部件進(jìn)行強(qiáng)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(jìn)行改進(jìn)，使其最終滿足設(shè)計(jì)要求。一些連接件和附件在此就不詳加說明了，計(jì)算原理方法在4.1中簡單介紹。
4.1 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器基本零部件尺寸及計(jì)算過程簡述
4.1.1 基本零部件尺寸
新型滾輪盤式無級(jí)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(jí)變速器、半環(huán)型錐盤滾輪式（Toroidal型）無級(jí)變速器等。
某些所選尺寸并非每個(gè)都和已知件相同,只是取其中一部分經(jīng)驗(yàn)上應(yīng)用較為廣泛的值。選擇尺寸時(shí)應(yīng)首先考慮裝配問題，當(dāng)尺寸無法裝配時(shí)，則另設(shè)尺寸值，使其能滿足裝配。然后進(jìn)行理論計(jì)算，校核強(qiáng)度，所選尺寸的計(jì)算結(jié)果不能滿足強(qiáng)度等要求時(shí)需再另進(jìn)行尺寸、材料等的調(diào)整，進(jìn)行計(jì)算、校核，直至能夠滿足設(shè)計(jì)目的。
初步選擇基本零部件的基本尺寸如下（mm）：
自動(dòng)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(diào)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(nèi)徑d=37,筒長l=137
調(diào)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(jì)算目的和過程簡述
本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容為傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)。傳動(dòng)裝置能否達(dá)到既定目的，即能否將傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩和功率升高到既定目的則為本次設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。計(jì)算的目的是保證傳動(dòng)裝置能夠正常工作。而要達(dá)到正常工作的要求，首先要根據(jù)基本參數(shù)計(jì)算出各傳動(dòng)部件的強(qiáng)度，然后對各傳動(dòng)部件進(jìn)行強(qiáng)度校核。計(jì)算強(qiáng)度的部分為正常計(jì)算部分，校核部分則是通過軟件《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（軟件版）》完成的。
4.2 新型滾輪平盤式無級(jí)變速器基本結(jié)構(gòu)尺寸擬訂
RCVT的基本結(jié)構(gòu)尺寸如圖4.1
圖4.1 RCVT結(jié)構(gòu)尺寸圖
4.2 轉(zhuǎn)速計(jì)算
計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)速是為了確定基本運(yùn)動(dòng)參數(shù)，為后面的齒輪校核做準(zhǔn)備。
發(fā)動(dòng)機(jī)在額定功率下的轉(zhuǎn)速為2300r/min （見表3.2）
即主動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)速nmax1=2300r/min
根據(jù)傳動(dòng)比公式：
……………………………………4.1
得，從動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)速nmax2 = nmax1=2300=7666.6r/min
式中表示輸入主動(dòng)大錐齒輪齒數(shù)，表示輸入從動(dòng)小錐齒輪齒數(shù)（見4.1.1）。
根據(jù)摩擦傳動(dòng)比公式：
………………………………4.2
平盤的轉(zhuǎn)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(yīng)力計(jì)算
接觸應(yīng)力計(jì)算是為了接下來的滾輪強(qiáng)度約束做準(zhǔn)備。
發(fā)動(dòng)機(jī)在1500r/min時(shí)發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩T=560 N·m （見表3.2）
根據(jù)名義轉(zhuǎn)矩公式：
………………………………4.3
由于為發(fā)動(dòng)機(jī)，所以可將、取為1，發(fā)動(dòng)機(jī)在1500r/min時(shí)發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩
同理，所有滾輪上的總轉(zhuǎn)矩為：
所以，T = （由于在發(fā)動(dòng)機(jī)和滾輪之間只有大、小輸入錐齒輪）
因?yàn)檗D(zhuǎn)矩平分到4個(gè)滾輪上，所以每個(gè)滾輪上的轉(zhuǎn)矩為：
=560=42 N·m
因?yàn)闈L輪半徑為，所以每個(gè)滾輪上處所傳遞的力為：
F=………………………………4.4
而每個(gè)滾輪都與兩個(gè)平盤接觸，故每個(gè)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(gè)滾輪接觸點(diǎn)處所傳遞的摩擦力。
由摩擦力公式:
……………………………………4.5
得一個(gè)滾輪作用在一個(gè)平盤上的壓力：N==
因?yàn)橐粋€(gè)平盤上有四個(gè)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(qiáng)度做準(zhǔn)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(dāng)量曲率，查參考資料[1]表1-1、表1-2 可得=0.5
應(yīng)力為機(jī)械零部件單位面積上的作用力，所以，應(yīng)力的公式與壓強(qiáng)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(yīng)力。
4.4 滾輪的接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
根據(jù)滾輪約束條件分析，滾輪上的接觸應(yīng)力為穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力，而穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力的強(qiáng)度約束條件為：計(jì)算應(yīng)力小于、等于許用應(yīng)力式，即
…………………………………4.11
其中為計(jì)算應(yīng)力、為許用應(yīng)力
最大接觸應(yīng)力=2072.0MPa （見4.3）
設(shè)使用壽命為10000小時(shí)，輸入轉(zhuǎn)速為2300 r/min （見4.1.1）
根據(jù)應(yīng)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(yīng)力－循環(huán)次數(shù)關(guān)系圖
由圖4.2曲線1所示，14CrMnSiNi2Mo 鋼（見4.1.1）的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9.19×次時(shí)，其接觸疲勞強(qiáng)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(dòng)加壓裝置計(jì)算
無級(jí)變速器重的自動(dòng)加壓裝置左右兩個(gè)凸輪半球中推動(dòng)齒的升角是發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩及無級(jí)變速器傳動(dòng)裝置所傳遞的轉(zhuǎn)矩所決定的，故只能通過將現(xiàn)存零件進(jìn)行改進(jìn)已達(dá)到我們所要滿足的要求
查參考資料得到輸入轉(zhuǎn)矩、所受壓力與凸輪升角的關(guān)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(dòng)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(dòng)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(jìn)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(qiáng)度計(jì)算
由于增大了輸出轉(zhuǎn)矩，為防止輸出軸所承受的剪切應(yīng)力超過了軸的剪切持久極限，所以要對軸進(jìn)行校核。
N=22105.3N是發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大轉(zhuǎn)矩時(shí)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(yīng)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(jì)算方法相同，即依據(jù)名義轉(zhuǎn)矩公式4.3來計(jì)算。需注意的地方在于滾輪與從動(dòng)平盤通過花鍵來傳遞運(yùn)動(dòng)給輸出軸。因?yàn)闈L輪傳動(dòng)分為8路，這整個(gè)過程中從滾輪到輸出軸之間運(yùn)動(dòng)的傳遞只占其中的一半，傳動(dòng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩剪切應(yīng)力
== （式中為輸出軸的轉(zhuǎn)力）
即== =51.5MPa
式中τmax 表示輸出軸受的最大轉(zhuǎn)矩剪切應(yīng)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(zhuǎn)矩。
4.7 花鍵強(qiáng)度計(jì)算
查參考資料得花鍵的強(qiáng)度約束
靜聯(lián)接
=…………………………………………………………4.14
動(dòng)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(guān)，一般取=0.7~0.8，齒數(shù)多
時(shí)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(cè)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(nèi)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(yīng)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(yīng)力、許用壓力 MPa
許用擠壓應(yīng)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(dòng)的動(dòng)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(dòng)的動(dòng)聯(lián)接
不良
中等
良好
3～10
5～15
10～20
輸出軸花鍵聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)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(qiáng)度計(jì)算
滾輪花鍵聯(lián)接為動(dòng)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(jí)變速器滾輪花鍵基本尺寸。
同理進(jìn)行自動(dòng)加壓裝置花鍵計(jì)算
加壓裝置花鍵計(jì)算
===20.41 (MPa)
4.8 輸入錐齒輪計(jì)算
運(yùn)用《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（軟件版）》主要是對輸入大、小輸入錐齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核分析，將上面計(jì)算數(shù)據(jù)及所選齒輪的基本尺寸（見4.1.1）代入進(jìn)行齒輪計(jì)算如下：
圖4.9 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（軟件版）
圖4.10 輸入設(shè)計(jì)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(qiáng)度校核
圖4.13 接觸強(qiáng)度計(jì)算公式 圖4.14 彎曲強(qiáng)度校核
圖4.15 彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式
4.8.1 錐齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告
錐齒輪設(shè)計(jì)輸入?yún)?shù)
傳遞功率 P 21.99 (kW)
傳遞轉(zhuǎn)矩 T 140.00 (N.m)
齒輪1轉(zhuǎn)速 n1 1500.00 (r/min)
齒輪2轉(zhuǎn)速 n2 5000.00 (r/min)
傳動(dòng)比 i 0.30
齒數(shù)比 U 0.30
預(yù)定壽命 H 10000 (小時(shí))
原動(dòng)機(jī)載荷特性 輕微振動(dòng)
工作機(jī)載荷特性 輕微振動(dòng)
4.8.2 材料及熱處理
齒面類型 硬齒面
熱處理質(zhì)量要求級(jí)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(qiáng)度極限應(yīng)力 σb(H1) 1286 (N/mm2)
接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H1) 1.10
彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 σb(F1) 375 (N/mm2)
彎曲強(qiáng)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(qiáng)度安全系數(shù) S(H2) 1.10
彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 σb(F2) 441 (N/mm2)
彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F2) 1.40
彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力 [σ](F2) 610 (N/mm2)
4.8.3 齒輪基本參數(shù)(mm)
項(xiàng)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(dāng)量齒數(shù) zv 348.01 31.32
導(dǎo)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(diǎn)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(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度校核結(jié)果和參數(shù)
齒輪1接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]1 1286.36 (N/mm)
齒輪2接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]2 1283.62 (N/mm)
接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力σH 956.71 (N/mm) 滿足
齒輪1彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力[σF]1 522.80 (N/mm)
齒輪1彎曲強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力σF 438.94 (N/mm) 滿足
齒輪2彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力[σF]2 522.80 (N/mm)
齒輪2接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)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(dòng)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(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh 2.50
材料的彈性系數(shù) ZE 189.80
接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Ze 0.86
接觸強(qiáng)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(diǎn)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(qiáng)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(qiáng)度重合度系數(shù) Ye 0.67
抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yb 1.00
抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Yeb 0.67
復(fù)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(zhuǎn)動(dòng)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(xiàng)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(cè)隙 a
齒輪副法向側(cè)隙公差 A
4.9 輸入軸承計(jì)算
由4.8輸入錐齒輪分析計(jì)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(dòng)，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(shí)，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(diǎn)節(jié)線處的法向平面內(nèi),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(gè)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(jí)變速器齒輪基本參數(shù)）
= F′tan=998.22 ′ tan 20° = 363.3N
因?yàn)?
所以 F=998.2tan17° cos17° = 347.4N
因?yàn)?
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(hào)：
30312
4.2 輸入軸承計(jì)算結(jié)果
軸承參數(shù)
工作參數(shù)
計(jì)算結(jié)果
軸承內(nèi)徑：60mm
軸承外徑：130mm
軸承寬度：34mm
額定動(dòng)載荷：138000N
額定靜載荷：102000N
極限轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速：7000r/min
接觸角：45
載荷系數(shù)：1.1
當(dāng)量動(dòng)