1249-鋼環(huán)分離錐輪無級變速器李超

1249-鋼環(huán)分離錐輪無級變速器李超,分離,無級,變速器,李超 1第一章 緒論 1.1 無級變速器的介紹 .CVT(Continuously Variable Transmission)技 術(shù) 即 無 級 變 速 技 術(shù) ， 它采 用 傳 動 帶 和 工 作 直 徑 可 變 的 主 、 從 動 輪 相 配 合 來 傳 遞 動 力 ， 可 以 實 現(xiàn) 傳 動比 的 連 續(xù) 改 變 ， 從 而 得 到 傳 動 系 與 發(fā) 動 機 工 況 的 最 佳 匹 配 。 常 見 的 無 級 變 速器 有 液 力 機 械 式 無 級 變 速 器 和 金 屬 帶 式 無 級 變 速 器 （ VDT-CVT） ， 目 前 國 內(nèi)市 場 上 能 見 到 的 、 采 用 了 這 種 技 術(shù) 的 只 有 奧 迪 、 派 力 奧 (西 耶 那 、 周 末 風(fēng) )、飛 度 和 旗 云 4 款 車 型 。 目 前 ， 國 內(nèi) 汽 車 廠 家 奇 瑞 也 掌 握 了 無 級 變 速 技 術(shù) ， 據(jù)報 道 將 于 2010 年 投 入 生 產(chǎn) 無 級 變 速 器 與 常 見 的 液 壓 自 動 變 速 器 最 大 的 不 同 是 在 結(jié) 構(gòu) 上 ， 后 者 是 由液 壓 控 制 的 齒 輪 變 速 系 統(tǒng) 構(gòu) 成 ， 還 是 有 擋 位 的 ， 它 所 能 實 現(xiàn) 的 是 在 兩 擋 之 間的 無 級 變 速 ， 而 無 級 變 速 器 則 是 兩 組 變 速 輪 盤 和 傳 動 帶 組 成 的 ， 比 傳 統(tǒng) 自動 變 速 器 結(jié) 構(gòu) 簡 單 ， 體 積 小 。 另 外 ， 它 可 以 自 由 改 變 傳 動 比 ， 從 而 實 現(xiàn) 全無 級 變 速 使 車 速 變 化 更 為 平 穩(wěn) 沒 有 變 速 器 換 擋 時 那 種 “頓 ”的 感 覺 。圖 1-1 無級變速器1.2 機械變速器的現(xiàn)狀和類別變速傳動裝置分為無級變速和有級變速兩種。無級變速傳動是在某種可控作用下，使機械輸出軸轉(zhuǎn)速在兩個極值范圍內(nèi)作連續(xù)而任意變化的變速傳動裝置，而有級變速傳動則是使機械輸出軸的轉(zhuǎn)速在兩個極值范圍內(nèi)某一規(guī)律作間斷變化的變速傳動裝置。對于做成獨立部件形式的無級變速傳動裝置，成為無級變器。無級變速器有電磁的、流體的和機械的等多種類型。電磁無級變速器可用交流電動機調(diào)速（變頻、調(diào)壓等）、直流電動機調(diào)速（挑刺通或電樞電壓等）。流體無級變速器有液壓（節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速或復(fù)合調(diào)速）、液力（液力偶合器和液力變矩器）、氣壓等傳動。現(xiàn)今，機械摩擦式無級變速器業(yè)已廣泛用于金屬切削機床、輕工、紡織、化工、食品、農(nóng)業(yè)、冶金、運輸?shù)葯C械和儀器儀表等行業(yè)。21.3 摩擦式無級變速器機械摩擦式無級變速器是利用摩擦力來傳遞運動和動力的，它有三個基本組成部分：加壓裝置，摩擦變速機構(gòu)，調(diào)速操縱機構(gòu)。1. 使傳動零件相互壓緊，以在接觸區(qū)內(nèi)產(chǎn)生所需摩擦力的機構(gòu)稱為加壓裝置。2. 靠摩擦力傳動、且主動和從動零件之間尺寸比例關(guān)系可與改變從而獲得變速的機構(gòu)稱為摩擦變速機構(gòu)。3. 改變主、從動零件相對位置以調(diào)節(jié)兩者之間尺寸比例關(guān)系，從而實現(xiàn)改變傳動比，即實現(xiàn)變速的機構(gòu)稱為調(diào)速操縱機構(gòu)。摩擦機構(gòu)總是由若干個相互接觸的輪子所組成（擾性中間元件可看成擾性輪） ，接觸部位的形狀可以是直線或圓弧曲線，通過改變輪子的相對位置，使接觸點沿其中一輪的母線移動或擺動，改變其中某些輪子的工作半徑而實現(xiàn)變速。加壓裝置是影響無極變速傳動性能和承載能力的重要部件。加壓裝置按加壓特性分為兩種：1. 恒壓加壓裝置工作過程中壓緊力始終不變，即壓緊力為常量；2. 自動加壓裝置工作過程中壓緊力隨著負(fù)載的變化而作正比變化。1.4 摩擦式無級變速器運動原理加壓裝置所提供的壓緊力與變速器輸出轉(zhuǎn)速的關(guān)系稱為加壓特性。無級變速器的加壓特性取決于摩擦機構(gòu)的型式及其機械特性。在輸入轉(zhuǎn)速 n1一定的情況下，無級變速器輸出軸扭矩 T2（或功率 P2）與轉(zhuǎn)速 n2的關(guān)系稱為機械特性、可用圖 1-2所示坐標(biāo)系 n2-T2（n2-P2）中的平面曲線 T2（n2）或 P2=P（n2）來表征。無級變速器的機械特性大致可以歸納為三種：1) 恒功率特性指輸出功率保持不變，如圖 1-2中實線所示。這時輸 出扭矩和輸出轉(zhuǎn)速呈雙曲線關(guān)系。在低速運轉(zhuǎn)時，載荷變化對轉(zhuǎn)速影響小，工作中又很高的穩(wěn)定性，能充分利用原動機的全部功率。這種機械特性經(jīng)濟性好，適用于起重機、金屬切削機床等的需要。2) 恒扭矩特性指輸出扭矩為常量，這時輸出功率和輸出轉(zhuǎn)速呈正比變化，如圖 1-2中虛線所示。如果輸出扭矩小于負(fù)載扭矩，輸出轉(zhuǎn)速就立即下降，甚至引起打滑和運轉(zhuǎn)中斷，不能充分利用原動機的輸入功率。這種機械特性適用于機床進給機構(gòu)和某些干燥機等設(shè)備的學(xué)要。3) 變功率便扭矩特性輸出轉(zhuǎn)速負(fù)載扭矩和功率的變化而變化，其規(guī)律復(fù)雜多樣，通常按試驗方法確定。3圖 1-2 鋼環(huán)無級變速器的機械特性應(yīng)當(dāng)指出，在一般無級比變速器中，可以采用調(diào)節(jié)壓緊力的方式（如用自動加壓裝置） ，使在一定的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)獲得接近恒功率或恒扭矩的機械特性，以滿足工作需要。恒壓加壓裝置結(jié)構(gòu)簡單，便于布置，能紡織過載，但影響效率和壽命。壓緊力可以由彈簧、離心力、重力、氣壓或液壓提供，其中最常用的是彈簧加壓裝置。自動加壓裝置可減小滑動，利于提高效率和壽命，便于實現(xiàn)恒功率傳動以充分利用動力，但不能防止過載，使用時應(yīng)設(shè)置安全聯(lián)軸器等過載保護裝置。自動加壓可利用彈性環(huán)自動楔緊原理或利用擺動齒輪箱的反作用力矩原理等進行加載。調(diào)速操縱機構(gòu)可根據(jù)工作要求采用手動或自動控制方式，其基本原理都是將其中某個輪子沿一個（或幾個）輪子的母線作運動以進行調(diào)速?？紤]到輪子的母線通常為直線或圓弧，所以調(diào)速操縱機構(gòu)可以分為兩類：1） 藉移動方式改變輪子的工作半徑，適用于母線為直線的輪子。常用機構(gòu)為：螺旋機構(gòu)；齒輪-齒條機構(gòu)；螺旋-杠桿復(fù)合機構(gòu)；螺旋-連桿組合機構(gòu)；偏心機構(gòu)等。2） 藉擺動方式改變輪子的工作半徑，適用于母線為圓弧的輪子。常用機構(gòu)為：蝸輪-凸輪組合機構(gòu)；齒輪齒條-正弦組合機構(gòu)；偏心機構(gòu)等。1.5 無級變速器計算準(zhǔn)則無極變速器的工作能力主要受到傳動零件和加壓裝置零件失效的制約。4對于采用全部剛性零件的閉式無級變速器，在充分潤滑條件下，傳動零件失效形式通常是疲勞點蝕，而加壓零件因受結(jié)構(gòu)尺寸限制其失效形式除疲勞點蝕外，尚有塑性流動或表面壓潰。對此，應(yīng)進行接觸強度計算。此外，由于啟動時潤滑不良以及接觸區(qū)不可避免地存在滑動，所以也會出現(xiàn)表面磨損失效。若有必要，可按常規(guī)的磨損計算準(zhǔn)則（工作線壓力 q 許用線壓力）進行磨損強度計算。對于高速重載無級變速器，主要失效形式是膠合，可按接觸瞬時溫度不超過許用值的膠合計算準(zhǔn)則進行計算。對于開式無級變速器，主要失效形式是磨損，應(yīng)進行磨損強度計算。對于帶式無級變速器，主要是膠帶失效，原則上可按帶傳動中的計算準(zhǔn)則處理。1.6 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器的優(yōu)點鋼環(huán)分離錐輪無極變速器的特點是：1）鋼環(huán)具有自動加壓作用，能隨著扭矩的增加而增大。鋼環(huán)既是傳動零件，又是加壓元件。因此，無需另設(shè)加壓裝置，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便。2）容易產(chǎn)生幾何滑動，原因是錐輪頂點與鋼環(huán)的內(nèi)錐頂點不相重合所致。為了減小幾何滑動和提高傳動效率，可不采用線接觸而用點接觸的結(jié)構(gòu)形式。3）能實現(xiàn)對稱型調(diào)速（既最大傳動 imax與最小傳動比 imin對稱于 i=1的調(diào)速） ，i=1/3.23.2，調(diào)速幅度 Rb=10（16） 。4) 機械特性與恒功率特性較接近（從動錐輪轉(zhuǎn)速 n2低時扭矩 T2大，而 n2高時則 T2?。┻@種無級變速器中的主要零件鋼環(huán)和錐輪均用軸承鋼 GCr15制造（若要求淬透性好，可用 GCr15SiMn鋼） ，熱處理后工作表面的硬度不低于 HRC5864，磨削后的表面粗糙度 Ra（輪廓算術(shù)平均偏差）不大于 0.63m 或（輪廓微觀不平度十點高度）不大于 3.2m。1.7 本次課題設(shè)計任務(wù)題目：設(shè)計一鋼環(huán)分離錐輪無級變速器，已知輸入功率 P1=4 kw，輸入軸轉(zhuǎn)速 n1=1000 r/min Rb=9。要求：裝配圖一張，零件圖若干，說明書一份，英文翻譯一篇等。5第 2章 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器設(shè)計理論 2.1 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器簡圖圖 2-1 無級變速器結(jié)構(gòu)簡圖 2.2 變速器運動學(xué)計算鋼環(huán)分離錐輪無級變速器的傳動比為（圖 2-2） （2-1） 212()()(1nDmxtgaximai1ini6，式中 滑動率， ，若不考慮12mininm(1)axD12v滑動，則 =0；、 主、從動錐輪與鋼環(huán)接觸處的圓周速度；v2n1、n2主、從動錐輪的轉(zhuǎn)速；、 主、從動錐輪的工作直徑；1Dx傳動比 i=1（ = ）時的工作直徑；m1Dx2圖 2-2 鋼環(huán)與分離錐輪之間的幾何關(guān)系（圖中實線位置表示 i=1時）、 錐輪的最大、最小工作直徑（ 下標(biāo) 1指主動錐輪，下標(biāo) 2minDax指從動錐輪） ；a錐輪的錐頂半角；x可移動錐輪相對于 i=1（實線位置）的軸向移動量，上面運算符號用于增速，下面運算符號用于減速。調(diào)速幅度 ： max21ax2iniminiDRb因?qū)賹ΨQ型調(diào)速： ，11m2iniinDD故： ， ， ，amax()iDiii()axaiRb2n1n7鋼環(huán)的轉(zhuǎn)速 10Dxn式中 鋼環(huán)工作直徑，見圖 2-2考慮到 ，故 ，將其中maxiRbmaxini122DRb帶入式（2-1） ，得錐輪位移量 x與傳動比之間的關(guān)系為(1)in4Ditg錐輪的移動通常用齒輪-齒條傳動，這時，錐輪位移量也就是齒條的移動量，當(dāng)位移量為 x時，齒輪的相應(yīng)回轉(zhuǎn)角（也就是手輪的回轉(zhuǎn)角度） ， 036xmz式中 z齒輪的齒數(shù)；m齒輪的模數(shù)。2.3 傳動零件的尺寸傳動零件之間的尺寸關(guān)系為（圖 2-2）錐輪最大工作直徑 mm，式中， 為錐輪的最小工axminDRbminD作直徑，mm。 由強度及結(jié)構(gòu)要求確定。in主、從動錐輪之間的中心距a=(1.151.3)max mm錐輪錐頂角 02173線接觸時鋼環(huán)工作面的接觸長度mm()max8bD鋼環(huán)工作直徑 D=(1.82 )Dmax mm鋼環(huán)工作寬度mmcosaxin0Btgab鋼環(huán)寬度 mmcosb鋼環(huán)厚度h=(0.20.9)B mm點接觸時鋼環(huán)工作面的圓弧半徑mm(0.89)rD鋼環(huán)內(nèi)周直徑mmsinbai8鋼環(huán)外周直徑mm20Dhei錐輪小端直徑mmsinmbai錐輪大端直徑mmixe2.4 鋼環(huán)無級變速器受力分析鋼環(huán)無級變速器中的鋼環(huán)具有自動加壓作用?？蛰d時，鋼環(huán)圓心 O3位于主、從動錐輪輪心 O1、O2 的連心線上（圖 2-3中的實線位置） ；圖 2-3 受力分析簡圖承載后，主動錐輪 1依靠摩擦力 F帶動鋼環(huán) 3沿著切線方向移至虛線位置，這時鋼環(huán)與主、從動錐輪楔緊并產(chǎn)生法向壓緊力 Q（所傳遞的載荷越大，楔得越緊） ，與此同時，由鋼環(huán)通過摩擦力驅(qū)動一對從動錐輪 2。錐輪與鋼環(huán)之間的法向壓緊力 Q可以分解為徑向壓緊力 Qr和軸向壓緊力 Qa。由于軸向壓緊力 Qa相互抵消，故以鋼環(huán)作為分離體時的力平衡條件是4cosin0Fr或 sa由此得N （2-2）cosKFQtgf式中 傳動可靠性系數(shù)，對動力傳動，可取 =1.21.5；Kn Kn9f摩擦系數(shù)，對于淬火鋼-淬火鋼，油式時 f=0.030.05，干式時 0.1 0.2，連心線 O1O3或 O2O3與弦 AB之間的夾角。每個錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力）N21TFDx每個錐輪所傳遞的扭矩，N.mm395021Pn，N.mm12T式中 P1為主動錐輪的傳遞功率，kW； 為傳動效率。所以每個錐輪上的壓緊力N （2-3）33119509502KnPKnPQfDfDxx每個錐輪上的徑向壓緊力Ncosra每個錐輪上的軸向壓緊力Nin2.5 零件之間初始間隙或過盈由式 可見cosFKQatgf（2-4）coscosFfaQrna 是影響壓緊力的因素之一。當(dāng)主、從動錐輪的軸線在同一水平平面內(nèi)時，為了獲得所需的 值，應(yīng)使鋼環(huán)與主、從動錐輪之間具有一定的初始間隙120Dxar是鋼環(huán)在徑向壓緊力 Qr作用下的徑向變形r30.98QRcrEIRe鋼環(huán)剖面重心的回轉(zhuǎn)半徑（見圖 2-5） ，mmE鋼環(huán)材料的彈性模量，N/ ；2mI鋼環(huán)剖面對剖面中心軸的慣性矩，在圖 2-3中，折線 A O3B 在直線 AB上的投影應(yīng)當(dāng)?shù)扔谡劬€ AO1O2B在直線上的投影，由此可得102110Dxatgra mm22FrQr 當(dāng)主、從動錐輪的軸線在同一鉛垂平面內(nèi)時，鋼環(huán)因自重作用不能同時緊貼在主、從動錐輪上。這時，應(yīng)使鋼環(huán)與錐輪之間具有一定的初始過盈 以保0證產(chǎn)生一定的預(yù)壓緊力。 仍用上式計算，但應(yīng)取負(fù)值。0由上式可得 221aartgDx此式表明，當(dāng) 值最大時， 值最大，但 Kn【見式（2-4） 】值卻x最小，對應(yīng)于此時的傳動比為極限值 imax或 imin；而當(dāng) 值最小即等12Dx于零時， 值最小，Kn 值卻最大，對應(yīng)于此時的傳動比 i=1。設(shè)計時，通常應(yīng)該按極限傳動比時選定傳動可靠性系數(shù) Kn和確定初始間隙。因此，當(dāng)處于其他傳動比時，傳動可靠性系數(shù) Kn均有所增大，但最大增量僅在 5%內(nèi)。2.6 強度驗算鋼無級變速器的承載能力受到錐輪和鋼環(huán)的制約。錐輪和鋼環(huán)的主要失效形式是表面疲勞點蝕，因此設(shè)計時應(yīng)計算其接觸疲勞強度。當(dāng)鋼環(huán)與錐輪初始線接觸時，最大接觸應(yīng)力N/ （2-5）0.418HHQEkb2m點接觸時N/ （2-6）32.5kc 211圖 2-4 錐輪和鋼環(huán)的曲率式中 Q壓緊力，見式（2-3） 。對于作恒功率傳動的變速器，Q 應(yīng)該按從動錐輪最低轉(zhuǎn)速 n2min的情況，即按主動錐輪最小工作直徑 D1min的位置進行計算；對于作恒扭矩傳動的變速器，Q應(yīng)按照從動錐輪最高轉(zhuǎn)速 n2max的情況，即按從動輪最小工作直徑 D2min的位置進行計算；對于功率、扭矩均變化的變速器，Q 應(yīng)按的位置進行計算；E彈性模量，對于鋼，E= N/ ；52.102m接觸副在計算位置處的當(dāng)量曲率，1/mmk=k11+k12+k21+k22kk11錐輪 1在主平面 1內(nèi)的曲率 k11 ，1/mm12cosinaDk12錐輪 1在主平面 1內(nèi)的曲率 k12=0k21鋼環(huán) 2在主平面 2內(nèi)的曲率 k21 ，1/mmcs02k22鋼環(huán) 2在主平面 2內(nèi)的曲率 k22=1/r（線接觸時 k22=0；點接觸時k22） ，1/mmb接觸長度，mmc與接觸點各曲率有關(guān)的橢圓積分函數(shù)，可按曲率系數(shù) cos 查表許用接觸應(yīng)力，對于 GCr15號鋼，線接觸時其 =15001800 H HN/ ；點接觸時其 =22002500 N/ 。2mH2m2.6.1 恒功率傳動情況時F和 Q按 位置計算（相當(dāng)于 n2min） 。由式（2-3）得in1DN.mm31950minKPfD1）線接觸12取 E= N/ ， ， ，52.102mminaxDRb1in9D， ，2a=127，則8ax0D.8rk11 mm1cosink21 mm2.85miaRDb=k11+k21= mmk160.89.in代人式（2-5） ，得校驗計算公式N/ （2-318960.5.min1HHKPRbfD2m7）設(shè)計計算公式mm （2-8）32.650.89150min1HPRbDfn2）點接觸k11、k12、k21 均同線接觸，而k22= 1/mm10.85minrRDb故 =k11+k12+k21+k22 1/mmk1.40.257i12.1.76cos 4kbR代入式（2-6） ，得校檢計算公式N/ （2-231.40.1580minHHKPbcDf 2m9）設(shè)計計算公式mm （2-231.40.1580inHKPRnbcf10）2.6.2 恒扭矩傳動情況時F和 Q按 位置計算（相應(yīng)于 ） ，由于（2-3）得2miD2max13N （2-3229501minminKTKPQfDfD11）E、 、 、b、r、2a 等值或計算式同恒功率傳動。ax01）線接觸效驗計算公式N/ （2-3189601.650.892minHHKPRbfD2m12）設(shè)計計算公式mm （2-321.650.89150minHKPRnbDf13）2）點接觸校驗計算公式N/ （2-231.40.21580minHHKPRbcDf2m14）設(shè)計計算公式mm （2-231.40.21580inHKPRnbcf15）以上各式均取 、b、r 的平均值（即 ，D1.850maxD，r=0.85 ） ，推倒而得。若用推薦值的上、下限，即1max9b0、 、r=0.9 或 、 、 .0D1ax8.a1ax20bDr=0.8 ，則所得結(jié)果與平均值時相差很?。ㄔ?Rb=9時，對于線接觸公式，差率1.3%；對于點接觸公式，差率3.3%） ，應(yīng)此式（2-7）（2-15）對于不同的、b、r 取值均能適用。02.6.3 鋼環(huán)強度校驗計算圖 2-5列出了鋼環(huán)的剖面尺寸及參數(shù)。鋼環(huán)在傳動中因彈性變形而引起應(yīng)力，可近似地按曲桿計算。14鋼環(huán)內(nèi)周的正應(yīng)力N/20.182()QRhcriAyi2m鋼環(huán)外周的正應(yīng)力N/.()0ree2鋼環(huán)剖面在接觸處的最大應(yīng)力N/.63maxQRhcrAye2m式中： 徑向壓力，N；r鋼環(huán)內(nèi)周半徑，mm；0Ri鋼環(huán)外周半徑，mme鋼環(huán)剖面重心的回轉(zhuǎn)半徑， ，mm；c 02Reic鋼環(huán)剖面重心至中性層的距離， ，mm；0y y中性層所在處的半徑， ,mm0lnheRi圖 2-5 鋼環(huán)剖面尺寸15第三章 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器的計算3.1 計算錐輪的尺寸和參數(shù)1.錐輪最小工作直徑 Dmin的確定（1） 按線接觸mm321min(.650.89)150HbnKPRDf式中 Kn傳動可靠性系數(shù)，取 Kn=1；許用接觸應(yīng)力。錐輪與鋼環(huán)材料均用 GCr15號鋼，表面淬硬達(dá) HRC62-64H=1800N/ ； f摩擦系數(shù)。取 f=0.05（油式）2于是得Dmin34.12mm（2） 按點接觸mm312min1580(.40.)HbnKPRDcf式中 c系數(shù)，根據(jù)曲率系數(shù) 按表 10-1取定，而曲率系數(shù)cos16= =0.55，查表 10-1得 c=1.09；1.4.76cos02bR1.49.7602許用接觸應(yīng)力，取 =2200N/HH2m于是得Dmin 31.70 mm可見線接觸是薄弱環(huán)節(jié)，故取定 =35 mm。inD2.錐輪最大工作直徑 的確定ax= =3 35=105mmmaxbRin3錐輪錐頂角 2 的確定取 2 =0174.主、從動錐輪之間中心距 a的確定a=1.3 =1.3 105=137mmxD5錐輪與鋼環(huán)之間工作長度 b的確定b= = 105=5.52，取 b=6mm19ma6錐輪小端直徑 Di的確定Dmin bsina=35-6 =29.64mm，取 Di=30mmiD0127sin7.錐輪大端直徑 的確定eDeDmax+bsina=105+6 =110.6mm,取 =111mm0si2De8.錐輪的長度確定可移動錐輪的結(jié)構(gòu)如下圖 3-1所示。初步選擇滾動軸承，在 L5處選用角接觸軸承，結(jié)合錐輪的大端直徑根據(jù)配合要求，選用軸承 d=55mm角接觸球的軸承，型號為 7311B，D=120mm，軸承的寬度 B=29。考慮到退刀槽的存在和裝配要求，L5處為 27mm，L4 處為退刀槽長度為 3，深度為 2。L3 處為一軸肩，取軸肩的直徑為 d3=82mm?？梢苿渝F輪在 L9處要裝配一個深溝球軸承，因為在 L5處有的直徑為 55且又軸肩的存在，故選用軸承 6210,直徑 d=50mm，D=90mm，可以知道軸承寬度 B=20mm。在 L7處有一個擋環(huán)，可以選用擋環(huán) L7=2mm，深度為 2mm，選用 L8=6mm。這樣可以得知 L62+2+20+630，取 L6=54mm，錐輪斜邊水平水平方向長取 28mm,所以錐輪總長為 122mm。根據(jù)以后算出裝錐輪處軸徑的大小，考慮到花鍵的存在，知道可移動錐輪的內(nèi)徑為 22mm。不可移動錐輪跟可移動錐輪，不同的有，不可移動錐輪沒有擋環(huán)存在且內(nèi)徑為 24mm，無需考慮 L7、L8、L9 的長度，且 L9的長度少于可移動中的長度。17圖 3-1 可移動錐輪結(jié)構(gòu)簡圖3.2 鋼環(huán)的設(shè)計1）鋼環(huán)工作直徑D0=(1.82)Dmax,取 D0 =210mm2）鋼環(huán)工作寬度B0 （Dmax- Dmin）ctga+ bcosa=（105-35）ctga+6 cos63.5=40.3mm 取 B0=44.32mm3）鋼環(huán)寬度B= B0+ bcosa =44.57+6xcos63.5=47mm4）點接觸是鋼環(huán)接觸區(qū)的圓弧半徑, 鋼環(huán)厚度r=0.85 D0=0.85 166.5=141.525mmh=0.4 (B0+ bcosa)=20mm5）鋼環(huán)的內(nèi)徑= D0 bsina=210-6 sin63.5=205mm0iD6）鋼環(huán)外徑 Doe= +2h=205+2 20=245mmi7）鋼環(huán)剖面積A=Bh=47 20=9402m8）鋼環(huán)剖面重心的回轉(zhuǎn)半徑=112.5mm0R4ieDc9）中性層所在半徑18=112mmlnoeihD10）重心至中性層的距離112.5-112=0.5mmRcoy11）內(nèi)周至中性層的距離=112-205/2=9.5mm1oih12）外周至中性層的距離=245/2-112=10.5mm2eR3.3 軸系零件設(shè)計 1）輸出軸的功率 、轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩P2n2T若取齒輪傳動的效率 =0.85，軸承的傳動效率 =0.97則1P2= =40.85 0.97=3.298 KW2又因為從動輪轉(zhuǎn)速 低時扭矩 大 ，所以取 i=32則 = =1000/3=3332n1i/minr于是 = =9550000 (3.298/333)=94582.T2950P2）初步確定軸的最小直徑圖 3-2 軸得簡圖先估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理。19根據(jù) 取 =100302mindAP0則 d min=21.4mm,輸出軸的最小直徑顯然是安裝移動錐輪的直徑又因為要考慮花鍵的大小，于是取 d1=22mm,因為可移動錐輪的存在，錐輪長度為122mm，可移動錐輪要在軸上來回移動，移動的距離取 15mm，花鍵的尾當(dāng)為30角的斜線，可以知道與斜線對應(yīng)的長度為 1mm，則 L1122+1+15138mm，考慮到還有一錐輪也有部分在 L1上，取 L1=175mm，d2=24mm,L2=122mm考慮到要在 d3處裝配一個軸承，所以 d3=25mm，選取軸承為 6305型號的深溝球軸承，所以 L4=17mm，退刀槽為 23mm。擋圈厚度為 2mm，擋圈在軸上的裝配深度為 3.2mm。所以 L517+4=21，取 L5=24mm因為考慮到要在 L6處安裝油封，取無骨架橡膠油封?？紤]到軸承的定位配合，取 d4=29mm。油封寬度為 14mm，考慮到與端蓋的裝配可知 L6取 40mm，取 d5=24mm,取鍵的尺寸為寬 8高 7。3.4 調(diào)速操縱機構(gòu)設(shè)計采用齒輪-齒條式調(diào)速操縱機構(gòu)（如圖 3-3所示）：圖 3-3 齒輪-齒條式調(diào)速操縱機構(gòu)3.4.1 確定齒輪的參數(shù)因為，齒輪齒條只作為調(diào)速用，所以在調(diào)速時不會受太大的力，所以齒輪的設(shè)計采用最小單位計算。故選取齒輪的齒數(shù)為 z=17，模數(shù)為 m=1.5， =1， =0.25， =1，*ahcd則 分度圓直徑 d1=171.5=25mm ，齒寬 b= d1=117=17mm d齒高 h=（2 ）m=（21+0.25）1.5=3.37mm*ahc20齒根圓直徑 =z-2（ ）m=（17-2-0.5）1.5=21.75mmfd*ahc齒頂圓直徑 =（z+2 ）m=（17+2）1.5=28.5mma齒距 p=m=3.141.5=4.71手輪端的直徑選取 d=30mm，D=110mm齒輪軸的長度根據(jù)裝配關(guān)系和齒寬的大小取長度為 245mm3.4.2 確定齒條的參數(shù)可以根據(jù)移動的范圍和配合及齒輪的直徑，可取齒條長度 L17+15,考慮裝配關(guān)系，取齒條長度為 65mm,齒高 h=3.5mm圖 3-4 調(diào)節(jié)套d2處和 d4處要安裝軸承，根據(jù)軸承的大小，可以知道得知：d2=120mm ， d4=90mm在 d2處和 d4處又兩個退刀槽，取 22,d5為 100mm，d3 處要和 d4處的軸承配合，根據(jù)要求可以選擇 d3=84mm根據(jù)配合知 d1的長度取 d1=136mmL1為齒條的長度，所以 L2=62mm ，L162+29=91mm,取 L1=105mm,L3=132mm 取 L4=L2=62mm，d2 處的內(nèi)徑長度根據(jù)軸承的裝配可以知道為 29mm，d4 處的長度同樣可以知道為 20mm，取 d3處內(nèi)徑孔的長度為 20mm，d5 處孔內(nèi)徑長32mm,d6=60mm。銷孔直徑的大小為 18mm銷孔的中心線到端面的距離為 9+17=26mm。3.4.3 計算螺桿螺桿圖 3-5所示21圖 3-5 螺桿根據(jù)螺桿所受的力可以選擇螺桿的直徑，因為受力為Qa=Qsina=4928.30.895=4410.82N，選取材料為 45性能為 4.6的螺桿，查表可得材料的屈服極限 =240MPa，查的安全系數(shù) S=4，故螺桿材料的許用應(yīng)力 =s /4=60 MPa， 根據(jù)式 =11mm。取 d1=11mm，s 41.3Fd牙型角為 60的等邊三角形。則螺桿小端為直徑 11mm，大端直徑為 12mm。螺桿的長度根據(jù)裝配關(guān)系選取 250mm3.5 設(shè)計箱體箱體的壁厚為 =0.04a+18，所以箱體的壁厚取為 =20mm地腳螺釘直徑 d=0.036a+12=0.036137+12=16.932mm，取 d=17mm。凸臺直徑可查的為 33mm，箱底座凸緣厚度為 1.5=30mm，地角螺釘?shù)臄?shù)目為 4個。軸承端蓋的螺釘直徑為，d1= (0.40.5)d,所以取 d1=10mm，取體的總長為 432mm345mm340mm，圖形其他尺寸參照設(shè)計手冊選取22第四章 強度校核4.1 鋼環(huán)強度驗算1）鋼環(huán)內(nèi)周的正應(yīng)力 102.8RirQhciAy=95.5 10000 1.25 4 cos63.5/(0.05 1000 35)=52551minos9.KPfD2.5于是得 i=19.25 2/N2）鋼環(huán)外周的正應(yīng)力=5.0620.18RerQhceAy2/Nm3）鋼環(huán)接觸處剖面內(nèi)的最大應(yīng)力=17.1820.63max0er2/4）鋼環(huán)許應(yīng)應(yīng)力sS式中 材料的屈服限。鋼環(huán)材料同樣選用 號鋼，故s 15GCr=380420s2/Nm許用安全系數(shù)，取 =2。SS于是得 =200 4022/可見，鋼環(huán)剖面內(nèi)各處的工作應(yīng)力均小于許用應(yīng)力，故強度足夠。234.2 校檢軸的強度輸入軸的功率 P1=4kW，輸入軸轉(zhuǎn)速 n1= 1000r/min,調(diào)速幅度 Rb=9每個錐輪所傳遞的扭矩T1=1/2*9550*1000*P1/n1=19.1, N.m T1=1/2*9550*1000*P1* / n2=47.55,N.m式中 P1為主動錐輪的傳遞功率，kW； 為傳動效率。每個錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力）N322869.701minTFtDx所以每個錐輪上的壓緊力=869.710.85/0.15=49233195502KPKnPQffDxx8.3N每個錐輪上的徑向壓緊力=4928.30.446=2198.02 NcosrQa每個錐輪上的軸向壓緊力=4928.30.895=4410.82in圖 4-1 受力圖a為角接觸軸承當(dāng)面到軸的中心線的距離，取 a=35.9mml1min=52-6.69-a=52-6.69-35.9=9.41mml2min=28+35.9=63.9mml3min=l1min=9.41mml4min=50+6+a=56+25.9=81.9mm因為 Qa=FH3所以可得 FV3=FH3/tana=4410.82/tan35=10523.25N24FV1=FV3=10523.25N根據(jù)力的平衡有方程FV4+ FV3+ FV1+ FV2=2Qr即 10523.25+10523.25+ FV2+ FV4=22198.02NFV2+ FV4=-16650.42NFV3l2-Qr（l2+l1）-Qr（l2+l1+l）+ FV1（l2+l1+l+l3）+ FV2（l2+l1+l+l3+l4）=0聯(lián)合兩式可以得出 FV2、FV4FV4= -10524.31 FV2=-6125.93N根據(jù)上序簡圖，計算處彎矩力圖和扭矩圖如圖 4-2所示：圖 4-2 軸的扭矩圖校檢軸的強度221()caMTW取 M=600N，T=14.01N.m ，W= =635，a=132()dbt計算出 =30.21，軸的材料為調(diào)質(zhì)處理 45號鋼，其中 =60，滿足ca 125設(shè)計總結(jié)畢業(yè)設(shè)計是我們從大學(xué)畢業(yè)生邁向社會實踐重要的一步。從選題，到計算、繪圖直到完成設(shè)計。找資料找老師指導(dǎo)與同學(xué)交流，直至完成圖紙。這次實踐，我了解了無級變速器的用途及工作原理，熟悉了無極變速器的設(shè)計步驟，鍛煉了工程設(shè)計實踐能力，培養(yǎng)了自己獨立設(shè)計能力。此次設(shè)計是專業(yè)知識和專業(yè)基礎(chǔ)知識一次實際檢驗和鞏固 。同時畢業(yè)設(shè)計也讓我明白了自己專業(yè)基礎(chǔ)知識很多不足之處。如自己動手設(shè)計能力差，缺乏綜合應(yīng)用專業(yè)知識的能力，畫圖工具知識缺乏等等。這次實踐是對自己大學(xué)四年所學(xué)的一次檢閱，使我明白自己知識還很淺薄，雖然馬上要畢業(yè)了，但以后求學(xué)之路還長，以后更應(yīng)該在工作中努力學(xué)習(xí)，自己成為一個對社會有所貢獻(xiàn)的人，同時在此非常感謝聶老師的細(xì)心指導(dǎo)，使我才能成功的完成此次畢業(yè)設(shè)計。 參考文獻(xiàn)1阮忠唐 主編 機械無級變速器 北京 機械工業(yè)出版社 ， 19882李洪 曲中謙 主編 實用軸承手冊 遼寧 科學(xué)技術(shù)出版社 ， 20003吳宗澤 主編 機械設(shè)計 北京 中央廣播大學(xué)出版社 ， 19984沈繼飛 主編 機械設(shè)計課程設(shè)計課題及指南北京 高等教育出版社， 1990 5唐照民 主編 機械設(shè)計手冊 北京高等教育出版社 ， 1995 6吳宗澤 主編 機械設(shè)計實用手冊 北京 工業(yè)出版社發(fā)行部 ， 2003.107成大先 主編 機械設(shè)計圖冊 北京：化學(xué)工業(yè)出版社， 200026附錄Fixed-Speed Wind-Generator and Wind-Park Modeling for Transient Stability StudiesIncreasing levels of wind-turbine generation in modern power systems is initiating a need for accurate wind-generation transient stability models. Because many wind generators are often grouped together in wind parks， equivalence modeling of several wind generators is especially critical. In this paper， reduced-order dynamic fixed-speed wind-generator model appropriate for transient stability simulation is presented. The models derived using a model reduction technique of a high-order finite-element model. Then， an equivalency approach is presented that demonstrates how several wind generators in a wind park can be combined into a single reduced-order model. Simulation cases are presented to demonstrate several unique properties of a powersystem containing wind generators. The results in these paper focuson horizontal-axis turbines using an induction machine directly connected to the grid as the generator.Index TermsTransient stability simulation， wind-generator modeling， wind-park modeling， wind-turbine modeling.I. INTRODUCTIONThis encompasses many modern large-scale systems. Because large wind installations consist of many wind generators， wind-park-modeling is a critical need. Consequently， the second goals to present a methodology for combining several wind generators connected to the grid through a common bus 27into a singleequivalent model.Wind generators are primarily classified as fixed speed or variable speed. With most fixed-speed units， the turbine drives an induction generator that is directly connected to the grid.The turbine speed varies very little due to the steep slope of the generators torque-speed characteristic； therefore， it is termed fixed-speed system. With a variable-speed unit， the generator is connected to the grid using power-electronic converter technology. This allows the turbine speed to be controlled to maximize performance (e.g.， power capture). Both approaches areManuscript received February 3， 2004. This work was supported in part bythe Western Area Power Administration. Paper no. TPWRS-00388-2003.The authors are with Montana Tech， University of Montana， Butte， MT59701USA (e-mail: dtrudnowskimtech.edu).Digital Object Identifier 10.1109/TPWRS.2004.836204 common in the wind industry. In this paper， we focus on modeling the fixed-speed unit and an equivalent model of severalA wind park consists of several wind generators connected toothed transmission system through a single bus. Because modeling each individual turbine for transient stability is overly cumbersome，our goal is to lump the wind park into a minimal setoff equivalent wind-generator models. Our approach for equivalence modeling of a wind park involves combining all turbines with the same mechanical natural frequency into a single equivalent turbine. Simulation results demonstrate this approach provides accurate results.A representative example of published results for modeling wind generators for transient stability is contained in 210.Results for modeling fixed-speed wind generators have focused on two primary approaches. The first approach represents the turbine and generator rotor as a single inertia thus ignoring the systems mechanical natural frequency 25. The second approach represents the turbine blades and hub as one inertia connectedto the generator inertia through a spring 69. In all of these papers， the spring stiffness is calculated from the systems shaft.Our research indicates that representing the first-mode mechanical frequency is critical to an accurate model. Finite-element analysis has shown 28that the first-mode dynamics are primarily a result of the flexibility of the turbine blades not the shaft as assumed by others 11. The modeling approach presented in this paper centers on the fact that the primary flexible mechanical component is the turbine blade. The results in 7 focus on reduced-order wind-park modeling. The authors use a standard induction generator equiva-0885-8950/04$20.00 2004 lancing method to combine several wind generator systems. But，the authors do not address the problem of combining the turbines in such a way to preserve the mechanical natural frequencies. Our research indicates this is critical to having an accurate wind park model. A thorough discussion of reduced-order modeling of variable-speed turbines is contained in 10. The authors argue the turbine mechanics can be represented as a single inertia because the variable-speed connection decouples the mechanical dynamics from the electromechanical dynamics. Our results do not consider the variable-speed case. The work described in 210 focuses on low-order turbine models that can be easily implemented in large-scale transient stability codes. Considerable research has focused on modeling at a more detailed level. An excellent overview and literature review is contained in 17. Detailed modeling approaches range from highly-detailed finite-element models to more simplified six-mass， five-mass， and three-mass turbine models. The majorityof these models use momentum theory 13 to calculate aerodynamic forces.III. TURBINE DYNAMICSOur approach for developing a reduced-order model consists of starting with a highly-detailed mechanical and aerodynamic turbine model and then removing all dynamic effects outside the electromechanical range. In this reduction process， all analysis is done from the perspective of the turbine shaft that drives the 325 cillation. Detailed modal analysis of the system shows that the oscillation is the result of the outer portions of the blades vibrating against both the inner portions of the blades and all other inertias on the shaft 11，12. Such a result is typical， especially forlarge turbines. Modern wind-turbine blades are very large and flexible， and tend to vibrate at their first mode when excited from the hub. Pony analysis of the oscillation in Fig. 1 shows it primarily contains a 4-Hz 29component 12. This is also typical of large-scale turbines， which usually have a first-mode natural mechanical frequency in the 0- to 10-Hz range. Because this range is also typical for electromechanical oscillations， it is critical to represent the mechanical oscillations of the wind-turbine as they wil