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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
在具有廣闊的發(fā)展前景和市場空間的汽車行業(yè)中，車輛技術(shù)也得到較快的發(fā)展。金屬帶式無級變速器是一種新型的機械摩擦式無級變速器，具有承載能力強、效率高、平穩(wěn)性好、環(huán)保節(jié)能等優(yōu)良的傳動特性，特別適用于需要傳遞中大功率而又需無級調(diào)速的場合。
本設計是基于現(xiàn)代人們對汽車性能的更高要求，鑒于國內(nèi)外專家對無級變速器的研究與分析，結(jié)合金屬帶式無級變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢、基本結(jié)構(gòu)、傳動原理、性能特點，主要以其在轎車中的應用，設計金屬帶式無級變速器的傳動機構(gòu)，根據(jù)對設計參數(shù)的分析，對整個無級變速器的各級傳動部分的傳動方式進行詳細的設計，包括主、從動帶輪；主、從動錐盤；中間減速機構(gòu)，使其與傳統(tǒng)的變速器相比，耐用性能、加速性能、燃油性能以及排放性能都得到改善。
關鍵詞：金屬帶；無級變速器；傳動機構(gòu)；機械摩擦式；主、從動錐盤；中間減速機構(gòu)
ABSTRACT
In a broad development prospects and market space in the auto industry, vehicle technology has also been developed quickly. Metal belt type variator is a new type of mechanical friction type variator, high bearing ability, high efficiency, energy saving and steadiness, good environment protection fine transmission characteristics, especially suitable for high power and in need to pass to stepless speed regulation occasion.
This design is based on the modern people to an automobile performance higher request, in view of the fact that the domestic and foreign experts to variator's research and the analysis，combined with the metal belt type continuously variable transmission of the status and development trends, the basic structure, transmission principle, performance characteristics.According to its application in cars, completed the design of metal belt CVT transmission, based on the design variable's analysis, the transmission part at all levels of detail design transmission mode, , including master, driven pulleys; Lord, driven cone-disk; intermediate deceleration institutions and compared with the traditional transmission, durable performance, and accelerating performance, fuel performance and emission performance is improved.
Keywords：Metal belt；Contiuously Variable Transmission；transmission；a type of mechanical friction; lord, driven cone-disk; ntermediate deceleration institutions
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 概述 1
1.1.1 金屬帶式無級變速器的發(fā)展 1
1.1.2 金屬帶式無級變速器的優(yōu)點 2
第2章 金屬帶式無級變速器傳動的基本原理 4
2.1 金屬帶式無級變速器的基本組成 4
2.1.1 起步離合器 4
2.1.2 行星齒輪機構(gòu) 5
2.1.3 無級變速機構(gòu) 5
2.1.4 控制系統(tǒng) 5
2.1.5 中間減速機構(gòu) 7
2.2 金屬帶式無級變速器的工作原理 7
2.2.1 金屬帶式無級變速器的工作原理 7
2.2.2 離合器換向機構(gòu)的工作原理 7
2.3 本章小結(jié) 7
第3章 基本數(shù)據(jù)選擇 9
3.1 主要技術(shù)指標 9
3.1.1 基本參數(shù) 9
3.2 齒輪相關數(shù)據(jù)的計算 11
3.2.1 齒輪參數(shù) 11
3.2.2 各齒輪齒數(shù)及參數(shù)分配 12
3.3 滾動球鍵 21
3.4 本章小結(jié) 22
第4章 齒輪校核 23
4.1 齒輪材料的選擇原則 23
4.2 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 23
4.3 輪齒強度計算 23
4.3.1 齒面接觸強度參數(shù)計算 23
4.3.2 齒面接觸應力計算 32
4.3.3 輪齒彎曲強度計算 35
4.4 各齒輪受力計算 41
4.5 本章小結(jié) 43
第5章 軸及軸上支撐件的校核 44
5.1 軸的工藝要求 44
5.2 軸的強度計算 44
5.2.1 初選軸的直徑 44
5.2.2 軸的強度驗算 45
5.3 軸承的選擇及花鍵的可靠性分析 53
5.4 本章小結(jié) 55
結(jié)論 56
參考文獻 57
致謝 59
附錄A 60
附錄B 69
第1章 緒 論
1.1 概述
近些年來，汽車技術(shù)有了很大發(fā)展，汽車的性能不斷提高，汽車變速器對汽車的性能有較大的影響。目前，自動變速器技術(shù)已經(jīng)很成熟，但是，現(xiàn)在應用的自動變速器基本上都是有級變速器，對汽車無級變速器還處在研究、實驗階段。在歐洲的發(fā)達國家已經(jīng)有很多大的汽車制造商把無級變速器應用于轎車，節(jié)能減排已經(jīng)成為世界對于汽車的一種追求，在我國汽車無級變速器的研究更是處于起步階段。
設計一種能夠適用于轎車的機械無級變速器已經(jīng)顯得越來越重要。本設計結(jié)合金屬帶式無級變速器，設計金屬帶式無級變速器的傳動機構(gòu)。根據(jù)對設計參數(shù)的分析，對整個無級變速器的各級傳動部分的傳動方式進行詳細的設計。
1.1.1 金屬帶式無級變速器的發(fā)展
由于內(nèi)燃機工作特性的限制，為了發(fā)揮內(nèi)燃機的能力和降低油耗，人們采用了變速器，而最佳的選擇是無級變速器。
二十世紀七十年代中期，荷蘭Van Doorne's Transmissie B.V公司（簡稱VDT公司）開發(fā)出一種金屬帶式無級自動變速器，稱為VDT-CVT（Continuously Variable Transmission）。這種無級自動變速器克服了以前其它傳動形式的缺點，實現(xiàn)了真正意義上的無級變速傳動。VDT-CVT自1987年商品化以來，到目前為止，世界上幾乎所有的汽車生產(chǎn)廠家，都接受了這項技術(shù)，開發(fā)出自己的CVT。CVT的適用范圍也從最初的0.6升，發(fā)展到目前的3.3升。
2000年，中國的程乃士教授開始研發(fā)無偏斜曲母線錐盤金屬帶式無級變速器，2003年研發(fā)無偏斜復合母線錐盤金屬帶式無級變速器，2005年研發(fā)無偏斜等強共軛曲母線無級變速器，并于2007年在吉利汽車公司實現(xiàn)裝車；2006年研發(fā)平盤非對稱直母線無偏斜金屬帶式無級變速器，2007年在眾泰汽車公司實現(xiàn)裝車。
金屬帶式無級變速器是汽車理想的傳動系統(tǒng)，它可提高汽車的經(jīng)濟性，改善汽車的動力性，便于操作是汽車的核心技術(shù)之一。金屬帶式無級變速器的結(jié)構(gòu)、變速原理、受力情況等已經(jīng)研究成熟。金屬帶式無級變速器的試驗應包括專用臺架及路況試驗，CVT專用臺架技術(shù)由世界上少數(shù)幾個大公司壟斷，如ZF公司、Doorne公司等，CVT所有的動態(tài)實驗都能在專用臺架上進行，但專用臺架造價高，國內(nèi)外研究人員研究CVT的動態(tài)特性時大多在自制的簡易實驗臺上并配合仿真進行。結(jié)合金屬帶式無級變速器，設計金屬帶式無級變速器的傳動機構(gòu)，使變速機構(gòu)實現(xiàn)迅速、準確的變速。
1.1.2 金屬帶式無級變速器的優(yōu)點
汽車界對CVT技術(shù)的研究開發(fā)日益重視，特別是在微型轎車中，CVT被認為是最佳的傳動裝置。根據(jù)國內(nèi)外一些文獻資料和實際經(jīng)驗，將其優(yōu)點歸納為以下幾個方面：
1. 速比無級調(diào)節(jié)
由計算機控制速比連續(xù)的變化，駕駛員無需考慮換檔，消除了人為換檔技術(shù)的影響，不會出現(xiàn)MT的換檔時速比的跳躍，使汽車駕駛平順、舒適。故在簡化了汽車行駛過程中的操作同時，也減輕了駕駛員的勞動強度，提高了行車的安全性，使汽車易于駕駛，有利于汽車的普遍使用。
2. 提高燃油經(jīng)濟性和動力性
采用液力變矩器的無級變速器，由于其工作原理是用油作為動力傳動的介質(zhì)，許多能量消耗在油的內(nèi)摩擦上，傳動效率低，通常為80%～85%，比傳統(tǒng)的MT和AT大約費油10%～20%，而且液力變矩器轉(zhuǎn)差越大，效率越低。通常減速比不大于2，只能再增加2～3檔有級變速，每兩檔中間用液力變矩器實現(xiàn)無級變速。由于無級變速傳動使發(fā)動機的工作點與車速無關，根據(jù)不同的需要可以控制發(fā)動機的工作點在最經(jīng)濟工作點或最佳動力工作點工作，依靠變速器無級調(diào)速來適應汽車的各種速度，可以使發(fā)動機燃燒最好，排氣污染最小，達到節(jié)油的目的。因此無級變速傳動比其它傳動方式表現(xiàn)出更高的經(jīng)濟性和動力性。目前據(jù)國外統(tǒng)計數(shù)據(jù)，采用CVT的汽車比采用AT的汽車節(jié)油7%～15%。同樣，ZF公司進行了對比試驗，結(jié)果表明：在美國環(huán)境保護局城市和公路循環(huán)工況下，裝備CVT的汽車比4檔AT汽車燃油經(jīng)濟性提高10%；0~60 mph加速試驗中，裝備CVT的汽車比AT汽車少用1秒多。
隨著汽車電子技術(shù)的發(fā)展，電子技術(shù)與自動控制技術(shù)的不斷應用，使得CVT的總體性能比同類的AT更為突出。對于典型的5檔AT，不同檔位的傳動效率有很大的差異，平均傳動效率為6%。一般的MT的傳動效率為97%。盡管金屬帶式無級變速器為摩擦傳動，但它的傳動效率，經(jīng)試驗測定達到90～97%之間，與MT的傳動效率差不多。根據(jù)世界各汽車公司按不同的試驗標準對CVT進行試驗，結(jié)果表明，CVT與同類四檔自動變速器相比：加速性能可提高10%，燃油經(jīng)濟性提高10%～15%，排放降低10%，平順性更好。
3. 降低有害物質(zhì)的排放
由于無級變速傳動能使速比連續(xù)變化，而且具有較寬的速比變化范圍，這樣就能夠使發(fā)動機經(jīng)常在理想?yún)^(qū)域內(nèi)處于穩(wěn)定運轉(zhuǎn)狀態(tài)，減少了發(fā)動機在不穩(wěn)定工況工作的時間，從而減少廢氣中有害物質(zhì)的排放量，減輕了對環(huán)境的污染。ZF公司通過試驗測定汽車在裝備CVT后，其有害物質(zhì)的排放量比裝備4檔AT的汽車減少10~15%。若進一步優(yōu)化的控制方法，CVT汽車的排放還可進一步降低。
4. 實現(xiàn)汽車動力傳動系統(tǒng)的綜合控制
在電子控制技術(shù)高速發(fā)展的今天，采用CVT電液控制系統(tǒng)的汽車，通過電子控制裝置， 將發(fā)動機和無級變速器結(jié)合在一起實現(xiàn)汽車動力傳動系統(tǒng)的綜合控制，可以使無級變速的優(yōu)越性體現(xiàn)的更為顯著。發(fā)動機能夠在某一轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生很大的轉(zhuǎn)矩變化范圍；也可以在某一轉(zhuǎn)矩下，產(chǎn)生很大的轉(zhuǎn)速變化范圍。這樣通過調(diào)節(jié)速比變化和發(fā)動機的節(jié)氣門，控制發(fā)動機的功率與汽車驅(qū)動輪上的功率平衡，就能夠使燃油經(jīng)濟性與汽車性能達到最佳水平。采用CVT傳動系統(tǒng)的汽車，也可以實現(xiàn)發(fā)動機控制模塊、CVT控制模塊、ABS控制模塊之間交互通訊。不僅可以實現(xiàn)傳動系一體化控制，而且可以實現(xiàn)整個汽車系統(tǒng)的綜合控制，使得控制效果得到極大的改善。
5.結(jié)構(gòu)簡單，成本低，可靠性高
產(chǎn)品成本與可靠性依賴于產(chǎn)品的技術(shù)含量、材料、制造工藝等因素。金屬帶式無級變速器結(jié)構(gòu)簡單，主要由金屬帶—工作帶輪組和控制系統(tǒng)構(gòu)成，傳動零件數(shù)（約300 個）遠少于自動變速器（約500個），因此變速器的重量輕，體積小。核心部件金屬帶由荷蘭VDT公司生產(chǎn)，以前價格比較昂貴（在1995年約占CVT成本的30%）。為了提高產(chǎn)品的競爭能力，VDT公司近幾年在金屬帶零部件的結(jié)構(gòu)設計、材料和加工工藝上都進行了合理改進，產(chǎn)品價格已經(jīng)大幅度降低。 簡而言之，由于金屬帶式無級變速器的結(jié)構(gòu)簡單，關鍵零部件采用高強度優(yōu)質(zhì)材料與無限壽命設計方法進行產(chǎn)品設計和制造。因此該系統(tǒng)質(zhì)量高，使用可靠，與汽車具有相同的壽命。
第2章 金屬帶式無級變速器傳動的基本原理
2.1 金屬帶式無級變速器的基本組成
金屬帶式無級變速器主要是由起步離合器、行星齒輪機構(gòu)、無級變速機構(gòu)、控制系統(tǒng)和中間減速機構(gòu)構(gòu)成，如圖2.1所示。
1
2
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6
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13
9
1—倒檔離合器 2—前進離合器 3—雙排行星輪 4—行星架 5—中間減速機構(gòu)
6—主減速器 7—半軸殼 8—從動移動錐盤 9—從動固定錐盤 10—從動缸
11—主動固定錐盤 12—主動移動錐盤 13—主動缸
圖2.1金屬帶式無級變速器的基本組成
2.1.1 起步離合器
汽車無級變速器中的前進、倒擋離合器是一種濕式多片離合器。離合器靠液壓缸活塞壓力進行傳遞轉(zhuǎn)矩。當泄壓時，活塞靠回位彈簧返回。多片式離合器因能獲得較大的摩擦面積，所以能夠傳遞較大的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)離合器摩擦片的數(shù)量，很容易改變其所傳遞的轉(zhuǎn)矩的能力。
離合器摩擦材料以紙基摩擦材料為主，它是以石棉、碳纖維素等纖維或棉、木材、合成纖維作為母體材料，添加無機、有機的高摩擦材料，并在進行攪拌的基礎上，浸漬酚醛類樹脂硬化而成。將其粘在鋼片上，這種材料的特點是多孔、網(wǎng)狀，具有彈性，摩擦因數(shù)高，高壓，高溫，高圓周速度時的穩(wěn)定性好。
2.1.2 行星齒輪機構(gòu)
無級變速器的行星齒輪機構(gòu)采用雙行星齒輪機構(gòu)，行星架上固定有內(nèi)、外行星齒輪和右支架，其中右支架是通過螺栓固定在行星架上，外行星齒輪和齒圈嚙合，內(nèi)行星齒輪和太陽輪嚙合。它們可以實現(xiàn)前進和倒檔。行星齒輪機構(gòu)實現(xiàn)倒檔操作，倒檔的旋轉(zhuǎn)方向是通過行星齒輪系改變的。
行星傳動是一種常嚙合傳動，與定軸式相比，能減少換向的沖擊，使換向平穩(wěn)柔順。明顯縮小變速器軸向尺寸，此外多點嚙合的對稱性，不僅使徑向力相互平衡，且使運動平穩(wěn)，抗沖擊和抗振動能力強、壽命長。通過增減行星齒輪的數(shù)目，可以改變行星機構(gòu)的承載能力。
2.1.3 無級變速機構(gòu)
如圖2.2所示，無級變速機構(gòu)由金屬傳動帶和主、被動工作輪組成。金屬傳動帶由兩百多個金屬片和兩組金屬環(huán)組成，每個金屬片的厚度為1.4mm，在兩側(cè)工作輪擠壓力作用下傳遞動力。每組金屬環(huán)由9或12片厚度為0.18mm的帶環(huán)疊合而成，金屬環(huán)的功用是提供預緊力，在動力傳遞過程中，支撐和引導金屬片的運動，有時承擔部分轉(zhuǎn)矩的傳遞。摩擦片的作用是傳遞轉(zhuǎn)矩，錐盤母線應與摩擦片側(cè)邊共軛，以保證變速時金屬帶不發(fā)生軸向偏斜，使金屬帶不承受附加側(cè)向彎曲應力的作用。主、被動工作輪由可動和不動錐盤兩部分組成。
在金屬帶式無級變速器的工作過程中，主、從動帶輪的中心距是固定的，根據(jù)傳動比的要求，主、從動軸上的移動錐盤作軸向移動，改變帶輪的工作半徑，從而改變傳動比。由于帶輪的工作半徑可以連續(xù)變化，所以可實現(xiàn)無級變速。
無偏斜金屬帶式無級變速傳動，不僅避免了對稱直母線錐盤傳動由于偏斜產(chǎn)生的附加的摩擦損失，而且由于不偏斜，可以加大傳動工作半徑，擴大傳動比的范圍，提高傳動能力。
2.1.4 控制系統(tǒng)
控制系統(tǒng)是用來實現(xiàn)無級變速器系統(tǒng)傳動比無級自動變化的。在無級變速器系統(tǒng)中，采用機－液控制系統(tǒng)或電－液控制系統(tǒng)。它主要由油泵（齒輪泵和滾子葉片泵）、液壓調(diào)節(jié)閥（速比和帶與輪間壓緊力的調(diào)節(jié)）、傳感器（油門和發(fā)動機轉(zhuǎn)速）和主、從工作輪的液壓缸及管道組成，實現(xiàn)傳動無級變速的調(diào)節(jié)。速比控制、夾緊力控制和起步離合器的控制是無級變速控制系統(tǒng)的關鍵。
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1—主動輪可動錐盤 2—主動輪固定錐盤 3—從動輪可動錐盤 4—從動輪固定錐盤
5—鋼片環(huán)帶組 6—摩擦片
圖2.2無級變速機構(gòu)組成
汽車的運行工況經(jīng)常處于變化之中，CVT速比的控制，對應于不同的區(qū)域有不同的控制策略。在汽車起步區(qū)，離合器處于滑轉(zhuǎn)階段，控制系統(tǒng)的目標是提供足夠大的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩使汽車起步，直到車速到達CVT最大速比時的對應值。在這個階段，CVT的速比保持最大值；在CVT正?？刂茀^(qū)域，發(fā)動機按最佳燃油經(jīng)濟性工作曲線或最佳動力性工作曲線運行，傳動系統(tǒng)通過控制速比的變化率來使發(fā)動機工作在一定的速度范圍。
通過控制從動輪夾緊力來保證主、從動帶輪夾緊力都滿足轉(zhuǎn)矩傳遞的需要，可以稱為夾緊力唯一控制原理。這種控制的主要優(yōu)點在于，金屬帶式無級變速器傳遞的轉(zhuǎn)矩在原理上唯一地由從動輪夾緊力控制，可以在軟件和硬件方面構(gòu)造成相對簡單的形式，可以快速和準確地實現(xiàn)央緊力控制和傳動比控制。
為了保證對速比有很好的控制，主動液壓缸橫截面積為被動缸的1.7-2倍，隨具體參數(shù)的變化略有不同。荷蘭VDT公司所研制的CVT所采用的是單液壓回路，與雙液壓回路相比，它具有結(jié)構(gòu)簡單，所需控制閥的數(shù)量少，控制變量少的優(yōu)點，因此具有較大的使用價值。
2.1.5 中間減速機構(gòu)
由于無級變速機構(gòu)可提供的速比變化范圍為2.6～0.445左右，不能完全滿足整車傳動比變化范圍的要求，故設有中間減速機構(gòu)，為兩級齒輪傳動。
發(fā)動機的動力通過變矩器離合器和液力變矩器傳給前進、倒擋離合器，液壓泵產(chǎn)生的高壓油通過液壓缸將力施加給錐盤變速裝置，該力施加給金屬帶組件產(chǎn)生摩擦力，將主動軸的轉(zhuǎn)矩傳遞給從動軸，然后通過減速裝置，經(jīng)差速器輸出給車輪。
2.2 金屬帶式無級變速器的工作原理
2.2.1 金屬帶式無級變速器的工作原理
金屬帶式無級變速器是摩擦式無級變速器，發(fā)動機輸出的動力傳到主動帶輪上，主動帶輪通過與金屬帶的V型摩擦片側(cè)邊接觸產(chǎn)生摩擦力，推動摩擦片向前運動，并推壓前一個摩擦片，在二者之間產(chǎn)生推壓力。該推壓力在接觸弧上形成后，隨著摩擦片由接觸弧的入口向出口運動逐漸增大，經(jīng)金屬帶傳到從動帶輪上。在從動帶輪上，靠摩擦片與從動帶輪的接觸產(chǎn)生摩擦力，帶動從動帶輪轉(zhuǎn)動，將動力傳到了從動軸上。隨著傳遞轉(zhuǎn)矩的增加，主動輪上擠在一起的摩擦片增多。所有與從動輪接觸的摩擦片，相鄰片之間無間隙，相互之間有推壓力作用。隨著摩擦片由接觸弧的入口向出口運動，摩擦片間的推壓力逐漸減小，最后消失。依靠摩擦片間的推壓作用傳遞動力是金屬帶式無級變速器傳動的一個重要特征，金屬帶式無級變速傳動為推式傳動。
2.2.2 離合器換向機構(gòu)的工作原理
離合器換向機構(gòu)的輸入軸即行星機構(gòu)中的行星架輸入軸，通過花鍵與發(fā)動機的飛輪盤相聯(lián)接，同時行星架通過緊固螺栓與行星架蓋固定在一起。行星架上裝有三到四對雙排行星輪，內(nèi)行星輪同時與中心輪和外行星輪相嚙合，外行星輪同時與內(nèi)行星輪和內(nèi)齒圈相嚙合。內(nèi)齒圈的外側(cè)與倒檔離合器的摩擦片通過花鍵聯(lián)接在一起。行星架蓋外側(cè)與前進離合器的摩擦片也通過花鍵聯(lián)接在一起。在前進和倒檔離合器的摩擦片與摩擦片之間裝有摩擦片壓盤，并分別由前進離合器液壓缸、倒檔離合器液壓缸來實現(xiàn)摩擦片的夾緊和分離。
發(fā)動機的動力由發(fā)動機的飛輪盤通過行星架的輸入軸傳遞到行星架上，然后再通過行星架蓋和前進離合器直接傳遞到變速器的一軸（前進狀態(tài)）；或者通過內(nèi)齒圈和倒檔離合器的固定作用，將動力傳遞給兩排行星輪，再傳遞給中心輪，最后傳遞到變速器的一軸（倒檔狀態(tài)），從而實現(xiàn)汽車的前進和倒檔。
2.3 本章小結(jié)
本章介紹了金屬帶式無級變速器的組成及工作原理，并簡述了離合器換向機構(gòu)的工作原理。金屬帶式無級變速器主要是由起步離合器、行星齒輪機構(gòu)、無級變速機構(gòu)、控制系統(tǒng)和中間減速機構(gòu)構(gòu)成。金屬帶式無級變速器是摩擦式無級變速器，主、從動兩隊錐盤夾持金屬帶，靠摩擦力傳遞動力和轉(zhuǎn)矩。主、從動邊的動錐盤的軸向移動，使金屬帶徑向工作半徑發(fā)生無級變化，從而實現(xiàn)傳動的無級變化，即無級變速。
第3章 基本數(shù)據(jù)選擇
3.1 主要技術(shù)指標
額定功率：Kw/rpm；
最大扭矩：Nm/rpm；
無極變速機構(gòu)傳動比：0.4～2.88；
中間減速機構(gòu)傳動比：第一級傳動比為1.4，第二級傳動比為1.9。
3.1.1 基本參數(shù)
1. 確定變速比
變速比的大小取決于主、從動帶輪的最大工作半徑和最小工作半徑。最大工作半徑受兩帶輪中心距的限制，最小工作半徑受主、從動輪軸徑的限制。變速器增速與減速對稱分布時，主、從動輪尺寸相同，變速比如公式3.1所示：
= （3.1)
根據(jù)公式3.1得：
=
因變速器增速與減速對稱分布采用對稱調(diào)速，則根據(jù)公式3.1可得：
2. 帶輪半徑R、運行角、包角之間的關系如公式3.2、3.3、3.4、3.5所示：
（3.1)
最大運行角 （3.3)
（3.2）
隨著的增大而逐漸增大，隨著A的增大而逐漸減小。
對應于最小工作半徑, 故不可以太小。
（3.3）
3. 金屬帶傳動中，帶輪楔角不能太小，經(jīng)驗值22～24度，所以選其楔角為24度，帶輪工作直徑可達75mm，傳動比范圍可達0.45～2.22，以確保其工作可靠。
（1）初選金屬帶帶輪的軸徑
mm （3.6）
初選帶輪的工作半徑
mm （3.4）
為保證其工作可靠，取mm
（2）當從動輪工作在最大節(jié)圓半徑，主動輪工作在最小節(jié)圓半徑時，傳動比最大
mm （3.5）
mm （3.6）
（3）確定帶輪節(jié)圓半徑
mm （3.7）
取mm
（3.8）
（3.9）
mm
（4）確定主、從動帶輪的外徑、
（3.10）
mm
取==121mm
（5）確定主、從動帶輪中心距
mm （3.11）
（6）確定帶輪軸徑
mm （3.12）
則：
（3.13）
（3.14）
（7）確定帶長和帶輪的軸向移動
（3.15）
由公式3.18得：
L
=1004.7176mm
移動錐盤相對傳動比i=1時的軸向位移是
mm （3.16）
3.2 齒輪相關數(shù)據(jù)的計算
3.2.1 齒輪參數(shù)
1. 初步確定兩錐盤軸的中心距，如公式3.20：
（3.17）
根據(jù)公式3.20可得：
mm
式中，，
初定其為70 mm。
2. 基本參數(shù)
（1）模數(shù)：齒輪的模數(shù)在2.25～2.75之間，取mm；
（2）壓力角：國家規(guī)定的標準壓力角為20°；
（3）螺旋角：??；
（4）齒寬b:，其中；
（5）齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。
3.2.2 各齒輪齒數(shù)及參數(shù)分配
1. 確定從動軸上齒輪的齒數(shù)
（1）傳動比，取，b=20
齒數(shù)和= （3.18）
取整為。
（3.19）
由式（3.22）得：
所以
在選取齒輪齒數(shù)時，應盡量避免齒輪齒數(shù)出現(xiàn)公約數(shù)，但為保證傳動比i=1.4，現(xiàn)保持原數(shù)。
（2）對中心距進行修正
（3.20）
mm
取整mm。
對齒輪進行角度變位
端面嚙合角：
tan=tan/cos
= （3.21）
所以=21.1728°
嚙合角
cos==0.9458 （3.22）
所以=18.9475°
變位系數(shù)之和
（3.23）
=
即：，
由式（3.23）計算精確值：
（3）齒輪輪齒參數(shù)
分度圓直徑 （3.24）
=2.75×20/cos21.631°=59.1666mm
=2.75×28/cos21.631°=82.8334mm
齒頂高 （3.25）
= 1×2.75=2.75mm
齒根高 （3.26）
=（1+0.25）×2.75=3.3475mm
齒全高 (3.27)
=2.75+3.3475=6.1875mm
齒頂圓直徑 (3.28)
=59.1666+2×2.75=64.6666mm
=82.8334+2×2.75=88.3334mm
齒根圓直徑 (3.29)
=59.1666-2×3.3475=52.4716mm
=82.8334-2×3.3475=76.1384mm
當量齒數(shù) (3.30)
==24.8985
==34.8579
節(jié)圓直徑 (3.31)
(3.32)
mm
mm
mm
mm
2. 確定第二級減速機構(gòu)齒輪的齒數(shù)
（1）傳動比，取，b=21
(3.33)
mm
初選其為86mm
由式（3.21）齒數(shù)和=
取整為。
則由式（3.22）得：
所以
?。?
則
（2）對中心距進行修正
由式（3.23）得：
mm
取整mm。
對齒輪進行角度變位
由式（3.24）得端面嚙合角
tan=tan/cos=
所以：=21.1728°
由式（3.25）得嚙合角 ：
cos==0.9346
所以：=20.8289°
由式（3.26）得變位系數(shù)之和
=
所以，
由式（3.23）計算精確值：A=
所以
（3）分度圓直徑 由式（3.27）得：
=3×19/cos19.6336°=60.5185mm
=3×35/cos19.6336°=111.4815mm
齒頂高 由式（3.28）得：
= 3mm
齒根高 由式（3.29）得：
=3.75mm
齒全高 由式（3.30）得：
=3+3.75=6.75mm
齒頂圓直徑 由式（3.31）得：
=60.5158+2×3=66.5185mm
=111.4815+2×3=117.4815mm
齒根圓直徑 由式（3.32）得：
=60.5185-2×3.75=53.0185mm
=111.4815-2×3.75=103.9815mm
當量齒數(shù) 由式（3.33）得：
==24.8985
==34.8579
節(jié)圓直徑 由式（3.34）得：
mm
mm
mm
mm
3. 確定主減速機構(gòu)齒輪的齒數(shù)
（1）傳動比，取，b=21
由式（3.36）得：
mm
初選其為160 mm。
由式（3.37）得齒數(shù)和=
取整為
由式（3.22）得：
所以：
取=19，=82
則
（2）對中心距進行修正
由式（3.23）mm
取整mm。
對齒輪進行角度變位
由式（3.24）得端面嚙合角
tan=tan/cos=
所以=21.1728°
由式（3.25）得嚙合角
cos==0.9337
所以=20.9679°
由式（3.26）得變位系數(shù)之和
=
即：，
由式（3.23）計算精確值：A=
所以
（3）分度圓直徑 由式（3.27）得：
=3×19/cos19.781°=60.574mm
=3×82/cos19.781°=261.426mm
齒頂高 由式（3.28）得：
= 3mm
齒根高 由式（3.29）得：
=3.75mm
齒全高 由式（3.30）得：
=3+3.75=6.75mm
齒頂圓直徑 由式（3.31）得：
=60.574+2×3=66.574mm
=261.426+2×3=267.426mm
齒根圓直徑 由式（3.32）得：
=60.574-2×3.75=53.074mm
=267.426-2×3.75=259.926mm
當量齒數(shù) 由式（3.33）得：
==22.803
==98.413
節(jié)圓直徑，由式（3.34）得：
mm
mm
mm
mm
4. 確定行星齒輪的齒數(shù)
（1）采用標準齒輪，即6個行星齒輪。
則
所以=2.0625×1.9×1.4×(0.3727～2.6833)=2.0447～14.7212
根據(jù)參考車型帝豪EC718，取=2.963
（2）斜齒輪傳動：，b=7×2.75=19.25
分度圓直徑 由式（3.27）得：
=2.75×32/cos20°=93.6476mm
=2.75×13/cos20°=38.0444mm
=2.75×66/cos20°=193.1482mm
齒頂高 由式（3.28）得：
= 2.75mm
齒根高 由式（3.29）得：
=3.4375mm
齒全高 由式（3.30）得：
=2.75+3.4375=6.1875mm
齒頂圓直徑 由式（3.31）得：
=93.6476+2×2.75=99.1476mm
=38.0444+2×2.75=43.5444mm
=193.1482-2×2.75=187.6482mm
齒根圓直徑 由式（3.32）得：
=93.6476-2×3.4375=86.7726mm
=38.0444-2×3.4375=31.1694mm
=193.1482+2×3.4375=200.0243mm
當量齒數(shù) 由式（3.33）得：
==38.5649
==15.6670
==79.5402
3.3 滾動球鍵
動錐盤和定錐盤作軸向相對運動時，滾動球鍵在鍵槽里滾動，輕松地實現(xiàn)錐盤的開合，調(diào)整傳動比實現(xiàn)無級變速。
在鍵槽里用軸向彈簧卡圈和孔用彈簧卡圈限制球鍵的移動范圍，保證球鍵始終作用在有效范圍內(nèi)。軸用彈簧卡圈和孔用彈簧卡圈間最大距離應保證大于等于一組滾動球鍵的直徑和錐盤有效的移動距離的總長，即
（3.34）
式中，—軸用彈簧卡圈和孔用彈簧卡圈間距離（mm）；
—每個滾動體（鋼球）直徑(mm)；
—組滾動球鍵的滾動體（鋼球）組成個數(shù)；
—錐盤的有效移動距離（mm）。
一組球鍵由三個滾動體（鋼球）組成，則當錐盤移動到最大位移時，兩彈簧卡圈間距離為。
當錐盤移動到最小位移時，兩彈簧卡圈間距離
（3.35）
由式（3.27）得：
=43.6mm
由式（3.28）得：
=30mm
綜上取=47.6mm，=32.6mm。
3.4 本章小結(jié)
本章通過對金屬帶式無級變速器傳動機構(gòu)的相關數(shù)據(jù)的計算，確定了設計方案及基本運動參數(shù)，并對影響較大的參數(shù)進行了修正，為后續(xù)設計奠定了理論基礎。
第4章 齒輪校核
4.1 齒輪材料的選擇原則
選擇齒輪類型、材料、精度
1. 選擇斜齒輪傳動
2. 齒輪材料為20CrMnTi
3. 熱處理：滲碳、淬火、低溫回火
4. 硬度：表面硬度 56～62HRC 心部硬度 240～300HBS
5. 6級加工精度
4.2 計算各軸的轉(zhuǎn)矩
發(fā)動機最大扭矩為135N.m，帶傳動效率90%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%，齒輪傳動效率99%。
Ⅰ軸 ==135×99%×96%=128.304N.m
Ⅱ軸 ==128.304×90%×96%×2.88=319.261N.m
Ⅲ軸 ==319.261×99%×96%×1.4=424.796N.m
Ⅳ軸 ==424.796×99%×96%×1.842=743.664N.m
4.3 輪齒強度計算
4.3.1 齒面接觸強度參數(shù)計算
rpm rpm
1116.07 rpm rpm
1.齒輪1、2的相關參數(shù)
（1）分度圓上名義切向力
（4.1）
=N
（2）使用系數(shù)
保證運轉(zhuǎn)均勻平穩(wěn)，由機械設計手冊14-89查得，=1。
（3）動載系數(shù)
（4.2）
齒輪線速度：
m/s
傳動精度系數(shù)C：
（4.3）
其中：Z==20，=10m
=6.918
圓整取C=7
由機械設計手冊查圖14-1-14得，=1.22。
（4）齒向載荷分布系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-98，齒輪裝配時對研跑合，
= （4.4）
=
=
=1.143
（5）齒間載荷分配系數(shù)
N/mm
由機械設計手冊表14-1-102得，=1.1
（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)
=-0.3453，
由機械設計手冊圖14-1-16得， = （4.5）
=
=2.476
（7）彈性系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-105得，=189.8。
（8）重合度系數(shù)
縱向重合度 （4.6）
端面重合度 （4.7）
由機械設計手冊圖14-1-12得：，
則：
（4.8）
=（1+0.18）×0.61+（1+0.5253）×0.63=1.6807
由機械設計手冊圖14-1-19得，=0.79
（9）螺旋角
（4.9）
=
（10）小齒輪、大齒輪的單對嚙合系數(shù)、
按機械設計手冊14-1-104的判定條件，由于
（4.10）
mm
mm
（4.11）
=
=1.305
=
=0.9968
(4.12)
=1.305-0.827×(1.305-1)=1.053
=0.9968-0.827×(0.9968-1)=0.999
取=1.053，=1。
2. 齒輪3、4的相關參數(shù)
（1）分度圓上名義切向力
由式（4.1）得：
=N
（2）使用系數(shù)
保證運轉(zhuǎn)均勻平穩(wěn)，由機械設計手冊14-89查得，=1。
（3）動載系數(shù)
齒輪線速度:由式（4.2）得：
m/s
傳動精度系數(shù)C:由式（4.3）得：
其中 Z==19，=9m
=6.518 圓整取C=7
由機械設計手冊查圖14-1-14得，=1.22。
（4）齒向載荷分布系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-98，齒輪裝配時對研跑和
由式（4.4）得：
=
==1.1465
（5）齒間載荷分配系數(shù)
N/mm
由機械設計手冊表14-1-102得，=1.1
（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)
=-0.3453，
由機械設計手冊圖14-1-16和式（4.5）得，
=
=
=2.3642
（7）彈性系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-105得，=189.8
（8）重合度系數(shù)
縱向重合度 由式（4.6）得：
端面重合度 由式（4.7）得：
由機械設計手冊圖14-1-12得，，
則由式（4.8）得：
=（1+0.27）×0.58+（1+0.3336）×0.69=1.6568
由機械設計手冊圖14-1-19得，=0.82
（9）螺旋角
由式（4-9）得=
（10）小齒輪、大齒輪的單對嚙合系數(shù)、
按機械設計手冊14-1-104的判定條件，由式（4.10）和式（4.11）得：
mm
mm
=
=1.0482
=
=0.8392
由式（4.12）得：
=1.0428-0.827×(1.0428-1)=1.0074
=0.8392-0.827×(0.8392-1)=0.9722
取=1.0074；=1。
3. 齒輪5、6的相關參數(shù)
（1）分度圓上名義切向力
由式（4.1）得：
=N
（2）使用系數(shù)
保證運轉(zhuǎn)均勻平穩(wěn)，由機械設計手冊14-89查得，=1。
（3）動載系數(shù)
齒輪線速度，由式（4.2）得：
m/s
傳動精度系數(shù)C，由式（4.3）得：
其中 Z==19，=9m。
=6.518
圓整取C=7
由機械設計手冊查圖14-1-14得，=1.22。
（4）齒向載荷分布系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-98，齒輪裝配時對研跑和
由式（4.4）得：
=
=
=1.1465
（5）齒間載荷分配系數(shù)
N/mm
由機械設計手冊表14-1-102得，=1.1
（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)
=-0.3453，
由機械設計手冊圖14-1-16和式（4.5）得：
=
=
=2.3583
（7）彈性系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-105得：=189.8
（8）重合度系數(shù)
縱向重合度由式（4.6）得：
端面重合度,由式（4.7）得：
由機械設計手冊圖14-1-12得，，
則：
=（1+0.27）×0.58+（1+0.4349）×0.86=1.97
由機械設計手冊圖14-1-19得，=0.71
（9）螺旋角
由式（4.9）得=
（10）小齒輪、大齒輪的單對嚙合系數(shù)、
按機械設計手冊14-1-104的判定條件，，由式（4.10）和式（4.11）得：
mm
mm
=
=1.2386
=
=1.2948
由式（4.12）得：
=1.2386-×(1.2386-1) =1.0586
=1.2948-×(1.2948-1)=1.0724
取=1.0586，=1.0724。
4.3.2 齒面接觸應力計算
1. 對齒輪1、2進行校核
由機械設計手冊表14-1-80得：
（4.13）
=
=1880.337MPa
=
=1785.69606MPa
則：
MPa
MPa
接觸應力均在要求范圍內(nèi)，齒面接觸強度校核通過。
2. 對齒輪3、4進行校核
由式（4.13）得：
=
=1832.249MPa
=
=1832.249MPa
則：
MPa
MPa
接觸應力均在要求范圍內(nèi)，齒面接觸強度校核通過。
3. 對齒輪5、6進行校核
由式（4.13）得：
=
=1866.8MPa
=
=1866.8MPa
則：
MPa
MPa
接觸應力均在要求范圍內(nèi)，齒面接觸強度校核通過。
4.3.3 輪齒彎曲強度計算
1. 對齒輪1、2進行校核
（1）齒向載荷分布系數(shù)
（4.14）
=
（2）齒向載荷分配系數(shù)
==1.1
（3）齒形系數(shù)
已知當量齒數(shù)為
由機械設計手冊圖14-1-38得，，。
（4）應力修正系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-43得，，。
（5）重合度系數(shù)
(4.15)
(4.16)
由機械設計手冊表14-1-114得：
(4.17)
則
（6）螺旋角系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-49，根據(jù)和查得，=0.59。
（7）齒根應力
因=1.6807<2,用方法二計算。
(4.18)
=440.752N/mm
=448.248N/mm
（8）試驗齒輪的應力修正系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-111得，=2.0。
（9）壽命系數(shù)
=1.0
（10）相對齒根角敏感系數(shù)
=1.0
（11）相對齒根表面狀況系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-58，齒根表面微觀不平度10點高度為m時，=1.0。
（12）尺寸系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-119得：
=1.03-0.006 (4.19)
=1.03-0.006×2.75=1.0135
（13）彎曲強度的安全系數(shù)
(4.20)
、均達到機械設計手冊表14-1-110規(guī)定的較高可靠度時最小安全系數(shù)的要求，輪齒彎曲強度校核通過。
2. 對齒輪3、4進行校核
（1）齒向載荷分布系數(shù)
由式（4.14）得：
（2）齒向載荷分配系數(shù)
==1.1
（3）齒形系數(shù)
已知當量齒數(shù)為
由機械設計手冊圖14-1-38得，，。
（4）應力修正系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-43得，，。
（5）重合度系數(shù)
由式（4.15）（4.16）（4.17）得：
（6）螺旋角系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-49，根據(jù)和查得，=0.84。
（7）齒根應力
因=1.6807<2,由式（4.18）得：
=507.008N/mm
=531.827N/mm
（8）試驗齒輪的應力修正系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-111得，=2.0。
（9）壽命系數(shù)
=1.0
（10）相對齒根角敏感系數(shù)
=1.0
（11）相對齒根表面狀況系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-58，齒根表面微觀不平度10點高度為m時，=1.0。
（12）尺寸系數(shù)
由（4.19）得：
=1.03-0.006×3=1.012
（13）彎曲強度的安全系數(shù)
由式（4.20）得：
、均達到機械設計手冊表14-1-110規(guī)定的較高可靠度時最小安全系數(shù)的要求，輪齒彎曲強度校核通過。
3. 對齒輪5、6進行校核
（1）齒向載荷分布系數(shù)
由式（4.14）得：
（2）齒向載荷分配系數(shù)
==1.1
（3）齒形系數(shù)
當量齒數(shù)為：
由機械設計手冊圖14-1-38得，，。
（4）應力修正系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-43得，，。
（5）重合度系數(shù)
由式（4.15）（4.16）（4.17）得：
（6）螺旋角系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-49，根據(jù)和查得，=0.83。
（7）齒根應力
由式（4.18）得：
=548.938N/mm
=560.0159N/mm
（8）試驗齒輪的應力修正系數(shù)
由機械設計手冊表14-1-111得，=2.0。
（9）壽命系數(shù)
=1.0
（10）相對齒根角敏感系數(shù)
=1.0
（11）相對齒根表面狀況系數(shù)
由機械設計手冊圖14-1-58，齒根表面微觀不平度10點高度為m 時，=1.0。
（12