微型轎車無極變速器的設(shè)計(jì)論文

1、微型轎車無極變速器的設(shè)計(jì)姓名：賀子龍學(xué)院：機(jī)械工程 班級：研1505 學(xué)號：S20150237摘要：通過調(diào)研分析，采用分體帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，開發(fā)新型帶傳動(dòng)無級變速器，使其能滿足家用微型轎車使用要求，調(diào)速時(shí)帶輪分體在調(diào)速機(jī)構(gòu)的作用下可以沿徑向連續(xù)膨脹活收縮，達(dá)到改變帶輪的工作直徑，實(shí)現(xiàn)無級變速目的，消除了作用在V帶側(cè)面的擠壓力擠壓帶輪的問題。關(guān)鍵詞：帶式傳動(dòng)；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 o

2、f split pulley，development of new CVT Belt Drive，To enable them to meet the requirements of domestic use of electric cars。It proves to reduce the wear of belt and avoid misalignment of pulleys to a large extent by adopting the parted pulleys and unique mood to vary speed.Key words: belt-type transmi

3、ssion; continuously variable transmission (CVT); parted pulleyghy 車輛運(yùn)行過程的自動(dòng)變速一直是人們追求的目標(biāo)，也是目前汽車技術(shù)發(fā)展到高級階段的標(biāo)志。機(jī)械無級變速器是一種傳動(dòng)裝置，其功能特征是:在輸入轉(zhuǎn)速不變的情況下，能實(shí)現(xiàn)輸出軸的轉(zhuǎn)速在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化，以滿足機(jī)器或生產(chǎn)系統(tǒng)在運(yùn)轉(zhuǎn)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(dòng)時(shí)進(jìn)一步擴(kuò)大其變速范圍與輸出轉(zhuǎn)矩方面，能更好地適應(yīng)各種機(jī)械的工況要求，使之效能最佳化。在提高產(chǎn)品的產(chǎn)量與質(zhì)量，適應(yīng)產(chǎn)品變換的需要，節(jié)省能源，實(shí)現(xiàn)整個(gè)系統(tǒng)的機(jī)械化、自動(dòng)化等各方面都有顯著的效果

4、。在國家最新頒布的微型汽車下鄉(xiāng)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(jī)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(yè)普遍認(rèn)識到節(jié)能和減排是未來汽車技術(shù)發(fā)展的主攻方向，發(fā)展小排量汽車將是解決這技術(shù)難點(diǎn)的最佳途徑。如果能夠在微型汽車的基礎(chǔ)上應(yīng)用無級變速技術(shù)，會大大提高汽車的使用性能。但是面對著帶傳動(dòng)式無級變速器過高的成本等問題，我們需要開發(fā)出新型的無級變速器，能夠在解決V帶側(cè)面的擠壓力帶輪問題的同時(shí)，可以擺脫過度依賴進(jìn)口無級變速器，實(shí)現(xiàn)自主知識產(chǎn)權(quán)。微型轎車已經(jīng)朝著高性能，高普及，低價(jià)格化發(fā)展，因此需要開發(fā)出一種新型的無級變速

5、器，響應(yīng)國家政策要求。無級變速器目前已經(jīng)成為一種基本的通用傳動(dòng)型式，應(yīng)用于紡織、輕工、食品、包裝、化工、機(jī)床、電工、起重運(yùn)輸、礦山冶金、工程、農(nóng)業(yè)、國防及試驗(yàn)等各類機(jī)械，已被開發(fā)成各種類型，并已系列化生產(chǎn)。汽車行業(yè)使用的機(jī)械無級變速器不僅要能在較大的范圍內(nèi)改變汽車驅(qū)動(dòng)輪上的速度大小，而且還要能保證在較大范圍內(nèi)改變驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩大小。除此之外，還應(yīng)該保證汽車具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。因此，車輛無級變速器具有節(jié)油、操縱方便、行駛舒適等特點(diǎn)。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(jī)械無級變速器的概況機(jī)械無級變速器是適合現(xiàn)今生產(chǎn)工藝流程機(jī)械化、自動(dòng)化發(fā)展

6、，以及改善機(jī)械工作性能的一種通用傳動(dòng)裝置。它的研制在國外己經(jīng)有百余年的歷史了，初始階段由于受到條件的限制，進(jìn)展緩慢。直到20世紀(jì)50年代以后，一方面隨著科學(xué)技術(shù)的蓬勃發(fā)展，材質(zhì)、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(jīng)濟(jì)的發(fā)展，需求的迅速增加，相應(yīng)地促進(jìn)了機(jī)械無級變速器的研制和生產(chǎn)，使各種類型的系列產(chǎn)品快速增長并獲得了廣泛的應(yīng)用。國內(nèi)的機(jī)械無級變速器是在20世紀(jì)60年代前后起步的，基本上是作為專業(yè)機(jī)械，如紡織、機(jī)床及化工機(jī)械等的配套零部件使用。由專業(yè)機(jī)械廠進(jìn)行仿制和生產(chǎn)，品種規(guī)格不多，產(chǎn)量也不大。直到80年代中期以后，大量引進(jìn)國外各種先進(jìn)設(shè)備，隨著工業(yè)生產(chǎn)現(xiàn)代化以及自動(dòng)流水線的迅速

7、發(fā)展，對機(jī)械無級變速器品種、規(guī)格和數(shù)量方面的需求都有了大幅度增加。在這種形式下，專業(yè)廠開始建立并進(jìn)行規(guī)?；纳a(chǎn)，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(chǎn)品已包括機(jī)械無級變速器現(xiàn)有的摩擦式、鏈?zhǔn)?、帶式和脈動(dòng)式四大類及其各種主要的結(jié)構(gòu)型式，初步滿足了生產(chǎn)發(fā)展的需要。與此同時(shí)，學(xué)會、協(xié)會及情報(bào)網(wǎng)組織的相繼建立，并先后制定了一系列的國家標(biāo)準(zhǔn)和行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，使機(jī)械無級變速器發(fā)展成為機(jī)械領(lǐng)域中的一個(gè)新興的行業(yè)。在生產(chǎn)實(shí)踐中如同齒輪、聯(lián)軸器那樣，機(jī)械無級變速器已成為一種通用的零部件，廣泛應(yīng)用于各種機(jī)械。進(jìn)入20世紀(jì)90年代，汽車工業(yè)對無級變速器技術(shù)的研究開發(fā)日益重視，特別是在微型汽車中，

8、無級變速技術(shù)被認(rèn)為是汽車業(yè)發(fā)展的關(guān)鍵技術(shù)。德國PIV公司從1956年起，開始研究鏈傳動(dòng)的CVT，到了80年代，出現(xiàn)了技術(shù)上的突破，橡膠帶被由許多薄鋼片穿成鋼環(huán)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(huán)的CVT。1978年開始研究和開發(fā)一種半環(huán)面牽引傳動(dòng)CVT，從1978年到1982年已經(jīng)制造了8臺樣機(jī)，并完成了壽命試驗(yàn)。有的樣機(jī)裝于汽車完成了路試，其研究結(jié)果已于1990年報(bào)道。速比控制機(jī)械的開發(fā)和雙腔CVT的開發(fā)己由Nakano報(bào)道。Lohr和Dawe報(bào)道了用于重型貨的新的設(shè)計(jì)，在美國已經(jīng)真正開發(fā)了全環(huán)面CVT。帶式無級變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動(dòng)平穩(wěn)、價(jià)格低廉、不需潤滑及可以

9、緩沖吸振等特點(diǎn)，是機(jī)械無級變速器中應(yīng)用最廣泛的一種變速器。近年來，特別是在汽車工業(yè)、家用電器和辦公機(jī)械以及各種新型機(jī)械裝備中使用己相當(dāng)普遍?？茖W(xué)技術(shù)的進(jìn)步，使得帶傳動(dòng)的工作能力顯著增強(qiáng)。V型金屬帶式無級變速傳動(dòng)是新出現(xiàn)的一種無級變速傳動(dòng)，其所采用的V型金屬帶剛性化是剛性鏈柔性化的結(jié)果。V 型金屬帶式無級變速傳動(dòng)，最早是由荷蘭VanDoornes Tansmissie (VDT)公司開發(fā)的，現(xiàn)在己經(jīng)廣泛使用于多種汽車變速器中，并結(jié)合電、液自動(dòng)控制與計(jì)算機(jī)技術(shù)，實(shí)現(xiàn)了自動(dòng)控制機(jī)械無級變速傳動(dòng)，使得汽車的行駛和操作特性大大改善，顯示出了廣闊的應(yīng)用前景。2 微型轎車無級變速器工作原理2.1 方案分析在

10、帶式無級變速器中，若要實(shí)現(xiàn)變速即輸出轉(zhuǎn)速變化，必須改變其傳動(dòng)比，而傳動(dòng)比的改變需要通過改變帶輪工作直徑來實(shí)現(xiàn)。在目前的帶式無級變速器中，均采用寬V帶傳動(dòng)，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(shí)現(xiàn)帶工作直徑的變化。雖然這樣的無級變速器己成為技術(shù)成熟的應(yīng)用產(chǎn)品正在生產(chǎn)，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(shí)，帶與帶輪之間存在嚴(yán)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(dòng)無級變速器的壽命上。然而，改變V帶的工作直徑方式，除改變兩個(gè)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(dòng)。正是出于這種考慮而進(jìn)行新型帶傳動(dòng)小功率無級變速器的研究，使其能夠在

11、微型轎車上得到使用。2.2 結(jié)構(gòu)組成分體帶輪無級變速器由分體帶輪、調(diào)速裝置、操縱機(jī)構(gòu)、V帶以及箱體等部分構(gòu)成，見圖2.1。 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(dú)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(jié)構(gòu)，能沿錐體上的燕尾槽自由滑動(dòng)，并且被錐體帶動(dòng)(或者帶動(dòng)錐體轉(zhuǎn)動(dòng))。分體帶輪由五個(gè)帶輪分體與一個(gè)錐體構(gòu)成，帶輪分體結(jié)構(gòu)。2) 錐體錐體上開有五個(gè)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(dòng)改變帶

12、輪的直徑大小。錐體兩個(gè)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(jī)構(gòu)相互配合，實(shí)現(xiàn)錐體部分的軸向運(yùn)動(dòng)，該零件的主要部分是錐體，后面的錐體結(jié)構(gòu)主要是指其錐體部分。其結(jié)構(gòu)如圖2.2所示圖2.2 錐體結(jié)構(gòu)3) 花鍵軸通過花鍵軸，錐體可以在其軸向方向上左右移動(dòng)，從而可以改變分體帶輪的工作半徑大小。同時(shí)錐體通過花鍵軸作用實(shí)現(xiàn)輸入或輸出扭矩，進(jìn)行動(dòng)力傳輸。2. 操縱機(jī)構(gòu)在操縱機(jī)構(gòu)的作用下，調(diào)節(jié)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(dá)到無級變速器的目的。3. V 帶 嵌在帶輪分體的V槽內(nèi)，當(dāng)主動(dòng)帶輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，利用張緊的帶與帶輪分體之間的摩擦力，將動(dòng)力從主動(dòng)帶輪傳遞到從動(dòng)帶輪

13、上，起到傳遞動(dòng)力的作用。4. 箱 體 起到固定帶輪分體的作用，保證運(yùn)動(dòng)的完整性。2.3 工作原理如圖2.1所示，通過花鍵軸2帶動(dòng)主動(dòng)錐體1轉(zhuǎn)動(dòng)，利用錐體1和分體帶輪10的燕尾槽移動(dòng)副配合，通過支架向右推動(dòng)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(shí)，從動(dòng)分體帶輪內(nèi)的錐體在轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)向右軸向移動(dòng)，推動(dòng)軸向位置不變從動(dòng)分體帶輪，分體沿錐體上的徑向滑道向內(nèi)收縮。此時(shí)由于傳動(dòng)帶的長度是固定不變的，傳動(dòng)帶具有一定的彈性，因此減小了從動(dòng)輪的工作直徑，從而改變主、從動(dòng)帶輪的工作直徑的比值，如此實(shí)現(xiàn)在一定范圍內(nèi)連續(xù)無級調(diào)速的目的。2.4 主要性能參數(shù)2

14、.4.1 傳動(dòng)比與其他無級變速器傳動(dòng)相同，帶式無級變速器的傳動(dòng)比的表達(dá)式為: （2.1）式中 n1、D1一分別為主動(dòng)帶輪的轉(zhuǎn)速和工作直徑;n2、D2一分別為從動(dòng)帶輪的轉(zhuǎn)速和工作直徑2.4.2 變速比帶式傳動(dòng)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(dá)到D位置時(shí)的V帶移動(dòng)量來確定。如圖2.3所示，當(dāng)帶輪分體在錐體的最右端時(shí)，傳動(dòng)比0.5。當(dāng)帶輪分體運(yùn)動(dòng)到錐體的最左端時(shí)，傳動(dòng)比1.25。變速比。由圖2.3可以看出來，帶輪的變速范圍和錐體的軸向移動(dòng)量有關(guān)，如果要擴(kuò)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(dòng)無級變速器2.4.3 滑動(dòng)率帶傳動(dòng)是靠

15、摩擦傳動(dòng)，帶與帶輪之間存在有滑動(dòng)。帶輪、傳動(dòng)帶及負(fù)載率不同，變速器滑動(dòng)率不同。為了保證帶式無級變速器正常工作并延長壽命，應(yīng)盡量減少滑動(dòng)和避免打滑。2.4.4 機(jī)械特性帶式無級變速器的機(jī)械特性是指輸出功率、輸出轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)速之間的變化關(guān)系，通?？梢苑譃橄旅嫒N類型:1) 恒功率特性一輸出轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)速成反比關(guān)系變化，輸出功率保持不變。輸出轉(zhuǎn)矩T2與輸出轉(zhuǎn)速N2的關(guān)系如圖2.4虛線所示，這種特性有利于充分發(fā)揮原動(dòng)機(jī)的功能提高工作效率。2) 恒轉(zhuǎn)矩特性一輸出轉(zhuǎn)速變化時(shí)輸出功率隨之變化，輸出轉(zhuǎn)矩不變，如圖2.4實(shí)線所示。3) 復(fù)合特性一輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩均隨輸出轉(zhuǎn)速按某種規(guī)律變化。圖2.4帶式無級變速

16、器機(jī)械特性3 帶輪及錐體的設(shè)計(jì)3.1 帶傳動(dòng)參數(shù)計(jì)算 進(jìn)行帶輪及錐體設(shè)計(jì)，首先應(yīng)按帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)過程進(jìn)行基本帶傳動(dòng)的計(jì)算，因?yàn)榭梢园褵o級變速看成傳動(dòng)比連續(xù)變化的帶傳動(dòng)，而在某個(gè)固定的傳動(dòng)比處仍符合基本帶傳動(dòng)的計(jì)算。1) 設(shè)計(jì)功率 （3.1）式中 工況系數(shù)2) 選定帶型傳動(dòng)比傳動(dòng)比： （3.2） 的取值范圍是:0.5-1.25, 輸入轉(zhuǎn)速為恒定值傳動(dòng)比為0.5時(shí)的輸出轉(zhuǎn)速：= /傳動(dòng)比為1.25時(shí)的輸出轉(zhuǎn)速:=/根據(jù),選取有效寬度制窄V帶帶型2，由于窄V帶結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，決定了其具有較高的承載能力，較長的使用壽命，適應(yīng)載荷變化大，變化頻率高等特點(diǎn)。3) 確定帶輪基準(zhǔn)直徑為提高v帶的壽命，在結(jié)構(gòu)允許的情況下

17、選取較大的基準(zhǔn)直徑。窄v帶：=3540 （3.3）為充分發(fā)揮v帶的傳動(dòng)能力，應(yīng)使=40以內(nèi)，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15-7167mm，帶輪具體尺寸將由后面計(jì)算給出,此處計(jì)算主要是為后面計(jì)算選擇帶輪直徑大小范圍。3.2錐體及分體設(shè)計(jì)在新型帶傳動(dòng)無級變速器中，由于錐體和分體共同構(gòu)成帶輪的直徑，所以在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)選取合適的錐體直徑和分體高度。在錐體小端各個(gè)分體的距離比較近，為防止錐體損壞，圖3.1 錐體應(yīng)該保證各槽之間的距離L選取一個(gè)合適的值。實(shí)現(xiàn)分體在錐輪上運(yùn)動(dòng)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(jī)床上的燕尾槽用于滑動(dòng)機(jī)構(gòu)，所以選擇

18、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(biāo)準(zhǔn)值為，分體個(gè)數(shù)為5個(gè)，同樣槽的個(gè)數(shù)也為5個(gè)，這樣得到錐體小端的最小直徑為50mm。圖3.2優(yōu)化分析尺寸關(guān)系圖為計(jì)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，下面的為輸出軸，設(shè)六個(gè)變量: 輸入軸帶輪處于大端時(shí)的直徑 一輸入軸分體高度(直徑尺寸)一 輸入軸帶輪處于小端時(shí)的直徑 一輸出軸帶輪處于小端時(shí)的直徑一 輸出軸分體高度(直徑尺寸)一 輸出軸帶輪處于大端時(shí)的直徑圖中：=-；=-；=-；=-當(dāng)分體位于最左側(cè)時(shí)輸入端的錐體直徑為-，輸出端錐體直徑為-；當(dāng)分體位于最右側(cè)時(shí)輸入端的錐體直徑為-，

19、輸出端錐體直徑為-。其中一個(gè)軸的錐體大端和小端差值變小時(shí)(即錐體錐度變小時(shí))，由于兩端的傳動(dòng)比固定，必然導(dǎo)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(xiàn)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(dòng)比仍能滿足要求。所以我們建立的優(yōu)化數(shù)學(xué)模型，優(yōu)化目標(biāo)應(yīng)滿足兩根軸錐體的大小端差值都保證最小(即兩個(gè)錐軸的錐度盡可能接近)。 （3.5）以上兩式即為我們所要求解的目標(biāo)函數(shù)，我們需要進(jìn)立約束條件，然后根據(jù)已知條件進(jìn)立矩陣關(guān)系式，利用軟件求的其最優(yōu)解。約束條件如下：1) 錐體大端的直徑應(yīng)比分體處于小端時(shí)的帶輪直徑小10mm以上，如果不滿足，殼體將無法安裝。2) 帶輪大

20、端直徑大于小端直徑。3) 錐體小端直徑不小于50mm。不等式線性約束方程整理成標(biāo)準(zhǔn)形式，得: （3.6）等式線性約束:兩端固定傳動(dòng)比 各變量取值范圍:，為分體的直徑尺寸，可以取任意大于0的數(shù)。，在matlab中調(diào)用非線性約束規(guī)劃的求解函數(shù)fmincon進(jìn)行求解，其調(diào)用格式為:= 式中：變量(向量)函數(shù)返回的優(yōu)化精度目標(biāo)函數(shù)初值( 向量)線形不等式約束的系數(shù)陣線形不等式約束的非齊次項(xiàng)線形等式約束的系數(shù)陣線形等式約束的非齊次項(xiàng)所有變量的初值(向量)所有變量的終值(向量)非線形約束的函數(shù)名得出的錐體的具體結(jié)構(gòu)尺寸如圖3.4所示：；誤差為：=7.4500e+003圖3.3錐體結(jié)構(gòu)尺寸3.3 繼續(xù)帶傳動(dòng)

21、計(jì)算1) 初定軸間距軸間距應(yīng)滿足: (3.7)將傳動(dòng)比為0.5和傳動(dòng)比為1.25的兩個(gè)極限狀態(tài)帶輪直徑分別進(jìn)行計(jì)算。=0.5 時(shí): =0.5 時(shí)： 中心距應(yīng)在上述兩個(gè)取值范圍的交集內(nèi)，根據(jù)初始中心距條件，所以選取400mm2) 計(jì)算帶的基準(zhǔn)長度由于在傳動(dòng)比變化過程中，處于不同傳動(dòng)比時(shí)帶的工作長度不同，如圖3.4所示，所以需要計(jì)算幾個(gè)特殊位置的帶長。圖3.4不同長度時(shí)帶長度選取計(jì)算 (3.8)按最大計(jì)算帶長度選取標(biāo)準(zhǔn)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(gè)帶輪進(jìn)行計(jì)算，因?yàn)閹л喼睆较嗖畲蟮膸鲃?dòng)中小帶輪包

22、角較小。但是，此時(shí)大帶輪處于分開狀態(tài)，由于各分體之間存在距離，所以大帶輪的實(shí)際包角要小于理論包角，此處計(jì)算大帶輪的實(shí)際包角是否大于120度。圖3.5大帶輪包角計(jì)算如圖 3.5所示在大帶輪包角范圍內(nèi)，假設(shè)帶輪完全與帶輪接觸，則大帶輪運(yùn)行過程中會出現(xiàn)有兩個(gè)a或有三個(gè)a角度的范圍無分體支撐，所以應(yīng)該在理論包角中減掉這些部分。大帶輪為整圓時(shí)理論包角: （3.9）當(dāng)大帶輪有三個(gè)a角度的范圍無分體支撐時(shí)，其包角最小。5) 單根V帶的基本額定功率用傳動(dòng)比為1.25進(jìn)行選取:d=160mm，選取帶查表8-1-34(b)，。6) V帶根數(shù) （3.10）式中 小帶輪包角修正系數(shù)，根據(jù)小帶輪包角，查表15-82取0

23、.95；帶長修正系數(shù)，根據(jù)基準(zhǔn)帶長=1400，查表15-102取0.91；據(jù)式（3.11）計(jì)算得,所以取2根。7) 單根V帶的預(yù)緊力(N)(在傳動(dòng)比為0.5處帶最緊，所以在此處計(jì)算) （3.11）式中：V帶每米長的質(zhì)量()，查表8-1-281。8) 壓軸力(在傳動(dòng)比為0.5處帶最緊，所以在此處產(chǎn)生最大壓軸力) （3.12）=1.5 （3.13）根據(jù)前面計(jì)算的尺寸確定帶輪分體、錐體的結(jié)構(gòu)，分體輪輻采用矩形截面如下圖:圖3.6分體輪輻結(jié)構(gòu)由五輪幅帶輪輪輻尺寸公式得: 首先確定錐體的結(jié)構(gòu):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;輸出軸錐體尺寸:大端直

24、徑120mm，小端直徑50mm，長度與輸入軸錐體相同，錐度角為。其次確定帶輪分體的結(jié)構(gòu):傳動(dòng)比為0.5處輸出軸小端帶輪為整圓，D=130mm;傳動(dòng)比為1.25處輸入軸小端帶輪為整圓,D=160mm。在Pro/ENGINEER建立如圖3.7所示三維裝配圖。 圖3.7三維結(jié)構(gòu)裝配圖4 軸及軸承的設(shè)計(jì)4.1 軸的設(shè)計(jì)本設(shè)計(jì)中軸傳遞小功率，選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，其主要力學(xué)性能由表15-15：抗拉強(qiáng)度極限=640，屈服強(qiáng)度極限=355，彎曲疲勞極限=275，剪切疲勞極限=155，許用彎曲應(yīng)力=60。確定徑向尺寸:按彎扭合成強(qiáng)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(shù)，查表15-

25、35；輸出軸轉(zhuǎn)速(5000-2000r/min)按2000r/min計(jì)算: 由于變速器輸入與輸出通過鍵槽連接其它機(jī)構(gòu)，所以考慮開鍵槽，軸徑再增加3%-5%。為方便設(shè)計(jì)，輸入與輸出軸都取相同直徑，取上面計(jì)算兩者大的一個(gè)計(jì)算得=18.8(1+5%)=19.7mm，選取20mm作為軸的最小尺寸。 圖4.1 帶輪機(jī)構(gòu)受力分析聯(lián)立上面兩式得： （4.2） （4.3） 列水平方向平衡方程: （4.4）將式(4.5)和(4.6)代入，得 （4.5）4.4 軸的校核4.4.1 按疲勞強(qiáng)度計(jì)算危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)軸徑的初步計(jì)算是一種粗略的估算方法，按彎扭合成強(qiáng)度條件校核軸徑，也不能反映出應(yīng)力集中的真實(shí)情況，因它沒

26、有考慮尺寸因素、軸表面狀態(tài)等對軸的疲勞強(qiáng)度的影響.因此，對重要的軸除用上述方法進(jìn)行計(jì)算外，還必須對軸的危險(xiǎn)截面進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的校核計(jì)算.計(jì)算彎矩與受力較大處。本設(shè)計(jì)的軸為單向旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)軸，其安全系數(shù)計(jì)算公式為： (4.6)式中 材料抗彎截面模數(shù)，=3630 ；材料抗扭截面模數(shù)， =,z為花鍵齒數(shù); 軸彎曲有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表10-152；軸剪切有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表10-152；軸扭轉(zhuǎn)時(shí)的平均應(yīng)力折合為應(yīng)力幅的等效系數(shù)，查表10-222；材料彎曲疲勞極限，=275材料疲勞強(qiáng)度許用安全系數(shù)，查表10-142。 4.4.2 靜強(qiáng)度安全系數(shù)校核該校核的目的在于檢驗(yàn)軸對塑性變形的抵抗能力，軸的靜強(qiáng)度是根

27、據(jù)軸所承受的最大瞬時(shí)載荷(包括動(dòng)載荷和沖擊載荷)來計(jì)算的。危險(xiǎn)截面安全系數(shù)校核公式: （4.7）靜強(qiáng)度的許用安全系數(shù)，查表10-142材料屈服極限軸危險(xiǎn)截面上的最大彎矩軸危險(xiǎn)截面上的最大扭矩作用在軸上的最大軸向載荷，由推力軸承設(shè)計(jì)處可得細(xì)危險(xiǎn)截面面積材料抗彎截面系數(shù)材料抗扭截面系數(shù)4.4.3 軸的剛度校核軸承受載荷后會產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，若變形過大，會影響軸上零件的正常工作，且本設(shè)計(jì)中軸的長度比較長，所以需要進(jìn)行剛度校核。1. 扭轉(zhuǎn)剛度校核軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核用每米軸長的扭轉(zhuǎn)角來度量。 （4.8）式中 T軸所傳遞的扭矩，；軸的材料的剪切彈性模量，對于鋼材，=8.1；軸截面的極慣性矩，對于圓軸， ；

28、階梯軸手扭矩作用的長度，mm；、分別代表階梯軸第段上所受的扭矩、長度、極慣性矩，單位同前；階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù)。軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為：式中 為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角。對于一般傳動(dòng)軸選取=0.51（/m）。圖4.5右側(cè)的扭矩作用距離長，變形大，所以應(yīng)計(jì)算該軸段的扭轉(zhuǎn)角。參照(附錄)2. 彎曲剛度校核軸彎曲剛度用撓度及偏轉(zhuǎn)角度量，軸的許用撓度和許用偏轉(zhuǎn)角查表15-55可得。本設(shè)計(jì)要求,圓錐滾子軸承處.其中=（0.00030.0005）,=0.0016,而且在計(jì)算過程中，把軸等效為當(dāng)量直徑d的光軸近似計(jì)算： （4.9）式中 階梯軸第段的長度，mm；階梯軸第段的直徑，mm； 階梯軸的計(jì)算長度，mm；階

29、梯軸計(jì)算長度內(nèi)的軸段數(shù)。圖4.4 彎曲剛度校核 （4.10）式中 E為材料彈性模量為截面慣性矩為作用力，可以用最大壓軸力計(jì)算 （4.11）5 調(diào)速機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1 調(diào)速機(jī)構(gòu)綜述調(diào)速裝置采用液壓作為動(dòng)力。分別用兩個(gè)液壓缸與帶傳動(dòng)的高速端的軸和低速端的軸相連，利用液壓泵產(chǎn)生的液壓推力使兩根錐輪軸產(chǎn)生軸向移動(dòng)，帶動(dòng)兩邊的膨脹托向外膨脹或者收縮，起到達(dá)到該變速度的目的。液壓傳動(dòng)的主要優(yōu)缺點(diǎn)是：液壓傳動(dòng)有以下優(yōu)點(diǎn):1) 在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產(chǎn)生出更多的動(dòng)力，因?yàn)橐簤合到y(tǒng)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(jié)構(gòu)緊湊，如液壓馬達(dá)的體積和重量只有

30、同等功率電動(dòng)機(jī)的12%左右。2) 液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕、慣性小、反應(yīng)快，液壓裝置易于實(shí)現(xiàn)快速啟動(dòng)、制動(dòng)和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻繁，在實(shí)現(xiàn)往復(fù)回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)可達(dá)500次/min，實(shí)現(xiàn)往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)可達(dá)1000次/min。3) 液壓裝置能在大范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速，還可以在運(yùn)行的過程中進(jìn)行調(diào)速。4) 液壓傳動(dòng)易于自動(dòng)化，這是因?yàn)樗鼘σ后w壓力、流量或流動(dòng)方向易于進(jìn)行調(diào)節(jié)或控制的緣故。當(dāng)將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動(dòng)控制結(jié)合起來使用時(shí)，整個(gè)傳動(dòng)裝置能實(shí)現(xiàn)很復(fù)雜的順序動(dòng)作，接受遠(yuǎn)程控制。5) 液壓裝置易于實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)。液壓缸和液壓馬達(dá)都能長期在失速狀態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動(dòng)裝置和

31、機(jī)械傳動(dòng)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(shí)現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、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(jī)動(dòng)性。7) 用液壓 傳動(dòng)來實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動(dòng)遠(yuǎn)比用機(jī)械傳動(dòng)簡單.液壓傳動(dòng)的缺點(diǎn)是：1) 液壓傳動(dòng)不能保證嚴(yán)格的傳動(dòng)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(dòng)在工作過程中常有較多的能量損失(摩擦損失、泄漏損失等)，長距離傳動(dòng)時(shí)更是如此。3) 液壓傳動(dòng)對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)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(jià)較貴，

32、而且對油液的污染比較敏感。5) 液壓傳動(dòng)要求有單獨(dú)的能源。6) 液壓傳動(dòng)出現(xiàn)故障時(shí)不易找出原因。5.2 液壓機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 液壓調(diào)速系統(tǒng)中執(zhí)行機(jī)構(gòu)選擇液壓缸。液壓缸是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，它是一種把液體的壓力能轉(zhuǎn)換成機(jī)械能以實(shí)現(xiàn)直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)的能量轉(zhuǎn)換裝置。液壓缸結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，在液壓系統(tǒng)中得到了廣泛的應(yīng)用。液壓缸按其結(jié)構(gòu)形式，可以分為活塞缸、柱塞缸兩類?；钊缀椭椎妮斎霝閴毫土髁浚敵鰹橥屏退俣?。本設(shè)計(jì)采用單活塞桿雙作用液壓缸。它的特點(diǎn)是:活塞雙向運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生推、拉力，活塞在行程終了時(shí)不減速，如圖。圖5.1 單活塞桿雙作用液壓缸5.3 液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算1) 按負(fù)載選擇執(zhí)行元件工作壓力，查表9

33、-110，本設(shè)計(jì)負(fù)載為軸向推力=811.78N，選擇液壓缸的工作壓力為1。液壓缸的理論作用力F，按下式確定: （5.1）式中 活塞桿上的實(shí)際作用力，N；負(fù)載率，一般取值0.50.7；液壓缸總的效率，通常取0.9。2)確定缸筒內(nèi)徑和活塞桿直徑 無桿腔進(jìn)液： （5.2）有桿腔進(jìn)液： （5.3）查手冊圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列。液壓缸內(nèi)徑按GB/T2348-1993標(biāo)準(zhǔn)；液壓缸活塞桿外徑按GB/T2348-1993標(biāo)準(zhǔn)，。如果有桿腔進(jìn)液滿足負(fù)載要求，則無桿腔進(jìn)液不需要達(dá)到最大油壓即可以滿足負(fù)載。容積效率由密封件泄漏所造成，通常容積效率為:裝彈性體密封圈時(shí)為1；裝活塞環(huán)時(shí)為0.98。3) 油缸長度尺寸確定液壓缸的缸筒長度由最大行程決定，缸筒長度一般不超過內(nèi)徑D的20加倍?；钊穸菳=(0.61.0) D，結(jié)果按液壓標(biāo)準(zhǔn)