【正文】 遞效率明顯低于定速比齒輪傳遞，當(dāng)傳動(dòng)系統(tǒng)處于同步點(diǎn)處，隨著傳遞路線的改變，一定會(huì)造成傳動(dòng)效率的階梯性增加，從而導(dǎo)致輸出動(dòng)力的突然變化。另外，當(dāng)汽車在倒車工況下時(shí)，太陽輪的轉(zhuǎn)速非常大,所以,整個(gè)系統(tǒng)的效率很低[6]，不適合汽車的實(shí)際應(yīng)用，因此，需要增加一個(gè)制動(dòng)器，利用已有的行星排來實(shí)現(xiàn)倒車[11]。除此之外，、雖然他們研究的結(jié)構(gòu)形式各不相同，但都有效的拓寬了傳動(dòng)系統(tǒng)的速比變化范圍。以長安羚羊 SC7101轎車為設(shè)計(jì)原型，在保持原車性能的基礎(chǔ)上給出了對原型車的回流式無級自動(dòng)變速的改造實(shí)例。（2）回流式無級自動(dòng)變速傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)關(guān)系、受力分析，為軸承、離合器等關(guān)鍵部件的選型奠定基礎(chǔ)。金屬帶無級變速傳動(dòng)雖然有許多優(yōu)點(diǎn)，但其速比變化范圍不夠?qū)挘D(zhuǎn)矩傳遞能力比較低，使其應(yīng)用范圍受到了一定的限制。回流式無極自動(dòng)變速傳動(dòng)系統(tǒng)共分為四個(gè)運(yùn)行工況：起步工況、回流傳動(dòng)工況、純無級傳動(dòng)工況、倒擋工況。這時(shí)候的功率流相對金屬帶正常工作狀態(tài)來說，是反方向傳遞，金屬帶傳遞的功率只用于調(diào)節(jié)整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的速比。就可以連續(xù)變化進(jìn)入倒擋工況。因此 ,必須確保整個(gè)傳動(dòng)具有一定的傳動(dòng)效率。由于自動(dòng)變速器的重量要大于手動(dòng)機(jī)械變速器的重量，因此要保證回流式無級自動(dòng)變速傳動(dòng)系統(tǒng)起步和爬坡性能不低于原型車的設(shè)計(jì)指標(biāo),最大速比為[1]:itmin=igmax、?i0、?ηg`ηg= （1）itmin為整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)最大速比， igmax為變速器最大傳動(dòng)比 (加右上標(biāo)表示其為原型車的參量 ) 。 i max為金屬帶最大傳動(dòng)比。ηg=1+a?iif1+a?iif?η (23)為了使傳動(dòng)系統(tǒng)中金屬帶變化的連續(xù)性，在設(shè)計(jì)倒檔工況時(shí)，行星排結(jié)構(gòu)參數(shù)a的選擇必須保證系統(tǒng)在最大倒擋傳動(dòng)速比 (絕對值)與系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)工況最大傳動(dòng)速比時(shí)金屬帶本身的速比相等。螺旋角V1=20176?？紤]到要盡量減小結(jié)構(gòu)尺寸，則得到尺寸最小的一組齒輪參數(shù)如下表所示：表23 齒輪參數(shù)參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值齒輪Z1的齒數(shù)17螺旋角β176。齒圈齒數(shù)73結(jié)構(gòu)參數(shù)a對選出的行星排驗(yàn)算配齒條件[1]:傳動(dòng)比條件：a=zqzt=≥ 符合條件1） 同心條件：滿足zqzt=2zj2） 裝配條件：滿足Z2+Z1=nw?N3) 鄰接條件：式中：Rex—行星輪的齒頂圓半徑； Atx—行星輪和太陽輪的中心距 M—直齒圓柱齒輪的模數(shù)要求：RexAtxsin180nw已知：Rex=12?（zj+2）m Atx=12?（zj+zt）m把數(shù)據(jù)帶入得到：Rex=12mAtxsin180nw=符合配齒條件。軸向力過高會(huì)導(dǎo)致液壓系統(tǒng)額外的功率損失[7] [12],同時(shí)也增加了金屬帶的載荷，降低了無極變速器的壽命，況且在設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)時(shí)也必須依據(jù)CVT主、從動(dòng)軸的受力，因此，確定最大軸向力及其對傳動(dòng)系統(tǒng)其他結(jié)構(gòu)的影響很有必要。在i1的低轉(zhuǎn)矩工況下，金屬塊的推力將阻礙轉(zhuǎn)矩的傳遞，其他情況下都是起到推動(dòng)的作用；當(dāng)i=1時(shí)，傳遞的轉(zhuǎn)矩較低時(shí)，金屬塊的推力將不存在；在i1的情況下，金屬環(huán)的張力要阻止轉(zhuǎn)矩的傳遞，其他情況下都起積極作用。這時(shí)候，金屬塊和金屬環(huán)都將起到推動(dòng)的作用。圖32 主、從動(dòng)輪金屬環(huán)的受力分析根據(jù)主、從動(dòng)輪的受力分析圖，得到兩個(gè)方向上的力平衡方程： X方向： dFHμ1dFn1=0 （31） Y方向： FHdθ12dFHdθ+FC1dθ+dFn1=0 (32)可以得到： dFHdθ=μ1FHμ1FC1+μ1dFH (33)忽略離心力，得到張力的表達(dá)式為： FH=C1eμ1θ （34） 且 dFn1dθ=FH (35)假設(shè)1側(cè)的環(huán)張力為F1根據(jù)邊界條件我們可以得到主動(dòng)輪從動(dòng)輪的金屬環(huán)張力的表達(dá)式為： 主動(dòng)輪上：FH=F1eμ1DR(φDRθDR) (0≤θDR≤φDR) (36) 從動(dòng)輪上：FH=F1eμ1DNθDN (0≤θDN≤φDN) (37)其中：FH—金屬環(huán)張力 Fc1—單位弧度金屬環(huán)的離心力 Fn1—金屬環(huán)和金屬塊的正壓力 μ1—金屬環(huán)和金屬塊肩部的摩擦系數(shù) C1—積分常量 φDR φDN —主動(dòng)、從動(dòng)輪的包角2）金屬塊的受力分析在兩個(gè)帶輪上包角范圍內(nèi)取任意微小單元dθ，受力分析圖如下：圖33 主、從動(dòng)輪金屬塊的受力分析圖由主、從動(dòng)輪的受力分析圖，可以得到兩個(gè)方向上的力平衡方程： X:dFK+μ1dFn12μ2dFn2=0 （38） Y：FKdθ+12dFKdθ+2dFn2sinβ+FC2dθdFn1=0 （39）聯(lián)立式（36）（37）（38）（39）得到： dFKdθ+μ、FK=（μ、μ1）FH (310)式中：μ、=μ2sinβ dFn2=Fn2?R?dθ解得，得到金屬塊推力的表達(dá)式為： FK=C2eu、θ+F1eμ1θ （311）根據(jù)邊界條件，得到主動(dòng)輪、從動(dòng)輪上塊的推力的表達(dá)式：主動(dòng)輪上：FK=0 0≤θ≤α F1eμ1DR(φDR+αθDR)F1eμ、(θDRα)?eμ1DRφDR α≤θ≤φDR (312)從動(dòng)輪：FK=F1eμ1DNφθDNF1eμ、DN(φDN+αθDN)?eμ1DNφDN 0≤θDN≤φDN (313)其中：FK—金屬塊推力 Fc2—單位弧度金屬塊離心力 Fn2—金屬塊和帶輪間的正壓力 α—主動(dòng)輪內(nèi)的非工作弧 μ2—金屬塊和帶輪間的摩擦系數(shù) C2—積分常量3）極限轉(zhuǎn)矩的計(jì)算主動(dòng)輪上有非工作弧α，當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩增大時(shí)，α呈小的趨勢，當(dāng)α=0時(shí)，主動(dòng)輪從動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩將達(dá)到最大。參照日本重工ECVT樣機(jī)的測繪圖，得到金屬帶無極變速傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)如下表所示：表31金屬帶參數(shù)參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值lA140mmμ1iμ2θ11176。由于可動(dòng)盤受軸向力和油缸壓力是共同作用的，所以在主動(dòng)軸上沿軸向移動(dòng)，則作用在可動(dòng)盤上的軸向力傳遞給液壓油并作用到液壓缸固定在軸上的一側(cè)。4. 回流式無極變速傳動(dòng)系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件設(shè)計(jì)在前文中已經(jīng)給出了傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和金屬帶無極變速裝置的最大軸向力及其對傳動(dòng)系統(tǒng)其它結(jié)構(gòu)的影響，在此基礎(chǔ)上，這一章將給出傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)并完成關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)。1）低速工況下計(jì)算各部分最大轉(zhuǎn)矩 低速工況下傳動(dòng)系統(tǒng)中各部分所受到的轉(zhuǎn)矩如下圖所示：圖42 低速工況下的轉(zhuǎn)矩示意圖根據(jù)轉(zhuǎn)矩平衡關(guān)系得到：Mi+MM1=0 (41)Mt：Mq：Mj=1：a：（1+a） （42） M1if=Mj (43)Mt=M4=Mi、 （44）因?yàn)榻饘賻Чβ柿鱾鬟f方向的變化有： i=1i、 （45）在低速檔的時(shí)候：金屬帶速比范圍為：i=，當(dāng)i=。摩擦系數(shù)μ=，許用壓強(qiáng)[p]=5MP，摩擦片的結(jié)構(gòu)為平面型，鍵槽式。制動(dòng)器的設(shè)計(jì)思路也是依據(jù)離合器的設(shè)計(jì)思路。 定速比齒輪的設(shè)計(jì)定速比齒輪只有在倒檔工況下才起作用，因?yàn)檫@三個(gè)齒輪的中心距和速比的限制，在校核的過程中我們可通過在一定范圍內(nèi)改變齒輪參數(shù)或齒輪材料來改變其強(qiáng)度，使之符合設(shè)計(jì)要求。表47齒輪尺寸名稱代號(hào)公式Z1Z2Z3分度圓直徑dmz/cosβ齒頂圓直徑dd+2m105齒根圓直徑d齒寬b8m1818182）定速比齒輪的力學(xué)性分析作用在齒輪ZZZ3上的轉(zhuǎn)矩分別為：MMM3。 行星排的設(shè)計(jì)1）行星排的校核[16]行星排齒輪選用漸開線直齒輪，由于其結(jié)構(gòu)參數(shù)a的限制，在強(qiáng)度校核計(jì)算過程中可改變其模數(shù)和齒寬來滿足強(qiáng)度要求，根據(jù)《現(xiàn)代機(jī)械傳動(dòng)手冊》，對行星排齒輪嚙合的強(qiáng)度計(jì)算只需要校核小齒輪。實(shí)際作用在太陽輪上的轉(zhuǎn)矩為：M=KPnwMt （436）圓周力為： Ft=1000Mrt （437）單個(gè)行星輪作用在太陽輪上的徑向力為：Fr=1000Mrttanan （438）式中：rt太陽輪分度圓半徑Kp—不均載系數(shù)由于行星齒輪數(shù)是3個(gè)，因此作用在太陽輪上的徑向力相抵消，其合力為0.實(shí)際作用在行星齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：M=KPnwMtZxZt （439）其中：Zx行星輪的齒數(shù)行星輪受到的圓周力和徑向力都等于太陽輪受到的相應(yīng)的力，且方向相反。軸的材料選擇選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，[τ]＝52，表面粗糙度為Ra=。計(jì)算軸上的轉(zhuǎn)矩，作出扭矩圖如圖 (c)所示。所以最大彎矩在截面B上。（1）截面上的應(yīng)力彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅：σa=MhW= (443)W=πd332= (444)其中： W —抗彎截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)變化， 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅：τa=τm=T2WT= (445)Wt