帶式無極變速器的設計(文件)
【正文】 3帶傳動無級變速器的結構設計在帶式無級變速器中，要想獲得輸出轉速的改變，則就要求使其傳動比發(fā)生變化，所以我們可以通過改變帶輪的工作直徑來使其傳動比發(fā)生相應的變化。分體帶輪分體帶輪，即將帶輪分解，是由五個分開的單獨帶輪分體和錐體組成的帶輪。63）花鍵軸保證錐體在軸向的方向上能夠左右移動，使得分體帶輪在錐體徑向上移動從而改變帶輪的工作半徑。箱體起到帶輪分體的固定作用，來保證運動的完整性。1）確定計算功率PcPc = KA P （） 式中，KA—工作情況系數(shù)，則Pc == KW 2） 選擇V帶的型號 已知輸出軸的轉速范圍為750～3000r/min，Pc =，所以選取帶型為普通V帶Z型。=601000vnπ=60100030750π=傳動比為2815處輸入軸恒定轉速為1400r/min時 d入max39。為滿足分體帶輪能夠在錐輪上徑向滑動需要開槽，槽的形狀選擇燕尾槽用于滑動機構。1）初定中心距初定中心距a0滿足： （d1+d2）≤a0≤2(d1+d2) ()按傳動比為715和2815的兩個極限狀態(tài)時的帶輪直徑分別進行計算。i=280mm所以，a0的取值范圍為[301,860]綜上所述，選取中心距的值為600mm。=180176。由于帶輪直徑相差較大的帶傳動中小帶輪包角小，所以應選擇直徑相差較大的兩個帶輪來計算。由表查得，Kα=, KL=由計算得z=+=,所以取4根帶。小端半徑25mm，長度與輸入軸錐體相等，176。1）滑動軸承和滾動軸承相同，都是軸組件中不可缺少的部件，其工作性能主要有兩個方面：一方面是支承軸和軸上的零部件，使軸的旋轉精度得以保證；另一方面是可以減小軸在轉動時與其固定的支承之間的摩擦和磨損。其具有較小的摩擦阻力，勞耗小易啟動等優(yōu)點。176。所以通過計算得：C = PfT(60nLh106)1ε =2713N初選定推力軸承段軸徑為25mm，所以查表選51205推力球軸承，Ca=，滿足要求。由于每根軸上的錐體都是軸向移動的，所以軸所受的力是變化的，那么就要求對軸進行兩種狀態(tài)的校核（由于其是對稱的則只需校核一種狀態(tài)，用輸入軸進行校核）。該設計的軸是單向旋轉的轉軸，則其安全系數(shù)公式由表查得：S= σ1(KσMW)2+34[Kτ+ψτTWT]2≥[S]式中，σ1－材料彎曲疲勞極限，取σ1=268MPa。 Tmax－軸危險截面上的最大扭矩； WT－軸危險截面的抗扭截面系數(shù)； [Ss]－靜強度的許用安因系數(shù)，~。本課題設計目的在于了解帶式無級變速器的基本原理為日后相關工作做好基礎。、帶輪以及錐體的設計和軸與軸承的相關設計三大部分。轎車金屬帶式無級自動變速器傳動技術發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢.pushingCut。Paper，881734致 謝經(jīng)過本學期的忙碌與學習，本次的畢業(yè)論文設計即將結束，由于自身的知識有經(jīng)驗有限，在畢業(yè)設計過程中難免會遇到許多大大小小的問題，在此感謝我的導師王珺老師對我的耐心輔導和幫助，讓我能夠順利的完成本次畢業(yè)設計。forAE轎車自動變速器的發(fā)展及應用前景.本文對帶式無級變速器的傳動原理和調速原理進行了詳細的敘述，對此進行相關的設計工作，主要進行了如下的工作：。 Ss = 353(21110800+)2+ = 則Ss≥[Ss]，滿足要求。靜強度安全系數(shù)校核 校核軸的靜強度是為了判定軸對塑性變形的抵抗能力，根據(jù)軸在短期過載的所承受的最大瞬時載荷來計算的。 T=106 = ?mm支反力： FQmax=F1+F2 F1=F2有前面計算得出FQmax=則得，F(xiàn)1=F2=3）畫出彎矩、圖轉矩圖：、彎矩、扭矩圖M=F2200=21110N?mm4）校核軸的強度 計算彎矩： Mca=M2+(αT)2式中，α－因為轉矩的變化規(guī)律是未知的，所以根據(jù)脈動循環(huán)變化解決取α= 所以，Mca=211102+（）2=?mm σca=McaW式中，W－為材料抗彎截面模數(shù)，W= σca=McaW=203= σca[σb]1，[σb]1=[σb]0查表得59 。為節(jié)省材料，將花鍵軸中鍵的長度設計成錐體花鍵孔長度的80%，取花鍵孔長為160mm。176。豎直方向受力平衡：FQmax+Fsinα=Ncosα （）摩擦力：F=fN （） f為摩擦因數(shù)，錐體、分體材料均為鋼，所以查表得f=由式（）（）得：N=FQmaxcosαfsinα ()F=fFQmaxcosαfsinα ()水平方向平衡方程：P=Fcosα+Nsinα ()將式（）（）代入得P = fFQmaxcosαcosαfsinα + FQmaxsinαcosαfsinα = FQmaxf+tanα1ftanα ()176。因為變速器在工作過程中是由錐體的軸向移動來實現(xiàn)變速，經(jīng)過推力軸承使軸向的推力作用在軸上。13金陵科技學院學士學位論文 第5章 軸和軸承的設計5軸和軸承的設計由于設計中軸的傳遞功率較小，選用45鋼調質處理，則其有關力學性能數(shù)據(jù)如下：抗拉強度極限σB=637MPa，屈服強度極限σS=353MPa，彎曲疲勞極限σ1=268MPa，剪切疲勞極限τ1=155MPa，許用彎曲應力[σ1]=60MPa。2=FQmax==經(jīng)過由前面的尺寸計算確定，分體輪輻采用矩形截面如下圖所示：根據(jù)劉輪輻帶輪輪輻的尺寸公式得：h=2903Pza=5≈,取整為10mma==10=4mm錐體結構的確定:輸入軸上的錐體相關數(shù)據(jù)：大端半徑100mm，小端半徑25mm，長度取160mm，176。根據(jù)表查得，Kb=103,Ki=所以?P0=V帶根數(shù)Z=Pc(P0+?P0)KαKL式中，Kα－ 包角系數(shù)，考慮α≠180176。=176。Ld0=2a0+π2d1+d2+(d1d2)24a0 ()傳動比為715時的帶輪直徑分別是300mm和140mm則，Ld0=2a0+π2d1+d2+
黨政相關相關推薦
鄂ICP備17016276號-1