【正文】 計要求。 靜強度安全系數(shù)校核 該校核的目的在于檢驗軸對塑性變形的抵抗能力，軸的靜強度是根據(jù)軸所承受的最大瞬時載荷 (包括動載荷和沖擊載荷 )來計算的。 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。 ） /m。 2. 彎曲剛度校核 軸 彎曲剛度用撓度 y 及偏轉(zhuǎn)角 ? 度量，軸的許用撓度 ??y 和許用偏轉(zhuǎn)角??? 查表 155[5]可得。 參照圖 ， ? 、 ? 、 ? 分別代入上面兩式（ ）、（ ） ? ?6A Fab l bEIl? ?? = ? ?32223 27Fa l ay EIl?? = 223lax ??= 滿足 y ? ?maxy 、 ? ??? 。 ??p —— 花鍵的許用應(yīng)力，根據(jù)工況選取 5～ 15 aMP 將各參數(shù)代人式（ ），最后 求得： 32 10mTp zhld??? = aMP 滿足設(shè)計要求。 將各參數(shù)代人式（ ），最后求得： 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論 文 their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqCzjSAX39 32 10p Tkld? ??= aMP 滿足設(shè)計要求。取帶傳動工作的特殊情況進行推導(dǎo)，即假設(shè) 理論 包角C 范圍內(nèi)恰好有 3 個分體， 然后 推廣到一般情況。12 0TTdF fdF ? ???? 39。11TT? 239。12fT eT ?? 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論 文 their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqCzjSAX41 39。21,TT????、 39。 圖 為分體式 V 帶無級變速器的拉力計算模型，該計算模型 主要參照圖 55 帶拉力分析圖，結(jié)合本設(shè)計的結(jié)構(gòu)，建立的力學(xué)模型。 根據(jù)軸的直徑大小， 查表 61[5]選擇平鍵基本尺寸為 8 7 28b h L? ? ? ? ?假設(shè)載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為 32 10ppTkld??? ?????? （ ） 式中 T —— 傳遞的扭矩， Nm? ； k—— 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， k = 。 參照 GB/T11442021選擇矩形花鍵基本尺寸輕系列6 32 28 7? ? ? 。 將圖 各軸段的長度與直徑代人 （ ） 式后求得vd = 圖 彎曲剛度校核 ? ?6A Fab l bEIl? ?? （ ） 式中 E—— 為材料彈性模量，對鋼 E 10 MPa?? ； I —— 為截面慣性矩， 4 /32Id?? ， 4mm ； F —— 為作用力，可以用最大壓軸力計算， ? 。參照 (附錄 )各軸段長度及直徑如下： d=22， L=36； d=25， L=55； d=，L=10； d=28， L=91； d=30（為平均直徑） ， L=128。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論 文 their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqCzjSAX35 軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為： ? ???? 式中 ??? 為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角。 their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqthCzjSAX34 本設(shè)計中，校核受彎矩和扭矩最大處的靜強度完全系數(shù)，其中：maxM =? 、 A = 2mm 、 maxT =38200Nmm? 、QF =，代人式（ ）計算得： 22355 382021 SS ? ? ? ? ???? ? ? ?? ? ? ?= S ? ?SS? ，滿足設(shè)計要求。 本設(shè)計的軸為單向旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)軸，其安全系數(shù)計算公式為： ? ?? ?1 2234 TSSMTKKWW? ? ?????????? ???? ???? ?? () 式中 W— 材料抗彎截面模數(shù)， W = 3mm ； TW — 材料抗扭截面模數(shù) ， ? ?? ?D zbdDdDdWT 1622 ???? ? ， z為花鍵齒數(shù)，可得 TW =2W = 3mm ； K? — 軸彎曲有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表 1015[2]取 ； K? — 軸剪切有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表 1015[2]取 ； ?? — 軸扭轉(zhuǎn)時的平均應(yīng)力折合為應(yīng)力幅的等效系數(shù)，查表 1022[2]取 ； 1?? — 材料彎曲疲勞極限， 1?? =275 aMP ??S — 材料疲勞強度許用安全系數(shù)，查表 1014[2]取 — 。 39 5 5 0 1 0 3 8 2 0 0PT N m mn? ? ? ? ? 支反力 : 列豎直方向平衡方程 : 12QF F F?? （ ） 所有力對 QF 的作用點取矩 : 122 3 8 .1 2 5 2 3 8 .1 2 5FF? 解得： 1F = 2F = 畫出剪力、彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖 ： 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論 文 their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqCzjSAX31 圖 剪力、彎矩 、轉(zhuǎn)矩圖 因為軸的結(jié)構(gòu)對稱，所以當(dāng)分體處于小端時的剪力、彎矩圖與圖 一致。但其中每根軸都有軸向的移動，其受力狀態(tài)是變化的，所以對軸需要進 行兩種狀態(tài)的校核。C68 1 1 .7 8 6 0 5 0 0 0 3 0 0 0 01 1 0? ???? 為保證 39。hL 一 為軸承的預(yù)期使用壽命 ； ? — 為球軸承， ? =3。CC? （ ） 式中 C 一為軸承的基本額定載荷，查表可得 ； 39。推力軸承的作用位置為錐體兩側(cè)的軸肩處。 軸的初設(shè)計 本設(shè)計中軸傳遞小功率，選用 45鋼調(diào)質(zhì)處理，其主要力學(xué)性能 由 表151[5]：抗拉強度極限 B? =640 aMP ，屈服強度極限 s? =355 aMP ，彎曲疲勞極限 1?? =275 aMP ，剪切疲勞極限 1?? =155 aMP ，許用彎曲應(yīng)力? ?1?? =60 aMP 。 其次確定帶輪分體的結(jié)構(gòu) : 傳動比為 處輸出軸小端帶輪為整圓， D=130mm。 7) 單根 V帶的預(yù)緊力 0F (N)(在傳動比為 處帶最緊，所以在此處計算 ) ? ? 20 2 .5500 a caaKPF q vK zv?? ? ? （ ） 式中： q —— V帶 每米長的質(zhì)量 ( /kgm )，查表 1511[2]取 /kgm 根據(jù)（ ）得： ? ? 20 12500 2 ??? ? ? ??? = 8) 壓軸力 (在傳動比為 處帶最緊，所以在此處產(chǎn)生最大壓軸力 ) 102 sin 2Q aF F z? （ ） maxQF = QF （ ） 據(jù)式 ()與（ ） 計算得：QF 1 6 0 .8 32 2 8 2 .7 6 2 sin 2? ? ? ?= their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqthCzjSAX24 maxQF = QF = N 帶輪結(jié)構(gòu) 根據(jù)前面計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 分體輪輻結(jié)構(gòu) 由六輪幅帶輪輪輻尺寸公式得 : 3290aph nz? 3 122 9 0 2 2 .75 0 0 0 5 mm??? （調(diào)整為 20mm） 0 .4 0 .4 2 7 .8 1 1a h m m? ? ? ?，而在本結(jié)構(gòu)中，輪輻需要與推力軸承相互定位，所以調(diào)整與輪緣尺寸相等，為 32mm。 圖 大帶輪包角計算 如圖 所示在大帶輪包角范圍內(nèi) ，假設(shè) 分體帶輪完全與帶 接觸，則大帶輪運行過程中會出現(xiàn)有兩個 a或 有三個 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。 i = 時 : 122 6 0 , 1 3 0d m m d m m?? ? ?0 273 780a ? 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論 文 their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqCzjSAX19 i = 時： 122 0 0 , 1 6 0d m m d m m?? ? ?0 252 720a ? 中心距應(yīng)在上述兩個取值范圍的交集內(nèi)，根據(jù)初始中心距條件，所以選取 600mm。實現(xiàn)分體在錐輪上運動需要開槽，槽的形狀可以選取 T形槽或燕尾槽。 窄 v帶 ： smV /4035m a x ?? （ ） 為充分發(fā)揮 v帶的傳動能力， 應(yīng)使 v =40 ms以內(nèi)， 可得帶輪的最大極限尺寸。 河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論 文 their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqCzjSAX15 3 分體 帶輪及錐體的設(shè)計 帶傳動參數(shù)計算 進行 帶輪及錐體設(shè)計，首先應(yīng)按帶傳動設(shè)計過程進行基本帶傳動的計算，因為可以把無級變速看成傳動比連續(xù)變化的帶傳動，而在某個固定的傳動比處仍符合基本帶傳動的計算。由圖 ，帶輪的變速范圍和 錐體的軸向移動量有關(guān)，如果要擴大變速范圍，可以增加或減小帶輪在最大端或最小端的直徑。 主要性能參數(shù) 傳動比 與其他無級變速器 傳動相同，帶式無級變速器的傳動比 i 的表達式為 : 1221ni n DD?? （ ） their owncdsvlpa,mxukgf.()ybTqthCzjSAX14 式中 n D1一分別為主動 輪的轉(zhuǎn)速和工作直徑 。 3. V 帶 : 嵌在帶輪分體的 V槽內(nèi)，當(dāng)主動帶輪轉(zhuǎn)動時，利用張緊的帶與帶輪分體之間的摩擦力， 將動力從主動帶輪傳遞到從動帶輪上，起到傳遞動力的作用。 錐體兩個端面有延伸部分，起主要作用是：在其上安裝推力軸承，通過與操縱機構(gòu)相互配合，實現(xiàn)錐體部分的軸向運動， 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。 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、操縱機構(gòu)、 V 帶以及箱體等部分構(gòu)成，見 圖 。在目前的帶式無級變速器中，均采用寬 V帶傳動，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現(xiàn)帶工作直徑的變化。我們結(jié)合汽車無級變速器技術(shù)研究，通過調(diào)研分析及資料查新，提出了新型帶傳動無級變速技術(shù)研究課題。 以上敘述了帶傳動為了實現(xiàn) 無級變速的各種調(diào)速方式，從中我們可以看出存在著一些不足之出，例如，無論是調(diào)節(jié)中心距變速方式，還是雙帶輪變速方式，都利用了帶的張緊力與彈簧的張緊力使帶與帶輪相互作用，而改變了帶槽寬度來調(diào)節(jié)了帶輪的直徑，從而實現(xiàn)變速。變速帶輪一個 V形槽的傳動帶連接原動機的主動帶輪，另一個 V形槽中的傳動帶連接工作機上的從動帶輪。由于中心距固定不變，從而使主，從動輪的工作直徑成反比例關(guān)系變化，由此可以獲得較大的變速范圍。 主要有以下幾種變速方式： 1) 調(diào)節(jié)中心距變速方式 這種方式的一個帶輪是由夾緊帶傳動的兩對圓錐盤組成，其錐盤可作軸向移動，其上設(shè)有彈簧壓緊裝置，此帶輪稱為可變速帶輪 (或稱為變速帶輪 )，另一個為普通的固定工作直徑的帶輪。 帶式無級變速器的特點及存在的問題 帶式無級變速器的基本結(jié)構(gòu)和傳動原理與帶傳動基本相同，如圖 所示?？茖W(xué)技術(shù)的進步，使得帶傳動的工作能力顯著增強。由于 無級變速技術(shù)可以實現(xiàn)傳動比的連續(xù)改變，從而得到傳動系統(tǒng)與發(fā)動機工況的最佳匹配，提高了整車的燃油經(jīng)濟性和動力性，改善駕駛員的操縱方便性和乘員的乘坐舒適性，所以它是理想的汽車傳動裝置。與此同時，學(xué)會、協(xié)會及情報網(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)，使機械無級變速器發(fā)展成為機械領(lǐng)域中的一個新興的行業(yè)。國內(nèi)的機械無級變速器是在 20世紀 60年代前后起步的，基本上是作為專業(yè)機械，如紡織、機床及化工機械等的配套零部件使用。有的是為節(jié) 約能源而需進行調(diào)速者 (如風(fēng)機、水泵等 )； 此外，還有的是按照各種規(guī)律的或不規(guī)律的變化要求，而進行速度調(diào)節(jié)以及實現(xiàn)自動或程序控制的 等 。 機械無級變速器的適用范圍比較廣泛，有的在驅(qū)動功率固定的情況下，因工作阻力變化而需要調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速以生產(chǎn)相應(yīng)的驅(qū)動力矩者 (如化工行業(yè)中的攪拌機械，即要求隨著攪拌物料的粘度、阻力增大而能相應(yīng)減慢攪拌