【文章內容簡介】 由于帶式無級變速器的傳動性能很接近于汽車所需要的理想的恒功率特性，所以多年來一直吸引著人們去尋找開發(fā)新型的汽車用帶式無級變速器。為了改正目前帶式傳動無級變速器存在的一些不足。我們結合汽車無級變速器技術研究，通過調研分析及資料查新，提出了新型帶傳動無級變速技術研究課題。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 10 課程 設計 內容 及意義 設計任務 微 型 轎車的 無級變速范圍： ～ 變速比： bR = maxbi / minbi = 傳動功率： 10KW 傳動中心距：約為 400mm 輸入轉速為： 2500r/min， 發(fā)動機 機經濟轉速為 1000 r/min～ 2500 r/min，考慮到 微型 轎車重量輕，行駛速度要求不高等特點 ，設計車最高轉速為 100km/h。常用減速器減速比為 ai =5，所以總的傳動系統(tǒng)傳動比為t a bi i i??=～ 。 設計 內容 1) 新型帶傳動無級變速器結構設計 確定小功率 帶傳動無級變速器的結構，結合設計參數的要求，完成小功率微型 轎車 帶傳動 式 無級變速器主要零件 (錐體 和帶輪分體等 )的結構尺寸設計 ； 2) 針對本設計的結構，推算出分體式帶輪無級變速器的有效拉力計算模型； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 11 2 小功率微型電動轎車無級變速器工作原理 方案分析 在帶式無級變速 器中，若要實現(xiàn)變速即輸出轉速變化，必須改變其傳動比，而傳動比的改變需要通過改變帶輪工作直徑來實現(xiàn)。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。雖然這樣的無級變速器己成為技術成熟的應用產品正在生產，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，帶與帶輪之間存在嚴重的摩擦，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。 正是出于這種考慮而進行新型帶傳動 小功率 無級變速器的研究 ，使其能夠在微型 轎車上得到使用 。 結構組成 分體帶輪無級變速器由分體帶輪、調速裝置、操縱機構、 V 帶以及箱體等部分構成，見 圖 。 圖 分體帶輪無級變速器原理圖 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 12 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構，能沿錐體上的燕尾槽自 由滑動，并且被錐體 帶動 (或者帶動錐體 轉動 )， 分體帶輪由五個帶輪分體與一個錐體構成 。 2) 錐體 錐體上開有 五個燕尾槽，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改變帶輪的直徑大小。 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 的錐體結構主要是指其錐體部分。 其結構如圖 圖 錐體結構 3) 花鍵軸 通過花鍵軸，錐體可以在其軸向方向上左右移動，從而可以改變分體帶輪的工作半徑大小。 同時錐體通過花鍵軸作用實現(xiàn)輸入或輸出扭矩，進行動力傳輸 。 2. 操縱機構： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 13 在操縱機構的作用 下，調節(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，達到無級變速器的目的。 3. V 帶 : 嵌在帶輪分體的 V槽內，當主動帶輪轉動時，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。 4. 箱 體 : 起到固定帶輪分體的作用，保證運動的完整性。 工作原理 如圖 ，通過 花鍵軸 3帶動主動 錐體 1轉動，利用錐體 1和分體帶輪 2的 燕尾槽 配合 ， 通過支架向右 推動 錐體 1，由于 分體扇形塊 軸向位置不變， 錐體 1相對帶輪處的運動半徑逐漸增大， 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，從動分體帶輪內的錐體 在轉動的同時也 軸向移動， 從而 推動 軸向位置不變 從動分體帶輪 ，分體沿錐體上的徑向滑道向內收縮。此時由于傳動帶的長度是固定不變的，傳動帶具有一定的彈性，因此減小了從動輪的工作 直徑，從而改變主、從動帶輪的工作直徑的比值，如此實現(xiàn) 無級調速的目的。 主要性能參數 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?? （ ） 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 14 式中 n D1一分別為主動 輪的轉速和工作直徑 。 n D2一分別為從動帶輪的轉速和工作直徑 變速比 帶 帶式傳動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位置達到 D位置時的 V帶移動量來確定。如圖 ，當帶輪分體在錐體 的最右端時，變速比為 。當帶輪分體運動到錐體 的最左端時，變速比為 。由圖 ，帶輪的變速范圍和 錐體的軸向移動量有關，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。 圖 帶式傳動無級變速器 滑動率 帶傳動是靠摩擦傳動，帶與帶輪之間存在有滑動。帶輪、傳動帶及負載 率不同，變速器 滑動率 ? 不同。為了保證帶式無級變速器正常工作并延長壽命，應盡 量減少滑動和避免打滑。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 15 3 分體 帶輪及錐體的設計 帶傳動參數計算 進行帶輪及錐體設計，首先應按帶傳動設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。 1) 設計功率 dAP KP? （ ） 式中 AK — 工況系數，查表取 得 dP ==12kW 2) 選定帶型 傳動比 : dni nd??出入入出 （ ） i 的取值范圍是 :, n入 輸入轉速為恒定值 2500r/min， 傳動比為 時的輸出轉速： = n入 /i =2500/=5000r/min， 傳動比為 時的輸出轉速 : =n入 /i =2500/=2020 r/min， 所以 , n出 的取值范圍是 20205000r/min。 又 dP =12KW,選取有效寬度制窄 V帶帶型為 SPA 型 ，由于窄 V帶結構特點，決定了其具有較高的承載能力，較長的使用壽命，適應載荷變化大，變化頻率高等特點。 3) 確定帶輪基準直徑 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 16 為提高 v帶的壽命，在結構允許的情況 下選取較大的基準直徑。 窄 v帶 ： smV /4035m a x ?? （ ） 為充分發(fā)揮 v 帶的傳動能力， 應使 v =40 ms以內， 可得帶輪的最大極限尺寸。 60 1000ddnv ???? ? （ ） 傳動 比為 5000r/min = 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 4 05000vn??? ? ? ?? = = 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 4 02500vn??? ? ? ?? = = 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 4 02020vn??? ? ? ?? = = 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 4 02500vn??? ? ? ?? = 各輪尺寸最小有效直徑 參考表 157 mind ? 67mm， 帶輪具體尺寸將由后面計算給出 ,此處計算主要是為后面計算選擇帶輪 直徑大小范圍。 錐體及分體設計 在新型帶傳動無級變速器中，由于錐體和分體共同構成帶輪的直徑，所以在設計過程中應選取合適的錐體直徑和分體高度。在錐體小端各個分體的距離比較近，為防止錐 體損壞， 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 17 圖 錐體 應該保證各槽之間的距離 L選取一個合適的值。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。 T形槽一般用于定位，機床上的燕尾槽用于滑動機構，所以選擇燕尾槽。圖中的槽尺寸按燕尾槽選取，槽口尺寸為 8mm，槽底尺寸為 15mm，角度為方便計算取 060 (標準值為 ?55 )，槽 高 度為 7mm，分體個數為 5個，同樣槽的個數也為 5個，這樣得到錐體小端的最小直徑為 50mm。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 18 圖 錐體結構尺寸 帶傳動計算 1) 初定軸間距 軸間距 0a 應滿足 : ? ? ? ?1 2 0 1 20 .7 2d d a d d? ? ? ? ? ? () 將傳動比為 計算。 i = 時 : 122 6 0 , 1 3 0d m m d m m?? ? ?0 273 780a ? 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 19 i = 時： 122 0 0 , 1 6 0d m m d m m?? ? ?0 252 720a ? 中心距應在上述兩個取值范圍的交集內，根據初始中心距條件，所以選取 600mm。 2) 計算帶的基準長度 由于在傳動比變化過程中，處于不同傳動比時帶的工作長度不同 ，如圖 ，所以需要計算幾個特殊位置的帶長。 ? ? ? ? 2120 1 202 24do ddL a d d a? ?? ? ? ? () 傳動比為 260mm, 130mm； ? ? ? ? 2120 1 202 24do ddL a d d a? ?? ? ? ?= 傳動比為 1時的帶輪直徑分別為 , ； ? ? ? ? 2120 1 202 24do ddL a d d a? ?? ? ? ?= 傳動比為 160mm,200mm ? ? ? ?120 1 2 02 24do ddL a d d a? ?? ? ? ?= 按最大計算帶長度選取標準帶長度，取 Ld=1400mm，最終選取帶的型號為 SPA1400 (GB 1273091) 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 20 圖 不同長度時帶長度選取計算 傳動比為 1時的帶輪直徑的計算過程如下 : 設變量 x, y, K, L，如圖 : 由三角形相似可列方程 : 50L K XL? ? 35KYL? () 又傳動比為 1處兩帶輪長度相等 : 2 160 2 130XY? ? ? () 將式 ()代入式 ()中得 : 131 0 0 1 6 0 7 0 1 3 0 17L K K KL L L? ? ? ? ? ? 4 2 0 05 0 1 5 0 1 7 1 7KX L??? ? ? ? ????? 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 21 1 3 4 5 53 5 3 5 1 7 1 7KY L? ? ? ? 所以傳動比為 1處帶輪直徑為 : 4552 1 3 0 1 8 3 .5 317d ? ? ? ?mm 圖 傳動比為 1時的帶輪直徑計算 3) 實際軸間距 : 00 1 4 0 0 1 4 2 2 . 84 0 0 3 8 8 . 622ddLLa a m m? ?? ? ? ? ? 4) 小帶輪包角： 0 0 0 0211 2 6 0 1 3 01 8 0 5 7 . 3 1 8 0 1 6 0 . 8 33 8 8 . 6dda? ? ?? ? ? ? ? ? 這里的小帶輪 包角用直徑相差較大的兩個帶輪進行計算，因為帶輪河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 22 直徑相差大的帶傳動中小帶輪包角較小。 但是，此時大帶輪處于分開狀態(tài)，由于各分體之間存在距離，所以大帶輪的實際包角要小于理論包角，此處計算大帶輪的實際包角是否大于 120度。 圖 大帶輪包角計算 如圖 所示在大帶輪包角范圍內 ，假設 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