【導讀】目前機械轉(zhuǎn)動應(yīng)用的帶式無級變速器主要是帶傳動無級變速器。泛應(yīng)用于機械、石油汽車等行業(yè)。無級調(diào)速原理目前主要采用國外。狀，加工成本高，尤其無法在家用電動轎車普遍應(yīng)用等。級變速目的，消除了作用在V帶側(cè)面的擠壓力帶輪的問題。能分析，說明了新型V帶無級變速器可以滿足傳動要求；零件的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計；輪的工作直徑，實現(xiàn)連續(xù)無級變速；動帶的過大磨損等問題；

　　

【正文】 截面安全系數(shù)校核公式 : ? ?22m a x m a x m a x3SSSTM F TW A W????????? ?????? ?? （ ） ? ?SS — 靜強度的許用安全系數(shù)，查表 1014[2]取 — ； S? — 材料屈服極限， S? =355 aMP ； maxM — 軸危險截面上的最大彎矩， Nmm? ； maxT — 軸危險截面上的最大扭矩， Nmm? ； maxF — 作用在軸上的最大軸向載荷，由推力軸承設(shè)計處可得， N； A — 細危險截面面積， 2 24dA mm?? ； W — 材料抗彎截面模數(shù)， W = 3mm ； TW — 材料抗扭截面模數(shù)， TW =2W = 3mm 。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 34 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 382020 SS ? ? ? ? ???? ? ? ?? ? ? ?= S ? ?SS? ，滿足設(shè)計要求。 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)計中軸的長度比較長，所以需要進行剛度校核。 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。 4115 .7 3 1 0 z iii piTlL G I???? ? （ ） 式中 T— 軸所傳遞的扭矩， Nmm? ； G — 軸的材料的剪切彈性模量， aMP ，對于鋼材， G = 410? aMP ； pI — 軸截面的極慣性矩， 4mm ，對于圓軸， 432p dI ?? ； L — 階梯軸手扭矩作用的長度， mm； iT 、 il 、 piI — 分別代表階梯軸第 i 段上所受的扭矩、長度、極慣性矩，單位同前； z — 階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù)。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 35 軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為： ? ???? 式中 ??? 為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角。 對于一般傳動軸 選取 ??? =— 1﹝ 176。 ） /m。 圖 ，變形大，所以應(yīng)計算該軸段的扭轉(zhuǎn)角。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。 4115 .7 3 1 0 z iii piTlL G I???? ? 4 4 444443 6 3 2 5 5 3 2 1 0 2 7 . 5382 2 2 2 5 3 25 . 7 3 1 09 1 3 2 1 2 8 3 28 . 1 1 0 3 2 02 8 3 0? ? ???? ? ???????? ? ?? ? ????? ?????? ? ? ? ???? 滿足設(shè)計要求。 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。本設(shè)計要求 y ? ?maxy ,圓錐滾子軸承處 ? ??? .其中 ? ?maxy =（ — ） l ,??? = ,而且在計算過程中，把軸等效為當量直徑 d的光軸近似計算 ： 441v zii iLdld?? ? （ ） 式中 il —— 階梯軸第 i 段的長度， mm； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 36 id —— 階梯軸第 i 段的直徑， mm； L —— 階梯軸的計算長度， mm； z —— 階梯軸計算長度內(nèi)的軸段數(shù)。 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， ? 。 ? ?32223 27Fa l ay EIl?? （ ） 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 37 最大撓度 查表 61[12]位于 223lax ??處。 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 、 ? ??? 。 鍵強度校核 花鍵強度校核 由于本設(shè)計通過利用花鍵連接，使錐體能夠在液壓系統(tǒng)的作用下軸向兩向移動，花鍵主要 失效形式 是工作面 被壓潰（靜連接）或工作面 過度磨損 （動連接），此 處的主要工作形式為動連接，需要對花鍵進行動連接的強度 校核。 參照 GB/T11442020選擇矩形花鍵基本尺寸輕系列6 32 28 7? ? ? 。 動連接： ? ?32 10mTppzhld? ??? () 式中 ? —— 載荷分配不均勻系數(shù)，一般取 ? =～ ； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 38 z —— 花鍵 的齒數(shù)； l —— 齒的工作長度， 此處為 128mm； h —— 花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵 h = 22DdC? ? ,此處 D 為外花鍵大徑， d 為內(nèi)花鍵小徑， C 為倒角尺寸，取 ； md —— 花鍵的平均直徑，矩形花鍵， 2m Ddd ?? ， mm。 ??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。 輸入輸出 平 鍵 強度校核 由于輸出軸的扭矩最大，所以此處注意校核輸出軸的平鍵強度校核。 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 = 。 l—— 鍵工作長度， mm圓頭平鍵， l L b??， L為鍵的公稱長度， b為鍵的寬度， mm； d —— 軸的直 徑， mm； p?????—— 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力， aMP ，查表 62[5]取 100～ 120。 將各參數(shù)代人式（ ），最后求得： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 39 32 10p Tkld? ??= aMP 滿足設(shè)計要求。 分體式 V 帶傳動無級變速器的有效拉 力計算 由于在進行帶輪傳動設(shè)計過程中，計算帶的有效拉力的公式是在帶輪為整圓的條件下使用， 而本設(shè)計為分體式帶輪，所以有必要建立有效拉力的計算模型，一方面可以驗證有效拉力是否滿足設(shè)計要求；另方面可以正確的進行分體式帶輪無級變速器的有效傳動功率大小的計算。 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)，建立的力學模型。在分體式 V帶傳動無級變速器設(shè)計中計算的有效拉力應(yīng)對帶有支持部分和支持部分進行計算。取帶傳動工作的特殊情況進行推導，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。 取 一段微元 dl 長的帶進行分析， 該微段的包角為 d? ， 微段在該位置的水平方向和豎直方向的平衡方程為： ? ?s in s in22xN ddF d F F F d F??? ? ? ?? （ ） ? ?c o s c o s22yN ddF fd F F F d F??? ? ? ?? （ ） 因為 d? 的值 很小，取 cos 12d?? ， sin 22dd??? ，略去二階微分sin2ddF ? ，將（ ）代人式（ ）， 則 dF fdF ?? （ ） 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 40 圖 分體式 V 帶的拉力分析圖 按圖 中所示， F的取值區(qū)間依次為 ? ?11,TF、 39。21,TT????、 39。22,FT????,對應(yīng)的? 取值區(qū)間全部為 ? ?0,? （ ? 為每個分體對應(yīng)的圓心角），依次對式 兩邊積分，得： 11 0FTdF fdF ? ???? 39。12 0TTdF fdF ? ???? 39。22 0TFdF fdF ? ???? () 化簡整理后得： 11fF eT ?? 39。12fT eT ?? 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 41 39。22fT eF ?? () 由于帶式彈性體，他符合胡克定律，帶可以看成只受兩個拉力的彈性體，所以根據(jù)二力平衡： 39。11TT? 239。2TT? () 并且 1 2 02F F F?? （ ） 12eF F F?? （ ） 聯(lián)立（ ）～（ ）式 303112 11fefeFFe????? （ ） 其中 3? 為分體有效支撐的角度，顯然它小于 理論 包角 0? ， 但 與之前的假設(shè) 實際包角大小一致， 可見分體帶輪計算出的 數(shù)值小于不分體時 理論值的。為了計算出帶輪在一般情況下的有效拉力大小，假設(shè) k 為分體包角系數(shù)， 它是在包角范圍內(nèi)所有分體對應(yīng)的圓心角與 理論 包角的比值大小，則式（ ） 可以修整為： 000112 11kfekfeFFe????? （ ） 即可以得到分體帶輪在一般運轉(zhuǎn)狀態(tài)下的有效拉力的數(shù)值大小計算公式。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 42 汽車驅(qū)動 力與行駛 速度校核 汽車發(fā)動機產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)傳動系傳至驅(qū)動輪上。此時作用與驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩 tT 產(chǎn)生一對地面的圓周力 0F ,地面對驅(qū)動輪反作用力 tF 即是驅(qū)動汽 車的外力，稱為汽車的驅(qū)動力： tt TF r? （ ） 式中 tT 為作用與驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩； r為車輪半徑，約為 。 其中 功率與轉(zhuǎn)矩的關(guān)系為： 9550tqTnP? （ ） 式中 tqT 為發(fā) 動機輸出轉(zhuǎn)矩。 而驅(qū)動輪上轉(zhuǎn)矩與發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩的關(guān)系為： t tqabT Tii? （ ） 考慮單根窄 V 帶傳遞的功率 0P 為 ,則兩根皮帶傳遞的功率為 。 微 型轎車行駛的主要為城市 路況，行駛 過程中主要受的滾動阻力 fF為： fF Wf? （ ） 式中 W 為整車重量， 微車 約為 310KG 。 f 為滾動主力系數(shù)，查表 12[1]取 。 汽車行駛過程中受的空氣阻力為 w C AuF ? () 式中 DC 為汽車空氣阻力系數(shù)，查表 13[1]取 ； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 43 A 為汽車行駛過程中的迎風面積，