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1、毕业设计题目：带式无级变速器的设计和研究学院：应用技术学院专业：机械设计制造及其自动化班级:一学号:学生姓名：导师姓名：完成日期：20XX年5月30月诚信声明本人声明：1、本人所呈交的毕业设计（论文）是在老师指导下进行的研究工作及取得的研究成果；2、据查证，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，毕业设计（论文）中不包含其他人已经公开发表过的研究成果，也不包含为获得其他教育机构的学位而使用过的材料；3、我承诺，本人提交的毕业设计（论文）中的所有内容均真实、可信。作者签名:日期:年 月日海击N科挈鼠毕业设计（论文）任务书题目:带式无级变速器的设计和研宏姓名唐跃辉学院应用技术专业机械设计制造及自动化班
2、级机设学号指导老师职称讲师教研室主任一、基本任务及要求：、已知原始数据：输入功率P=L5kN,输入转速nl=960rmin,输出转速n2=5002200r/min,载荷性质中等，每天工作时间8小时。2、 根据上述原始数据，设计径向移动带式无级变速器；3、查阅带式无级变速器文献15篇以上，并写出文献综述，开题报告：编写设计计算说明书份，内容包括：带式无级变速器的发展状况，总体设计方案的比较论证及拟定，调速机构的设计、选择与制图表达，几何计算、材料选择、参数选择、强度校核、轴承选择和安装等。并对其整机建模，总装配图1张，箱体类零件图1张，轴类零件图1张，其他零件图任选3张二、进度安排及完成时间：L
3、第1周布置任务，下达设计任务书，熟悉课题与基础资料2 .第23周查阅资料、撰写文献综述、撰写开题报告3 .第48周对变速器总体方案设计与论证，总装配图设计和绘制、零部件图绘制4 .第911周对其进行三维建模，并进行动态特性分析5 .第1215周撰写毕业设计说明书（论文）6 .第16周论文评阅，毕业设计答辩摘要：OVAbstract:VI第1章绪论11.1 引言11.2 径向带式无极变速器技术概念及特点11.3 国内外无极变速器的发展21.4 径向带式无极变速器的工作原理31.5 径向带式无级变速器发展现状及展望31.6 无级变速器计算准则6第2章运动关系和几何关系72.1 运动关系72. Ll
4、无级变速器的传动比73. 1.2调速幅度82.2 几何关系92.2.1带的中性层长度（节线长度）LP92.2.2带的最小中性层宽度bpmin102.2.3锥轮的圆弧曲面10第3章宽V带的选择123.1 确定计算功率PC123.2 宽V带型号的选取123.3 选取带轮直径123.4 确定中心距及带长133.5 计算V带线速度133.6 6验算宽V带的传递功率143.7 确定弹簧压紧力Q14第4章锥轮的尺寸设计及弹簧的选择154.1锥轮的尺寸设计1542弹簧的选择15第5章轴及轴承165.1 输入轴的设计165.1.1 1.1初步估算轴的最小直径165.1.2 轴上各段直径的初步确定165.1.3
5、 轴上各段所对应的长度165.1.4 输入轴的强度校核165.2 输出轴的设计215.3 轴承的选择27第6章变速器的运动仿真286.1 运动仿真软件介绍286.2 运动仿真模型的建立286.3 传动机构的建模及其运动仿真296.3.1 带式无极变速器的建模29参考文献31总结体会32带式无极变速器的设计和研究摘要：本说明书介绍了一种无级变速器，它是以宽三角带作为中间元件，通过皮带轮的径向移动，即改变主、从动锥轮的工作直径来实现无级变速的。带式无级变速器是机械摩擦无级变速器中应用甚广的一种型式，其特点是：结构简单，精度要求不高，制造方便，成本低廉；带具有挠性，能吸震缓冲，运转平稳；但带的寿命较
6、低，传动效率不高。本说明书详细阐述了径向移动带式无级变速器的工作原理和设计过程，并附以图纸。关键词：无级调速，变速器，径向移动，宽三角带。Designandstudyofbelttypenon-polartransmissionAbstract：Thismanualintroducesonekindofvariablev-beltdrivers,whichusethev-beltasamedi-element,becauseoftheradialmotionofthev-beltannulus,thatistosaychangingtheworkingdiameteroftheinitiati
7、veannulusandpassiveannulustoacquirevariabletiming.Thevariablev-beltdriversisaprevalentkindofthefrictionalvariabledrivers,andtheircharacteristicsare:simpleconfiguration,precisionneednttoostrict,easytomanufacture,andcheapcost.V-beltcanabsorbshakeandbalancemovement,becauseofitsflexibility.Butthev-belta
8、ndtheefficiencyoftransmissionisnothigh.Inthismanual,workingelementsanddesigningcourseoftheradialmovingvariablev-beltdrivershavebeendiscussedindetail,andtherearesomedrawingsinthetailofthismanual.KeyWords:variabletiming,drivers，radial,movingv-belt.第1章绪论1.1 引言目前,无级变速器已成为一种基本的通用传动型式,尤其是配合减速传动时能进一步扩大其变速范
9、围与输出转矩,能更好地适应各种机械的工作要求,广泛应用于纺织、轻工、食品、包装、化工、机床、电工、起重运输、矿山冶金、工程、农业、国防及试验等各类设备。无级变速器通常由动力源、传动机构与执行机构组成。传动系统的调速一般有两种方式:一种是动力源速度恒定,调节传动机构的传动比,即所谓的机械无级变速传动；一种是传动机构的传动比恒定,调节动力源速度,即所谓的电力无级变速传动。机械无级变速器最初在19世纪70年代出现，由于当时受材质与工艺方面的条件限制，发展缓慢。直达20世纪70年代以后，一方面随着先进的冶炼和热处理技术，精密加工和数控机床以及牵引传动理论与油品的出现和发展，解决了研制和生产无级变速器的
10、限制因素；另一方面，随着生产工艺流程实现机械化、自动化以及要求改进机械工作性能，需要大量采用无级变速器。因此在这种形式下，机械无级变速器获得迅速和广泛的发展。主要研制和生产的国家有日本、德国、意大利、美国和俄国等。产品有摩擦式、链式、带式、及脉动式四大类约有30多种结构型式。输入功率为N=(0.09-30)kw,个别类型可达到N=(150-175)kw,输入转速一般为n=(750、1500、3000)r/min；输出转速可以正、反转、增速或降速，最低转速可降低至零。自20世纪80年代后，机械无极变速器的主要趋向是美、日等国进行用于汽车的高速、高效、大转矩机械无级变速器的研制开发。一般的带传动设
11、计是实现一种定传动比;如果将主动轮及从动轮设计为阶梯轮,则可以实现有限的几种传动比值,而在机械摩擦无级变速器中广泛应用带传动实现无级变速，即称带式无级变速器,这种变速器在设计时比实现定传动比的带传动机构复杂得多,但是,只要对以下几个基本问题作了认真分析,其设计问题也就迎刃而解了1。1.2 径向带式无极变速器技术概念及特点径向带式无极变速器其变速传动机构是由作为主、从动轮的两对锥盘及张紧在其上的传动带组成，其工作原理是利用传动带左右两侧面与锥盘接触所产生的摩擦力进行传动，并通过改变两锥盘的轴向距离以调节它们与传动带的接触位置和工作半径，从而实现无极变速。径向带式无极变速器结构简单，容易进行无极变
12、速，又具有工作平稳，能吸收振动和具有过载保护作用，虽然传动带容易磨损，但其更换方便，价格低廉。带式无极变速器的主要缺点是外形尺寸较大，变速范围相对较小。另外传动多用于金属切削机床、纺织机械、造纸机械、印刷机械上以及化工、食品等行业。CVT可以在相当宽的范围内实现无级变速，从而获得传动系与发动机工况的最佳匹配，提高整车的燃油经济性。汽车的后备功率决定了汽车的爬坡能力和加速能力。汽车的后备功率愈大，汽车的动力性愈好。由于CVT的无级变速特性，能够获得后备功率最大的传动比，所以CVT的动力性能明显优于机械变速器（MT）和自动变速器（AT）。CvT的速比工作范围宽，能够使发动机以最佳工况工作，从而改善
13、了燃烧过程，降低了废气的排放量。ZF公司将自己生产的CvT装车进行测试，其废气排放量比安装4-AT的汽车减少了大约10%。CVT系统结构简单，零部件数目比AT（约500个）少（约300个），一旦汽车制造商开始大规模生产，CVT的成本将会比AT小。由于采用该系统可以节约燃油，随着大规模生产以及系统、材料的革新，CVT零部件（如传动带或传动链、主动轮、从动轮和液压泵）的生产成本，将降低20%-30%t3-17,o1.3 国内外无极变速器的发展早在19世纪80年代，当生产第一批采用汽油机的汽车时，德国就开始探讨采用V型胶带式无级变速器。通过研究和改进，在荷兰开发出一种双V型胶带式无极变速器，并于20
14、世纪70年代应用在轻型汽车上，功率只达到满足1.4升发动机的要求。直到20世纪80年代，荷兰VDT公司推出结构紧凑、传递功率大、性能优良的金属带（推块）式无级变速器，在日、美、德、意等各国汽车公司相继成功的采用之后，掀起了积极开发应用的高潮。国内无极变速器基本上是20世纪60年代前后起步，到80世纪中期以后，随着国内外先进设备的大量引进，工业生产现代化及自动流水线的迅速发展，对各种类型机械无极变速器的需求大幅增加，专业厂开始建立并进行规模化生产，一些高等院校也开展了该领域的研究工作。经过十几年的发展，现在国内的机械无极变速器行业从研制、生产、到情报信息各方面已组成一个较完整的体系，发展为机械领
15、域中的一个新兴行业。目前，国内生产的机械无极变速器大多是仿制国外的产品，主要系列产品类型有（1）摩擦式无极变速器：1、行星锥盘式（DISCo型）；2、行星环锥式（RX型）；3、锥盘环盘式（干式、湿式）；4、多盘式（Beier型）等。（2）齿链式无极变速器：1、滑片链式；2、滚柱链式；3、链式卷绕式。（3）带式无极变速器：1、普通V带；2、宽V带；（4）脉动式无极变速器：1、三相并列连杆式（CUSA型）与四相并开连杆式（ZenO-MaX型）。研制开发汽车用无极变速器，汽车无极变速器属于高新技术产品，目前国内已开发出金属带式无极变速器，通过试验，现在正准备进行产业化生产，而其中靠进口的关键零件“金
16、属钢带”也将自行生产。另外，新型的车用无极变速器及复合带也在探讨之中。1.4 径向带式无极变速器的工作原理无极变速器系统主要包括主动轮组、从动轮组、金属带和液压泵的基本部件。金属带由两束金属环和几百个金属片构成。主动轮和从动轮组都由可动盘和固定盘组成，与油缸靠近的一侧带轮可以在轴上滑动，另一侧则固定。可动盘与固定盘都是锥面结构,它们的锥面形成V槽来与V型金属传动带啮合。发动机输出轴输出功力首先到达无级变速器的主动轮，然后通过V型传送带传递到从动轮，最后经减速器、差速器传递给车轮来驱动汽车。1.5 径向带式无级变速器发展现状及展望从现代汽车变速器的市场状况来看，全世界的各大厂商都对提高AT的性能
17、及研究无极变速器的变现积极，汽车业界非常重视无极变速器在汽车上的实用化过程。然而，因无级变速器技术难度很大，发展相对较慢，从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属链式无极变速器、电控机械式自动变速器、双离合变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种，并且有各自的优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中，由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率的损失，存在传动效率低油耗较大的不足，另外还存在结构复杂，
18、成本高及维修难度大等明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器克服了AT效率低等缺点，与AT相比，具有更大的发展优势。可是CVT依旧需要复杂的电控系统来控制。无极变速器是当前新一代先进的变速传动型式，现在世界上已有数以百万计的各种牌号汽车采用了CTV技术，在今后的发展中，CVT将成为轿车变速器的主流型式获得更为迅速、广泛的发展、应用3。带式无级变速器是机械摩擦无级变速器中应用甚广的一种型式。带式无级变速由带式有级变速发展而来，将有级变速的阶梯轮（图I-Ia）换成长锥轮（图ITb）,使带沿长锥轮作轴向移动即可得到无级变速。由此可见，它是以带作为中间元件，改变主、从动锥轮的工作直径来
19、实现无级变速的。当前，用得更多的是使三角带（V带）作径向移动的无级变速器，其基本组成部分是：b）无级变速平a）有级变速图1-1带式变速传动简图1）摩擦传动一一由分别装在平行轴上的主、从动带轮和一根紧套在带轮上的三角带构成；2）调速操纵机构一一由螺旋传动和杠杆构成，其工作原理是转动手轮使具有正、反螺纹的螺杆回转，一端装有螺母的两个杠杆作相反方向的轴向运动，藉杠杆的作用可改变主、从动带轮中相应两个锥轮的间距，即改变三角带与主、从动带轮接触时的工作半径，实现无级变速；3）加压装置一一其结构一般比较简单，由装在锥轮旁边或内部的弹簧加压，即加压元件仅是弹簧而已。在带式无级变速器中，只调节一根轴上锥轮间距
20、的称为单轴可调锥轮无级变速器；两根轴上锥轮间距可调节的称为双轴可调无级变速器。同一轴上只有一个锥轮作轴向移动调节间距的则称为单锥轮可移（属不对称调节），而同一轴上一对锥轮均可作轴向移动调节间距的则称为双锥轮可移（属对称调节）。带式无级变速器中所采用的三角带通常有三种：普通三角带、宽三角带和块带。宽三角带则因其剖面的宽-高比较大和楔角较小，故有利于增大变速范围。本设计即采用宽三角带。带式无级变速器的特点是:1）结构简单，精度要求不高，制造方便，成本低廉；2）带具有挠性，能吸震缓冲，运转平稳；.3）外廓尺寸较大；4）带的寿命较低，传动效率不高，n=0.80.9;带式无级变速器主要用于纺织、印刷、橡
21、胶、轻工等机械以及金属切削机床。无级变速器的机械特性大致可以归纳为三种：D恒功率特性一一指输出功率保持不变，如图1-2中实线所示。这时输出扭矩和输出转速呈双曲线关系。在低速运转时，载荷变化对转速影响小，工作中又很高的稳定性，能充分利用原动机的全部功率。这种机械特性经济性好，适用于起重机、金属切削机床等的需要。恒扭矩特性一一指输出扭矩为常量，这时输出功率和输出转速呈正比变化，如图1-2中虚线所示。如果输出扭矩小于负载扭矩，输出转速就立即下降，甚至引起打滑和运转中断，不能充分利用原动机的输入功率。这种机械特性适用于机床进给机构和某些干燥机等设备的学要。变功率变扭矩特性一一输出转速负载扭矩和功率的变
22、化而变化，其规律复杂多样，通常按试验方法确定。应当指出，在一般无级比变速器中，可以采用调节压紧力的方式（如用自动加压装置），使在一定的转速范围内获得接近恒功率或恒扭矩的机械特性，以满足工作需要。恒压加压装置结构简单，便于布置，能防止过载，但影响效率和寿命。压紧力可以由弹簧、离心力、重力、气压或液压提供，其中最常用的是弹簧加压装置。自动加压装置可减小滑动，利于提高效率和寿命，便于实现恒功率传动以充分利用动力，但不能防止过载，使用时应设置安全联轴器等过载保护装置。自动加压可利用弹性环自动楔紧原理或利用摆动齿轮箱的反作用力矩原理等进行加载。调速操纵机构可根据工作要求采用手动或自动控制方式，其基本原理
23、都是将其中某个轮子沿一个（或几个）轮子的母线作运动以进行调速。考虑到轮子的母线通常为直线或圆弧，所以调速操纵机构可以分为两类：藉移动方式改变轮子的工作半径，适用于母线为直线的轮子。常用机构为：螺旋机构；齿轮-齿条机构；螺旋-杠杆复合机构；螺旋-连杆组合机构；偏心机构等。藉摆动方式改变轮子的工作半径，适用于母线为圆弧的轮子。常用机构为：蜗轮-凸轮组合机构；齿轮齿条-正弦组合机构；偏心机构等。1.6 无级变速器计算准则无极变速器的工作能力主要受到传动零件和加压装置零件失效的制约。对于采用全部刚性零件的闭式无级变速器，在充分润滑条件下，传动零件失效形式通常是疲劳点蚀，而加压零件因受结构尺寸限制其失效
24、形式除疲劳点蚀外，尚有塑性流动或表面压溃。对此，应进行接触强度计算。此外，由于启动时润滑不良以及接触区不可避免地存在滑动，所以也会出现表面磨损失效。若有必要，可按常规的磨损计算准则（工作线压力q许用线压力）进行磨损强度计算。对于高速重载无级变速器，主要失效形式是胶合，可按接触瞬时温度不超过许用值的胶合计算准则进行计算。对于开式无级变速器，主要失效形式是磨损，应进行磨损强度计算。对于带式无级变速器，主要是胶带失效，原则上可按带传动中的计算准则处理。a)双4. lE) 2 maxDmaX1 =2 in DI min D min第2章运动关系和几何关系2.1 运动关系2.1.1 无级变速器的传动比图
25、2T示出了三角带与锥轮在变速时的相对位置关系。由图可知，无级变速器的传动比一产Y时的位装产移2DhDm2xCtg最大传动比最小传动比式中m、n2主、从动带轮的转速；DhnaXD皿Dlx、D2X主从动带轮的工作直径;Dm传动比i=l(D1X=D2X)时的工作直径;DmaX、D.nin带轮的最大、最小工作直径；X一一双锥轮可移时每个可移锥轮的最大位移量(增速时用上面运算符号，减速时用下面运算符号）；2x单锥轮可移时可移锥轮的最大位移量（增速时用上面运算符号，减速时用下面运算符号）；o带轮槽角。轴向位移量与工作直径变化量的关系为DX=一tg轴向位移量X受到两个条件的制约：1）容拢信两个锥轮不能相碰；
26、2）分开时工作直径不能小于Dmin。因此，可移锥轮的极限位移量应是X=且或2x=b,2为三角带的底面宽度（见图1-2）O2x=b=bp-2（h-hp）tg,bp为三域带在中性层处的宽度;hp为2三角带中性层至顶面距离；（h-hp）为中性层至底面的距离。当锥轮轴向位移量为最大值是，锥轮工作直径的变化量D=2xctg=bctg由以上知传动比最大和最小分别是2.29和0.522.1.2 调速幅度调速幅度是指输出轴的最高转速与最低转速之比。对于单轴可调锥轮无级变速器的调速幅度为bctg-112minDmi对于双轴可调锥轮无级变速器调速幅度为2nax D1 max D2max-2min D2nin Dl
27、min由上两式可见，欲增大调速幅度，可采用双轴可调锥轮、增大b和减小州及Dmin。采用宽三角带是增大调速幅度的有效措施，但因宽-高比的增大会降低带的横向刚度，故一般宜取宽-高比曳W3.5。此外，过小的楔角0易使带在槽内卡住，并使带因所横向力过大而容易挠屈，故对宽三角带，一般0=22、44（对普通三角带,9=40。)o另应指出，两个锥轮组成的槽角8。应与三角带在弯曲变形后的楔角0相符。与常规带传动情况一样，在带式无级变速器中，减小Dmm会增大带的弯曲应力，降低疲劳强度，因此设计时Dmin应不小于规定的数值。2.2几何关系2.2.1带的中性层长度(节线长度)L带式无级变速器在不同的传动比下工作时，
28、其带长是不等的。设主、从动带轮的工作直径为Dk和Ehx,主、从动带轮的中心距为a(初选时，1.2Dnm),则LP与Dix、D2x及a的关系如下式所示：rC冗C(D2xDlx)2Lp=2a+(Dx+D2x)H24a若为减速传动，这时DIX=DmDlx,D2x=Dm+D2式中Dm为传动比i=l时主、从动带轮的工作直径，ADX为主动带轮工作直径对应于减速传动的直径减量，AD2X则为从动带轮工作直径对应于减速传动时的直径增量。将上述关系带式上式，可得Lp=2a+-2Dm+(D2-D1)+L)24a当i=l时，Dx=E2x=0带的长度最短，为Lp=2a+TrDln当i=i三时，1-20以和(人口2,+人
29、力)2值最大，带的长度最长，即/、(D2x+Dx)Lpmax=LPmin4(ADzx-ADlx)+24a对于增速传动，通过类似的分析，可以获得i=imin时带的长度最长的结论，其值同样按上式确定。由上显然可知，设计时若按i=l时确定三角带的长度，则在其他传动比时带将张得过紧，影响带的寿命，若按imax(或imin)时确定带长，则在其他传动比时带将呈现松弛，影响无级变速器的可靠工作。因此，必须在给定的调速幅度内确保带所要求的张紧力。为此可采取的措施有：根据不同的传动比相应改变传动的中心距；主、从动可移锥轮取不同的位移量。前一措施在常规带传动中已有论述，后一措施可将锥轮制成圆弧曲面的构形获得实现。
30、2.2.2带的最小中性层宽度bpmin当带轮直径由Dmin调节至DmaX时，三角带所必需的最小中性层宽度bpmin可按图2-1由下式确定：式中b为两个锥轮小端端面之间的间距，考虑到楔角9可以认为等于槽角夕。，于是最后可得bpmin=1.05(Dmax-Dmin)+2(hhp)tg22.2.3锥轮的圆弧曲面理论研究指出，欲使三角带的中性层长度在任意传动比下保持不变(即张紧力保持恒定)，主动和从动可移锥轮的相应位移量Xl和X2应为：DaxD0+(Dzx-D)to428万a2,、2DzxDix*o十(DzxDx)to4287a2这可采用一定曲线的圆弧曲面锥轮予以实现。研究表明，该曲线的方程为式中m传
31、动比i=l时带轮的槽角。对上式求导，可得锥轮曲面上各点的槽角槽角变化的趋势与三角带受弯变形后的楔角变化趋势大体相符。实用上，常采用通过三个定点的圆弧来替代上述曲线而获得张紧力的近似恒定(见图2-2)。这三个点如下取定：最大工作直径DmaX的点a,其坐标为Xa=XmaxDmaxDmya=2平均工作直径Dm的点0,其坐标为Fxo=Oyo=O最小工作直径Dn面的点b,其坐标为Xb=-Xmax1.1 DnlDminyb=2由此可得通过上面三点的圆弧，其圆心C的坐标为(ya+Xa)yb-(yb+Xb)yaXc=2Xa(ya+Xa)(y2a+x2a)yb+(y2b+x2b)yaW=2(ya+Xa)圆弧半径
32、R=x2c+y2c第3章宽V带的选择由于宽V带传递功率比较大，带的挠曲性比较好，因此一般选择用宽V带作径向移动的无级变速器。经过分析得，其基本结构主要由以下三部分组成：1、摩擦变速传动的部分：分别由装在两根平行轴上的主动带轮、从动带轮和一根紧套在带轮上的宽V带构成，每个带轮由两个分体圆锥盘带轮组成，一个是可作轴向移动的圆锥盘带轮，另一个是固定的圆锥盘带轮。这个传动部分的根本特点就是主动及从动带轮的工作直径时变化的。而无级变速也就是通过改变带轮的工作直径来实现的。2、调速操纵机构部分：由调节螺杆、螺母和调速手轮构成，工作原理是转动手轮通过调节螺杆和螺母改变带轮两个锥轮的距离，从而改变轴上两个相对
33、锥轮的间距即改变了三角带与主、从带轮相接触时的实际带轮工作半径，从而实现无级变速。3、加压装置部分：多数无级变速器采用压紧力与负载成正比变化的自动加压装置,可以减小滑动，提高传动效率和寿命，实现恒功率变速。其基本原理是斜面相对运动而产生楔紧。其结构一般比较简单，即装在圆锥盘上的压缩弹簧实现加压以稳定两锥轮的间距，即稳定这一种状况下的传动比值。已知输入功率P=L5KW输入转速nl=960rmin输出转速5002200rmin载荷性质中等，每天工作时间8h。1.2 确定计算功率PCPc=P*KA查表(4.6)得KA=LlPc=1.5*l.l=1.65KWtvLlzDk2200.速比/?b=44nM
34、in500故采用两个变速带轮1.3 宽V带型号的选取由图3.3-1选取W=31型带顶宽W、带高h由表332W=31mmh=13mm3. 3选取带轮直径由表3.3-2选取Dmin=80mm带轮最大外径DmaX=Dmin错误!未指定书签。=80*V44=160.8(整零)=160带轮外径De=x+2hl+(0.5-1)=160.8+2*133+(0.51)De=I70mm带轮内径Di=Dmin-2h(0.20.4)=80-2*2*13/3-(0.20.4)Di=62mm带轮可移动锥盘的最大位移XmaxXmax= tan( ) Dmax-Dmin带轮槽角a 二30160-80*230tan 一Xma
35、x= 10.723.4确定中心距及带长初选中心距 a。=(0.7- 1 )(Dmax+min)=(0.7l) (160+80)选取 a =230mm计算带节长 LP Lp= Lp = 2a + J(fnax; Dmin)十(DmaX-Dmin4a。 =2*230+ (16gjj) +(160+80)24*230Lp=890.1带内周长LiLio =Lpo=890.1-4*13Lio =835.6由表 3.3-9 选取带型号 32-13 Li=818 Lp=872.4 实际中心距a=ao +七+ 。2-230 阳 8+ 8356)2a=221.2mm3. 5计算V带线速度带轮最小包角amax=
36、180 - 57.30 1d-J= 1800-57.3o(160-80)221.2amax= 159.3最大线速度VmaX=Imij、6000冗*160*9606000Vmax=8.04ms最小线速度Vmin=71Amin*/6000_80*960一6000Vmin=4.02ms3.1 验算宽V带的传递功率包角修正系数Ka由表3.3-3Ka=0.95允许的传递效率Pc由表3.3-4Vmax=8.04msP0=1.77KWP0=1.68KWVmin=4.02ms间=1.09KWPo=1.04KWVmaX时计算功率Po=1.651.77KW165*402Vmin时计算功率Po=0.8251.04K
37、W8.045 5 5 5 6 9 6 9LO.L S- -Pc花上ra- -papa= 1.74KW= 1.74 W3.2 确定弹簧压紧力QVmax时的压紧力最小QminVmin时的压紧力最大Qmax由表3.3-8按插值求出Qmin=286NQmax=627N第4章锥轮的尺寸设计及弹簧的选择3.3 锥轮的尺寸设计1 .由前面已经设计数据可知锥轮最大直径DmaX=I60mm。无级变速器锥轮结构图如下：4. 2弹簧的选择根据工作条件选择材料并确定其许用应力因弹簧在交变作用力下工作，按1类弹簧考虑。现选用硅镒蝶形弹簧钢丝。第5章轴及轴承4.1 输入轴的设计5. 1.1初步估算轴的最小直径输入轴：材料
38、的选取：45号钢，调质，HBS=230取最大扭矩时计算此时，功率P=I.5KWn=960rmin查表11.3取C=125输入轴dminCpn=14.5mm因为轴有键槽应增大轴径。故轴应增大10%-15%,取15%dmin=14.5*（1+0.15）=16.675查表11.5取dmin=186. 1.2轴上各段直径的初步确定A段：dl=18,由最小直径算出。B段：d2=25,轴承（角接触轴承7205C）配合，取轴承内径25mm。C段:d3=30,根据锥盘内径设计。D段：d4=37,设计非定位轴肩高度h=3.5mm,高速轴内径37。E段：d5=30,设计定位轴肩高度h=2.5mm.F段：d6=25
39、,轴承（角接触轴承7205C）配合，取轴承内径25mm。5.1.3轴上各段所对应的长度AB段长度为LI=（L5-2）dl取L1；BC段长度为L2=7Imn；CD段长度为L3=42mm；DE段长度为L4=61m；EF段长度为L5=9.5mm；FG段长度为L6=35mm。各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。5.1.4输入轴的强度校核1、根据题目要求，载荷中等，选用45钢为轴的材料，故A=118107;带传动的传动效率为n=0.80.9,选n=085电动机输出转矩Td=9550-=95504-=14.69N-mmm1430主动轴转矩TI=Tdio=14.69
40、X1.490.85=18.61Nmm从动轴转矩TH=Tlimax=18.611.920.85=30.37N-mm2、由以上计算可知Pi=L5k肌T=18.61Nm,m=960rmin3、求作用在锥轮上的力根据机械设计P155式(8-24)可知带轮传动作用在轴上的力为/、Fp=2zFocos=2zFocos=2zFosin2V22J2式中z带的根数；Fo一一单根带的预紧力；主动轮上的包角。以及机械设计P155式(8-23)/、预紧力Fo=500-1+qv2ZVkKa式中Pca计算功率PCa=KP=L51.5=2.25kW；q一传动带单位长度的质量(据机械设计P145表8-4得q=0.10)；V带
41、的线速度；Ka包角系数。/、可得Fo=5OOx三x-1+0.110.66210.6610.93;=291.8N15415因止匕Fp=2l291.8sin-=568.81N2轴的弯矩图、扭矩图如图4.1：rT=18.61Nm(d)图4.1输出轴的弯矩图、扭矩图4、轴的结构设计拟定轴的结构图如图4.2图4.2主动轴的结构图轴承：主要受径向力，选用深沟球轴承。键：键的选择参照简明机械零件设计手册（以下简称手册）P216及P222。由弯矩图、扭矩图可知截面D是危险截面，其弯矩MI和扭矩Tl分别为：Ml=IO8x咨迎=30858Nmm2T=18610Nmm5、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只
42、校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计P365式（15-5）及上述数值，并取Q=O.6轴的计算应力MI2+(cT)2308582(0.618610)2_308582+(0.618610)2wbt(d-t)224384(24-4)2322d322x24=30.09MPa据机械设计设355表15-1,45钢调质许用弯曲应力b=60MPa,因内Vb-1,故安全。6、轴的疲劳强度安全因数校核计算判断危险截面虽然键槽、轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这些地方无需校核。而两锥轮中间位置D载荷最大，有键槽引起的应力集中，故校
43、核此处。校核危险截面的安全因数a.弯矩作用时的安全因数由于该轴转动，弯矩引起对称循环变应力，根据手册P532表15-9弯矩作用时的安全因数为-_270=L7130.858.a+（p&Crm+0.34O0.92x0.911.09=4.67式中-45钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知b=270MPa;ba弯曲应力幅，a=-,查表15-23（手册P536）得WW=1.09cm3=1.09104im3;Crm弯曲平均应力，m=0;K一正应力有效应力集中因数，由表15-10（手册P532）按配合H7h6查得Kxl.71；B一表面质量因数，轴经车削加工，按表15-13（手册P534）查得B=0.92；尺寸
44、因数，由表15T6（手册P535）查得心=0.91；.材料弯曲时的平均应力折算因数，由表15-17（手册P535）查得（pa=0.34Ob.转矩作用时的安全因数考虑到机器运转不均匀引起的惯性力和振动的存在，转矩引起的应力视为脉动循环变应力，根据表15-9（手册P532）转矩作用时的安全因数为-_155=E=-L36186118.61Ta+0.210.92x0.8922.452x2.45=5.37式中-45钢抗扭疲劳极限，-=155MPa;Ta一一切应力幅，a=,查表15-23（手册P536）得2W.Wi=2.45cm3=2.45106m3；Tm平均切应力，Tm=Ta；Kx一扭转有效应力集中因数
45、，由表15T0（手册P532）按配合巴查H6得KT=L36；表面质量因数，轴经车削加工，按表15-13（手册P534）查得=0.92；一尺寸因数，由表15-16（手册P535）查得比二0.89；材料扭转时的平均应力折算因数，由表15T7（手册P535）查得=0.210c.截面D的疲劳强度安全因数r,SS4.675.37SSC.S=3.52S7+S74.672+5.372由表15-19（手册P535）可知，SP-L32.5SSp,故该轴截面D处疲劳强度足够。（7）轴的静强度安全因数计算确定危险截面为截面D校核危险截面的安全因数a.弯矩作用时的安全因数C（Ts360,_S=12.72MbmaX30.858W1.09式中645钢材料正应力屈服点
