膨脹輪式變速傳動機構變速器變速箱設計帶8張CAD源文件圖紙

膨脹輪式變速傳動機構變速器變速箱設計帶8張CAD源文件圖紙,膨脹,輪式,變速,傳動,機構,變速器,變速箱,設計,cad,源文件,圖紙 膨脹輪式變速傳動機構設計及性能分析 附錄1：外文翻譯 自動五速手動變速箱- EASYTRONIC 3.0。 The new Opel/Vauxhall公司在2014年秋季推出了自動化五速手動變速箱(MTA) Easytronic 3.0。該變速器使用電動液壓離合器和位移控制，其主要部件主來自手動變速箱(F17-5)。這個新的變速器新增了停止/啟動功能，而他的控制系統(tǒng)是根據(jù)安全標準ISO 26262設計的。 DIPL.-ING。THOMAS ZEMMRICH是德國Adam Opel公司變速器自動化MT系統(tǒng)組長和技術專家。 持續(xù)戰(zhàn)略 2014年秋季，歐寶/沃克斯豪爾公司引進了新一代自動化手動變速器MTA(手動變速器) Easytronic 3.0。這延續(xù)了公司自2001年開始戰(zhàn)略，通過這種低成本的變速器有效代替小型車輛的常規(guī)自動變速器。由于傳統(tǒng)變速器在傳動過程中有扭矩中斷會使車輛在駕駛時舒適度不佳。因此，他們設計了與傳統(tǒng)變速箱相比操作操作更簡便，燃油經(jīng)濟性更好的，并且?guī)в羞\動駕駛風格的自動化變速器。這篇文章介紹了歐寶新推出的MTA的設計和性能特點。 變速器的設計 這款新推出的變速器是在Opel公司五速手動變速箱(F17-5)的基礎上開發(fā)的，它的扭矩容量為190Nm。這款變速器用在中小型汽油發(fā)動機手動檔車型上的排量高達1.4L，用在材油機手動擋車型上的排量為1.3L。雖然擁有高達200Nm轉矩容量的6速變速箱越來越受到歡迎，但是考慮到成本，目前五速版的變速箱任是小型汽車的首選。 這款變速器采用撥叉和同步器進行換檔，所選的齒輪組傳動比范圍為5.53，這對于一個五速變速箱來說是一個相當大的傳動比范圍。由于較大的傳動比范圍，使得一檔工作時不需要輸入較大的轉矩，使駕駛舒適性能得到提高，且在五檔工作時不需要發(fā)動機輸入較高的轉速就可以獲得較高的駕駛速度，還能夠降低噪音，提高燃油經(jīng)濟性。 后者是實現(xiàn)自動手動變速器而不損失任何性能，因為加速度可以通過快速自動降檔來實現(xiàn)。變速器需要能夠在自動和手動模式中使用同樣的離合器。且沒有MTA特定的修改是必須要車輛集成顯示變速器的基本數(shù)據(jù)。 與以前的機電系統(tǒng)〔1〕相比，電動液壓執(zhí)行器接管離合器和換檔。在新的MTA中操作。其主要部件包括電動機、泵、蓄壓器、油箱、帶有電磁閥的塊和直接與閥門接觸的控制模塊（機電一體化）。 與較早的電液系統(tǒng)相比，新一代的驅動以更高的集成度來區(qū)分。所有的部件都安裝在一個底板上，它包括液壓管道，因此沒有外部液壓管路。所有內(nèi)部傳感器（移位/選擇）在沒有布線的情況下也接觸位置和壓力。這些特性在成本、質量、封裝和系統(tǒng)可靠性方面提供了好處。 為了測量輸入軸速度，新的MTA配備了速度傳感器，使用霍爾效應原理。以第四齒輪作為目標，不需要單獨的目標輪，因此手動變速器中的所有軸在自動應用中都可以使用不變。 在手動變速器中，離合器操作采用液壓同心從動油缸（CSC），但不需要主缸，而驅動系統(tǒng)液壓通常使用液壓油代替制動液。比例閥接管油流量的調(diào)節(jié)。CSC還配備了非接觸式行程傳感器（霍爾效應），這給控制器提供了離合器釋放行程閉環(huán)控制所需的反饋。目標是一個連接到離合器的磁體。CSC位置測量的優(yōu)點是動態(tài)和溫度引起的效應。 液壓回路包含在控制回路中，而不是測量主缸上的位置。另一方面，CSC的發(fā)動機運轉的軸向脈動也由傳感器檢測并疊加在行駛信號上。在傳輸控制器中的原始信號的處理過程中，適當?shù)臑V波補償了這種影響。 功能 新的MTA提供可選擇的自動或手動操作模式，并且還支持運動模式功能以及巡航控制。在自動模式中，具有更多功能的許多移位映射是可用的[2 ]。一個新特性是在低速條件下抑制2-1的降檔。它在第二檔運行離合器，只要沒有更高的牽引力需求，就可以換檔至第一檔。進一步發(fā)展的升檔防止功能保證在適當?shù)尿寗蛹铀俣认乱材苓x擇合適的齒輪，例如在上坡行駛或拖曳時，或由于高度或熱而減少發(fā)動機扭矩。與優(yōu)化的移位映射一樣，這些特殊功能使移位頻率顯著降低。在歐寶測試周期中，換檔次數(shù)從現(xiàn)有的歐寶五速MTA的231減少到新版本的195檔。這有助于提高駕駛舒適性，降低油耗。 新MTA的另一個目標是優(yōu)化蠕變，即僅通過控制離合器而不踩下油門踏板來驅動。進入和退出蠕變函數(shù)的重新調(diào)諧在停車時特別有益。此外，爬行在輕微的上坡和下坡坡度上也更加舒適。后者的改進是通過采用可校準的目標加速度，相對于由MTA算法估計的梯度來實現(xiàn)的。 新引入的沖刺加速功能使加速器加速時盡可能加速。踏板很快被壓到擊球位置。測量結果表明，最大加速度為1.9M/S，與正常的寬開路節(jié)氣門關閉相比加速至20kM/h減少了0.3秒。 像歐寶的其他變速器類型一樣，新的MTA也有停止/啟動功能。與自動變速器一樣，在停機期間按下或釋放制動踏板是發(fā)動機停止和起動的主要觸發(fā)器。對與自動變速器的一個特殊難題是確保從釋放發(fā)動機踏板到提供加速的無延遲和舒適的過渡。MTA必須滿足自動和雙離合器變速器的要求，甚至超過他們比較試驗中的性能。決定性因素是停止階段的轉移策略。采用開式離合器保持第一擋，以及各種安全措施，使系統(tǒng)在起動時快速反應，同時防止不希望的斷開。 駕駛性能 換檔舒適性是決定用戶接受自動手動變速器的主要因素，在新MTA的發(fā)展過程中，在各個領域都實現(xiàn)了改進（2）。對于升檔，車輛加速度的變化是一個重要的舒適參數(shù)。這是通過換擋過程中扭矩拋物線形狀優(yōu)化的發(fā)動機干預來考慮的。 對于降檔，決定性因素是系統(tǒng)的響應性。在這里，新的MTA受益于擴展接口到發(fā)動機控制器，從而實現(xiàn)精確的速度控制，示出了不同自動變速器的重要降檔特性的比較。 各種措施的成功是顯而易見的，提高了大約一個SAE額定值的最小可駕駛性。各種不同的診斷方法都顯示這款新的變速器的傳動性能和換擋性能都有相當大的提高。 安全性 由具有內(nèi)部傳感器技術的控制模塊監(jiān)控的離合器和換檔操作，連接到車輛中的其他電子部件，使自動手動變速器安全性十分可靠，如ISO 26262〔3〕所定義。鑒于該標準的要求，新的MTA的安全概念被開發(fā)并集成在其控制中（4）。這個概念包括對涉及到的組件的可靠性的具體要求和對多個級別的診斷，以及在A的情況下的情境系統(tǒng)反應，未能確保安全狀態(tài)。這樣的措施范圍從個別功能的停用到中斷的功率流。首要目標是保證車輛運行期間的安全性，同時盡可能保持系統(tǒng)可用性。 參考文獻 [1] Barnbeck, A.; Becker, G.; Kiefer, M.; Quarg,J.; Zemmrich, T.; Fischer, R.: Automated shift of a conventional base transmission. 9th Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology, 4 to 6 October 2000 [2] Ramminger, P.; Becker, G.: The new automated 5-speed manual transmission by Opel. International VDI-Congress Drivetrain for Vehicles, Friedrichshafen,24 and 25 June 2014 [3] Czerny, B. J.; D’Ambrosio, J.; Debouk R.;Stashko, K.: ISO 26262 Functional safety draft international standard for road vehicles: Background,Status, and Overview. 28th International System Safety Conference, Minneapolis/MN., 30 August to 3 September 2010 [4] Baron, K.; Ramminger, P.; Becker, G.: The new automated 5-speed manual transmission by Opel. 13th International CTI Symposium, Berlin, 8 to 11 December 2014  附錄2：原文 14 畢業(yè)論文（設計） 題目名稱： 膨脹輪式變速傳動機構設計及性能分析 所在學院 ： 機械工程學院 專業(yè)（班級） ： 學生姓名 ： 指導教師 ： 評閱人 ： 院長 ： 論文題目： 膨脹輪式變速傳動機構設計及性能分析 總計： 畢業(yè)論文 50 頁 表格 1 表 插圖 2 幅 指導教師（職稱） ： 評閱人 ： 完成日期 ： 本科畢業(yè)論文(設計)開題報告 論 文 題 目：膨脹輪式變速傳動機構設計及性能分析學 院： 機械工程學院 專 業(yè) 、 班 級： 學 生 姓 名： 指導教師（職稱）： 年 1 月 6 日 填 畢業(yè)論文（設計）開題報告要求 開題報告既是規(guī)范本科生畢業(yè)論文工作的重要環(huán)節(jié)，又是完成高質量畢業(yè)論文 （設計）的有效保證。為了使這項工作規(guī)范化和制度化，特制定本要求。一、選題依據(jù) 1. 論文（設計）題目及研究領域； 2. 論文（設計）工作的理論意義和應用價值； 3. 目前研究的概況和發(fā)展趨勢。二、論文（設計）研究的內(nèi)容1.重點解決的問題； 2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）； 3. 本論文（設計）預期取得的成果。三、論文（設計）工作安排 1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）； 2. 論文（設計）進度計劃。四、文獻查閱及文獻綜述 學生應根據(jù)所在學院及指導教師的要求閱讀一定量的文獻資料，并在此基礎上通過分析、研究、綜合，形成文獻綜述。必要時應在調(diào)研、實驗或實習的基礎上遞交相關的報告。綜述或報告作為開題報告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理通順， 較全面地反映出本課題的研究背景或前期工作基礎。 五、其他要求 1. 開題報告應在畢業(yè)論文（設計）工作開始后的前四周內(nèi)完成； 2. 開題報告必須經(jīng)學院教學指導委員會審查通過； 3. 開題報告不合格或沒有做開題報告的學生，須重做或補做合格后，方能繼續(xù)論文（設計）工作，否則不允許參加答辯； 4. 開題報告通過后，原則上不允許更換論文題目或指導教師； 5. 開題報告的內(nèi)容，要求打印并裝訂成冊（部分專業(yè)可根據(jù)需要手寫在統(tǒng)一紙張上，但封面需按統(tǒng)一格式打?。?。 8 一、選題依據(jù)1、研究領域 機械設計制造、變速器設計、機械結構設計 2、論文（設計）工作的理論意義和應用價值 無級變速是人們長期夢寐以求的變速機構, 它的應用具有十分重要的意義 ,已成為當今汽車界最熱門的課題之一.CVT 的發(fā)展勢必對我國汽車工業(yè)的發(fā)展乃至整個國民經(jīng)濟的迅速騰飛有著舉足輕重的意義。無級變速技術真正應用在汽車上不過十幾年的時間，但它比傳統(tǒng)的手動和自動變速器的優(yōu)勢卻是顯而易見的： 1） 結構簡單，體積小，零件少，大批量生產(chǎn)后的成本肯定要低于當前普通自動變速器的成本； 2） 工作速比范圍寬，容易與發(fā)動機形成理想的匹配，從而改善燃燒過程，進而降低油耗和排放； 3） 具有較高的傳送效率，功率損失少，經(jīng)濟性高，更加節(jié)能環(huán)保。 4） 級變速器的調(diào)控下，傳動比可以實現(xiàn)連續(xù)變化，可以使汽車的行駛滿足實際工況要求，讓轎車具有最好的駕駛性能、行駛性能。 3、目前研究的概況和發(fā)展趨勢目前研究概況: 最早應用于汽車的無級變速傳動是 V 型橡膠帶式無級自動變速傳動，應用在1886 年由德國 Daimlar-Benz 公司生產(chǎn)的汽油機汽車上。但橡膠帶式無級自動變速器因無法解決橡膠帶耐久性問題而逐步退出市場。CVT 取得里程碑式的成績是在 20 世紀 60 年代中期，荷蘭的 H． Vandoorne 博士等研制出功率密度大、可靠性高的金屬傳動帶，使帶式無級變速器取得突破性進展。1987 年，荷蘭 VDT 公司聯(lián)合富士重工開發(fā)的金屬帶式 CVT 應用在 Subaru Justy 轎車上并投放市場，取得了巨大的成功，開啟了 CVT 車用的時代. 目前實際應用的 CVT 主要有 :帶式 CVT 和鏈式 CVT，帶式 CVT 依靠金屬片之間推力傳遞扭矩，鏈式 CVT 依靠拉力傳遞扭矩。其中金屬帶式 CVT 技術最為成熟，應用最廣泛。CVT 匹配的發(fā)動機排量范圍為 1.3～3.5L，裝配在樓蘭中的 CVT 承載扭矩最大，達到 326Nm。CVT 在中小排量車型上應用具有優(yōu)勢，隨著技術的不斷發(fā)展，CVT 的扭矩上限將被繼續(xù)提高，在大扭矩車型中的裝配量將會上升。 發(fā)展趨勢： （1） 推式傳動帶和傳動鏈將在轉矩傳遞容量和專用性上進一步加強。由于產(chǎn)品數(shù)量的迅速增加，伴隨產(chǎn)品過程的進一步自動化，成本會大幅降低。 （2） 電子化將帶來傳動比、速度、壓力和轉矩的更快的、更精確的控制，保證發(fā)動機和變速器更好的調(diào)節(jié)，提供了不同的行駛模式，例如運動型、舒適型和巡航控制， 從而使用戶獲得全方位的“行駛樂趣”。 （3） 更精確、更快的 CVT 控制，將與發(fā)動機控制一起集成到整個傳動系管理系統(tǒng)中， 使得油耗和排放的進一步降低。 （4） CVT 將承擔帶有飛輪儲能裝置的混合動力傳動系設計中的重要角色。采用 CVT 傳動系的混合動力汽車的油耗有可能減少 30%，排放有可能降低 50%。CVT 技術從誕生發(fā)展至今，已經(jīng)有了一百多年的歷史。一直以來，人們都在致力于提高傳動帶性能和CVT 傳遞功率極限的研究：將液力變矩器集成到 CVT 系統(tǒng)中，主動輪、從動輪的夾緊力實現(xiàn)電子化控制，在 CVT 中采用節(jié)能泵，用金屬帶代替?zhèn)鹘y(tǒng)的橡膠帶。由于新技術的應用，CVT 的綜合性能有了質的飛躍，在汽車上的運用也越來越普遍。技術無止境， 隨著全球科技的迅猛發(fā)展，新的電子技術與自動控制技術將不斷被應用到 CVT 中。CVT 技術舒適、節(jié)能、環(huán)保、安全的優(yōu)異性能將越來越完善。 二、論文（設計）研究的內(nèi)容 1. 重點解決的問題 完成專用膨脹輪式變速傳動機構設計，并進行強度及穩(wěn)定性計算與校核，完成專用膨脹輪式變速傳動機構的主要零件（7 個左右）設計 2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路） 1） 無級變速裝置設計； 2） 相關參數(shù)計算和選擇（齒輪、蝸桿、錐齒輪各參數(shù)）； 3） 傳動原理分析和運動分析、動力性能分析； 4） 安全可靠性分析與校核； 5） 主要零件設計與計算； 3. 本論文（設計）預期取得的成果 1） 無級變速裝置設計方案 2） 控制系統(tǒng)設計方案 3） 裝配總圖 1 張（A0） 4） 主要零件圖 5—7 張 5） 畢業(yè)設計論文 三、論文（設計）工作安排 1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）； 1.1 研 究 方 法 1）查閱相關資料文獻了解設計內(nèi)容2）完成開題報告 3）完成總體方案設計 4）主要結構強度、穩(wěn)定性能計算校核5）繪圖 1.2 主要設計參數(shù) 輸入功率 P1、輸出功率 P2、傳動比及變速范圍、最大功率、最大扭矩2.論文（設計）進度計劃 第 1 周：查閱相關文獻資料并進行匯總。（-4 周） 第 2 周：分析文獻資料并完成開題報告初稿。（-3 周） 第 3 周：修改開題報告。（-2 周） 第 4 周：完成開題報告終稿并進行總體方案論證。（-1 周） 第 5 周：完成總體方案設計初稿。（第 1 周） 第 6 周：完成總體方案設計終稿。（第 2 周） 第 7 周：無級變速裝置設計圖初稿。（第 3 周） 第 8 周：無級變速裝置設計圖終稿。（第 4 周） 第 9 周：“五一”勞動節(jié)學校放假。 第 10 周：傳動原理分析、動力性能分析和運動分析。（第 5 周） 第 11 周：強度及穩(wěn)定性計算與校核。（第 6 周） 第 12 周：繪制主要零件圖 5-7 張。（第 7 周） 第 13 周：修改零件圖并完成外文文獻翻譯。（第 8 周） 第 14 周：完成控制系統(tǒng)設計及畢業(yè)論文初稿。（第 9 周） 第 15 周：完善畢業(yè)論文，準備答辯（第 10 周） 四、需要閱讀的參考文獻 [1]機械工藝師手冊（上、下），丁漢主編，2017 年 7 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [2]機械設計手冊（1-6 冊），聞邦椿主編，2014 年 3 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [3]機械制造裝備設計，關慧貞主編，2009 年 11 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [4] 液壓與氣壓傳動，章宏甲主編，2001 年 6 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [5] 工程材料及其成形技術基礎，2008 年 8 月，北京，北京大學出版社。 [6] 人工智能技術導論，廉師友主編，2000 年 1 月，西安，西安電子科技大學出版社。 [7] 周有強，機械無極變速器，北京：機械工業(yè)出版社，2006 [8]孫桓，陳作模等，機械原理，第八版，高等教育出版社 [9] 熊智遠,郝赫.淺談無級變速器的設計[J].農(nóng)村經(jīng)濟與科技,2017 [10] 郝石磊.新型 CVT 無級變速器動力傳遞機構的設計[J].湖北汽車工業(yè)學院學報,2007 [11] 數(shù)控技術，胡占齊主編，2004 年 5 月，武漢，武漢理工大學出版社 [12] 機電一體化生產(chǎn)系統(tǒng)設計，謝存禧主編，1999 年 10 月，北京，機械工業(yè)出版社 [13] 工業(yè)機器人，韓建海主編，2012 年 6 月，武漢，華中科技大學出版社。 [14] 潘國揚，石曉輝，郝建軍，郭 棟，新型無級變速器( CVT) 技術解析，重慶理工大學學報( 自然科學)，2015 [15] 胡國良，徐兵，楊華勇，汽車金屬帶式無級變速傳動技術，工程設計學報，2003 [16]盧德瓊 ,過學迅.汽車 CVT 技術發(fā)展趨勢[J].汽車研究與開發(fā),2005 [17]吳光強，孫賢安，汽車無極變速器技術和應用的發(fā)展綜述，同濟大學學報，2009 附：文獻綜述  文獻綜述 變速器是伴隨著燃油機出現(xiàn)的，用于實現(xiàn)汽車起步時大轉矩低轉速和高速行駛時小轉矩高轉速及倒車等功能，但是隨著時代的發(fā)展人們對駕駛感受的不斷提高還有對汽車燃油經(jīng)濟性要求，人們對變速器的要求越來越高，促使變速器在不斷發(fā)展以滿足人們的使用要求和各種不同的工作環(huán)境。 市場上廣義的變速器分為手動和自動變速器，其中自動變速器由于操控簡單、駕駛舒適性好受到消費者追捧［1］。目前在汽車上廣泛使用的自動變速技術是將液力變 矩器和行星齒輪系組合的自動變速器技術，但是液力變矩器和行星齒輪系的組合有著 明顯的缺點：傳動比不連續(xù)，只能實現(xiàn)分段范圍內(nèi)的無級變速；液力傳動的效率較低， 影響了整車的動力性能與燃油經(jīng)濟性。所以汽車行業(yè)早就開始研究其它新型變速技術， 無級變速技術就是其中有前景的一種。無級變速技術作為一種技術先進、科技含量高 的新型變速器產(chǎn)品，與傳統(tǒng)自動變速器相比，在舒適性、動力性、經(jīng)濟性、排放等指 標方面，其優(yōu)勢是顯而易見的。 CVT(Continuously Variable Transmission)技術即無級變速技術，它采用傳動帶和工作直徑可變的主、從動輪相配合來傳遞動力，可以實現(xiàn)傳動比的連續(xù)改變，從而得到傳動系與發(fā)動機工況的最佳匹配。 CVT 的分類：無級變速器按傳動方式可分為三類，液體傳動、電力傳動和機械傳動三種方式。液體傳動分為兩類：一類是液壓式，主要是由泵和馬達組成或者由閥和泵組成的變速傳動裝置，適用于中小功率傳動。另一類為液力式，采用液力耦合器或液力矩進行變速傳動，適用于大功率（幾百至幾千千瓦）。 液體傳動的主要特點是： 調(diào)速范圍大，可吸收沖擊和防止過載，傳動效率較高，壽命長，易于實現(xiàn)自動化：制造精度要求高，價格較貴，輸出特性為恒轉矩，滑動率較大，運轉時容易發(fā)生漏油。 電力傳動基本上分為三類：一類是電磁滑動式，它是在異步電動機中安裝一電磁滑差離合器，通過改變其勵磁電流來調(diào)速，這屬于一種較為落后的調(diào)速方式。其特點結構簡單，成本低，操作維護方便：滑動最大，效率低，發(fā)熱嚴重，不適合長期負載運轉，故一般只用于小功率傳動。二類是直流電動機式，通過改變磁通或改變電樞電壓實現(xiàn)調(diào)速。其特點是調(diào)速范圍大，精度也較高，但設備復雜，成本高，維護困難， 一般用于中等功率范圍（幾十至幾百千瓦），現(xiàn)已逐步被交流電動機式替代。 三類是交流電動機式，通過變極、調(diào)壓和變頻進行調(diào)速。實際應用最多者為變頻調(diào)速，即采用一變幅器獲得變幅電源，然后驅動電動機變速。其特點是調(diào)速性能好、范圍大、效率較高，可自動控制，體積小，適用功率范圍寬：機械特性在降速段位恒轉矩，低速 時效率低且運轉不夠平穩(wěn)，價格較高，維修需專業(yè)人員。近年來，變頻器作為一種先進、優(yōu)良的變速裝置迅速發(fā)展，對機械無級變速器產(chǎn)生了一定的沖擊。 機械無級變速器可分為摩擦式、鏈式、帶式和脈動式四大類。摩擦式變速傳動機構是依靠主動元件、從動元件在接觸處的摩擦力進行傳動，無級變速是通過改變接觸處的工作半徑實現(xiàn)的；鏈式變速動機構是由主、從動鏈輪及套于其上的剛質撓性鏈組成，依靠鏈條的兩側面和鏈輪的兩錐盤接觸所產(chǎn)生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩錐盤的軸向距離來控制鏈的接觸位置和工作半徑，進而實現(xiàn)無級變速；脈動式無級變速器主要有根桿機構相連作為傳動機構，也有的是連桿與凸輪、連桿與齒輪組合形成的機構，它和連桿機構的原理一致，與輸出機構搭配，出軸的連續(xù)變速就能實現(xiàn)。帶式無級變速器的工作原理也是利用摩擦力實現(xiàn)動力傳動的，它的變速機構是由傳送帶和支撐帶的兩對錐盤組成。在實現(xiàn)動力傳動的同時，可改變兩錐盤沿軸向的距離，改變傳動帶與他們的接觸位置，進而使帶輪的實際工作半徑改變，半徑的連續(xù)變化實現(xiàn)了變速器的無級變速。 CVT 的基本工作原理：CVT 通過傳動帶和工作直徑可變的主動輪、從動輪相配合傳遞動力。該系統(tǒng)主要包括主動輪組、從動輪組、金屬帶（高強度鋼帶）和液壓泵（液壓控制系統(tǒng)）等基本部件。金屬帶由兩束金屬環(huán)和幾百個金屬片構成。主動輪組和從動輪組都由可動盤和固定盤組成，與油缸靠近的一側帶輪可以在軸上滑動，另一側則固定。可動盤與固定盤都是錐面結構，它們的錐面形成 V 型槽，與 V 型金屬傳動帶嚙合。發(fā)動機輸出軸輸出的動力首先傳遞到 CVT 的主動輪，然后通過 V 型傳動帶傳遞到從動輪，最后經(jīng)減速器、差速器傳遞給車輪來驅動汽車。[2]工作時通過主動輪與從動輪的可動盤作軸向移動來改變主動輪、從動輪錐面與 V 型傳動帶嚙合的工作半徑， 從而改變傳動比。由于主動輪和從動輪的工作半徑可以實現(xiàn)連續(xù)調(diào)節(jié)，從而實現(xiàn)了無級變速。［3］ 目前 CVT 的發(fā)展狀況：1955 年, 荷蘭 VDT 公司的橡膠帶式 CVT 樣車試驗 ,由于該傳動機構體積過大 , 傳動比太小 ,橡膠帶壽命短, 最終未能普及.1956 年, 德國PIV.公司開始研究鏈式 CVT .20 世紀 80 年代, 橡膠帶式 CVT 被推力帶式 CVT 代替 , 投入市場使用.1989 年,德國 Luk 公司開始研發(fā) 300 N · m 級的轎車 CVT ,并選擇 P I V 鏈條 1999 年 , Luk 公司 CVT 鏈條的第一代產(chǎn)品在奧迪 Multitronic 上 誕生;2004 年,應用于美國市場福特 CFT30 .2007 年 5 月, 生產(chǎn) 120 萬條 Luk 鏈條。 [4] 發(fā)展趨勢：隨著電子、材料、加工技術、油品及液壓系統(tǒng)等關鍵技術的發(fā)展，CVT 將著以下幾方面發(fā)展:① 向大排量的汽車上發(fā)展，以實現(xiàn)更廣泛的應用;② 具有更加優(yōu)越的控制及快捷的反應;③ 具有更高的傳動效率;④ 具有更寬的變速比范圍;⑤ 小型化及輕量化;⑥ 價格更低廉;⑦ 向混合動力的高度集成應用發(fā)展。[1] [1] 潘國揚，石曉輝，郝建軍，郭 棟，新型無級變速器( CVT) 技術解析，重慶理工大學學報( 自然科學)，2015 [2] 胡國良，徐兵，楊華勇，汽車金屬帶式無級變速傳動技術，工程設計學報，2003 [3]盧德瓊 ,過學迅.汽車 CVT 技術發(fā)展趨勢[J].汽車研究與開發(fā),2005 [4]吳光強，孫賢安，汽車無極變速器技術和應用的發(fā)展綜述，同濟大學學報，2009 [5]機械工藝師手冊（上、下），丁漢主編，2017 年 7 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [6]機械設計手冊（1-6 冊），聞邦椿主編，2014 年 3 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [7]機械制造裝備設計，關慧貞主編，2009 年 11 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [8] 液壓與氣壓傳動，章宏甲主編，2001 年 6 月，北京，機械工業(yè)出版社。 [9] 工程材料及其成形技術基礎，2008 年 8 月，北京，北京大學出版社。 [10] 人工智能技術導論，廉師友主編，2000 年 1 月，西安，西安電子科技大學出版社。 [11] 周有強，機械無極變速器，北京：機械工業(yè)出版社，2006 [12]孫桓，陳作模等，機械原理，第八版，高等教育出版社 [13]熊智遠,郝赫.淺談無級變速器的設計[J].農(nóng)村經(jīng)濟與科技,2017 [14]Rotational Swashplate Pulse Continuously Variable Transmission Based on Helical Gear Axial Meshing Transmission[J].Chinese Journal of Mech an ical Engineering,2012 [15]POWER FLOW ANALYSIS AND APPLICATION SIMULATION OF ELECTROMAGNETIC CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION[J].Chinese Journal of Mechanical Engineering,2008. [16] Xinbo Chen,Peng Hang,Wei Wang,Yan Li. Design and analysis of a novel wheel type continuously variable transmission[J]. Mechanism and Machine Theory,2017,107 [17] 郝石磊.新型CVT 無級變速器動力傳遞機構的設計[J].湖北汽車工業(yè)學院學報,2007 [18] 李春青,彭建中,吳彤峰.國內(nèi)外汽車無級變速(CVT)技術的發(fā)展概況[J].廣西學院學報,2004 膨脹輪式變速傳動機構設計及性能分析 目錄 摘要 III 第一章 緒論 1 1.1變速器的功能 1 1.2變速器的分類 1 1.3研究意義 1 第二章 變速器結構方案選擇 2 2.1變速器軸數(shù)選擇 2 2.2檔數(shù)的選擇 2 2.3換擋結構方案選擇 2 2.4倒檔形式選擇 3 2.5確定變速器傳動方案 4 2.6設計參數(shù) 4 第三章 主要參數(shù)設計計算 5 3.1最大傳動比 5 3.2最小傳動比 5 3.3各檔傳動比 5 3.4中心距 6 3.5確定齒輪參數(shù) 6 3.5.1齒輪模數(shù) 6 3.5.2壓力角α 7 3.5.3螺旋角β及旋向 7 3.5.4齒寬b 7 3.5.5變位系數(shù) 8 3.6各檔齒輪齒數(shù)分配 8 3.6.1確定一檔齒輪齒數(shù) 8 3.6.2確定二檔齒輪齒數(shù) 9 3.6.3確定三檔齒輪齒數(shù) 9 3.6.4確定四檔齒輪齒數(shù) 10 3.6.5確定五檔齒輪齒數(shù) 10 3.6.6確定倒檔齒輪齒數(shù) 10 第四章 各檔齒輪的校核 11 4.1齒輪接觸疲勞強度校核 11 4.1.1 1、2號齒接觸疲勞強度校核 11 4.1.2 3、4號齒接觸疲勞強度校核 13 4.1.3 5、6號齒接觸疲勞強度校核 14 4.1.4 7、8號齒接觸疲勞強度校核 15 4.1.5 9、10號齒接觸疲勞強度校核 17 4.1.6 倒檔齒接觸疲勞強度校核 18 4.2齒輪彎曲應力校核 19 4.2.1 1、2號齒輪彎曲應力校核 20 4.2.2 3、4號齒輪彎曲應力校核 22 4.2.3 5、6號齒輪彎曲應力校核 23 4.2.4 7、8號齒輪彎曲應力校核 25 4.2.5 9、10號齒輪彎曲應力校核 26 4.2.6 倒檔齒輪彎曲應力校核 28 第五章 軸的設計計算 30 5.1輸入軸的結構設計 30 5.2輸入軸強度校核 30 5.3輸出軸的結構設計 31 5.3輸出軸強度校核 33 5.4中間軸的結構設計 34 5.5中間軸強度校核 34 參考文獻 37 附錄1：外文翻譯 38 附錄2：原文 43  摘要 變速器是汽車的重要組成部分，它可以在較大范圍內(nèi)改變發(fā)動機的輸出轉速和轉矩，使發(fā)動機在最佳的工作狀態(tài)滿足汽車在不同行駛狀況下的工作要求。 對于變速器的設計，其主要的設計參數(shù)有檔位數(shù)、各擋傳動比、中心距和變速器的外形尺寸。本文主要根據(jù)大型車輛工作時行駛速度低，扭矩大的特點，在確定了變速器的主要設計參數(shù)后，對變速器主要組成部件進行了設計，如變速器結構方案選擇、各擋齒輪的設計校核、各軸的設計校核、同步器選擇、變速器箱體的設計等。 本文所設計的變速器中采用的是中間軸式變速器，其主要特點是可以設置發(fā)動機直接檔獲得高轉速檔位，較大的變速范圍大可以滿足不同的工況，不易損壞，維護方便，成本低。 關鍵詞：變速器；齒輪；輸入軸；結構  Abstract The transmission is an important part of the car,it can change the engine's speed and torque in a wide range.Make the engine working in the best condition to meet the requirements of the car in different driving conditions. The transmission's main design parameters are gear number,transmission ratio,center distance and the shape dimension of the transmission．This article is mainly based on the characteristics of low driving speed and high torque.After determining the main design parameters of the transmission, the main components of the transmission are designed. Such as the transmission structure scheme selection, each gear's design and check,each axis's design and check,choose the synchronizer,design of gearbox enclosure and so on. In this paper,the intermediate shaft transmission is adopted in the transmission.Its main feature is that the engine can be set up directly gear to obtain high speed gear,large variable speed range can meet different working conditions,nonperishable,easy maintenance and low cost. Key words: transmission；gear；input shaft；structure  63 第一章 緒論 1.1變速器的功能 變速器是用來改變來自發(fā)動機的轉速和轉矩的機構。為了使發(fā)動機工作在有利的工況下滿足不同行駛條件對牽引力的需要，所以需要借助變速器在較大范圍內(nèi)改變汽車的行駛速度大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。此外，通過變速器可以使汽車實現(xiàn)空檔和倒檔功能。 1.2變速器的分類 汽車變速器按傳動比可分為無級式、有級式和綜合式三種。 無級式變速器：傳動比可在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化，常見的有液力式，機械式和電力式等。 有級式：有幾個可選擇的固定傳動比，采用齒輪傳動。又可分為：齒輪軸線固定的普通齒輪變速器和部分齒輪(行星齒輪)軸線旋轉的行星齒輪變速器兩種。 綜合式：由有級式變速器和無級式變速器共同組成的，其傳動比可以在最大值與最小值之間幾個分段的范圍內(nèi)作無級變化。 1.3研究意義 汽車在人們的日常生活及生產(chǎn)工作都有著舉足輕重的地位。隨著汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的要求也越來越高，而汽車變速器作為汽車傳動系中的重要組成部分，對汽車整體性能有著不可忽視的影響。其技術的發(fā)展，對于汽車整體技術的發(fā)展有著積極的推動作用。  第二章 變速器結構方案選擇 2.1變速器軸數(shù)選擇 變速器一般有兩軸式和中間軸式變速器。兩軸式變速器較中間軸式變速器相比，由于軸數(shù)少，且動力輸出只經(jīng)過一對齒輪傳遞，故其具有效率高、外形尺寸較小的優(yōu)點。缺點是沒有發(fā)動機直接檔，高速檔工作時，齒輪和軸承需要承受載荷，容易造成疲勞破壞，且傳動比范圍小。而中間軸式變速器在高速檔工作時，動力可有輸入軸通過同步器直接傳遞到輸出軸，所以中間軸式變速器在高速檔工作時齒輪和軸承不需要承受載荷，故其使用壽命較長。中間軸式變速器在其他檔位工作時需要4個以上的齒輪傳遞動力，雖然較低了效率，但是可以增大變速范圍，提高輸出轉矩。 通過以上的方案分析結合本設計要求，為使變速器獲得較大的傳動比范圍，決定采用中間軸式變速器。 2.2檔數(shù)的選擇 增加變速器的檔數(shù)可以提高發(fā)動機功率的利用率、提高燃油經(jīng)濟性，但是檔數(shù)過多會增加換擋操作難度。市場上大多數(shù)車型采用五速變速器，由于五速變速器可滿足大多數(shù)人車輛駕駛操作習慣，所以本設計設有5個前進檔和1個倒檔，可滿足車輛較復雜工況要求和大多數(shù)人的駕駛習慣。 2.3換擋結構方案選擇 目前汽車上常見的換檔方式主要有滑動直齒輪換檔、嚙合套換檔及同步器換檔。 滑動齒輪換擋：齒輪通過撥叉在花鍵上移動與不同的齒輪配合實現(xiàn)換檔。滑動齒輪換檔具有結構簡單、易加工的優(yōu)點，但這種方式不能保證兩個換檔齒輪在換擋時具有相同的轉速和準確的姿態(tài)，換檔時會產(chǎn)生沖擊力，易對齒輪造成損壞，且換檔時噪聲較大。故變速器中除了使用較少一檔和倒檔外，其他檔位已經(jīng)很少采用。 嚙合套換檔：通過齒合套換檔，需將換檔齒輪做成兩部分，其中一部分是常嚙合傳動齒輪，另一部分齒輪是一個齒數(shù)較多的直齒輪，用于配合嚙合套。嚙合套換檔雖然可以防止換擋時沖擊對齒輪造成損壞，但卻不能消除換擋時產(chǎn)生的沖擊力，故換擋時會伴有較大的噪聲及震動。 同步器換擋:常見的同步器有慣性式、慣性增力式及常壓式三種類型。使用同步器換擋可以保證換檔齒輪在換檔時達到與傳動齒輪相同轉速后切入換檔，從而避免了換檔時的產(chǎn)生沖擊力，且同步器換檔還具有換擋迅速，噪聲小的優(yōu)點，因而被廣泛采用。 在上述各種換擋形式中，各有各的優(yōu)缺點，綜合考慮變速器的結構尺寸及換檔便利性，本設計中通過斜齒輪傳動的高速檔部分使用鎖銷式慣性同步器換檔，倒檔及一檔通過滑動直齒輪的方式換檔，鎖銷式慣性同步器結構如下圖所示： 2.4倒檔形式選擇 常見的倒檔形式有在前進檔路線中間加裝倒檔齒輪式、常嚙合齒輪式、和聯(lián)體齒輪式。第一種方式是通過在一檔齒輪副中間加裝倒檔齒輪，改變一檔轉向，實現(xiàn)倒檔，這種方案結構簡單，但是這種倒檔形式倒檔齒輪需要在正負交替的彎曲應力下工作，易產(chǎn)生疲勞破壞；常嚙合齒輪式是將倒檔齒輪像前進檔齒輪一樣常嚙合的狀態(tài)，通過同步器換擋，這種方式換擋方便快捷，但是其結構較為復雜；聯(lián)體齒輪式是將倒檔齒輪做成左右兩部分齒輪，其中左邊齒輪與一檔齒輪常嚙合，通過輸出軸一檔滑動齒輪滑動與聯(lián)體齒輪右邊齒輪齒合改變轉向實現(xiàn)倒檔，這種形式的缺點是會增加軸向尺寸，但是這種形式倒檔齒輪不用承受正負交替彎曲應力，且可實現(xiàn)較大的傳動比，故本設計倒檔形式采用這種方式。 2.5確定變速器傳動方案 通過上述各部分方案論證選擇后確定變速器傳動方案如下圖所示： 2.6設計參數(shù) 發(fā)動機型號 最大輸出功率 額定轉速 最大扭矩 最大扭矩轉速 東風ISD245 180kW 2500rpm 950N?m 1200-1800rpm  第三章 主要參數(shù)設計計算 3.1最大傳動比 根據(jù)汽車在最大爬坡度（設計最大爬坡度為30%）行駛時，最大驅動力等于爬坡阻力與地面摩擦力之和可知: Fkmax≥Ff+Fimax (3-1) 式中：Fkmax——最大驅動力，F(xiàn)kmax=Temaxi1i0?/R0 Ff——汽車與地面摩擦阻力，F(xiàn)f=fmgcosαmax Fimax——最大上坡阻力，F(xiàn)imax=mgsinαmax 帶入公式（3-1），則： i1≥mg(fcosαmax+sinαmax)R0Temaxi0? (3-2) 式中：i1——一檔傳動比 i0——主傳動比，i0=6.6 Temax——發(fā)動機最大扭矩，Temax=950N?m m——汽車額載總質量，m=20000kg f——摩擦系數(shù)，f取0.02 ?——機械效率取0.96 R0——車胎半徑R0=0.5m αmax——最大爬坡角，由最大爬坡度為30%，得αmax=16.7゜ 帶入公式（3-2），則： i1≥4.99 取i1=5.00 3.2最小傳動比 最高檔輸出轉速即為發(fā)動機轉速，即i5=1 3.3各檔傳動比 i1i2=i3i4=i4i5=q (3-3) 式中q為公比常數(shù)，為了防止換擋困難，一般q的取值不宜大于1.6，根據(jù)等級級數(shù)q=4i1/i5=1.5初步分配各檔傳動比： i1=5.00 i2=3.33 i3=2.22 i4=1.50 i5=1.00 3.4中心距 中心距是指中間軸是變速器中，中間軸與輸出軸軸心距。其大小對于變速器外形尺寸及齒輪壽命有一定影響，增大中心距會使變速器高度增大，減小中心距，會增大齒輪的接觸應力，導致齒輪壽命變短。 中間軸式變速箱中心距的確定可根據(jù)經(jīng)驗公式確定： A=KA3Temaxi1? (3-4) 式中：KA——中心距系數(shù)，對于小型車輛KA=8.8～9.3，對于大型車輛 KA=8.6～9.6，取KA=9.5。 Temax——發(fā)動機最大扭矩，Temax=950N?m ?——機械效率，?=0.96 i1——一檔傳動比，i1=5.00 帶入公式（3-4）得：A=157.54mm，取整、預選A=158mm 3.5確定齒輪參數(shù) 3.5.1齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，它對于齒輪的強度、質量、工藝、噪聲等都有影響。模數(shù)的選取一般遵循以下規(guī)則：在中心距不變的情況下，選取較小的模數(shù)，可增加齒輪齒數(shù)，同時增大齒寬，便可增加齒輪的重合度達到減小噪音的目的；選取較大模數(shù)，同時減小齒寬，可減輕齒輪質量；各檔齒輪選用同一模數(shù)，可簡化加工工藝；各檔齒輪選用不同模數(shù)，可增大齒輪強度。對于本設計而言，減小變速箱質量比減少噪音更為重要，因此選用較大模數(shù)，綜合考慮工藝和強度方面，變速箱一檔和倒檔選用同一模數(shù)，其他高速檔位選用另一模數(shù)。 齒輪模數(shù)初選時可根據(jù)經(jīng)驗公式進行選擇。 輸入軸常齒合斜齒輪的法向模數(shù)mn： 由經(jīng)驗公式：mnm=0.73Temaxi1?10=5.1，根據(jù)國家標準模數(shù)取整mnm=5 3.5.2壓力角α 壓力角較小時，齒輪配合重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時有利于提高齒輪的強度。但由于國家標準規(guī)定壓力角為20°，所以大多數(shù)汽車變數(shù)器中都普遍采用的壓力角為20°，本設計中也采用壓力角α=20°。 3.5.3螺旋角β及旋向 斜齒輪螺旋角對于齒輪的壽命、工作噪聲有很大影響。增大螺旋角可以提高齒輪齒重合度，減小噪聲，同時能提高齒輪的抗彎疲勞強度及接觸疲勞強度。但是當螺旋角超過30°時，齒輪的抗彎疲勞強度會驟降，二接觸疲勞強度任有所上升。故在選取螺旋角時，需要兼顧齒輪的抗彎疲勞強度及接觸疲勞強度，選取適當?shù)闹?，使齒輪達到最佳的工作狀態(tài)。 對于斜齒輪的旋向，為消除斜齒輪工作時的軸向力，減小軸承承受的軸向載荷，變速箱輸入輸出軸上的斜齒輪采用左旋，而中間軸采用右旋，這樣便可消除部分軸向載荷。 大型車輛的變數(shù)器斜齒輪螺旋角一般在18°~26°的范圍內(nèi)選取，這里初選斜齒輪的螺旋角為20°。 3.5.4齒寬b 齒輪的寬度對于變速箱軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性及齒輪的強度均有影響，齒輪的寬度較大時可提高齒輪的強度及平穩(wěn)性，但會使變速箱的軸向尺寸及質量增加；齒輪的寬度較小時會使齒輪的平穩(wěn)性降低，同時還會使軸向力增大，增加軸承的軸向負荷。 b=?dd，其中?d為齒寬系數(shù)， 綜合考慮變速器的外形齒輪及齒輪的強度，本設計中選取斜齒輪?d=0.4，直齒輪?d=0.7。 3.5.5變位系數(shù) 變位系數(shù)是指齒輪在加工時，刀具位置在徑向的變位量xm，其中m為模數(shù)，x為徑向變位系數(shù)，簡稱變位系數(shù)。 采用變位齒輪可以避免齒輪產(chǎn)生根切、配湊中心距、提高齒輪的平穩(wěn)性、耐磨性、抗膠合能力、降低噪音。 3.6各檔齒輪齒數(shù)分配 齒輪的齒數(shù)在初選中心距、模數(shù)及螺旋角后，可根據(jù)傳動方案及傳動比來分配各檔齒輪齒數(shù)。 3.6.1確定一檔齒輪齒數(shù) 一檔傳動比：i1=z2z9z1z10 中心距公式：A=mnZh2COSβ，A=Zhm2 其中Zh為兩個齒輪的齒數(shù)和，中心距A預選值為158mm，斜齒輪螺旋角β為20°。 則一檔齒輪齒數(shù)和：z9+z10=2Am=2×1585=63.2，取整Zh=64，這里取z9=44，z10=20。 由傳動比公式：z2z1=i1z10z9=5×2044=2.27 (1) 由中心距公式：A=mn(z1+z2)2COSβ=5×(z1+z2)2COS20°=158 (2) 聯(lián)立（1）（2）解得：z1=19，z2=41 修正中心距：A=mn(z1+z2)2COSβ=5×（19+41）2COS20°=160mm 修正螺旋角：β12=arccos【mn×（z1+z2）/2A】= arccos【5×（19+41）2×160】=20.36° 修正傳動比：i1=z2z9z1z10=41×4419×20=4.75 3.6.2確定二檔齒輪齒數(shù) 二檔傳動比：i2=z2z7z1z8 中心距公式：A=mnZh2COSβ 可知： z7z8=i2z1z2=3.33×1941=1.54 (1) z7+z8=2ACOSβmn=2×160×COS20°5=60.14 (2) 聯(lián)立（1）（2）可得：z7=36，z8=24。 修正螺旋角：β78=arccos【mn×（z7+z8）/2A】= arccos【5×（36+24）2×160】=20.36° 修正傳動比：i2=z2z7z1z8=41×3619×24=3.24 3.6.3確定三檔齒輪齒數(shù) 三檔傳動比：i3=z2z5z1z6 中心距公式：A=mnZh2COSβ 可知： z5z6=i3z1z2=2.22×1941=1.03 (1) z5+z6=2ACOSβmn=2×160×COS20°5=60.14 (2) 聯(lián)立（1）（2）可得：z5=31，z6=29。 修正螺旋角：β56=arccos【mn×（z5+z6）/2A】= arccos【5×（31+29）2×160】=20.36° 修正傳動比：i3=z2z5z1z6=41×3119×29=2.31 3.6.4確定四檔齒輪齒數(shù) 四檔傳動比：i4=z2z3z1z4 中心距公式：A=mnZh2COSβ 可知： z3z4=i4z1z2=1.50×1941=0.70 (1) z3+z4=2ACOSβmn=2×160×COS20°5=60.14 (2) 聯(lián)立（1）（2）可得：z3=25，z4=35。 修正螺旋角：β34=arccos【mn×（z3+z4）/2A】= arccos【5×（25+35）2×160】=20.36° 修正傳動比：i4=z2z3z1z4=41×2519×35=1.54 3.6.5確定五檔齒輪齒數(shù) 五檔為直接檔，不需要專門齒輪。 3.6.6確定倒檔齒輪齒數(shù) 本設計倒檔采用聯(lián)體齒輪的方式，一檔中間軸齒輪與聯(lián)體齒輪上的左邊齒輪常嚙合，倒檔時，一檔輸出軸齒輪與聯(lián)體齒輪的右邊齒輪嚙合，實現(xiàn)倒檔。 倒檔齒輪模數(shù)選擇與一檔齒輪相同模數(shù)m=5，選初11號齒輪齒數(shù)為20，12號齒輪齒數(shù)為25，即： z11=20， z12=25。 則倒檔傳動比iR=z2z11z9z1z10z12=3.79。  第四章 各檔齒輪的校核 4.1齒輪接觸疲勞強度校核 對于直齒圓柱齒輪接觸疲勞強度的校核有以下公式： σH=2KHT1?dd13?u±1uZHZEZε≤[σH] 式中：σH——彎曲應力（MPa） KH——接觸疲勞強度計算的載荷系數(shù)，KH=KAKVKHaKHβ T——小齒輪傳遞的轉矩 ZH——區(qū)域系數(shù) ZE——彈性影響系數(shù) Zε——接觸疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式Zε=4-εα3計算 ?d——齒寬系數(shù)，?d=b/d 對于斜齒圓柱齒輪接觸疲勞強度的校核有以下公式： σH=2KHT1?dd13?u±1uZHZEZεZβ≤[σH] 式中：Zβ——接觸疲勞強度計算的螺旋角系數(shù)，按式Zβ=cosβ計算 Zε——接觸疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式Zε=4-εα31-εβ+εβεα計算 4.1.1 1、2號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉矩：T1=9550Pn1=9550×180×103/2500 N?mm=6.876×105 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd1n160×1000=3.14×101×250060000=13.21m/s，精度等級8，差取KV=1.28 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.206 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.28×1.4×1.206=2.161 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat1=arccosz1cosαtz1+2han*cosβ=arccos19×cos21.22°19+2×1×cos20.36°=31.95° αat2=arccosz2cosαtz2+2han*cosβ=arccos41×cos21.22°41+2×1×cos20.36°=26.95° εα=z1tanαat1-tanαt'+z2tanαat2-tanαt'2π =19×tan31.95°-tan21.22°+41×tan26.95°-tan21.22°2×3.14 =1.50 εβ=?dz1tanβπ=0.90 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.5031-0.90+0.901.50=0.83 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應力[σH]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σH=2KHT1?dd13?u±1uZHZEZεZβ =2×2.161×6.876×1050.4×1013?4119+14119×2.37×189.8×0.83×0.9682 =1172MPa<[σF] 4.1.2 3、4號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉矩：T3=9550P/n3=9550×180×1032500×19×3541×25N?mm=1.06×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd3n360×1000=3.14×117×2500×19×3541×2560000=9.93m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.219 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.27×1.4×1.219=2.167 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat3=arccosz3cosαtz3+2han*cosβ=arccos25×cos21.22°25+2×1×cos20.36°=29.87° αat4=arccosz4cosαtz4+2han*cosβ=arccos35×cos21.22°35+2×1×cos20.36°=27.77° εα=z3tanαat3-tanαt'+z4tanαat4-tanαt'2π =25×tan29.87°-tan21.22°+35×tan27.77° -tan21.22°2×3.14 =1.51 εβ=?dz3tanβπ=1.18 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.5131-1.18+1.181.51=0.63 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應力[σH]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σH=2KHT3?dd33?u±1uZHZEZεZβ =2×2.167×1.06×1060.4×1333?3525+13525×2.37×189.8×0.63×0.9682 =792MPa<[σH] 4.1.3 5、6號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉矩：T6=9550P/n6=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd6n660×1000=3.14×155×2500×194160000=9.40m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.231 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.27×1.4×1.231=2.189 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat5=arccosz5cosαtz5+2han*cosβ=arccos31×cos21.22°31+2×1×cos20.36°=28.48° αat6=arccosz6cosαtz6+2han*cosβ=arccos29×cos21.22°29+2×1×cos20.36°=28.88° εα=z5tanαat5-tanαt'+z6tanαat6-tanαt'2π =31×tan28.48°-tan21.22°+29×tan28.48° -tan21.22°2×3.14 =1.47 εβ=?dz6tanβπ=1.37 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.47 31-1.37+1.371.47 =0.62 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應力[σH]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σH=2KHT6?dd63?u±1uZHZEZεZβ =2×2.189×1.483×1060.4×1553?2931+12931×2.37×189.8×0.62×0.9682 =811MPa<[σH] 4.1.4 7、8號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉矩：T8=9550P/n8=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd8n860×1000=3.14×128×2500×194160000=7.76m/s，精度等級8，差取KV=1.25 查取KHa=1.4 查取KHβ=1.278 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.25×1.4×1.278=2.237 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.37 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat7=arccosz7cosαtz7+2han*cosβ=arccos36×cos21.22°36+2×1×cos20.36°=27.62° αat8=arccosz8cosαtz8+2han*cosβ=arccos24×cos21.22°24+2×1×cos20.36°=30.16° εα=z7tanαat7-tanαt'+z8tanαat8-tanαt'2π =36×tan27.62°-tan21.22°+24×tan30.16° -tan21.22°2×3.14 =1.51 εβ=?dz8tanβπ=1.13 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.51 31-1.13+1.131.51 =0.64 計算螺旋角系數(shù)：Zβ=cosβ=cos20.36°=0.9682 計算接觸疲勞許用應力[σH]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σH=2KHT3?dd83?u±1uZHZEZεZβ =2×2.237×1.483×1060.4×1283?2436+12436×2.37×189.8×0.64×0.9682 =1220MPa<[σH] 4.1.5 9、10號齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉矩：T10=9550P/n10=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.7 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd10n1060×1000=3.14×107×2500×194160000=6.49m/s，精度等級8，差取KV=1.17 查取KHa=1.1 查取KHβ=1.219 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.17×1.1×1.219=1.57 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.50 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αa9=arccosz9cosαz9+2han*=arccos44×cos20°44+2×1=25.99° αa10=arccosz10cosαz10+2han*=arccos20×cos20°20+2×1=31.32° εα=z9tanαa9-tanα’+z10tanαa10-tanα’2π =44×tan25.99°-tan20°+20×tan31.32° -tan20°2×3.14 =1.64 Zε=4-εα3=4-1.643=0.89 計算接觸疲勞許用應力[σH]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σH=2KHT10?dd103?u±1uZHZEZε =2×1.57×1.483×1060.7×1073?4420+14420×2.50×189.8×0.89 =1185MPa<[σH] 4.1.6 倒檔齒接觸疲勞強度校核 計算小齒輪轉矩：T12=T10=9550P/n10=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.7 計算實際載荷系數(shù)KH: 查取KA=1 由v=πd12n1060×1000=3.14×125×2500×194160000=7.58m/s，精度等級8，差取KV=1.21 查取KHa=1.1 查取KHβ=1.219 則KH=KAKVKHaKHβ=1×1.21×1.1×1.219=1.62 查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.50 查取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 計算重合度系數(shù)Zε： αa9=arccosz9cosαz9+2han*=arccos44×cos20°44+2×1=25.99° αa12=arccosz12cosαz12+2han*=arccos25×cos20°25+2×1=29.53° εα=z9tanαa9-tanα’+z12tanαa10-tanα’2π =44×tan25.99°-tan20°+25×tan29.53° -tan20°2×3.14 =1.67 Zε=4-εα3=4-1.673=0.88 計算接觸疲勞許用應力[σH]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪接觸疲勞強度極限為σHlim=1300MPa，取安全系數(shù)S=1 則[σH]=KHNσFlimS=0.95×13001MPa=1235MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σH=2KHT12?dd123?u±1uZHZEZε =2×1.62×1.483×1060.7×1253?4425+14425×2.50×189.8×0.88 =981MPa<[σH] 4.2齒輪彎曲應力校核 對于直齒圓柱齒輪彎曲應力的校核有以下公式： σF=2KFT1YFaYsaYε?dm3z12≤[σF] 式中：σF——彎曲應力（MPa） KF——彎曲疲勞強度計算的載荷系數(shù)，KF=KAKVKaKFβ，其中KA、KV、 KHa、KFβ 可查表得。 T——小齒輪傳遞的轉矩 YFa——齒形系數(shù) Ysa——載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù) Yε——彎曲疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式Yε=0.25+0.75εα計算，其中 εα=z1tanαa1-tanα，+z2tanαa2-tanα，/（2π） ?d——齒寬系數(shù)，?d=b/d，其中b為齒寬，d為齒輪分度圓直徑 對于斜齒圓柱齒輪彎曲應力的校核有以下公式： σF=2KFT1YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z12≤[σF] 式中：KF——彎曲疲勞強度計算的載荷系數(shù)，KF=KAKVKaKFβ，其中KA、KV、 KFa、KFβ 可查表得。 Yβ——螺旋角系數(shù)，Yβ=1-εββ120°，其中εβ=?dz1tanβ/π YFa——斜齒輪齒形系數(shù)，按當量齒輪齒數(shù)zv=z/cos3β查取。 Ysa——載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)，Ysa=0.25+0.75εαv，其中εαv= εα/cos2βb，βb=arctan?(tanβcosαt)，αt=arctan?(tanα/cosβ) Yε——彎曲疲勞強度計算的重合度系數(shù)，按式 Yε=0.25+0.75εαv計算，其中 εαv=εα/cos2βb 4.2.1 1、2號齒輪彎曲應力校核 計算小齒輪轉矩：T1=9550P/n1=9550×180×103/2500 N?mm=6.876×105 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd1n160×1000=3.14×85×250060000=11.12m/s，精度等級8，差取KV=1.28 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.222 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.28×1.4×1.222=2.190 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa1=2.78，YFa2=2.34 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa1=1.55，Ysa2=1.71 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat1=arccosz1cosαtz1+2han*cosβ=arccos19×cos21.22°19+2×1×cos20.36°=31.58° αat2=arccosz2cosαtz2+2han*cosβ=arccos41×cos21.22°41+2×1×cos20.36°=27.08° εα=z1tanαat1-tanαt'+z2tanαat2-tanαt'2π =19×tan31.58°-tan21.22°+41×tan27.08° -tan21.22°2×3.14 =1.50 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.50cos219.08°=1.68 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.68=0.70 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz1tanβπ=0.4×19×tan20.36°3.14=0.90 Yβ=1-εββ120°=1-0.90×20.36°120°=0.85 計算彎曲疲勞許用應力[σF]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲強度疲勞極限為σFlim=650MPa，取安全系數(shù)S=1.25 則[σF]=KFNσFlimS=0.95×6501.25MPa=494MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σF1=2KFT1YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z12 =2×2.19×6.876×105×2.78×1.55×0.7×0.85×COS220.36°0.4×53×192 =376MPa<[σF] σF2=2KFT1YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z12 =2×2.19×6.876×105×2.34×1.71×0.7×0.85×COS220.36°0.4×53×192 =349MPa<[σF] 4.2.2 3、4號齒輪彎曲應力校核 計算小齒輪轉矩：T3=9550P/n3=9550×180×1032500×19×3541×25N?mm=1.06×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd3n360×1000=3.14×117×2500×19×3541×2560000=9.93m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.16 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.27×1.4×1.16=2.06 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa3=2.60，YFa4=2.37 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa3=1.61，Ysa4=1.68 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat3=arccosz3cosαtz3+2han*cosβ=arccos25×cos21.22°25+2×1×cos20.36°=29.87° αat4=arccosz4cosαtz4+2han*cosβ=arccos35×cos21.22°35+2×1×cos20.36°=27.77° εα=z3tanαat3-tanαt'+z4tanαat4-tanαt'2π =25×tan29.87°-tan21.22°+35×tan27.77° -tan21.22°2×3.14 =1.51 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.51cos219.08°=1.69 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.69 =0.69 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz3tanβπ=0.4×25×tan20.36°3.14=1.18 Yβ=1-εββ120°=1-1.18×20.36°120°=0.80 計算彎曲疲勞許用應力[σF]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim3=650，σFlim4=500MPa，取安全系數(shù)S=1.25，則： σF3=KFNσFlim4S=0.95×6501.25MPa=494MPa σF4=KFNσFlim4S=0.95×5001.25MPa=380MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σF3=2KFT3YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z32 =2×2.06×1.06×106×2.60×1.61×0.69×0.80×COS220.36°0.4×53×252 =284MPa<[σF] σF4=2KFT3YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z32 =2×2.06×1.06×106×2.37×1.68×0.69×0.80×COS220.36°0.4×53×252 =270MPa<[σF] 4.2.3 5、6號齒輪彎曲應力校核 計算小齒輪轉矩：T6=9550P/n6=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd6n660×1000=3.14×155×2500×194160000=9.40m/s，精度等級8，差取KV=1.27 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.26 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.27×1.4×1.26=2.240 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa5=2.46，YFa6=2.41 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa5=1.65，Ysa6=1.67 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat5=arccosz5cosαtz5+2han*cosβ=arccos31×cos21.22°31+2×1×cos20.36°=28.48° αat6=arccosz6cosαtz6+2han*cosβ=arccos29×cos21.22°29+2×1×cos20.36°=28.88° εα=z5tanαat5-tanαt'+z6tanαat6-tanαt'2π =31×tan28.48°-tan21.22°+29×tan28.48° -tan21.22°2×3.14 =1.47 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.47cos219.08°=1.65 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.65=0.70 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz6tanβπ=0.4×29×tan20.36°3.14=1.37 Yβ=1-εββ120°=1-1.37×20.36°120°=0.77 計算彎曲疲勞許用應力[σF]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim5=500，σFlim6=650MPa，取安全系數(shù)S=1.25，則： σF5=KFNσFlim5S=0.95×5001.25MPa=380MPa σF6=KFNσFlim6S=0.95×6501.25MPa=494MPa 將各參數(shù)帶入校核彎曲應力： σF5=2KFT6YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z62 =2×2.240×1.483×106×2.46×1.65×0.70×0.77×COS220.36°0.4×53×292 =303MPa<[σF] σF6=2KFT6YFaYsaYεYβCOS2β?dmn3z62 =2×2.240×1.483×106×2.41×1.67×0.70×0.77×COS220.36°0.4×53×292 =301MPa<[σF] 4.2.4 7、8號齒輪彎曲應力校核 計算小齒輪轉矩：T8=9550P/n8=9550×180×1032500×1941N?mm=1.483×106 N?mm 查取齒寬系數(shù)：?d=0.4 計算實際載荷系數(shù)KF: 查取KA=1 由v=πd8n860×1000=3.14×128×2500×194160000=7.76m/s，精度等級8，差取KV=1.25 查取KFa=1.4 查取KFβ=1.15 則KF=KAKVKaKFβ=1×1.25×1.4×1.15=2.01 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取YFa：YFa7=2.40，YFa8=2.53 按當量齒輪zv及變位系數(shù)查取Ysa：Ysa7=1.67，Ysa8=1.63 計算重合度系數(shù)Yε： αt＝arctantanαncosβ=arctantan20°cos20.36°=21.22° αat7=arccosz7cosαtz7+2han*cosβ=arccos36×cos21.22°36+2×1×cos20.36°=27.62° αat8=arccosz8cosαtz8+2han*cosβ=arccos24×cos21.22°24+2×1×cos20.36°=30.16° εα=z7tanαat7-tanαt'+z8tanαat8-tanαt'2π =36×tan27.62°-tan21.22°+24×tan30.16° -tan21.22°2×3.14 =1.51 βb=arctantanβcosαt=arctantan20.36°cos21.22°=19.08° εαv=εαcos2βb=1.51cos219.08°=1.69 Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.69=0.69 計算螺旋角系數(shù)： εβ=?dz8tanβπ=0.4×24×tan20.36°3.14=1.13 Yβ=1-εββ120°=1-1.13×20.36°120°=0.81 計算彎曲疲勞許用應力[σF]： 由應力循環(huán)次數(shù)查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN=0.95 根據(jù)材料查取齒輪齒根彎曲強度疲勞極限為σFlim=650MPa，取安全系數(shù)S=1.25 則[σF]=KFNσFlimS=0.95×6501.25MPa=494MPa