（优秀毕业全套设计）微型轿车无级变速器设计（整套下载）㊣精品文档值得下载

的无级变速器己成为技术成熟的应用产品正在生产，但它存在的问题是不容忽视的，那就是在改变两半带轮之间的距离时，带与带轮之间存在严重的摩擦，寿命很低，所以目前很多课题都在致力于提高带传动无级变速器的寿命上。

然而，改变带的工作直径方式，除改变两个半轮之间的轴向位置外，还可以利用分体式带轮的分体径向移动。

正是出于这种考虑而进行新型带传动小功率无级变速器的研究，使其能够在微型轿车上得到使用。

.结构组成分体带轮无级变速器由分体带轮调速装置操纵机构带以及箱体等部分构成，见图.。

图.分体带轮无级变速器原理图.分体带轮分体带轮，顾名思义就是将带轮分解，由分开的单独的带轮分体与锥体组成带轮。

带轮分体带轮分体下端是燕尾状结构，能沿锥体上的燕尾槽自由滑动，并且被锥体带动或者带动锥体转动，分体带轮由五个带轮分体与个锥体构成。

锥体锥体上开有五个燕尾槽，带轮分体的下端能正好安装在燕尾槽中，并且能沿锥体的燕尾槽自由滑动改变带轮的直径大小。

锥体两个端面有延伸部分，起主要作用是在其上安装推力轴承，通过与操纵机构相互配合，实现锥体部分的轴向运动，该零件的主要部分是锥体，后面的锥体结构主要是指其锥体部分。

其结构如图.所示图.锥体结构花键轴通过花键轴，锥体可以在其轴向方向上左右移动，从而可以改变分体带轮的工作半径大小。

同时锥体通过花键轴作用实现输入或输出扭矩，进行动力传输。

.操纵机构在操纵机构的作用下，调节分体带轮中锥体轴的走向，从而改变带轮分体在锥体上的位置，达到无级变速器的目的。

.带嵌在带轮分体的槽内，当主动带轮转动时，利用张紧的带与带轮分体之间的摩擦力，将动力从主动带轮传递到从动带轮上，起到传递动力的作用。

.箱体起到固定带轮分体的作用，保证运动的完整性。

.工作原理如图.所示，通过花键轴带动主动锥体转动，利用锥体和分体带轮的燕尾槽配合，通过支架向右推动锥体，由于分体扇形块轴向位置不变，锥体相对带轮处的运动半径逐渐增大，则分体带轮沿锥体上的径向滑道向外膨胀，以此增大带轮的工作直径.同时，从动分体带轮内的锥体在转动的同时也轴向移动，从而推动轴向位置不变从动分体带轮，分体沿锥体上的径向滑道向内收缩。

此时由于传动带的长度是固定不变的，传动带具有定的弹性，因此减小了从动轮的工作直径，从而改变主从动带轮的工作直径的比值，如此实现无级调速的目的。

.主要性能参数传动比与其他无级变速器传动相同，带式无级变速器的传动比的表达式为.式中分别为主动轮的转速和工作直径分别为从动带轮的转速和工作直径变速比带带式传动无级变速器的变速范围取决于带轮工作直径的相对变化量，带轮直径从位置达到位置时的带移动量来确定。

如图.所示，当带轮分体在锥体的最右端时，变速比为.。

当带轮分体运动到锥体的最左端时，变速比为.。

由图.可以看出来，带轮的变速范围和锥体的轴向移动量有关，如果要扩大变速范围，可以增加或减小带轮在最大端或最小端的直径。

图.带式传动无级变速器滑动率带传动是靠摩擦传动，带与带轮之间存在有滑动。

带轮传动带及负载率不同，变速器滑动率不同。

为了保证带式无级变速器正常工作并延长寿命，应尽量减少滑动和避免打滑。

分体带轮及锥体的设计.带传动参数计算进行带轮及锥体设计，首先应按带传动设计过程进行基本带传动的计算，因为可以把无级变速看成传动比连续变化的带传动，而在个固定的传动比处仍符合基本带传动的计算。

设计功率.式中工况系数，查表取.得.选定带型传动比.的取值范围是，输入转速为恒定值，传动比为.时的输出转速.，传动比为.时的输出转速.，所以，的取值范围是。

又，选取有效宽度制窄带带型为型，由于窄带结构特点，决定了其具有较高的承载能力，较长的使用寿命，适应载荷变化大，变化频率高等特点。

确定带轮基准直径为提高带的寿命，在结构允许的情况下选取较大的基准直径。

窄带.为充分发挥带的传动能力，应使以内，可得带轮的最大极限尺寸。

.传动比为.处的输出转速为各轮尺寸最小有效直径参考表，带轮具体尺寸将由后面计算给出，此处计算主要是为后面计算选择带轮直径大小范围。

.锥体及分体设计在新型带传动无级变速器中，由于锥体和分体共同构成带轮的直径，所以在设计过程中应选取合适的锥体直径和分体高度。

在锥体小端各个分体的距离比较近，为防止锥体损坏，图.锥体应该保证各槽之间的距离选取个合适的值。

实现分体在锥轮上运动需要开槽，槽的形状可以选取形槽或燕尾槽。

形槽般用于定位，机床上的燕尾槽用于滑动机构，所以选择燕尾槽。

图中的槽尺寸按燕尾槽选取，槽口尺寸为，槽底尺寸为，角度为方便计算取标准值为，槽高度为，分体个数为个，同样槽的个数也为个，这样得到锥体小端的最小直径为。

图.锥体结构尺寸.带传动计算初定轴间距轴间距应满足.将传动比为.和传动比为.的两个极限状态带轮直径分别进行计算。

.时.时中心距应在上述两个取值范围的交集内，根据初始中心距条件，所以选取。

计算带的基准长度由于在传动比变化过程中，处于不同传动比时带的工作长度不同，如图.所示，所以需要计算几个特殊位置的带长。

.传动比为.时的带轮直径分别为，.传动比为时的带轮直径分别为.，传动比为.时的带轮直径分别为，.按最大计算带长度选取标准带长度，取，最终选取带的型号为图.不同长度时带长度选取计算传动比为时的带轮直径的计算过程如下设变量如图.中所示由三角形相似可列方程.又传动比为处两带轮长度相等.将式.代入式.中得所以传动比为处带轮直径为图.传动比为时的带轮直径计算实际轴间距小带轮包角这里的小带轮包角用直径相差较大的两个带轮进行计算，因为带轮直径相差大的带传动中小带轮包角较小。

但是，此时大带轮处于分开状态，由于各分体之间存在距离，所以大带轮的实际包角要小于理论包角，此处计算大带轮的实际包角是否大于度。

图.大带轮包角计算如图.所示在大带轮包角范围内，假设分体带轮完全与带接触，则大带轮运行过程中会出现有两个或有三个角度的范围无分体支撑，所以应该在理论包角中减掉这些部分。

大带轮为整圆时理论包角当大带轮有三个角度的范围无分体支撑时，其包角最小，而图.中，所以大带轮包角为，满足要求。

单根带的基本额定功率用传动比为.的小带轮进行选取根据选取带查表得，传动比不为，。

带根数.式中小带轮包角修正系数，根据小带轮包角，查表取.带长修正系数，根据基准带长，查表取.据式.计算得，所以取根。

单根带的预紧力在传动比为.处带最紧，所以在此处计算.式中带每米长的质量，查表取.根据.得.压轴力在传动比为.处带最紧，所以在此处产生最大压轴力.据式.与.计算得带轮结构根据前面计算的尺寸确定带轮分体锥体的结构，分体轮辐采用矩形截面如下图图.分体轮辐结构由六轮幅带轮轮辐尺寸公式得调整为，而在本结构中，轮辐需要与推力轴承相互定位，所以调整与轮缘尺寸相等，为。

首先确定锥体的结构输入轴锥体尺寸大端直径，小端直径，长度与输出轴锥体相同，锥度角大小为输出轴锥体尺寸大端直径，小端直径，长度与输入轴锥体相同，锥度角为。

锥体上槽的尺寸在前面己定，锥体具体结构见花键锥体零件图。

其次确定带轮分体的结构传动比为.处输出轴小端带轮为整圆，传动比为.处输入轴小端带轮为整圆，。

带轮分体具体结构见带轮零件图。

轴及轴承的设计轴是组成机械的重要零件，它的主要功用是支撑回转运动的零件，以传递运动和力，本设计中采用花键轴，通过其花键与锥体传递扭矩。

.轴的初设计本设计中轴传递小功率，选用钢调质处理，其主要力学性能由表抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。

确定径向尺寸按弯扭合成强度初步估算最小轴径.式中由轴的材料及承载情况确定的系数，查表取输出轴转速按计算由于变速器输入与输出通过键槽连接其它机构，所以考虑开键槽，轴径再增加。

为方便设计，输入与输出轴都取相同直径，取上面计算两者大的个计算得，选取作为轴的最小尺寸。

.主要轴承选用与校核由于变速器在工作过程中必须由锥体的轴向移动来实现，轴向的推力通过推力轴承作用在轴上。

推力轴承的作用位置为锥体两侧的轴肩处。

它具有摩擦阻力小，功劳消耗小，起动容易等优点。

在推力轴承的选型表里选取标准值。