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河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文
摘 要
目前機械轉動應用的帶式無級變速器主要是帶傳動無級變速器。廣泛應用于機械、石油汽車等行業(yè)。機械、石油行業(yè)多采用橡膠寬V帶式，自動檔汽車采用金屬帶式無級變速器。無級調速原理目前主要采用國外技術專利引進的擠壓帶傳動式帶傳動無級變速技術，調速擠壓力產生的主要問題：①橡膠V帶磨損、熱變形嚴重，壽命短，承載能力降低；②金屬帶成本高；③調速時主、從動輪傳動帶不在同一工作平面內；④傳動帶承載能力計算超出柔性體傳動的歐拉公式范圍；⑤帶輪槽為曲線形狀，加工成本高，尤其無法在家用電動轎車普遍應用等。
通過調研分析，采用分體帶輪結構設計，開發(fā)新型帶傳動無級變速器，使其能滿足家用微型轎車使用要求，調速時帶輪分體在調速機構的作用下可以沿徑向連續(xù)膨脹或收縮，達到改變帶輪的工作直徑，實現無級變速目的，消除了作用在V帶側面的擠壓力帶輪的問題。
畢業(yè)課題論文研究主要完成了以下工作:
1、 對分體帶輪帶傳動無級變速器的工作原理以及各部分的主要功能分析，說明了新型V帶無級變速器可以滿足傳動要求；
2、 結合設計參數的要求，完成了分體帶輪帶傳動無級變速器主要零件(錐體軸和帶輪分體等)的結構尺寸設計；
研究工作取得以下成果:
1、 創(chuàng)新提出分體帶輪結構，通過調速控制機構可以改變主從動帶輪的工作直徑，實現連續(xù)無級變速；
2、 結構簡單，成本低，適用性強〔可適應普通V帶、平帶、圓帶、楔型帶無級變速)；
3、 調速時消除了作用在傳動帶側面的擠壓力，減小由此產生的傳動帶的過大磨損等問題；
4、 總結出分體式V帶傳動無級變速器的有效圓周力計算方法。
關鍵詞：帶式傳動；無級變速器；分體帶輪
ABSTRACT
The belt-type continuously variable transmission (CVT) has been widely used in the mechanics and the fields of petroleum and automobiles nowadays. To be exact, the rubber V-belt CVT is adopted for the mechanics and petroleum, while the metal CVT is used for automatic automobile. The working principle of CVT is mainly based on the technology of the pressed belt type CVT, which is of abroad technology patent. The main problem involves (1) the likely wear of rubber V belt the serious deformation from heat, the short service life and the reduced capacity of carrying.(2 )the high cost of metal belt.(3 )The main belts and auxiliary belts are not in the same working horizon when regulating speed. (4) The calculation on carrying capacity is beyond the format. (5) The pulley sleeve is in the form of curve, and the cost of production is too high.
By careful analysis，The use of the structural design of split pulley，development of new CVT Belt Drive，To enable them to meet the requirements of domestic use of electric cars。It proves to reduce the wear of belt and avoid misalignment of pulleys to a large extent by adopting the parted pulleys and unique mood to vary speed.
The study work has been completed as follows：
1. It proves that this new type of CVT can meet the driving requirement by analyzing the working principle of CVT with parted pulleys and main functions of each component.
2. The dimension of main components of CVT with parted pulleys has been designed in fully compliance with the requirement of design parameters.
3. The design plan has been optimized and the best parameters of construction of CVT with parte pulleys has been determined by the stress analysis, with the result that the parted block can change the working diameter by means of moving radially.
The following achievement has been made：
1. The parted pulley construction has been designed in the new way.
2. The construction is simple, the cost is low and the application is wide.
3. The pressing force acting on the side of transmission belt is eliminated when regulating speed, hereby, the wear is greatly reduced.
4. Summarized split CVT V-belt drive of the effective Circumference force method of calculating.
Key words: belt-type transmission; continuously variable transmission (CVT); parted pul
53
目 錄
前言 1
1 機械無級變速器的概況 4
1.1 分類及應用 4
1.2 國內外研究情況 5
1.3 帶式無級變速器的特點及存在的問題 7
1.4 課程設計內容及意義 10
1.4.1 設計任務 10
1.4.2 設計內容 10
2 小功率微型電動轎車無級變速器工作原理 11
2.1 方案分析 11
2.2 結構組成 11
2.3 工作原理 13
2.4 主要性能參數 13
2.4.1 傳動比 13
2.4.2 變速比帶 14
2.4.3 滑動率 14
3 分體帶輪及錐體的設計 15
3.1 帶傳動參數計算 15
3.2 錐體及分體設計 16
3.3 帶傳動計算 18
3.4 帶輪結構 24
4 軸及軸承的設計 26
4.1 軸的初設計 26
4.2 主要軸承選用與校核 27
4.3 軸向尺寸確定 29
4.4 軸的校核 29
4.4.1 按彎扭合成強度條件校核軸的強度 29
4.4.2 按疲勞強度計算危險截面的安全系數 32
4.4.3 靜強度安全系數校核 33
4.4.4 軸的剛度校核 34
4.5 鍵強度校核 37
4.5.1 花鍵強度校核 37
4.5.2 輸入輸出平鍵強度校核 38
4.6 分體式V帶傳動無級變速器的有效拉力計算 39
4.7 汽車驅動力與行駛速度校核 42
5 調速機構設計 44
5.1 調速機構綜述 44
5.2 液壓機構設計 45
5.2.1 液壓缸的設計計算 46
5.2.2 速度輸出曲線 49
結 論 50
致 謝 51
參考文獻 52
前言
有人說，年老守舊的人無法接受新事物。但無級變速器(CVT)的概念卻是萊昂納多?達?芬奇(Leonardo da Vinci)早在500多年前就已經提出了，現在，無級變速器在一些汽車中將取代行星齒輪自動變速器，從這個意義上講，年老守舊的人卻已經走在了前面。事實上，自1886年申請第一臺環(huán)形CVT專利后，這項技術就已經得到了細化及改進。當今，多家汽車制造商（包括通用汽車、奧迪、本田和日產）正在圍繞CVT設計動力傳動系統(tǒng)。
讀過有關自動變速器結構和功能的內容，就會知道變速器的作用是改變汽車發(fā)動機和車輪之間的速比。換句話說，沒有變速器的汽車只有一個檔位，這個檔位使汽車以期望的最高速度行駛。想象一下，您駕駛著一輛只有一檔或三檔的汽車，只有一檔的汽車從完全停止狀態(tài)正常加速，并且可以攀爬陡峭的坡地，但它的最高速度將限制在每小時幾公里。 另一種情況下，只有三檔的汽車將以130公里/小時的速度在公路上飛馳，但在起動后，幾乎沒有加速度，而且不能爬坡。
因此，隨著駕駛條件的更改，變速器的使用可以在從低到高的檔位范圍內更有效地利用發(fā)動機扭矩，并可以手動或自動控制這些檔位。
無級變速器與傳統(tǒng)的自動變速器不同，它不帶一組齒輪組成的齒輪箱，這意味著它沒有聯(lián)鎖齒輪。最常見類型的CVT可以在設計精巧的皮帶輪系統(tǒng)上操作，該皮帶輪系統(tǒng)可以在最高檔位和最低檔位間提供無限的可變性，而沒有不連續(xù)的步驟或換檔。
車輛運行過程的自動變速一直是人們追求的目標，也是目前汽車技術發(fā)展到高級階段的標志。機械無級變速器是一種傳動裝置，其功能特征是:在輸入轉速不變的情況下，能實現輸出軸的轉速在一定范圍內連續(xù)變化，以滿足機器或生產系統(tǒng)在運轉過程中各種不同工況的要求。采用無級變速器，尤其是在配合減速傳動時進一步擴大其變速范圍與輸出轉矩，能更好地適應各種機械的工況要求，使之效能最佳化。在提高產品的產量與質量，適應產品變換的需要，節(jié)省能源，實現整個系統(tǒng)的機械化、自動化等各方面都有顯著的效果。
隨著全球能源危機的不斷加深，石油資源的日趨枯竭以及大氣污染、全球氣溫上升的危害加劇，各國政府及汽車企業(yè)普遍認識到節(jié)能和減排是未來汽車技術發(fā)展的主攻方向，發(fā)展小排量汽車（如圖1.1所示）將是解決這技術難點的最佳途徑。尤其在國家最新頒布的微型汽車下鄉(xiāng)政策下，將使微型轎車的更快普及，其市場占有量會不斷提高。如果能夠在微型汽車的基礎上應用無級變速技術，會大大提高汽車的使用性能。但是面對著帶傳動式無級變速器過高的成本等問題，我們需要開發(fā)出新型的無級變速器，能夠在解決V帶側面的擠壓力問題的同時，可以擺脫過度依賴進口無級變速器，實現自主知識產權。微型轎車已經朝著高性能，高普及，低價格化發(fā)展，因此需要開發(fā)出一種新型的無級變速器，響應國家政策。
無級變速器目前已經成為一種基本的通用傳動型式，應用于紡織、輕工、食品、包裝、化工、機床、電工、起重運輸、礦山冶金、工程、農業(yè)、國防及試驗等各類機械，已被開發(fā)成各種類型，并已系列化生產。汽車行業(yè)使用的機械無級變速器不僅要能在較大的范圍內改變汽車驅動輪上的速度大小，而且還要能保證在較大范圍內改變驅動輪上的轉矩大小。除此之外，還應該保證汽車具有最佳的動力性和燃油經濟性。因此，車輛無級變速器具有節(jié)油、操縱方便、行駛舒適等特點。它能使整車具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能，提高行車安全性，降低了廢氣排放。
當踩下帶有無級變速器汽車的加速踏板時，您就會立即感覺到差異。發(fā)動機的轉動能直接上升到它產生最大功率的轉速，并保持該速度。但汽車不會立即響應。過一會兒，變速器開始工作，對汽車進行緩慢、穩(wěn)定的加速，而無需任何換檔。 理論上，帶有CVT的汽車達到100公里/小時比具有相同發(fā)動機和手動變速器的相同汽車快25%。這是因為CVT將發(fā)動機運轉曲線上的每一點都轉化成了它本身運轉曲線上的相應點。
CVT在爬山時同樣高效。由于CVT無級地循環(huán)下降至適合于駕駛條件的傳動比，因此不存在“齒輪抖動”。而傳統(tǒng)的自動變速器要來回換檔，以嘗試找出合適的檔位，這樣就非常低效了。
圖1.1 海馬A0級轎車ME
1 機械無級變速器的概況
1.1 分類及應用
機械無級變速器可分為摩擦式、鏈式、帶式和脈動式四大類。
1) 摩擦式無級變速器
變速傳動機構是利用主、從動元件(或通過中間元件)在接觸處產生的摩擦力進行傳動，并通過改變接觸處的工作半徑實現無級變速的。
2) 鏈式無級變速器
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，用鏈條左右兩側面與作為鏈輪的兩錐盤接觸所產生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩錐盤的軸向距離以調整它們與鏈的接觸位置和工作半徑，從而實現無級變速。
3) 脈動式無級變速器
變速傳動機構主要有3到5相連桿機構組成，或者是連桿與凸輪、齒輪等機構的組合，其工作原理與連桿機構相同，但為使輸出軸能夠獲得連續(xù)的旋轉運動，這里需要配置輸出機構。
4) 帶式無級變速器
與鏈式無級變速器相似，它的變速傳動機構是由作為主動帶輪的兩對錐盤及張緊在其上的傳動帶組成。其工作原理也是利用傳動左右兩側與錐盤接觸所產生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩錐盤的軸向距離以調整他們與傳動帶的接觸位置和工作半徑，從而實現無級變速.其中需要格外敘述的是在汽車行業(yè)中應用廣泛的金屬帶無級變速器。
金屬帶(又稱鋼帶)無級變速器采用V形金屬撓性零件作為傳動介質，借助于摩擦來進行傳動，并通過與V形膠帶無級變速傳動相同的變速原理來實現無級變速。這種V型金屬帶無級變速傳動比V形膠帶無級變速傳動效率要高，有傳遞功率大、工作壽命長等優(yōu)點，近一些年來已成為汽車變速器研究的重點。它的工作原理與V形膠帶傳動類似，都是借助摩擦作用來進行傳動。V型膠帶傳動是由帶的張緊力來產生摩擦力，并通過帶的拉力來傳遞動力。V形鋼帶傳動是由金屬環(huán)帶的張緊力產生摩擦力，不靠帶的拉力來傳遞動力，而是通過楔形金屬帶塊的推力來傳遞動力。
機械無級變速器的適用范圍比較廣泛，有的在驅動功率固定的情況下，因工作阻力變化而需要調節(jié)轉速以生產相應的驅動力矩者(如化工行業(yè)中的攪拌機械，即要求隨著攪拌物料的粘度、阻力增大而能相應減慢攪拌速度);有的是根據工況要求需要調節(jié)速度者(如起重運輸機械要求隨物料及運行區(qū)段的變化而能相應改變提升或運行速度，食品機械中的烤干機或制藥機械要求隨著溫度變化而調節(jié)轉移速度);有的是為獲得恒定的工作速度或張力，需要調節(jié)速度者(如端面切削機床加工時需保持恒定的切削線速度，電工機械中的繞線機需保持恒定的卷繞速度，紡織機械中的漿紗機及輕工機械中的薄膜機需要調節(jié)轉速以保持有恒定的張力等);有的是為適應整個系統(tǒng)中各種工況、工位、工序或單元的不同要求而需協(xié)調運轉速度以及需要配合自動控制者(如各種各樣半自動或自動的生產、操作或裝配流水線);有的是為節(jié)約能源而需進行調速者(如風機、水泵等)；此外，還有的是按照各種規(guī)律的或不規(guī)律的變化要求，而進行速度調節(jié)以及實現自動或程序控制的等。
1.2 國內外研究情況
機械無級變速器是適合現今生產工藝流程機械化、自動化發(fā)展，以及改善機械工作性能的一種通用傳動裝置。它的研制在國外己經有百余年的歷史了，初始階段由于受到條件的限制，進展緩慢。直到20世紀50年代以后，一方面隨著科學技術的蓬勃發(fā)展，材質、工藝和潤滑方面的限制因素相繼得到解決，另一方面隨著經濟的發(fā)展，需求的迅速增加，相應地促進了機械無級變速器的研制和生產，使各種類型的系列產品快速增長并獲得了廣泛的應用。國內的機械無級變速器是在20世紀60年代前后起步的，基本上是作為專業(yè)機械，如紡織、機床及化工機械等的配套零部件使用。由專業(yè)機械廠進行仿制和生產，品種規(guī)格不多，產量也不大。直到80年代中期以后，大量引進國外各種先進設備，隨著工業(yè)生產現代化以及自動流水線的迅速發(fā)展，對機械無級變速器品種、規(guī)格和數量方面的需求都有了大幅度增加。在這種形式下，專業(yè)廠開始建立并進行規(guī)?；纳a，一些高等院校也相繼開展了這方面的研究工作，短短十幾年間，系列產品已包括機械無級變速器現有的摩擦式、鏈式、帶式和脈動式四大類及其各種主要的結構型式，初步滿足了生產發(fā)展的需要。與此同時，學會、協(xié)會及情報網組織的相繼建立，并先后制定了一系列的國家標準和行業(yè)標準，使機械無級變速器發(fā)展成為機械領域中的一個新興的行業(yè)。在生產實踐中如同齒輪、聯(lián)軸器那樣，機械無級變速器已成為一種通用的零部件，廣泛應用于各種機械。進入20世紀90年代，汽車工業(yè)對無級變速器技術的研究開發(fā)日益重視，特別是在微型汽車中，無級變速技術被認為是汽車業(yè)發(fā)展的關鍵技術。全球科技的迅猛發(fā)展，使得新的電子技術與自動控制技術不斷被采用到了無級變速技術中。由于無級變速技術可以實現傳動比的連續(xù)改變，從而得到傳動系統(tǒng)與發(fā)動機工況的最佳匹配，提高了整車的燃油經濟性和動力性，改善駕駛員的操縱方便性和乘員的乘坐舒適性，所以它是理想的汽車傳動裝置。目前汽車行業(yè)多采用國外專利技術的金屬帶式無級變速器。
帶式無級變速器具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉、不需潤滑及可以緩沖吸振等特點，是機械無級變速器中應用最廣泛的一種變速器。近年來，特別是在汽車工業(yè)、家用電器和辦公機械以及各種新型機械裝備中使用己相當普遍?？茖W技術的進步，使得帶傳動的工作能力顯著增強。V型金屬帶式無級變速傳動是新出現的一種無級變速傳動，其所采用的V型金屬帶剛性化是剛性鏈柔性化的結果。
V 型金屬帶式無級變速傳動，最早是由荷蘭VanDoorne's Tansmissie (VDT)公司開發(fā)的，現在己經廣泛使用于多種汽車變速器中，并結合電、液自動控制與計算機技術，實現了自動控制機械無級變速傳動，使得汽車的行駛和操作特性大大改善，顯示出了廣闊的應用前景。
1.3 帶式無級變速器的特點及存在的問題
帶式無級變速器的基本結構和傳動原理與帶傳動基本相同，如圖1.2所示。當主動工作輪轉動時，利用張緊的金屬帶與錐輪之間的摩擦力，將運動和動力從主動輪傳遞到從動輪上，并可通過操縱機構改變帶在錐形帶輪上的工作位置，使主、從動錐輪的工作直徑能連續(xù)發(fā)生改變，從而實現無級變速。
圖1.2 帶式無級變速器原理圖
帶式傳動根據傳動帶的形狀不同可以分為平帶無級變速器和V帶無級變速器兩種類型.在平帶的無級變速器中，帶輪為圓錐狀，利用平帶沿帶輪的軸向移動來實現變速，這種變速方式調速范圍較小，傳遞功率不大，變速器外形尺寸較大。V帶無級變速器的帶輪由圓錐盤組成，利用圓錐盤的軸向相對移動來改變V帶槽的寬度，從而可使V帶工作于不同的工作直徑處，實現無級變速。主要有以下幾種變速方式：
1) 調節(jié)中心距變速方式
這種方式的一個帶輪是由夾緊帶傳動的兩對圓錐盤組成，其錐盤可作軸向移動，其上設有彈簧壓緊裝置，此帶輪稱為可變速帶輪(或稱為變速帶輪)，另一個為普通的固定工作直徑的帶輪。當改變兩帶輪的中心距時，借助傳動帶的張緊力與彈簧的壓緊力相互作用，使變速帶輪的可動錐盤做軸向移動，從而改變傳動帶在帶輪上的接觸位置及相應的工作直徑，達到變速的目的。
2) 雙帶輪變速方式
這種變速方式采用了兩個帶輪槽寬度均可變化的帶輪，其中一個是裝有壓緊裝置的變速帶輪，另一個帶輪裝有調節(jié)機構，可調節(jié)帶輪兩錐盤的距離，故稱圖中的下帶輪為調速帶輪。它是通過調節(jié)調速帶輪的V帶槽寬度，并利用傳動帶的張緊力和彈簧的壓緊力使變速帶輪的帶槽寬度作相應的改變。由于中心距固定不變，從而使主，從動輪的工作直徑成反比例關系變化，由此可以獲得較大的變速范圍。這種變速方式結構較復雜，成本較高，但其變速范圍較大，所以應用較為廣泛。
3) 中間帶輪變速方式
在原動機和從動機上分別安裝的主、從動帶輪均為普通帶傳動中的固定帶輪，在主從動帶輪之間設一中間變速帶輪裝置。此變速帶輪具有兩個V形槽，帶輪外端的兩錐盤固定不動，中間是一個可軸向移動的雙錐盤。變速帶輪一個V形槽的傳動帶連接原動機的主動帶輪，另一個V形槽中的傳動帶連接工作機上的從動帶輪。調節(jié)中間變速帶輪距主、從動帶輪的距離，借助于帶的張力，改變變速帶輪上的兩個V形槽的寬度，就可以實現無級變速，而且獲得較大的變速范圍。
4) 調節(jié)帶輪軸向位置實現變速的方式
調節(jié)主、從動帶輪圓錐盤的軸向位置與槽寬，即可改變輪與帶的接觸位置和工作半徑，從而實現調速。調節(jié)帶輪軸向位置一般采用彈簧或螺桿與調速手輪，也可采用各種形式的杠桿機構，還可以采用液壓裝置等其他方式。
以上敘述了帶傳動為了實現無級變速的各種調速方式，從中我們可以看出存在著一些不足之出，例如，無論是調節(jié)中心距變速方式，還是雙帶輪變速方式，都利用了帶的張緊力與彈簧的張緊力使帶與帶輪相互作用，而改變了帶槽寬度來調節(jié)了帶輪的直徑，從而實現變速。不難看出，這種調速方式直接導致了帶與帶輪之間的劇烈摩擦，從而減少了帶的使用壽命，而且這樣調速不能保證兩個帶輪的中心始終在一條中心線上，可能發(fā)生一些偏心，會對傳動效率產生影響。
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。
1.4 課程設計內容及意義
1.4.1 設計任務
微型轎車的無級變速范圍：1.25～0.5 變速比：=/ =2.5
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=5，所以總的傳動系統(tǒng)傳動比為=6.25～2.5。
1.4.2 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；
2 小功率微型電動轎車無級變速器工作原理
2.1 方案分析
在帶式無級變速器中，若要實現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。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。
2.2 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2.1。
圖2.1 分體帶輪無級變速器原理圖
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2.2所示
圖2.2 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輸入或輸出扭矩，進行動力傳輸。
2. 操縱機構：
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。
2.3 工作原理
如圖2.1所示，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，如此實現無級調速的目的。
2.4 主要性能參數
2.4.1 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的表達式為:
（2.1）
式中 n1、D1一分別為主動輪的轉速和工作直徑;
n2、D2一分別為從動帶輪的轉速和工作直徑
2.4.2 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2.3所示，當帶輪分體在錐體的最右端時，變速比為0.5。當帶輪分體運動到錐體的最左端時，變速比為1.25。由圖2.3可以看出來，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2.3 帶式傳動無級變速器
2.4.3 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。
3 分體帶輪及錐體的設計
3.1 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
（3.1）
式中 —工況系數，查表取1.2
得=1.1x10=12kW
2) 選定帶型
傳動比:
（3.2）
的取值范圍是:0.5-1.25, 輸入轉速為恒定值2500r/min，傳動比為0.5時的輸出轉速：= /=2500/0.5=5000r/min，傳動比為1.25時的輸出轉速: =/=2500/1.25=2000 r/min，所以, 的取值范圍是2000-5000r/min。
又=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
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：
（3.3）
為充分發(fā)揮v帶的傳動能力，應使=40以內，可得帶輪的最大極限尺寸。
（3.4）
傳動比為0.5處的輸出轉速為5000r/min
==159.2mm
==305.7mm
==764.33mm
==305.7mm
各輪尺寸最小有效直徑參考表15-767mm，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。
3.2 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，
圖3.1 錐體
應該保證各槽之間的距離L選取一個合適的值。實現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 (標準值為)，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。
圖3.4 錐體結構尺寸
3.3 帶傳動計算
1) 初定軸間距
軸間距應滿足:
(3.7)
將傳動比為0.5和傳動比為1.25的兩個極限狀態(tài)帶輪直徑分別進行計算。
=0.5 時 :
=1.25時：
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3.5所示，所以需要計算幾個特殊位置的帶長。
(3.8)
傳動比為0.5時的帶輪直徑分別為260mm, 130mm；
=1422.8mm
傳動比為1時的帶輪直徑分別為183.53mm, 183.53mm；
=1376.28mm
傳動比為1.25時的帶輪直徑分別為160mm,200mm
=1366.2mm
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
SPA-1400 (GB 12730-91)
圖3.5 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3.6中所示:
由三角形相似可列方程:
(3.9)
又傳動比為1處兩帶輪長度相等:
(3.10)
將式(3.11)代入式(3.12)中得:
所以傳動比為1處帶輪直徑為:
mm
圖3.6 傳動比為1時的帶輪直徑計算
3) 實際軸間距:
4) 小帶輪包角：
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3.7 大帶輪包角計算
如圖 3.7 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有兩個a或有三個a角度的范圍無分體支撐，所以應該在理論包角中減掉這些部分。大帶輪為整圓時理論包角:
當大帶輪有三個a角度的范圍無分體支撐時，其包角最小，而圖3.7中，所以大帶輪包角為，滿足要求。
5) 單根V帶的基本額定功率
用傳動比為0.5的小帶輪進行選取:d=130mm，，根據選取帶查表15-9i[2]得,傳動比不為1，。
6) V帶根數
（3.11）
式中 ——小帶輪包角修正系數，根據小帶輪包角，查表15-8[2]取0.95；
——帶長修正系數，根據基準帶長=1400，查表15-10[2]取0.91；
據式（3.11）計算得,所以取2根。
7) 單根V帶的預緊力(N)(在傳動比為0.5處帶最緊，所以在此處計算)
（3.12）
式中：——V帶每米長的質量()，查表15-11[2]取0.12
根據（3.12）得： =282.76N
8) 壓軸力(在傳動比為0.5處帶最緊，所以在此處產生最大壓軸力)
（3.13）
=1.5 （3.14）
據式(3.13)與（3.14）計算得：=1115.25N
=1.5=1672.88 N
3.4 帶輪結構
根據前面計算的尺寸確定帶輪分體、錐體的結構，分體輪輻采用矩形截面如下圖:
圖3.8 分體輪輻結構
由六輪幅帶輪輪輻尺寸公式得:
（調整為20mm）
，而在本結構中，輪輻需要與推力軸承相互定位，所以調整與輪緣尺寸相等，為32mm。
首先確定錐體的結構:
輸入軸錐體尺寸:大端直徑150mm，小端直徑50mm，長度與輸出軸錐體相同，錐度角大小為;輸出軸錐體尺寸:大端直徑120mm，小端直徑50mm，長度與輸入軸錐體相同，錐度角為。錐體上槽的尺寸在前面己定，錐體具體結構見花鍵錐體零件圖。
其次確定帶輪分體的結構:
傳動比為0.5處輸出軸小端帶輪為整圓，D=130mm;傳動比為1.25處輸入軸小端帶輪為整圓,D=160mm。帶輪分體具體結構見帶輪零件圖。
4 軸及軸承的設計
軸是組成機械的重要零件，它的主要功用是支撐回轉運動的零件，以傳遞運動和力，本設計中采用花鍵軸，通過其花鍵與錐體傳遞扭矩。
4.1 軸的初設計
本設計中軸傳遞小功率，選用45鋼調質處理，其主要力學性能由表15-1[5]：抗拉強度極限=640，屈服強度極限=355，彎曲疲勞極限=275，剪切疲勞極限=155，許用彎曲應力=60。
確定徑向尺寸:
按彎扭合成強度初步估算最小軸徑
（4.1）
式中 A-由軸的材料及承載情況確定的系數，查表15-3[5]取105；
輸出軸轉速(5000-2000r/min)按2000r/min計算:
由于變速器輸入與輸出通過鍵槽連接其它機構，所以考慮開鍵槽，軸徑再增加3%-5%。為方便設計，輸入與輸出軸都取相同直徑，取上面計算兩者大的一個計算得=18.8(1+5%)=19.7mm，選取20mm作為軸的最小尺寸。
4.2 主要軸承選用與校核
由于變速器在工作過程中必須由錐體的軸向移動來實現，軸向的推力通過推力軸承作用在軸上。推力軸承的作用位置為錐體兩側的軸肩處。它具有摩擦阻力小，功勞消耗小，起動容易等優(yōu)點。在推力軸承的選型表里選取標準值。
本變速器預計壽命為2—3萬小時，設計應滿足如下條件:
（4.2）
式中 一為軸承的基本額定載荷，查表可得；
一為計算載荷,有下式得出：
（4.3）
式中 一為當量動載荷，N；
—為溫度系數，查表13-4[5]取1；
—軸承轉速,r/min；
一為軸承的預期使用壽命；
—為球軸承，=3。
由于推力軸承只承受軸向載荷，當量動載荷即為軸承受的軸向力，選用最大壓軸力進行計算，這樣更趨向安全，后面所以的均指代最大壓軸力。
先分析上面部分:
豎直方向受力平衡：
（4.4）
且摩擦力:
(4.5)
為摩擦系數，錐體材料、分體材料為鋼，查表1-10[6]取=0.15。
圖4.1 帶輪機構受力分析
聯(lián)立上面兩式(4.4),(4.5)得：
（4.6）
（4.7）
列水平方向平衡方程:
（4.8）
將式(4.5)和(4.6)代入，得
（4.9）
由于兩個錐體錐角分別和,結果應取偏大的，選用進行計算，
1672.88=811.78N
帶入式(4.3)得:
16885.7N
為保證，初步選定推力軸承段軸徑為40mm，查表6-8[6]選取51208推力軸承，=47滿足設計要求。
4.3 軸向尺寸確定
花鍵軸的結構尺寸見花鍵軸零件圖，為了節(jié)省材料和增加加工的便利性，在工作時花鍵軸中鍵的長度為錐體鍵槽長度的80%，所以總的花鍵軸鍵工作長度為256mm，而錐體花鍵孔長度為160mm。
4.4 軸的校核
本設計中兩根軸的尺寸和結構是相同的，而且傳遞的功率和受力情況都相同，只須校核其中一根就可以了。但其中每根軸都有軸向的移動，其受力狀態(tài)是變化的，所以對軸需要進行兩種狀態(tài)的校核。此處對輸入軸進行校核。
4.4.1 按彎扭合成強度條件校核軸的強度
1、畫出軸的力學模型
圖4.2 軸的力學模型
2、求軸扭矩、支反力
扭矩 :
T=9550 （4.10）
式中 P—傳遞功率，10KW;
—軸轉速，按2500r/min計算。
支反力:
列豎直方向平衡方程:
（4.11）
所有力對的作用點取矩:
解得：=836.44N =836.44N
3、畫出剪力、彎矩圖、轉矩圖：
圖4.3 剪力、彎矩、轉矩圖
因為軸的結構對稱，所以當分體處于小端時的剪力、彎矩圖與圖4.5一致。
4、 校核軸的強度
由圖4.5可知，壓軸力處對應的花鍵軸截面M最大，為危險截面，校核此處的軸強度。
（4.12）
式中 一由于轉矩變化規(guī)律未知，按脈動循環(huán)變化處理，取= 0.6；
W-為材料抗彎截面系數，對于花鍵處，，z為花鍵齒數；代人D=32mm，d=28mm，最后求得=15417.32 ，而=，
最后求得：=13< 滿足設計要求。
4.4.2 按疲勞強度計算危險截面的安全系數
軸徑的初步計算是一種粗略的估算方法，按彎扭合成強度條件校核軸徑，也不能反映出應力集中的真實情況，因它沒有考慮尺寸因素、軸表面狀態(tài)等對軸的疲勞強度的影響.因此，對重要的軸除用上述方法進行計算外，還必須對軸的危險截面進行疲勞強度的校核計算.
計算彎矩與受力較大處。
本設計的軸為單向旋轉的轉軸，其安全系數計算公式為：
(4.13)
式中 —材料抗彎截面模數，=15417.32 ；
—材料抗扭截面模數，，z為花鍵齒數，可得=2=30834.64；
—軸彎曲有效應力集中系數，查表10-15[2]取1.5；
—軸剪切有效應力集中系數，查表10-15[2]取1.4；
—軸扭轉時的平均應力折合為應力幅的等效系數，查表10-22[2]取1.4；
—材料彎曲疲勞極限，=275
—材料疲勞強度許用安全系數，查表10-14[2]取1.3—1.5。
計算得
==16.27
，滿足設計要求。
4.4.3 靜強度安全系數校核
該校核的目的在于檢驗軸對塑性變形的抵抗能力，軸的靜強度是根據軸所承受的最大瞬時載荷(包括動載荷和沖擊載荷)來計算的。危險截面安全系數校核公式:
（4.14）
—靜強度的許用安全系數，查表10-14[2]取1.4—1.8；
—材料屈服極限，=355；
—軸危險截面上的最大彎矩，；
—軸危險截面上的最大扭矩，；
—作用在軸上的最大軸向載荷，由推力軸承設計處可得，N；
—細危險截面面積，；
—材料抗彎截面模數，=15417.32 ；
—材料抗扭截面模數，=2=30834.64。
本設計中，校核受彎矩和扭矩最大處的靜強度完全系數，其中：=199177.275、=706.5、=38200、=1672.88N，代人式（4.14）計算得：
=15.438
，滿足設計要求。
4.4.4 軸的剛度校核
軸承受載荷后會產生彎曲和扭轉變形，若變形過大，會影響軸上零件的正常工作，且本設計中軸的長度比較長，所以需要進行剛度校核。
1. 扭轉剛度校核
軸的扭轉剛度校核用每米軸長的扭轉角來度量。
（4.15）
式中 T—軸所傳遞的扭矩，；
—軸的材料的剪切彈性模量，，對于鋼材，=8.1；
—軸截面的極慣性矩，，對于圓軸， ；
—階梯軸手扭矩作用的長度，mm；
、、—分別代表階梯軸第段上所受的扭矩、長度、極慣性矩，單位同前；
—階梯軸受扭矩作用的軸段數。
軸的扭轉剛度條件為：
式中 為軸每米長的允許扭轉角。對于一般傳動軸選取=0.5—1﹝°）/m。
圖4.5右側的扭矩作用距離長，變形大，所以應計算該軸段的扭轉角。參照(附錄)各軸段長度及直徑如下：d=22，L=36；d=25，L=55；d=27.5，L=10；d=28，L=91；d=30（為平均直徑），L=128。
滿足設計要求。
2. 彎曲剛度校核
軸彎曲剛度用撓度及偏轉角度量，軸的許用撓度和許用偏轉角查表15-5[5]可得。本設計要求<,圓錐滾子軸承處<.其中
=（0.0003—0.0005）,=0.0016,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：
（4.16）
式中 ——階梯軸第段的長度，mm；
——階梯軸第段的直徑，mm；
——階梯軸的計算長度，mm；
——階梯軸計算長度內的軸段數。
將圖4.3各軸段的長度與直徑代人（4.16）式后求得=27.95mm
圖4.4 彎曲剛度校核
（4.17）
式中 E——為材料彈性模量，對鋼E ；
——為截面慣性矩，，；
——為作用力，可以用最大壓軸力計算，。
（4.18）
最大撓度查表6-1[12]位于處。
參照圖4.5，、、分別代入上面兩式（4.17）、（4.18）
=0.00156rad
=0.00072mm
=238.125mm
滿足<、<。
4.5 鍵強度校核
4.5.1 花鍵強度校核
由于本設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/T1144-2001選擇矩形花鍵基本尺寸輕系列。
動連接： (4.19)
式中 ——載荷分配不均勻系數，一般取=0.7～0.8；
——花鍵的齒數；
——齒的工作長度，此處為128mm；
——花鍵齒側面的工作高度，矩形花鍵=,此處為外花鍵大徑，為內花鍵小徑，為倒角尺寸，取0.2mm；
——花鍵的平均直徑，矩形花鍵，，mm。
——花鍵的許用應力，根據工況選取5～15
將各參數代人式（4.219），最后求得：
=2.59 滿足設計要求。
4.5.2 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。
根據軸的直徑大小，查表6-1[5]選擇平鍵基本尺寸為假設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
（4.20）
式中 ——傳遞的扭矩，；
——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，=0.5;
——鍵工作長度，mm圓頭平鍵，，L為鍵的公稱長度，為鍵的寬度，mm；
——軸的直徑，mm；
——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，，查表6-2[5]取100～120。
將各參數代人式（4.20），最后求得：
=49.87 滿足設計要求。
4.6 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4.7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5-5帶拉力分析圖，結合本設計的結構，建立的力學模型。在分體式V帶傳動無級變速器設計中計算的有效拉力應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，即假設理論包角C范圍內恰好有3個分體，然后推廣到一般情況。
取一段微元長的帶進行分析，該微段的包角為，微段在該位置的水平方向和豎直方向的平衡方程為：
（4.21）
（4.22）
因為的值很小，取，，略去二階微分，將（4.21）代人式（4.22），
則 （4.23）
圖4.5 分體式V帶的拉力分析圖
按圖4.7中所示，F的取值區(qū)間依次為、、,對應的取值區(qū)間全部為（為每個分體對應的圓心角），依次對式4.23兩邊積分，得：
(4.24)
化簡整理后得：