汽車無(wú)級(jí)變速器設(shè)計(jì)

時(shí)間：2023-05-01 03:46:42 資料我要投稿

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摘要

汽車無(wú)級(jí)變速器設(shè)計(jì)

人們?cè)缇驼J(rèn)識(shí)到無(wú)級(jí)變速器是提高汽車性能的理想裝置，并一直不懈的努力研究，努力追求實(shí)現(xiàn)這一目標(biāo)。70年代后期，荷蘭VonDoorne’s Transmission 公司研制成功VOT金屬傳動(dòng)帶并于1982年投放市場(chǎng)，推動(dòng)CVT技術(shù)向?qū)嵱没~進(jìn)了一大步。1987年美國(guó)福特公司首次在市場(chǎng)上小批量推出裝有這種VDT帶的CVT汽車，此后意大利菲亞特，日本富士重工和德國(guó)大眾等多家公司也推出了小批量的CVT汽車（如Ford的Fiesta、Scorpio;Fiat的Uon、Ritmo;Sabaru的Ecvt、WV的Golf等）。各國(guó)均視其為自動(dòng)變速技術(shù)的嶄新途徑，已成為當(dāng)前國(guó)際汽車的研究開發(fā)領(lǐng)域的一個(gè)熱點(diǎn)。

無(wú)極傳動(dòng)CVT與其他自動(dòng)變速器相比較，優(yōu)點(diǎn)是明顯的。其操縱方便性和乘坐舒適性可與液力變矩器相當(dāng)，而傳動(dòng)效率卻高得多，接近有級(jí)機(jī)械式自動(dòng)變速器的水平。更主要的是，它能最好的協(xié)調(diào)車輛外界行駛條件與發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載，使汽車具有一個(gè)不存在“漏洞”的牽引特性，且調(diào)速時(shí)無(wú)需切斷動(dòng)力充分發(fā)掘發(fā)動(dòng)機(jī)的潛力，從而可顯著降低汽車的油耗，提高最大車速和改善超車的性能。無(wú)極傳動(dòng)CVT特別受到非職業(yè)駕駛員的歡迎，因?yàn)樗鼜母旧虾?jiǎn)化了操縱，不僅可取消變速、離合器踏板，而且總是按駕駛員意圖控制發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳工作位置工作。此外，由于工作和控制原理相對(duì)簡(jiǎn)單，CVT傳動(dòng)完全可以做到比有級(jí)變速器（AT）傳動(dòng)更緊湊，更輕，成本更低。

對(duì)于CVT這種具有廣闊使用發(fā)展前景的技術(shù)，迄今國(guó)內(nèi)研究、應(yīng)用的很少。我們?cè)谇叭搜芯康幕A(chǔ)上，針對(duì)廣州本田即將生產(chǎn)的經(jīng)濟(jì)型轎車設(shè)計(jì)一種CVT，來(lái)替換原來(lái)的變速器，為以后CVT的研究和試驗(yàn)打下基礎(chǔ)。

關(guān)鍵詞：無(wú)級(jí)變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 自動(dòng)壓緊

摘要

1.緒論

1.1

1.2

1.3

1.4 汽車變速器的類型???????????????????1 汽車變速器的類型和特點(diǎn) ???????????????1 采用無(wú)極變速器——CVT的汽車可以節(jié)油的原理 ?????2 實(shí)現(xiàn)汽車無(wú)級(jí)變速器——CVT大變速比、大轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵——無(wú)偏

斜金屬帶式無(wú)極變速傳動(dòng) ???????????????3

2.CVT的總體設(shè)計(jì)

2.1

2.2

2.3

2.4

2.5

2.6

2.7 原車的相關(guān)參數(shù)???????????????????5 帶傳動(dòng)的分析????????????????????5 壓緊裝置的設(shè)計(jì)???????????????????8 齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算????????????????????15 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算????????????????????22 軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算???????????????????30 錐輪處的鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算????????????????31

3.變速器的調(diào)控分析

3.1 CVT的一般調(diào)控理論分析 ???????????????32

3.2 CVT最佳調(diào)控邏輯 ??????????????????34 4 .總結(jié) ?????????????????????38 5 .致謝 ?????????????????????39 6 .參考文獻(xiàn) ???????????????????40

1. 緒論

1.1 汽車變速器的類型

目前汽車變速器按變速特點(diǎn)來(lái)分，可分為兩大類：一是有級(jí)變速器；二是無(wú)級(jí)變速器。按執(zhí)行變速的方式來(lái)分，可以分為自動(dòng)和手動(dòng)兩類。

1. 2 汽車變速器的類型和特點(diǎn)

1.2.1 液力變矩器

液力變矩器是較早用于汽車傳動(dòng)的無(wú)級(jí)變速器，成功地用于高檔汽車的傳動(dòng)中。由于傳動(dòng)效率低，且變速比大于2時(shí)效率急劇下降，經(jīng)常僅在有級(jí)（2～3檔）變速器的兩檔中間實(shí)現(xiàn)無(wú)極變速，因此未能推廣開來(lái)。目前經(jīng)常作為起步離合器在汽車中使用。

1.2.2 寬V形膠帶式無(wú)級(jí)變速器

寬V形膠帶式無(wú)極變速器是荷蘭DAF公司在1965年以前的產(chǎn)品，主要用在微型轎車上，一共生產(chǎn)了約80萬(wàn)輛。由于膠帶的壽命和傳動(dòng)效率低，進(jìn)而研究和開發(fā)了汽車金屬帶式無(wú)級(jí)變速器。

1.2.3 金屬帶式無(wú)級(jí)變速器

金屬帶式無(wú)級(jí)變速器是荷蘭VDT公司的工程師Van Dooren 發(fā)明的，用金屬帶代替膠帶，大幅度提高了傳動(dòng)效率、可靠性、功率和壽命，經(jīng)過(guò)30～40年的研究，開發(fā)已經(jīng)成熟，并在汽車傳動(dòng)領(lǐng)域占有重要的地位。目前金屬帶式無(wú)級(jí)變速器的全球總產(chǎn)量已經(jīng)達(dá)到250萬(wàn)輛/年，在今后三年內(nèi)將達(dá)到400萬(wàn)輛，發(fā)展速度很快。

金屬帶式無(wú)級(jí)變速器的核心元件是金屬帶組件。金屬帶組件由兩組9～12層的鋼環(huán)組和350～400片左右的摩擦片組成，其中鋼環(huán)組的材料，尤其是制造工藝是最難的，要實(shí)現(xiàn)強(qiáng)度高（ b>2000MP），各層環(huán)之間“無(wú)間隙”

配合。以前只有荷蘭VDT公司掌握這種工藝，現(xiàn)在我國(guó)沈陽(yáng)越士達(dá)無(wú)級(jí)變速器有限公司也已近掌握了這種技術(shù)，并在重慶工學(xué)院建成了一條示范性生產(chǎn)線。

金屬帶式無(wú)級(jí)變速器的傳動(dòng)原理，主、從兩對(duì)錐盤夾持金屬帶，靠摩擦力傳遞動(dòng)力和轉(zhuǎn)矩。主、從動(dòng)邊的動(dòng)錐盤的軸向移動(dòng)，使金屬帶徑向工作半徑發(fā)生無(wú)級(jí)變化，從而實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)的無(wú)級(jí)變化，即無(wú)級(jí)變速。

1.2.4 擺銷鏈?zhǔn)綗o(wú)極變速器

擺銷鏈?zhǔn)綗o(wú)級(jí)變速器是由德國(guó)LUK公司將擺銷鏈用于Audi汽車傳動(dòng)的成功范例。與金屬帶式CVT不同的是，它將無(wú)級(jí)變速部分放在低速級(jí)，即最后一級(jí)。其原因是鏈傳動(dòng)的多邊形效應(yīng)在高速級(jí)是會(huì)產(chǎn)生更大的噪音和動(dòng)態(tài)應(yīng)力。所以其最新的結(jié)構(gòu)中，假裝了導(dǎo)鏈板以減少震動(dòng)和噪聲。但是由于在低速級(jí)傳動(dòng)中，要求傳遞的轉(zhuǎn)矩大，軸向的壓力較大，液壓系統(tǒng)的油壓也大（大約為8～9MPa），而摩擦盤式離合器所要求的油壓又不高，這

樣，液壓系統(tǒng)就比較復(fù)雜。由此看來(lái)，如果能進(jìn)一步降低和消除多邊形效應(yīng)，將會(huì)進(jìn)一步提高此類傳動(dòng)的水平，簡(jiǎn)化整機(jī)設(shè)計(jì)、降低成本。

1.2.5 環(huán)盤滾輪式無(wú)級(jí)變速器

環(huán)盤滾輪式無(wú)級(jí)變速器是英國(guó)Torotrak 公司發(fā)明的無(wú)級(jí)變速器。運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力由輸入盤靠摩擦力傳給滾輪，滾輪降運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力靠摩擦力傳給輸出盤。當(dāng)滾輪在垂直于紙面的軸向運(yùn)動(dòng)時(shí)，滾輪和兩個(gè)環(huán)盤的接觸點(diǎn)連續(xù)變化，輸入盤和輸出盤接觸點(diǎn)的回轉(zhuǎn)半徑連續(xù)變化，實(shí)現(xiàn)無(wú)極傳動(dòng)。

1.3采用無(wú)極變速器——CVT的汽車可以節(jié)油的原理

由于汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)排氣系統(tǒng)是考慮了空氣流的動(dòng)力學(xué)而設(shè)計(jì)的，由凸輪輪廓形塊決定進(jìn)氣和排氣氣門的開閉。發(fā)動(dòng)機(jī)在某一最佳轉(zhuǎn)速下能夠進(jìn)氣充分、排氣充分、燃燒完全、能量利用充分、排氣污染少；但離開

這一轉(zhuǎn)速就會(huì)有進(jìn)氣不充分、排氣不充分、燃燒不完全、能量利用差、油耗增加和排氣污染增加等問(wèn)題。

汽車的車速是隨機(jī)的，在20～30km/h到150～180km/h之間變化。為了很好的利用發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力和減少油耗，采用有級(jí)變速（MT和AT），在兩檔之間依靠發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速變化來(lái)適應(yīng)車速的變化，因而發(fā)動(dòng)機(jī)無(wú)法達(dá)到最佳的工作狀態(tài)。

采用液力變矩器的無(wú)級(jí)變速器，由于其工作原理是油作為動(dòng)力傳動(dòng)的介質(zhì)，許多能量消耗在油的內(nèi)摩擦上，傳動(dòng)效率低，通常為80～85%，比傳統(tǒng)的MT和AT大約費(fèi)油10%～20%，而且液力變矩器轉(zhuǎn)差較大，效率較低。通常減速比不大于2，只能增加2～3檔有級(jí)變速，每?jī)蓹n間用液力變矩器實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速。

無(wú)級(jí)變速器（CVT）可以使發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳狀態(tài)下工作，依靠變速器無(wú)級(jí)調(diào)速來(lái)適應(yīng)汽車的各種速度，因此可以是發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒最好，排氣污染最小，達(dá)到節(jié)油的目的。

1.4 級(jí)變速——CVT大變速比、大轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵——無(wú)偏斜金屬

帶式無(wú)級(jí)變速傳動(dòng)

對(duì)稱直母線錐盤情況下，金屬帶在變速過(guò)程中必然產(chǎn)生偏斜。此偏斜量限制了錐盤的半徑，也限制了變速比。因而對(duì)稱直母線錐盤所產(chǎn)生金屬帶的偏斜，一方面限制了車輛節(jié)油的經(jīng)濟(jì)車速范圍;另一方面限制了錐盤工作半徑的增加，也限制了可傳遞的轉(zhuǎn)矩，即傳動(dòng)能力。目前，汽車CVT的變速比一般在Ra=5.5左右，通常用于排量在2.0L以下的汽車傳動(dòng)中。

1.5 拋棄液壓加壓系統(tǒng)，進(jìn)一步節(jié)油

汽車金屬帶和擺銷鏈?zhǔn)綗o(wú)極變速器——CVT，是當(dāng)前汽車自動(dòng)變速器中

最具前景的傳動(dòng)形式。目前汽車金屬帶式無(wú)級(jí)變速器絕大部分采用液壓加壓、電子系統(tǒng)控制方案。

發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力通過(guò)變矩器離合器和液力變矩器傳給前進(jìn)、倒檔離合器，液力泵產(chǎn)生的高壓油通過(guò)液壓缸將力施加給錐盤變速裝置，該力施加給金屬帶組件產(chǎn)生摩擦力，將主動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩傳遞給從動(dòng)軸，然后通過(guò)減速裝置，經(jīng)減速器輸出給車輪。

這種方案的優(yōu)點(diǎn)在于除了金屬帶傳動(dòng)的全新技術(shù)以外，全部采用了成熟技術(shù)，可行性好。但與成熟的AT（自動(dòng)變速器）技術(shù)一樣，有一個(gè)重要的弱點(diǎn)，即是均采用耗能的液壓伺服系統(tǒng)。AT和MT（手動(dòng)變速器）均為齒輪傳動(dòng)，AT比MT多耗油15%左右，其原因在于液壓私服系統(tǒng)耗能。采用CVT的汽車，由于CVT可使發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳區(qū)域工作，因而達(dá)到節(jié)油的目的。目前其油耗與采用MT的汽車持平。

如果拋棄液壓加壓系統(tǒng)，將避免能量的損失，達(dá)到更加節(jié)油的目標(biāo)。

2. CVT的總體設(shè)計(jì)

2.1 原車相關(guān)參數(shù)

本次設(shè)計(jì)的各項(xiàng)參數(shù)如下：

2.2 帶傳動(dòng)的分析

2.2.1 變速方式

在金屬帶傳動(dòng)中，帶輪由圓錐盤組成，利用圓錐盤的軸向移動(dòng)來(lái)達(dá)到變速。這種變速機(jī)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)可靠，應(yīng)用范圍廣泛。在這種變速器中，有的只是一個(gè)帶輪可軸向移動(dòng)，另一個(gè)帶輪的直徑是固定不變的，這種情況下變速，必須同時(shí)改變兩輪的中心距，這在我們的設(shè)計(jì)中是難以布置和難以控制甚至難以達(dá)到的。另一些機(jī)構(gòu)兩輪都起變速作用，這又分為兩種情況：A、兩輪的兩邊都可以調(diào)節(jié);B、只有一邊可以調(diào)節(jié)。要調(diào)節(jié)就必須有控制或壓緊機(jī)構(gòu)，在A中情況下，機(jī)構(gòu)必然變得復(fù)雜和龐大，而B情況可以有效地避免這種情況的發(fā)生。

本方案采用一級(jí)變速就可以達(dá)到設(shè)計(jì)要求。

在金屬帶的選取上，我們選用了現(xiàn)有的自制金屬帶，結(jié)構(gòu)參數(shù)為：上

底寬32mm，高15mm，工作中徑為26mm。

綜上所述:本方案在帶輪的結(jié)構(gòu)選擇單級(jí)，兩個(gè)帶輪都是面可調(diào)的金屬帶形式。

2.2.2 基本運(yùn)動(dòng)關(guān)系

1）帶輪的移動(dòng)距離

帶輪的移動(dòng)距離受到兩邊帶輪相碰的位置和帶達(dá)到帶輪內(nèi)邊緣的位置所限制。

x=D-d

2tg?

2=b1

因此，在雙向移動(dòng)的情況下：

式中 ?——帶輪兩邊的夾角；

b1——帶底面的寬度，b1=bp

bp——帶中性層的寬度；

h2——中性層至底面的距離，h2=h-h1 (h1為帶中性層面至頂面的距離)，在帶輪移動(dòng)的情況下，軸向移動(dòng)距離為上式中X的二倍。

2）CVT傳動(dòng)比及調(diào)速的范圍

為了具有較高的傳動(dòng)效率，且設(shè)計(jì)和制造的方便，兩個(gè)帶輪的尺寸設(shè)計(jì)為同樣大小。要擴(kuò)大變速的范圍，須增加帶的寬度，減小帶輪的槽角或減小帶輪的直徑d。

帶輪的楔角太小容易使帶楔在槽中，此外，楔角越小，帶上受到的橫向力就越大，也容易使帶撓曲，所以楔角不能太小。經(jīng)驗(yàn)值為22-24度。我們選用28度的楔角。

減小帶輪的直徑d會(huì)使帶的疲勞強(qiáng)度降低，所以一般也不宜采用比規(guī)???-2h2tg ? 2??

定直徑小的帶輪直徑。根據(jù)已有的資料顯示：帶輪的工作直徑可以達(dá)到75mm，而傳動(dòng)比的范圍可以達(dá)到0.45-2.22，在本設(shè)計(jì)中，我們將帶輪的最小工作直徑定為80mm，以使其工作可靠，壽命更高。

材料的選擇：鋼帶，摩擦副表面采用硼化鎢和硼化鉬基合金材料（金屬陶瓷）

這種合金主要用于在高溫下工作的易磨損鋼表面，以含鉬的坡莫合金（2MO，81Ni，17Fe）和鎳鉻合金作粘結(jié)金屬，主是熱壓發(fā)制造的。性質(zhì)

如下：

摩擦副的摩擦系數(shù)為0.3.

由相關(guān)參數(shù)得知：

i21max=3.090

21min=0.846

調(diào)速范圍 Rb=

采用對(duì)稱調(diào)速，imax=i21maxi21min=3.0900.846=3.576 =

imax==1.981 11.981=0.505 imin=

根據(jù)金屬帶的結(jié)構(gòu)參數(shù)，確定CVT錐輪的結(jié)構(gòu)。

取最小工作直徑Dmin=80mm，則最大工作直徑

Dmax=imax?Dmin=1.981?80=151.36mm

CVT錐輪的結(jié)構(gòu)圖

2.3 壓緊裝置的設(shè)計(jì)

2.3.1 曲面壓緊結(jié)構(gòu)

所有的基于摩擦的機(jī)械式CVT都需要在工作副上施加一定的壓緊力，以使它們無(wú)滑動(dòng)地可靠工作。在自動(dòng)壓緊的應(yīng)用中，壓緊力應(yīng)根據(jù)當(dāng)前的傳動(dòng)比和力矩調(diào)整到最佳值，從而在保證工作可靠的前提下，減少磨損和延長(zhǎng)壽命。當(dāng)前流行的做法是：用一套自動(dòng)控制的渦輪系統(tǒng)。但，這樣的

系統(tǒng)不但增加CVT的成本，還使轎車在工作的某些方面變壞，并且導(dǎo)致極大的燃油消耗，這些都會(huì)是中國(guó)家庭轎車的不適宜因素。

為此，我們嘗試開發(fā)了一種幾乎沒有功率消耗的“純機(jī)械”自壓緊裝置。這種裝置的工作原理和紡織工業(yè)中應(yīng)用的某些CVT壓緊機(jī)構(gòu)有些類似，但已經(jīng)除去了諸如允許軸向移動(dòng)和傳動(dòng)比范圍大小的缺陷。在輸入軸上有三個(gè)相互間隔120度均勻分布的傳動(dòng)銷，每個(gè)銷和位于可軸向移動(dòng)的帶輪后部的銷的導(dǎo)槽曲面接觸。接觸力的周向力取決于帶輪所傳遞的力矩Mt，而軸向力緊緊地將帶輪和V—帶壓向另一帶輪以產(chǎn)生必需的摩擦。于是，轉(zhuǎn)動(dòng)和功率就可以通過(guò)壓緊的摩擦副和V—帶傳遞到輸出軸。

三個(gè)銷導(dǎo)槽斜面的傾斜度tgλ=2f*D(x)/dτcos 在這里：

f——摩擦副的摩擦系數(shù) D(x)——帶的工作直徑 x——帶輪的軸向移動(dòng)量 dτ——銷的工作直徑 ψ——帶輪的楔角

這個(gè)斜率函數(shù)的意圖是當(dāng)可動(dòng)帶輪被傳動(dòng)比控制裝置移動(dòng)到不同位置時(shí)，接觸力的軸向分力相應(yīng)不同的傳動(dòng)比能產(chǎn)生不同的比例系數(shù)來(lái)適配輸入軸轉(zhuǎn)矩以使壓緊力等于或稍大于臨界力，這樣，摩擦工作副就不會(huì)有相對(duì)的滑動(dòng)。在特例演變下，這種自壓緊裝置允許x=24mm的軸向相對(duì)位移，同時(shí)傳動(dòng)比范圍可達(dá)R≈6。樣機(jī)測(cè)試結(jié)果顯示：這種裝置基本滿足實(shí)際需要，并且具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低廉的優(yōu)點(diǎn)。我們堅(jiān)信：經(jīng)過(guò)發(fā)展和完善，這種裝置是有真正有應(yīng)用價(jià)值的。

?ψ?

? 2??

其關(guān)鍵問(wèn)題是曲面S(x)的確定，以下就是有關(guān)計(jì)算： 1）帶輪與皮帶接觸處要求軸向壓緊力為：

QD=

kfMfD(x)

cos

（1）

式中，kf——工況系數(shù)，可以取1.2。

壓緊力隨X的不同（實(shí)際是工作直徑D(x)的不同）而變化。 2）自動(dòng)壓緊裝置產(chǎn)生的軸向壓緊力的表示：

2fDx

λ=ctg

dpcos?2?

?-ρ （2） ??

式中，dp——平均工作直徑。即中徑； λ——曲面的升角；

ρ——是滾柱銷和曲面接觸處的等效摩擦角，即ρ=ctg(f)，f是等效摩擦系數(shù)，一般≤0.1 3）平橫條件：

若不計(jì)入附加彈簧的輔助壓緊力，有Qa≥Qd，為系統(tǒng)不打滑的工作條件，

2fDx

λ=ctg

dpcos?2

由（1），（2）關(guān)系式可得到。

?-ρ （3） ??

4）皮帶工作直徑與軸向位移的關(guān)系

D=D(x)=d+x?ctg(?/2) 式中，d——最小工作直徑

將上式代入（3）式中，即確認(rèn)λ(x)。 5）確定S(x)

由關(guān)系式tgλ=dx/ds，并利用正切和角切以及（3）式，可以推出：

dpcos

+2ff'D(x)

S(x)=

2fD(x)-f'dpcos

? （4）

若設(shè)計(jì)中CVT傳遞的最大扭矩，最大功率和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速已知，可以確定Qamax和Qamin及λmax和λmin；再根據(jù)dp，f和d等可以利用（4）式求得S(x)。代入各已知量后得到：

S(x)=

c1+c2x

+c4x

c1c4-c2c3

ln(c3+c4x)+

c2c3c4

c2c4

式子中c1，c2，c3，c4均為常數(shù)。 2.3.2 加壓彈簧的設(shè)計(jì)

加壓裝置的主要作用是在汽車起步時(shí)，使金屬帶與錐輪彼此壓緊，產(chǎn)生恰當(dāng)?shù)哪Σ亮=fQ,足夠傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。軸向壓緊力Qa=

cos

A. 輸入軸上的加壓彈簧

當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速最低時(shí)，彈簧工作高度H2最小，軸向壓緊力最大

Qmin=

kfp2f

cos

1.56?38?10

560060

cos

-3

282

=8.19KN

?3.14?80?10?0.3

當(dāng)輸出轉(zhuǎn)速最高時(shí)，彈簧工作高度H1最大，軸向壓緊力最小

Qmin=

kfp2f

cos

1.56?38?10

560060

cos

-3

282

=4.33KN

?3.14?151.36?10?0.3

根據(jù)幾何關(guān)系，?x=(Dmax-Dmin)?tg

?Q?x

8.19-4.33

17.8

=(151.36-80)?tg

282

彈簧剛度K=彈簧設(shè)計(jì)：

?10=216.9N/mm

1）根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力

因彈簧在交變作用力下工作，按1類彈簧考慮。現(xiàn)選用硅錳合金彈簧鋼絲，估取彈簧中徑D2=90mm，d=18mm。查表知【τ】=471 2）根據(jù)強(qiáng)度條件計(jì)算彈簧鋼絲直徑

選取旋繞比C=5，則補(bǔ)償系數(shù)

4C-14C-4

+0.615C

4?5-14?5-4

+0.6155

=1.31

試算彈簧直徑

d===17mm

上值與原估去值相近，且為標(biāo)準(zhǔn)值。則

D=D2+d=90+18=108mm

3）根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧全圈數(shù)

Gd?x8PmaxC

n==

78500?18?17.88?8190?5

=3.07

取n=3圈。 4）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

輸入軸彈簧參數(shù)見下表

5）驗(yàn)算穩(wěn)定性

細(xì)長(zhǎng)比b=1.11＜2.6，穩(wěn)定 B. 中間周上的加壓彈簧

當(dāng)輸出轉(zhuǎn)速n2最低時(shí)，彈簧工作高度H1最大，軸向壓緊力最小

Qmin=

k1M

fDmax

cos

1.3?64.8151.36?10

-3

?0.3

cos

282

=1.8KN

=2?

38?10560060

=64.8N?M

?3,14

當(dāng)輸出轉(zhuǎn)速n2最高時(shí)，彈簧工作高度H2最大，軸向壓緊力最大

kfM

Qmax=

fDmax

cos

1.3?64.880?10

-3

?0.3

cos

282

=3.406kN

282

根據(jù)幾何關(guān)系，?x=(Dmax-Dmin)?tg

?Q?x

3.406-1.8

17.8

=(151.36-80)?tg

彈簧剛度 K=彈簧設(shè)計(jì)：

?10=90.22N/mm

1）根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力

因彈簧在交變作用力下工作，按1類彈簧考慮。現(xiàn)選用硅錳合金彈簧鋼絲，估取彈簧中徑D2

=90mm

，d=16mm。查表知[τ]=

471。

2）根據(jù)強(qiáng)度條件算彈簧鋼絲直徑

直徑旋繞比C

=5.625

,則補(bǔ)償系數(shù)

0.615C

4?5.625-14?5.625-4

+0.6155.625

=1.27

4C-14C-4

試算彈簧鋼絲直徑

d≥==11.5mm

原估取值安全，且為標(biāo)準(zhǔn)值。則D=D2+d=90+16=106mm 3）根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧圈數(shù)

Gd?x8PmaxC

78500?16?17.88?3406?5.625

=4.6

取n=5圈 4）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

程序同輸入軸，結(jié)果如下表：

5）驗(yàn)算穩(wěn)定性

細(xì)長(zhǎng)比b=1.06≤2.6，穩(wěn)定。

2.4 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算

2.4.1 前進(jìn)檔減速齒輪 1) 減速比

i1=

ii21max

=3.091.892

=1.633

2）選擇齒輪類型，材料，精度及參數(shù) A. 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)

B. 選擇齒輪材料：選取大小齒輪材料均為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC. C. 選擇齒輪為7級(jí)精度 D. 選小齒輪齒數(shù)Z1

=36

, 大齒輪齒數(shù)Z2

=i1Z1=1.633?36=59

3) 齒面的接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)

d1t=2.3A. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 a) 選擇載荷系數(shù)Kt

=1.25

b）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

T1=95.5?10?

P1n1

=95.5?10?

385600/1.892

=1.23?10Nmm

c）選取齒寬系數(shù)φd

=0.7

= d

）材料的彈性影響系數(shù)ZE

e）按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限

σHlim1=σHlim2=1170MPa

f）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

N1=60n1jLh=60?5600/1.892?1?8?300?10=4.26?10

g）查得接觸疲勞壽命系數(shù)Kn1 h）計(jì)算疲勞許用應(yīng)力

=0.89,Kn2=0.92

取失效效率為1%，安全系數(shù)S=1

[σ]H1

B. 計(jì)算

=KHN1σ

Hlim1

/S=1041.3,[σ

]H2

=KHN2σ

Hlim2

/S=1076.4

a）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σ]H中較小的值

d1t=2.3

=2.3=52.77mm

b）計(jì)算圓周速度V

πd1tn1

60?1000

π?52.77?5600

60?1000?1.892

=8.17m/s

c）計(jì)算齒寬b

b=φdd1t=0.7?52.77=36.94

d）計(jì)算齒寬和齒高之比

模數(shù) m1齒高 h

=d1t/Z1t=52.77/30=1.76

=2.25?m1=2.25?1.76=3.96

b/h=36.94/3.96=9.33

e）計(jì)算載荷系數(shù)

根據(jù)V

=8.17m/s

，7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)KV

=1.17

直齒輪，假設(shè)KAFt

KA=1.75

/b≥100N/mm,查得KHα=KFα=1.1，使用系數(shù)

KHβ=1.287,KFβ=1.25

K=KAKVKαKHβ=1.75?1.17?1.1?1.287=2.90

f）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得

d1=d1t

=52.77?

=69.86mm

g）計(jì)算模數(shù)m

m=d1/Z1=69.80/30=2.33

4) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)

m=A) 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值

m a）按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限

σHlim1=σHlim2=680MPa

b）查得接觸疲勞壽命系數(shù)KN1=0.88,KN2=0.89

=1.3

FE2

c）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S

[σ]F1

=KFN1σ

FE1

/S=406.31,[σ

]F2

=KFN2σ

/S=465.54

d）計(jì)算載荷系數(shù)K

K=KAK1KαKFβ=1.75?1.1?1.17?1.25=2.82

e）查取齒輪系數(shù)

YFα1=2.52,YFα2=2.343

f）查取應(yīng)力校正系數(shù)

YSα1=1.625,YSα2=1.678

g）計(jì)算大小齒輪的YFαYSα/[σ]F并加以比較

YFα1YSα1/[σYFα2YSα2/[σ

]F]F

=2.52?1.625/460.31=0.0089=2.343?1.687/465.51=0.0085

h）計(jì)算模數(shù)m

m≥

==2.14

對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m略大于由齒根彎曲疲

勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸的疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度計(jì)算得的模數(shù)m準(zhǔn)值m

=2.14

，并就近圓整為標(biāo)

=2.15，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=69.86mm

Z1=d1/m=69.86/2.25=30.14,取Z1=31 Z2=iZ1=1.633?31=51

5) 幾何尺寸計(jì)算 A) 計(jì)算分度圓直徑

d1=Z1m=31?2.25=69.75mm d2=Z2m=51?2.25=114.75

B) 計(jì)算中心距

a=(d1+d2)/2=(69.75+114.75)/2=92.25

C) 計(jì)算齒輪寬度

b=φdd1=0.7?69.75=48.825

圓整：B2

D) 驗(yàn)算 F1

=49, B1=542T1d1

2?1.23?10

69.75

=352.7≥100,合適

2. 4. 2 倒檔減速齒輪

i倒=

i倒0iCVT

=3.1421.981

=1.3=1.28

=1.661

取倒檔小齒輪與惰輪的減速比i倒1 取倒檔惰輪與大齒輪的減速比i倒2

1）計(jì)算各齒輪參數(shù)

由于結(jié)構(gòu)的原因，倒檔大，小齒輪要有一定的間隙。故取倒檔小齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)與前進(jìn)檔小齒輪相同。令d1

=69.75mm,Z1=31,B1=54mm,m=2.25,則

d中=d1i倒1=69.75?1.3=90mmZ中=Z1i倒1=31?1.3=40

，

B中=B1-5=49mm

，

d2=d中i倒2=90?1.28=117mm

Z2=Z中i倒2=40?1.28=52B2=B中=49mm

，

2）驗(yàn)算

按齒面彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式σF確定式中各值 K值 KFβ1 KFβ KFβ2 KA

=1.18 KV1=10.8

2KT1YFαYSα

φdmZ1

≤[σ

=2.771

=KFβ中=1.20

KV=KV中=10.8 KF=KFZ中=2.794=10.8

=1.21

KV2 K2

=2.798

=1.75

Kα

=1.1

計(jì)算T值： T1

=1.23?10Nmm

T中 T2

=95.5?10?=95.5?10?

5600/1.891?1.3

385600/3.142

=1.6?10Nmm

=2.036?10Nmm

YFα1

=2.508

YSα1

=1.632

YFα中=2.40YSα中=1.67

YFα2

=2.312

YSα1

=1.706

φd=0.7

=1170MPa

查得 σHlim [σ]F1 [σ]F

σFE

=680MPa

1.18?680

1.4

=573.1

σFN

/S=[σ

]F中

1.2?6801.4

=582.9

[σ]F2 σF1 σF中 σF2 σF

1.21?680

1.4

=587.7

=279.8

2?2.771?1.23?10?2.508?1.632

0.7?2.25?40

2?2.794?1.594?2.40?1.67

0.7?2.25?40

=279.8

2?2.798?2.306?10?2.312?1.706

0.7?2.25?51

=208.4

≤[σ

]F 所以安全

2. 4. 3 減速軸距的調(diào)整

考慮到倒檔大小齒輪不能直接接觸，故軸距

＞

d1+d2

69.75+117

=93mm

調(diào)整中心距，取a

=107mm

，

=81.28mm

調(diào)整前進(jìn)檔齒輪，令m 前進(jìn)擋小齒輪d1 前進(jìn)擋大齒輪d2 Z1 Z2

==d1md2m==81.282.252.25

=2a1http://salifelink.com/news/55703B46C4C53E9D.html+i

=2.25=

2?1071+1.633

=id1=81.28?1.633=132.72mm

=36.12,取Z1=36

132.72

=58.99,取Z2=59

圓整 d1 d2 a b 圓整為 B2

=2.25?36=81mm

=2.25?59=132.75mmd1+d2

81+132.75

==106.875mm

=φdd1=0.7?81=56.7mm

=57mm

， B1

=62mm

驗(yàn)算：按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算

2KT1YFαYSα

2?2.82?1.23?10?2.52?1.625

0.7?2.25?36

φdmZ1

=274.9MPa≤[σ]F

2. 5 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算

2. 5. 1 輸入軸的設(shè)計(jì) 1）選擇軸的材料

選取45號(hào)剛，調(diào)質(zhì)，HBS=230 2) 初步估算軸的最小直徑

取發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時(shí)計(jì)算，此時(shí)，功率P

=25.12KW

=3200N/min

取A0

=110

d≥A03

P1n=110

25.123200

=21.86mm

3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初定軸徑及軸向尺寸

考慮錐輪的結(jié)構(gòu)要求及軸的剛度，取裝錐輪處軸徑dmin

裝配草圖如圖所示。

=30mm

，軸的

兩軸承支點(diǎn)間的距離為L(zhǎng)1

=245mm

4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 A. 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 a）計(jì)算壓軸力

錐輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)

fV=f/sinθ=0.3/sin14

=1.24

α=180

D1-D2

α155.5180

?60

=155.5

fVα=1.24?

?3.14=3.36

最大有效拉力Fea

=1000Pea/V=1.25?1.25?38?1000/44.36=1.34KN

由于鋼帶伸縮彈性小，可忽略離心力對(duì)預(yù)緊力的影響。故鋼帶預(yù)緊力

F0=

12Fea

fVαfVα

+1-1

?1.34?10?

3.363.36

+1-1

=718N

徑向壓軸力

Q=2F0sinα/2=2?718?sin155.5/2=1403N

b）計(jì)算軸的壓緊力

Qmax=

fVPVminμ

cos14

1.56?38?10560060

cos14

=5.1KN

?3.14?133.5?0.3

c）計(jì)算支反力

將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面，則垂直面沒有力的作用

RA=

1403245

?84=481N

RB=

Q-RA=1403-481=922N

d）作出彎矩圖

M=RALA=481?(245-84)?10

-3

=77.4Nm

e）作出扭矩圖，取a=0.6，

aT=0.6?75=45Nm

f) 計(jì)算彎矩

+(αT)2

=77.4+

=89.53Nm

g）校核軸的強(qiáng)度

按第三強(qiáng)度理論，計(jì)算彎曲應(yīng)力

對(duì)軸的抗彎截面系數(shù)W,采用近似算法

W=0.1d

=0.1?0.030

=2.7?10

-6

-1

89.532.7

?10

=33.2MPa≤[σ

]

所以安全。

2. 5. 2 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1) 選擇軸的材料

選取45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)，HBS=230 2）初步估算軸的最小直徑功率P 轉(zhuǎn)速n 取A0

=25.12KW

=3200/1.892=1691N/min

=110

d≥A0p1n1

=110

25.121691

=27.1mm

3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初定軸徑及軸向尺寸

考慮錐輪的機(jī)構(gòu)要求及軸的剛度，以及通用性要求取裝錐輪處軸徑

dmin=30mm

軸的裝配草圖如圖所示。

4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 A. 做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 a）計(jì)算徑向力

作用在中間軸上的壓軸力，大小與作用在輸入軸上的壓軸力相同，方向相反。

即徑向壓軸力Q

=1403N

中間軸上減速齒輪產(chǎn)生的徑向力減速齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T

=Pn=2?

3856001.891?60

?3.14

=123.0Nm

產(chǎn)生的徑向力，F(xiàn)1

Fr Fn b）計(jì)算支反力

2T1d1

2?123.069.75?10

-3

=3527N

=F1tgα=3527?tg20

=1283.7N

=F1/cosα=3527/cos20

=3753.4N

將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面H,垂直面V垂直與水平面H。

R2H=Q/189?(189-122

)=1403

/189?67=497N

R3H=

F1/223?(223-53.5)=3527/223?169.5=268N

R1V=

Fr223

(223-53.5)=

1283.7223

(223-53.5)=975.7N

R3V=Fr-R1V=1283.7-975.7=308N

c）作出彎矩圖

M1=R3HL1=2681?53.5?10

-3

=134.4Nm

=R2HL2=497?122?10

=60.6Nm

=R3VL3=308?53.5?10

=16.5Nm

d）作出扭矩圖

取α

=0.6

，α

=0.6?123.0=73.8Nm

e）計(jì)算彎矩

ca1

M1+(αT

=60.6+73.8

=95.5Nm

ca2

M1+M

223

+(αT)2

.4+16.5+73.8

=162Nm

f）校核軸的強(qiáng)度

按第三強(qiáng)度計(jì)算理論，計(jì)算彎曲應(yīng)力

=0.1d

W 對(duì)軸的抗彎截面系數(shù)W，采用近似算法，

=0.1?0.030

=2.7?10

-6

1622.7

?10

=60MPa≤[σ

-1

]

所以安全。

其它軸尺寸見零件圖，他們受力小于前面兩軸，故安全。

2. 6 軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算

主動(dòng)軸上軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算。計(jì)算壽命，本著CVT變速器五年壽命，按每天工作八小時(shí)，每年300天工作日

則軸承計(jì)算壽命Lh

=8?300?5=12000小時(shí)

主動(dòng)軸承采用兩對(duì)軸承，內(nèi)側(cè)選用46406型角接觸軸承。外測(cè)選用7206型圓錐滾子軸承。通過(guò)不同的尺寸公差保證角接觸球軸承主要承受徑向力，圓錐滾子軸承承受軸向力。 1. 對(duì)角接觸軸承，派生軸向力S

=0.68R

S1=0.68R1=0.68?841=572NS2=0.68R2=0.68?922=627N

所以軸向力A2

=S2=627N

=Fa+S2=627N

對(duì)軸承2，當(dāng)量動(dòng)載荷P取

fp=1.2，f1=1.00

=fp(XR+YA

)

，取X=1,Y=0

=70Kn

，A/R

=627/922=0.68≤e

P=1.2?(1?922+0?627P3f1

60nLh10

)=1106

11061.00

60?5600?12000

校驗(yàn)合格。

2. 對(duì)圓錐滾子軸承，由于只承受軸向力，P

要求軸承的工作壽命為一年，Lh

=fpA=1.2?5.1=6.1KN

=8?300=2400小時(shí)

pf1

60nLh10

6.11.00

60?5600?2400

=173Kn

采用車用特制軸承，采用特制加工工藝，可以達(dá)到使用標(biāo)準(zhǔn)。其它軸承計(jì)算忽略。

2. 7 錐輪處的鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算

主要失效形式是工作面壓潰選用8?36 按聯(lián)接強(qiáng)度校核

=2T?10kld

≤[σ

最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，T鍵的工作長(zhǎng)度l

=75

, 接觸高度K

=0.5h=0.5?7=3.5mm=30mm

=36mm

，軸的直徑d

2T?10kld

2?75?10

3.5?36?30

=39.7MPa≤[σ]P

校驗(yàn)安全。

其它鍵參數(shù)見裝配圖，檢驗(yàn)略。

3. 變速器的調(diào)控分析

3. 1 CVT的一般調(diào)控理論

對(duì)于車用的發(fā)動(dòng)機(jī)，在任一給定油門開度α下總有一個(gè)最佳轉(zhuǎn)速nd，

是得對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率Pd為最大或?qū)?yīng)的油耗率gd為最低。將不同油門開度下發(fā)動(dòng)機(jī)特性（如速度特性）的最大功率點(diǎn)或最低油耗率點(diǎn)連成曲線，便得到最佳發(fā)動(dòng)機(jī)曲線D或最佳經(jīng)濟(jì)曲線E, 如下圖a所示。這兩條曲線也容易轉(zhuǎn)化成如圖b所示的nd—a曲線。E, D兩條曲線及其所包圍的區(qū)域是CVT調(diào)速控制的重要依據(jù)。

隨著工況（油門開度，工作負(fù)荷）CVT須適當(dāng)調(diào)整變速傳動(dòng)比從而改變整個(gè)傳動(dòng)系的傳動(dòng)比，使車速發(fā)生相應(yīng)的變化，以保證發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速ne和功率Pe正好是最佳工作線E或D上的某個(gè)確定值nd和Pd，即保證在最佳工況下工作。根據(jù)CVT調(diào)控的一般理論（又稱“等轉(zhuǎn)速穩(wěn)態(tài)調(diào)節(jié)理論）,其傳動(dòng)比i的變化按下述方法確定。

為敘述方便，設(shè)離合器完全結(jié)合不打滑，CVT初級(jí)軸與發(fā)動(dòng)機(jī)軸可視為剛性聯(lián)接，則傳動(dòng)比i與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速ne(r/min)及車速V(km

/h)有如下關(guān)系

=0.377Rrne/ioV=Ane/V

(1)

式中 R——驅(qū)動(dòng)輪波動(dòng)半徑m，可視為常數(shù)

io——整個(gè)驅(qū)動(dòng)鏈除CVT以外的固定傳動(dòng)比，為常數(shù) A——0.377

于是，使ne

Rr/io=nd

的理想或目標(biāo)傳動(dòng)比可表為

（2）

id=0.377Rrnd/ioV=And/V

在行車中克通過(guò)傳感器測(cè)得ne，V，從而確定當(dāng)前實(shí)際傳動(dòng)比i同時(shí)根據(jù)存入微機(jī)ROM中的圖b及測(cè)得的a確定nd及id。若ne＞nd，i＞id，則發(fā)出并執(zhí)行減小傳動(dòng)比的指令;反之則發(fā)出執(zhí)行增大傳動(dòng)比的指令，直至ne=nd，i=id。這樣形成了一個(gè)閉環(huán)調(diào)控的基本邏輯。

然而，上述調(diào)控理論或邏輯至少有如下不足之處：首先，它只指出了傳動(dòng)比調(diào)節(jié)變化的方向，沒有指出變化的量或速率應(yīng)該遵循什么規(guī)律;其次，它只從系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)功率平衡來(lái)考慮問(wèn)題，對(duì)于常處于過(guò)渡平衡狀態(tài)中的實(shí)際車輛，往往會(huì)引起某種“誤操作”，造成整車性能的惡化；此外，這種調(diào)控顯然屬于滯后被動(dòng)跟隨式的，必須等到實(shí)際與理想工作參數(shù)有了偏差后（ne不等于nd，i不等于id）才進(jìn)行干預(yù)，難以實(shí)現(xiàn)最佳調(diào)控。

人們?cè)岢隽艘恍┌虢?jīng)驗(yàn)的調(diào)控規(guī)律，試圖改善上述不足之處。例如有人用以下公式來(lái)確定傳動(dòng)比調(diào)控的方向和調(diào)速率

di/d=k1(id-i)+k2did/dt （3）

式中 k1,k2——待定的非常系數(shù)

顯然對(duì)不同的車輛和發(fā)動(dòng)機(jī)，都要經(jīng)過(guò)大量的實(shí)驗(yàn)才能將其確定，故此法至少實(shí)用性方面受到了較大的限制。有鑒于此，尋找一種更合理適用的CVT調(diào)控理論或邏輯就十分有必要了。

3.2 CVT最佳調(diào)控邏輯

3.2.1 過(guò)渡狀態(tài)可得

根據(jù)【7】，對(duì)理想調(diào)速可得，式（2）微分

diddt

0.377RV?dndnddV?iddV?A?dnd

-=- ? ?

i0VVdt?V?dtAdt??dt

（4）

這是一個(gè)重要的公式，其物理意義可以理解為：若在當(dāng)前過(guò)渡（瞬態(tài)）平衡狀態(tài)下正好有ne

=nd,i=id

，則當(dāng)任一原因引起車速V,加速度

α及理想發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nd發(fā)生變化時(shí)（如加、減速過(guò)程，油門變化，路況

及載荷變化等），CVT必須使發(fā)動(dòng)機(jī)按上式確定的調(diào)速率調(diào)節(jié)傳動(dòng)比，才能使發(fā)動(dòng)機(jī)始終保持在最佳特性曲線E或D下工作，恒有i得與整車特性的最佳匹配。

式中第一項(xiàng)反應(yīng)油門開度α變化對(duì)調(diào)速率的影響，若α必然有dnd

/dt=0。dnd/dt

=id和pe=pd

獲

=cosst

，則

可由兩次采樣所計(jì)算的nd之差與采樣時(shí)間間

/dt=(dnd/dα)dα/dt

/dt

隔之比來(lái)確定；也可按dnd來(lái)計(jì)算，其中dnd

/dα

存

放在ROM中的圖2b曲線斜率，dα則可通過(guò)傳感器測(cè)得的α微分獲

得。式中第二項(xiàng)代表驅(qū)動(dòng)功率與阻力功率不平衡程度的貢獻(xiàn)，若兩者平衡則加速度a

=dV/dt=0。分析該項(xiàng)（設(shè)α=cosst,dnd/dt=0）可知，

在低速起步階段因車輛V較小而id和dV

/dt

較大，可獲得較大的調(diào)速率，

使V迅速上升；對(duì)于以高速行駛的車輛情況正好相反。這正是一種所期

nd和id則望的調(diào)速特性。式中的V和α可用速度傳感器和微分電路測(cè)得，

可根據(jù)α及V通過(guò)圖b確定。

不過(guò)，式（4）還不能直接用來(lái)確定CVT的調(diào)速方向和調(diào)速率，因?yàn)樗鼰o(wú)法處理f不等于ne不等于nd的情況，而任一不定因數(shù)的影響都可能導(dǎo)致這種情況的發(fā)生。

3.2.2 穩(wěn)態(tài)下有轉(zhuǎn)速偏差是的調(diào)速率

設(shè)在某油門開度α和傳動(dòng)比i下，驅(qū)動(dòng)功率Pt

=ηtPe（其中ηt

是傳動(dòng)

系機(jī)械小效率，按常數(shù)處理）和阻力功率PZ在某點(diǎn)e達(dá)到了穩(wěn)態(tài)平衡，車速V，如下圖所示：

然而，平衡工作點(diǎn)e并為與理想的目標(biāo)工作點(diǎn)重合，即i不等于id，

不等于nd。顯然此時(shí)需要增大傳動(dòng)比使驅(qū)動(dòng)功率曲線Pt向左“平移”

到Pw曲線位置上（注：在對(duì)數(shù)坐標(biāo)中才真正意義上的平移，而在自然坐標(biāo)中，對(duì)應(yīng)不同傳動(dòng)比的各Pt曲線最大，最小值應(yīng)盡量一樣，但曲線斜率和覆蓋的速度域?qū)挾葏s有所不同，稱“平移”只是為了形象和方便），從而使d

→d0,e→d,i→id,ne→nd

，達(dá)到理想工作狀態(tài)。

現(xiàn)在的問(wèn)題是，如何確定這種調(diào)節(jié)過(guò)程中的適當(dāng)調(diào)速率？為此做如下合乎情理的假設(shè)：1）發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速偏差?n此范圍內(nèi)可以認(rèn)為使d

=nd-ne

的范圍不大；2）在

→d0和使e→d完全等效。

有上圖可知，要使e→功率增量?P

=Ptd-Pte

，應(yīng)該增大傳動(dòng)比i來(lái)獲得一個(gè)附加的驅(qū)動(dòng)

=ne=cosst

。這相當(dāng)于在始終保持ne條件下，不

斷減小傳動(dòng)比，把以d為工作點(diǎn)的Pt曲線向右“平移”到Pn與假象阻力功率Px在d1點(diǎn)平衡這一過(guò)程中的逆過(guò)程。這個(gè)向右“平移”過(guò)程的調(diào)速率，類似于式（4）的第二項(xiàng)，表為：

diddt

=-A

nddVVd

=-A

ndVd

式中ad

=dVd/dt=3600?P/δmVd

是使調(diào)速過(guò)程中心保持不變所應(yīng)產(chǎn)

生的加速度：

δ——轉(zhuǎn)動(dòng)質(zhì)量轉(zhuǎn)換常數(shù) m——整車質(zhì)量，kg 于是其逆過(guò)程的調(diào)速率表為：

didt=-

diddt

ndVD

3600An

δmV/dt

顯然，隨著e→

d→d0

，?P,ad及di

都將不斷減少，直到d，d0，

三點(diǎn)重合，此時(shí)di

/dt=0

出于事實(shí)上在每個(gè)瞬時(shí)的Pt曲線上都有i

Vd=And/i=Vnd/ne

didt

=Ane/V=And/Vd

，即

，故可從上式中消去Vd，得

3600

δmA

?P=C

式中 C ?P

=3600/δmA

=Pt-Pt=ηt(Pd-pe)

它可根據(jù)已存入微機(jī)ROM中類似于圖a的發(fā)動(dòng)機(jī)速度特性Pe

-ne

曲線，

按取樣及計(jì)算得到的ne，nd來(lái)確定。不過(guò)，該?P的定義只適用于Pe

-ne

曲

線單調(diào)上升的那一段。對(duì)于工作實(shí)際轉(zhuǎn)速ne大于曲線上的最大功率點(diǎn)轉(zhuǎn)速

nmax

的特殊情況，則應(yīng)先取?P

=ηt(Pe-Pmax

)強(qiáng)行減小傳動(dòng)比；待工作點(diǎn)回

到Pe單調(diào)上升的主段后，再按前述定義的Pe調(diào)控。

4. 總結(jié)

總的來(lái)說(shuō)，這次設(shè)計(jì)是成功的，可以代替原有的變速器，達(dá)到了設(shè)計(jì)的目的。但由于經(jīng)驗(yàn)，時(shí)間等方面的原因，還存在著問(wèn)題與不足。主要表現(xiàn)在以下幾點(diǎn)：

1）金屬帶摩擦副的磨損問(wèn)題

在以前的試驗(yàn)中，得到鋼對(duì)鋼的摩擦副在工作中的耐磨損性能不好，雖然這次設(shè)計(jì)改選用陶瓷合金材料，理論上滿足了工作要求，但實(shí)際情況仍需檢驗(yàn)。同時(shí)由于對(duì)摩擦副工作情況的研究還不是很深入，關(guān)于摩擦，磨損的機(jī)理了解的不夠，也限制了金屬帶式CVT的設(shè)計(jì)。隨著我國(guó)材料工業(yè)的發(fā)展和對(duì)金屬摩擦副的深入研究，選用新型的耐摩擦材料副，設(shè)計(jì)更加合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)，這個(gè)問(wèn)題是可以解決的。

2） CVT零件結(jié)構(gòu)尺寸，材料的選擇

由于參考資料的缺陷，我們只能采用機(jī)械設(shè)計(jì)的參考標(biāo)準(zhǔn)（參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》）來(lái)確定CVT各零件的結(jié)構(gòu)和尺寸。但汽車設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)與一般機(jī)械設(shè)計(jì)存在著一定的差別，使得我們?cè)谶@次設(shè)計(jì)中，選用安全標(biāo)準(zhǔn)偏高，材料不夠優(yōu)良，直接導(dǎo)致CVT結(jié)構(gòu)尺寸偏大，質(zhì)量增重。可以相信，采用汽車設(shè)計(jì)的標(biāo)準(zhǔn)，可以使這種CVT結(jié)構(gòu)更加的短小緊湊，從而在整車設(shè)計(jì)，拆卸安裝時(shí)，給設(shè)計(jì)者，修理使用者更大的方便。

5.致謝

本篇論文是在我的導(dǎo)師程文泉老師悉心指導(dǎo)下完成的，他對(duì)這篇論文的寫作提出了許多寶貴的意見，并在研究方法上給予了許多指導(dǎo)。程老師研究問(wèn)題的方法、廣闊的學(xué)術(shù)、視野和對(duì)研究工作的執(zhí)著態(tài)度讓我在學(xué)習(xí)和做人方面受益匪淺。因此我要首先感謝我的導(dǎo)師程文泉老師。同時(shí)感謝在本論文寫作過(guò)程中本文其他不少的老師和同學(xué)的關(guān)心及幫助，在這幾年的學(xué)習(xí)和生活中，班上的同學(xué)、授課老師及輔導(dǎo)員老師給了我許多生活和學(xué)習(xí)上的幫助，并一同度過(guò)了許多美好的時(shí)光，真心感謝他們！

6.參考文獻(xiàn)

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[3] 王吉會(huì) 材料力學(xué)性能.天津：天津大學(xué)出版社，2006，9.80~130

[4] 張建中周家澤機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ).北京：機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)，2007，8.169~360

[5] 于慧力潘承怡向敬忠馮新敏編著機(jī)械零部件設(shè)計(jì)禁忌.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2006,10.80~145。

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