小功率机械无级变速器结构设计摘要机械无级变速器是一种调速传动装置 , 该装置能适应自动化和机械化发展需求，并 且能改善机械运转过程的性能指标 本文主要详细阐述摩擦式机械无级变速器的机械结 构、工作原理、设计方案选取、计算方法、润滑密封及选材等多方面的知识，并由此给 出本文中设计的无级变速器的理论的依据该装置的传动钢球轴的偏转设计是用一种加压装置来实现推动的， 通过改变钢球的 半径大小来实现钢球外推式式无级变速器输出轴的转速变化 本文通过研究传动过程中 变速装置的钢球，主从动轮和外环的设计原理以及它的受力情况 ; 详细的计算并推导了 该种减速传动装置设计的理论公式；并通过设计参数进行了具体的计算设计完成了所 计算的该种传动变速速装置的整体装配图和主要传动零部件的的工程图， 通过这些图纸 更加直观的将该传动机构的原理和结构等方面的要求表达得更为清晰准确这种无级变速器具有非常实用的使用价值同时还有良好的机械结构和性能优势 该 种无级变速装置可以进行大规模的批量生产其主要特点是： 1.调速范围空间大； 2. 功 率稳定性强； 3. 可以完成正反转和升降转速等多种模式进行工作 ;4. 传动平稳，抵抗冲 击能力强； 5.可以输出较大的功率； 6.使用寿命长； 7.工作可靠，维修方便。
关键词 ： 钢球外锥轮式，摩擦式，机械无级变速器14SMALL POWER MACHINERY V ARIATORSTRUCTURE DESIGNAbstractThe mechanical stepless transmission is a kind of speed regulating transmission device which can meet the needs of automatic and mechanized development, and can improve the performance index of mechanical operation process.This article mainly elaborated the friction type mechanical stepless transmission of mechanical structure, working principle, design scheme selection, calculation method, lubrication, sealing and material aspects of knowledge, and thus given in this article, the design of stepless transmission theory basis.The device of the steel shaft deflection design is to use a pressure device to realize the drive, by changing the radius of the size of the steel ball steel ball extrapolation try stepless transmission output shaft speed changes. In this paper, the design principle of the driving wheel and outer ring and its stress are studied by studying the steel ball in the transmission process. The theoretical formula of the design of the deceleration drive device is derived in detail. And the design parameters are calculated.Completed the whole calculation of this kind of variable speed transmission device and the main transmission parts of engineering drawings, assembly drawings with these drawings more intuitive to the transmission mechanism to meet the requirements of the principle and structure of the expression is more clear and accurate.This kind of stepless transmission has very practical use value and has good mechanical structure and performance advantages. This kind of stepless variable speed device can be used for mass production.Its main features are:1. The scope of speed regulation is large; 2. Strong power stability; 3. Can complete the work of multiple modes such as positive and negative rotation and lifting speed. 4. Stable transmission and strong resistance to impact; 5. Can output large power; 6. Long service life; 7. Reliable work and convenient maintenance.Key words: Steel ball outside cone， mechanical stepless transmissio，n friction第一章绪论1.1毕业设计要求毕业设计内容：通过对比多种设计方案，并从中选择出合适的设计方案，并对机械 无级变速器传动装置的机械结构进行分析计算。
主要的过程和内容：完成机械无级变速 器变速传动装置的总体设计方案，选取合适的电动机，计算该类型传动装置的运动和动 力参数，对关键的核心零部件进行强度校核和寿命计算同时在结构设计时也要考虑制 造成本的问题，应使制造成本尽量的小安装拆卸方便 ，外观要匀称、美观，调速灵活 多变，并且不能出现卡死和堵转等现象发生，能实现无级动态的调速过程；关键部件满 足强度和寿命要求工作量要求：完成1张整体的装配图，2张传动的重要零部件工作图，编写1份毕 业设计说明书设计条件：1） 输入功率：P=1.5kW2） 输入转速：n=1500 r/mi n3） 调速范围：800-2500r/min4） 工作时间：两班/8h， 寿命：5年设计内容：1） 机械无极变速器调研；2） 变速装置整体的方案确定及结构设计；3） 机械无极变速器的参数确定；4） 主要零件的结构设计与计算；5） 主要零件的校核6） 整体的机械结构设计，绘制成套的二维设计图纸及撰写设计说明书1.2机械无级变速器的发展史早在19世纪70年代，机械无级变速器就已经开始被提出，但因为当时加工所需材料与制造工艺等因素的条件限制，机械无级变速器发展极其的缓慢 直到1970年以后, 一方面随着金属冶炼技术的日渐成熟和热处理技术的不断改进 ，高档数控机床和精密与超精密加工等装备的出现和发展，解决了机械无级变速器的研制和生产过程中的限制因 素；另一方面，随着生产制造工艺实现自动机械化，以及在一些十分重要的地方要求提升 机械的工作性能，需要大量的广泛使用无级变速装置。
所以在这种背景下，机械无级变速 装置得到了十分快速和广泛的发展 开始时主要研制和生产的国家主要掌握在少数的发 达国家手里，例如：德国、日本、美国、意大利和俄国等产品大约有 30多种结构型式，但大体上可分为链式、摩擦式、脉动式及带式四种类型日本人在1987年把使用CVT作为变速传动装置的汽车投放入市场得到了广泛的关 注并且获得成功之后欧洲也将 VDT-CVT型号变速传动装置用于排量为1.1-1.6L的小 轿车上随着科学技术的不断进步与发展，节约能源和环境保护意识被全球性的能源危 机引发而逐渐的被提高，在积累了第一代的 CVT型号变速传动装置的经验后，逐步研究 开发了转矩更大、性能更佳的变速传动装置（CVT当前，全世界各大知名的汽车公 司为了提高公司汽车产品的核心竞争力， 都在极力的进行CVT变速传动装置的研究开发 工作目前在TOYOTANISSAN GMffi FOR等世界最为著名的汽车品牌中，销售的轿车 都使用了 CVT变速传动装置，全世界使用CVT作为变速传动装置轿车的年产量已达到将 近50多万辆值得我们格外注意的一件事是，使用 CVT作为变速传动装置的汽车市场中，由最初的日本、以德国为代表的欧洲等市场，已经逐步的渗透到以美国为代表的北 美市场以及中国国内市场，因此说无级变速汽车是当今汽车行业发展的重要趋势之一。
1.3机械无级变速器的研究现状当前无极变速器已经在各类机械行业中得到了十分广泛的应用与发展 ，无极变速器的变速传动原理研究也越来越广泛为了实现无极变速，以前的机械无极变速器只依靠 摩擦的方式进行传动，由于摩擦传动方式具有不可消除的缺陷，因此很难实现大功率的 传动变速过程；所以具有摩擦力小且传动效率高的无极变速装置的传动研究已经逐步成 为当前国内外的主要研究方向随着科技近几年来的不断向前快速发展、新材料的不断发展和改进，以及加工制造 技术的日益提高，以CVT作为变速传动装置机器正朝着以下几个方面提高：在结构上，目前CVT的变速传动装置在结构基础上通过应用新型材料使变速器变得 更加轻巧紧凑，同时还使结构可靠性在优化后得到保障在性能上，通过对传动装置与钢带的改进使CVT的变速传动装置可以广泛的应用于 大排量的轿车，因为结构及啮合部位摩擦损失的能量减少，所以 CVT的变速传动装置在传动效率方面也会有大幅度的提高同时CVT的变速传动装置与其相对应的发动机结合 也可以得到更多更好的操控性、节油性和舒适性，CVT和CVVT两种型号变速传动装置配 合使用是当前使用的较好的组合形式 近年来通过相关技术的引进-消化-吸收-再创新, 机械无级变速器的研制和生产制造在国内出现了新的发展方向。
在控制系统上，通过对现有控制系统控制精度的改进，使之完成对传动速比、离合 器与夹紧力等方面的控制同时对轿车在不同路况下的动力需求也更加贴切，而动力的 需求控制是一台优质CVT型号变速传动装置的前提条件汽车产业是我国重要的民族工业之一，并且我国汽车销售市场有巨大的发展空间使用自行研究开发生产以CVT乍为变速传动装置，它的成本基本没有太大的变化，这一 点充分的说明了以CVT乍为变速传动装置的汽车市场前景十分乐观在世界范围内，发 展潜力最大的汽车市场在中国，CVT的变速传动装置技术在各种中小型汽车发展史上具 有十分重要的变革意义在所有的无级变速传动装置中，应用广泛的无级变速传动装置 是金属带式无级变速器，所以攻克CVT的变速传动装置传动原理和控制方式等关键核心 的技术，对我国国产轿车的性能改善，并对我国挑战国外发达国家在 CVT方面的技术具有十分重要的意义它不仅能能带来巨大的社会和经济效益，还对我国汽车工业的繁荣 发展和相关工业的发展起到促进作用1.4机械无级变速器的特点和应用CVT作为变速传动装置技术即无级变速技术，它的主、从动轮工作半径可以改变， 采用主、从动轮和控制装置的配合使用来传递动力。
是一种在一定的输人转速情况下来 保证输出转速可以在一定范围内进行连续不间断变化的运动和动力传递机构 该装置包含：调速、变速传动及加压和输出机构无极变速传动装置近年来已在汽车行业开始广 泛的使用无级调速装置，目前在汽车上以CVT作为调速的传动装置大部分都是采用摩擦 传动，其磨损严重，功率小效率低，主要通过摩擦力来实现动力传递无级变速传动装置在汽车上的实际应用，大大的提高了汽车的使用性能，同时也带动无极变速器在汽车 上的广泛发展，CVT的变速传动装置技术是推动汽车行业发展最有前景的一种有力式 由于CVT的变速传动装置可以实现速比的无极连续变化，能够实现发动机的工作点和变 速传动装置的最佳匹配，大大的降低了汽车的排放量，提高了整体的性能目前在汽车 上用无极变速传动装置作为传动系统，有非常大的发展空间，促使 CVT的整个系统往机械化、自动化方面发展而其结构简单紧凑，便于拆卸、价格合理，已经使 CVT广泛应用在纺织、冶金、石油化工、制药、和电子等领域的机器中1.5本文研究的内容本文主要是对机械无极变速器的发展背景、特点进行概述通过传动比的计算，确 定本次设计无极变速器的调速范围，以及给定的功率参数在机械设计手册第五版表 10.3-1中选择，从28种原理方案中选择出符合参数条件的六种原理方案；并对符合条 件的原理方案的优缺点进行分析对比，从中选择出钢球外推轮式作为本次设计的原理方 案。
并对轴和轴承的设计计算、校核进行详细的说明，此外还对调速机构的设计计算、 受力情况分析及加压装置等方面的设计计算进行说明，并且绘制出整体的装配图、重要 的非标零部件图通个以上的说明，设计出本文选择的以钢球外推轮式为原理方案的无 极变速器第二章机械无级变速器总体方案2.1电动机的选择与传动比的计算2.1.1电动机的选择所需设计的钢球外锥式无级变速器的主要技术参数为：输入转速 n = 1500r/ min ,输入功率p =1.5kw，调速区间在Rn =800~2500r/min的范围内在机械设计课程设计表 19-1 中查得：Y100L1 — 4型电动机(p=2.2kw, n=1430r/min )符合2.1.2传动比的计算变速比：r _ imax _ 2500 _ 3 2 imin 8002500 =1.8传动比：imaxi min 二1430800 =0.61430根据变速比、传动比以及给定的功率参数选择合适的原理方案，在机械设计手册第五版表10 3-1中查得，其中有六种原理方案符合本次的设计参数2.2机械无极变速器原理方案2.1.1钢球长锥式无级变速器低速 高速图1 RC型变速器结构简图0图2 RC型变速器的机械特性图1是一种钢球长推锥式无级变速传动装置的工作原理简图。
不需要加压装置，而 是通过钢环的弹性楔紧作用就可以实现自动加压由于两对分离轮被两轴线平行的长锥 替代，并且通过移动的钢环来实现连续变速的，其调速范围由于长锥的锥度较小而受到 一定的限制，且结构简单机械特性如图2所示特性参数为：变速比 氐岂4,传动比 "些=o.5〜2,机械效率"-0.85，输入功率R兰3.7kwRC型变速器可实现升速和降速功能，一般用于机床和 纺织机械等，有自紧作用不需加压装置2.1.2滚轮平盘式无极变速器原理简图如上图所示，通过小齿轮左右滑动，改变工作半径来改变传动比特性参数is =0.5~2;Rbs = 4（单滚）、（双滚）；R E4kw;H =0.8~0.85滚轮平盘式无级变速器属于相交轴，升、降速型，可逆转；用于机床、计算机构、测速机构2.1.3钢环分离锥型无级变速器图1原理简图图2机械特性特性参数：1is = — ~3.2；Rbs 叮0(16); R =0.2 〜10kw； =0.8〜0.95钢环分离锥式是3.2平行轴分布同时可实现对称调速功能的一种变速装置，钢环自紧加压；用于机床，纺织 机械等2.1.4齿链式（滑片链）无极变速器图1原理简图图2机械特性特性参数：is=0.4~2.5;Rbs=3~6;R=0.75~22kwJ = 0.9 ~ 0.95。
齿链式无极变速器是平行轴分布同时可实现对称调速功能的一种变速装置；广泛用于纺织、重型机械和无滑差机床等各个领域2.1.5普通V带、宽V带、块带式无极变速器V带），R 兰 40kw，橡胶、图1原理简图特性参数：is =0.25 ~ 4 （宽 V带、块带），氐=3~6 （宽R 兰55kw,Rbs =2~10（16）（块带式）;<44kw,R.^ 1.6 ~ 2.5（普通 V 带）,= 0.8〜0.9其属于平行轴，对称调速，尺寸大；用于机床、印刷机械、电工、 农机、纺织、轻功机械等2.1.6钢球外锥轮式无级变速器图1中，通过钢球的挤压改变中间元件的 半径来改变传动比特性参数:1is二~3,志乞9,R =0.2~12kw, =0.8~0.9属于同轴线，升降速型，对称调速；用于纺3织、电影机械、机床等2.3方案的比较与选择通过对比上述六种设计方案并从中选出合理的设计方案方案1：钢球长锥式无级变速传动装置在结构上简单， 并且由于在调速过程中控制钢 环移动的装置设计难度系数过大，需要高精密的装置才能实现，故对增大材料和设计的 难度，增加其制造成本因此设计显得不合理方案2:滚轮平盘式无极变速器机构简单，在调速时控制齿轮移动装置复杂，且两个 齿轮在移动中啮合困难，结构设计难度大，故可行性低。
方案3:钢环分离锥式无极变速器用两平行的锥轮代替分离轮， 通过钢环移动来变速 由于锥轮的锥度小，则变速范围受到限制，选择空间小而且因为钢环内锥顶点与锥轮 顶点的位置不一致，及其容易发生几何滑动，降低了传动效率，故实际符合情况低方案4:齿链式无极变速器结构复杂，并且齿链工作时噪声大，对润滑需求和润滑油 的质量要求大，及工作时有一定冲击，使其传动不平稳，可靠性降低，故选择性低方案5： V带式无极变速器结构简单，并且负载过大时皮带容易打滑、弹性滑动、发 热等现象，能量大损失大，造成传动效率降低，所以可选性低方案6:外锥轮式无级变速器不仅结构较简单，且该种无级变速器还有以下特点：（1） 输入轴与输出轴选用相同的轴，并且轴的结构对称，加工制造方便，输入、输 出端互换性良好2） 传动效率高和恒功率输出的优点3） 变速范围大4） 有自动加压装置5） 能再运行过程中调速6） 传动功率比较大因此选择此变速器方案为设计方案，对该原理方案中实现调速原理与传动比的计算 公式进行分析推理，同时对该变速器的装置进行部分优化设计2.4钢球外锥轮式无级变速器调速原理分析图1图1为外锥式无级变速器调速的原理图在图 1中的中间轮为钢球，接触方式是点 接触。
通过改变中间轮的回转轴线倾斜角来改变两侧的工作半径从而实现变速的功能通过对该图的原理进行分析推导，得出传动比i与倾斜角二、钢球工作半径di、d2及锥 面直径Di、D2的关系，即传动比与倾斜角的关系，如下所示如图1所示：R为钢球的半径，:为锥轮锥顶半角，取:=45 0 由图得.QMO = . 1 =:而 QMN MQO =/PQO QOP 二 90即.QMN =/QOP =二贝U . NMO - ：—-同理可推得• OFE二二汽在三角形OM中，cosG —二）=如亚Lom 2R在三角形OEF中，cos（ F = -Lef 生COS（： ■-）cos（： — 丁 ）Lof 2R从而得到两侧工作半径di、d2之间的关系，即5 =2Rco邑 ）d2 2Rcos（a -日）从图1中可得：LPa = LbcPOM =90 - NMO - QOP =90 -（： - 旳 - v - 90 -：COF =/COE EOF =90 -（： 巧 v - 90 -：在三角形 POM中, sin POM =sin（90 - ：）二血=仏 D2厶2Lom R在三角形 COF中, sin COF 二 sin（90 - ：） Lcf = LcfLof R贝y Lpa - D2 / 2 Lbc _ D1 / 2贝 R R通过化简得到两个锥轮的直径相等，即 D2 = D1、 1在接触点F的线速度为：V = - df ■2在接触点M的线速度为：V2 =丄d2「同一个钢球上任意点的角速度-都相等，从而两点间的线速度之比等于其半径大小 之比，即也二虫V2 d2传动比』巴=_1 Vl/D1 =VLD£n? ©2 V2 / D2 V2 Did1 cosC -） d2 cosC _ Hsin（： -v） cosC _ "=tan（： 一"通过以上的分析推理，得出该原理方案的传动比与倾斜角的关系，即- arctani， 因此，该方案的调速原理就是传动比i与钢球回转轴线的倾斜角二有关，即此传动比随 着回转轴线的倾斜角改变而改变。
第三章钢球外锥轮式无级变速器重要零部件的计算3.1主、从动轴上锥轮与钢球的计算1. 试确定传动件的主要尺寸选材料：钢球、外环、锥轮及加压盘等关键零部件均使用的是 Gr15材料，摩擦系 数f =0.04，表面硬度为HR61，许用接触应力，传动件 X丨=2200~2500MPa，加压元 件卜」-4000~5000MPa2. 预选有关参数为：传动钢球个数为Z =6，锥轮锥顶半角为二=45，加压钢球数为m=8，锥轮与钢 球之间的直径比G HD/dq =1.5,载荷系数Kf -1.25,机械效率「-0.83. 有关运动参数的计算由调速范围 800 ~ 2500 r/min Rn 二 2500 二 3.2800传动比 i max 1.8 i min 0.61430 1430钢球支撑轴承的极限转角：= : -arctanlmax=45 -arctan1.8 =-15.945 （增速方向）^2 = -■ -arctan min =45 -arctan0.6 =14.036 （减速方向）4. 确定传动钢球的直径dqcos： cos45;曲率系数：cos 0.19072 汉 G + cos 3 + cos45由cos，，根据 值查表25 2-20 （机械设计手册4）得:一1.14 ,'二0.883， 则（I）-1 = 0.9934，代入公式2Z 2ci cos：fZnJmin366828 0.9934 3 1.25 1.5 0.8 (2 1.5 cos45 )2"(2.2 ~ 2.5) 104 1.5 ： 0.04 6 1500 0.6=4.44~ 5.04cm表3-1 单位mmP107.55.54.03.02.21.51.10.750.53一一一一一一69.8563.557.1547.6255118.475107.95101.688.976.269.8563.557.1547.625426112.125101.688.976.269.8563.557.1547.6254236.5137101.688.976.269.8563.557.1547.6254236.513一888.976.269.85一一一一一一一通过计算的传动钢球直径dq，以及输入功率P从表3-1中选取标准的传动钢球直径 dq，取 dq = 47.625mm。
锥轮的直径 =D2 =Gdq =1.5 47.625 = 71.4375mm圆整取D二D^ 75mmD 75则 C1 1 1.57480315dq 47.625验算接触应力卜:j1口 = 366828 , JKnRH(2c1+cosa产J1 〉2口 1 fn1ZImin366828 0.9934 3 1.25 1.5 0.8(2 1.5 cos45 )21.5 47.625 1 0.04 1500 6 0.6= 2331.11 MPa由于接触应力tjJ=2331.11MPa介于材料 Gr15的许用接触应力「=2000~2500MPa区间内，所以该计算过程的参数可以满足需求5. 相关尺寸计算钢球中心圆直径D3D3 =(g cos_："dq = (1.57480315 cos45) 47.625 = 109mm钢球侧隙.：sin 1 dq-^1.57480315 cos45 sin^-1 47.625 = 1.4mm外环内径Dr由公式 Dr =D3 dq =109 47.625 = 156.625mm外环轴向截面圆弧半径 RR=(0. 7 ~ 0dq8)取 R = 36mm锥轮工作圆之间的轴向距离为B 二 dqsin : - 47.625 sin45 = 33.68mm 取 B=34mm3.2加压盘的设计与计算1. 钢球式自动加压装置该加压装置由加压盘、保持架、钢球、弹簧和摩擦轮等零件组成，加压盘均布的每 个V行槽内都有一个钢球，加压盘和摩擦轮之间靠改变调整垫圈的厚度来调整弹簧的预 压力及变形量来实现自动加压的。
2. 加压装置主要参数计算加压盘作用直径dpdp =(0.5~0.6)2 =40mm式中D1——锥轮的直径加压盘V行槽的倾角■* fD1 * / 0.04沢75、“卅=arcta n = arcta n( ) = 6.05dpsi n^ 40 r in45”取，=6 30'其中:•—锥轮锥顶半角；—锥轮与钢球的摩擦系数由加压钢球按经验公式得：1 1 dpy = (—~ )dq =4.7625 ~ 7.9375py 冷 io q取滚子个数m =8，横向中间截面的半径尺寸为 r2 = 0.8cm，轴向截面内圆弧半径尺寸为* =8cm检验其强度：每个加压滚子上法向压紧力 Qy:Qy= 1.91 107knRH sinamcos ■ fn 1imin D1= 1.91 1071.25汉 1.5汇 0.8汉sin45°8 cos6 30' 0.04 1500 0.6 75= 943.97MPa加压滚子曲率系数根据• =0.8182，系数〉=2.38，贝心— 0.79，选取 Kz=1.1~1.2计算出加压盘的最大接触应力为:865 1 1 2=865 汇 0.79 況 *.1 況 943.97(- +—)2Y 8 80= 1843.44MPa由校核强度 叭兰［aJ=4000~5000MPa，满足设计要求。
3.3调速涡轮槽型曲线的计算通过对图3-2的分析，计算调速涡轮槽型曲线的尺寸图3-2调速涡轮的槽型曲线在调速过程中，蜗轮转角通常在：=80 ~120的区间内变化槽型曲线用圆弧曲线进行代替，同时变速槽的中心线也一定要通过 A,B,C三点，它们的极坐标(O点为极点) 分别为：其中 l =0.5(dp ) (0.5 ~1.0) =0.5(47.625 10) -(0.5~1.0)30mmi =imax时, A=0，RA=0.5D3—lsinrmax=0.5 109 —30sin15.945 = 46.3mmi max1 - imaxl・890 =6750.6+1.8Rb=0.5D3=0.5 109=54.5 mmi Fmin时， c = ‘r =90：, RC h0.5D3 丨 sin r min =0.5 109 30sin14.036 " =61.8mm定出A,B,C三点位置并用作图法作出相应的圆弧半径 R及圆心O，槽宽取10mm3.4输入、输出轴的计算1. 输入轴上零件的装配方案的拟定轴结构设计的前提条件是预先完成轴上零件的装配方案， 即完成轴上主要零件的装配方向、顺序和配合关系所以该装配方案对轴的基本形式起到了决定性作用。
本文选 择的装配方案上零件有轴承端盖、轴承、加压装置、套筒、锥轮等零部件来装配，具体 见装配图2. 输入轴上零件的定位轴上零件均要进行轴向和周向定位，其目的是保证其准确的工作位置工作效率，避免轴上零件受力时发生轴向或周向的相对运动定位方式采用的是轴肩、套筒和轴承端盖等零件确保的3. 计算输入轴的最小轴径选取轴的材料为经过调质处理的 45钢，根据机械设计教材中表15-3可知人=112，则有:4. 由轴向定位要求确定输入轴的各段尺寸图3-3输入轴与锥轮连接处为输入轴的最小直径，锥轮的工作直径为 D^ 75mm，为了保证轴与锥轮配合对称性良好，采用锥轮标准的推荐直径为20mm即V轴安装锥轮为过渡配合， 故取dVi =21mm， LV| =28mm，V轴安装加压盘及轴承，通过花键来实现对锥轮端面的 固定，从而结合轴径的选择选取花键尺寸为 6 2仆7二「11 “「io，则轴的尺寸为Lv =30mm，dv =25mm， IV轴段上的轴肩对ill、V上的轴承起定位作用，取 dIV =30mm, LIV =14mm， Ill 轴段安装一轴承，取该段 dlll = 25mm， L lll = 16mm，轴 II 安装轴承端盖，对轴承挡圈有定位作用，取 dll = 23mm， Lll = 25mm，直接采用毡圈密 封，轴I安装V带，取dl =21mm, Li =35mm。
到这已基本上完成了轴的各段直径和长度其中，退刀槽的槽宽2mm深2mm由表6-1 （机械设计教材）查得I轴上平键截面：b h =6mm 6mm，键槽用键槽铣刀加工，长度丨=28mm， II轴上平键截面: b h =8mm 7mm，长度I =18mm为保证轴与锥轮的对中性良好，所以选择其配合为 也参考表15-2取轴端倒角为C1n6为减少工艺和和保证轴良好的互换性，并根据输出轴上的最小轴直径估算为dmin=13.8mm，输入轴上的最小轴径d =21mm ■ dmin符合要求,所以本文选择主、从动轴完全相同的方式进行设计3.5轴承的选取由于滚动轴承不仅可以承受径向力作用，还可以承受轴向力作用，并且根据轴的受 力情况和工作要求，初步选择滚动轴承轴 III上的轴承主要用来平衡轴的轴向载荷，由dm -25mm在表13-3 （机械设计成设计）中选择型号为 7305C的角接触轴承（摘自 GB/T292 -1994 ）轴dv段主要承受径向载荷作用，只需在轴 V段上安装深沟球轴承配合承受径向载荷即可，根据dV =25mm,故从表13-2 （机械设计课程设计）选取型号 为6005深沟球轴承（摘自 GB/T276 -1994 ）。
3.6端盖的设计计算轴承及变速器的结构决定了端盖的尺寸，左右两端的端盖相同，其结构和计算公式 由机械设计课程设计表4-15选取，具体见装配图3.7调速机构的设计计算1. 调速机构的设计调速机构的作用：按工作要求，通过改变传动钢球回转轴线的倾斜角使其工作半径 变化，来改变其传动比来输出速度，从而实现无级变速变速器中传动机构和滚动体结构不同，其调速机构也不同，但基本原理都是调速时 使滚动体沿另一物体表面作相对运动的方式，一般是直线移动和旋转（摆动）两种力式⑺ 因此将调速机构分为以下两大类：（1） 使滚动体移动来改变工作半径的一种调速机构2） 通过使滚动体的回转轴线的偏转来改变工作半径的一种调速机构本文选用第二种调速机构，通过涡杆与涡轮组合而成的普通圆柱蜗杆传动机构通 过涡杆与涡轮控制钢球围绕其轴心转动，改变钢球主、从动侧工作半径来调速采用单 头蜗杆来增加自锁性，设计时保证调速涡轮避免与其它零件发生干涉 ⑺0传动钢球回转轴偏角二与手轮转角：关系为：• M=arcs ina sin z -Z2bcos 互：Z2-e2 +(asi n^Z2+ b cos兰 PZ22. 圆柱蜗杆传动的计算根据设计要求，要求反行程具有自锁性，即蜗杆带动涡轮。
则蜗杆的齿数 乙=1，由于 是动力传动，根据推荐值取 Z2 =62 （机械设计表11-1），则传动比i =62本次 乙设计用蜗杆传动控制钢球转动，因转动速度不会太大，故采用浸油润滑故取输入转速m =1430r/min则涡轮上的转矩 T2 =9.55 106— -9.55 lO6^5 08 =496867 N mmn2 1430/62其中因工作载荷稳定，故取 K—1,由表11-5（机械设计）选取使用系数Ka=1.15，由于 转速不高、冲击小取动载系数 KV =1.05则载荷系数 K= KaK ：Kv =1.15 1 1.05=1.21根据涡轮材料为铸锡磷青铜且蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，从表11-7中查得涡轮的许用应力 1 =268MPa则 L J = 0.8134 268 = 218MPa由式 11-10 （机械设计）得：_ KT2（ 480 ］） =1.21 496867（ 48^）^ 758mm3 Z2 」 62^218因乙=1，从表11-2 （机械设计）中取模数 m=4mm，蜗杆分度圆直径d^ 71mm由 表11-3 （机械设计）中的计算公式得出以下几个表中涡轮、蜗杆的基本参数。
表3-2蜗杆基本尺寸模数m（mm）轴向齿距Px（mm）分度圆直径a（mm）头数Z1直径系数q（mm）齿顶圆直径da1（mm）齿根圆直径df1（mm）2m d1值 m2d13mm412.5671117.757961.4113625表3-3涡轮基本尺寸涡轮齿高涡轮齿顶涡轮齿蜗轮分度涡轮喉圆蜗轮齿根圆涡轮咽喉母h>高ha2根高hf2圆直径d2直径da2直径df 2圆半径rg2(mm(mm(mm(mm(mm(mm(mm8.844.8248256238.431.5表3-4涡轮、蜗杆匹配参数中心距a（mm）传动比i模数m（mm）压力角□a蜗杆头数涡轮齿数Z2分度圆导 程角丫涡轮变位 系数X2159.562420162Q *313280生产制造过程中，曲线槽与支承轴的侧隙 0.05mm左右，过大可能导致冲击 现象, 造成支承轴弯曲或折断，蜗轮上的槽要严格控制其圆周不等分性 ⑺，避免造成因钢球转 速不一而导致的磨损和温升过高等现象发生第四章主要零件的校核4.1输入、输出轴的校核图4-1依据图4-1中轴的结构简图做出轴的计算简图图4-226转矩 T 二 9550000 - 9550000 1.5 9550 N mmn 1500圆周力2 955075= 255N31径向力 Fr = Ft tan： cos =255tan20 cos45 =66N轴向力 Fa 二 Ftta n： sin、=66N从输入、输出轴的弯矩和扭矩图中可以得出：轴的截面C是轴的最为危险的截面, 截面C处的的计算数据如表4-1所示。
表4-1载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 = 371N, Fnh 2 = 626NFnv1 = -9N , Fnv2 =75N弯矩MMh =10573.5NFNV1 = -630N mmFNV2 = 3112.5N mm总弯矩M1 *‘M 2h +M % =10592N mm/ 2 2M2 =IM 2h +M 2V2 =11022N mm扭矩TT3 = 9550N mm按弯扭合成应力对轴的强度进行校核， 只需校核轴上最危险截面C的强度即可保证 轴的强度安全，由（机械设计）第十五章中式 15-5和表4-1中最危险截面C的数据可 知：扭转切应力为脉动循环变应力，取--0.6 [4]轴的计算表达式为：capa 二 4.46MPa+(□ TJ2 J10.5922 +(0.6 汉 9.55)2W 一 0.19033之前选定轴的材料为经调质处理的 45钢，按照表 15-1 （机械设计）可知匕」= 60MP a因此二ca」，因此安全4.2轴承的校核1. 输入、输出轴都使用相同型号的轴承，所以只校核输入轴或输出轴的轴承能否满 足需求即可F1VFre 67花 £1078886 67 -8886 7°「249N107Fr 2v - Fre - Fr iv =8886 - 249 = 8637 NFr1H 6-Fte 6- 3769 =2360N107 107Fr2H =Fte-Fr1H =3769 -2360 =1409 NFr1 = _ Fr1v ■ Fr1H = 249 2360 = 2373 NFr2 f：jFr2v2 Fr2H2 h』23602 14092〉2749N2. 计算轴向力Fa1和 Fa2经查阅机械设计课程手册可知，轴承 70000C型的轴向力Fd =eFr，式中e为判断系数，其值由 空来确定，但由于轴承轴向力Fa开始为未知，故先初取e = 0.4，所以可估 C。
Fd1 =0.4Fr1 =949NFd2 =0.4F「2 =1100NFa1 =Fae - Fd2 =8886 1100 =9986NFa1C0= 0.607Fa2 = Fd1 = 946也=0.0503C0查机械设计手册确定： e =0.56,62 =0.43,Fa1 =9986N, Fa^946N3. 采用插值计算方法计算轴承的当量动载荷 P和F2，可以得到径向载荷系数和轴向载荷系数为:对轴承1Fa4.21-0.68Fr故 Pr =Fr=2373对轴承2Fa0.344 空 0.68Fr故 Pr =0.41Fr+0.87Fa =19504.验算轴承寿命因为P2乞P1，所以只需验算轴承受力大的轴承即可:訖（勢=247辭由表13-3 （机械设计教材）查得轴承得预期计算寿命:Lh < L'h，则该轴承符合设计工作要求L'h =20000 ~30000h，故4.3键的校核由前面条件选取的键型号规格如下：平键：圆头普通平键（A型）b=6mm h=6mm L=28mm花键：矩形花键6 X 21 X 25 X 5 受力分析：平键受到的转距dT（ : F 7.5N *m2花键受到的转矩T2 ： zF 丑=51.77N2平键的材料为钢，轻微冲击， ［片］为100〜120Mp 何卩］取=110 Mp平键的校核公式：3j = 2T 10 （k=0.5h l=L-b d 为轴的直径）p kld校核平键:3 32T X103 2父2北0><103O" = = p kid 3 .二= 11.369MPa <,故符合要求花键使用的是钢材，齿面要经过热处理来提高它的性能，同时保证使用和制造情况良好，其许用强度ILp =120~200MPa。
花键的校核公式:2T 103zhldm0.7 ~ 0.8，h为齿侧的工作高度，z为齿数，l是工作长度）2T 汉 103 2"1.?取103 -屮 zhldm = 0267仆 21" = 48.91MPa "=故符合要求第五章变速器装配说明5.1变速器的装配1） 变速器内部零部件要清洗干净，尤其是铁屑，并用压缩空气机吹干或擦干2） 在安装之前，各键槽及轴承间应涂抹相关的润滑油3） 装入轴承前时，为防止对轴承造成损伤，应用铜棒在轴承四周均匀敲入4） 在安装轴承端盖时，为了防止漏油发生，应该在壳体上的螺孔和轴承孔位置涂 上密封胶5） 所有被紧固的螺栓都应该按规定的要求锁上5.2变速器在装配中的调整1） 涡轮与锥轮端面二者间的间隙尺寸一般应为 0.1~0.35mm的尺寸范围内2） 检查蜗杆传动情况，涡轮的自锁性符合要求3） 轴的轴向间隙尺寸为0.10mm-0.40mm通过在轴承盖内增减垫片进行调整参考文献[1] •闻邦椿•机械设计手册第五版[M].北京：机械工业出版社.2014.12.[2] .金清肃.机械设计课程设计第二版[M].武汉：华中科技大学出版社 .2011.4.[3] .葛安林自动变速器（一）--自动变速器综述 2001.05.1-72.[4] .濮良贵，纪名刚主编.机械设计[S].北京：高等教育出版社，2005.56-109.⑸.孙桓，陈作模，葛文杰主编.机械原理[s].北京：高等教育出版社.2013.5.[6] .吴光强；孙贤安汽车无级变速器技术和应用的发展综述 [期刊论文卜同济大学学报（自然科学版）2009.第 12 期.2-6 .[7] .谷耀新.多头蜗杆加工专用机床的进给系统轴的设计 [J].黑龙江科技信息.2014-03-25.[8] .阮忠唐.机械无级变速器设计与选用指南 [M].北京：化学工业出版社.1983.34-68.[9] .徐灏.机械设计手册第 3卷[M].北京：机械工业出版社.1991.135-169.33。