2698 鋼球式無級變速器結構設計

2698 鋼球式無級變速器結構設計,鋼球式,無級,變速器,結構設計 I鋼球式無級變速器結構設計目 錄摘要Abstract1 緒論……………………………………………………………………………… 11.1 研究的意義及背景………………………………………………………… 11.2 國內外機械無級變速器的研究現狀……………………………………… 11.3 畢業(yè)設計的內容和要求…………………………………………………… 22 總體類型的比較與選擇……………………………………………………… 32.1 鋼球外錐無級變速器……………………………………………………… 32.2 鋼球長錐式無級變速器…………………………………………………… 52.3 兩類型的比較與選擇……………………………………………………… 53 主要零件的計算與設計……………………………………………… 63.1 輸入、輸出軸的計算與設計……………………………………………… 63.2 輸入、輸出軸上軸承的計算與設計……………………………………… 73.3 輸入、輸出軸上端蓋的計算與設計……………………………………… 83.4 加壓盤的計算與設計……………………………………………………… 83.5 調速齒輪上變速曲線槽的計算與設計…………………………………… 93.6 鋼球與主、從動錐輪的計算與設計……………………………………… 103.7 調速機構的計算與設計…………………………………………………… 113.8 無極變速器的裝配………………………………………………………… 124 主要零件的校核………………………………………………………………… 144.1 傳動部件的受力分析與強度計算………………………………………… 144.2 軸承的校核………………………………………………………………… 164.3 軸的校核…………………………………………………………………… 174.4 傳動鋼球的轉速校核……………………………………………………… 194.5 鍵的校核…………………………………………………………………… 195 總結與展望……………………………………………………………………… 25II6 參考文獻………………………………………………………………………… 227 附錄………………………………………………………………………………… 23鋼球式無級變速器結構設計摘要：本文簡要介紹了摩擦式鋼球無極變速器的基本結構、設計計算、材質及潤滑等方面的知識，并以此作為本次無級變速器設計的理論基礎。本設計采用的是以鋼球作為中間傳動元件，通過改變鋼球主動側和從動側的工作半徑來實現輸出軸轉速連續(xù)變化的鋼球錐輪式無級變速器。由鋼球、主動錐輪、從動錐輪和內環(huán)所組成。動力由輸入軸輸入，帶動主動錐輪同速轉動，經鋼球利用摩擦力驅動內環(huán)和從動錐輪，再經從動錐輪，Ｖ形槽自動加壓裝置驅動輸出軸將動力輸出，調整鋼球軸心的傾斜角 β 就可達到變速的目的。本設計為恒功率輸出特性，輸出轉速恒低于輸入轉速，運用于低轉速大轉矩傳動。本文分析了在傳動過程中主、從動輪，鋼球和外環(huán)的工作原理和受力關系；通過受力關系分析，并針對具體參數對輸入軸、輸出軸、端蓋、加壓盤、主動追率、從動錐輪、渦輪盤等進行了計算與設計。并對調速結構進行合理設計。本文根據傳動錐輪的工作應力和材料疲勞強度 ,建立起錐面?zhèn)鲃庸β?、錐輪直徑與材料疲勞壽命及可靠度等因素之間的關系，合理設計錐輪的結構尺寸。關鍵詞：無級變速器、摩擦式、鋼球錐輪式、設計IIIDesign of ball-type CVTAbstract: This paper briefly describes the basic structure, design calculations, materials and lubrication knowledge of friction ball CVT, and theoretically bases on this as a continuously variable transmission design. This design adopts the method of steel ball as an intermediate drive component, and changing the working radius of the active side and driven side to achieve the continuous variation of the output shaft speed cone wheel CVT ball, which composes steel ball, active cone wheel, driven wheels and the inner cone. Input shaft inputs power to drive the same speed active cone wheel rotation, and through the ball friction to drive the inner cone and wheel drive, and then through the driven wheel cone, V-shaped groove automatic compression devices of drive the output shaft will output power, and adjusting the ball axis tilt angle β can achieve the purpose of changing speed. The design is for the constant power output characteristics, and output rotating speed is lower than input rotating speed constantly, used in low speed for high torque drive. This paper analyzes the working principle and force relations of the main, driven wheel, steel ball and outer ring in the transmission process. Through force relationship analysis, we calculate and design on the input shaft, output shaft, cover, pressure plate, active recovery rate, the driven bevel wheel, turbine disc, etc on account of specific parameters, and reasonably design the speed controlling structure, the drive cone wheel stress and material fatigue strength, This essay establishes a drive power cone rate, cone wheel diameter, material fatigue life and relationship between reliability factors, and rationally design the size of cone wheel, according to work force and material fatigue life of the drive cone wheel.Keywords: continuously variable transmission, friction, steel ball cone wheel, design11 緒論1.1 研究背景及意義由機構或純機械構件實現無級變速的稱為機械無級變速傳動，目前所具有的傳動形式主要有摩擦式和脈動式兩種。在機械設計基礎理論中，機械傳動的基本形式有摩擦傳動、齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動和機構傳動等。摩擦式無級變速器的傳動方式就是由這些基本的傳動方式演變組合而成，脈動式無級變速器是由機構組合而成。CVT(CONSTANT 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 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 。 常 見 的 無 級 變 速 器 有 液 力 機 械 式 無 級 變速 器 和 金 屬 帶 式 無 級 變 速 器 （ VDT-CVT） ， 目 前 國 內 市 場 上 采 用 CVT的 車 型 已 經 越 來越 多 。機械無極變速器是一種傳動裝置，其功能特征主要是：在輸入轉速不變的情況下，能實現輸出軸在一定范圍內連續(xù)變化，以滿足機械或生產系統在運轉過程中各種不同工況的要求：其結構特征主要是：需由變速傳動機構、調速機構及加壓裝置或輸出機構三部分組成。綜上所述，可以看出采用無極變速器，尤其是配合減速傳動時進一步擴大其變速范圍與輸出轉矩，能更好的適應各種工況要求，使之效能最佳，在提高產品的產量和質量。適應產品更換需要，節(jié)約能源，實現整個系統的機械化、自動化等各方面皆具有顯著的效果。故無極變速器目前已成為一種基本的通用傳動形式，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。1.2 國內外機械無極變速器的研究現狀目前對無級變速的研究主要沿著以下幾個方向：液力無級變速，電機調速和機械式無級變速。從研究與開發(fā)的領域來講，液力與電機調速均可視為對控制系統的研究，其可開發(fā)領域與機械式無級變速器相比比較小，在液力變速器方面有關磁流變液無級變速器原理的論述，指明雖然中間介質采用了一種特殊的材料，基本傳動形式沒有質的改變，電機調速局限性也很大。從機械式無級變速的發(fā)展歷程來看，摩擦式無級變速器經過了直接傳動式、中間元件式、進而還演變出了行星式無級變速器，在這一過程中，在每一個發(fā)展階段，無級變速器的結構由簡單到復雜，傳動元件之間的接觸面由簡單的接觸方式發(fā)展到為提高傳動特性而改成更能相互適應的表面形狀，加壓和調速裝置也在不斷改進。后來隨著機械材料和加工工藝的改進使帶式和鏈式無級變速也得以廣泛應用2國內：我國最早是在一汽生產的 CA770 紅旗轎車上裝備了自動變速器。國內 CVT的批量裝車始于 2003 年, 目前正以遞增的態(tài)勢發(fā)展。在 CVT 方面的研究我國尚處于起步階段, 自 “九 ?五” 期間開始, 轎車金屬帶式無級自動變速器的開發(fā)和研制已經被列入國家的重大科技攻關計劃, 由吉林工業(yè)大學、東北大學、 東風汽車公司合作, 共同承擔并完成了這個攻關項目, 對 CVT 技術進行實用化研究, 在 CVT 傳動機理、 CVT 控制策略、 CVT 數字建模與仿真等方面, 取得了一些突破性成果并成功試制出國內首臺 CV T 產品 , 進行了臺架實驗和道路實驗, 取得了一些寶貴的實驗數據和開發(fā)經驗, 目前該課題組仍在進行 CVT 的開發(fā)研究工作。目前我國 CVT 已進入使用階段 ,據報道,一汽大眾生產的大排量 6 缸內燃機(2. 8L)的奧迪 A6 轎車上裝備的帶式無級變速器 CVT ,能傳動功率為 142 kW ,扭矩為 280 Nm ,已能達到轎車實用的要求。國外：CVT 的歷史與汽車的歷史不相上下，早在 1886 年奔馳就將 V 型橡膠帶式的CVT 用在了奔馳汽車上。1958 年，荷蘭 DAF 公司研制成功雙 V 型橡膠帶式 CVT，并裝備該公司制造的 Daffodil 轎車，使其銷量超過了 100 萬輛。但是由于橡膠帶式 CVT 存在一系列的缺陷：傳動力矩有限(轉矩局限于 135Nm 以下)，離合時工作不穩(wěn)定，液壓泵、傳動帶和夾緊機構的能量損失較大，因而沒有被廣泛采用。隨著材料技術的不斷進步，CVT 開始用鋼帶取代橡膠帶，并在小排量汽車上得到廣泛使用。但由于鋼帶能承受的最大扭矩較小一直不能在大排量汽車上使用，加上八、九十年代發(fā)動機在電子技術的鼓舞下輸出不斷創(chuàng)下新高，CVT 的發(fā)展幾乎停止。到上世紀末，各大車廠無法拒絕無級變速的巨大優(yōu)勢，開始加大對 CVT 的研發(fā)力度使得 CVT 起死回生。CVT 技術的發(fā)展, 可以追溯到十九世紀末, 德國 Daimler- Benz 公司在 1896 年就將 V 型橡膠帶式無級變速技術用于該公司生產的汽車上, 但材料較差、 傳遞力矩小, 沒有什么實用價值。自從馮?杜納博士的 VDT 公司于 20 世紀 80 年代研制成功金屬帶式無級變速器并使之進入商品化階段后，目前世界度寬鋼帶和一個高液壓控制系統。 通過采用這些先進的技術來獲得較大的轉矩能力, 日產公司研究開發(fā) CV T 的電子控制技術, 傳動比的改變實行全檔電子控制, 汽車在下坡時可以一直根據車速控制發(fā)動機制動, 而且在濕滑路面上能夠平順地增加速比來防止打滑。 日產公司還計劃將它的 CV T 的應用范圍從1.0L 擴大到 3.0L 的轎車。另外, 日本三菱、 富士重工也都在不斷改進無級變速器, 從而實現汽車從有級變速階段向無級變速階段的飛躍。據統計，截止 2005 年底，裝備金屬帶式無級變速器的轎車已達 500 萬輛。由最初的日本、歐洲, 已經滲透到北美市場。 隨著上已出現了一批生產金屬帶式無級變速器的廠家。日本本田汽車公司和 VDT 變速器公司共同研制的新型無級變速器已裝備在了本田公司的轎車上。包括通用汽車公司在內的國外企業(yè)都在加速發(fā)展無級自動變速器技術。3進入九十年代,日產公司開發(fā)了一種為中型轎車設計的包含一個手動換檔模式的 CV T。 新型 CV T 采用一個最新研制的高強電子控制技術、 材料及加工技術的進步, CV T 未來的發(fā)展將成本更低廉、控制更便捷、使用范圍更廣泛。因此無級變速汽車是當今汽車發(fā)展的主要趨勢。1.3 畢業(yè)論文設計內容和要求設計內容：小功率機械無極變速器結構的十二級；比較和選擇合適的方案，無極變速器的結構設計與計算；對關鍵部件進行強度和壽命校核。設計要求：輸入功率 P=12Kw，輸入轉速 n=1500r/min，調速范圍 R=9；結構設計室應使制造成本盡可能低；安裝拆卸要方便；外觀要勻稱，美觀；調速要靈活，調速過程中不能出現卡死現象，能實現動態(tài)無級調速；關鍵部件滿足強度和壽命要求；畫零件圖和裝配圖。2 總體類型的選擇鋼球錐輪式無級變速種類繁多，在此，我只選擇了兩種方案供參考，作比較，選出比較理想合理的方案。該兩種方案分別是鋼球外錐式（Kopp-B 型）無級變速器和鋼球內錐式無級變速，分別描述如下。2.1 鋼球外錐（Kopp-B 型）無級變速器Koop-B 型變速器的結構如圖 2-1 所示。動力由軸 1 輸入，通過自動加壓裝置 2，帶動主動輪 3 同速轉動，經一組(3～8 個)鋼球 4 利用摩擦力驅動外環(huán) 7 和從動錐輪9；再經錐輪輪 9、自動加壓裝置 10 驅動輸出軸 11，最后將動力輸出。傳動鋼球的支承軸 8 的兩端嵌裝在殼體兩端蓋 12 和 l3 的徑間弧形導槽內，并穿過調速蝸輪 5 的曲線槽；調 `4圖 2-1 無級變速器裝配圖1、11-輸入、輸出軸 2、10-加壓裝置 3、9-主、從錐輪4-傳動鋼球 5-調速渦輪 6-調速蝸桿 7-外環(huán) 8-傳動鋼球 12、13-端蓋調速是通過蝸桿 6 使蝸輪 5 轉動。由于曲線槽(相當于一個控制凸輪)的作用，使鋼球軸心線的傾斜角發(fā)生變化，導致鋼球與兩錐輪的工作半徑改變，輸出軸的轉速便得到調節(jié)。其動力范圍為： =9，Imax=1/Imin，P≤11KW，ε≤4% ，η＝0.80～0.92 ，nR應用甚廣。從動調速齒輪 5 的端面分布一組曲線槽，曲線槽數目與鋼球數相同。曲線槽可用阿基米德螺旋線，也可用圓弧。當轉動主動齒輪 6 使從動齒輪 5 轉動時，從動齒輪的曲線槽迫使傳動鋼球軸 8 繞鋼球 4 的軸心線擺動，傳動輪 3 以及從動輪 9 與鋼球 4 的接觸半徑發(fā)生變化，實現無級調速。52-2 調速渦輪的槽型曲線鋼球外錐式無級變速器變速如圖 2-3 所示：中間輪為一鋼球，主、從動輪式母線均為直線的錐輪，接觸處為點接觸。主、從動輪的軸線在一直線上，調速時主、從動輪工圖 2-3 鋼球錐輪無級變速器的變速作半徑不變，而是通過改變中間輪的回轉軸線的傾斜角 θ 籍以改變其兩側的工作半徑來實現變速。2.2 鋼球長錐式（RC 型）無級變速器如圖 2-4 所示，為一種早期生產的環(huán)錐式無級變速器，是利用鋼環(huán)的彈性楔緊作用自動加壓而無需加壓裝置。由于采用兩軸線平行的長錐替代了兩對分離輪，并且通過移動鋼環(huán)來進行變速，所以結構特別簡單。但由于長錐的錐度較小，故變速范圍受6限制。RC 型變速器屬升、降速型，其機械特性如下圖 2-5 所示。技術參數為：傳動比 i21 = n2/n1 =2～0.5,變速比 = 4,輸入功率 P1=（0.1～2.2）KW，輸入轉速 n1=1500 bRr/min ,傳動效率 η＜85% 。一般用于機床和紡織機械等。2-4 RC 型變速器結構的簡圖 2-5 RC 變速器的機械2.3 兩方案的比較與選擇鋼球長錐式(RC 型)無級變速器結構很簡單，且使用參數更符合我們此次設計的要求，但由于調速是通過鋼環(huán)移動還實現的，而怎樣移動鋼環(huán)有比較大的難度，需要精密的裝置，用于制造，成本會大大的提高，顯得不合理。而鋼球外錐式(Koop-B 型)無級變速器的結構也比較簡單，原理清晰，各項參數也比較符合設計要求，故選擇此變速器。3 主要零件的計算與設計設計一臺鋼球外錐式（Koop-B）型無級變速器，輸入功率為N1=12KW， =9，n p=1500 r/min。由以上數據查表，故選用 Y160L-4 型電機驅動。bRN=15KW，n=1460r/min,η=0.87。輸入轉速 n1=1460 r/min。3.1 輸入、輸出軸的計算與設計由于本方案為鋼球外錐式無級變速器，機械傳動平穩(wěn)，彎曲振動小。故選用 45 號鋼作為軸的材料，調質 220～260HBS， 。1140,275,5BMPaaMPa???????7（1）輸出軸的計算與設計1）最小軸徑的確定初步計算按軸的最小軸徑公式估算，取 ，于是得：min20.354dm??mm3min01.64NdA???輸出軸的最小直徑為與錐輪連接處（圖 2-1）。由于錐輪與軸是過渡配合，且錐輪工作直徑為 95mm，為了保證錐輪與軸配合有良好的對中性，采用錐輪標準的推薦直徑為 20mm。（2）軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案本方案如圖 2-1 所示的裝配的方案。2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I 軸段安裝錐輪及加壓盤保持架，保證與軸配合的轂孔長度，取 ，20Idm?mm。II 段軸安裝加壓盤一側和軸承，加壓盤用花鍵移動實現對錐輪的加壓，7IL?取花鍵 GB/T1144-2001， 。III 軸段對軸 II 上的軸62110F?????21ILm?承內圈起定位作用并作為軸承座，取 。IV 軸段與 III 軸段上的30,7IVIVd軸承內圈起定位作用，取 。V 軸段根據軸承端蓋的裝拆及便于對4,7IVIm?軸承添加潤滑劑的要求，采用迷宮式密封，根據標準取 。軸 VI 作50,6VVdmL?為軸承座， 。軸Ⅶ段由計算得 ,至此，已40,15VIVIdL? 384Ⅷ Ⅷ初步確定了軸的各段直徑和長度。V 帶輪和迷宮式密封與軸的周向定位均采用平鍵連接。按各段軸徑查得平鍵截面Ⅶ: ， .為保證Ⅶ帶輪與軸配合有良好的對中8bh???40l性，故選擇Ⅶ帶輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，密封擋圈與軸的配合為 。滾動軸76Hn 76Hk承與軸定位是由過渡配合來保證的，軸承段的直徑尺寸公差為 m6.取軸端倒角為 。245o?8圖 3-1 輸出軸3）由于主、從動錐輪一致，軸上零件布置也相同。同時主動輪的最小軸徑估算為。為了節(jié)省工藝及成本。主動軸Ⅶ軸段min20.54dm??其余相同。,8LⅧ Ⅷ3.2 輸入、輸出軸上軸承的選擇與計算因為軸承為標準件，只需挑選合適的參數的軸承即可，主、從動軸軸 III 段由于軸承到徑向力與周向力的作用，所以選用角接觸球軸承 7006AC GB/T292-1994。從動軸IV 段為限制軸（外殼）的向右的軸向移動選用角接觸球軸承 7008AC GB/T292-94，兩軸承的基本額定動載荷均大于 10KN，所以角接觸軸承采用正裝可滿足要求。表3-1 角接觸球軸承 7006AC GB/T 292-1994基本尺寸（mm） 安裝尺寸（mm）70000AC25oa?極限轉速(r/min)D r 基本額定動載荷靜載荷rC0r軸承代號d D Brmindmin maxa(mm)(KN)脂潤滑油潤滑原軸承代號7006AC 30 55 13 1 36 49 1 16.4 14.5 9.85 9500 14000 361069表3-2 角接觸球軸承 7008C GB/T 292-1994基本尺寸（mm） 安裝尺寸（mm）70000AC25oa?極限轉速(r/min)D r 基本額定動載荷靜載荷rC0r軸承代號d D Brmindmin maxa(mm)(KN)脂潤滑油潤滑原軸承代號7008AC 40 68 15 1 46 62 1 20.1 19.0 14.5 8000 11000 361083.3 輸入、輸出軸上端蓋的計算與設計圖 3-2 端蓋由于輸入、輸出軸與端蓋是間隙配合，確定孔徑為 φ30，與箱體蓋連接確定外徑φ112。按 Q/ZB100-73 規(guī)定，選用氈封油圈時，其氈圈尺寸：在軸徑 50～240mm 時，氈圈外徑 D 較 大 2mm,厚1bd1b 1d度 B 較 大 2mm。3.4 加壓盤的計算與設計加壓裝置采用鋼球 V 形槽式加壓盤，此加壓盤動作靈敏，工藝要求高，承載能力符合要求。10（1)加壓裝置有關參數加壓盤作用直徑 pd0.54.7pqDcm?加壓盤 V 形槽傾角 λ取''1.1.()618sin475sinopfDarctgarctgd??? '645o??加壓鋼球按經驗公式取 、 。經驗算接觸強度均不足，故改用0qyqdd??m腰鼓形滾子 8 個，取滾子軸向截面圓弧半徑 ，橫向中間截面半徑 。18rc?0.8rcm?曲率系數180.cos2r????由表 1-2 按 查得 ，代入式得加壓盤處的最大接觸應力0.2??1ab.786??為2 23321248 1()40..50.86()ab .190./83.5/j ykQrgfcmkgfcm???????工作應力在許用應力范圍之內。故可以采用。3.5 調速齒輪上變速曲線槽的計算與設計調速渦輪槽形曲線及傳動鋼球的尺寸符號如圖 2-2 所示。整個調速過程通常在渦輪轉角 的范圍內完成，大多數取 。槽形曲線可以為阿基米德螺旋~120o????? ?????線，也可以采用圓弧代替。本方案采用圓弧槽線，變速槽中心線必須通過 A、B、C 三個點，它們的極坐標（以 o 點為極點）分別為：A： mm0 'max 3max2.1,,.5sin0.5148sin2643.18oAiRDl?????????B： mmax 321, 96.,.7.ooB Bii RD??11C： min0.21,90,oC????mm '3ax.5s.5sin264105.9oRDl?????????定出 A、B、C 三點，采用做圖畫做出弧形槽，槽寬 10mm。3.6 鋼球與主、從動錐輪的計算與設計（1）選材料：鋼球、錐輪、外環(huán)及加壓盤均勻 GCr15,表面硬度 HRC61，摩擦系數f=0.04，許用接觸應力：傳動件﹝σj﹞=22000～25000kgf/cm 2,加壓元件﹝σj ﹞=40000～500000kgf/cm 2。（2）預選有關參數：錐輪錐頂半角 α=45 o，傳動鋼球個數 z=6，加壓鋼球個數m=8，錐輪于鋼球的直徑比 c1= =1.5,kf=1.25、η=0.8。qDd（3）有關運動參數計算；傳動比 max302.5146i?鋼球支承軸的極限轉角（增速范圍）'1max452.054o orctgirctg??????α（減速范圍）'2in 39oα（4）計算確定傳動鋼球的直徑 :qd01coscos45.19721.??????α α按表 1-2（機械無級變速器）由 查得 ，代入式得.???1ab0.98?2 21 33 4min(cos)683680.925.(21.5cos4)ab(.~5)4630.195~7.0fqjkNadz???????? ???????按鋼球規(guī)格圓整取 6.5qd錐輪直徑 1D12211.5639.25qDcdm???圓整取 9m則 1.4960335qcd驗算接觸應力 j?2 213 31min2(cos)6836810.91.250.8(21.5cos4)30ab 4620.4/fjqkNacdzgf????????????????????????在許用接觸應力范圍之內，故可用。（5）計算有關尺寸：鋼球中心圓直徑 3D31(cos)(1.4963cos5)6..950qadm????鋼球側隙 ?1cos)in1][(.49603cos5)in301]6.50.657oqadz???????外環(huán)內徑 rD320.9675.32.175rq cm????外環(huán)軸向截面圓弧半徑 R取(.7~8)qRd4.錐輪工作圓之間的軸向距離 Bsin6.35sin.9oqBacm???3.7 調速機構的計算與設計調速操縱的基本原理都是將其個某一個滾動體沿另一個(或幾個)滾動體母線移動的方式來進行調速。一般滾動體均是以直線或圓弧為母線的旋轉體；因此，調速時使?jié)L動體沿另一滾動體表面作相對運動的方式，只有直線移動和旋轉(擺動)兩種力式。這樣可將調速機13構分為下列兩大類：1．通過使?jié)L動體移動來改變工作半徑的。主要用于兩滾動體的切線均為直線的情況，且兩輪的回轉軸線平行或梢交，移動的方向是兩輪的接觸線方向。2．通過使?jié)L動體的軸線偏轉來改變工作半徑的。主要用于兩滾動體之一的母線為圓弧的情況。鋼球外錐輪式無級變速器是采用第二種調速類型，通過渦輪-凸輪組合機構，經渦輪轉動再經槽凸輪而使鋼球心軸繞其圓心轉動，以實現鋼球主、從動側工作半徑的改變。調速渦輪在設計上應保證避免與其它零件發(fā)生干涉，同時采用單頭蝸桿，以增加自鎖性，避免自動變速而失穩(wěn)。根據整體設計，蝸桿傳動的基本尺寸及參數匹配如下：表 3-3 蝸桿的基本尺寸 （GB 10085-88）模數 mmm軸向齒距 xpmm分度圓直徑 1dmm頭數 1z直徑系數 qmm齒頂圓直徑 1ndmm齒根圓直徑 1fmm值21md3分度圓柱導程角 r8 18.1333 42 1 10.000 46 38 3120 '"5428o表 3-4 渦輪、蝸桿參數的匹配（GB 10085-88）中心距 amm傳動比 i模數 m(mm)蝸桿分度圓直徑 1d(mm)蝸桿頭數 1z渦輪齒數 2z渦輪變位系數 2x127.5 24 8 42 1 41 -0.500傳動鋼球小軸擺角 與手輪轉角 的關系為：??211 11322 22arcsinicos(sincoszzzzbReabRl ?? ?? ?? ??????? ?? ?? ?? ?在制造時，蝸輪上的 z 條槽要保證其圓周不等分性不超過 。否則會造成鋼球轉'速不一，引起磨損、嗓聲過大及溫升過高等現象。支承軸與曲線槽的側隙約為 0.03mm左右，過大會在開車時引起沖擊現象，易導致鋼球支承軸彎曲甚至折斷。3.8 無級變速器的裝配1.變速器的裝配1）所有零件應徹底清洗并用壓縮空氣吹凈或擦干。142）各軸承及鍵槽在安裝前，應涂以齒輪油或機械油。3）裝入軸承前時，應使用銅棒在軸承四周均勻敲入，避免用手錘直接敲擊軸承，以防止損傷軸承。也可將軸承在機械油中加熱到 60-100℃后裝入。4）殼體上的螺孔和軸承孔，在安裝軸承端蓋時，應涂以密封膠以防漏油。5）各緊固螺栓應按規(guī)定鎖止方法進行鎖止。2.變速器在裝配中的調整1）錐輪端面與渦輪之間的間隙，一般應為 0.10-0.35mm。2）軸的軸向間隙一般為 0.10-0.40mm，可在軸承蓋內增減墊片進行調整。3）檢查蝸桿傳動的嚙合與調速情況，各檔渦輪應具備良好的自鎖性。齒的嚙合痕跡應大于全齒工作面積的三分之一。4 主要零件的校核本章根據傳動要求對無級變速器做一個整體的校核。在 4.2 節(jié)對變速器的承加壓裝置及鋼球與主、從動錐輪之間的接觸強度進行校核，鋼球的強度校核在設計過程中已經符合要求。同時在制造與安裝過程中應保證一組鋼球的直徑的一致性。軸承采用標準件，由于蝸桿是用于調速，其軸承主要起支撐作用，受力時間短，故在此不進行校核，對軸上軸承進行強度與壽命計算。軸上鍵的連接，迷宮式密封圈的鍵起固定作用，并不傳遞較大的作用力，故在此不校核，軸段 VI 的鍵為 V 帶輪傳遞力以及花鍵為加壓盤傳遞主要的載荷。鍵的主要失效形式是工作表面被壓潰（平鍵）或工作表面過渡磨損（動連接），在此方案中花鍵進行靜連接的校核。4.1 傳動部件的受力分析與強度計算1）受力分析主動錐輪轉矩 1M11 2974080.546NNmn???從動錐輪轉矩 222.97(3~)36.8~.x??????每個傳動鋼球上的轉矩 q1510.897406(53~79)28.3~.2qqNMznm??????外環(huán)上的轉矩 r10.8974045.~61.517~2rrNNmn???????主動錐輪與每個鋼球接觸點處所傳遞的有效圓周力 1P112974097402867.961305PznD????????從動錐輪與每個鋼球接觸點處所傳遞的有效圓周力 2122cos()974094~68NaPNzn??????主、從動錐輪與每個鋼球接觸點處所承受的法向壓緊力分別為 及1Q2111.25948094808966430f fkPkQznD????????1122. 05=7340~8f xNf???????它們的徑向分量 及軸向分量 分別為rQa12sin8961sin45369.cocoi2730~8si125.~1930.85sra ora NN??由在一般情況下， 故鋼球心軸上受有不平衡的力距作用。1212,,PQ?2）強度計算由于 Kopp-B 型無級變速器是恒功率型的，故應按 時從動側鋼球與錐輪的工作2min16位置建立強度計算公式，這時：壓緊力 Q11min948094801.230.8159.6.fqkNkgfzcd????????????????曲率 12.96qkd2121cos0.487qaD??20k當量曲率 d 11212(cos)2(1.5cos4)630.784d qakkd???????曲率系數 cos ?12121cscos o50.97.s4doka???????4.2 軸承的校核輸入、輸出軸采用相同設計，在此只要校核輸出軸的軸承是否滿足工程需要。1)求兩軸承受到的徑向載荷 1r2F和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個面力系。其中： 為通過1Ft另外加轉矩而平移到指向軸線； 亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。有受力ac分析可知: 17121121222122678678022490149373601493749reacVrvreVHtrterHvrrrDFNNFN????????????2)求兩軸承的計算軸向力 12Fa和對于 70000AC 型軸承，按手冊，軸承派生軸向力 ，其中， 為判斷系數 drFe?e，其值由 得大小來確定，但是現在軸承軸向力 未知，故先初取 ，因此可估0aFCa0.4?算11220.49drFN?又得： 12028610986.7.53aeda NFC???查手冊確定。 1212.56,.4,986,94aaeFN??3）求軸承當量動載荷 ，由手冊進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向2P和載荷系數為：對軸承 1 故 =2373ar4.1068F??rF?對軸承 2 故 =1950r3.?rraP0.41+.874)驗算軸承壽命因為 ，所以按軸承 1 的受力大小來驗算21P?66320050()()2476.84pCL hnP????18綜合上述可得，該設計符合工程要求。4.3 軸的校核1)判斷危險截面截面 B，Ⅱ，Ⅶ只受扭矩的作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的 疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面B，Ⅱ，Ⅶ均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 III 和Ⅵ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C 上 Mca 最大。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 C 左右兩側即可。2）截面 C 左側抗彎截面系數 330.1.027WdNm????抗扭截面系數 254T截面 C 左側的彎矩 M 為 847N?截面 C 左側的扭矩 為 3390?截面上的彎曲應力為 .51.cass8473.120bMPaW??截面上的扭轉切應力 37240TPa?軸的材料為 45 號鋼，調質處理，由軸常用材料性能表查得：11640,275,5BMPaaPa???????截面上由于退刀槽而形成的理論應力集中系數 按手冊查取。因???及2.50rd，經插值后可查得81.6D?k又由手冊可得軸的材料的敏性系數為 0.82,.5q???故有應力集中系數 1()1(1).82ka????????..36??由手冊得尺寸系數 ；扭轉尺寸系數 。0.67E? 0.E?19軸按磨削加工，由手冊得表面質量系數為 0.92????軸未經表面強化處理，即 ，按手冊得綜合系數為1q??1.822.80067.9kKE??????.1.6.???又由手的得材料特性系數 0.~2,0.15=5???????取， 取于是，計算安全系數 Sca 值，按公式則得12730.92.8314.msK??????????15.5.60.a?????22239174.31...cs s????????故可知其安全。3）截面 C 右側同理可的 。安全。7.51.cass?故該軸在截面Ⅳ右側的強度也足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。音癡，軸的設計校核結束。4.4 傳動鋼球的轉速校核鋼球與錐輪的接觸區(qū)為橢圓，其長半徑為 ；空載時，純滾動點在接觸橢圓的12()a中心 o 點，鋼球的理論轉速為 為 0Bn1Rnr?鋼球實際轉速 qn（增速）111951460941/mincos(cs()3.cos(2.)qxqDnn rda??????? ?（減速）111 57/i(().(.)qxqn?20外環(huán)轉速 rn（增速）11cos1547/min()()qxxrrrndDnra??????（減速）11 208/i(cos)()qxxrrrnd符合滑動率的要求。4.5 鍵的校核設定輸入軸與 V 帶輪之間的鍵為 1 ，輸出軸上的鍵 2，加壓盤上的花鍵為鍵 3。普通平鍵的型式與尺寸如下圖：圖 4-1 普通型 平鍵 GB/T1096-79矩形花鍵的連接圖 4-2 矩形花鍵尺寸 GB/T1144-87由前面條件選取的鍵型號規(guī)格如下：鍵 1：圓頭普通平鍵（A 型） b=8mm h=7mm L=40mm 鍵 2：圓頭普通平鍵（A 型） b=8mm h=7mm L=40mm鍵 3: 矩形花鍵 6×21×25×521受力分析：鍵 1 受到的轉距 158.4TNm??鍵 2 受到的轉距 206~23.7鍵 3 受到的轉矩 3.平鍵的材料為鋼，輕微沖擊， 為 100～120Mp，取 =110 Mp??F???F?平鍵的校核公式： （k=0.5h l=L-b d 為軸的直徑）31FTkld??所以：校核第一個鍵： ??372058.410.2F FMPal????校核第二個鍵： ??3 7110.4~8.3F FT Pakld? ??????????????? ?花鍵的材料為鋼，使用和制造情況良好，齒面經熱處理， 為 120～200MPa,取??F?=130MPa。??F?花鍵的校核公式：3721058.4105.9.62F FmTMPazhld???????鍵的校核達到要求。綜合上述可得，該設計符合工程要求。225 總結與展望本文簡要介紹了摩擦式鋼球無極變速器的基本結構、設計計算、材質及潤滑等方面的知識，并以此作為本次無級變速器設計的理論基礎。摩擦式是最簡單且最容易實現無級變速的一種傳動方式，無級變速器的設計就是從摩擦式開始的。滾輪平盤式是結構最簡單的一種，滾輪為主動件，平盤是從動件，滾輪依靠其與平盤之間的摩擦力帶動平盤轉動，滾輪與平盤的接觸位置可隨意調整，傳動半徑也就相應改變，圓盤的角速度隨之改變。這種無級變速器結構簡單，易于實現，可滾輪與圓盤的接觸面積小，接觸處的接觸應力大，而且由于受結構尺寸的限制，變速范圍小。因而設計人員又提出一種新的結構，錐盤環(huán)盤式無級變速器，原理與前一種相同，只是接觸面積增大，故可傳遞功率也相應有所增加，接著在錐盤環(huán)盤式的基礎上又出現了多盤式，可進一步增大傳動功率。本設計采用的是以鋼球作為中間傳動元件，通過改變鋼球主動側和從動側的工作半徑來實現輸出軸轉速連續(xù)變化的鋼球錐輪式無級變速器。由鋼球、主動錐輪、從動錐輪和內環(huán)所組成。動力由輸入軸輸入，帶動主動錐輪同速轉動，經鋼球利用摩擦力驅動內環(huán)和從動錐輪，再經從動錐輪，Ｖ形槽自動加壓裝置驅動輸出軸將動力輸出，調整鋼球軸心的傾斜角β就可達到變速的目的。本設計為恒功率輸出特性，輸出轉速恒低于輸入轉速，運用于低轉速大轉矩傳動。本文分析了在傳動過程中主、從動輪，鋼球和外環(huán)的工作原理和受力關系；通過受力關系分析，并針對具體參數對輸入軸、輸出軸、端蓋、加壓盤、主動追率、從動錐輪、渦輪盤等進行了計算與設計。并對調速結構進行合理設計。本文根據傳動錐輪的工作應力和材料疲勞強度 ,建立起錐面?zhèn)鲃庸β?、錐輪直徑與材料疲勞壽命及可靠度等因素之間的關系，合理設計錐輪的機構尺寸。由基本機械傳動方式演變出來的無級變速器還有帶式和鏈式無級變速器，與普通傳動方式不同的是鏈式無級變速器也是摩擦傳動。帶式傳動由于結構23簡單，調速方便，金屬帶的出現解決了橡膠帶壽命低，傳遞功率小的缺陷，因而在汽車尤其是高級轎車上得到了廣泛應用。六 致謝在此次畢業(yè)設計的過程中，要特別感謝我的導師 老師的不吝指導與耐心督促，同時感謝他的諒解與包容。沒有 老師的幫助也就沒有我畢業(yè)設計的完成。作為一名學生，求學歷程是艱苦的，但又是快樂的，也是內容豐富的，在求學的過程中，既汲取了很多專業(yè)知識，同時也收獲了很多的人生感悟。在這四年的學期中結識的一些生活和學習上的摯友讓我得到了人生最大的一筆財富，取長補短，讓我的綜合能力有了大大的提升，象牙塔里面有你們的陪伴，讓這四年成為了我人生最難忘的四年，最難以割舍的四年，在此，也對你們表示衷心感謝，謝謝你們對我的關心和幫助。在此，也要感謝我的父母，沒有他們不辭辛勞的付出也就沒有我的今天，在這一刻，將最崇高的敬意獻給你們！我將用我的努力，我的進取，我在人生道路上的堅持24不懈，我在未來的成功回報爸爸媽媽的殷切期盼，回報他們的含辛茹苦，成為他們的驕傲。同時，本文參考了大量的文獻資料，在此，向各學術界的前輩們致敬！感謝你們?yōu)槲覀兲峁┝诉@么多權威，珍貴的文獻資料。6 參考文獻 [1]阮忠唐主編. 機械設計無級變速器[S]. 北京：機械工業(yè)出版社， 1983.10.128～234.[2]周有強.機械無級變速器[M].北京:機械工業(yè)出版社,2011.35～158.[3]吳宗澤,羅圣國,盧頌峰等.機械設計課程設計手冊[M].北京:高等教育出版, 2006.143～193.[4]濮良貴,紀名剛主編.機械設計[S].北京:高等教育出版社,2005.32～201.[5]周有強主編.機械無級變速器[S].北京:機械工業(yè)出版社,2001.154～184.[6]朱張校主編.工程材料[S].北京:清華大學出版社,2001.139～168.[7]楊叔子.機械加工工藝師手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,2001.12～185.[8]成大先主編.機械設計手冊[S].北京:化學工業(yè)出版社,2001.174～208.[9]鄭提,唐可洪主編.機電一體化設計基礎[S].北京:機械工業(yè)出版社,2003.204～233.25[10]陳秀.機械設計課程設計圖冊[M].北京:高等教育出版社,1997.152～242.7 附錄：并聯位移機器人的設計Jacques M.HERVEECELE CENTRALE PARIS92295 CHATENAY MALABRY CEDEXFRANCE摘要:本文目的是對偶具有人性化機器人的應用做一個完全的介紹,并將著重討論并行機器人特別是那些能夠進行空間平移的機器人。在許多工業(yè)的應用過程中這種機器人被證明其末端執(zhí)行器在26空間上的定位是沒必要的。這個方法的優(yōu)點是我們能系統地導出能預期得到位移子群的所有運動學鏈。因此，我們調查了機器人的整個家族。T-STAR 機器人現在就是一臺工作裝置。而 H-ROBOT,PRISM-ROBOT 是新的可能的機器人。這些機器人能滿足現代生產快節(jié)奏工作中價格低以及符合挑選的工作環(huán)境，如選料、安排、包裝、裝配等發(fā)日益增長的需求。關鍵詞：運動學,并行機器人引言群論可以運用于一系列位移當中。根據這個理論，如果我們能夠證明群{D}包含所有的可能的位移，那么{D}就具有群結構。剛體的最顯著運動是由群{D}表現出來的。這方法導致機械裝置的分類 [1]。建立這樣的一個分類的主要的步驟是將位移群的所有子群導出。這能通過檢驗所有具有旋轉和平移特性的[2]產品直接推理出。然而,一個更有效的方法存在于假設群論[3],[4]中。假設群論是在取決于許多有限實參數的全純映射的基礎上定義的。位移群{D}是六維假設群的一個特例。假設理論在假設群論的框架內,我們將用于補償李代數的微元變換與通過其前面冪運算得到的有限運算結合起來。連續(xù)群通過與群微元變換有關的微分冪運算描述出來。另外，群體特性通過微分運算及其逆運算所得到的李代數的代數結構而得到了解釋。讓我們回憶一下李代數主要的定義公理：一個李代數是一個具有封閉乘積的反對偶稱雙線性的矢量空間。眾所周知 [5]，螺旋速度場是在給定點 N 的條件下通過運算得到的一個六維的矢量空間。由下面［3］中步驟表明，我們能得完整的歐幾里得位移{D}子群列表（見大綱表 1）。該列表是通過首先定義一個與速度場有關的微分運算符得到的。然后，通過冪運算，得到了李代數有限位移的表達式。此表達式相當于仿射的直接歸一正交變換。螺旋速度場的子李代數是對偶位移子群組的直接描述。{X (w)}子群為了利用平行機理得到空間平移，我們需要找到所有位移子群的交集——空間平移子群{T}。我們考慮的子群交集將嚴格的包含于兩個“平行”子群內。此類別的最重要的情況是 2 個{X (w)} 子群和 2 個不同矢量方向 w 和 w’的平行關系。這很容易證明：{X(w)} {X(w’)}={T},w≠w’子群{X (w)}在機制設計起一個很重要的作用。該子群由帶有旋轉運動的空間平移組成,其旋轉主軸方向與所給定的矢量 w 的方向始終平行。{X(w)}機械聯系的實際實施是通過子群{X(w)}代表的系列運動學對偶中的命令實現的。實際上棱柱對偶和旋轉對偶 P,R,H 都用于構造機器人(圓柱體對偶 C 以緊湊的方式結合棱柱對偶和旋轉對偶)。產生的這些運動學對偶的所有可能組合由子群組{X (w)}在[6]中給出。同時它們必須連續(xù)的滿足兩種幾何情況：旋轉軸與螺旋軸要與給定的矢量 w 平行；不是被動運動。{X{w}}子群的位移運算符,在 M 點的作用是:M → N + ａu + bv + cw +exp(hw^) N M ^是矢量乘積標志。點 N 和矢量 u,v,w 組成了空間的正交標架的基準。a, b, c, h 為具有四維空間的子群的四個參數。27空間平移的并聯機器人當兩子群組{X(w)} 和{X(w’)},w≠w’,滿足 w≠w’，但矢量平行時，在移動平臺和固定馬達之間，其機械生成元就足以能產生空間平移。三個子群組{X (w)},{X(w’)},{X(w’’)},w≠w’時其生成元同樣也能產生空間平移。P，R 或 H 的任何系列組成群組{X (w)}生成元的對偶的空間平移都能被實現。此外，這 3 種機械生成元可以是不同或一樣但都取決于所需的運動學結果。這種組合范圍很廣，使得整個能進行空間平移的機器人家族成員得到了增加。最有趣的是建筑的模擬能容易地是完成，機器手的選擇也能適應委員的需要。Clavel 的 Delta 機器人屬于這個家族，因為它基于相同的運動學原理[7]。并行操作機器人 Y-STARSTAR [16] 由 3 個能產生{X (u)}, {X (u’)}, {X(u’’)} (fig 1)子群組的協作操作臂組成。3 只機械臂是相同且每只都能通過一系列的 RHPaR 生成一個子群{X (u)}，其中 Pa 代表循環(huán)平移協作，此平移協作由一塊絞接的平行四邊形的兩對偶立的桿控制決定。兩旋轉對偶軸與螺旋對偶軸必須平行以保證能生成{X (u)}子群組。每條機械臂，第一個 2 對偶,即同軸旋轉對偶和螺旋對偶組成固定機器人的固定部分，同時形成處于相同平面的軸的機械結構，將其分為三個相同部分，從而形成了 Y 行狀。因此任意兩軸之間的角度都占整個空間角度的 2 /3。機器人的移動部分由 PaR 系列組成，都能集中于移動平臺做指定的某點位置。平臺與參考平面保持平行，不能繞垂直于參考平面的軸旋轉。任何的一種專有的末端執(zhí)行器都能是放置在這流動的平臺上。 所得到的反應移動平臺的{T}子群僅能在空間進行平移,在[8]中給出。H 型機器人 大部分并型機器人包括 Delta 機器人和 Y Star 機器人，其末端執(zhí)行器的工作空間與整個裝置相比較小。這是此類機器人的一個缺陷。為了避免這種工作空間的限制，對偶此裝置安裝具有平行軸的電動千斤頂。與 Y Star 相似的機器人臂不能使用：三個相同集{X (v)}的交集等于{X (v)}而不是{T}。因此，在計新的 H 機器人[16]時，我們選擇與 Y-Sta 相同的兩條手臂，第三條手臂可與Delta 手臂相比。這第三條機械臂開始形成帶有與第一個兩電動千斤頂平行的機動化柱狀對偶的固定框架。繼以之絞接的二維平行四邊形，此四邊形由于其中一根桿的緣故能繞垂直于 P 對偶的軸轉動。與此桿相對偶的桿經由平行軸的旋轉對偶 R 被連結到移動平臺上。當平行四邊形形狀變化時，這個性質被保持(自由度為一)。此機器人的第一個樣機有一個團隊的學生在 Pastoré 教授的指導下于法國“IUT de Ville D’Avray”完成的。此 H 型機器人安裝了具有 3 種系統的螺桿(1)／大間距的螺母(2)，能允許快速移動。它由軸承(6)通過執(zhí)行機構 M 控制。三