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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
摘 要
無級變速器特點是采用傳動帶和工作直徑可變的主、從動輪相配合傳遞動力。由于無級變速器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，提高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。無級變速系統(tǒng)主要包括主動輪組、從動輪組、金屬帶（關鍵所在）和液壓泵等基本部件。 主動輪組和從動輪組都由可動盤和固定盤組成，與油缸結合的一側帶輪軸向滑動，另一側則固定?？蓜颖P與固定盤都是錐面結構，它們的錐面形成V型槽與V型金屬帶嚙合。發(fā)動機輸出軸輸出的動力首先傳遞到無級變速器的主動輪，然后通過V型傳動帶傳遞到從動輪，最后經減速器、差速器傳遞給驅動輪。工作時通過主動輪與從動輪的可動盤作軸向移動來改變主動輪、從動輪錐面與V型傳動帶嚙合的工作半徑，從而改變傳動比?？蓜颖P的軸向移動量是由駕駛者根據需要通過控制系統(tǒng)調節(jié)主動輪、從動輪液壓泵油缸壓力來實現的。本設計旨在通過對金屬帶式無極變速器的研究，找到可循的改良方案。
關鍵詞 無級變速器；金屬帶式無極變速器；無級變速器設計
Abstract
Characteristics of continuously variable transmission belts and work with a diameter of variable from the wheel fit transfer of power. Due to the continuous change of continuously variable transmission can implement the ratio in order to get the best match of transmission and engine condition, improving vehicle fuel economy and power, improve the operating convenience of drivers and passengers riding comfort, it is an ideal vehicle transmission device. Continuously variable transmission system which includes round group, from the wheel group, the metal with the key and basic components of hydraulic pump. Active Wheel Group and passive Wheel Group is composed of movable and fixed disk, and combine cylinder side with Axial sliding and the other side is fixed. Movable and fixed cone structure, they cone Form V type slot with V - type metal belt mesh. Engine output shaft of output power first delivered to continuously variable transmission for driving wheels, and then by V - belt transmission wheel, the final reducer and differential pass driving wheels. Work by driving wheels with gear of movable to move to change the driving wheels, from the work of V - belt mesh and gear cone radius, thus changing the ratio. Movable plate under Axial movement, which was driven by needs through the control system of active round, from the wheel Hydraulic Pump cylinder pressure to achieve. This is designed by the study of metal V - belt type non - polar transmission, found through improvement scheme.
Key words ：CVT ；Metal Belt Continuously Variable Transmission；
Continuously Variable Transmission
目錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 汽車無級變速器的類型和特點 2
1.1.1 寬V形膠帶式無級變速器 2
1.1.2 環(huán)盤滾輪式無級變速器 2
1.1.3 擺銷鏈式無級變速器 2
1.1.4 金屬帶式無級變速器 3
1.1.5 CVT汽車能節(jié)油的原理 5
1.1.6 無級變速器使用的注意事項 5
1.1.7 CVT未來的發(fā)展趨勢 6
1.2 本章小結 7
第2章 金屬帶式無極變速器基本工作原理 7
2.1 金屬帶式無極變速器基本組成 8
2.2 金屬帶式無極變速器的幾何關系和基本參數 10
2.3 金屬帶式無極變速器傳動參數設計 14
2.3.1 輸入軸參數設計 14
2.3.2 金屬帶輪參數設計 15
2.4 本章小結 16
第3章 金屬帶式無極變速器傳動和承載能力校核 18
3.1 摩擦傳動原理和摩擦因數 18
3.1.1 摩擦傳動原理 18
3.1.2 摩擦因數 19
3.2 金屬帶傳動的力分析 19
3.2.1 金屬帶上的作用力即各力的關系 19
3.3 帶環(huán)的強度計算 23
3.3.1 帶環(huán)的靜強度計算 23
3.2.2帶環(huán)的疲勞強度計算 23
3.4 本章小結 24
第4章 金屬帶式無級變速器的匹配設計 25
4.1 汽車傳動系的結構組成與任務 25
4.2 無級變速器運動參數設計 25
4.2.1 變速比Rb 25
4.2.2 發(fā)動機最小燃油消耗特性 25
4.2.3 汽車的、齒輪減速比及無級變速器傳動比 27
4.3 本章小結 28
第5章 雙行星輪行星換向機構設計 29
5.1 換向機構組成及工作原理 29
5.2 前進、倒檔離合器 29
5.3 雙行星輪換擋機構參數設計 30
5.3.1齒輪參數的設計 31
5.4 本章小結 34
結論 35
致 謝 36
附錄1 譯文 38
附錄2 英文參考資料 39
-5-
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
摘 要
無級變速器特點是采用傳動帶和工作直徑可變的主、從動輪相配合傳遞動力。由于無級變速器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，提高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。無級變速系統(tǒng)主要包括主動輪組、從動輪組、金屬帶（關鍵所在）和液壓泵等基本部件。 主動輪組和從動輪組都由可動盤和固定盤組成，與油缸結合的一側帶輪軸向滑動，另一側則固定?？蓜颖P與固定盤都是錐面結構，它們的錐面形成V型槽與V型金屬帶嚙合。發(fā)動機輸出軸輸出的動力首先傳遞到無級變速器的主動輪，然后通過V型傳動帶傳遞到從動輪，最后經減速器、差速器傳遞給驅動輪。工作時通過主動輪與從動輪的可動盤作軸向移動來改變主動輪、從動輪錐面與V型傳動帶嚙合的工作半徑，從而改變傳動比?？蓜颖P的軸向移動量是由駕駛者根據需要通過控制系統(tǒng)調節(jié)主動輪、從動輪液壓泵油缸壓力來實現的。本設計旨在通過對金屬帶式無極變速器的研究，找到可循的改良方案?！ ?
關鍵詞 無級變速器；金屬帶式無極變速器；無級變速器設計
Abstract
Characteristics of continuously variable transmission belts and work with a diameter of variable from the wheel fit transfer of power. Due to the continuous change of continuously variable transmission can implement the ratio in order to get the best match of transmission and engine condition, improving vehicle fuel economy and power, improve the operating convenience of drivers and passengers riding comfort, it is an ideal vehicle transmission device. Continuously variable transmission system which includes round group, from the wheel group, the metal with the key and basic components of hydraulic pump. Active Wheel Group and passive Wheel Group is composed of movable and fixed disk, and combine cylinder side with Axial sliding and the other side is fixed. Movable and fixed cone structure, they cone Form V type slot with V - type metal belt mesh. Engine output shaft of output power first delivered to continuously variable transmission for driving wheels, and then by V - belt transmission wheel, the final reducer and differential pass driving wheels. Work by driving wheels with gear of movable to move to change the driving wheels, from the work of V - belt mesh and gear cone radius, thus changing the ratio. Movable plate under Axial movement, which was driven by needs through the control system of active round, from the wheel Hydraulic Pump cylinder pressure to achieve. This is designed by the study of metal V - belt type non - polar transmission, found through improvement scheme.
Key words ：CVT ；Metal Belt Continuously Variable Transmission；
Continuously Variable Transmission
目錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 汽車無級變速器的類型和特點 2
1.1.1 寬V形膠帶式無級變速器 2
1.1.2 環(huán)盤滾輪式無級變速器 2
1.1.3 擺銷鏈式無級變速器 2
1.1.4 金屬帶式無級變速器 3
1.1.5 CVT汽車能節(jié)油的原理 5
1.1.6 無級變速器使用的注意事項 5
1.1.7 CVT未來的發(fā)展趨勢 6
1.2 本章小結 7
第2章 金屬帶式無極變速器基本工作原理 7
2.1 金屬帶式無極變速器基本組成 8
2.2 金屬帶式無極變速器的幾何關系和基本參數 10
2.3 金屬帶式無極變速器傳動參數設計 14
2.3.1 輸入軸參數設計 14
2.3.2 金屬帶輪參數設計 15
2.4 本章小結 16
第3章 金屬帶式無極變速器傳動和承載能力校核 18
3.1 摩擦傳動原理和摩擦因數 18
3.1.1 摩擦傳動原理 18
3.1.2 摩擦因數 19
3.2 金屬帶傳動的力分析 19
3.2.1 金屬帶上的作用力即各力的關系 19
3.3 帶環(huán)的強度計算 23
3.3.1 帶環(huán)的靜強度計算 23
3.2.2帶環(huán)的疲勞強度計算 23
3.4 本章小結 24
第4章 金屬帶式無級變速器的匹配設計 25
4.1 汽車傳動系的結構組成與任務 25
4.2 無級變速器運動參數設計 25
4.2.1 變速比Rb 25
4.2.2 發(fā)動機最小燃油消耗特性 25
4.2.3 汽車的、齒輪減速比及無級變速器傳動比 27
4.3 本章小結 28
第5章 雙行星輪行星換向機構設計 29
5.1 換向機構組成及工作原理 29
5.2 前進、倒檔離合器 29
5.3 雙行星輪換擋機構參數設計 30
5.3.1齒輪參數的設計 31
5.4 本章小結 34
結論 35
致 謝 36
附錄1 譯文 38
附錄2 英文參考資料 39
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第1章 緒論
隨著汽車的普及和各種路況的增多,普通的手動變速器和自動變速器已不能完全滿足人們的使用要求，特別是在市區(qū)的駕駛當中，手動變速器頻繁的換擋不僅麻煩費力而且影響駕駛的安全性；而普通的自動變速器卻在油耗方面廣為詬病，因此無級變速器便漸漸的進入了人們的視野，而金屬帶式無級變速器，無論是在使用壽命、動力性、燃油經濟性、操縱方便性以及乘坐舒適性方面都有明顯的技術優(yōu)勢；此外CVT結構較AT簡單，且零部件數目比后者更少，隨著大規(guī)模地應用生產，其成本將比AT更低。因此對金屬帶式無級變速器的深入研究及設計改良無論是對提高汽車的駕駛性能還是對汽車尾氣的排放的優(yōu)化都有巨大的實用意義。
早在1965年，荷蘭的DAF公司就將寬V形膠帶式無級變速器應用在微型轎車上，但由于膠帶的使用壽命和傳遞效率低，進而很快就被金屬帶式無級變速器所取代。最早的金屬帶式無級變速器是由荷蘭VDT公司的Van Doorne發(fā)明的，現在金屬帶式無級變速器的總產量已達到400萬臺∕年，發(fā)展很快。
然而受到金屬帶傳動組件使用強度的限制，現在的金屬帶式無級變速器大多只能運用在排量在2.0L以下，最大扭矩為250N·m的車輛上。此外它的變速比Ra目前只能達到5.5左右，有效變速范圍為20～110km∕h，還不能完全滿足人們使用的需求。因此如何提高金屬帶式無級變速器金屬帶的使用壽命、傳遞效率、所能傳遞的最大轉矩以及它的變速比是今后無級變速器研究和發(fā)展的主要方向。
1.1 汽車無級變速器的類型和特點
1.1.1 寬V形膠帶式無級變速器
寬V形膠帶式無級變速器是荷蘭DAF公司在1965年以前的產品，主要用在微型轎車上，一共生產了80萬輛。由于膠帶的壽命和傳遞效率低，進而研究和開發(fā)了金屬帶式無級變速器。
1.1.2 環(huán)盤滾輪式無級變速器
環(huán)盤滾輪式無級變速器是英國Torotrak公司發(fā)明的，圖1-1是其原理圖。運動和動力由輸入盤靠摩擦力傳遞給滾輪，滾輪將運動和動力傳遞給輸出盤。當滾輪在垂直于紙面的軸轉動時，滾輪和兩個盤環(huán)的接觸點連續(xù)變化，輸入和輸出盤工作點的回轉半徑連續(xù)變化，實現無極變速傳動。
圖 1-1 環(huán)盤滾輪式無級變速器原理圖
1.1.3 擺銷鏈式無級變速器
擺銷鏈式無級變速器是由德國LUK公司將擺銷鏈用于Audi汽車傳動的成功范例。圖1-2是擺銷鏈式無級變速器Multitronic的三維剖視圖。與金屬帶式無級變速器不同的是，它將無級變速部分放到低速級，其原因是鏈傳動的多邊形效應在高速極時會產生更大的震動、噪聲和動態(tài)應力。所以在其最新的結構中加裝了倒鏈板以減少震動和噪聲。但由于在低速級傳動中，要求傳遞的轉矩大，軸向加持力就大，液壓系統(tǒng)的油壓也就大（大約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)就比較復雜。由此看來，如果能進一步降低多邊形效應，將會進一步提高此類傳動的性能，簡化結構設計，降低成本。
圖 1-2 Multitronic的三維剖視圖
1.1.4 金屬帶式無級變速器
金屬帶式無級變速器是荷蘭VDT公司的工程師Van Doorne發(fā)明的，用金屬帶代替了膠帶大大提高了傳動的效率、可靠性、功率和壽命，經過30～40年的研究，技術已經成熟，并在汽車無級變速器領域占有重要地位。目前金屬帶式無級變速器的全球總產量已達到了400萬臺∕年，發(fā)展迅速。
金屬帶式無極變速器的核心組件是金屬帶組件。如圖1-3所示，金屬帶組是由9～12層的鋼帶環(huán)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，要實現強度高（σ＞2000MPa），各層帶環(huán)之間無間隙配合。金屬帶式無級變速器的變速原理如圖1-4所示，主、從動兩對錐盤夾持金屬帶，靠摩擦力傳動運動和轉矩。主、從動錐盤的活動錐盤的軸向移動使金屬帶徑向的工作半徑發(fā)生無極變化，從而實現傳動比的無極變化，即無級變速。
圖1-3 金屬帶組件
圖1-4 金屬帶式無級變速器的核心部件
1.1.5 CVT汽車能節(jié)油的原理
由于汽車的進排氣系統(tǒng)的設計是基于空氣動力學的，當發(fā)動機在最佳轉速下工作時，其進氣充分，排氣徹底，燃燒完全，排放污染最低。但當離開該轉速時就會出現進氣不充分，排氣不徹底，油耗及排氣污染增加等問題。
汽車的速度是隨機的，而一般的有級變速器（MT和AT）在兩檔之間是依靠發(fā)動機的轉速變化來適應車速變化的，因此發(fā)動機不能達到其最佳工作狀態(tài)；無級變速器（CVT）可以使發(fā)動機在最佳工作狀態(tài)下工作，依靠變速器的無級調速來適應汽車的各種速度，因此可使發(fā)動機，燃燒最好排放最少，達到節(jié)油目的。據國外資料統(tǒng)計，采用CVT的汽車要比采用AT的汽車節(jié)油7％～15％。
1.1.6 無級變速器使用的注意事項
對于正確使用CVT應注意以下幾點：
1、行駛時不要將變速桿置于“N”檔。
2、從前進變后退，從后退變前進檔時，要完全停住車，踩住制動踏板的同時操縱變速桿。
3、下坡時，應使用較低的檔位，充分利用發(fā)動機制動。
4、由于CVT的結構和工作原理，所有的控制都是靠液壓油來完成的。所以應按照廠家指定的期限定期檢查CVT的油質、油量，并更換廠家規(guī)定的油品。
5、為了最大限度的提高燃油經濟性，行駛中最好使用CVT的自動模式，這樣可以是發(fā)動機和變速器全程都保持最佳匹配，最大限度的利用發(fā)動機的扭矩和輸出功率。
6、對于CVT，在其相關部件或電路進行檢修或斷電之后，都要對其內部進行一種特殊的程序設定才能使CVT發(fā)揮正常工作狀態(tài)。所以維修時應到專業(yè)的維修單位。
1.1.7 CVT未來的發(fā)展趨勢
CVT技術未來的發(fā)展可從以下四個方面進行分析。
1) CVT部件
推式傳動帶和傳動鏈將在轉矩容量和專用性上進一步加強，由于產品數量的迅速增加，伴隨自動化生產的普及，成本將會有所降低。帶輪的優(yōu)化設計不僅將減少系統(tǒng)的質量和降低成本，而且保證在主、從動輪和傳動帶之間的最大傳遞轉矩。不同部件、微處理器和測試設備的電子控制差異導致非常高的研究和制造成本，這將通過電液控制模塊化設計和大規(guī)模生產而減小，從而將柔性的功能和低廉的成本有機結合。因為越來越多的CVT進入市場，制造商已經開始研究和開發(fā)CVT專用變速器工作液，這將給CVT工作性能進一步優(yōu)化。
2) CVT變速器
大量不同的布置有可能出現，不僅由于汽車驅動差異和要求（FWD、RWD、AWD），而且也由于增加傳動比覆蓋范圍的持續(xù)要求。電子化將帶來傳動比、速度、壓力和轉矩的更快的更精確的控制，保證發(fā)動機和變速器更好的調節(jié)，提供了不同的行駛模式，例如運動、自動、舒適等模式，從而給用戶帶來全方位的駕駛樂趣。
3) 發(fā)動機與CVT的集成控制
更精確、更快地CVT控制，將與發(fā)動機控制一起集成到整個傳動系管理系統(tǒng)中，使得油耗和排放進一步降低。帶有集成發(fā)動機管理單元的第一個CVT傳動系圓形已經進行了行駛循環(huán)測試。
4) 混合動力CVT傳動系
CVT將承擔帶有飛輪儲能裝置的混合動力傳動系設計中的重要角色。采用CVT傳動系的混合動力汽車油耗有可能減少30％，排放有可能降低50％。
本章小結
比較幾款典型的車用無級變速器的各自的特點，結合當前實際運用情況，擺銷鏈式無級變速器和金屬帶式無極變速器是最為普及的兩種無級變速器，其中前者是奧迪的專利，只有奧迪的車型在用它，其主要優(yōu)勢在于擺銷鏈相對于金屬帶而言，能承受更大的沖擊和轉矩，但由于擺銷鏈多邊形效應的影響，在高速運行情況下擺銷鏈的離心力較大，因此振動，噪音較大。而為了控制其多邊形效應產生的影響就須在擺銷鏈的結構上下功夫，也可以通過增加一些輔助設備如導向擋板等來降低其多邊形效應的影響，而這又增加了成本。而金屬帶式無級變速器，隨著新材料的出現，它金屬帶承載能力較低的缺陷將得到改善。因此它將是未來無級變速器的大趨勢，具有很廣闊的市場。作為畢業(yè)設計，我希望通過對其基本結構的了解和對幾種同類產品的分析比較，找到一些能夠優(yōu)化改進的地方加以研究學習。 第2章 金屬帶式無級變速器基本工作原理
2.1 金屬帶式無極變速器基本組成
金屬帶式無極變速器主要由主動帶輪、從動帶輪、金屬帶、加壓和調速裝置組成,其核心部件是金屬帶和主、從動帶輪組成的傳動系統(tǒng)(見圖2-1)。
圖2-1 金屬帶式無極變速器核心零部件
主、從動帶輪分別由一軸向固定的錐盤和可軸向移動的錐盤組成。置于固定和和移動兩錐盤構成的V形槽內的金屬帶，是一個組合元件，它由數百片厚約2mm的V形摩擦片和嵌在摩擦片鞍座面內的兩組金屬鋼帶環(huán)組成。每組鋼帶環(huán)組由若干層厚度為0.18mm的鋼帶環(huán)套合而成，帶環(huán)寬度和層數可根據傳遞轉矩的不同而增減。鋼帶環(huán)的作用一是引導摩擦片的運動方向，而是承擔金屬帶的張力。摩擦片的作用是傳遞轉矩。在金屬帶式無極變速器的工作過程中，主、從動帶輪的中心距是固定的，根據傳動比要求，主、從動軸上的移動錐盤做軸向移動，改變帶輪的工作半徑。而帶輪的工作半徑可以連續(xù)變化，所以可實現無級變速。
圖2-2是汽車用金屬帶式無極變速器的基本組成，包括油泵、離合器、前進和倒檔切換機構、輸入軸即主動錐盤、金屬帶、從動軸和從動錐盤、主減速器、差速器和驅動橋等。其工作程序為：汽車正常行駛時，離合器結合傳入動力，主動帶輪通過金屬帶驅動從動帶輪，再將動力經主減速器、差速器等分配給車輪；操縱前進和倒檔切換機構，依照前述的傳遞路線，可實現前進和倒退行駛；當離合器切斷時發(fā)動機空轉,實現空擋在主動移動帶輪和從動移動帶輪上分別有液壓缸,根據道路行駛阻力和發(fā)動機最小燃油消耗率特性調節(jié)液壓缸的壓力,從而改變主、從動帶輪的工作半徑,達到要求速比。
圖2-2 汽車用金屬帶式無極變速器基本組成
1-發(fā)動機飛輪 2-到當離合器 3-前進離合器 4-主動液壓控制缸 5主動移動錐盤 6-主動軸及主動固定錐盤 7-液壓缸 8-從動移動錐盤 9-從動壓控制缸 10-金屬帶 11-差速器 12-主減速齒輪 13-中間件速齒輪 14-從動軸及從動固定錐盤
2.2 金屬帶式無極變速器的幾何關系和基本參數
由金屬帶的獨特結構(見圖2-3)所決定,摩擦片的擺棱在兩個錐盤的包角上是連續(xù)接觸的。因為摩擦片很薄，在帶輪的包角部分擺棱的連線近似于圓?。ㄒ妶D2-4）。根據金屬帶的運動狀態(tài)，可將整個金屬帶劃分為四個區(qū)段，即主動輪包角ab，主動輪出口至從動輪入口的直線部分bc，從動輪包角cd，從動輪出口至主動輪入口的直線部分da。摩擦片擺棱的線速度Vb在主動輪包角ab和主動輪至從動輪的直線部分bc是連續(xù)的，忽略摩擦片在主動帶輪上的滑動，摩擦片擺棱的線速度可表示為Vb=ωA×R1=ωB×R2
圖2-3 帶輪、金屬帶和摩擦片的位置關系
圖2-4 金屬帶式無極變速器幾何關系
則金屬帶傳動的理論傳動比 i=ωAωB=R2R1 (2-1)
式中 ωA、ωB——主、從動帶輪角速度(rad/s)
R1、R2——主、從動帶輪的節(jié)圓半徑(mm) 。
當從動帶輪工作在最大節(jié)圓半徑,主動帶輪工作在最小節(jié)圓半徑時(見圖2-5),傳動比最大,為 imax=R2maxR1max （2-2）
當主動帶輪工作在最大節(jié)圓半徑,從動輪工作在最小節(jié)圓半徑時(見圖2-5)，傳動比最小為 imin=R2minR1max （2-3）
圖2-5 無級變速器變速原理
變速器的最大傳動比imax和最小傳動比imin之比定義為變速器的變速比Rb也成為變速器的變速范圍，即
Rb=imaximin=R2max×R1maxR1min×R2min （2-4）
變速比Rb的大小取決于主、從動帶輪的最大工作半徑和最小工作半徑。當變速器的增速與減速對稱分布時，主、從動輪尺寸相同，變速比Rb為 Rb=（R1maxR1min）2=（R1maxR2min）2 （2-5）
在帶輪軸頸和中心距一定的情況下，增速與減速對稱分布，可獲得最大變速比。金屬帶傳動的傳動比為i時，主、從動輪節(jié)圓半徑可由式（2-6）確定。
L=(R1+Δh) αA+(R2+Δh) αB+2Acosλ
sinλ=R2-R1A (2-6)
i=R2R1
式中 R1、R2——主、從動帶輪節(jié)圓半徑（mm）；
Δh——摩擦片擺棱至鞍面的距離（mm）；
αA、αB—主、從動帶輪包角；
L—金屬帶工作長度，取金屬帶鋼環(huán)內環(huán)周長（mm）；
A—金屬帶傳動中心距（mm）。
2.3 金屬帶式無極變速器傳動參數設計
2.3.1 輸入軸參數設計
1) 車輛參數：
發(fā)動機 118kw 最高車速 216km∕h
整備質量 1610kg 最大功率轉速4500～6200r∕min
最大扭矩 250N∕m 最大扭矩轉速 1500～4500 r∕min
輪胎規(guī)格 225∕55∕R16
總質量ma=1610+65×4+10×4=1910kg
2) CVT參數:
帶輪傳動比:0.4073～2.4548 帶輪傳遞效率:92％
中間齒輪副傳動比:1.35 傳遞效率:97％
主減傳動比:4.05 傳遞效率:96％
行星齒輪換擋機構前進時傳動比:1 傳遞效率:95％
所以，驅動力矩Tt=ig?i0?Ttq ?ηT=250×2.4548×1.35×4.05×0.92×0.97×0.96×0.95=2730.9N?m
驅動力Ft=2730.9∕0.327=8351.3N
汽車行駛阻力
Ff=ma?g?sin16.7°+ma?g?cos16.7°?f=1910×10×sin16.7°+1910×cos16.7°0.015=5762N
式中滾動阻力系數f=0.015，
所以Ft﹥Ff 故參數可取。
3) 輸入軸設計
(1)選材：35SiMn合金鋼（根據《機械設計》P192）
(2)估算最小軸徑d
d≥ C3Pn=10031184500=29.71mm （2-7）
2.3.2 金屬帶輪參數設計
(1) 金屬帶輪最小工作半徑的確定
前面帶輪軸已作設計，由于是階梯軸，取d=40mm
則帶輪最小工作半徑為Rmin=d∕2+e1=24mm
e1=4～5mm，是為了避免運動干涉，
所以，最小節(jié)圓半徑R1min=R2min=Rmin+Δ1=d／2+8=28mm （2-8）
Δ1=3～4mm
(2)中心距的確定
傳動比： imax=2.4548 imin=0.4073
因為imax=R2maxR1min imin=R2minR1max
所以最大節(jié)圓半徑 R1max=R2minimin=68.74mm
R2max=R1min?imax=68.73mm
外徑 Re=R1max+e2=76.73mm
式中e2=8～10mm
∴中心距 A=2Re+（1～2）=155.46mm （2-9）
（3）金屬帶環(huán)長的確定
L=2Acosλ+（R1min+Δh）×（π-2λ）+（R2max+Δh）×（π+2λ）
sinλ=R2max-R1minA （2-10）
得到L=463.03mm
（4） 帶輪錐面夾角的確定
金屬帶式無極變速器帶輪錐面夾角目前業(yè)界公認的范圍是10°～12°，本設計選取11°。
2.4 本章小結
本章通過對金屬帶式無級變速器的基本結構和核心部件的介紹，使對無減速器有個初步的認識，無級變速器作為一種自動變速器，其先進的設計理念是一般自動變速器無法比擬的。首先，它可以根據發(fā)動機工作情況適時改變傳動比，使發(fā)動機時刻保持在最佳工作狀態(tài)這對降低油耗和污染是非常重要的；其次，它變速過程中沒有絲毫的頓挫感，這對乘坐舒適性大有提升。最后，對于成本，它的零部件數目要明顯少于自動變速器，且隨著大批量的生產將會降低更多。而且通過調查發(fā)現，無極變速器的故障率也是非常的低，完全可以滿足使用要求。如何開發(fā)出體積小、結構精、成本低、效率高的產品是開發(fā)設計者們共同的責任。
第3章 金屬帶式無極變速器傳動和承載能力校核
3.1 摩擦傳動原理和摩擦因數
3.1.1 摩擦傳動原理
摩擦傳動的工作原理如圖3-1所示。摩擦傳動和承載能力即摩擦副所能傳遞的計算摩擦載荷。計算摩擦載荷是考慮了儲備能力的摩擦力。即
F=F0K=fNK （3-1）
圖3-1 摩擦傳動的工作原理
式中 F—計算摩擦載荷（N）；
F0—名義摩擦力（N）；
N—法向摩擦力（N）；
f—接觸面間的滑動摩擦因數或油膜牽引系數；
K—可靠性系數，動力傳動取K=1.2～1.5。
摩擦傳動的承載能力取決于摩擦因數或牽引系數和摩擦面副的接觸強度。
3.1.2 摩擦因數
摩擦因數是設計無級變速器傳動承載能力的計算依據，也是研究摩擦機理的特征值。無級變速器傳動有干式和濕式兩種傳遞類型，其摩擦機理是不同的。而濕式摩擦傳動有油膜牽引和混合摩擦驅動兩種摩擦狀態(tài)。金屬帶式無極變速器是混合摩擦驅動。
混合摩擦包括液體的摩擦行為、固體的摩擦行為、液體和固體的相互作用形成的第三物體的摩擦行為。
3.2 金屬帶傳動的力分析
3.2.1 金屬帶上的作用力即各力的關系
為了簡化模型方便分析，作如下假設:
1）將金屬帶的疊層金屬環(huán)看作一條鋼帶環(huán)，不考慮金屬環(huán)組內部各環(huán)間的滑動和摩擦。
2）金屬帶在帶輪運轉形成的圓形軌道上運行，金屬帶在帶輪上包角的圓心與帶輪中心重合。
3）不考慮帶輪的彈性變形。
4）按金屬帶的線速度計算鋼帶環(huán)和摩擦片的離心力。
在金屬帶運行過程中，置于帶輪V形槽內的金屬帶和摩擦片所受的各作用力如圖3-3（i＞1）和圖3-4（i＜1）所示。
1）鞍面法向力PA、PB（A表主動輪，B表從動輪，以下同）：當帶輪在軸向推力作用下軸向壓緊時，摩擦片有沿徑向外移的趨勢，是鋼帶環(huán)張緊，在摩擦片鞍面和鋼帶環(huán)接觸面上產生正壓力。
2)鋼帶環(huán)張力TA、TB：鋼帶環(huán)張緊時其橫截面上產生的拉力。
3）鞍面摩擦力FrbA、FrbB（下標r表示鋼帶環(huán)，下標b表示摩擦片，以下同）：鋼帶環(huán)與摩擦片鞍面之間相對滑動產生摩擦力。在小工作半徑的帶輪上，剛換所受摩擦力的方向與帶輪線速度的方向相同，在大工作半徑的帶輪上，帶環(huán)所受摩擦力方向與帶輪線速度方向向反。
4)摩擦片之間的推壓力EA、EB：在金屬帶傳動中，摩擦片之間相互擠壓，相鄰摩擦片間產生的壓力。
5）帶輪法向力NA、NB摩擦片的兩側面與帶輪的錐面接觸，帶輪受到軸向推力夾緊后，在摩擦片側面和帶輪錐面間產生的正壓力。
6）切向摩擦力FpbA、FpbB（下標p表示帶輪，下標b表示摩擦片，以下同）：帶輪的錐面與摩擦片的兩側面之間的切向摩擦力，正是Fpb實現了轉矩的傳遞。
7）徑向摩擦力FRA、FRB 帶輪的錐面與摩擦片的兩側面之間的徑向摩擦力。
8）帶環(huán)的離心力FCrA、FCrB:鋼帶環(huán)繞上帶輪后作圓周運動的產生的離心力。
9）摩擦片離心力FCbA、FCbB：摩擦片繞上帶輪后最圓周運動產生的離心力。
處于主動輪出口至從動輪入口的直線段（bc段）上的摩擦片之間的推壓力為常數E2；處于主動輪入口至從動輪出口的直線段（ad段）上的摩擦片之間無作用力。由于結構的對稱性，可以針對半邊金屬帶上的作用力，建立各作用力之間的關系。
主動輪上第k個半摩擦片和其鞍面上的鋼帶環(huán)的個作用力的關系為
1）鋼帶環(huán)的切向力平衡方程為
FrbA（k）-δ×（TA（k+1）-TA（k））×cosβ=0 （3-1）
2）鋼帶環(huán)的徑向平衡方程為
PA（k）+FCrA-（TA（k+1）+TA（k））×sinβ=0 （3-2）
3）半摩擦片的切向力平衡方程為
FpbA(k)- δ×FrbA（k）-0.5×（EA（k）-EA（k＋1））cosβ=0 （3-3）
圖3-3 帶輪V形槽中金屬帶的作用力（i≥1）
圖3-4 帶輪V形槽中金屬帶的作用力（i＜1）
4）半摩擦片的徑向力平衡方程為
（PA(k)-0.5FCbA）-NA(k)sinα+FRA（k）cosα-0.5（EA（k）+EA（k+1））sinβ=0 （3-4）
5）半摩擦片的軸向力平衡方程為
AA（k）-NA(k)cosα-FRA（k）sinα=0 (3-5)
上式中，i≥1時，δ=1；i＜1時，δ=-1。在確定了帶環(huán)張力TA、TB后，可求解出其他各作用力。
3.3 帶環(huán)的強度計算
3.3.1 帶環(huán)的靜強度計算
圖334表示了傳遞相同轉矩時，帶環(huán)彎曲應力σw、拉應力σ1和最大應力σmax與傳動比的關系，可見在傳遞轉矩不變的情況下，σw、σ1、σmax都在傳動比最大時取得最大值。所以應按最大傳動比i=imax工作條件下作鋼環(huán)的靜強度計算。
鋼帶環(huán)的靜強度的校核式為
1.05×（σ1(i=imax?)+σw(i=imax?)）≤[σ+1]
σw(i=imax?)=hr×Er2×R1min＋Δh+hr （3-6）
σ1（i=imax?）=T1Sr=2T0×efrb×（π-2λ）-ρrvr2×（efrb×π-2λ-1）1+efrb×（π-2λ）+E22Sr
由鋼帶環(huán)材料的強度極限σb=2171N/mm2，估算材料的屈服極限σs=0.90×σb=1954 N/mm2，取安全系數為1.95，帶環(huán)靜強度的許用應力[σ+1]=σs2=1000N/mm2。
3.2.2帶環(huán)的疲勞強度計算
設金屬帶式變速范圍內的傳動比使用率相同，則帶環(huán)疲勞強度的計算應力為傳動比i=imax和i=1時的平均值，考慮到多層帶環(huán)的載荷不均勻系數1.05，所以鋼帶環(huán)的疲勞強度校核式為
0.5×1.05×（σ1（i=imax?）+σw（i=imax）+σ1（i=1）+σwi=1≤[σ]
σw（i=1）=hr+Er2×RM+Δh+hr
σ1（i=1）=T1Sr=2T0×efrb×π-ρrvr2×（efrb×π-1）1+efrb×π+E22Sr
根據實驗測得單層鋼帶環(huán)的疲勞極限σlim=971N/mm2，取安全系數為1.40，帶環(huán)疲勞強度的許用應力[σ1]=σlim1.40=693N/mm2。
本章小結
金屬帶式無極變速器的最重要同時也是最困難的設計部分就是對金屬帶組件和帶輪的設計。不要把金屬帶式無極變速器的帶傳動錯誤地當成是常規(guī)的皮帶傳動，它是一種“推式傳動”，它的動力是經過摩擦片的相互擠壓傳遞的，金屬帶環(huán)只起到導向和承受張力的作用，這就是它有別于其它帶傳動的不同之處。同時，它也是一種摩擦傳動，即動力經由帶輪與摩擦片的相互擠壓產生的摩擦力進行傳遞。在這里又碰到一個新的問題，帶輪與摩擦片間的摩擦力太小的話，就會出現打滑；而太大的話則有會造成換擋困難同時使元件磨損加劇。這是一對矛盾的問題，因此無級變速器要用到專門的無級變速器機油。此外通過行車電腦對錐形帶輪夾緊力的智能優(yōu)化也是非常重要的。
第4章 金屬帶式無級變速器的匹配設計
4.1 汽車傳動系的結構組成與任務
轎車的布置形式主要有發(fā)動機前置前驅、前置后驅、后置后驅三種。目前多數轎車采用前置前驅，是將變速器、主減速器和差速器安置在同一殼體內，并和橫置發(fā)動機聯接安裝在發(fā)動機前艙，通過半軸、萬向節(jié)軸驅動前輪，這種布置方式結構簡單，傳遞效率高且有利于提高空間利用率。
傳動系的任務是在發(fā)動機和驅動輪之間按汽車運行工況的要求傳遞運動和動力，并根據汽車行駛狀況不斷改變運動速度和轉矩的大小，滿足使用要求。同時還需具有可靠地倒檔行駛能力，良好的加速性能和最佳的燃油經濟性。
4.2 無級變速器運動參數設計
無極變速器的功能是將發(fā)動機的運動和動力傳遞給驅動輪，其變速過程是無極的。無極變速器的主要參數指的是變速比Rb、中間齒輪減速比和主減速比。它們對整車的動力性和經濟性都有重要影響。
4.2.1 變速比Rb
無級變速器的變速比反映了變速器傳動比變化范圍，是指最大傳動比與最小傳動比的比值。在中心距不變的情況下，兩帶輪對稱分布時，變速比最大。CVT的主要作用之一就是汽車在某一時速運行時能使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。變速比越大，就可在越大的速度范圍內實現節(jié)油；但同時這又需要更大的中心距，加大了變速器的尺寸，目前國內外較普遍的變速比范圍是Rb=6～8。
4.2.2 發(fā)動機最小燃油消耗特性
發(fā)動機的最佳轉速是指在不同節(jié)氣門開度情況下，隨載荷的變化，燃油消耗率最低時的轉速，這是設計無級變速器的重要參考指標。這個數據要在實際使用情況下測得。表4-1中列出了某發(fā)動機的使用特性實驗數據。
表4-1 某型發(fā)動機的使用特性測試數據
節(jié)氣門開度
（％）
最低燃油消耗率轉速
/（r/min）
最低燃油消耗率
/[g/（kW?h]
轉矩
/（N?m）
功率
/k
10
1000
362
46.9
4.91
20
1500
304
78.9
12.4
30
2000
297
87.8
18.4
40
2250
291
94.6
22.3
50
2500
285
100
26.2
60
2750
289
101.9
29.34
70
2750
290
103.3
29.75
80
2750
289
103.9
29.29
90
3000
303
106.2
33.36
100
3250
303.2
107.8
36.69
4.2.3 汽車的、齒輪減速比及無級變速器傳動比
目前手動變速器和自動變速器的變速都以減速為主，手動變速器的速比范圍為ig=0.7～4。
無極變速器的變速部分，為提高變速比，將其升速和降速部分設計成：
ibmin=1Rb
ibmax=Rb
式中 ib——無級變速器傳動比；
ibmin——無級變速器最小傳動比；
ibmax——無級變速器最大傳動比；
Rb——無級變速器變速比。
無級變速器的齒輪減速部分的減速比ia，包括中間齒輪減速比ic和主減速比i0為 ia=ici0
無級變速器的總傳動比it為 it=iaib
最小傳動比為 itmin=ibminia
最大傳動比為 itmax=ibmaxia
總傳動比為 it=ibminia～ibmaxia
設計無級變速器的運動和動力參數，一方面滿足發(fā)動機經濟轉速的范圍，另一方面要滿足最高車速要求。
由于無級變速傳動屬于摩擦傳動，最大滑差率為ε=14％?？紤]到這一點車速計算應采用下式:
ua=60πnpedrit×1000（1-ε）
式中 ua——車速（km/h）；
npe——發(fā)動機曲軸轉速（r/min）；
dr——車輪滾動直徑（mm）；
ε——金屬帶與錐盤的滑差率；
it——無級變速器總傳動比。
當滿足汽車最高車速uamax時，則有
在無級變速器的設計中，無級變速器從動軸的極限轉速是一個“瓶頸”，通常把它限制在n2max9000～9500r/min。這時齒輪減速比為
ia=n2maxnend max
結論：
1）變速比的大小決定無級變速器的變速范圍，它將決定控制穩(wěn)定車速的范圍，也是經濟車速的范圍。
2）變速傳動的從動軸的軸承的極限轉速和要求的最高車速決定了齒輪傳動的總減速比的大?。豢倻p速比的大小也決定了經濟車速范圍。
3）發(fā)動機的最小燃油消耗特性必須采用使用外特性曲線和使用部分曲線，為CVT控制方便起見，最好采用節(jié)氣門開度為變量。
4）由于滑差率是與載荷有關的變量，因而得出的結果是較保守的。
本章小結
對于變速器的設計，必須針對發(fā)動機的實際使用狀況而做的。最基本的，就是要考慮汽車使用工程中所要用到的最大轉矩或是轉速以滿足要求。通過數學算法，可尋求理論上最佳的尺寸大小設計。需要說明的是，由于缺乏實驗條件，本文有用到很多假設，且是按照理想的數學算法進行計算設計的。因此，該設計結果是偏向保守的。在實際運用中尚需商議。
第5章 雙行星輪行星換向機構設計
5.1換向機構組成及工作原理
換向機構的輸入軸即為行星架輸入軸，通過花鍵與飛輪相聯接，行星架上裝有三對行星輪，內行星輪同時與太陽輪與外行星輪相嚙合，外行星輪再跟內齒圈嚙合。如圖5-1所示。內齒圈的外側與到當離合器的摩擦片通過花鍵聯接在一起。行星架外側與前進離合器的摩擦片也通過花鍵相聯接。在前進、倒檔離合器的摩擦片間裝有摩擦片壓盤，并分別由前進、倒檔離合器液壓缸控制結合與分離。
在汽車倒檔時，倒檔離合器液壓控制缸工作，將內齒圈與殼體固聯在一起，經過雙行星輪行星機構的作用，使輸出軸的方向得以改變；當汽車前進時，前進擋離合器的結合使行星架與太陽輪固聯在一起，相當于動力直接傳遞到太陽輪傳到輸入軸。
5.2 前進、倒檔離合器
汽車無級變速器的前進、倒檔離合器是一種濕式多片離合器。離合器考液壓缸活塞壓力進行轉矩傳遞。當泄壓時活塞靠回位彈簧復位。多片式離合器的有效傳遞轉矩可通過增減摩擦片數量或摩擦片面積得以調整，多片式離合器傳遞轉矩的大小可由以下公式計算：
M=μpz（D23-D13）/3（D22-D12）
式中 M——離合器所傳遞的轉矩（N?m）。
z——離合器摩擦片片數。
D1——離合器摩擦片的內徑。
D2——離合器摩擦片的外徑。
p——作用在離合器摩擦片上的壓力。
離合器內外徑有如下關系：
D1=(0.6～0.8)D2
離合器摩擦片的類型選的是紙基摩擦片，原因是其摩擦因數高（μ=0.15），且對壓力、溫度和圓周速度的穩(wěn)定性好。
由上述公式可選取相關參數如下：
D1=164mm
D2=205mm
z=4
p=13.5N
5.3 雙行星輪換擋機構參數設計
圖5-1 雙行星輪行星機構
首先引入一個概念，內齒圈與太陽輪的齒數比稱為行星齒輪組的特性參數a。
初選a
由于模數相同，故可由分度圓直徑之比估算其值：
a=118/48=2.458
雙行星輪行星機構理論內力矩關系式
Mt1=Mq-a=Mja-1
式中 Mt——太陽輪轉矩；
Mq——內齒圈轉矩；
Mj——行星架轉矩。
Mj=250N?m
∴Mt=250/（2.458-1）=171470N?mm
5.3.1齒輪參數的設計
1）選擇太陽輪材料、熱處理方式及精度等級
考慮到傳遞功率較大，采用40Cr，調質，表面淬火加工，選用8級精度。
2）初步計算齒輪傳動主要尺寸
因采用硬齒面，抗點蝕能力較強，故按齒根彎曲強度設計。
Mn≥32kT1YεYβcos2βYFYsφdZ12[σ]F
（1）式中參數為：傳遞轉矩T1=Mt=171470N?mm；
（2）初選Z1=33，Z2=19；
（3）由《機械設計》表8.6，取齒寬系數φd=0.5；
（4）初選螺旋角β=15°；
εα=[1.88-3.2（1Z1+1Z2）]cosβ=1.624；
由《機械設計》圖8-21查得重合度系數Yε=0.74；
（5）由εβ=bsinβπmn=0.318φdZ1tanβ得
εβ=1.406；
由《機械設計》圖8-26查得螺旋角系數Yβ=0.87；
（6）初選kt=1.3；
（7）齒形系數YF和應力修正系數Ys
當量齒數 Zv1=Z1/cos3β=34.16
Zv2=Z2/cos3β=19.67
由《機械設計》圖8-19查得齒形系數YF1=2.48，YF2=2.79；
由《機械設計》圖8-20查得應力修正系數Ys1=1.65，Ys2=1.54；
（8）許用應力由[σ]F=YNσFlimSF算得
由《機械設計》圖8-28（h）得到彎曲疲勞極限應力σFlim1=σFlim2=360MPa；
由《機械設計》表8.7取安全系數SF=1.25；
由《機械設計》圖8-30查得YN1=YN2=1.0；
故許用彎曲應力[σ]F1=[σ]F2=1.0×360/1.25=288MPa；
（9）初算法面模數
mnt≥32ktT1Yβcos2βφdz12YFYs[σ]F=1.94
YF1YS1[σ]F1=2.48×1.65/288=0.0142
YF2YS2[σ]F2=2.79×1.54/288=0.0149
所以取YFYS[σ]F=0.0149
3）計算傳動尺寸
（1）計算載荷系數k
由《機械設計》表8.3查得使用系數kA=1.75
V=πd1tn160×1000=22.76m/s
（其中 n1=（a-1）nj=6561r/min）
由《機械設計》圖8-7查得動載系數kv=1.25，由圖8-11查得齒向載荷分布系數kβ=1.32，由表8.4查得齒間載荷分配系數kα=1.2
則k=kvkβkα=1.98
（2）mn=mnt3kkt=2.23,圓整為2.0。
（3）計算傳動尺寸
中心距a=mn（Z1+Z2）/2cosβ=53.84mm，圓整為50mm。
修整螺旋角β=15.94°≈16°
∴d1=mnZ1cosβ=68.64mm≈68mm
同理，d2≈32
b1=Φdd1=0.5×68=32mm，取b2=30mm
（4）校核齒面接觸強度
σH=ZEZHZεZβ2kT1bd12u+1u≤[σ]H
主要參數總結
β=16°mn=2
Z1=33 Z2=19 Z3=72
d1=68mm d2=32mm d3=145mm
b1=32mm b2=30mm b3=32mm
da1=72mm da2=36mm da3=141mm
df1=63mm df2=27mm df3=150mm
5.4 本章小結
至于為什么要選擇雙行星輪行星齒輪換擋機構，需要說明的是，由于行星齒輪換擋機構結構緊湊，因此自動變速器絕大多數都用行星齒輪換擋機構?？紤]到在較小的尺寸空間內要有一定的承受載荷能力的要求，需要增加行星輪數目；此外這種結構方案可以簡化前進、倒檔切換機構。需要注意的是，這樣就增加了拆裝的難度，在安裝精度上有了更為嚴格的要求。
結論
通過本次畢業(yè)設計，使我對前面所學專業(yè)知識進行了較為全面的了解，讓我深刻地認識到，大學所學的一些基礎專業(yè)知識和解問題的決方法才是自己今后人生中最為寶貴的財富。由于能力有限，對整個無極變速器的設計的確超出了個人能力范圍。本次畢業(yè)設計我主要針對的是其機械結構方面展開的。
在過程中，我充分查閱相關信息知識，并請教專業(yè)老師，同時自學了一些相關教材。我的設計主要參考了兩款金屬帶式無極變速器，并綜合二者各自特點進行改進設計。我期望達到的設計目的是，在滿足車速、轉矩要求情況下盡可能地使其尺寸緊湊，結構簡單，并能通過工程圖直觀地將其結構表現出來。由于時間關系，在最終設計結果中，我沒能把其內部換擋機構的液壓回路表達清楚；同時有些地方結構方面的改動可能存在風險，這兩點是我本次畢業(yè)設計比較遺憾的地方。
希望通過這次畢業(yè)設計，對自己的能力做一次鍛煉與提高。并通過在其中碰到的問題發(fā)現自身的問題。避免在今后的學習工作中再犯類似錯誤。
致 謝
在本次畢業(yè)設計得以完成，首先我要感謝我的指導教師鄒玉鳳老師，感謝她這段時間以來對我的悉心指導，和熱情幫助；其次我還要感謝李玉龍老師，他熱心講解并無私地提供了一些好的無級變速器資料；最后還要感謝系里的其他幾位給予我的寶貴意見的專業(yè)老師。
由于選題較難，在做畢業(yè)設計過程中遇到了許多困難，每次請教鄒老師，她都非常熱心的為我答疑解惑，甚至還幫我請教其他相關的專業(yè)老師。這都是對我莫大的支持與鼓舞；我還要提到的是，答辯時給予我寶貴意見的老師們，你們扎實的專業(yè)知識和嚴謹的治學態(tài)度令我折服。最后讓我再次感謝所有給予我?guī)椭娜耍瑳]有你們，我的畢業(yè)設計就不會完滿的完成。
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附錄1 譯文
無級變速器的行星齒輪機構采用雙行星齒輪機構,行星架上固定有內、外行星齒輪和右支架,其中右支架是通過螺栓固定在行星架上,外行星齒輪和齒圈嚙合,內行星齒輪和太陽輪嚙合。它們可以實現前進和倒檔。
無級變速機構由金屬傳動帶和主、被動工作輪組成。金屬傳動帶由兩百多個金屬片和兩組金屬環(huán)組成,每個金屬片的厚度為1.4mm,在兩側工作輪擠壓力作用下傳遞動力。每組金屬環(huán)由9或12片厚度為0.18mm的帶環(huán)疊合而成,金屬環(huán)的功用是提供預緊力,在動力傳遞過程中,支撐和引導金屬片的運動,有時承擔部分轉矩的傳遞。主、被動工作輪由可動和不動錐盤兩部分組成?？刂葡到y(tǒng)是用來實現無級變速器系統(tǒng)傳動比無級自動變化的。在無級變速器系統(tǒng)中,采用機-液控制系統(tǒng)或電-液控制系統(tǒng)。它主要由油泵齒輪泵和滾子葉片泵、液壓調節(jié)閥速比和帶與輪間壓緊力的調節(jié)、傳感器油門和發(fā)動機轉速和主、從工作輪的液壓缸及管道組成,實現傳動無級變速的調節(jié)。速比控制、夾緊力控制和起步離合器的控制是無級變速控制系統(tǒng)的關鍵。由于無級變速機構可提供的速比變化范圍為2.6~0.445左右,不能完全滿足整車傳動比變化范圍的要求,故設有中間減速機構。
無級變速器的變速原理很簡單,但也很巧妙。傳動器的主、被動工作輪的固定和可動兩部分形成V形槽,與金屬傳送帶嚙合。當主、被動工作輪可動部分作軸向移動時,改變了傳送帶的回轉半徑,從而改變傳動比?？蓜虞喌妮S向移動是根據汽車的使用要求,通過液壓控制系統(tǒng)進行連續(xù)地調節(jié),實現無級變速傳動。
附錄2 英文參考資料
Continuously v