汽车无级变速器设计32067.docx

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1、摘 要人们早就认识到无级变速器是提高汽车性能的理想装置，并一直不懈的努力研究，努力追求实现这一目标。70年代后期，荷兰VonDoornes Transmission 公司研制成功VOT金属传动带并于1982年投放市场，推动CVT技术向实用化迈进了一大步。1987年美国福特公司首次在市场上小批量推出装有这种VDT带的CVT汽车，此后意大利菲亚特，日本富士重工和德国大众等多家公司也推出了小批量的CVT汽车（如Ford的Fiesta、Scorpio;Fiat的Uon、Ritmo;Sabaru的Ecvt、WV的Golf等）。各国均视其为自动变速技术的崭新途径，已成为当前国际汽车的研究开发领域的一个热点

2、。无极传动CVT与其他自动变速器相比较，优点是明显的。其操纵方便性和乘坐舒适性可与液力变矩器相当，而传动效率却高得多，接近有级机械式自动变速器的水平。更主要的是，它能最好的协调车辆外界行驶条件与发动机负载，使汽车具有一个不存在“漏洞”的牵引特性，且调速时无需切断动力充分发掘发动机的潜力，从而可显著降低汽车的油耗，提高最大车速和改善超车的性能。无极传动CVT特别受到非职业驾驶员的欢迎，因为它从根本上简化了操纵，不仅可取消变速、离合器踏板，而且总是按驾驶员意图控制发动机在最佳工作位置工作。此外，由于工作和控制原理相对简单，CVT传动完全可以做到比有级变速器（AT）传动更紧凑，更轻，成本更低。对于C

3、VTT这种具具有广阔阔使用发发展前景景的技术术，迄今今国内研研究、应应用的很很少。我我们在前前人研究究的基础础上，针针对广州州本田即即将生产产的经济济型轿车车设计一一种CVT，来替替换原来来的变速速器，为为以后CVT的研究究和试验验打下基基础。关键词：无无级变速速器 结构设设计 自动压压紧目 录摘要1.绪论1.1 汽车变速器器的类型型11.2 汽车变速器器的类型型和特点点 11.3 采用无极变变速器CVT的汽车车可以节节油的原原理 221.4 实现汽车无无级变速速器CVT大变速速比、大大转矩的的关键无偏斜斜金属带带式无极极变速传传动 32.CVTT的总体体设计2.1 原车的相关关参数52.2

4、带传动的分分析52.3 压紧装置的的设计82.4 齿轮设计计计算152.5 轴的设计计计算222.6 轴承的设计计计算302.7 锥轮处的键键的设计计计算313.变速器器的调控控分析3.1 CVVT的一般般调控理理论分析析 323.2 CVVT最佳调调控逻辑辑 344 .总结 385 .致谢 396 .参考文献献 4401. 绪论论1.1 汽汽车变速速器的类类型目前汽车变变速器按按变速特特点来分分，可分分为两大大类：一一是有级级变速器器；二是是无级变速器器。按执执行变速速的方式式来分，可可以分为为自动和和手动两两类。1. 2 汽车变变速器的的类型和和特点1.2.11 液力变变矩器液力变矩器器是

5、较早早用于汽汽车传动动的无级级变速器器，成功功地用于于高档汽汽车的传传动中。由由于传动动效率低低，且变变速比大大于2时效率率急剧下下降，经经常仅在在有级（23档）变变速器的的两档中中间实现现无极变变速，因因此未能能推广开开来。目目前经常常作为起起步离合合器在汽汽车中使使用。1.2.22 宽V形胶带带式无级级变速器器宽V形胶带带式无极极变速器器是荷兰兰DAF公司在19665年以前前的产品品，主要要用在微微型轿车车上，一一共生产产了约80万辆。由由于胶带带的寿命命和传动动效率低低，进而而研究和和开发了了汽车金金属带式式无级变变速器。1.2.33 金属带带式无级级变速器器金属带式无无级变速速器是荷荷

6、兰VDT公司的的工程师师Vann Doooreen 发明的的，用金金属带代代替胶带带，大幅幅度提高高了传动动效率、可可靠性、功功率和寿寿命，经经过3040年的研研究，开开发已经经成熟，并并在汽车车传动领领域占有有重要的的地位。目目前金属属带式无无级变速速器的全全球总产产量已经经达到250万辆/年，在今今后三年年内将达到400万辆，发发展速度度很快。金属带式无无级变速速器的核核心元件件是金属属带组件件。金属属带组件件由两组组912层的的钢环组组和350400片左右右的摩擦擦片组成成，其中中钢环组组的材料料，尤其其是制造造工艺是是最难的的，要实实现强度度高（20000MPP），各层层环之间间“无间

7、隙”配合。以以前只有有荷兰VDT公司掌掌握这种种工艺，现现在我国国沈阳越越士达无无级变速速器有限限公司也也已近掌掌握了这这种技术术，并在在重庆工工学院建建成了一一条示范范性生产产线。金属带式无无级变速速器的传传动原理理，主、从从两对锥锥盘夹持持金属带带，靠摩摩擦力传传递动力力和转矩矩。主、从从动边的的动锥盘盘的轴向向移动，使使金属带带径向工工作半径径发生无无级变化，从从而实现现传动的的无级变化，即即无级变速。1.2.44 摆销链链式无极极变速器器摆销链式无无级变速速器是由由德国LUK公司将将摆销链链用于Auddi汽车传传动的成成功范例例。与金金属带式式CVT不同的的是，它它将无级级变速部部分放

8、在在低速级级，即最最后一级级。其原原因是链链传动的的多边形形效应在在高速级级是会产产生更大大的噪音音和动态态应力。所所以其最最新的结结构中，假假装了导导链板以以减少震震动和噪噪声。但但是由于于在低速速级传动动中，要要求传递递的转矩矩大，轴轴向的压压力较大大，液压压系统的的油压也也大（大大约为89），而而摩擦盘盘式离合合器所要要求的油油压又不不高，这这样，液液压系统统就比较较复杂。由由此看来来，如果果能进一一步降低低和消除除多边形形效应，将将会进一一步提高高此类传传动的水水平，简简化整机机设计、降降低成本本。1.2.55 环盘滚滚轮式无无级变速速器环盘滚轮式式无级变变速器是是英国Torrotrr

9、ak 公司发发明的无无级变速速器。运运动和动动力由输输入盘靠靠摩擦力力传给滚滚轮，滚滚轮降运运动和动动力靠摩摩擦力传传给输出出盘。当当滚轮在在垂直于于纸面的的轴向运运动时，滚滚轮和两两个环盘盘的接触触点连续续变化，输输入盘和和输出盘盘接触点点的回转转半径连连续变化化，实现现无极传传动。1.3采用用无极变变速器CVT的汽车车可以节节油的原原理由于汽车的的发动机机的进排排气系统统是考虑虑了空气气流的动动力学而而设计的的，由凸凸轮轮廓廓形块决决定进气气和排气气气门的的开闭。发发动机在在某一最最佳转速速下能够够进气充充分、排排气充分分、燃烧烧完全、能能量利用用充分、排排气污染染少；但但离开这这一转速速

10、就会有有进气不不充分、排排气不充充分、燃燃烧不完完全、能能量利用用差、油油耗增加加和排气气污染增增加等问问题。汽车的车速速是随机机的，在在2030kkm/hh到1501800km/h之间变变化。为为了很好好的利用用发动机机的动力力和减少少油耗，采采用有级级变速（MT和AT），在两两档之间间依靠发发动机的的转速变变化来适适应车速速的变化化，因而而发动机机无法达达到最佳佳的工作作状态。采用液力变变矩器的的无级变速器器，由于于其工作作原理是是油作为为动力传传动的介介质，许许多能量量消耗在在油的内内摩擦上上，传动动效率低低，通常常为8085%，比传传统的MT和AT大约费费油10%20%，而且且液力变变

11、矩器转转差较大大，效率率较低。通通常减速速比不大大于2，只能能增加23档有级级变速，每每两档间间用液力力变矩器器实现无无级变速。无级变速器器（CVT）可以以使发动动机在最最佳状态态下工作作，依靠靠变速器器无级调速来来适应汽汽车的各各种速度度，因此此可以是是发动机机燃烧最最好，排排气污染染最小，达达到节油油的目的的。1.4 级变速CVT大变速速比、大大转矩的的关键无偏斜斜金属带带式无级级变速传传动对称直母线线锥盘情情况下，金金属带在在变速过过程中必必然产生生偏斜。此此偏斜量量限制了了锥盘的的半径，也也限制了了变速比比。因而而对称直直母线锥锥盘所产产生金属属带的偏偏斜，一一方面限限制了车车辆节油油

12、的经济济车速范范围;另一方方面限制制了锥盘盘工作半半径的增增加，也也限制了了可传递递的转矩矩，即传传动能力力。目前前，汽车车CVT的变速速比一般般在=55.5左右，通通常用于于排量在在2.00L以下的的汽车传传动中。1.5 抛抛弃液压压加压系系统，进进一步节节油汽车金属带带和摆销销链式无无极变速速器CVT，是当当前汽车车自动变变速器中中最具前前景的传传动形式式。目前前汽车金金属带式式无级变变速器绝绝大部分分采用液液压加压压、电子子系统控控制方案案。发动机的动动力通过过变矩器器离合器器和液力力变矩器器传给前前进、倒倒档离合合器，液液力泵产产生的高高压油通通过液压压缸将力力施加给给锥盘变变速装置置

13、，该力力施加给给金属带带组件产产生摩擦擦力，将将主动轮轮的转矩矩传递给给从动轴轴，然后后通过减减速装置置，经减减速器输输出给车车轮。这种方案的的优点在在于除了了金属带带传动的的全新技技术以外外，全部部采用了了成熟技技术，可可行性好好。但与与成熟的的AT（自动动变速器器）技术术一样，有有一个重重要的弱弱点，即即是均采采用耗能能的液压压伺服系系统。AT和MT（手动动变速器器）均为为齿轮传传动，AT比MT多耗油15%左右，其其原因在在于液压压私服系系统耗能能。采用用CVT的汽车车，由于于CVT可使发发动机在在最佳区区域工作作，因而而达到节节油的目目的。目目前其油油耗与采采用MT的汽车车持平。如果抛弃

14、液液压加压压系统，将将避免能能量的损损失，达达到更加加节油的的目标。2. CVVT的总体体设计2.1 原原车相关关参数本次设计的的各项参参数如下下：面对对象1.0L轿轿车轿车驱动形形式前置前驱发动机最高高转速5881（r/mmin）最大功率38.0kkw/55800rrpm最高车速135kmm/h最大扭矩75.0NNm/32999rppm倒档传动比比3.1255传动比范围围0.8644-3.009主减速器传传动比4.52.2 带带传动的的分析2.2.11 变速方方式在金属带传传动中，带带轮由圆圆锥盘组组成，利利用圆锥锥盘的轴轴向移动动来达到到变速。这这种变速速机构紧紧凑，传传动可靠靠，应用用范

15、围广广泛。在在这种变变速器中中，有的的只是一一个带轮轮可轴向向移动，另另一个带带轮的直直径是固固定不变变的，这这种情况况下变速速，必须须同时改改变两轮轮的中心心距，这这在我们们的设计计中是难难以布置置和难以以控制甚甚至难以以达到的的。另一一些机构构两轮都都起变速速作用，这这又分为为两种情情况：A、两轮轮的两边边都可以以调节;B、只有有一边可可以调节节。要调调节就必必须有控控制或压压紧机构构，在A中情况况下，机机构必然然变得复复杂和庞庞大，而而B情况可可以有效效地避免免这种情情况的发发生。本方案采用用一级变变速就可可以达到到设计要要求。在金属带的的选取上上，我们们选用了了现有的的自制金金属带，结

16、结构参数数为：上上底宽32mmm，高15mmm，工作作中径为为26mmm。综上所述:本方案案在带轮轮的结构构选择单单级，两两个带轮轮都是面面可调的的金属带带形式。2.2.22 基本运运动关系系1）带轮的的移动距距离带轮的移动动距离受受到两边边带轮相相碰的位位置和带带达到带带轮内边边缘的位位置所限限制。因此，在双双向移动动的情况况下：式中 带轮两两边的夹夹角； 带底面面的宽度度， 带中性性层的宽宽度； 中性层层至底面面的距离离， (为带中中性层面面至顶面面的距离离)，在带带轮移动动的情况况下，轴轴向移动动距离为为上式中中X的二倍倍。2）CVTT传动比比及调速速的范围围为了具有较较高的传传动效率率

17、，且设设计和制制造的方方便，两两个带轮轮的尺寸寸设计为为同样大大小。要要扩大变变速的范范围，须须增加带带的宽度度，减小小带轮的的槽角或或减小带带轮的直直径d。带轮的楔角角太小容容易使带带楔在槽槽中，此此外，楔楔角越小小，带上上受到的的横向力力就越大大，也容容易使带带挠曲，所所以楔角角不能太太小。经经验值为为22-24度。我我们选用用28度的楔楔角。减小带轮的的直径d会使带带的疲劳劳强度降降低，所所以一般般也不宜宜采用比比规定直直径小的的带轮直直径。根根据已有有的资料料显示：带轮的的工作直直径可以以达到75mmm，而传传动比的的范围可可以达到到0.445-22.222，在本本设计中中，我们们将带

18、轮轮的最小小工作直直径定为为80mmm，以使使其工作作可靠，寿寿命更高高。材料的选择择：钢带带，摩擦擦副表面面采用硼硼化钨和和硼化钼钼基合金金材料（金金属陶瓷瓷）这种合金主主要用于于在高温温下工作作的易磨磨损钢表表面，以以含钼的的坡莫合合金（2，81，17）和和镍铬合合金作粘粘结金属属，主是是热压发发制造的的。性质质如下： 百分含含量% HRAA 抗压强强度 抗弯强强度 弹性模模量E金属陶瓷组组成 硼化物 粘结相 坡莫合金金 966.0 44.0 992 115600 6200 411.355 886.00 114.00 85 14000 5000 52.0摩擦副的摩摩擦系数数为0.33.由相

19、关参数数得知：=3.0990=0.8446调速范围 采用对称调调速，根据金属带带的结构构参数，确确定CVT锥轮的的结构。取最小工作作直径，则则最大工工作直径径CVT锥轮轮的结构构图2.3 压压紧装置置的设计计2.3.11 曲面压压紧结构构所有的基于于摩擦的的机械式式CVT都需要要在工作作副上施施加一定定的压紧紧力，以以使它们们无滑动动地可靠靠工作。在在自动压压紧的应应用中，压压紧力应应根据当当前的传传动比和和力矩调调整到最最佳值，从从而在保保证工作作可靠的的前提下下，减少少磨损和和延长寿寿命。当当前流行行的做法法是：用用一套自自动控制制的涡轮轮系统。但但，这样样的系统统不但增增加CVT的成本本

20、，还使使轿车在在工作的的某些方方面变坏坏，并且且导致极极大的燃燃油消耗耗，这些些都会是是中国家家庭轿车车的不适适宜因素素。为此，我们们尝试开开发了一一种几乎乎没有功功率消耗耗的“纯机械”自压紧紧装置。这这种装置置的工作作原理和和纺织工工业中应应用的某某些CVT压紧机机构有些些类似，但但已经除除去了诸诸如允许许轴向移移动和传传动比范范围大小小的缺陷陷。在输输入轴上上有三个个相互间间隔120度均匀匀分布的的传动销销，每个个销和位位于可轴轴向移动动的带轮轮后部的的销的导导槽曲面面接触。接接触力的的周向力力取决于于带轮所所传递的的力矩，而而轴向力力紧紧地地将带轮轮和V带压向向另一带带轮以产产生必需需的

21、摩擦擦。于是是，转动动和功率率就可以以通过压压紧的摩摩擦副和和V带传递递到输出出轴。三个销导槽槽斜面的的倾斜度度在这里： 摩擦副副的摩擦擦系数 带的工工作直径径 带轮的的轴向移移动量 销的工工作直径径 带轮的的楔角这个斜率函函数的意意图是当当可动带带轮被传传动比控控制装置置移动到到不同位位置时，接接触力的的轴向分分力相应应不同的的传动比比能产生生不同的的比例系系数来适适配输入入轴转矩矩以使压压紧力等等于或稍稍大于临临界力，这这样，摩摩擦工作作副就不不会有相相对的滑滑动。在在特例演演变下，这这种自压压紧装置置允许=24mmm的轴向向相对位位移，同同时传动动比范围围可达R6。样机机测试结结果显示示

22、：这种种装置基基本满足足实际需需要，并并且具有有结构简简单，成成本低廉廉的优点点。我们们坚信：经过发发展和完完善，这这种装置置是有真真正有应用价价值的。其关键问题题是曲面面的确定定，以下下就是有有关计算算：1） 带轮与皮带带接触处处要求轴轴向压紧紧力为： （1）式中，工况系系数，可可以取1.2。压紧力随XX的不同同（实际际是工作作直径的的不同）而而变化。2） 自动压紧装装置产生生的轴向向压紧力力的表示示： （2）式中，平均工工作直径径。即中中径； 曲面的的升角； 是滚柱柱销和曲曲面接触触处的等等效摩擦擦角，即即，是等效效摩擦系系数，一一般0.113） 平横条件：若不计入附附加弹簧簧的辅助助压紧

23、力力，有，为为系统不不打滑的的工作条条件， （3）由（1），（2）关系系式可得得到。4） 皮带工作直直径与轴轴向位移移的关系系式中，最小工工作直径径将上式代入入（3）式中中，即确确认。5） 确定由关系式，并并利用正正切和角角切以及及（3）式，可可以推出出： （4）若设计中CCVT传递的的最大扭扭矩，最最大功率率和相应应的转速速已知，可以确定和和及和；再根根据，和等可以利用（4）式求求得。代代入各已已知量后后得到：式子中，均为常常数。2.3.22 加压弹弹簧的设设计加压装置的的主要作作用是在在汽车起起步时，使使金属带带与锥轮轮彼此压压紧，产产生恰当当的摩擦擦力,足够传传递运动动和动力力。轴向压紧

24、力力A. 输入轴上的的加压弹弹簧当输入转速速最低时时，弹簧簧工作高高度最小小，轴向向压紧力力最大当输出转速速最高时时，弹簧簧工作高高度最大大，轴向向压紧力力最小 根根据几何何关系，弹簧刚度弹簧设计：1） 根据工作条条件选择择材料并并确定其其许用应应力因弹簧在交交变作用用力下工工作，按按1类弹簧簧考虑。现现选用硅硅锰合金金弹簧钢钢丝，估估取弹簧簧中径=90mmm，=188mm。查表表知【】=47712） 根据强度条条件计算算弹簧钢钢丝直径径选取旋绕比比C=5，则补补偿系数数试算弹簧直直径上值与原估估去值相相近，且且为标准准值。则则3） 根据刚度条条件，计计算弹簧簧全圈数 取=3圈。4） 结构设计

25、输入轴弹簧簧参数见见下表中径90mm有效圈数3内径72mm总圈数5108mmm25.2mmm57.2mmm1.111418.6mmm自由长度100mmm工作长 62mm；80mmm2.8kgg5） 验算稳定性性细长比b=1.1112.6，稳定定B. 中间周上的的加压弹弹簧当输出转速速最低时时，弹簧簧工作高高度最大大，轴向向压紧力力最小当输出转速速最高时时，弹簧簧工作高高度最大大，轴向向压紧力力最大根据几何关关系，弹簧刚度 弹簧设计：1） 根据工作条条件选择择材料并并确定其其许用应应力因弹簧在交交变作用用力下工工作，按按1类弹簧簧考虑。现现选用硅硅锰合金金弹簧钢钢丝，估估取弹簧簧中径，。查表表知

26、。2） 根据强度条条件算弹弹簧钢丝丝直径直径旋绕比比,则补偿偿系数试算弹簧钢钢丝直径径原估取值安安全，且且为标准准值。则则3） 根据刚度条条件，计计算弹簧簧圈数取圈4） 结构设计程序同输入入轴，结结果如下下表：中径90mm有效圈数5内径74mm总圈数7106mmm25.2mmm5.62559.2mmm1.671428.8mmm自由长度95mm工作长 57.2mmm；75mmm2.2kgg5） 验算稳定性性细长比，稳稳定。2.4 齿齿轮的设设计计算算2.4.11 前进档档减速齿齿轮1) 减减速比2） 选择择齿轮类类型，材材料，精精度及参参数A. 选用用直齿圆圆柱齿轮轮传动B. 选择择齿轮材材料：

27、选选取大小小齿轮材材料均为为，并经经调质及及表面淬淬火，齿面硬度为为4855HHRC.C. 选择择齿轮为为7级精度度D. 选小小齿轮齿齿数, 大齿轮轮齿数3) 齿齿面的接接触强度度设计A. 确定定公式内内的各计计算数值值 a) 选择载载荷系数数 b） 计算小小齿轮传传递的转转矩 c） 选取齿齿宽系数数 d） 材料的的弹性影影响系数数 e） 按齿面面硬度中中间值52HHRC查查得大、小齿轮轮的接触触疲劳强强度极限限 f） 应力循循环次数数 g） 查得接接触疲劳劳寿命系系数 h） 计算疲疲劳许用用应力 取失效效效率为为1%，安全全系数,B. 计算算 a） 试算小小齿轮分分度圆直直径，代代入中较较小

28、的值值 b） 计算圆圆周速度度V c） 计算齿齿宽 d） 计算齿齿宽和齿齿高之比比模数 齿高 e） 计算载载荷系数数根据，7级级精度，查查得动载载荷系数数直齿轮，假假设查得得，使用用系数 f） 按实际际的载荷荷系数校校正所算算得的分分度圆直直径，得得g） 计算算模数4) 按按齿根弯弯曲强度度设计A) 确确定公式式内的计计算数值值a） 按齿齿面硬度度中间值值52HHRC查得大大、小齿轮轮的接触触疲劳强强度极限限 b） 查得接接触疲劳劳寿命系系数 c） 计算弯弯曲疲劳劳许用应应力，取取安全系系数 d） 计算载载荷系数数 e） 查取齿齿轮系数数 f） 查取应应力校正正系数 g） 计算大大小齿轮轮的并

29、加加以比较较 h） 计算模模数对比计算结结果，由由齿面疲疲劳强度度计算的的模数m略大于于由齿根根弯曲疲疲劳强度度计算的的模数，由由于齿轮轮的模数数m的大小小主要取取决于弯弯曲疲劳劳强度所所决定的的承载能能力，而而齿面接接触的疲疲劳强度度所决定定的承载载能力，仅仅与齿轮轮的直径径有关，可可取由弯弯曲强度度计算得得的模数数，并就就近圆整整为标准准值，按按接触疲疲劳强度度算得的的分度圆圆直径5) 几几何尺寸寸计算A) 计计算分度度圆直径径mmmmB) 计计算中心心距C) 计计算齿轮轮宽度圆整： D) 验验算 2. 4. 2 倒档减减速齿轮轮 取倒档档小齿轮轮与惰轮轮的减速速比 取倒档档惰轮与与大齿轮

30、轮的减速速比1） 计算算各齿轮轮参数由于结构的的原因，倒倒档大，小小齿轮要要有一定定的间隙隙。故取取倒档小小齿轮的的结构参参数与前前进档小小齿轮相相同。令，2） 验算算按齿面弯曲曲疲劳强强度校核核公式确定式中各各值 K值 计算TT值： 查得 所所以安全全2. 4. 3 减速轴轴距的调调整考虑到倒档档大小齿齿轮不能能直接接接触，故故轴距 调整中中心距，取取， 调整前前进档齿齿轮，令令 前进挡挡小齿轮轮 前进挡挡大齿轮轮 圆整 圆整为为 ， 验算：按齿齿根弯曲曲疲劳强强度计算算2. 5 轴的设设计计算算2. 5. 1 输入轴轴的设计计1） 选择择轴的材材料 选选取45号刚，调调质，HBSS=233

31、02) 初初步估算算轴的最最小直径径 取取发动机机最大转转矩时计计算，此此时，功功率 取3） 轴的的结构设设计，初初定轴径径及轴向向尺寸考虑锥轮的的结构要要求及轴轴的刚度度，取装装锥轮处处轴径，轴轴的装配配草图如如图所示示。两轴承支点点间的距距离为4） 按弯弯扭合成成应力校校核轴的的强度A. 作出出轴的计计算简图图a） 计算算压轴力力锥轮的当量量摩擦系系数最大有效拉拉力由于钢带伸伸缩弹性性小，可可忽略离离心力对对预紧力力的影响响。故钢带预紧力力 径向向压轴力力 b） 计算轴轴的压紧紧力 c） 计算支支反力将输入轴与与中间轴轴形成的的平面定定为水平平面，则则垂直面面没有力力的作用用d） 作出出弯

32、矩图图e） 作出出扭矩图图，取a=00.6， f) 计计算弯矩矩 g） 校核轴轴的强度度按第三强度度理论，计计算弯曲曲应力对轴的抗弯弯截面系系数W,采用用近似算算法 所以安安全。2. 5. 2 中间轴轴的设计计计算1) 选选择轴的的材料 选选取45号钢，调调质，HBSS=2330 2） 初步步估算轴轴的最小小直径 功功率 转转速 取取3） 轴的的结构设设计，初初定轴径径及轴向向尺寸考虑锥轮的的机构要要求及轴轴的刚度度，以及及通用性性要求取取装锥轮轮处轴径径轴的装配草草图如图图所示。4） 按弯弯扭合成成应力校校核轴的的强度A. 做做出轴的的计算简简图 a） 计算径径向力作用在中间间轴上的的压轴力

33、力，大小小与作用用在输入入轴上的的压轴力力相同，方方向相反反。 即径径向压轴轴力中间轴上减减速齿轮轮产生的的径向力力减速齿轮传传递的转转矩产生的径向向力， b） 计算支支反力将输入轴与与中间轴轴形成的的平面定定为水平平面H,垂直面V垂直与与水平面面H。 c） 作出弯矩矩图 d） 作出扭扭矩图 取， e） 计算弯弯矩 f） 校核轴轴的强度度 按第第三强度度计算理理论，计计算弯曲曲应力 对轴的抗抗弯截面面系数W，采用用近似算算法， 所以安安全。 其它轴轴尺寸见见零件图图，他们们受力小小于前面面两轴，故故安全。2. 6 轴承的的设计计计算主动轴上轴轴承的设设计计算算。计算寿寿命，本本着CVT变速器器

34、五年寿寿命，按按每天工工作八小小时，每每年300天工作作日则轴承计算算寿命主动轴承采采用两对对轴承，内内侧选用用464406型角接接触轴承承。外测测选用72006型圆锥锥滚子轴轴承。通通过不同同的尺寸寸公差保保证角接接触球轴轴承主要要承受径径向力，圆圆锥滚子子轴承承承受轴向向力。 1. 对角接接触轴承承，派生生轴向力力所以轴向力力 对轴承2，当当量动载载荷取，取取X=11,Y=0校验合格。 2. 对圆锥锥滚子轴轴承，由由于只承承受轴向向力，要求轴承的的工作寿寿命为一一年，采用车用特特制轴承承，采用用特制加加工工艺艺，可以以达到使使用标准准。其它轴承计计算忽略略。2. 7 锥轮处处的键的的设计计

35、计算主要失效形形式是工工作面压压溃 选用按联接强度度校核最大转矩时时，, 接触高高度键的工作长长度，轴轴的直径径校验安全。其它键参数数见装配配图，检检验略。3. 变速速器的调调控分析析3. 1 CVVT的一般般调控理理论对于车用的的发动机机，在任任一给定定油门开开度下总总有一个个最佳转转速，是是得对应应的发动动机输出出功率为为最大或或对应的的油耗率率为最低低。将不不同油门门开度下下发动机机特性（如如速度特特性）的的最大功功率点或或最低油油耗率点点连成曲曲线，便便得到最最佳发动动机曲线线D或最佳佳经济曲曲线E, 如下图a所示。这这两条曲曲线也容容易转化化成如图图b所示的nda曲线。E, D两条曲

36、曲线及其其所包围围的区域域是CVT调速控控制的重重要依据据。随着工况（油油门开度度，工作作负荷）CVT须适当当调整变变速传动动比从而而改变整整个传动动系的传传动比，使使车速发发生相应应的变化化，以保保证发动动机转速速ne和功率率正好是是最佳工工作线E或D上的某某个确定定值nd和，即保保证在最最佳工况况下工作作。根据据CVT调控的的一般理理论（又又称“等转速速稳态调调节理论论）,其传动动比i的变化化按下述述方法确确定。为叙述方便便，设离离合器完完全结合合不打滑滑，CVT初级轴轴与发动动机轴可可视为刚刚性联接接，则传传动比i与发动动机转速速及车速速有如下下关系 (1) 式中 R驱动轮轮波动半半径m

37、，可视视为常数数 整个驱驱动链除除CVT以外的的固定传传动比，为为常数 AA 于是是，使的的理想或或目标传传动比可可表为 （2）在行车中克克通过传传感器测测得ne，V，从而而确定当当前实际际传动比比i同时根根据存入入微机ROM中的图b及测得得的a确定nd及id。若nend，iid，则发发出并执执行减小小传动比比的指令令;反之则则发出执执行增大大传动比比的指令令，直至至ne=nd，i=iid。这样样形成了了一个闭闭环调控控的基本本逻辑。然而，上述述调控理理论或逻逻辑至少少有如下下不足之之处：首首先，它它只指出出了传动动比调节节变化的的方向，没没有指出出变化的的量或速速率应该该遵循什什么规律律;其

38、次，它它只从系系统的稳稳态功率率平衡来来考虑问问题，对对于常处处于过渡渡平衡状状态中的的实际车车辆，往往往会引引起某种种“误操作”，造成成整车性性能的恶恶化；此此外，这这种调控控显然属属于滞后后被动跟跟随式的的，必须须等到实实际与理理想工作作参数有有了偏差差后（ne不等于nd，i不等于id）才进进行干预预，难以以实现最最佳调控控。人们曾提出出了一些些半经验验的调控控规律，试试图改善善上述不不足之处处。例如如有人用用以下公公式来确确定传动动比调控控的方向向和调速速率 （3） 式中 待定的的非常系系数显然对不同同的车辆辆和发动动机，都都要经过过大量的的实验才才能将其其确定，故故此法至至少实用用性方

39、面面受到了了较大的的限制。有有鉴于此此，寻找找一种更更合理适适用的CVT调控理理论或逻逻辑就十十分有必必要了。3.2 CVTT最佳调调控逻辑辑3.2.11 过渡状态态可得根据【7】，对对理想调调速可得得，式（2）微分分 （4）这是一个重重要的公公式，其其物理意意义可以以理解为为：若在在当前过过渡（瞬瞬态）平平衡状态态下正好好有 ，则当当任一原原因引起起车速V,加速度度及理想想发动机机转速发发生变化化时（如如加、减减速过程程，油门门变化，路路况及载载荷变化化等），CVT必须使使发动机机按上式式确定的的调速率率调节传传动比，才才能使发发动机始始终保持持在最佳佳特性曲曲线E或D下工作作，恒有有获得与

40、与整车特特性的最最佳匹配配。式中第一项项反应油油门开度度变化对对调速率率的影响响，若，则则必然有有可由两两次采样样所计算算的之差差与采样样时间间间隔之比比来确定定；也可可按来计计算，其其中存放放在ROMM中的图2b曲线斜斜率，则可可通过传传感器测测得的微微分获得得。式中中第二项项代表驱驱动功率率与阻力力功率不不平衡程程度的贡贡献，若若两者平平衡则加加速度。分分析该项项（设）可可知，在在低速起起步阶段段因车辆辆V较小而而较大，可可获得较较大的调调速率，使V迅速上升升；对于于以高速速行驶的的车辆情情况正好好相反。这这正是一一种所期期望的调调速特性性。式中中的V和可用速速度传感感器和微微分电路路测得

41、，则可根据及V通过图b确定。不过，式（4）还不不能直接接用来确确定CVT的调速速方向和和调速率率，因为为它无法法处理不不等于不不等于的的情况，而而任一不不定因数数的影响响都可能能导致这这种情况况的发生生。3.2.22 稳态下下有转速速偏差是是的调速速率设在某油门门开度和和传动比比下，驱驱动功率率（其中中是传动动系机械械小效率率，按常常数处理理）和阻力力功率在在某点e达到了了稳态平平衡，车车速V，如下下图所示示：然而，平衡衡工作点点e并为与与理想的的目标工工作点重重合，即即不等于于，不等于于。显然然此时需需要增大大传动比比使驱动动功率曲曲线向左“平移”到曲线位位置上（注注：在对对数坐标标中才真真正意义义上的平平移，而而在自然然坐标中中，对应应不同传传动比的的各曲线线最大，最最小值应应尽量一一样，但但曲线斜斜率和覆覆盖的速速度域宽宽度却有有所不同同，称“平移”只是为为了形象象和方便便），从从而使，达达到理想想工作状状态。现在的问题题是，如如何确定定这种调调节过程程中的适适当调速速率？为为此做如如下合乎乎情理的的假设：1）发动动机转速速偏差的的范围不不大；2）在此此范围内内可以认认为使和和使完全全等效。有上图可知知，要使使，应该该增大传传动比来来获得一一个附加加的驱动动功率增增量。这这相当于