23钢环分离锥轮无级变速器

23钢环分离锥轮无级变速器,23,分离,无级,变速器 湘潭大学兴湘学院毕业论文题 目： 钢环分离锥轮无级变速器 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2006183823 姓 名： 李超 指导教师： 聂松辉 完成日期： 2010-6-3 湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题 目：钢环分离锥轮无级变速器 专 业：机械设计制造及其自动化 学 号： 2006183823 姓 名： 李超 指导教师： 聂松辉 完成日期： 2006-6-3 钢环分离锥轮无级变速器摘 要: 钢环分离锥锥轮无级变速器是机械摩擦式的一种变速器，它以钢环为中间原件，以改变主、从动锥轮的工作半径来实现无级变速。它能实现对称变速而且无需再设加压装，结构简单，时常将这种变速器应用在传动系统的高速级。首先查找变速器相关资料，了解其传动原理及设计要求和计算公式，选择材料。通过已知给定参数先求出变速器主要零件钢环和主从锥轮的相关尺寸，再根据已算出的数据和配合关系选定其主要配合原件轴承型号，然后确定锥轮各段长度和大小。再进行轴的设计，通过公式选取轴的最少直径，再结合与锥轮配合关系确定轴的各段长度及选取键和轴键等相关尺寸，根据设计手册选取有关尺寸的配合公差，选取设计调速操作机构，再由已知的零件尺寸和配合关系，根据设计手册确定箱体和端盖的基本尺寸，其后对轴和钢环进行强度校核，以确定尺寸是否满足要求。最后由算出的数据用 CAD进行绘图。关键词：钢环，锥轮，无级变速，齿轮，轴Handing Manipulator Control System Abstract: The steel loop separation cone pulley variator is the mechanical friction type variators one form. It takes the middle part by the steel loop, the affiliation changes the host, the driven cone pulleys working radius to realize the stepless change, rotates the handwheel, through the gear, the rack and the tension bar causes the transportable awl crop rotation end motion, changes the host, the driven cone pulley and the steel loop working radius, thus realizes the speed change. Moreover, its structure is simple, the manufacture is convenient. It mainly uses in the metal-cutting machine tool, the textile machinery and so on high speed machine.Key words: Steel loop, cone pulley, limitless speed change, gear, axi1第一章 绪论 1.1 无级变速器的介绍 .CVT(Continuously Variable Transmission)技 术 即 无 级 变 速 技 术 ， 它采 用 传 动 带 和 工 作 直 径 可 变 的 主 、 从 动 轮 相 配 合 来 传 递 动 力 ， 可 以 实 现 传 动比 的 连 续 改 变 ， 从 而 得 到 传 动 系 与 发 动 机 工 况 的 最 佳 匹 配 。 常 见 的 无 级 变 速器 有 液 力 机 械 式 无 级 变 速 器 和 金 属 带 式 无 级 变 速 器 （ VDT-CVT） ， 目 前 国 内市 场 上 能 见 到 的 、 采 用 了 这 种 技 术 的 只 有 奥 迪 、 派 力 奥 (西 耶 那 、 周 末 风 )、飞 度 和 旗 云 4 款 车 型 。 目 前 ， 国 内 汽 车 厂 家 奇 瑞 也 掌 握 了 无 级 变 速 技 术 ， 据报 道 将 于 2010 年 投 入 生 产 无 级 变 速 器 与 常 见 的 液 压 自 动 变 速 器 最 大 的 不 同 是 在 结 构 上 ， 后 者 是 由液 压 控 制 的 齿 轮 变 速 系 统 构 成 ， 还 是 有 挡 位 的 ， 它 所 能 实 现 的 是 在 两 挡 之 间的 无 级 变 速 ， 而 无 级 变 速 器 则 是 两 组 变 速 轮 盘 和 传 动 带 组 成 的 ， 比 传 统 自动 变 速 器 结 构 简 单 ， 体 积 小 。 另 外 ， 它 可 以 自 由 改 变 传 动 比 ， 从 而 实 现 全无 级 变 速 使 车 速 变 化 更 为 平 稳 没 有 变 速 器 换 挡 时 那 种 “顿 ”的 感 觉 。图 1-1 无级变速器1.2 机械变速器的现状和类别变速传动装置分为无级变速和有级变速两种。无级变速传动是在某种可控作用下，使机械输出轴转速在两个极值范围内作连续而任意变化的变速传动装置，而有级变速传动则是使机械输出轴的转速在两个极值范围内某一规律作间断变化的变速传动装置。对于做成独立部件形式的无级变速传动装置，成为无级变器。无级变速器有电磁的、流体的和机械的等多种类型。电磁无级变速器可用交流电动机调速（变频、调压等）、直流电动机调速（挑刺通或电枢电压等）。流体无级变速器有液压（节流调速、容积调速或复合调速）、液力（液力偶合器和液力变矩器）、气压等传动。现今，机械摩擦式无级变速器业已广泛用于金属切削机床、轻工、纺织、化工、食品、农业、冶金、运输等机械和仪器仪表等行业。21.3 摩擦式无级变速器机械摩擦式无级变速器是利用摩擦力来传递运动和动力的，它有三个基本组成部分：加压装置，摩擦变速机构，调速操纵机构。1. 使传动零件相互压紧，以在接触区内产生所需摩擦力的机构称为加压装置。2. 靠摩擦力传动、且主动和从动零件之间尺寸比例关系可与改变从而获得变速的机构称为摩擦变速机构。3. 改变主、从动零件相对位置以调节两者之间尺寸比例关系，从而实现改变传动比，即实现变速的机构称为调速操纵机构。摩擦机构总是由若干个相互接触的轮子所组成（扰性中间元件可看成扰性轮） ，接触部位的形状可以是直线或圆弧曲线，通过改变轮子的相对位置，使接触点沿其中一轮的母线移动或摆动，改变其中某些轮子的工作半径而实现变速。加压装置是影响无极变速传动性能和承载能力的重要部件。加压装置按加压特性分为两种：1. 恒压加压装置工作过程中压紧力始终不变，即压紧力为常量；2. 自动加压装置工作过程中压紧力随着负载的变化而作正比变化。1.4 摩擦式无级变速器运动原理加压装置所提供的压紧力与变速器输出转速的关系称为加压特性。无级变速器的加压特性取决于摩擦机构的型式及其机械特性。在输入转速 n1一定的情况下，无级变速器输出轴扭矩 T2（或功率 P2）与转速 n2的关系称为机械特性、可用图 1-2所示坐标系 n2-T2（n2-P2）中的平面曲线 T2（n2）或 P2=P（n2）来表征。无级变速器的机械特性大致可以归纳为三种：1) 恒功率特性指输出功率保持不变，如图 1-2中实线所示。这时输 出扭矩和输出转速呈双曲线关系。在低速运转时，载荷变化对转速影响小，工作中又很高的稳定性，能充分利用原动机的全部功率。这种机械特性经济性好，适用于起重机、金属切削机床等的需要。2) 恒扭矩特性指输出扭矩为常量，这时输出功率和输出转速呈正比变化，如图 1-2中虚线所示。如果输出扭矩小于负载扭矩，输出转速就立即下降，甚至引起打滑和运转中断，不能充分利用原动机的输入功率。这种机械特性适用于机床进给机构和某些干燥机等设备的学要。3) 变功率便扭矩特性输出转速负载扭矩和功率的变化而变化，其规律复杂多样，通常按试验方法确定。3图 1-2 钢环无级变速器的机械特性应当指出，在一般无级比变速器中，可以采用调节压紧力的方式（如用自动加压装置） ，使在一定的转速范围内获得接近恒功率或恒扭矩的机械特性，以满足工作需要。恒压加压装置结构简单，便于布置，能纺织过载，但影响效率和寿命。压紧力可以由弹簧、离心力、重力、气压或液压提供，其中最常用的是弹簧加压装置。自动加压装置可减小滑动，利于提高效率和寿命，便于实现恒功率传动以充分利用动力，但不能防止过载，使用时应设置安全联轴器等过载保护装置。自动加压可利用弹性环自动楔紧原理或利用摆动齿轮箱的反作用力矩原理等进行加载。调速操纵机构可根据工作要求采用手动或自动控制方式，其基本原理都是将其中某个轮子沿一个（或几个）轮子的母线作运动以进行调速。考虑到轮子的母线通常为直线或圆弧，所以调速操纵机构可以分为两类：1） 藉移动方式改变轮子的工作半径，适用于母线为直线的轮子。常用机构为：螺旋机构；齿轮-齿条机构；螺旋-杠杆复合机构；螺旋-连杆组合机构；偏心机构等。2） 藉摆动方式改变轮子的工作半径，适用于母线为圆弧的轮子。常用机构为：蜗轮-凸轮组合机构；齿轮齿条-正弦组合机构；偏心机构等。1.5 无级变速器计算准则无极变速器的工作能力主要受到传动零件和加压装置零件失效的制约。4对于采用全部刚性零件的闭式无级变速器，在充分润滑条件下，传动零件失效形式通常是疲劳点蚀，而加压零件因受结构尺寸限制其失效形式除疲劳点蚀外，尚有塑性流动或表面压溃。对此，应进行接触强度计算。此外，由于启动时润滑不良以及接触区不可避免地存在滑动，所以也会出现表面磨损失效。若有必要，可按常规的磨损计算准则（工作线压力 q 许用线压力）进行磨损强度计算。对于高速重载无级变速器，主要失效形式是胶合，可按接触瞬时温度不超过许用值的胶合计算准则进行计算。对于开式无级变速器，主要失效形式是磨损，应进行磨损强度计算。对于带式无级变速器，主要是胶带失效，原则上可按带传动中的计算准则处理。1.6 钢环分离锥轮无级变速器的优点钢环分离锥轮无极变速器的特点是：1）钢环具有自动加压作用，能随着扭矩的增加而增大。钢环既是传动零件，又是加压元件。因此，无需另设加压装置，结构简单，制造方便。2）容易产生几何滑动，原因是锥轮顶点与钢环的内锥顶点不相重合所致。为了减小几何滑动和提高传动效率，可不采用线接触而用点接触的结构形式。3）能实现对称型调速（既最大传动 imax与最小传动比 imin对称于 i=1的调速） ，i=1/3.23.2，调速幅度 Rb=10（16） 。4) 机械特性与恒功率特性较接近（从动锥轮转速 n2低时扭矩 T2大，而 n2高时则 T2小）这种无级变速器中的主要零件钢环和锥轮均用轴承钢 GCr15制造（若要求淬透性好，可用 GCr15SiMn钢） ，热处理后工作表面的硬度不低于 HRC5864，磨削后的表面粗糙度 Ra（轮廓算术平均偏差）不大于 0.63m 或（轮廓微观不平度十点高度）不大于 3.2m。1.7 本次课题设计任务题目：设计一钢环分离锥轮无级变速器，已知输入功率 P1=4 kw，输入轴转速 n1=1000 r/min Rb=9。要求：装配图一张，零件图若干，说明书一份，英文翻译一篇等。5第 2章 钢环分离锥轮无级变速器设计理论 2.1 钢环分离锥轮无级变速器简图图 2-1 无级变速器结构简图 2.2 变速器运动学计算钢环分离锥轮无级变速器的传动比为（图 2-2） （2-1） 212()()(1nDmxtgaximai1ini6，式中 滑动率， ，若不考虑12mininm(1)axD12v滑动，则 =0；、 主、从动锥轮与钢环接触处的圆周速度；v2n1、n2主、从动锥轮的转速；、 主、从动锥轮的工作直径；1Dx传动比 i=1（ = ）时的工作直径；m1Dx2图 2-2 钢环与分离锥轮之间的几何关系（图中实线位置表示 i=1时）、 锥轮的最大、最小工作直径（ 下标 1指主动锥轮，下标 2minDax指从动锥轮） ；a锥轮的锥顶半角；x可移动锥轮相对于 i=1（实线位置）的轴向移动量，上面运算符号用于增速，下面运算符号用于减速。调速幅度 ： max21ax2iniminiDRb因属对称型调速： ，11m2iniinDD故： ， ， ，amax()iDiii()axaiRb2n1n7钢环的转速 10Dxn式中 钢环工作直径，见图 2-2考虑到 ，故 ，将其中maxiRbmaxini122DRb带入式（2-1） ，得锥轮位移量 x与传动比之间的关系为(1)in4Ditg锥轮的移动通常用齿轮-齿条传动，这时，锥轮位移量也就是齿条的移动量，当位移量为 x时，齿轮的相应回转角（也就是手轮的回转角度） ， 036xmz式中 z齿轮的齿数；m齿轮的模数。2.3 传动零件的尺寸传动零件之间的尺寸关系为（图 2-2）锥轮最大工作直径 mm，式中， 为锥轮的最小工axminDRbminD作直径，mm。 由强度及结构要求确定。in主、从动锥轮之间的中心距a=(1.151.3)max mm锥轮锥顶角 02173线接触时钢环工作面的接触长度mm()max8bD钢环工作直径 D=(1.82 )Dmax mm钢环工作宽度mmcosaxin0Btgab钢环宽度 mmcosb钢环厚度h=(0.20.9)B mm点接触时钢环工作面的圆弧半径mm(0.89)rD钢环内周直径mmsinbai8钢环外周直径mm20Dhei锥轮小端直径mmsinmbai锥轮大端直径mmixe2.4 钢环无级变速器受力分析钢环无级变速器中的钢环具有自动加压作用。空载时，钢环圆心 O3位于主、从动锥轮轮心 O1、O2 的连心线上（图 2-3中的实线位置） ；图 2-3 受力分析简图承载后，主动锥轮 1依靠摩擦力 F带动钢环 3沿着切线方向移至虚线位置，这时钢环与主、从动锥轮楔紧并产生法向压紧力 Q（所传递的载荷越大，楔得越紧） ，与此同时，由钢环通过摩擦力驱动一对从动锥轮 2。锥轮与钢环之间的法向压紧力 Q可以分解为径向压紧力 Qr和轴向压紧力 Qa。由于轴向压紧力 Qa相互抵消，故以钢环作为分离体时的力平衡条件是4cosin0Fr或 sa由此得N （2-2）cosKFQtgf式中 传动可靠性系数，对动力传动，可取 =1.21.5；Kn Kn9f摩擦系数，对于淬火钢-淬火钢，油式时 f=0.030.05，干式时 0.1 0.2，连心线 O1O3或 O2O3与弦 AB之间的夹角。每个锥轮所传递的有效圆周力（既摩擦力）N21TFDx每个锥轮所传递的扭矩，N.mm395021Pn，N.mm12T式中 P1为主动锥轮的传递功率，kW； 为传动效率。所以每个锥轮上的压紧力N （2-3）33119509502KnPKnPQfDfDxx每个锥轮上的径向压紧力Ncosra每个锥轮上的轴向压紧力Nin2.5 零件之间初始间隙或过盈由式 可见cosFKQatgf（2-4）coscosFfaQrna 是影响压紧力的因素之一。当主、从动锥轮的轴线在同一水平平面内时，为了获得所需的 值，应使钢环与主、从动锥轮之间具有一定的初始间隙120Dxar是钢环在径向压紧力 Qr作用下的径向变形r30.98QRcrEIRe钢环剖面重心的回转半径（见图 2-5） ，mmE钢环材料的弹性模量，N/ ；2mI钢环剖面对剖面中心轴的惯性矩，在图 2-3中，折线 A O3B 在直线 AB上的投影应当等于折线 AO1O2B在直线上的投影，由此可得102110Dxatgra mm22FrQr 当主、从动锥轮的轴线在同一铅垂平面内时，钢环因自重作用不能同时紧贴在主、从动锥轮上。这时，应使钢环与锥轮之间具有一定的初始过盈 以保0证产生一定的预压紧力。 仍用上式计算，但应取负值。0由上式可得 221aartgDx此式表明，当 值最大时， 值最大，但 Kn【见式（2-4） 】值却x最小，对应于此时的传动比为极限值 imax或 imin；而当 值最小即等12Dx于零时， 值最小，Kn 值却最大，对应于此时的传动比 i=1。设计时，通常应该按极限传动比时选定传动可靠性系数 Kn和确定初始间隙。因此，当处于其他传动比时，传动可靠性系数 Kn均有所增大，但最大增量仅在 5%内。2.6 强度验算钢无级变速器的承载能力受到锥轮和钢环的制约。锥轮和钢环的主要失效形式是表面疲劳点蚀，因此设计时应计算其接触疲劳强度。当钢环与锥轮初始线接触时，最大接触应力N/ （2-5）0.418HHQEkb2m点接触时N/ （2-6）32.5kc 211图 2-4 锥轮和钢环的曲率式中 Q压紧力，见式（2-3） 。对于作恒功率传动的变速器，Q 应该按从动锥轮最低转速 n2min的情况，即按主动锥轮最小工作直径 D1min的位置进行计算；对于作恒扭矩传动的变速器，Q应按照从动锥轮最高转速 n2max的情况，即按从动轮最小工作直径 D2min的位置进行计算；对于功率、扭矩均变化的变速器，Q 应按的位置进行计算；E弹性模量，对于钢，E= N/ ；52.102m接触副在计算位置处的当量曲率，1/mmk=k11+k12+k21+k22kk11锥轮 1在主平面 1内的曲率 k11 ，1/mm12cosinaDk12锥轮 1在主平面 1内的曲率 k12=0k21钢环 2在主平面 2内的曲率 k21 ，1/mmcs02k22钢环 2在主平面 2内的曲率 k22=1/r（线接触时 k22=0；点接触时k22） ，1/mmb接触长度，mmc与接触点各曲率有关的椭圆积分函数，可按曲率系数 cos 查表许用接触应力，对于 GCr15号钢，线接触时其 =15001800 H HN/ ；点接触时其 =22002500 N/ 。2mH2m2.6.1 恒功率传动情况时F和 Q按 位置计算（相当于 n2min） 。由式（2-3）得in1DN.mm31950minKPfD1）线接触12取 E= N/ ， ， ，52.102mminaxDRb1in9D， ，2a=127，则8ax0D.8rk11 mm1cosink21 mm2.85miaRDb=k11+k21= mmk160.89.in代人式（2-5） ，得校验计算公式N/ （2-318960.5.min1HHKPRbfD2m7）设计计算公式mm （2-8）32.650.89150min1HPRbDfn2）点接触k11、k12、k21 均同线接触，而k22= 1/mm10.85minrRDb故 =k11+k12+k21+k22 1/mmk1.40.257i12.1.76cos 4kbR代入式（2-6） ，得校检计算公式N/ （2-231.40.1580minHHKPbcDf 2m9）设计计算公式mm （2-231.40.1580inHKPRnbcf10）2.6.2 恒扭矩传动情况时F和 Q按 位置计算（相应于 ） ，由于（2-3）得2miD2max13N （2-3229501minminKTKPQfDfD11）E、 、 、b、r、2a 等值或计算式同恒功率传动。ax01）线接触效验计算公式N/ （2-3189601.650.892minHHKPRbfD2m12）设计计算公式mm （2-321.650.89150minHKPRnbDf13）2）点接触校验计算公式N/ （2-231.40.21580minHHKPRbcDf2m14）设计计算公式mm （2-231.40.21580inHKPRnbcf15）以上各式均取 、b、r 的平均值（即 ，D1.850maxD，r=0.85 ） ，推倒而得。若用推荐值的上、下限，即1max9b0、 、r=0.9 或 、 、 .0D1ax8.a1ax20bDr=0.8 ，则所得结果与平均值时相差很小（在 Rb=9时，对于线接触公式，差率1.3%；对于点接触公式，差率3.3%） ，应此式（2-7）（2-15）对于不同的、b、r 取值均能适用。02.6.3 钢环强度校验计算图 2-5列出了钢环的剖面尺寸及参数。钢环在传动中因弹性变形而引起应力，可近似地按曲杆计算。14钢环内周的正应力N/20.182()QRhcriAyi2m钢环外周的正应力N/.()0ree2钢环剖面在接触处的最大应力N/.63maxQRhcrAye2m式中： 径向压力，N；r钢环内周半径，mm；0Ri钢环外周半径，mme钢环剖面重心的回转半径， ，mm；c 02Reic钢环剖面重心至中性层的距离， ，mm；0y y中性层所在处的半径， ,mm0lnheRi图 2-5 钢环剖面尺寸15第三章 钢环分离锥轮无级变速器的计算3.1 计算锥轮的尺寸和参数1.锥轮最小工作直径 Dmin的确定（1） 按线接触mm321min(.650.89)150HbnKPRDf式中 Kn传动可靠性系数，取 Kn=1；许用接触应力。锥轮与钢环材料均用 GCr15号钢，表面淬硬达 HRC62-64H=1800N/ ； f摩擦系数。取 f=0.05（油式）2于是得Dmin34.12mm（2） 按点接触mm312min1580(.40.)HbnKPRDcf式中 c系数，根据曲率系数 按表 10-1取定，而曲率系数cos16= =0.55，查表 10-1得 c=1.09；1.4.76cos02bR1.49.7602许用接触应力，取 =2200N/HH2m于是得Dmin 31.70 mm可见线接触是薄弱环节，故取定 =35 mm。inD2.锥轮最大工作直径 的确定ax= =3 35=105mmmaxbRin3锥轮锥顶角 2 的确定取 2 =0174.主、从动锥轮之间中心距 a的确定a=1.3 =1.3 105=137mmxD5锥轮与钢环之间工作长度 b的确定b= = 105=5.52，取 b=6mm19ma6锥轮小端直径 Di的确定Dmin bsina=35-6 =29.64mm，取 Di=30mmiD0127sin7.锥轮大端直径 的确定eDeDmax+bsina=105+6 =110.6mm,取 =111mm0si2De8.锥轮的长度确定可移动锥轮的结构如下图 3-1所示。初步选择滚动轴承，在 L5处选用角接触轴承，结合锥轮的大端直径根据配合要求，选用轴承 d=55mm角接触球的轴承，型号为 7311B，D=120mm，轴承的宽度 B=29。考虑到退刀槽的存在和装配要求，L5处为 27mm，L4 处为退刀槽长度为 3，深度为 2。L3 处为一轴肩，取轴肩的直径为 d3=82mm。可移动锥轮在 L9处要装配一个深沟球轴承，因为在 L5处有的直径为 55且又轴肩的存在，故选用轴承 6210,直径 d=50mm，D=90mm，可以知道轴承宽度 B=20mm。在 L7处有一个挡环，可以选用挡环 L7=2mm，深度为 2mm，选用 L8=6mm。这样可以得知 L62+2+20+630，取 L6=54mm，锥轮斜边水平水平方向长取 28mm,所以锥轮总长为 122mm。根据以后算出装锥轮处轴径的大小，考虑到花键的存在，知道可移动锥轮的内径为 22mm。不可移动锥轮跟可移动锥轮，不同的有，不可移动锥轮没有挡环存在且内径为 24mm，无需考虑 L7、L8、L9 的长度，且 L9的长度少于可移动中的长度。17图 3-1 可移动锥轮结构简图3.2 钢环的设计1）钢环工作直径D0=(1.82)Dmax,取 D0 =210mm2）钢环工作宽度B0 （Dmax- Dmin）ctga+ bcosa=（105-35）ctga+6 cos63.5=40.3mm 取 B0=44.32mm3）钢环宽度B= B0+ bcosa =44.57+6xcos63.5=47mm4）点接触是钢环接触区的圆弧半径, 钢环厚度r=0.85 D0=0.85 166.5=141.525mmh=0.4 (B0+ bcosa)=20mm5）钢环的内径= D0 bsina=210-6 sin63.5=205mm0iD6）钢环外径 Doe= +2h=205+2 20=245mmi7）钢环剖面积A=Bh=47 20=9402m8）钢环剖面重心的回转半径=112.5mm0R4ieDc9）中性层所在半径18=112mmlnoeihD10）重心至中性层的距离112.5-112=0.5mmRcoy11）内周至中性层的距离=112-205/2=9.5mm1oih12）外周至中性层的距离=245/2-112=10.5mm2eR3.3 轴系零件设计 1）输出轴的功率 、转速 和转矩P2n2T若取齿轮传动的效率 =0.85，轴承的传动效率 =0.97则1P2= =40.85 0.97=3.298 KW2又因为从动轮转速 低时扭矩 大 ，所以取 i=32则 = =1000/3=3332n1i/minr于是 = =9550000 (3.298/333)=94582.T2950P2）初步确定轴的最小直径图 3-2 轴得简图先估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr，调质处理。19根据 取 =100302mindAP0则 d min=21.4mm,输出轴的最小直径显然是安装移动锥轮的直径又因为要考虑花键的大小，于是取 d1=22mm,因为可移动锥轮的存在，锥轮长度为122mm，可移动锥轮要在轴上来回移动，移动的距离取 15mm，花键的尾当为30角的斜线，可以知道与斜线对应的长度为 1mm，则 L1122+1+15138mm，考虑到还有一锥轮也有部分在 L1上，取 L1=175mm，d2=24mm,L2=122mm考虑到要在 d3处装配一个轴承，所以 d3=25mm，选取轴承为 6305型号的深沟球轴承，所以 L4=17mm，退刀槽为 23mm。挡圈厚度为 2mm，挡圈在轴上的装配深度为 3.2mm。所以 L517+4=21，取 L5=24mm因为考虑到要在 L6处安装油封，取无骨架橡胶油封。考虑到轴承的定位配合，取 d4=29mm。油封宽度为 14mm，考虑到与端盖的装配可知 L6取 40mm，取 d5=24mm,取键的尺寸为宽 8高 7。3.4 调速操纵机构设计采用齿轮-齿条式调速操纵机构（如图 3-3所示）：图 3-3 齿轮-齿条式调速操纵机构3.4.1 确定齿轮的参数因为，齿轮齿条只作为调速用，所以在调速时不会受太大的力，所以齿轮的设计采用最小单位计算。故选取齿轮的齿数为 z=17，模数为 m=1.5， =1， =0.25， =1，*ahcd则 分度圆直径 d1=171.5=25mm ，齿宽 b= d1=117=17mm d齿高 h=（2 ）m=（21+0.25）1.5=3.37mm*ahc20齿根圆直径 =z-2（ ）m=（17-2-0.5）1.5=21.75mmfd*ahc齿顶圆直径 =（z+2 ）m=（17+2）1.5=28.5mma齿距 p=m=3.141.5=4.71手轮端的直径选取 d=30mm，D=110mm齿轮轴的长度根据装配关系和齿宽的大小取长度为 245mm3.4.2 确定齿条的参数可以根据移动的范围和配合及齿轮的直径，可取齿条长度 L17+15,考虑装配关系，取齿条长度为 65mm,齿高 h=3.5mm图 3-4 调节套d2处和 d4处要安装轴承，根据轴承的大小，可以知道得知：d2=120mm ， d4=90mm在 d2处和 d4处又两个退刀槽，取 22,d5为 100mm，d3 处要和 d4处的轴承配合，根据要求可以选择 d3=84mm根据配合知 d1的长度取 d1=136mmL1为齿条的长度，所以 L2=62mm ，L162+29=91mm,取 L1=105mm,L3=132mm 取 L4=L2=62mm，d2 处的内径长度根据轴承的装配可以知道为 29mm，d4 处的长度同样可以知道为 20mm，取 d3处内径孔的长度为 20mm，d5 处孔内径长32mm,d6=60mm。销孔直径的大小为 18mm销孔的中心线到端面的距离为 9+17=26mm。3.4.3 计算螺杆螺杆图 3-5所示21图 3-5 螺杆根据螺杆所受的力可以选择螺杆的直径，因为受力为Qa=Qsina=4928.30.895=4410.82N，选取材料为 45性能为 4.6的螺杆，查表可得材料的屈服极限 =240MPa，查的安全系数 S=4，故螺杆材料的许用应力 =s /4=60 MPa， 根据式 =11mm。取 d1=11mm，s 41.3Fd牙型角为 60的等边三角形。则螺杆小端为直径 11mm，大端直径为 12mm。螺杆的长度根据装配关系选取 250mm3.5 设计箱体箱体的壁厚为 =0.04a+18，所以箱体的壁厚取为 =20mm地脚螺钉直径 d=0.036a+12=0.036137+12=16.932mm，取 d=17mm。凸台直径可查的为 33mm，箱底座凸缘厚度为 1.5=30mm，地角螺钉的数目为 4个。轴承端盖的螺钉直径为，d1= (0.40.5)d,所以取 d1=10mm，取体的总长为 432mm345mm340mm，图形其他尺寸参照设计手册选取22第四章 强度校核4.1 钢环强度验算1）钢环内周的正应力 102.8RirQhciAy=95.5 10000 1.25 4 cos63.5/(0.05 1000 35)=52551minos9.KPfD2.5于是得 i=19.25 2/N2）钢环外周的正应力=5.0620.18RerQhceAy2/Nm3）钢环接触处剖面内的最大应力=17.1820.63max0er2/4）钢环许应应力sS式中 材料的屈服限。钢环材料同样选用 号钢，故s 15GCr=380420s2/Nm许用安全系数，取 =2。SS于是得 =200 4022/可见，钢环剖面内各处的工作应力均小于许用应力，故强度足够。234.2 校检轴的强度输入轴的功率 P1=4kW，输入轴转速 n1= 1000r/min,调速幅度 Rb=9每个锥轮所传递的扭矩T1=1/2*9550*1000*P1/n1=19.1, N.m T1=1/2*9550*1000*P1* / n2=47.55,N.m式中 P1为主动锥轮的传递功率，kW； 为传动效率。每个锥轮所传递的有效圆周力（既摩擦力）N322869.701minTFtDx所以每个锥轮上的压紧力=869.710.85/0.15=49233195502KPKnPQffDxx8.3N每个锥轮上的径向压紧力=4928.30.446=2198.02 NcosrQa每个锥轮上的轴向压紧力=4928.30.895=4410.82in图 4-1 受力图a为角接触轴承当面到轴的中心线的距离，取 a=35.9mml1min=52-6.69-a=52-6.69-35.9=9.41mml2min=28+35.9=63.9mml3min=l1min=9.41mml4min=50+6+a=56+25.9=81.9mm因为 Qa=FH3所以可得 FV3=FH3/tana=4410.82/tan35=10523.25N24FV1=FV3=10523.25N根据力的平衡有方程FV4+ FV3+ FV1+ FV2=2Qr即 10523.25+10523.25+ FV2+ FV4=22198.02NFV2+ FV4=-16650.42NFV3l2-Qr（l2+l1）-Qr（l2+l1+l）+ FV1（l2+l1+l+l3）+ FV2（l2+l1+l+l3+l4）=0联合两式可以得出 FV2、FV4FV4= -10524.31 FV2=-6125.93N根据上序简图，计算处弯矩力图和扭矩图如图 4-2所示：图 4-2 轴的扭矩图校检轴的强度221()caMTW取 M=600N，T=14.01N.m ，W= =635，a=132()dbt计算出 =30.21，轴的材料为调质处理 45号钢，其中 =60，满足ca 125设计总结毕业设计是我们从大学毕业生迈向社会实践重要的一步。从选题，到计算、绘图直到完成设计。找资料找老师指导与同学交流，直至完成图纸。这次实践，我了解了无级变速器的用途及工作原理，熟悉了无极变速器的设计步骤，锻炼了工程设计实践能力，培养了自己独立设计能力。此次设计是专业知识和专业基础知识一次实际检验和巩固 。同时毕业设计也让我明白了自己专业基础知识很多不足之处。如自己动手设计能力差，缺乏综合应用专业知识的能力，画图工具知识缺乏等等。这次实践是对自己大学四年所学的一次检阅，使我明白自己知识还很浅薄，虽然马上要毕业了，但以后求学之路还长，以后更应该在工作中努力学习，自己成为一个对社会有所贡献的人，同时在此非常感谢聂老师的细心指导，使我才能成功的完成此次毕业设计。 参考文献1阮忠唐 主编 机械无级变速器 北京 机械工业出版社 ， 19882李洪 曲中谦 主编 实用轴承手册 辽宁 科学技术出版社 ， 20003吴宗泽 主编 机械设计 北京 中央广播大学出版社 ， 19984沈继飞 主编 机械设计课程设计课题及指南北京 高等教育出版社， 1990 5唐照民 主编 机械设计手册 北京高等教育出版社 ， 1995 6吴宗泽 主编 机械设计实用手册 北京 工业出版社发行部 ， 2003.107成大先 主编 机械设计图册 北京：化学工业出版社， 200026附录Fixed-Speed Wind-Generator and Wind-Park Modeling for Transient Stability StudiesIncreasing levels of wind-turbine generation in modern power systems is initiating a need for accurate wind-generation transient stability models. Because many wind generators are often grouped together in wind parks， equivalence modeling of several wind generators is especially critical. In this paper， reduced-order dynamic fixed-speed wind-generator model appropriate for transient stability simulation is presented. The models derived using a model reduction technique of a high-order finite-element model. Then， an equivalency approach is presented that demonstrates how several wind generators in a wind park can be combined into a single reduced-order model. Simulation cases are presented to demonstrate several unique properties of a powersystem containing wind generators. The results in these paper focuson horizontal-axis turbines using an induction machine directly connected to the grid as the generator.Index TermsTransient stability simulation， wind-generator modeling， wind-park modeling， wind-turbine modeling.I. INTRODUCTIONThis encompasses many modern large-scale systems. Because large wind installations consist of many wind generators， wind-park-modeling is a critical need. Consequently， the second goals to present a methodology for combining several wind generators connected to the grid through a common bus 27into a singleequivalent model.Wind generators are primarily classified as fixed speed or variable speed. With most fixed-speed units， the turbine drives an induction generator that is directly connected to the grid.The turbine speed varies very little due to the steep slope of the generators torque-speed characteristic； therefore， it is termed fixed-speed system. With a variable-speed unit， the generator is connected to the grid using power-electronic converter technology. This allows the turbine speed to be controlled to maximize performance (e.g.， power capture). Both approaches areManuscript received February 3， 2004. This work was supported in part bythe Western Area Power Administration. Paper no. TPWRS-00388-2003.The authors are with Montana Tech， University of Montana， Butte， MT59701USA (e-mail: dtrudnowskimtech.edu).Digital Object Identifier 10.1109/TPWRS.2004.836204 common in the wind industry. In this paper， we focus on modeling the fixed-speed unit and an equivalent model of severalA wind park consists of several wind generators connected toothed transmission system through a single bus. Because modeling each individual turbine for transient stability is overly cumbersome，our goal is to lump the wind park into a minimal setoff equivalent wind-generator models. Our approach for equivalence modeling of a wind park involves combining all turbines with the same mechanical natural frequency into a single equivalent turbine. Simulation results demonstrate this approach provides accurate results.A representative example of published results for modeling wind generators for transient stability is contained in 210.Results for modeling fixed-speed wind generators have focused on two primary approaches. The first approach represents the turbine and generator rotor as a single inertia thus ignoring the systems mechanical natural frequency 25. The second approach represents the turbine blades and hub as one inertia connectedto the generator inertia through a spring 69. In all of these papers， the spring stiffness is calculated from the systems shaft.Our research indicates that representing the first-mode mechanical frequency is critical to an accurate model. Finite-element analysis has shown 28that the first-mode dynamics are primarily a result of the flexibility of the turbine blades not the shaft as assumed by others 11. The modeling approach presented in this paper centers on the fact that the primary flexible mechanical component is the turbine blade. The results in 7 focus on reduced-order wind-park modeling. The authors use a standard induction generator equiva-0885-8950/04$20.00 2004 lancing method to combine several wind generator systems. But，the authors do not address the problem of combining the turbines in such a way to preserve the mechanical natural frequencies. Our research indicates this is critical to having an accurate wind park model. A thorough discussion of reduced-order modeling of variable-speed turbines is contained in 10. The authors argue the turbine mechanics can be represented as a single inertia because the variable-speed connection decouples the mechanical dynamics from the electromechanical dynamics. Our results do not consider the variable-speed case. The work described in 210 focuses on low-order turbine models that can be easily implemented in large-scale transient stability codes. Considerable research has focused on modeling at a more detailed level. An excellent overview and literature review is contained in 17. Detailed modeling approaches range from highly-detailed finite-element models to more simplified six-mass， five-mass， and three-mass turbine models. The majorityof these models use momentum theory 13 to calculate aerodynamic forces.III. TURBINE DYNAMICSOur approach for developing a reduced-order model consists of starting with a highly-detailed mechanical and aerodynamic turbine model and then removing all dynamic effects outside the electromechanical range. In this reduction process， all analysis is done from the perspective of the turbine shaft that drives the 325 cillation. Detailed modal analysis of the system shows that the oscillation is the result of the outer portions of the blades vibrating against both the inner portions of the blades and all other inertias on the shaft 11，12. Such a result is typical， especially forlarge turbines. Modern wind-turbine blades are very large and flexible， and tend to vibrate at their first mode when excited from the hub. Pony analysis of the oscillation in Fig. 1 shows it primarily contains a 4-Hz 29component 12. This is also typical of large-scale turbines， which usually have a first-mode natural mechanical frequency in the 0- to 10-Hz range. Because this range is also typical for electromechanical oscillations， it is critical to represent the mechanical oscillations of the wind-turbine as they wil