鋼環(huán)分離錐輪無級變速器設計[8張CAD高清圖紙和說明書]

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第一章 緒論 1.1 無級變速器的介紹 . CVT(Continuously 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），目前國內市場上能見到的、采用了這種技術的只有奧迪、派力奧(西耶那、周末風)、飛度和旗云4款車型。目前，國內汽車廠家奇瑞也掌握了無級變速技術，據報道將于2010年投入生產 　 無級變速器與常見的液壓自動變速器最大的不同是在結構上，后者是由液壓控制的齒輪變速系統(tǒng)構成，還是有擋位的，它所能實現的是在兩擋之間的無級變速，而無級變速器則是兩組變速輪盤和傳動帶組成的，比傳統(tǒng)自動變速器結構簡單，體積小。另外，它可以自由改變傳動比，從而實現全無級變速使車速變化更為平穩(wěn)沒有變速器換擋時那種“頓”的感覺。 圖1-1 無級變速器 1.2 機械變速器的現狀和類別 變速傳動裝置分為無級變速和有級變速兩種。無級變速傳動是在某種可控作用下，使機械輸出軸轉速在兩個極值范圍內作連續(xù)而任意變化的變速傳動裝置，而有級變速傳動則是使機械輸出軸的轉速在兩個極值范圍內某一規(guī)律作間斷變化的變速傳動裝置。對于做成獨立部件形式的無級變速傳動裝置，成為無級變器。 ????無級變速器有電磁的、流體的和機械的等多種類型。電磁無級變速器可用交流電動機調速（變頻、調壓等）、直流電動機調速（挑刺通或電樞電壓等）。流體無級變速器有液壓（節(jié)流調速、容積調速或復合調速）、液力（液力偶合器和液力變矩器）、氣壓等傳動。 現今，機械摩擦式無級變速器業(yè)已廣泛用于金屬切削機床、輕工、紡織、化工、食品、農業(yè)、冶金、運輸等機械和儀器儀表等行業(yè)。 1.3 摩擦式無級變速器 機械摩擦式無級變速器是利用摩擦力來傳遞運動和動力的，它有三個基本組成部分：加壓裝置，摩擦變速機構，調速操縱機構。 1. 使傳動零件相互壓緊，以在接觸區(qū)內產生所需摩擦力的機構稱為加壓裝置。 2. 靠摩擦力傳動、且主動和從動零件之間尺寸比例關系可與改變從而獲得變速的機構稱為摩擦變速機構。 3. 改變主、從動零件相對位置以調節(jié)兩者之間尺寸比例關系，從而實現改變傳動比，即實現變速的機構稱為調速操縱機構。 摩擦機構總是由若干個相互接觸的輪子所組成（擾性中間元件可看成擾性輪），接觸部位的形狀可以是直線或圓弧曲線，通過改變輪子的相對位置，使接觸點沿其中一輪的母線移動或擺動，改變其中某些輪子的工作半徑而實現變速。 加壓裝置是影響無極變速傳動性能和承載能力的重要部件。加壓裝置按加壓特性分為兩種： 1. 恒壓加壓裝置——工作過程中壓緊力始終不變，即壓緊力為常量； 2. 自動加壓裝置——工作過程中壓緊力隨著負載的變化而作正比變化。 1.4 摩擦式無級變速器運動原理 加壓裝置所提供的壓緊力與變速器輸出轉速的關系稱為加壓特性。無級變速器的加壓特性取決于摩擦機構的型式及其機械特性。 在輸入轉速n1一定的情況下，無級變速器輸出軸扭矩T2（或功率P2）與轉速n2的關系稱為機械特性、可用圖1-2所示坐標系n2-T2（n2-P2）中的平面曲線T2（n2）或P2=P（n2）來表征。 無級變速器的機械特性大致可以歸納為三種： 1) 恒功率特性——指輸出功率保持不變，如圖1-2中實線所示。這時輸 出扭矩和輸出轉速呈雙曲線關系。在低速運轉時，載荷變化對轉速影響小，工作中又很高的穩(wěn)定性，能充分利用原動機的全部功率。這種機械特性經濟性好，適用于起重機、金屬切削機床等的需要。 2) 恒扭矩特性——指輸出扭矩為常量，這時輸出功率和輸出轉速呈正比變化，如圖1-2中虛線所示。如果輸出扭矩小于負載扭矩，輸出轉速就立即下降，甚至引起打滑和運轉中斷，不能充分利用原動機的輸入功率。這種機械特性適用于機床進給機構和某些干燥機等設備的學要。 3) 變功率便扭矩特性——輸出轉速負載扭矩和功率的變化而變化，其規(guī)律復雜多樣，通常按試驗方法確定。 圖1-2 鋼環(huán)無級變速器的機械特性 應當指出，在一般無級比變速器中，可以采用調節(jié)壓緊力的方式（如用自動加壓裝置），使在一定的轉速范圍內獲得接近恒功率或恒扭矩的機械特性，以滿足工作需要。 恒壓加壓裝置結構簡單，便于布置，能紡織過載，但影響效率和壽命。壓緊力可以由彈簧、離心力、重力、氣壓或液壓提供，其中最常用的是彈簧加壓裝置。 自動加壓裝置可減小滑動，利于提高效率和壽命，便于實現恒功率傳動以充分利用動力，但不能防止過載，使用時應設置安全聯軸器等過載保護裝置。自動加壓可利用彈性環(huán)自動楔緊原理或利用擺動齒輪箱的反作用力矩原理等進行加載。 調速操縱機構可根據工作要求采用手動或自動控制方式，其基本原理都是將其中某個輪子沿一個（或幾個）輪子的母線作運動以進行調速?？紤]到輪子的母線通常為直線或圓弧，所以調速操縱機構可以分為兩類： 1） 藉移動方式改變輪子的工作半徑，適用于母線為直線的輪子。常用機構為：螺旋機構；齒輪-齒條機構；螺旋-杠桿復合機構；螺旋-連桿組合機構；偏心機構等。 2） 藉擺動方式改變輪子的工作半徑，適用于母線為圓弧的輪子。常用機構為：蝸輪-凸輪組合機構；齒輪齒條-正弦組合機構；偏心機構等。 1.5 無級變速器計算準則 無極變速器的工作能力主要受到傳動零件和加壓裝置零件失效的制約。 對于采用全部剛性零件的閉式無級變速器，在充分潤滑條件下，傳動零件失效形式通常是疲勞點蝕，而加壓零件因受結構尺寸限制其失效形式除疲勞點蝕外，尚有塑性流動或表面壓潰。對此，應進行接觸強度計算。此外，由于啟動時潤滑不良以及接觸區(qū)不可避免地存在滑動，所以也會出現表面磨損失效。若有必要，可按常規(guī)的磨損計算準則（工作線壓力q許用線壓力）進行磨損強度計算。 對于高速重載無級變速器，主要失效形式是膠合，可按接觸瞬時溫度不超過許用值的膠合計算準則進行計算。 對于開式無級變速器，主要失效形式是磨損，應進行磨損強度計算。 對于帶式無級變速器，主要是膠帶失效，原則上可按帶傳動中的計算準則處理。 1.6 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器的優(yōu)點 鋼環(huán)分離錐輪無極變速器的特點是： 1）鋼環(huán)具有自動加壓作用，能隨著扭矩的增加而增大。鋼環(huán)既是傳動零件，又是加壓元件。因此，無需另設加壓裝置，結構簡單，制造方便。 2）容易產生幾何滑動，原因是錐輪頂點與鋼環(huán)的內錐頂點不相重合所致。為了減小幾何滑動和提高傳動效率，可不采用線接觸而用點接觸的結構形式。 3）能實現對稱型調速（既最大傳動imax與最小傳動比imin對稱于i=1的調速），i=1/3.2~3.2，調速幅度Rb=10（16）。 4) 機械特性與恒功率特性較接近（從動錐輪轉速n2低時扭矩T2大，而n2高時則T2?。? 這種無級變速器中的主要零件鋼環(huán)和錐輪均用軸承鋼GCr15制造（若要求淬透性好，可用GCr15SiMn鋼），熱處理后工作表面的硬度不低于HRC58~64，磨削后的表面粗糙度Ra（輪廓算術平均偏差）不大于0.63μm或（輪廓微觀不平度十點高度）不大于3.2μm。 1.7 本次課題設計任務 題目：設計一鋼環(huán)分離錐輪無級變速器，已知輸入功率P1=4 kw，輸入軸轉速n1=1000 r/min Rb=9。 要求：裝配圖一張，零件圖若干，說明書一份，英文翻譯一篇等。 第2章 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器設計理論 2.1 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器簡圖 圖2-1 無級變速器結構簡圖 2.2 變速器運動學計算 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器的傳動比為（圖2-2） ……（2-1） ，式中ε——滑動率，，若不考慮滑動，則ε=0； 、——主、從動錐輪與鋼環(huán)接觸處的圓周速度； n1、n2——主、從動錐輪的轉速； 、——主、從動錐輪的工作直徑； ——傳動比i=1（ =）時的工作直徑； 圖2-2 鋼環(huán)與分離錐輪之間的幾何關系（圖中實線位置表示i=1時） 、——錐輪的最大、最小工作直徑（ 下標1指主動錐輪，下標2指從動錐輪）； a——錐輪的錐頂半角； x——可移動錐輪相對于i=1（實線位置）的軸向移動量，上面運算符號用于增速，下面運算符號用于減速。 調速幅度 ： 因屬對稱型調速： ， 故：，，， 鋼環(huán)的轉速 式中 ——鋼環(huán)工作直徑，見圖2-2 考慮到，故，將其中帶入式（2-1），得錐輪位移量x與傳動比之間的關系為 錐輪的移動通常用齒輪-齒條傳動，這時，錐輪位移量也就是齒條的移動量，當位移量為x時，齒輪的相應回轉角（也就是手輪的回轉角度）， 式中 z——齒輪的齒數； m——齒輪的模數。 2.3 傳動零件的尺寸 傳動零件之間的尺寸關系為（圖2-2） 錐輪最大工作直徑 mm，式中，為錐輪的最小工作直徑，mm。由強度及結構要求確定。 主、從動錐輪之間的中心距 a=(1.15～1.3)max mm 錐輪錐頂角 線接觸時鋼環(huán)工作面的接觸長度 mm 鋼環(huán)工作直徑 D=(1.8～2 )Dmax mm 鋼環(huán)工作寬度 mm 鋼環(huán)寬度 mm 鋼環(huán)厚度 h=(0.2～0.9)B mm 點接觸時鋼環(huán)工作面的圓弧半徑 mm 鋼環(huán)內周直徑 mm 鋼環(huán)外周直徑 mm 錐輪小端直徑 mm 錐輪大端直徑 mm 2.4 鋼環(huán)無級變速器受力分析 鋼環(huán)無級變速器中的鋼環(huán)具有自動加壓作用?？蛰d時，鋼環(huán)圓心O3位于主、從動錐輪輪心O1、O2的連心線上（圖2-3中的實線位置）； 圖2-3 受力分析簡圖 承載后，主動錐輪1依靠摩擦力F帶動鋼環(huán)3沿著切線方向移至虛線位置，這時鋼環(huán)與主、從動錐輪楔緊并產生法向壓緊力Q（所傳遞的載荷越大，楔得越緊），與此同時，由鋼環(huán)通過摩擦力驅動一對從動錐輪2。錐輪與鋼環(huán)之間的法向壓緊力Q可以分解為徑向壓緊力Qr和軸向壓緊力Qa。由于軸向壓緊力Qa相互抵消，故以鋼環(huán)作為分離體時的力平衡條件是 或 由此得 N （2-2） 式中 ——傳動可靠性系數，對動力傳動，可取=1.2~1.5； f——摩擦系數，對于淬火鋼-淬火鋼，油式時f=0.03~0.05，干式時0.1 ~0.2， ——連心線O1O3′或O2O3′與弦AB之間的夾角。 每個錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力） N 每個錐輪所傳遞的扭矩 ，N.mm ，N.mm 式中P1為主動錐輪的傳遞功率，kW；為傳動效率。 所以每個錐輪上的壓緊力 N （2-3） 每個錐輪上的徑向壓緊力 N 每個錐輪上的軸向壓緊力 N 2.5 零件之間初始間隙或過盈 由式可見 （2-4） γ是影響壓緊力的因素之一。當主、從動錐輪的軸線在同一水平平面內時，為了獲得所需的γ值，應使鋼環(huán)與主、從動錐輪之間具有一定的初始間隙 是鋼環(huán)在徑向壓緊力Qr作用下的徑向變形 Re——鋼環(huán)剖面重心的回轉半徑（見圖2-5），mm E——鋼環(huán)材料的彈性模量，N/； I——鋼環(huán)剖面對剖面中心軸的慣性矩， 在圖2-3中，折線A O3′B在直線AB上的投影應當等于折線AO1O2B在直線上的投影，由此可得 mm 當主、從動錐輪的軸線在同一鉛垂平面內時，鋼環(huán)因自重作用不能同時緊貼在主、從動錐輪上。這時，應使鋼環(huán)與錐輪之間具有一定的初始過盈以保證產生一定的預壓緊力。仍用上式計算，但應取負值。 由上式可得 此式表明，當值最大時，γ值最大，但Kn【見式（2-4）】值卻最小，對應于此時的傳動比為極限值imax或imin；而當值最小即等于零時，γ值最小，Kn值卻最大，對應于此時的傳動比i=1。設計時，通常應該按極限傳動比時選定傳動可靠性系數Kn和確定初始間隙。因此，當處于其他傳動比時，傳動可靠性系數Kn均有所增大，但最大增量僅在5%內。 2.6 強度驗算 鋼無級變速器的承載能力受到錐輪和鋼環(huán)的制約。錐輪和鋼環(huán)的主要失效形式是表面疲勞點蝕，因此設計時應計算其接觸疲勞強度。 當鋼環(huán)與錐輪初始線接觸時，最大接觸應力 N/ （2-5） 點接觸時 N/ （2-6） 圖2-4 錐輪和鋼環(huán)的曲率 式中 Q——壓緊力，見式（2-3）。對于作恒功率傳動的變速器，Q應該按從動錐輪最低轉速n2min的情況，即按主動錐輪最小工作直徑D1min的位置進行計算；對于作恒扭矩傳動的變速器，Q應按照從動錐輪最高轉速n2max的情況，即按從動輪最小工作直徑D2min的位置進行計算；對于功率、扭矩均變化的變速器，Q應按的位置進行計算； E——彈性模量，對于鋼，E= N/； ——接觸副在計算位置處的當量曲率，1/mm =k11+k12+k21+k22 k11——錐輪1在主平面1內的曲率k11 ，1/mm k12——錐輪1在主平面1內的曲率k12=0 k21——鋼環(huán)2在主平面2內的曲率k21，1/mm k22——鋼環(huán)2在主平面2內的曲率k22=1/r（線接觸時k22=0；點接觸時k22），1/mm b——接觸長度，mm c——與接觸點各曲率有關的橢圓積分函數，可按曲率系數cosτ查表 ——許用接觸應力，對于GCr15號鋼，線接觸時其=1500~1800 N/；點接觸時其=2200~2500 N/。 2.6.1 恒功率傳動情況時 F和Q按位置計算（相當于n2min）。由式（2-3）得 N.mm 1） 線接觸 取E= N/，，，，，2a=127°，則 k11mm k21 mm =k11+k21= mm 代人式（2-5），得校驗計算公式 N/ （2-7） 設計計算公式 mm （2-8） 2） 點接觸 k11、k12、k21均同線接觸，而 k22= 1/mm 故 =k11+k12+k21+k22 1/mm 代入式（2-6），得校檢計算公式 N/ （2-9） 設計計算公式 mm （2-10）2.6.2 恒扭矩傳動情況時 F和Q按位置計算（相應于），由于（2-3）得 N （2-11） E、、 、b、r、2a等值或計算式同恒功率傳動。 1）線接觸 效驗計算公式 N/ （2-12） 設計計算公式 mm （2-13） 2）點接觸 校驗計算公式 N/ （2-14） 設計計算公式 mm （2-15） 以上各式均取、b、r的平均值（即，，r=0.85），推倒而得。若用推薦值的上、下限，即、、r=0.9或、 、 r=0.8，則所得結果與平均值時相差很?。ㄔ赗b=9時，對于線接觸公式，差率<1.3%；對于點接觸公式，差率<3.3%），應此式（2-7）~（2-15）對于不同的、b、r取值均能適用。 2.6.3 鋼環(huán)強度校驗計算 圖2-5列出了鋼環(huán)的剖面尺寸及參數。鋼環(huán)在傳動中因彈性變形而引起應力，可近似地按曲桿計算。 鋼環(huán)內周的正應力 N/ 鋼環(huán)外周的正應力 N/ 鋼環(huán)剖面在接觸處的最大應力 N/ 式中： ——徑向壓力，N； ——鋼環(huán)內周半徑，mm； ——鋼環(huán)外周半徑，mm ——鋼環(huán)剖面重心的回轉半徑，，mm； ——鋼環(huán)剖面重心至中性層的距離，，mm； ——中性層所在處的半徑， ,mm 圖2-5 鋼環(huán)剖面尺寸 第三章 鋼環(huán)分離錐輪無級變速器的計算 3.1 計算錐輪的尺寸和參數 1.錐輪最小工作直徑Dmin的確定 （1） 按線接觸 mm 式中 Kn—傳動可靠性系數，取Kn=1； —許用接觸應力。錐輪與鋼環(huán)材料均用GCr15號鋼，表面淬硬達HRC62-64=1800N/； f—摩擦系數。取f=0.05（油式） 于是得 Dmin≥34.12mm （2） 按點接觸 mm 式中 c—系數，根據曲率系數按表10-1取定，而曲率系數==0.55，查表10-1得c=1.09； —許用接觸應力，取=2200N/ 于是得 Dmin≥ 31.70 mm 可見線接觸是薄弱環(huán)節(jié)，故取定=35 mm。 2.錐輪最大工作直徑的確定 ==335=105mm 3錐輪錐頂角2的確定 取 2= 4.主、從動錐輪之間中心距a的確定 a=1.3=1.3105=137mm 5錐輪與鋼環(huán)之間工作長度b的確定 b==105=5.52，取b=6mm 6錐輪小端直徑Di的確定 Dminbsina=35-6=29.64mm，取Di=30mm 7.錐輪大端直徑的確定 De≥Dmax+bsina=105+6=110.6mm,取=111mm 8.錐輪的長度確定 可移動錐輪的結構如下圖3-1所示。初步選擇滾動軸承，在L5處選用角接觸軸承，結合錐輪的大端直徑根據配合要求，選用軸承d=55mm角接觸球的軸承，型號為7311B，D=120mm，軸承的寬度B=29。考慮到退刀槽的存在和裝配要求，L5處為27mm，L4處為退刀槽長度為3，深度為2。L3處為一軸肩，取軸肩的直徑為d3=82mm?？梢苿渝F輪在L9處要裝配一個深溝球軸承，因為在L5處有的直徑為55且又軸肩的存在，故選用軸承6210,直徑d=50mm，D=90mm，可以知道軸承寬度B=20mm。在L7處有一個擋環(huán)，可以選用擋環(huán) L7=2mm，深度為2mm，選用L8=6mm。這樣可以得知L6≥2+2+20+6＝30，取L6=54mm，錐輪斜邊水平水平方向長取28mm,所以錐輪總長為122mm。根據以后算出裝錐輪處軸徑的大小，考慮到花鍵的存在，知道可移動錐輪的內徑為22mm。 不可移動錐輪跟可移動錐輪，不同的有，不可移動錐輪沒有擋環(huán)存在且內徑為24mm，無需考慮L7、L8、L9的長度，且L9的長度少于可移動中的長度。 圖3-1 可移動錐輪結構簡圖 3.2 鋼環(huán)的設計 1）鋼環(huán)工作直徑 D0=(1.8～2)Dmax,取D0 =210mm 2）鋼環(huán)工作寬度 B0（Dmax- Dmin）ctga+ bcosa=（105-35）ctga+6 cos63.5=40.3mm 取B0=44.32mm 3）鋼環(huán)寬度 B= B0+ bcosa =44.57+6xcos63.5=47mm 4）點接觸是鋼環(huán)接觸區(qū)的圓弧半徑, 鋼環(huán)厚度 r=0.85 D0=0.85166.5=141.525mm h=0.4 (B0+ bcosa)=20mm 5）鋼環(huán)的內徑 = D0bsina=210-6 sin63.5=205mm 6）鋼環(huán)外徑 Doe=+2h=205+220=245mm 7）鋼環(huán)剖面積 A=Bh=4720=940 8）鋼環(huán)剖面重心的回轉半徑 ==112.5mm 9）中性層所在半徑 =112mm 10）重心至中性層的距離 112.5-112=0.5mm 11）內周至中性層的距離 =112-205/2=9.5mm 12）外周至中性層的距離 =245/2-112=10.5mm 3.3 軸系零件設計 1）輸出軸的功率、轉速和轉矩 若取齒輪傳動的效率=0.85，軸承的傳動效率=0.97則 P2= =4×0.850.97=3.298 KW 又因為從動輪轉速低時扭矩大 ，所以取i=3 則 ==1000/3=333 于是 ==9550000(3.298/333)=94582. 2） 初步確定軸的最小直徑 圖3-2 軸得簡圖 先估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。 根據 取=100 則 d min=21.4mm,輸出軸的最小直徑顯然是安裝移動錐輪的直徑又因為要考慮花鍵的大小，于是取d1=22mm,因為可移動錐輪的存在，錐輪長度為122mm，可移動錐輪要在軸上來回移動，移動的距離取15mm，花鍵的尾當為30°角的斜線，可以知道與斜線對應的長度為1mm，則L1≥122+1+15＝138mm，考慮到還有一錐輪也有部分在L1上，取L1=175mm，d2=24mm,L2=122mm 考慮到要在d3處裝配一個軸承，所以d3=25mm，選取軸承為6305型號的深溝球軸承，所以L4=17mm，退刀槽為2×3mm。擋圈厚度為2mm，擋圈在軸上的裝配深度為3.2mm。所以L5≥17+4=21，取L5=24mm 因為考慮到要在L6處安裝油封，取無骨架橡膠油封?？紤]到軸承的定位配合，取d4=29mm。油封寬度為14mm，考慮到與端蓋的裝配可知L6取40mm，取d5=24mm,取鍵的尺寸為寬8高7。 3.4 調速操縱機構設計 采用齒輪-齒條式調速操縱機構（如圖3-3所示）： 圖3-3 齒輪-齒條式調速操縱機構 3.4.1 確定齒輪的參數 因為，齒輪齒條只作為調速用，所以在調速時不會受太大的力，所以齒輪的設計采用最小單位計算。 故選取齒輪的齒數為z=17，模數為m=1.5，=1，=0.25，=1， 則 分度圓直徑 d1=17×1.5=25mm ，齒寬 b=×d1=1×17=17mm 齒高 h=（2）m=（2×1+0.25）×1.5=3.37mm 齒根圓直徑 =[z-2（）]m=（17-2-0.5）×1.5=21.75mm 齒頂圓直徑 =（z+2）m=（17+2）×1.5=28.5mm 齒距 p=πm=3.14×1.5=4.71 手輪端的直徑選取d=30mm，D=110mm 齒輪軸的長度根據裝配關系和齒寬的大小取長度為245mm 3.4.2 確定齒條的參數 可以根據移動的范圍和配合及齒輪的直徑，可取齒條長度L≥17+15,考慮裝配關系，取齒條長度為65mm ,齒高 h=3.5mm 圖3-4 調節(jié)套 d2處和d4處要安裝軸承，根據軸承的大小，可以知道得知： d2=120mm ， d4=90mm 在d2處和d4處又兩個退刀槽，取2×2,d5為100mm，d3處要和d4處的軸承配合，根據要求可以選擇d3=84mm 根據配合知d1的長度取 d1=136mm L1為齒條的長度，所以L2=62mm ，L1＞62+29=91mm,取L1=105mm,L3=132mm 取L4=L2=62mm，d2處的內徑長度根據軸承的裝配可以知道為29mm，d4處的長度同樣可以知道為20mm，取d3處內徑孔的長度為20mm，d5處孔內徑長32mm,d6=60mm。 銷孔直徑的大小為18mm銷孔的中心線到端面的距離為9+17=26mm。 3.4.3 計算螺桿 螺桿圖3-5所示 圖3-5 螺桿 根據螺桿所受的力可以選擇螺桿的直徑，因為受力為 Qa=Qsina=4928.3×0.895=4410.82N，選取材料為45性能為4.6的螺桿，查表可得材料的屈服極限=240MPa，查的安全系數S=4，故螺桿材料的許用應力=/4=60 MPa， 根據式 =11mm。取d1=11mm，牙型角為60°的等邊三角形。則螺桿小端為直徑11mm，大端直徑為12mm 。螺桿的長度根據裝配關系選取250mm 3.5 設計箱體 箱體的壁厚為δ=0.04a+1≥8，所以箱體的壁厚取為δ=20mm 地腳螺釘直徑d=0.036a+12=0.036×137+12=16.932mm，取d=17mm。凸臺直徑可查的為33mm，箱底座凸緣厚度為1.5δ=30mm，地角螺釘的數目為4個。 軸承端蓋的螺釘直徑為，d1= (0.4~0.5)d,所以取d1=10mm，取體的總長為432mm×345mm×340mm，圖形其他尺寸參照設計手冊選取 第四章 強度校核 4.1 鋼環(huán)強度驗算 1）鋼環(huán)內周的正應力 =95.5100001.254cos63.5/(0.05100035)=5252.5 于是得ói=19.25 2）鋼環(huán)外周的正應力 =5.06 3）鋼環(huán)接觸處剖面內的最大應力 =17.18 4）鋼環(huán)許應應力 式中 ——材料的屈服限。鋼環(huán)材料同樣選用號鋼，故 =380~420 ——許用安全系數，取=2。 于是得 =200 可見，鋼環(huán)剖面內各處的工作應力均小于許用應力，故強度足夠。 4.2 校檢軸的強度 輸入軸的功率P1=4kW，輸入軸轉速n1= 1000r/min,調速幅度Rb=9 每個錐輪所傳遞的扭矩 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為主動錐輪的傳遞功率，kW；為傳動效率。 每個錐輪所傳遞的有效圓周力（既摩擦力） N 所以每個錐輪上的壓緊力 =869.7×1×0.85/0.15=4928.3N 每個錐輪上的徑向壓緊力 =4928.3×0.446=2198.02 N 每個錐輪上的軸向壓緊力 =4928.3×0.895=4410.82 圖4-1 受力圖 a為角接觸軸承當面到軸的中心線的距離，取a=35.9mm l1min=52-6.69-a=52-6.69-35.9=9.41mm l2min=28+35.9=63.9mm l3min=l1min=9.41mm l4min=50+6+a=56+25.9=81.9mm 因為Qa=FH3 所以可得 FV3=FH3/tana=4410.82/tan35°=10523.25N FV1=FV3=10523.25N 根據力的平衡有方程 FV4+ FV3+ FV1+ FV2=2Qr 即 10523.25+10523.25+ FV2+ FV4=2×2198.02N FV2+ FV4=-16650.42N FV3l2-Qr（l2+l1）-Qr（l2+l1+l）+ FV1（l2+l1+l+l3）+ FV2（l2+l1+l+l3+l4）=0 聯合兩式可以得出FV2、FV4 FV4= -10524.31 FV2=-6125.93N 根據上序簡圖，計算處彎矩力圖和扭矩圖如圖4-2所示： 圖4-2 軸的扭矩圖 校檢軸的強度 取M=600N，T=14.01N.m ，W==635，a=1 計算出=30.21，軸的材料為調質處理45號鋼，其中=60，滿足 設計總結 畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生邁向社會實踐重要的一步。從選題，到計算、繪圖直到完成設計。找資料找老師指導與同學交流，直至完成圖紙。 ??? ?這次實踐，我了解了無級變速器的用途及工作原理，熟悉了無極變速器的設計步驟，鍛煉了工程設計實踐能力，培養(yǎng)了自己獨立設計能力。此次設計是專業(yè)知識和專業(yè)基礎知識一次實際檢驗和鞏固?。 同時畢業(yè)設計也讓我明白了自己專業(yè)基礎知識很多不足之處。如自己動手設計能力差，缺乏綜合應用專業(yè)知識的能力，畫圖工具知識缺乏等等。這次實踐是對自己大學四年所學的一次檢閱，使我明白自己知識還很淺薄，雖然馬上要畢業(yè)了，但以后求學之路還長，以后更應該在工作中努力學習，自己成為一個對社會有所貢獻的人，同時在此非常感謝聶老師的細心指導，使我才能成功的完成此次畢業(yè)設計。 參考文獻 [1]阮忠唐 主編 機械無級變速器 北京 機械工業(yè)出版社 ， 1988 [2]李洪 曲中謙 主編 實用軸承手冊 遼寧 科學技術出版社 ， 2000 [3]吳宗澤 主編 機械設計 北京 中央廣播大學出版社 ， 1998 [4]沈繼飛 主編 機械設計課程設計課題及指南北京 高等教育出版社， 1990 [5]唐照民 主編 機械設計手冊 北京高等教育出版社 ， 1995 [6]吳宗澤 主編 機械設計實用手冊 北京 工業(yè)出版社發(fā)行部 ， 2003.10 [7]成大先 主編 機械設計圖冊 北京：化學工業(yè)出版社， 2000 附錄 Fixed-Speed Wind-Generator and Wind-Park Modeling for Transient Stability Studies Increasing 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 power system 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 Terms—Transient stability simulation， wind-generator modeling， wind-park modeling， wind-turbine modeling. I. INTRODUCTION This 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 into a single equivalent 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 generator’s 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 are Manuscript received February 3， 2004. This work was supported in part by the Western Area Power Administration. Paper no. TPWRS-00388-2003. The authors are with Montana Tech， University of Montana， Butte， MT59701 USA (e-mail: dtrudnowski@mtech.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 several A 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 [2]–[10].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 system’s mechanical natural frequency [2]–[5]. The second approach represents the turbine blades and hub as one inertia connected to the generator inertia through a spring [6]–[9]. In all of these papers， the spring stiffness is calculated from the system’s shaft. Our research indicates that representing the first-mode mechanical frequency is critical to an accurate model. Finite-element analysis has shown that 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 [2]–[10] 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 majority of these models use momentum theory [13] to calculate aerodynamic forces. III. TURBINE DYNAMICS Our 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 for large 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 component [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 will tend to interact with the electromechanical oscillations. The mode shape of the first-mode oscillation that dominates the response in Fig. 1 dictates that the model can be represented by a two-inertia， single spring-damper system as depicted in Fig. 2. This is th