金属带式汽车无级变速器传动机构设计

摘要
在具有广阔的发展前景和市场空间的汽车行业中，车辆技术也得到较快的发展。

金属带式无级变速器是一种新型的机械摩擦式无级变速器，具有承载能力强、效率高、平稳性好、环保节能等优良的传动特性，特别适用于需要传递中大功率而又需无级调速的场合。

本设计是基于现代人们对汽车性能的更高要求，鉴于国内外专家对无级变速器的研究与分析，结合金属带式无级变速器的现状和发展趋势、基本结构、传动原理、性能特点，主要以其在轿车中的应用，设计金属带式无级变速器的传动机构，根据对设计参数的分析，对整个无级变速器的各级传动部分的传动方式进行详细的设计，包括主、从动带轮；主、从动锥盘；中间减速机构，使其与传统的变速器相比，耐用性能、加速性能、燃油性能以及排放性能都得到改善。

关键词：金属带；无级变速器；传动机构；机械摩擦式；主、从动锥盘；中间减速机构
ABSTRACT
In a broad development prospects and market space in the auto industry, vehicle technology has also been developed quickly. Metal belt type variator is a new type of mechanical friction type variator, high bearing ability, high efficiency, energy saving and steadiness, good environment protection fine transmission characteristics, especially suitable for high power and in need to pass to stepless speed regulation occasion.
This design is based on the modern people to an automobile performance higher request, in view of the fact that the domestic and foreign experts to variator's research and the analysis，combined with the metal belt type continuously variable transmission of the status and development trends, the basic structure, transmission principle, performance characteristics.According to its application in cars, completed the design of metal belt CVT transmission, based on the design variable's analysis, the transmission part at all levels of detail design transmission mode, , including master, driven pulleys; Lord, driven cone-disk; intermediate deceleration institutions and compared with the traditional transmission, durable performance, and accelerating performance, fuel performance and emission performance is improved.
Keywords：Metal belt；Contiuously Variable Transmission；transmission；a type of mechanical friction; lord, driven cone-disk; ntermediate deceleration institutions
目录
摘要 (I)
Abstract................................................................................................................................ I I 第1章绪论 .. (1)
1.1 概述 (1)
1.1.1 金属带式无级变速器的发展 (1)
1.1.2 金属带式无级变速器的优点 (2)
第2章金属带式无级变速器传动的基本原理 (4)
2.1 金属带式无级变速器的基本组成 (4)
2.1.1 起步离合器 (4)
2.1.2 行星齿轮机构 (5)
2.1.3 无级变速机构 (5)
2.1.4 控制系统 (5)
2.1.5 中间减速机构 (7)
2.2 金属带式无级变速器的工作原理 (7)
2.2.1 金属带式无级变速器的工作原理 (7)
2.2.2 离合器换向机构的工作原理 (7)
2.3 本章小结 (7)
第3章基本数据选择 (9)
3.1 主要技术指标 (9)
3.1.1 基本参数 (9)
3.2 齿轮相关数据的计算 (11)
3.2.1 齿轮参数 (11)
3.2.2 各齿轮齿数及参数分配 (12)
3.3 滚动球键 (21)
3.4 本章小结 (22)
第4章齿轮校核 (23)
4.1 齿轮材料的选择原则 (23)
4.2 计算各轴的转矩 (23)
4.3 轮齿强度计算 (23)
4.3.1 齿面接触强度参数计算 (23)
4.3.2 齿面接触应力计算 (32)
4.3.3 轮齿弯曲强度计算 (35)
4.4 各齿轮受力计算 (41)
4.5 本章小结 (43)
第5章轴及轴上支撑件的校核 (44)
5.1 轴的工艺要求 (44)
5.2 轴的强度计算 (44)
5.2.1 初选轴的直径 (44)
5.2.2 轴的强度验算 (45)
5.3 轴承的选择及花键的可靠性分析 (53)
5.4 本章小结 (55)
结论 (56)
参考文献 (57)
致谢 (59)
附录A (60)
附录B ..................................................................................................... 错误!未定义书签。

第1章绪论
1.1 概述
近些年来，汽车技术有了很大发展，汽车的性能不断提高，汽车变速器对汽车的性能有较大的影响。

目前，自动变速器技术已经很成熟，但是，现在应用的自动变速器基本上都是有级变速器，对汽车无级变速器还处在研究、实验阶段。

在欧洲的发达国家已经有很多大的汽车制造商把无级变速器应用于轿车，节能减排已经成为世界对于汽车的一种追求，在我国汽车无级变速器的研究更是处于起步阶段。

设计一种能够适用于轿车的机械无级变速器已经显得越来越重要。

本设计结合金属带式无级变速器，设计金属带式无级变速器的传动机构。

根据对设计参数的分析，对整个无级变速器的各级传动部分的传动方式进行详细的设计。

1.1.1 金属带式无级变速器的发展
由于内燃机工作特性的限制，为了发挥内燃机的能力和降低油耗，人们采用了变速器，而最佳的选择是无级变速器。

二十世纪七十年代中期，荷兰Van Doorne's Transmissie B.V公司（简称VDT公司）开发出一种金属带式无级自动变速器，称为VDT-CVT（Continuously Variable Transmission）。

这种无级自动变速器克服了以前其它传动形式的缺点，实现了真正意义上的无级变速传动。

VDT-CVT自1987年商品化以来，到目前为止，世界上几乎所有的汽车生产厂家，都接受了这项技术，开发出自己的CVT。

CVT的适用范围也从最初的0.6升，发展到目前的3.3升。

2000年，中国的程乃士教授开始研发无偏斜曲母线锥盘金属带式无级变速器，2003年研发无偏斜复合母线锥盘金属带式无级变速器，2005年研发无偏斜等强共轭曲母线无级变速器，并于2007年在吉利汽车公司实现装车；2006年研发平盘非对称直母线无偏斜金属带式无级变速器，2007年在众泰汽车公司实现装车。

金属带式无级变速器是汽车理想的传动系统，它可提高汽车的经济性，改善汽车的动力性，便于操作是汽车的核心技术之一。

金属带式无级变速器的结构、变速原理、受力情况等已经研究成熟。

金属带式无级变速器的试验应包括专用台架及路况试验，CVT专用台架技术由世界上少数几个大公司垄断，如ZF公司、Doorne公司等，CVT 所有的动态实验都能在专用台架上进行，但专用台架造价高，国内外研究人员研究CVT的动态特性时大多在自制的简易实验台上并配合仿真进行。

结合金属带式无级变速器，设计金属带式无级变速器的传动机构，使变速机构实现迅速、准确的变速。

1.1.2 金属带式无级变速器的优点
汽车界对CVT技术的研究开发日益重视，特别是在微型轿车中，CVT被认为是最佳的传动装置。

根据国内外一些文献资料和实际经验，将其优点归纳为以下几个方面：
1. 速比无级调节
由计算机控制速比连续的变化，驾驶员无需考虑换档，消除了人为换档技术的影响，不会出现MT的换档时速比的跳跃，使汽车驾驶平顺、舒适。

故在简化了汽车行驶过程中的操作同时，也减轻了驾驶员的劳动强度，提高了行车的安全性，使汽车易于驾驶，有利于汽车的普遍使用。

2. 提高燃油经济性和动力性
采用液力变矩器的无级变速器，由于其工作原理是用油作为动力传动的介质，许多能量消耗在油的内摩擦上，传动效率低，通常为80%～85%，比传统的MT和AT 大约费油10%～20%，而且液力变矩器转差越大，效率越低。

通常减速比不大于2，只能再增加2～3档有级变速，每两档中间用液力变矩器实现无级变速。

由于无级变速传动使发动机的工作点与车速无关，根据不同的需要可以控制发动机的工作点在最经济工作点或最佳动力工作点工作，依靠变速器无级调速来适应汽车的各种速度，可以使发动机燃烧最好，排气污染最小，达到节油的目的。

因此无级变速传动比其它传动方式表现出更高的经济性和动力性。

目前据国外统计数据，采用CVT的汽车比采用AT的汽车节油7%～15%。

同样，ZF公司进行了对比试验，结果表明：在美国环境保护局城市和公路循环工况下，装备CVT的汽车比4档AT汽车燃油经济性提高10%；0~60 mph加速试验中，装备CVT的汽车比AT汽车少用1秒多。

随着汽车电子技术的发展，电子技术与自动控制技术的不断应用，使得CVT的总体性能比同类的AT更为突出。

对于典型的5档AT，不同档位的传动效率有很大的差异，平均传动效率为6%。

一般的MT的传动效率为97%。

尽管金属带式无级变速器为摩擦传动，但它的传动效率，经试验测定达到90～97%之间，与MT的传动效率差不多。

根据世界各汽车公司按不同的试验标准对CVT进行试验，结果表明，CVT与同类四档自动变速器相比：加速性能可提高10%，燃油经济性提高10%～15%，排放降低10%，平顺性更好。

3. 降低有害物质的排放
由于无级变速传动能使速比连续变化，而且具有较宽的速比变化范围，这样就能够使发动机经常在理想区域内处于稳定运转状态，减少了发动机在不稳定工况工作的时间，从而减少废气中有害物质的排放量，减轻了对环境的污染。

ZF公司通过试验测
定汽车在装备CVT后，其有害物质的排放量比装备4档AT的汽车减少10~15%。

若进一步优化的控制方法，CVT汽车的排放还可进一步降低。

4. 实现汽车动力传动系统的综合控制
在电子控制技术高速发展的今天，采用CVT电液控制系统的汽车，通过电子控制装置，将发动机和无级变速器结合在一起实现汽车动力传动系统的综合控制，可以使无级变速的优越性体现的更为显著。

发动机能够在某一转速下产生很大的转矩变化范围；也可以在某一转矩下，产生很大的转速变化范围。

这样通过调节速比变化和发动机的节气门，控制发动机的功率与汽车驱动轮上的功率平衡，就能够使燃油经济性与汽车性能达到最佳水平。

采用CVT传动系统的汽车，也可以实现发动机控制模块、CVT控制模块、ABS控制模块之间交互通讯。

不仅可以实现传动系一体化控制，而且可以实现整个汽车系统的综合控制，使得控制效果得到极大的改善。

5.结构简单，成本低，可靠性高
产品成本与可靠性依赖于产品的技术含量、材料、制造工艺等因素。

金属带式无级变速器结构简单，主要由金属带—工作带轮组和控制系统构成，传动零件数（约300 个）远少于自动变速器（约500个），因此变速器的重量轻，体积小。

核心部件金属带由荷兰VDT公司生产，以前价格比较昂贵（在1995年约占CVT成本的30%）。

为了提高产品的竞争能力，VDT公司近几年在金属带零部件的结构设计、材料和加工工艺上都进行了合理改进，产品价格已经大幅度降低。

简而言之，由于金属带式无级变速器的结构简单，关键零部件采用高强度优质材料与无限寿命设计方法进行产品设计和制造。

因此该系统质量高，使用可靠，与汽车具有相同的寿命。

第2章 金属带式无级变速器传动的基本原理
2.1 金属带式无级变速器的基本组成
金属带式无级变速器主要是由起步离合器、行星齿轮机构、无级变速机构、控制系统和中间减速机构构成，如图2.1所示。

1—倒档离合器 2—前进离合器 3—双排行星轮 4—行星架 5—中间减速机构 6—主减速器 7—半轴壳 8—从动移动锥盘 9—从动固定锥盘 10—从动缸
11—主动固定锥盘 12—主动移动锥盘 13—主动缸
图2.1金属带式无级变速器的基本组成 2.1.1 起步离合器
汽车无级变速器中的前进、倒挡离合器是一种湿式多片离合器。

离合器靠液压缸1 2 3 4 5 6 7
8
10
11
12
13
9
活塞压力进行传递转矩。

当泄压时，活塞靠回位弹簧返回。

多片式离合器因能获得较大的摩擦面积，所以能够传递较大的转矩。

根据离合器摩擦片的数量，很容易改变其所传递的转矩的能力。

离合器摩擦材料以纸基摩擦材料为主，它是以石棉、碳纤维素等纤维或棉、木材、合成纤维作为母体材料，添加无机、有机的高摩擦材料，并在进行搅拌的基础上，浸渍酚醛类树脂硬化而成。

将其粘在钢片上，这种材料的特点是多孔、网状，具有弹性，摩擦因数高，高压，高温，高圆周速度时的稳定性好。

2.1.2 行星齿轮机构
无级变速器的行星齿轮机构采用双行星齿轮机构，行星架上固定有内、外行星齿轮和右支架，其中右支架是通过螺栓固定在行星架上，外行星齿轮和齿圈啮合，内行星齿轮和太阳轮啮合。

它们可以实现前进和倒档。

行星齿轮机构实现倒档操作，倒档的旋转方向是通过行星齿轮系改变的。

行星传动是一种常啮合传动，与定轴式相比，能减少换向的冲击，使换向平稳柔顺。

明显缩小变速器轴向尺寸，此外多点啮合的对称性，不仅使径向力相互平衡，且使运动平稳，抗冲击和抗振动能力强、寿命长。

通过增减行星齿轮的数目，可以改变行星机构的承载能力。

2.1.3 无级变速机构
如图2.2所示，无级变速机构由金属传动带和主、被动工作轮组成。

金属传动带由两百多个金属片和两组金属环组成，每个金属片的厚度为1.4mm，在两侧工作轮挤压力作用下传递动力。

每组金属环由9或12片厚度为0.18mm的带环叠合而成，金属环的功用是提供预紧力，在动力传递过程中，支撑和引导金属片的运动，有时承担部分转矩的传递。

摩擦片的作用是传递转矩，锥盘母线应与摩擦片侧边共轭，以保证变速时金属带不发生轴向偏斜，使金属带不承受附加侧向弯曲应力的作用。

主、被动工作轮由可动和不动锥盘两部分组成。

在金属带式无级变速器的工作过程中，主、从动带轮的中心距是固定的，根据传动比的要求，主、从动轴上的移动锥盘作轴向移动，改变带轮的工作半径，从而改变传动比。

由于带轮的工作半径可以连续变化，所以可实现无级变速。

无偏斜金属带式无级变速传动，不仅避免了对称直母线锥盘传动由于偏斜产生的附加的摩擦损失，而且由于不偏斜，可以加大传动工作半径，扩大传动比的范围，提高传动能力。

2.1.4 控制系统
控制系统是用来实现无级变速器系统传动比无级自动变化的。

在无级变速器系统
中，采用机－液控制系统或电－液控制系统。

它主要由油泵（齿轮泵和滚子叶片泵）、液压调节阀（速比和带与轮间压紧力的调节）、传感器（油门和发动机转速）和主、从工作轮的液压缸及管道组成，实现传动无级变速的调节。

速比控制、夹紧力控制和起步离合器的控制是无级变速控制系统的关键。

`
1—主动轮可动锥盘 2—主动轮固定锥盘 3—从动轮可动锥盘 4—从动轮固定锥盘 5—钢片环带组 6—摩擦片
图2.2无级变速机构组成
汽车的运行工况经常处于变化之中，CVT 速比的控制，对应于不同的区域有不同的控制策略。

在汽车起步区，离合器处于滑转阶段，控制系统的目标是提供足够大的驱动转矩使汽车起步，直到车速到达CVT 最大速比时的对应值。

在这个阶段，CVT 的速比保持最大值；在CVT 正常控制区域，发动机按最佳燃油经济性工作曲线或最佳动力性工作曲线运行，传动系统通过控制速比的变化率来使发动机工作在一定的速度范围。

通过控制从动轮夹紧力来保证主、从动带轮夹紧力都满足转矩传递的需要，可以称为夹紧力唯一控制原理。

这种控制的主要优点在于，金属带式无级变速器传递的转矩在原理上唯一地由从动轮夹紧力控制，可以在软件和硬件方面构造成相对简单的形式，可以快速和准确地实现央紧力控制和传动比控制。

为了保证对速比有很好的控制，主动液压缸横截面积为被动缸的1.7-2倍，随具体参数的变化略有不同。

荷兰VDT 公司所研制的CVT 所采用的是单液压回路，与双液压回路相比，它具有结构简单，所需控制阀的数量少，控制变量少的优点，因此具有较大的使用价值。

2 1
3
4
6
5
2.1.5 中间减速机构
由于无级变速机构可提供的速比变化范围为2.6～0.445左右，不能完全满足整车传动比变化范围的要求，故设有中间减速机构，为两级齿轮传动。

发动机的动力通过变矩器离合器和液力变矩器传给前进、倒挡离合器，液压泵产生的高压油通过液压缸将力施加给锥盘变速装置，该力施加给金属带组件产生摩擦力，将主动轴的转矩传递给从动轴，然后通过减速装置，经差速器输出给车轮。

2.2 金属带式无级变速器的工作原理
2.2.1 金属带式无级变速器的工作原理
金属带式无级变速器是摩擦式无级变速器，发动机输出的动力传到主动带轮上，主动带轮通过与金属带的V型摩擦片侧边接触产生摩擦力，推动摩擦片向前运动，并推压前一个摩擦片，在二者之间产生推压力。

该推压力在接触弧上形成后，随着摩擦片由接触弧的入口向出口运动逐渐增大，经金属带传到从动带轮上。

在从动带轮上，靠摩擦片与从动带轮的接触产生摩擦力，带动从动带轮转动，将动力传到了从动轴上。

随着传递转矩的增加，主动轮上挤在一起的摩擦片增多。

所有与从动轮接触的摩擦片，相邻片之间无间隙，相互之间有推压力作用。

随着摩擦片由接触弧的入口向出口运动，摩擦片间的推压力逐渐减小，最后消失。

依靠摩擦片间的推压作用传递动力是金属带式无级变速器传动的一个重要特征，金属带式无级变速传动为推式传动。

2.2.2 离合器换向机构的工作原理
离合器换向机构的输入轴即行星机构中的行星架输入轴，通过花键与发动机的飞轮盘相联接，同时行星架通过紧固螺栓与行星架盖固定在一起。

行星架上装有三到四对双排行星轮，内行星轮同时与中心轮和外行星轮相啮合，外行星轮同时与内行星轮和内齿圈相啮合。

内齿圈的外侧与倒档离合器的摩擦片通过花键联接在一起。

行星架盖外侧与前进离合器的摩擦片也通过花键联接在一起。

在前进和倒档离合器的摩擦片与摩擦片之间装有摩擦片压盘，并分别由前进离合器液压缸、倒档离合器液压缸来实现摩擦片的夹紧和分离。

发动机的动力由发动机的飞轮盘通过行星架的输入轴传递到行星架上，然后再通过行星架盖和前进离合器直接传递到变速器的一轴（前进状态）；或者通过内齿圈和倒档离合器的固定作用，将动力传递给两排行星轮，再传递给中心轮，最后传递到变速器的一轴（倒档状态），从而实现汽车的前进和倒档。

2.3 本章小结
本章介绍了金属带式无级变速器的组成及工作原理，并简述了离合器换向机构的
工作原理。

金属带式无级变速器主要是由起步离合器、行星齿轮机构、无级变速机构、控制系统和中间减速机构构成。

金属带式无级变速器是摩擦式无级变速器，主、从动两队锥盘夹持金属带，靠摩擦力传递动力和转矩。

主、从动边的动锥盘的轴向移动，使金属带径向工作半径发生无级变化，从而实现传动的无级变化，即无级变速。

第3章 基本数据选择
3.1 主要技术指标
额定功率：6000/75=Pe Kw/rpm ； 最大扭矩：4500/135max =T Nm/rpm ； 无极变速机构传动比：0.4～2.88；
中间减速机构传动比：第一级传动比为1.4，第二级传动比为1.9。

3.1.1 基本参数
1. 确定变速比b R
变速比b R 的大小取决于主、从动带轮的最大工作半径和最小工作半径。

最大工作半径受两带轮中心距的限制，最小工作半径受主、从动轮轴径的限制。

变速器增速与减速对称分布时，主、从动轮尺寸相同，变速比b R 如公式3.1所示：
b R =2
min 2max 12
min 1max 2min 2min 1max 1max 2min max ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==R R R R R R R
R i i （3.1) 根据公式3.1得：
b R =
2.74
.088
.2= 因变速器增速与减速对称分布采用对称调速，则根据公式3.1可得：
6833.2max ==b R i 3727.01min ==
b
R i
2. 带轮半径R 、运行角θ、包角α之间的关系如公式
3.2、3.3、3.4、3.5所示：
()()⎪⎪⎪⎩⎪
⎪⎪⎨⎧=-=+=-=+∆++∆+=θ
ααπ
ααθα
αα42)(sin cos 2212
11
2122211R R i A
R R A h R h R L （3.1)
最大运行角 b
b
R R A r r λθ1arcsin arcsin
min
1max 2max -=-= （3.3)
max r A =λ （3.2）
max θ随着b R 的增大而逐渐增大，随着A 的增大而逐渐减小。

min α对应于最小工作半径min r , 故不可以太小。

max min 2θπα-= （3.3）
3. 金属带传动中，带轮楔角不能太小，经验值22～24度，所以选其楔角为24度，带轮工作直径可达75mm ，传动比范围可达0.45～2.22，以确保其工作可靠。

（1）初选金属带带轮的轴径
4521==o o d d mm （3.6）
初选带轮的工作半径
5.3082
45
211min 2min 1≥+=+=
=e d R R o mm （3.4） 为保证其工作可靠，取38min 2min 1==R R mm
（2）当从动轮工作在最大节圆半径，主动轮工作在最小节圆半径时，传动比最大
9308.203766833.2min max max 1=⨯==D i D mm （3.5）
9654.1012max 1max 1==D R mm （3.6）
（3）确定带轮节圆半径
()42~414~3381min 1min min =+=∆+==R R R B A mm （3.7）
取42min min ==B A R R mm
min min max i R R B A = （3.8）
max max max i R R A B =
（3.9）
69.1126833.2423727.042max max =⨯=÷==B A R R mm
（4）确定主、从动带轮的外径1e R 、2e R
()10~81max 2max 1-==e R R R （3.10）
()()69.122~69.12010~869.11210~8max 121=+=+==R R R e e mm
取1e R =2e R =121mm
（5）确定主、从动带轮中心距
()2462121121)2~1(21=++=++=e e R R A mm （3.11）
（6）确定带轮轴径
()[]()[]68~6625~43825~4min 121=⨯-=⨯-==R d d o o mm （3.12）
则：
︒
--=⎪⎭⎫ ⎝⎛-=⎪⎭
⎫
⎝⎛-=6998.162464269.112sin sin 1max max 1max A R R A B θ （3.13）
2915.0180
6998.16180
max
=⨯
==π
π
θλ （3.14）
（7）确定带长和带轮的轴向移动
()()()()λπλπθ22cos 2max min +⨯∆++-⨯∆++=h R h R a L B A
（3.15）
由公式3.18得：
L ()()2915.021426998.16cos 2462⨯-⨯++⨯⨯=π()()2915.02169.112⨯+⨯++π =1004.7176mm
移动锥盘相对传动比i=1时的轴向位移是
()()1925.272
24
tan
389654.10122
tan
2min 1max 1=-⨯=-=ϕ
R R S mm （3.16） 3.2 齿轮相关数据的计算
3.2.1 齿轮参数
1. 初步确定两锥盘轴的中心距，如公式3.20：
3max 12max 23g e A i T K A η= （3.17）
根据公式3.20可得：
323%966833.21350.9⨯⨯⨯=A
2898.63=mm
式中，%96=g η，0.93.9~9.8==A A K K ，取 初定其为70 mm 。

2. 基本参数
（1）模数n m ：齿轮的模数在2.25～2.75之间，取75.2=n m mm ； （2）压力角α：国家规定的标准压力角为20°； （3）螺旋角β：取︒=20β；
（4）齿宽b:n c m K b =，其中5.8~0.6=C K ；
（5）齿顶高系数：在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。

3.2.2 各齿轮齿数及参数分配
1. 确定从动轴上齿轮的齿数
（1）传动比4.12=B i ，取75.2=n m ，b=20
齿数和n
h m A Z βcos 2=
=8389.4775.220cos 702=︒
⨯⨯ （3.18）
取整为48=h Z 。

⎩⎨
⎧==+i Z Z Z Z Z 1
2k
从主 （3.19） 由式（3.22）得：
⎩⎨
⎧==+4
.1481221Z Z Z Z 所以282021==Z Z ，
在选取齿轮齿数时，应尽量避免齿轮齿数出现公约数，但为保证传动比i=1.4，现保持原数。

（2）对中心距进行修正
β
cos 20h
n Z m A =
（3.20）
2357.7020cos 248
75.2cos 2210=︒
⨯==
-βh n Z m A mm
取整710=A mm 。

对齿轮进行角度变位
端面啮合角t α：
tan t α=tan n α/cos 2-1β
=3873.020cos 20tan =︒︒ （3.21）
所以t α=21.1728°
啮合角,
t α
cos ,t α=
t o
A
A αcos =0.9458 （3.22）
所以,t α=18.9475° 变位系数之和
()()n
t ,
t 21n tan 2αααξinv inv z z -+=
∑ （3.23） =
()()3453.020tan 2017777.0012543.02820-=︒
-+
即：18.01=ξ，5253.01n 2-=-=∑ξξξ 由式（3.23）计算β精确值：︒=-631.2121β （3）齿轮轮齿参数
分度圆直径 βcos /m z d = （3.24）
211n 1cos /m -=βz d
=2.75×20/cos21.631°=59.1666mm
212n 2cos /m -=βz d
=2.75×28/cos21.631°=82.8334mm
齿顶高 ()
n an h m h a *=
（3.25）
21a a h h == 1×2.75=2.75mm
齿根高 ()
n an h m c h f *
*+=
（3.26）
21f f h h ==（1+0.25）×2.75=3.3475mm
齿全高 f a h h +=h (3.27)
1f a11h h +=h
=2.75+3.3475=6.1875mm
齿顶圆直径 a h d d 2a += (3.28)
11a12a h d d +=
=59.1666+2×2.75=64.6666mm
2a 222h d d a +=
=82.8334+2×2.75=88.3334mm 齿根圆直径 f f h d d 2-=
(3.29)
1112f f h d d -=
=59.1666-2×3.3475=52.4716mm
2222f f h d d -=
=82.8334-2×3.3475=76.1384mm
当量齿数 β3v cos /z z = (3.30)
21311v cos /z z -=β
=631.21cos 203=24.8985
21322v cos /z z -=β
=631.21cos 283=34.8579
节圆直径 从
主主
z z z A d +=2'
(3.31) ’
‘d r 2
1=
(3.32)
2
11
'12z z z A
d +=
1666.5928
2020
712=+⨯⨯=mm
'1'121d r =
5833.291666.592
1
=⨯=mm
2
12
'
22z z z A
d +=
8333.8228
2028
712=+⨯
⨯=mm
'2'221d r =
4167.418333.822
1
=⨯=mm
2. 确定第二级减速机构齿轮的齿数
（1）传动比9.134=i ，取3=n m ，b=21 3max max g e e A i i T K A η=
(3.33)
312max max 34g e e A i i T K A η=
3%964.16833.21350.9⨯⨯⨯⨯= 8016.70=mm 初选其为86mm 由式（3.21）齿数和n
h m A Z βcos 2==8476.53320cos 862=︒⨯⨯
取整为54=h Z 。

则由式（3.22）得：
⎩⎨
⎧==+9.154
3
443Z Z Z Z 所以
⎩⎨
⎧==379.3562.184
3Z Z 取：351943==Z Z ， 则842.1193534=÷=i （2）对中心距进行修正 由式（3.23）得：
1984.8620cos 254
3cos 2430=︒
⨯==
-βh n Z m A mm
取整860=A mm 。

对齿轮进行角度变位
由式（3.24）得端面啮合角t α
tan t α=tan n α/cos 4-3β=3873.020cos 20tan =︒︒
所以：t α=21.1728°
由式（3.25）得啮合角 ,t α ：
cos ,t α=
t o
A
A αcos =0.9346 所以：,t α=20.8289°
由式（3.26）得变位系数之和
()()
n
t ,t 43n tan 2αααξinv inv z z -+=
∑
=
()()0636.020tan 2017777.00116920.03519-=︒
-+
所以27.03=ξ，3336.03n 4-=-=∑ξξξ 由式（3.23）计算β精确值：A=4
3cos 2-βh
n Z m
所以︒=-6336.1943β
（3）分度圆直径 由式（3.27）得：
433n 3cos /m -=βz d
=3×19/cos19.6336°=60.5185mm 434n 4cos /m -=βz d
=3×35/cos19.6336°=111.4815mm
齿顶高 由式（3.28）得：
()
n an 43h m h h a a *=== 3mm
齿根高 由式（3.29）得：
()n an
43h m c h h f f *
*+===3.75mm 齿全高 由式（3.30）得：
3f a3h h +=h =3+3.75=6.75mm
齿顶圆直径 由式（3.31）得： 3a 332h d d a +==60.5158+2×3=66.5185mm
4a 442h d d a +==111.4815+2×3=117.4815mm
齿根圆直径 由式（3.32）得：
3332f f h d d -==60.5185-2×3.75=53.0185mm
4442f f h d d -==111.4815-2×3.75=103.9815mm 当量齿数 由式（3.33）得：
43333v cos /z z -=β=636.19cos 203=24.8985
43344v cos /z z -=β=636.19cos 283=34.8579 节圆直径 由式（3.34）得：
5185.6035
19198622433'3=+⨯⨯=+=z z z A
d mm
2593.305185.602
1
21'3'3=⨯==
d r mm 4815.11135
1935
8622434'
4
=+⨯⨯=+=z z z A d mm
7407.554815.1112
1
21'4'4=⨯==
d r mm 3. 确定主减速机构齿轮的齿数
（1）传动比3.456=i ，取3=n m ，b=21 由式（3.36）得：
33412max max 56g e e A i i i T K A η=
3%969.14.16833.21350.9⨯⨯⨯⨯⨯= 69.87=mm
初选其为160 mm 。

由式（3.37）得齿数和n
h m A Z βcos 2==234.100320cos 1602=︒
⨯⨯
取整为101=h Z 由式（3.22）得：
⎩⎨
⎧==+3
.4101
5665Z Z Z Z 所以：
⎩⎨⎧==943.81057
.196
5Z Z 取5Z =19，6Z =82 则842.1193556=÷=i （2）对中心距进行修正 由式（3.23）222.16120cos 21013cos 2650=︒
⨯==
-βh n Z m A mm
取整1610=A mm 。

对齿轮进行角度变位
由式（3.24）得端面啮合角 t α
tan t α=tan n α/cos 6-5β=3873.020cos 20tan =︒︒
所以t α=21.1728°
由式（3.25）得啮合角 ,t α
cos ,t α=
t o
A
A αcos =0.9337 所以,t α=20.9679°
由式（3.26）得变位系数之和
()()
n
t ,t 65n tan 2αααξinv inv z z -+=
∑
=
()()1649.020tan 2017777.0022788.08219-=︒
-+
即：27.05=ξ，4349.05n 6-=-=∑ξξξ 由式（3.23）计算β精确值：A=6
5cos 2-βh
n Z m
所以︒=-781.1965β
（3）分度圆直径 由式（3.27）得：
655n 5cos /m -=βz d
=3×19/cos19.781°=60.574mm
656n 6cos /m -=βz d
=3×82/cos19.781°=261.426mm
齿顶高 由式（3.28）得：
()
n an 65h m h h a a *=== 3mm
齿根高 由式（3.29）得：
()
n an 65h m c h h f f *
*+===3.75mm
齿全高 由式（3.30）得：
5f a5h h +=h =3+3.75=6.75mm
齿顶圆直径 由式（3.31）得：
5a 552h d d a +==60.574+2×3=66.574mm
6a 662h d d a +==261.426+2×3=267.426mm 齿根圆直径 由式（3.32）得：
5552f f h d d -==60.574-2×3.75=53.074mm
6662f f h d d -==267.426-2×3.75=259.926mm 当量齿数 由式（3.33）得：
65355v cos /z z -=β=781.19cos 19
3=22.803 65366v cos /z z -=β=781.19cos 82
3=98.413
节圆直径，由式（3.34）得：
574.6082
1919
16122655'5=+⨯⨯=+=z z z A
d mm
287.30574.602
1
21'5'5=⨯==
d r mm 426.26182
1982
16122656'
6
=+⨯⨯=+=z z z A d mm
713.130426.2612
1
21'6'6=⨯==d r mm 4. 确定行星齿轮的齿数
（1）采用标准齿轮，623=⨯=s C 即6个行星齿轮。

⎪⎩⎪
⎨⎧====661332
10
987Z Z Z Z 0625.26969==Z Z i
则3412max 69i i i i i =倒
所以倒i =2.0625×1.9×1.4×(0.3727～2.6833)=2.0447～14.7212 根据参考车型帝豪EC718，取倒i =2.963 （2）斜齿轮传动：75.2=n m ，b=7×2.75=19.25 分度圆直径 由式（3.27）得：
877n 7cos /m -=βz d =2.75×32/cos20°=93.6476mm
988n 98cos /m -==βz d d =2.75×13/cos20°=38.0444mm 10910n 10cos /m -=βz d =2.75×66/cos20°=193.1482mm 齿顶高 由式（3.28）得：
()n an 10987h m h h h h a a a a *===== 2.75mm
齿根高 由式（3.29）得：
()
n an 10987h m c h h h h f f f f *
*+=====3.4375mm
齿全高 由式（3.30）得：
7f a7h h +=h =2.75+3.4375=6.1875mm
齿顶圆直径 由式（3.31）得：
7a 772h d d a +==93.6476+2×2.75=99.1476mm
8a 8982h d d d a a +===38.0444+2×2.75=43.5444mm 10a 10102h d d a -==193.1482-2×2.75=187.6482mm 齿根圆直径 由式（3.32）得：
7772f f h d d -==93.6476-2×3.4375=86.7726mm
88982f f f h d d d -===38.0444-2×3.4375=31.1694mm 1010102f f h d d +==193.1482+2×3.4375=200.0243mm 当量齿数 由式（3.33）得：
87377v cos /z z -=β=20cos 323=38.5649
98389v 8v cos /z z z -==β=20cos 133=15.6670 10931010v cos /z z -=β=20cos 663=79.5402
3.3 滚动球键
动锥盘和定锥盘作轴向相对运动时，滚动球键在键槽里滚动，轻松地实现锥盘的开合，调整传动比实现无级变速。

在键槽里用轴向弹簧卡圈和孔用弹簧卡圈限制球键的移动范围，保证球键始终作用在有效范围内。

轴用弹簧卡圈和孔用弹簧卡圈间最大距离应保证大于等于一组滚动球键的直径和锥盘有效的移动距离的总长，即
1L n d L +⨯≥
（3.34）
式中，L —轴用弹簧卡圈和孔用弹簧卡圈间距离（mm ）；
d —每个滚动体（钢球）直径(mm)；
n —组滚动球键的滚动体（钢球）组成个数； 1L —锥盘的有效移动距离（mm ）。

一组球键由三个滚动体（钢球）组成，则当锥盘移动到最大位移时，两弹簧卡圈间距离为13L d L +≥。