机械分离锥式无级变速器结构设计

优秀设计
毕业设计说明书
题目：机械分离锥式无级变速器结构设计
专业：机械设计制造及其自动化
学号：
姓名：
指导教师：
完成日期： 20 年5月
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
第一章绪论 (1)
1.1 机械无级变速器的发展概况 (1)
1.2 机械无级变速器的特征和应用 (1)
1.3 无级变速研究现状 (2)
1.4 机械分离锥式无级变速器的优点 (3)
1.5 本次设计的内容和要求 (4)
第二章机械分离锥式无级变速器总体方案及原理 (4)
2.1 机械分离锥式无级变速器简图 (4)
2.2 机械分离锥式无级变速传动原理 (5)
第三章机械分离锥式无级变速器总体设计计算 (5)
3.1变速器运动学计算 (5)
3.2 变速箱内传动零件的尺寸 (7)
3.3 钢环无级变速器受力分析 (8)
3.4 零件之间初始间隙或过盈 (9)
3.5 强度验算 (10)
3.5.1 恒功率传动情况时 (11)
3.5.2 变速箱恒扭矩传动情况时 (13)
3.5.3 钢环强度校验计算 (14)
第四章机械分离锥式无级变速器各零件的计算 (15)
4.1 计算锥轮的尺寸和参数 (15)
4.2 钢环设计 (18)
4.3 轴系零件设计 (19)
4.4 调速操纵机构设计 (21)
4.4.1 确定齿轮的参数 (21)
4.4.2 确定齿条的参数 (22)
4.4.3 计算螺杆 (22)
4.5 变速箱箱体设计 (23)
第五章变速器内主要零件的强度校核 (24)
5.1 钢环强度验算 (24)
5.2校核轴的强度 (24)
第六章设计总结 (27)
参考文献 (28)
附录英文翻译 (29)
附录原文 (36)
机械分离锥轮无级变速器
摘要：机械分离锥式无极变速器是一种结构简单、装配方便等一系列优点的机械摩擦式无级变速器。

此外，在工作过程钢环有自紧作用，无需加压装置。

本次设计主要要考虑到机械分离锥式无级变速器的实用行、经济性和小重量轻的要求，目前在机械传动装置中，能减小装置的外廓尺寸和重量，达到体积小重量轻以及实现高的传动比所采用的最主要的传动形式就是钢环传动。

并且在设计中要考虑到变速箱箱各个零部件的等强度等寿命的设计原则，在保证强度和寿命的条件下要对传动齿轮箱进行传动比优化分配和参数优化设计。

通过查找变速器相关资料，了解其机械分离锥式无级变速器基本传动原理。

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。

然后进行主、从动轴的设计和校核。

根据轴的大小和轴与锥轮的配合关系确定键的相关尺寸，通过查阅手册确定各尺寸的配合公差。

根据调速范围设计调速操作机构，然后由以上各零件的受力关系和装配要求设计箱体和轴承端盖的基本尺寸。

然后通过强度校核以确定各零件是否满足强度要求。

根据设计各零件的尺寸用AutoCAD画出装配图，根据装配图画出主要传动元件的零件图。

最后完成设计说明书。

关键词：无级变速器，齿轮箱，钢环，锥轮，调速，轴承
Mechanical separating cone wheel variator
Abstract: Mechanical separation cone type non-polar transmission is a kind of simple structure, convenient wait for a series of advantages to assemble mechanical friction type variator.Inaddition, the working process of the steel ring in a self-tightening role, without pressure device.
This design main should consider mechanical separating cone type variator practical line, economy and small light weight requirement, is currently in the mecha-
nical transmission device, which can reduce device size and weight, the profile to small volume light weight and achieve high ratio using the main transmission form is steel ring transmission. And in the design considerations to the gearbox box of each parts such as the design principles of strength of life, while ensuring the strength and fatigue under the condition of transmission gearbox to optimal distribution and para-
meters for transmission is optimized.
Through the search transmission relevant data, understand its mechanical separating cone type variator basic transmission principle. First known parameter is given out the transmission main parts steel ring and master-slave cone rounds of relevant sizes, and then based on the data already calculate and coordinate relationship with selected its main original bearing type, then determine the length and size cone wheel paragraphs. Then the Lord and driven shafts design and check. According to the size and axes and shaft with relationship of cone round to determine the relative size, through the key of various sizes determined accessible handbook with tolerance. According to the speed range speed operators, and then design by the stress of the above all parts assembly design requirement for cabinet relationship and the basic sizes and bearing housing. Then through strength check to determine whether meet the required strength all parts. The size of each parts according to the design with AutoCAD draw pictures out, according to the assembly drawings main transmission component parts graph. Finally completed the design specification.
Key words: CVT Contiuously Variable Transmission，gear box，Steel Ring，conepulley，speedgoverning，Bearing
第一章绪论
1.1 机械无级变速器的发展概况
无级变速器分为机械无级变速器，液压传动无级变速器，电力传动无级变速器三种，但本设计任务要求把无级变速器安装在自行车上，所以一般只能用机械无级变速器，所以以下重点介绍机械无级变速器。

机械无级变速器最初是在19世纪90年代出现的，至20世纪30年代以后才开始发展，但当时由于受材质与工艺方面的条件限制，进展缓慢。

直到20世纪50年代，尤其是70年代以后，一方面随着先进的冶炼和热处理技术，精密加工和数控机床以及牵引传动理论与油品的出现和发展，解决了研制和生产无级变速器的限制因素；另一方面，随着生产工艺流程实现机械化、自动化以及机械要改进工作性能，都需要大量采用无级变速器。

因此在这种形式下，机械无级变速器获得迅速和广泛的发展。

主要研制和生产的国家有美国、日本、德国、意大利和俄国等。

产品有摩擦式、链式、带式和脉动式四大类约三十多种结构形式。

国内无级变速器是在20世纪60年代前后起步的，当时主要是作为专业机械配套零部件，由于专业机械厂进行仿制和生产，例如用于纺织机械的齿链式，化工机械的多盘式以及切削机床的Kopp型无级变速器等，但品种规格不多，产量不大，年产量仅数千台。

直到80年代中期以后，随着国外先进设备的大量引进，工业生产现代化及自动流水线的迅速发展，对各种类型机械无级变速器的需求大幅度增加，专业厂才开始建立并进行规模化生产，一些高等院校也开展了该领域的研究工作。

经过十几年的发展，国外现有的几种主要类型结构的无级变速器，在国内皆有相应的专业生产厂及系列产品，年产量约10万台左右，初步满足了生产发展的需要。

与此同时，无级变速器专业协会、行业协会及情报网等组织相继建立。

定期出版网讯及召开学术信息会议进行交流。

1.2 机械无级变速器的特征和应用
机械无级变速器是一种传动装置，其功能特征主要是：在输入转速不变的情况下，能实现输出轴的转速在一定范围内连续变化，以满足机器或生产系统在运转过程中各种不同工况的要求；其结构特征主要是：需由变速传动机构、调速机构及加压装置或输出机构三部分组成。

机械无级变速器的适用范围广，有在驱动功率不变的情况下，因工作阻力变化而需要调节转速以产生相应的驱动力矩者（如化工行业中的搅拌机械，即需要随着搅拌物料的粘度、阻力增大而能相应减慢搅拌速度）；有根据工况要求需要调节速度者（如起重运输机械要求随物料及运行区段的变化而能相应改变提升或运行速度，食品机械中的烤干机或制药机械要求随着温度变化而调节转移速度）；有为获得恒定的工作速度或张力
而需要调节速度者（如断面切削机床加工时需保持恒定的切削线速度，电工机械中的绕线机需保持恒定的卷绕速度，纺织机械中的浆纱机及轻工机械中的薄膜机皆需调节转速以保证恒定的张力等）；有为适应整个系统中各种工况、工位、工序或单元的不同要求而需协调运转速度以及需要配合自动控制者（如各种各样半自动或自动的生产、操作或装配流水线）；有为探求最佳效果而需变换速度者（如试验机械或李心机需调速以获得最佳分离效果）；有为节约能源而需进行调速者（如风机、水泵等）；此外，还有按各种规律的或不规律的变化而进行速度调节以及实现自动或程序控制等。

综上所述。

可以看出采用无级变速器，尤其是配合减速传动时进一步扩大其变速范围与输出转矩，能更好的适应各种工况要求，使之效能最佳，在提高产品的产量和质量，适应产品变换需要，节约能源，实现整个系统的机械化、自动化等各方面皆具有显著的效果。

故无级变速器目前已成为一种基本的通用传动形式，应用于纺织、轻工、食品、包装、化工、机床、电工、起重运输矿山冶金、工程、农业、国防及试验等各类机械。

1.3 无级变速研究现状
随着我国在基础设施和重点建设项目上的投入加大，重型载货车在市场上的需求量急剧上升，重型变速箱的需求也随之增加,近年来，重型汽车变速器在向多极化、大型化的方向发展。

现在，我国已经对变速箱的设计，从整机匹配到构件的干涉判别和整个方案的模糊综合判别，直到齿轮、离合器等校核都开发了许多计算机设计软件，但是，大都没形成工业化设计和制造，因此，还需要进一步加强，我过的汽车技术还需要进一步发展。

随着科技的不断进步，CVT技术的不断成熟，汽车变速箱最终会由CVT替代手动变速箱（MT）和有级自动变速箱（AT），无级变速汽车是当今汽车发展的主要趋势,但是, 中国还没有掌握全套的汽车自动变速箱技术，也就还没有形成市场所需成熟的汽车自动变速箱产品。

有人主张直接从国外引进先进的汽车自动变速箱技术，不料国外所有相关公司都想直接从国外把汽车自动变速箱产品销售到中国市场或者在中国建立独资企业就地生产销售产品，不愿与中国的企业合作开发生产获取高额垄断利润。

重型汽车变速器是指与重型商用车和大型客车匹配的变速器, 尽管在行业中对变速器的容量划分没有明确的界限, 但我们通常将额定输入扭矩在100kgm以上的变速器称为重型变速器。

国内重型车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本等几个国家,引进技术多为国外80～90 年代的产品。

作为汽车高级技术领域的重型汽车变速器在国内通过漫长的引进消化过程,如今已有长足的进步,能够在原有引进技术的基础上,通过改型或在引进技术的基础上自行开发出符合配套要求的新产品,每年重型车变速器行业都能有十几个新产品推向市场。

但从当今重型车变速器的发展情况来看,在新产品开发上国
内重型车变速器仍然走的是一般性的开发过程,没有真正的核心技术产品; 从国内重型变速器市场容量来看, 有三分之一的产品来自进口, 而另外三分之二的产品中有80 %以上的产品均源自国外的技术,国内自主开发的重型变速器产品销量很小。

这说明国内重型变速器厂家的自主开发能力仍然很薄弱,应对整车新车型配套产品的能力远远不够。

2004 年年初我国出台城市车辆重点发展13. 8m客车上使用的变速器, 目前只有ZF 一家能向国内企业供应。

这足以说明国内的重型车变速器企业仍然很渺小,在技术方面仍然有很长的路要走。

国内重型汽车变速器几乎由陕西法士特齿轮有限责任公司、綦江齿轮传动有限公司、山西大同齿轮集团有限责任公司及一汽哈尔滨变速箱厂等几大家包揽。

这些企业大多数变速器产品针对的市场各有侧重, 像陕西法士特在8t 以上重型车市场占有率达到40 %以上, 并且在15t 以上重卡市场占有绝对的优势, 拥有85 %以上的市场份额; 綦江齿轮传动有限公司主要为安凯、西沃、亚星奔驰、桂林大宇及厦门金龙等企业的7～12m高档大、中型客车以及总质量在14～50t 重型载货车、鞍式牵引车、自卸车及各式专用车、特种车配套;山西大同齿轮集团配套市场主要在8～10t 级的低吨位重型载货车方面.随着国内汽车市场的发育成长, 变速器产品型谱逐步细化,产品的针对性越来越强。

因此,在保证现有变速器生产和改进的同时, 要充分认识到加入WTO 后良好的合作开发机遇,取长补短,同时更应认识到供方、买方、替代者、潜在入侵者、产品竞争者的巨大压力。

要紧跟重型商用车行业向高档、高技术含量和智能化方向发展的趋势, 紧跟客车低地板化、绿色环保化、城市公交大型化的发展方向,开发和生产具有自主知识产权、适合我国国情的重型汽车变速器。

1.4 机械分离锥式无级变速器的优点
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=1/3.2~3.2，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HRC58~64，磨削后的表面粗糙度Ra （轮廓算术平均偏差）不大于0.63μm或（轮廓微观不平度十点高度）不大于3.2μm。

1.5 本次设计内容和要求
题目：机械分离锥式无级变速器结构设计，已知输入功率P1=5.5KW，电机同步转速n=1500r/min，调速范围R=6（3~1/2），结构设计时应使制造成本尽可能低；安装拆卸要方便；外观要匀称，美观；调速要灵活，调速过程中不能出现卡死现象，能实现动态无级调速；关键部件满足强度和寿命要求。

要求：装配图一张，零件图若干，说明书一份，英文翻译一篇等。

第二章机械分离锥式无级变速器总体方案及原理
2.1 机械分离锥式无级变速器简图
图2-1机械分离锥式无级变速器简图
2.2机械分离锥式无级变速传动原理
机械分离锥式无极变速器，具有结构简单、装配方便等一系列优点。

此外，在工作过程钢环有自紧作用，无需加压装置。

其结构图见（图2-1）。

图中，平行的主、从动轴，分别装有两对可分离的锥轮；无支撑的钢环紧套在锥轮之间。

两可移动的锥轮分别与主从动轴用花键联接，并可以轴向移动；它们之间依靠钢环与锥轮之间的摩擦力，将主动轴的运动传递给输出轴。

调速时，转动手轮，由小齿轮带动调节套上的齿条，使调节套向右（左）移动，通过拉杆（见装配图），使锥轮的支撑套带动其向右（左）同步移动，使主动侧锥轮的工作
直径增大（减小）、从动侧锥轮的工作直径减小（增大），而达到变速。

钢环与主、从动锥轮之间的初始间隙（或过盈），通过拉杆调节，调节时，松开止动销转动拉杆，其右端的螺纹使锥轮的轴向位置发生变法，当获得所需的间隙后，将止动销插入定位，这种调隙工作仅在开始调整时进行。

第三章 机械分离锥式无级变速器设计计算
3.1 变速器运动学计算
钢环分离锥式无级变速器的传动比为（图3-2） 212(1)(2)(1)12n D Dm xtga x i n D Dm xtga x x εε±=
==
-±- ……（3-1）
12max
max (1)
min 1min 2n D x i n D ε=
=
- 12m in
in m (1)
max 1max 2n D x i n D ε=
=
-，式中ε——滑动率，1211v v v v v ε-∆==，若不考虑滑动，则ε=0；
1v 、2v ——主、从动锥轮与钢环接触处的圆周速度；
n1、n2——主、从动锥轮的转速；
1D x 、2D x ——主、从动锥轮的工作直径；
Dm ——传动比i=1（1D x =2D x ）时的工作直径；
图3-2 钢环与分离锥式之间的几何关系（图中实线位置表示i=1时）
m in D 、max D ——锥轮的最大、最小工作直径（ 下标1指主动锥轮，下标2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 ：max 2max max 1max 22min min 1m m in 2in
n i D D
Rb n i D D ===∙
因属对称型调速： 1max 1max max D D D ==，m 1m m 2in in in D D D == 故： max
max (1)
m in D i D ε=
-，
m in
in m (1)
max D i D ε=
-，
2
max m in D Rb D ⎛⎫= ⎪⎝⎭，
min 2max 21n n n ⋅=
钢环的转速 10
10n D D n x
⋅=
式中 D 0——钢环工作直径，见图3-2
考虑到 max m D D =
故)
max m m in in
1m 22
D D D D +=
=
，将其中带入式（3-1），得锥轮位移量x
与传动比之间的关系为
)
(1)1
m in
1
4(1)1
D i x tga
i εε--=±
-+
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），0360x
mz
ϕπ=
∙ 式中 z ——齿轮的齿数； m ——齿轮的模数。

3.2 变速箱内传动零件的尺寸
传动零件之间的尺寸关系为（图3-2） 锥轮最大工作直径
max m D D =，
式中，m in D 为锥轮的最小工作直径，mm 。

m in D 由强度及结构要求确定。

主、从动锥轮之间的中心距
a=(1.15～1.3)max mm
锥轮锥顶角
002127~130α=
线接触时钢环工作面的接触长度
11
(~)max 2018b D = mm
钢环工作直径
D=(1.8～2 )Dmax mm 钢环工作宽度：
()cos max min 0B D D ctga b a ≥-+ mm 钢环宽度：
cos 0B B b a =+ mm
钢环厚度：
h=(0.2～0.9)B mm 点接触时钢环工作面的圆弧半径： (0.8~0.9)0r D = mm 钢环内周直径：
sin 00D D b a i =- mm 钢环外周直径：
200D D h e i =+ mm 锥轮小端直径：
sin min D D b a i ≤- mm 锥轮大端直径：
sin max D D b a e ≥+ mm
3.3 机械分离锥式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3-3 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
4cos 4sin 0F Q r γγ-= 或 4cos 4cos sin 0F Q a γγ-= 由此得
cos F KnF
Q atg f
γ=
=N （3-2）
式中 Kn ——传动可靠性系数，对动力传动，可取5.1~2.1'=n K ；
f ——摩擦系数，对于淬火钢-淬火钢，油式时05.0~03.0=f ，干式时
2.0~1.0=f
γ——连心线'31O O 或'32O O ′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） 2212
21T T F D D x
x =
= N
每个锥轮所传递的扭矩 mm N n P T ⋅⨯⨯⨯=
113110955021
mm N n P T ⋅⨯⨯⨯=
1
132********
η 式中1P 为主动锥轮的传递功率，KW ；η为传动效率。

所以每个锥轮上的压紧力 33
119550109550101212KnP KnP Q fn D fn D x x
η
=⨯=⨯ N （3-3） 每个锥轮上的径向压紧力 N Q Q r αcos = 每个锥轮上的轴向压紧力 N Q Q a αsin =
3.4 零件之间初始间隙或过盈
由式cos F KnF
Q atg f
γ=
=
可见 cos cos F F f
tg Q a Qr Kn a
γ=
== （3-4）
γ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γ值，应使钢环与主、从动锥轮之间具有一定的初始间隙
12002
D D x x
D a r δδ+=--- r δ是钢环在径向压紧力Qr 作用下的径向变形
3
0.298QrRc r EI
δ=
Re ——钢环剖面重心的回转半径mm （见图3-5）， E ——钢环材料的弹性模量，N/2mm ； I ——钢环剖面对剖面中心轴的惯性矩，
在图2-3中，折线A O3′B 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
10a r δδ⎤⎥=-⎥⎦
1a r δ⎤⎥=-⎥⎦
mm 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0δ以保证产生一定的预压紧力。

0δ仍用上式计算，但应取负值。

由上式可得
tg γ=
此式表明，当()12D D x x -值最大时，γ值最大，但Kn[见式（3-4）]值却最小，对应于此时的传动比为极限值max i 或min i ；而当()12D D x x -值最小即等于零时，γ值最小，n K 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n K 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n K 均有所增大，但最大增量仅在5%内。

3.5 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 []H H σσ=≤ N/2mm （3-5）
点接触时
[]H
H σσ=
≤ N/2mm （3-6）
图3-4 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=52.110⨯ N/2mm ；
k ε——接触副在计算位置处的当量曲率，1/mm
k ε=k11+k12+k21+k22 k11——锥轮1在主平面1内的曲率k11 1
2cos min
1
a
D ρ==
，1/mm k12——锥轮1在主平面1内的曲率k12=0 k21——钢环2在主平面2内的曲率k211
2cos 0
2
a
D ρ-=
=
，1/mm k22——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/mm b ——接触长度，mm
c ——与接触点各曲率有关的椭圆积分函数，可按曲率系数cos τ查表
[]H σ——许用接触应力，对于GCr15号钢，线接触时其[]H σ=1500~1800 N/2mm ；点接触时其[]H σ=2200~2500 N/2mm 。

3.5.1 恒功率传动情况时
F 和Q 按min 1D 位置计算（相当于n2min ）。

由式（2-3）得 3
1
955010min
1K P n Q fn D =⨯N.mm
1） 线接触
取E=52.110⨯ N/2mm
，min max D =，1
min 19
b D =， 1.85max 0D D =，
0.850r D =，2a=127°，则
k111
2cos min
1
a
D ρ=
=
mm
k211
2
ρ=
=
mm
k ε
代人式（2-5），得校验计算公式
[]H H σσ= N/2
mm （3-7） 设计计算公式
min D ≥（3-8）
2）
点接触
k11、k12、k21
均同线接触，而
k22=1r = 1/mm
故 k ε
cos τ
=代入式（2-6） []H
H σσ=
≤ N/2mm （3-9）
设计计算公式
min D ≥
（3-10）
3.5.2 变速箱恒扭矩传动情况时
F 和Q 按2min D 位置计算（相应于2max n ），由于（2-3）得 3
22
955010min min
22K T K P n n Q fD fn D =
=⨯ N （3-11） E 、max D 、 0D 、b 、r 、2a 等值或计算式同恒功率传动。

1）线接触 效验计算公式
[]H H σσ=≤ N/2mm （3-12） 设计计算公式
min D ≥（3-13）
2）点接触 校验计算公式
[]H
H σσ=
≤ N 2mm （3-14）
设计计算公式
min D ≥
（3-15）
以上各式均取0D 、b 、r 的平均值（即 1.850max D D =，
1
max 19
b D =，r=0.850D ），推倒而得。

若用推荐值的上、下限，即 1.90max D D =、1
max
18b D =
、r=0.90D 或1.80max D D =、 1max
20b D =
、 r=0.80D ，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（3-7）~（
3-15）对于不同的0D 、b 、r 取值均能适用。

3.5.3 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。

钢环内周的正应力 20.1822
(1)00Q R h c r i A y R i
σ=
+ N/2mm 钢环外周的正应力 20.1822(1)00Q R h r e e A y R e
σ=
- N/2mm 钢环剖面在接触处的最大应力
2
0.636max 00Q R h c r Ay R e
σ= N/2mm
式中： Q r ——径向压力，N ； 0R i ——钢环内周半径，mm ；
0R e ——钢环外周半径，mm
R c ——钢环剖面重心的回转半径，002
R R e
i R c +=
，mm ； 0y ——钢环剖面重心至中性层的距离，0y R c ρ=-，mm ；
ρ——中性层所在处的半径，
h
ρ=,mm
图3-5 钢环剖面尺寸
第四章 机械分离锥式无级变速器的计算
4.1 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
min D ≥式中 Kn —传动可靠性系数，取Kn=1.2；
[]H σ—许用接触应力。

锥轮与钢环材料均用GCr15号钢，表面淬硬达HRC62-64[]H σ=1800N/2mm ； f —摩擦系数。

取f=0.05（油式）
于是得
Dmin ≥43.0mm
（2） 按点接触
min D ≥式中 c —系数，根据曲率系数
c o s
τ按表10-1取定，而曲率系
数
76c o s 24τ=
=3.606.4
18.71-6.41+=0.41，查表10-1得c=0.9； []H σ—许用接触应力，取[]H
σ=2200N/2mm
于是得
Dmin ≥36.3mm
可见线接触是薄弱环节，故取定min D =35 mm 。

2.锥轮最大工作直径max D 的确定
max D min D =3⨯35=105mm 3.锥轮锥顶角2α的确定取
2α=0127
4.主、从动锥轮之间中心距a 的确定 a=1.25max D =1.3⨯105=133mm 5锥轮与钢环之间工作长度b 的确定 6.11.5
63sin 3243
sin 2min =⨯⨯==
αψD b ，取b=12mm
6.锥轮小端直径i D 的确定
8.352
127sin 1243sin min i =︒
-=-=αb D D ，取i D =35mm 7.锥轮大端直径D e 的确定
2.1122
127sin 12105sin max i =︒
+=+=αb D D ,取D e =113mm 8.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6010,直径d=50mm ，D=80mm ，可以知道轴承宽度B=16mm 。

在L7处有一个挡环，可以选用挡环 L7=2mm ，深度为1.5mm ，选用L8=8mm 。

这样可以得知L6≥2+2+16+8＝26mm ，取L6=52mm ，锥轮斜边水平水平方向长取26mm,所以锥轮总长为113mm 。

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25mm 。

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28mm ，无需考虑L7、L8、L9的长度，且L9的长度少于可移动中的长度。

图4-1 可移动锥轮结构简图
4.2 钢环的设计
1）钢环工作直径。