无链传动变速自行车设计毕业论文

无链传动变速自行车设计
毕业论文
目录
第一章绪论 (1)
1.1自行车的发展概况 (1)
1.2无链式自行车的推出与发展 (3)
1.3无链自行车的市场需求 (3)
第二章无链传动变速自行车 (5)
2.1无链传动原理 (5)
2.2变速器原理 (6)
2.3无链传动变速自行车优点 (7)
第三章钢球外锥式无级变速器部分零件的设计与计算 (9)
3.1钢球与主﹑从动锥齿轮的设计与计算 (9)
3.2加压盘的设计与计算 (10)
3.3调速齿轮上变速曲线槽的设计与计算 (11)
3.4 输入轴的设计与计算 (12)
3.5输出轴的设计与计算 (15)
3.6输入﹑输出轴上轴承的选择与计算 (17)
3.7输入﹑输出轴上端盖的设计与计算 (19)
3.8调速机构的设计与计算 (20)
3.9自行车无级变速器的安装 (22)
第四章全文总结 (23)
参考文献 (24)
致谢 (25)
毕业设计小结 (26)
第一章绪论
1.1自行车的发展概况
18世纪末，法国人西夫拉克发明了最早的自行车,如图
1-1所示。

这辆最早的自行车是木制的，它的结构比较简单，
既没有驱动装置，也没有转向装置，骑车人靠双脚用力蹬地
前行，改变方向时也只能下车搬动车子。

即使这样，当西夫
拉克骑着这辆自行车到公园兜风时，在场的人也都颇为惊异和赞叹。

世界上第一批真正实用型的自行车出现于19世纪初。

图1-1 最早的自行车
1817年，德国人德莱斯在法国巴黎发明了带车把的木制
两轮自行车如图1-3。

这种自行车虽然仍旧用脚蹬才能前行，
但是可以一边前行一边改变方向，它一问世便引起了人们的
极大兴趣。

法国人大量进行仿制，一时间，巴黎街头涌现出
成百上千的自行车。

在1830年，法国政府还为邮差配备了自
行车作为交通工具。

.随后，自行车的技术、性能不断得到改进。

1839年，英国人麦克米伦发明了蹬踏式脚蹬驱动自行车，骑车时两足不用蹬地，提高了行驶速度。

图1-2
1869年诞生的雷诺型自行车如图1-2，车架改由钢管制
作，车轮也改为钢圈和辐条，采用实心轮胎，使自行车更加
轻便。

1886年英国的机械工程师斯塔利，设计出了新的自
行车样式，装上前叉和车闸，前后轮大小相同，以保持平衡，并用钢管制成菱形车架，还首次使用了橡胶车轮。

斯塔利不仅改进了自行车的结构，还改制了许多生产自行车部件用图1-3 可转向自行车机床，为自行车的大量生产和推广应用开辟了宽阔的道路，因此他被后人称为“自行车之父”。

他所设计的自行车车型与今天自行车的样子已经基本一致了。

1887年，英国人劳森完成了链条驱动自行车的设计。

同年，英国人邓鲁普研制出了充气轮胎。

从此，自行车技术也完成了向商业化的转化，批量生产并投入市场。

自行车发展至今已有适应不同地形，不同人群的种类划分，越来越朝着多样化发展。

公路自行车（Roadbicycle）用来在平滑公路路面上使用的车种，由于平滑路面阻力较小，公路自行车的设计更大考量高速，往往使用可减低风阻的下弯把手，
较窄的高气压低阻力外胎，挡位较高，且轮径比一般的登山越野车都大，由于车架和配件不须像山地车一样需要加强，所以往往重量较轻，在公路上骑行时效率很高。

由于车架无需加强又往往采用简单高效的菱形设计，公路车是最为优美的自行车。

场地自行车（Trackbicycle）用于在室极其平滑的椭圆形赛道上使用的自行车，这种自行车没有车闸(煞车)，没有变速器，且没有可逆转的飞轮。

三项赛/计时赛自行车（Triathlon/TimeTrialbicycle）在三项赛和计时赛运动中使用的公路自行车，三项赛和计时赛的最大特点就是不允许使用牵引气流（draft），也就是说选手必须完全通过自己的力量来克服空气阻力，而不须骑在其他选手后面，所以三项赛/计时赛自行车在设计时非常注重让选手保持一个减小空气阻力的骑行姿势，同时注意减小自行车自身的空气阻力。

三项赛自行车还让选手在骑行时使用和跑步时相近的肌肉组，这样使从骑行到跑步的转换更容易。

山地自行车（Mountainbike）山地自行车起源于1977年美国旧金山。

设计为骑乘于山区的车种，通常具有变速器可变换省力或快速的档位，有些会在车架安装避震器，部分的轮胎胎皮是巧克力胎纹以便于在无铺面的路面骑乘。

山地车零件的尺寸一般为英制单位。

车圈为24/26/29英寸，轮胎尺寸一般为1.0-2.5英寸。

车架尺寸也以英制为单位，例如14"、17"、19"来表示车架尺寸的大小。

速降自行车（DownHillbike）速降自行车，也称落山自行车。

英文简称DH。

是一种极具挑战性的活动。

骑手利用特制的DH自行车在山坡上滑翔，甚至坠山来寻求刺激。

活动多在山脊、矿洞、雪地等地带开展。

奥地利人利用DH创造出210.4KM/H的世界纪录。

速降自行车的车架角度与山地自行车有所区别，零件与山地自行车一样都为英制单位。

进行此项活动时必须佩戴头盔、护甲等装备。

前
叉减震的行程比山地自行车及XC自行车要长。

轮胎宽度一般超过2英寸。

斜躺自行车（Recumbent）与传统设计上较不一样的自行车。

通常有较大且舒适的座椅，两轮或三轮。

优点是舒适，且风阻低。

旅行自行车（Touringbicycle）由公路自行车发展而来，适合超远程自给自足的旅行，有较舒适放松的车架几何设计，能够负重，有很低的最低档位，使用较宽的车胎，配件选择方面追求可靠耐用而不太侧重减轻重量，往往是用山地车脚踏板。

广告自行车（Advertisingbike）广告自行车是由中国国家专利局授（ZL200720312144.6）的薄壳型车架制作的特殊自行车，利用车架表面积发布广告的专业广告自行车。

越野公路车（Cross-countrycycling）由公路自行车发展而来，起源于骑手们想用一辆自行车同时征服公路和山地，于是骑手们选用较结实的公路车架和轮子，再安装上更强的车闸和很宽的车胎，使用山地车脚踏板。

越野公路车既可以在公路上实现较高速度，也有一定越野能力。

双人/多人自行车（Tandembicycle）又称为协力车，由两人以上协同出力，由第一位控制方向。

折叠车（Foldingbicycle）是为了便于携带与装进车而设计的车种，有些地方的铁路及航空等公共交通工具允许旅客随身携带可折叠收合并装袋的自行车。

电动自行车（Motorizedbicycle）一种以一半电力驱动和一半人力驱动的环保电动交通工具。

电动自行车可以自动侦测双脚施力状况，在需要时以适当的动力辅助踏踩，自动调节动力。

在中国等地区，因为电池回收等问题，禁止使用电动自行车。

小轮车（CyclingBMX）一种专门用于极限运动的自行车，这类车为了更适合特技表演而作出了不少改造，比如更轻量化的车身，没有刹车，车把可以360°旋转。

1.2无链式自行车的推出与发展
随着“时尚、运动、健康、绿色、环保”理念的深入人心，自行车类产品的设计、材料、工艺、款式也跟随市场需求，新材料、精加工、巧构思、高品质和高附加值的自行车精品不断涌现。

自行车不但成为人们的代步交通工具，而且进入运动、休闲、娱乐、时尚领域，并融入更多的科技、文化元素，成为所有家庭的必备用具。

无链条自行车，属于自行车的结构改进。

无链自行车起源于日本，因稳定性和耐用性极强迅速流传到欧美、等地。

但因其制造成本较高，重量较链条传动更重，在竞技项目中没有优势，因此没有得到厂商的大力推广。

但无链自行车以其可靠的稳定性和耐用性，目前在日本和欧美等地运用还是挺广泛的，其主要运用于一些休闲车、通勤车、旅行车上，因为不需要维护，几乎无故障率，美国、英国、西班牙、法国、韩国等国家还将其用于公共自行车。

目前国也有厂家开始运作无链自行车项目。

1.3无链自行车的市场需求
无链自行车是利用传动轴进行动力传动的一种自行车，这种传动方式的自行车起源于日本，类似于汽车的传动方式，但是结构上相对要简单很多。

其原理是传动轴的前面部分运用一组弧形锥齿轮将力矩由横向转换为纵向，然后通过传动轴将力矩传动到传动轴的后弧形锥齿轮将纵向的力矩转变为横向，最后通过花鼓将力矩传动至车轮上实现驱动车辆。

这原理类似于汽车的传动系统，不但拥有强
大的扭矩承受能力和极高的耐用性，传动效率也相当高。

无链自行车的优点。

无链自行车能产生更高的传动效率，拥有更稳定的性能、更长的耐久性，能承受更大的扭矩。

传动轴自行车在整个骑行过程中能让骑行者彻底避免掉链、断链的烦恼，不会有来自于链条的油污以及锈污，无需维护，骑行过程安静、干净、舒适。

现代人的消费习惯。

随着生活水平的不断提高，人们在感受着经济高速发展而带来的物质文明享受的同时，另一面却也在承受着交通的日益拥堵，大气的污染日益严重和缺少锻炼引起的亚健康的日益增多。

因此，自行车已不单单是人们的日常代步工具，它更是人们休闲娱乐、锻炼身体和旅游骑行的一种工具。

展望无链自行车的未来。

目前自行车市场大多还处在一个拼配置的时期，诸多厂商推出30速、空气油碟、空气前叉等等，很多消费者因为缺乏经验和分不清自己买车的用途也被误导进入其中，花了三四千买回来个30速的山地车最终常用的只有3个速比，油碟性能不错，但却容易抱死，而且链条的维护相当的麻烦，还有断链、掉链的风险。

随着中国消费者消费观念的日趋成熟，购买一台合适自己用的自行车才是最实用最合适的，喜欢竞技追求轻量化的消费者将继续以链条车为主打，以休闲骑行、锻炼骑行、旅游骑行、家庭骑游或者全能通勤车，耐用性更好的轴传动车型将会打开一片新的天地，得到市场的认可。

简单的现代人需要简单出行，纯粹的玩、纯粹的嗨、纯粹的骑行享受，追求舒适性、安全性和耐用性的轴传动车型必将逐步得到消费者的欢迎，逐步取代链条驱动的各种车型。

第二章无链传动变速自行车
2.1无链传动原理
针对自行车的掉链和传动效率低问题研制了传动轴式自行车，该自行车前部采用一对锥齿轮中间采用传动轴后部采用一对锥齿轮，从而就改变了现有自行车的缺点，掉链和传动效率低和有链传动带来的噪音等问题。

传动部分如图1所示。

图2-1
其优点是不会产生掉链，效率较高，不会对出现对裤子出现的撕咬，填补了国没有该形式的自行车的空白，使对自行车感觉会更加舒适和平稳，提高了各部分的通用性能。

图2-2
该自行车在人的脚动力下驱动，工作时人脚驱动脚蹬子带动轴，有轴带动前部一对锥齿轮转动，在通过轴传递给传动轴，再有传动轴传递给尾部的一对锥齿轮使其转动，然后在传递给棘轮机构，有棘轮机构传递给自行车后轮，使自行车能够在大地上行驶，该自行车传动部分追要有三大部分，前部锥齿轮系统，中间传动轴系统，和尾部锥齿轮系统，前部锥齿轮系统主要作用是，改变传动的方向和增速，中间传动轴主要是能够较远距离的传递动力，传动轴花键的作用是能够由于十字轴转动使传动轴的轴向的位移得到平衡，尾部锥齿轮的作用改变方向进一步的使系统增速。

2.2变速器原理
1,11-输入，输出轴 2，10-加压装置 3，9-主，从动锥轮 4-传动钢球
5-调速蜗轮 6-调速蜗杆 7-外环 8-传动钢球轴 12，13-端盖
图2-3 钢球外锥式无级变速器
如图所示，动力由轴1输入，通过自动加压装置2，带动主动轮3同速转动，经过一组（3～8）钢球4利用摩擦力驱动输出轴11，最后将运动输出。

传动钢球的支承轴8的两端，嵌装在壳体两端盖12和13的径向弧行倒槽，并穿过调速涡轮5的曲线槽；调速时，通过蜗杆6和蜗轮5转动，由于曲线槽的作用使钢球轴线的倾斜角发生变化，导致钢球与两锥轮的工作半径改变，输出轴转速得到调节。

其动力围为：R n=9，I max=1/I min，P≤11 kw ，ε≤4% ，η＝0.80～0.92 。

此种变速器应用广泛。

从动调速齿轮5的端面分布一组曲线槽，曲线槽数目与钢球数相同。

曲线槽可用阿基米德螺旋线，也可用圆弧。

当转动主动齿轮6使从动齿轮5转动时，从动齿轮的曲线槽迫使传动钢球轴8绕钢球4的轴心线摆动，传动轮3以及从动轮9与钢球4的接触半径发生变化，实现无级调速。

具体分析如下：
图2-4 钢球外锥式无级变速器变速示意图
主要由两个锥轮1、2和一组钢球3（通常为6个）组成。

主、从动锥轮1和2分别装在轴Ⅰ、Ⅱ上，钢球3被压紧在两锥轮的工作锥面上，并可在轴4上自由转动。

工作时，主动锥轮1依靠摩擦力带动钢球3绕轴4旋转，钢球同样依靠摩擦力带动从动锥轮2转动。

轴Ⅰ、Ⅱ传动比，由于，所以。

调整支承轴4的倾斜角与倾斜方向，即可改变钢球3的传动半径r1和r2，从而实现无级变速。

2.3无链传动变速自行车优点
无链自行车就是用轴和齿轮组合代替链条和链轮组合用于传动的自行车，和普通链条自行车相比，其它的部件是一样的，但是改变了传动的方式。

早在上个世纪九十年代初，中国就有人研究开发无链自行车，而日本和欧洲比我国更早。

目前我国已经开发出第五代新型无链自行车。

新型无链自行车和有链自行车相比别的都一样，只有传动系统有以下区别：
1、传动效率高
齿轮传动的机械效率达到98%以上，链条传动的机械效率只有95%，换句话说就是我们用脚蹬踏脚蹬子时用同样的力量，无链自行车比有链自行车走得更
远。

2、使用寿命长
齿轮传动的使用寿命比链条传动的使用寿命长几倍，汽车的变速箱和传动轴就是用齿轮传动的，其使用寿命达到几十万公里，链条传动在使用一段时间后就可能出现断链条的现象。

新型无链自行车的轴和齿轮传动系统可以做到正常使用十年无须修理。

3、润滑环境好
无链自行车的轴和齿轮外面包有坚实的铸造铝合金外壳，整个传动系统处于全封闭的工作环境中，泥水和沙土无法进入里面。

用润滑脂防锈和润滑，润滑脂不会流出，可以两年换一次润滑脂。

有链自行车的链条在半遮挡的环境下工作，润滑油容易流出，甚至沾到裤子上弄脏裤子，所以大多数人不加润滑油，链条及链轮上容易锈蚀。

4、立体空间结构小
新型无链自行车的轴和齿轮传动系统各个零件紧密配合成一个整体，不会出现松脱现象，整个传动系统占用的空间小。

有链自行车的链条传动系统处于一种松散的配合状态，整个传动系统占用的空间大，而且会出现脱链和断链现象。

5、生产成本低
新型无链自行车的传动系统包括：四件齿轮；两件齿轮外壳；一件花键轴，一件轴套管，两件锁母，两套位置调节接头。

其中四件齿轮和一件花键轴采用特种钢材经过锻造，热处理，数控机床加工而成，其它零件采用铝合金材质经过机床加工而成。

全套零件大批量加工的生产成本二百多元。

有链自行车的链条传动系统包括：一件飞轮；一付链条，一件链轮盘，一件链条保护罩。

四件零件的生产成本相加不过二十元。

所以，在别的零件配置都完全一样的情况下，新型无链自行车比有链自行车的生产成本要高出近二百元，这样算来，如果普通中档单速轻便自行车的生产成本是二百多元的话，那么单速无链轻便自行车的生产成本是四百多元，这就是无链自行车价高的原因。

自行车的心脏是什么？传动系统是自行车的心脏，有了心脏病，自然毛病多。

新型无链自行车的心脏是真正特种钢铁铸就的，经久耐用，是自行车的发展趋势
第三章 钢球外锥式无级变速器部分零件的设计与计算
钢球外锥式无级变速器零件的设计与计算包括主﹑从动锥齿轮，加压盘，调速齿轮上变速曲线槽，输入轴，输出轴，输入﹑输出轴上轴承，输入﹑输出轴上端盖，调速机构等部分的设计与计算，以下各章节分别介绍以上容。

3.1钢球与主﹑从动锥齿轮的设计与计算
输入功率()变车人ημ÷⨯⨯+=v g m m P 11
()86.017.48.920651.0÷⨯⨯+⨯=
=0.4039 kw
其中：
1.01=μ,65=人m kg,20=车m kg, 8.9=g ,15=v km/h 17.4=
m/s,86.0=变η
轮胎直径：5601=d mm
由力学知识可得：轮胎所产生的转矩与钢球摩擦所产生的转矩应平衡
()N d c Q R g m q ÷⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯+⨯12118m 3
2μμ车人 其中：2801=R mm ,1.02=μ，16.21=c , Q 为钢球所受正压力
代入数据可得：
17997=⨯q d Q
σHmax =1353×3Kd Q ⨯=1353×33417997q
d ⨯=56284/d q
由于传动件的[σj ]=2200～2500 Mpa 带入上式得：
51.22=q d ～58.25 mm ,取 d q =25 mm,钢球数8=z
输出转速 n 2=∏
⨯⨯⨯66.036006015000=142.3 r/min 输入转速n 1=142.3/(0.75～1.22)=.7～116.6 r/min
传动比75.0,22.1min max ==I I 变速围63.175
.022.1==n R 钢球支轴的极限转角θ
增速方向///00max 13439522.1arctan 45arctan =-=-=I αθ
减速方向///00min 2487875.0arctan 45arctan =-=-=I αθ
圆锥工作直径542516.2121=⨯=⨯==q d c D D mm
钢球中心圆直径()7.71cos 13=⨯+=q d c D α mm
钢球侧隙 [()1sin
cos 1-∏+z c α]×q d =[()
18sin 45cos 16.20-∏+]×25=2.43 mm
外环经7.96257.713=+=+=q r d D D mm
外环轴向截面圆弧半径
R=(0.7～0.8)×d q =(0.7～0.8)×25=17.5～20 mm ,取 R=18 mm
锥轮工作圆之间的轴向距离 68.1745sin 25sin 0=⨯=⨯=αq d B mm
3.2加压盘的设计与计算
加压盘的作用直径
p d = (0.5～0.6) × D 1 = (0.5～0.6) × 54 = 27～32.4 mm
取30=p d mm
滑动摩擦角0//53.815.0arctan arctan ===c f ρ
加压盘V 形槽倾角
λ=arctan α
sin 1p d fD =14.850
传动钢球的确接触应力为
σ=1353×3Kd Q ⨯=1353×3325
417997⨯=2251.35 Mpa ≦[σj ] 每个钢球作用在V 形槽侧面的正压力 Q y =
18085.14sin 30885.04039.095500001.120⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =651.6 N
用钢球加压装置时σjmax =1370×32q Y z r Q K ⨯=1370×32
46.6511.1⨯=4865.6 Mpa ≤[σj ]
其中：[σj ]为4000～5000 Mpa
钢球半径4=q r mm
27.8cos /2==λq r B mm
碟形弹簧预紧力为200 N ,结构设计如下图所示：
图3-1 加压装置
3.3调速齿轮上变速曲线槽的设计与计算
槽的角ψ=800～120 ,取ψ=900。

(1)变速曲线槽的槽形曲线为圆弧，中心线上三个特殊点 A ，B ，C 的坐标系（以O 为极点）分别为：
22.1max ==I I 时, 00=A ψ
66.334828sin 5.157.715.0sin 5.0///0max 3=⨯-⨯=-=θl D R A mm
其中：()++=δq d l 5.0（0.5～1.0）=()++2555.0（0.5～1.0）=15.5 mm
I=1时，ψB =ψ⨯+max
max 1I I =09022.1122.1⨯+=49.460 85.357.715.05.03=⨯==D R B mm
75.0min ==I I 时，090==ψψC ,
384875sin 5.157.715.0sin 5.0///0min 3=⨯+⨯=+=θl D R C mm
图3-2 调速论
(3)用通过三点作圆弧的方法确定槽圆弧确定曲线半径R 和中心O ”
(4)要求传动比I x 与齿轮转角ψ呈线性变化时，槽形曲线方程为：
R （ψ）=0.5D 3+lsinθ
=0.5D 3+lsin ｛arctan[()()()()αψ
ψψcot 11min max max min max max I I I I I I --+-+-]｝
=0.5×71.7+15.5sin｛arctan[()()()()045cot 75.022.122.1175.022.122.11ψ
ψψψ-++-+-]｝ =35.85+15.5sin(arctan ψ
ψ47.08.198.1947.000
--)
3.4 输入轴的设计与计算
1.输入轴上传递的功率为4093.0=输入P kw
转速n 1=.7～116.6 r/min ,取 n 1= r/min
转矩 T 1=95500001
n P 入=9550000×1354039.0=28572 N·mm 2.如图所示，作用于锥轮的正压力 Q
图3-3 正压力计算示意图
由前计算可知：17997=⨯q d Q , 其中25=q d mm 所以6.4909825
17997=⨯=总Q N 单个锥轮的轴向力Fa=径向力95.43345sin 7.6130=⨯=t F N
3.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料是40Cr ,调质处理 .取A 0=100 ,于是得：
d min =0A 31n P 入=100×3180
4039.0=14.4 mm ,取d min =14.5 mm 4.轴的结构设计
图3-4 输入轴
如图所示，Ⅰ-Ⅱ段装飞轮，Ⅱ-Ⅲ段装端盖，Ⅲ-Ⅳ段装轴承○1，规格是d ○1=17 mm , Ⅳ-Ⅴ段为轴肩，d=19.4 mm,Ⅴ-Ⅵ段装轴承○2，规格d ○2=12 mm ,Ⅵ-Ⅶ ,Ⅶ-Ⅷ段装压紧装置以及装锥轮，具体尺寸如零件图所示
求轴上的载荷
Ⅱ-Ⅲ段不承受径向载荷
两轴承的距离为1.2921.2889=++++mm
飞轮压轴力方向线与轴承○
1的距离为5.1459.9=+mm
图3-5 压轴力受力模型
a.计算压轴力F p
e FP p F K F ⨯= F e =1000v
p v=10006011⨯⨯⨯p z n 选定链条型号和节距查《机械设计》表9-7，9-13，单排链
234.04039.058.00.1=⨯⨯==P K K P Z A CA kw
90/=n r/min 由P CA 和n ’
的值查《机械设计》图9-11，得可选10A-1，链
条节距875.15=p mm
故 v=
100060875
.153890⨯⨯⨯=0.904857 m/s
所以F e =904875
.04039
.01000⨯=446.4 N
所以36.51315.11.446=⨯=p F n （链条水平布置时的压轴力系数K FP =1.15）
b.11r F F =22r F F =
1.299.142⨯=⨯r p F F
所以2.2382=r F N
所以56.7512.23836.513211=+=+==r p r F F F F n
计算最大弯矩
()66229.1436.513=⨯==A nax M M N.mm
5.校核扭矩 T=9550000
n
P =9550×1359.403=28572 N·mm
σCA =()w 2
2285726.06622⨯+=()
3
2
217
1.0285726.06622⨯⨯+ =34.7 Mpa ﹤[σ-1]=60Mpa
键槽处轴的校核
W (c)=()d t d bt d 2322
2--∏=5
.1421235325.142
2⨯⨯⨯-⨯∏=224.7
σ（AC ）=
7
.22421429
6.0⨯= 5
7.22 Mpa ＜[σCA ]=60 Mpa
6.键强度的校核
平键的尺寸为1055⨯⨯=⨯⨯l h b ，键槽轴深0.2,0.3=-==t h k t
σp =kld T 3102⨯=5
.14102214292⨯⨯⨯=147.8 Mpa ≤ [σp ]=120～150 Mpa
满足条件
花键校核 σp =2T×103/(ψzhld m ) 其中： ψ为载荷分配不均系数，取0.8
花键齿数8=z
齿的工作长度8=l mm 花键齿侧的工作高度5.1=h mm 花键的平均直径5.132
12
15=+=
m d mm σp =m zhld T ψ3102⨯=5.1385.188.021429
2⨯⨯⨯⨯⨯=41.34 Mpa ≤ [σp ]=40～70 Mpa
花键的连接情况是：使用或制造情况不良，齿面未经热处理，故满足要求
3.5输出轴的设计与计算
1.输出轴上的传递功率为()3474.017.48.920651.0=⨯⨯+⨯=输出P kw
转速3.142n 2= r/min 于是转矩T 2=2
n 9550000
出P =9550000×
3
.14234736
.0=23311.9 N·mm
2.作用于锥轮的正压力Q 由前计算可知：
17997=⨯q d Q , 其中25=q d mm
所以Q=
7.61325
17997
= N 单个锥轮的轴向力 Fa=径向力95.43345sin 7.6130=⨯=t F
3.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料是40Cr ,调质处理 .取A 0=100 ,于是得：
d min =0
A 3
2
n P 出=100×3
3
.14234736
.0=13.5 mm 取d=14.5 mm
4.轴的结构设计
图3-6 输出轴
Ⅱ-Ⅷ段与输入轴的Ⅱ-Ⅷ段完全相同，只有Ⅰ-Ⅱ段不一样，输出轴Ⅰ-Ⅱ段装的是后轮轴。

这样设计便于统一加工. 5.求轴上的载荷
两轴承的距离为1.2921.2889=++++ mm 压轴力F 合压与轴承○
1的距离为9.449.935=+mm
合
图3-7 压轴力受力模型
如上图所示 F 合压=2
2f N +=()()2
2
1.0328.92065⨯+⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⨯⨯+N =558.1 N
()3.5553
2
8.92065=⨯
⨯+=N N 1.5589.449.441.291⨯=⨯=⨯合压F F r 所以8.8222=r F N
9.13801.5588.82221=+=+=合压F F F r r N
6.计算最大弯矩
239431.298.8221.292max =⨯=⨯=r F M N
7.校核扭矩
所受扭矩：4.155482803.5551.0/=⨯⨯==⨯=T r f T 轮 N·mm A 处校核
σCA =()3
2
217
1.04.155486.023943⨯⨯+=5
2.3 Mpa ＜ [σCA ] Mpa C 出校核
W (c)=()d t d bt d 2322
2--∏=5
.1421235325.142
2⨯⨯⨯-⨯∏=224.7
σ（AC ）=
7
.2244
.155486.0⨯=41.5 Mpa ＜[σCA ]=60 Mpa
故校核安全 8.键强度的校核
平键的尺寸为4055⨯⨯=⨯⨯l h b ，键槽轴深0.2,0.3=-==t h k t
σp =
kld T 2=40
5.1424.155482⨯⨯⨯=2
6.8 Mpa ≤ [σp ]=120～150 Mpa 满足条件
花键校核σp =2T×103/(ψzhld m ) 其中：ψ为载荷分配不均系数，取0.8
花键齿数8=z mm
齿的工作长度8=l
花键齿侧的工作高度5.1=h mm
花键的平均直径5.132
12
15=+=
m d mm σp =m zhld T ψ3102⨯=5.1385.188.04.155482⨯⨯⨯⨯⨯=29.99 Mpa ≤ [σp ]=40～70 Mpa
花键的连接情况是：使用或制造情况不良，齿面未经热处理，故满足要求
3.6输入﹑输出轴上轴承的选择与计算
1. 输入轴上轴承的寿命计算
F
F r1
F d2F r2
图3-8 输入轴轴承受力计算示意图
331345sin 7.613845sin 800=⨯⨯==Q F ae N
ae d d F F F +=12
2轴承被拉松
1622.23868.068.0122=⨯=⨯==r d a F F F N
2.2382=r F N 1轴承被压紧
3151331316221=-=-=ae d a F F F N
56.7511=r F N
所以轴承2的当量载荷为
()()2.23816202.23810.1111=⨯+⨯⨯=+=a r p yF xF f P N
轴承1的当量载荷为
()()30507.315187.056.75141.00.1111=⨯+⨯⨯=+=a r p yF xF f P N
所以 L h1=366010⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯P C n =3
605.33.61356010⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯=1088 h
L h2=3
62382.02.51356010⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯=6
1028.1⨯ h
2. 输出轴上轴承的寿命计算
F
F r2
d1
图3-9 输出轴轴承受力计算示意图
331345sin 7.613845sin 800=⨯⨯==Q F ae N
ae d d F F F +=12
2轴承被拉松
5.5598.82268.068.0222=⨯=⨯==r d a F F F N
8.8222=r F N
1轴承被压紧
7.275333133.55921=-=-=ae d a F F F N
9.13801=r F N
所以轴承1的当量载荷为
()()7.29617.275387.09.138041.00.1111=⨯+⨯⨯=+=a r p yF xF f P N
轴承2的当量载荷为
()()8.8225.55908.82210.1111=⨯+⨯⨯=+=a r p yF xF f P N
所以 L h1=366010⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯P C n =3
696.23.63.1426010⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯=1127.3 h
L h2=3
6822.02.53.1426010⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯=4
10942.2⨯h
3.7输入﹑输出轴上端盖的设计与计算
密封件的设计如下：见下图3-10
轴径151=d mm ，141=D mm ，29=D mm ，161=B mm
端盖的设计及计算如下：见下图 3-11
图3-10 密封圈 图3-11 端盖
螺钉直径33=d mm
4130=+=d d mm
5.4235.2355.230=⨯+=+=d D D mm 5035.25.425.2302=⨯+=+=d D D mm
6.32.13==d e mm e e ≥1,取 4 mm
1=m mm
D 4=D –﹝10～15﹞251035=-= mm
5.3395.423305=-=-=d D D mm
D 6=-D ﹝2～4﹞=335-=32 mm
101=b mm , 161=d mm , 281=D mm 主从动轴一样.
3.8调速机构的设计与计算
调速机构采用两斜齿轮分度调速。

1.调速齿轮1的设计与计算 模数2=n m mm 螺旋角012=β 法面压力角020=n α 端面压力角t α
3721.012cos /20tan cos /tan tan 00===βααn t 所以04.20=t α
基圆柱螺旋角b β
19921.04.20cos 12tan cos tan tan 00===t b αββ所以027.11=b β
法面齿距28.6214.3=⨯=⨯=∏n n m P mm 端面齿距42.612cos /0==⨯=∏n n t P m P mm 法面基圆齿距9.520cos 28.6cos 0=⨯=⨯=n n bn P P αmm
法面齿顶高系数1=*
an h 法面顶隙系数25.0=*
n
c 分度圆直径37.10812cos /253cos /0=⨯===βn t zm zm
d mm 基圆直径57.1014.20cos 37.108cos 0=⨯==t b d d αmm
齿顶高212=⨯==*
an
n a h m h mm 齿根高()
()5.225.012=+⨯=+=*
*n an n f c h m h mm
齿顶圆直径37.1122237.1082=⨯+=+=a a h d d mm 齿根圆直径37.10325.237.1082=⨯-=-=f f h d d mm 法面齿厚14.32/=⨯=∏n n m S mm
端面齿厚21.312cos /2/0==⨯=∏∏t t m S mm 当量齿数5712cos /53cos /033===βz Z v 2.主动斜齿轮2的设计与计算 模数2=n m mm
分度圆直径79.8112cos /240cos /0=⨯===βn t zm zm d mm 基圆直径66.764.20cos 79.81cos 0=⨯==t b d d α mm 齿顶圆直径79.852279.812=⨯+=+=a a h d d mm 齿根圆直径79.7625.279.812=⨯-=-=f f h d d mm 当量齿数74.4212cos /40cos /033===βz Z v 其余参数均与调速齿轮1相同. 两齿轮的宽度均为 5 mm .
但主动斜齿轮只需转过1200，所以该斜齿轮只需做成不完全齿轮，具体尺寸见另加图。

3.9自行车无级变速器的安装
无级变速器的输出轴上安装着自行车的后轮，输入轴上安装自行车的后飞轮，整个变速器位于后轮右侧。

变速器的主动调速齿轮上安装摇杆，该摇杆可以
伸缩，这样在不调速时保证摇杆空间尺寸较小。

摇杆可转动1200，这样可带动从动调速论转动900,从而使自行车速度在最大速度和最小速度之间变动。

1、4、7-端盖 2-轴承 3-套筒 5-轴套 6-轴管
图3-12 变速器安装示意图
自行车后轮与输出轴的安装方式如上图所示，1、4、7端盖是用来密封，保护轴承5的，普通自行车的后轴管和花盘是分开的，我这里把它们作成一个整体，即轴管6，与后轴用键连，轴套5的作用是轴向定位轴管，轴承2与轴采用过盈配合，具体尺寸设计见输出轴的零件图。

第四章全文总结
本文简要介绍了钢球外锥式无极变速器的基本结构、设计计算、材质及润滑等方面的知识，并以此作为本次无级变速器设计的理论基础。

钢球外锥式是最简单且最容易实现无级变速的一种传动方式，无级变速器的设计就是从摩擦式开始的。

滚轮平盘式是结构最简单的一种，滚轮为主动件，平盘是从动件，滚轮依靠其与平盘之间的摩擦力带动平盘转动，滚轮与平盘的接触位置可随意调整，传动半径也就相应改变，圆盘的角速度随之改变。

这种无级变速器结构简单，易于实现，可滚轮与圆盘的接触面积小，接触处的接触应力大，而且由于受结构尺寸的限制，变速围小。

因而设计人员又提出一种新的结构，锥盘环盘式无级变速器，原理与前一种相同，只是接触面积增大，故可传递功率也相应有所增加，接着在锥盘环盘式的基础上又出现了多盘式，可进一步增大传动功率。

本设计采用的是以钢球作为中间传动元件，通过改变钢球主动侧和从动侧的工作半径来实现输出轴转速连续变化的钢球锥轮式无级变速器。

由钢球、主动锥轮、从动锥轮和环所组成。

动力由输入轴输入，带动主动锥轮同速转动，经钢球利用摩擦力驱动环和从动锥轮，再经从动锥轮，Ｖ形槽自动加压装置驱动输出轴将动力输出，调整钢球轴心的倾斜角β就可达到变速的目的。

本设计为恒功率输出特性，输出转速恒低于输入转速，运用于低转速大转矩传动。

本文分析了在传动过程中主、从动轮，钢球和外环的工作原理和受力关系；通过受力关系分析，并针对具体参。