钢环分离锥轮无级变速器设计

目录TOC\o"1-5"\h\z摘要IAbstractII第一章绪论\o"CurrentDocument"无级变速器的介绍1\o"CurrentDocument"机械变速器的现状和类别1\o"CurrentDocument"摩擦式无级变速器2\o"CurrentDocument"摩擦式无级变速器运动原理2\o"CurrentDocument"无级变速器的计算准则3\o"CurrentDocument"钢环分离锥轮无级变速器的优点4\o"CurrentDocument"本次课题设计的任务4第二章钢环分离锥轮无级变速器设计理论\o"CurrentDocument"钢环分离锥轮无级变速简图5\o"CurrentDocument"变速器运动学计算5\o"CurrentDocument"传动零件的尺寸7\o"CurrentDocument"钢环无级变速器受力分析8\o"CurrentDocument"零件之间初始间隙或过盈9\o"CurrentDocument"强度验算10\o"CurrentDocument"恒功率传动情况时11\o"CurrentDocument"恒扭矩传动情况时12\o"CurrentDocument"钢环强度校验计算13第三章钢环锥轮无级变速器的计算\o"CurrentDocument"计算锥轮的尺寸和参数15\o"CurrentDocument"钢环设计16\o"CurrentDocument"轴系零件设计17\o"CurrentDocument"调速操纵机构设计18\o"CurrentDocument"确定齿轮的参数19\o"CurrentDocument"确定齿条的参数19\o"CurrentDocument"计算螺杆20\o"CurrentDocument"设计箱体21第四章强度校核\o"CurrentDocument"钢环强度验算22\o"CurrentDocument"校检轴的强度22\o"CurrentDocument"设计总结24参考文献25附录英文翻译26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HandingManipulatorControlSystemAbstract:Thesteelloopseparationconepulleyvariatoristhemechanicalfrictiontypevariator'soneform.Ittakesthemiddlepartbythesteelloop,theaffiliationchangesthehost,thedrivenconepulley'sworkingradiustorealizethesteplesschange,rotatesthehandwheel,throughthegear,therackandthetensionbarcausesthetransportableawlcroprotationendmotion,changesthehost,thedrivenconepulleyandthesteelloopworkingradius,thusrealizesthespeedchange.Moreover,itsstructureissimple,themanufactureisconvenient.Itmainlyusesinthemetal-cuttingmachinetool,thetextilemachineryandsoonhighspeedmachine.Keywords:Steelloop,conepulley,limitlessspeedchange,gear,axi第一章绪论无级变速器的介绍CVT（ContinuouslyVariableTransmission）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。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。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。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。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。摩擦机构总是由若十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：恒压加压装置一一工作过程中压紧力始终不变，即压紧力为常量；自动加压装置一一工作过程中压紧力随着负载的变化而作正比变化。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）恒功率特性一一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）恒扭矩特性一一指输出扭矩为常量，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）变功率便扭矩特性一一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。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。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。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=1/3.2~3.2，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0.63pm或（轮廓微观不平度十点高度）不大于3.2pm。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=4kw，输入轴转速n1=1000r/minRb=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。

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）Dm土2xtga，-n1_i===n2xDix(1-s)(Dm+2xtga)(1-e)（2-1）_ni

max=n2minD2xmaxD1min(1-e)

imin="1=D2Xmin，式中£——滑动率，£=比坦=翌，若不考虑滑动，n2maxD1max（l—£）v1v12-1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）Dm土2xtga，-n1_i===n2xDix(1-s)(Dm+2xtga)(1-e)（2-1）_ni

max=n2minD2xmaxD1min(1-e)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）Dmin、Dmax一一锥轮的最大、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。调速幅度因属对称型调速:Rb="2max=，max=D2max.D1max

"2miniminD1minD2min调速幅度因属对称型调速:D1max=D1max=Dmax，D2min=D1min=Dmin

故：imax=Dmax,imin=_-，Rb=；max，ni=Jn2max•n2minDmin（1-e）Dmax（1-£）kDminJ钢环的转速n0=业•n1D0式中D0——钢环工作直径，见图2-2考虑到Dmax=Dmin七用，故Dm=Dmax；Dmin=DminCRb+1），将其中带入式（2-1），得锥轮位移量x与传动比之间的关系为x=±裟：R;1）；1-：）-1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），平=里•3600兀mz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D锥轮最大工作直径Dmax=Dmin\；而mm式中，Dmin为锥轮的最小工作直径，mm。Dmin由强度及结构要求确定。主、从动锥轮之间的中心距a=(1.15〜a=(1.15〜1.3)maxmm锥轮锥顶角2=1270~130。线接触时钢环工作面的接触长度mm7/115b=（20~商dmaxmm钢环工作直径D=(1.8〜2)Dmaxmm钢环工作宽度B0*max-Dmin)ctga;bcosamm钢环宽度B=Bq+bcosamm钢环厚度h=(0.2〜0.9)Bmm点接触时钢环工作面的圆弧半径r=(0.8-0.9)Domm钢环内周直径Doi=Do一bsinamm钢环外周直径Doe=Doi+2hmm锥轮小端直径Di<Dmin-bsinamm锥轮大端直径De>Dmax+bsinamm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03位于主、从动锥轮轮心01、02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4Fcosy-4Qrsin邛=0或4Fcosy-4Qcosasiny=0由此得FKnFQ=―F—=KnFN（2-2）cosatgyf式中Kn——传动可靠性系数，对动力传动，可取Kn=1.2~1.5；f摩擦系数，对于淬火钢-淬火钢，油式时f=0.03~0.05，干式时0.1~0.2，y——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）F=坦=电ND1xD2x每个锥轮所传递的扭矩T1=^x9550x103旦，N.mm2niPinT2=x9550x103_LL，N.mmn2式中P1为主动锥轮的传递功率，kW；n为传动效率。所以每个锥轮上的压紧力Q=9550x103KnP1=9550x103KnP1nN（2-3）fn1D1xfn2D2x每个锥轮上的径向压紧力Qr=QcosaN每个锥轮上的轴向压紧力Qa-QsinaN2.5零件之间初始间隙或过盈由式Q=__^-焙可见cosatgyftgy-F-—-一f一(2-4)QcosaQrKncosaY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Y值，应使钢环与主、从动锥轮之间具有一定的初始间隙80-D°-a-如；°2x_g‘5r是钢环在径向压紧力Qr作用下的径向变形QrRc35r-0.298—EIRe——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/mm2；I——钢环剖面对剖面中心轴的惯性矩，在图2-3中，折线A03'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50-aMMWFt"r2-al/^/SO十rmm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5°以保证产生一定的预压紧力。5°仍用上式计算，但应取负值。由上式可得(a+50+8r)2-a2tgy=卜2-(FJ此式表明，当(Dix-D2x)值最大时，Y值最大，但Kn【见式(2-4)】值却最小，对应于此时的传动比为极限值imax或imin；而当(Dix-D2x)值最小即等于零时，Y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。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=0.418\«令4bH]N/mm2（2-5）点接触时bH=0^5《QE2kg2<[cH]N/mm2（2-6）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Dimin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=2.1x105N/mm2；如一一接触副在计算位置处的当量曲率，1/mm如=k11+k12+k21+k22k11——锥轮1在主平面1内的曲率k11=—=突圣，1/mmP]Dmink12——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=—=~2c°Sa，1/mmP2D0k22——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COST查表[。H]——许用接触应力，对于GCr15号钢，线接触时其[。H]=1500~1800N/mm2；点接触时其[。H]=2200~2500N/mm2。恒功率传动情况时F和Q按Dimin位置计算（相当于n2min）。由式（2-3）得Q=9550x]03K尸1N.mm

fn]Dmin1）线接触取E=2.1x取E=2.1x105N/mm2，max■—_.1=tRbDmin，b=西Dmin，D0=1.85Dmax，r=0.85D0，2a=127°，则k11=—P12c°SammDmin1k21k11=—P12c°SammDmin1k21=-P2-2c°sammmin七=k11+k21=1.65扁-0.891.8^RbDmmmin代人式（2-5）,得校验计算公式.65cH=1891600、，T~r<[cH]N/mm2Hfn1代人式（2-5）,得校验计算公式.65cH=1891600、，T~r<[cH]N/mm2Hfn1Dmin3Rb（2-7）设计计算公式：KnP』.65(R—0.89)Dmin215300mmfn^HJ2Rb（2-8）2）点接触k11、k12、k21均同线接触，而k22=J=上1/mmr0.85x1.85tRbDminke=k11+k12+k21+k22=一4*阳0.241/mm1.5A''RbDminCOST=k11-k12+k21-k22|_1.4、瓦-1.76寸瓦+0.24代入式（2-6），得校检计算公式1358503HcDmin\fn1Rb<[c]N/mm2H（2-9）设计计算公式1358503.Dmin-1358503.Dmin-f、,fn\Rbmm（2-10）恒扭矩传动情况时F和Q按D2min位置计算（相应于n2max），由于（2-3）得Q=KnT2=9550x103KnP2N（2-11）fD2minfn2DminE、Dmax、D0、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bH=1891600:KnP2(.65\瓦一°.89)fd.3rbH=1891600:KnP2(.65\瓦一°.89)fd.3rV[bhJN/mm2(2-12)设计计算公式：KnP2(.65*瓦—0.89)Dmin>153003..~rfn2[bHJ2Rbmm(2-13)2）点接触校验计算公式1358503b-H-KnP2乩4cDmin<[bh]N/mm2(2-14)设计计算公式；KnP2・.；KnP2・.4Rb+0.24^Dmin-杓1358503fn2Rbmm(2-15)1以上各式均取D0、b、r的平均值（即D0-1.85Dmax，b-西Dmax，r=0.85D0），推倒而得。若用推荐值的上、下限，即D0-1.9Dmax、b-1Dmax、r=0.9D°或max18且maxr=0.8D0，则所得结果与平均值时相差很小（在Rb=9max、1八D0T.8Dmax、b=药D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D0、b、r取值均能适用。r=0.8D0，则所得结果与平均值时相差很小（在Rb=9max、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bibi=迁(1+01*)A^0R0iN/mm2钢环外周的正应力b-b--组(1—蛭丝)

^AJ0R0eN/mm2钢环剖面在接触处的最大应力N/mm2QrRch2。max=°・636~~-—公0R0eN/mm2式中：Qr——径向压力，N；R0i钢环内周半径，mm；R0e钢环外周半径，mmRc——钢环剖面重心的回转半径，Rc=R0i+R0e，mm；2y0钢环剖面重心至中性层的距离，y0=Rc-p，mm；P中性层所在处的半径，p=—*—,mmln险R0i图2-5钢环剖面尺寸图2-5钢环剖面尺寸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Dmin2153003K病1（1.65、瓦-0.89）mmDmin2153003力Fh]2Rb式中Kn—传动可靠性系数，取Kn=1；[a]一许用接触应力。锥轮与钢环材料均用GCr15号钢，表面淬硬达HHRC62-64[ah]=1800N/mm2；f一摩擦系数。取f=0.05（油式）于是得DminN34.12mm（2）按点接触D1358503,**(1.4\.••瓦+声2Dmin>~~u£»mmdbfn1Rb式中c一系数，根据曲率系数cosT按表10-1取定，而曲率系数coTS=1.绝-一1-="*'2-'76=0.55,查表10-1得c=1.09；1.痂+0.2.4J9+0.24[bh]一许用接触应力，取[bh]=2200N/mm2于是得IDminN31.70mm可见线接触是薄弱环节，故取定Dmin=35mm。2.锥轮最大工作直径Dmax的确定Dmax=t‘RbDmin=3x35=105mm3锥轮锥顶角2以的确定2以=1270主、从动锥轮之间中心距a的确定a=1.3Dmax=1.3x105=137mm5锥轮与钢环之间工作长度b的确定11b=Dmax=x105=5.52，取b=6mm19196锥轮小端直径Di的确定1270Di<Dmin-bsina=35-6sin=29.64mm，取Di=30mm27.锥轮大端直径De的确定1270

DeNDmax+bsina=105+6sin=110.6mm,取De=111mm28.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L6N2+2+20+6=30，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。图3-1可移动锥轮结构简图3.2钢环的设计钢环工作直径D0=(1.8〜2)Dmax，取D0=210mm钢环工作宽度B0-(Dmax-Dmin)ctga+bcosa=(105-35)ctga+6xcos63.5=40.3mm取B0=44.32mm钢环宽度B=B0+bcosa=44.57+6xcos63.5=47mm点接触是钢环接触区的圆弧半径，钢环厚度r=0.85D0=0.85x166.5=141.525mmh=0.4(B0+bcosa)=20mm5）钢环的内径D0i=D0-bsina=210-6sin63.5=205mm6）钢环外径Doe=D0i+2h=205+2x20=245mm7）钢环剖面积A=Bh=47x20=940mm28）钢环剖面重心的回转半径Rc=Doe:D0i==112.5mm49）中性层所在半径hp=—-Doe=112mmln_Doi10）重心至中性层的距离）o=Rc一P=112.5-112=0.5mm11）内周至中性层的距离h—n—R.〃1p'oi=112-205/2=9.5mm12）外周至中性层的距离h2=Roe~p=245/2-112=10.5mm3.3轴系零件设计此处省略NNNNNNNNNNNNNN字，由于图纸不能上传，如需全套设计和图纸资料请联系扣扣九七一九二零八零零！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，ha*=1，c*=0.25，©d=1，则分度圆直径d1=17X1.5=25mm，齿宽b=©dXd1=1X17=17mm齿高h=(2ha*+c*)m=(2X1+0.25)X1.5=3.37mm齿根圆直径df=[z-2(ha*+c*)]m=(17-2-0.5)X1.5=21.75mm齿顶圆直径da=(z+2ha*)m=(17+2)X1.5=28.5mm齿距p=nm=3.14X1.5=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LN17+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2X2,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dl的长度取d1=136mmL1为齿条的长度，所以L2=62mm，L1>62+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。计算螺杆螺杆图3-5所示图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二Qsina=4928.3X0.895=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bs=240MPa，查的安全系数S=4，故螺杆材料的许用应力"]=bs/4=60MPa，根据式dl>：4xf3j=11mm。取d1=11mm，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250mm设计箱体箱体的壁厚为6=0.04a+1N8，所以箱体的壁厚取为6=20mm地脚螺钉直径d=0.036a+12=0.036X137+12=16.932mm，取d=17mm。凸台直径可查的为33mm，箱底座凸缘厚度为1.56=30mm，地角螺钉的数目为4个。轴承端盖的螺钉直径为，d1=(0.4〜0.5)d,所以取d1=10mm，取体的总长为432mmX345mmX340mm，图形其他尺寸参照设计手册选取第四章强度校核4.1钢环强度验算1）钢环内周的正应力bi法S四IQr=95.5x105"沼1*以=95.5乂10000乂1.25乂4乂cos63.5/(0.05乂1000乂35)=525力1Dmin2.5于是得oi=19.25N/mm2钢环外周的正应力rr1-V2)0.182Rch2)3)2Q2.5于是得oi=19.25N/mm2钢环外周的正应力rr1-V2)0.182Rch2)3)2Qbe=—A钢环接触处剖面内的最大应力bmax=0.636Q^="N/mm2=5.06N/mm24)钢环许应应力式中bs——材料的屈服限。钢环材料同样选用GCr15号钢，故

bs=380~420N/mm2式中k]——许用安全系数，取k]=2。于是得信]=400=200N/mm2

2于是得可见，钢环剖面内各处的工作应力均小于许用应力，故强度足够。4.2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.mT1=1/2*9550*1000*P1*门/n2=47.55,N.m式中P1为主动锥轮的传递功率，kW；门为传动效率。每个锥轮所传递的有效圆周力（既摩擦力）2T22T2Ft=D22in30x10-3=869.7N所以每个锥轮上的压紧力Q=9550x103Knpl=9550x103K^P1^=869.7X1X

力1D1xfn2D2x0.85/0.15=4928.3N每个锥轮上的径向压紧力Qr=Qcosa=4928.3X0.446=2198.02N每个锥轮上的轴向压紧力Qa=Qsina=4928.3X0.895=4410.82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FV3二FH3/tana=4410.82/tan35°=10523.25NFV1=FV3=10523.25N根据力的平衡有方程FV4+FV3+FV1+FV2=2Qr即10523.25+10523.25+FV2+FV4=2X2198.02NFV2+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=-10524.31FV2=-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。ca=芸产4"]取M=600N,T=14.01N.m,W=业-"（d一’）2=635,a=1322d计算出。小=30.21，轴的材料为调质处理45号钢，其中卜_1]=60，满足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，1988[2]李洪曲中谦主编实用轴承手册辽亍科学技术出版社，2000[3]吴宗泽主编机械设计北京中央广播大学出版社，1998[4]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，2003.10[7]成大先主编机械设计图册北京：化学工业出版社，2000附录Fixed-SpeedWind-GeneratorandWind-ParkModelingforTransientStabilityStudiesIncreasinglevelsofwind-turbinegenerationinmodernpowersystemsisinitiatinganeedforaccuratewind-generationtransientstabilitymodels.Becausemanywindgeneratorsareoftengroupedtogetherinwindparks,equivalencemodelingofseveralwindgeneratorsisespeciallycritical.Inthispaperreduced-orderdynamicfixed-speedwind-generatormodelappropriatefortransientstabilitysimulationispresented.Themodelsderivedusingamodelreductiontechniqueofahigh-orderfinite-elementmodel.Then,anequivalencyapproachispresentedthatdemonstrateshowseveralwindgeneratorsinawindparkcanbecombinedintoasinglereduced-ordermodel.Simulationcasesarepresentedtodemonstrateseveraluniquepropertiesofapowersystemcontainingwindgenerators.Theresultsinthesepaperfocusonhorizontal-axisturbinesusinganinductionmachinedirectlyconnectedtothegridasthegenerator.IndexTerms—Transientstabilitysimulation,wind-generatormodeling,wind-parkmodeling,wind-turbinemodeling.I.INTRODUCTIONThisencompassesmanymodernlarge-scalesystems.Becauselargewindinstallationsconsistofmanywindgenerators,wind-park-modelingisacriticalneed.Consequently,thesecondgoalstopresentamethodologyforcombiningseveralwindgeneratorsconnectedtothegridthroughacommonbusintoasingleequivalentmodel.Windgeneratorsareprimarilyclassifiedasfixedspeedorvariablespeed.Withmostfixed-speedunits,theturbinedrivesaninductiongeneratorthatisdirectlyconnectedtothegrid.Theturbinespeedvariesverylittleduetothesteepslopeofthegenerator’storque-speedcharacteristic；therefore,itistermedfixed-speedsystem.Withavariable-speedunit,thegeneratorisconnectedtothegridusingpower-electronicconvertertechnology.Thisallowstheturbinespeedtobecontrolledtomaximizeperformance(e.g.,powercapture).BothapproachesareManuscriptreceivedFebruary3,2004.ThisworkwassupportedinpartbytheWesternAreaPowerAdministration.Paperno.TPWRS-00388-2003.TheauthorsarewithMontanaTech,UniversityofMontana,Butte,MT59701USA(e-mail:).DigitalObjectIdentifier10.1109/TPWRS.2004.836204commoninthewindindustry.Inthispaperwefocusonmodelingthefixed-speedunitandanequivalentmodelofseveralAwindparkconsistsofseveralwindgeneratorsconnectedtoothedtransmissionsystemthroughasinglebus.Becausemodelingeachindividualturbinefortransientstabilityisoverlycumbersome,ourgoalistolumpthewindparkintoaminimalsetoffequivalentwind-generatormodels.Ourapproachforequivalencemodelingofawindparkinvolvescombiningallturbineswiththesamemechanicalnaturalfrequencyintoasingleequivalentturbine.Simulationresultsdemonstratethisapproachprovidesaccurateresults.Arepresentativeexampleofpublishedresultsformodelingwindgeneratorsfortransientstabilityiscontainedin[2]-[10].Resultsformodelingfixed-speedwindgeneratorshavefocusedontwoprimaryapproaches.Thefirstapproachrepresentstheturbineandgeneratorrotorasasingleinertiathusignoringthesystem’smechanicalnaturalfrequency[2—[5].Thesecondapproachrepresentstheturbinebladesandhubasoneinertiaconnectedtothegeneratorinertiathroughaspring[6]-[9].Inallofthesepapers,thespringstiffnessiscalculatedfromthesystem’sshaft.Ourresearchindicatesthatrepresentingthefirst-modemechanicalfrequencyiscriticaltoanaccuratemodel.Finite-elementanalysishasshownthatthefirst-modedynamicsareprimarilyaresultoftheflexibilityoftheturbinebladesnottheshaftasassumedbyothers[11].Themodelingapproachpresentedinthispapercentersonthefactthattheprimaryflexiblemechanicalcomponentistheturbineblade.Theresultsin[7]focusonreduced-orderwind-parkmodeling.Theauthorsuseastandardinductiongeneratorequiva-0885-895O/O4$2O.OO©2004lancingmethodtocombineseveralwindgeneratorsystems.Buttheauthorsdonotaddresstheproblemofcombiningtheturbinesinsuchawaytopreservethemechanicalnaturalfrequencies.Ourresearchindicatesthisiscriticaltohavinganaccuratewindparkmodel.Athoroughdiscussionofreduced-ordermodelingofvariable-speedturbinesiscontainedin[10].Theauthorsarguetheturbinemechanicscanberepresentedasasingleinertiabecausethevariable-speedconnectiondecouplesthemechanicaldynamicsfromthelectromechanicaldynamics.Ourresultsdonotconsiderthevariable-speedcase.Theworkdescribedin[2]-[10]focusesonlow-orderturbinemodelsthatcanbeeasilyimplementedinlarge-scaletransientstabilitycodes.Considerableresearchhasfocusedonmodelingatamoredetailedlevel.Anexcellentoverviewandliteraturereviewiscontainedin[17].Detailedmodelingapproachesrangefromhighly-detailedfinite-elementmodelstomoresimplifiedsix-mass,five-mass,andthree-massturbinemodels.Themajorityofthesemodelsusemomentumtheory[13]tocalculateaerodynamicforces.III.TURBINEDYNAMICSOurapproachfordevelopingareduced-ordermodelconsistsofstartingwithahighly-detailedmechanicalandaerodynamicturbinemodelandthenremovingalldynamiceffectsoutsidetheelectromechanicalrange.Inthisreductionprocess,allanalysisisdonefromtheperspectiveoftheturbineshaftthatdrivesthe325cillation.Detailedmodalanalysisofthesystemshowsthattheoscillationistheresultoftheouterportionsofthebladesvibratingagainstboththeinnerportionsofthebladesandallotherinertiasontheshaft[11],[12].Sucharesultistypical,especiallyforlargeturbines.Modernwind-turbinebladesareverylargeandflexibl,eandtendtovibrateattheirfirstmodewhenexcitedfromthehub.PonyanalysisoftheoscillationinFig.1showsitprimarilycontainsa4-Hzcomponent[12].Thisisalsotypicaloflarge-scaleturbines,whichusuallyhaveafirst-modenaturalmechanicalfrequencyinthe0-to10-Hzrange.Becausethisrangeisalsotypicalforelectromechanicaloscillations,itiscriticaltorepresentthemechanicaloscillationsofthewind-turbineastheywilltendtointeractwiththeelectromechanicaloscillations.Themodeshapeofthefirst-modeoscillationthatdominatestheresponseinFig.1dictatesthatthemodelcanberepresentedbyatwo-inertia,singlespring-dampersystemasdepictedinFig.2.Thisisthebasisforthereduced-ordermodelthatfollows.Oneinertiarepresentstheouterportionoftheblades(thebladetipsinFig.2).ThebladetipsarerigidlyconnectedasdepictedinFig.2withamassless“bladering.”Thebladeptdactasasingleinertiabecausealltransientdisturbancesequallyactonallbladesthroughthegeneratorshaft.Theotherinertiarepresentsthecombinedeffectofthebladeroots,hub,turbineshaft,gearing,generatorshaft,andgeneratorinertia.Foratypicalsystem,theinnerinertiaisdominatedbythebladerootsandgeneratorinertia.ThereducedturbinemodeldepictedinFig.2isconsiderablydifferentthanwhatotherresearchershaveproposed[2]-[9].Manyhavelumpedtheentireturbineandgeneratorintoasingleinertiaandignoredthemechanicalfirst-modedynamics[2]-[5].Othershasconsideredfirst-modedynamics,butdonotmodelthebladeflexibility[6]-[9].Instead,theseauthorshaveassumedthebladestobeasingleinertiaandmodeltheturbineshaftasaspring.Butinatypicalsystem,thebladesaremuchmoreflexiblethantheshaft.Ourresearchindicatesthatthebladesdominatethemechanicalfirstmodeandtheshaftactsasarigidbody.Ourresearchalsoindicatesthatcorrectlymodelingthemechanicsiscriticaltoobtainingaccuratetransientsimulationresults..SINGLEWIND-GENERATORMODELThesinglewind-generatormodelconsistsoftwoprimarycomponents:thereduced-ordertwo-inertiaturbinemodelfromtheprevioussectiondrivenbyawindtorqueandastandardTRUDNOWSKIetal.:FIXED-SPEEDWIND-GENERATORANDWIND-PARKMODELINGFORTRANSIENTSTABILITYSTUDIESelectricgenerator.Forthispaperweassumethegeneratortobeastandardinductionmachinedirectlyconnectedtothegridasthisisthemostcommonconfiguration.A.TurbineModelThetwo-inertiareduced-orderturbineinFig.2isthebasisfortheturbinemodel.TheequationsofmotionforthesysteminFig.2are(1)wherenumberofblades；effectivegearratio=/rated-turbine-speed；electricalfrequencybase；inertiaofeachbladetipinertiaofeachbladeroot+inertiaof+inertiaofturbineshaftandgearing/+inertiaofgeneratorshaftandrotor；bladestiffness；bladedamping；aerodynamicwindtorque；generatorelectricaltorque；bladetipanglereflectedthroughthegearing；generatorshaftangle.Calculatingtheinertiasandin(1)requiresknowledgeofthebladebreakpointwherethespring-damperisplaced(seeFig.2).Ifthebladeisnotbrokenatthecorrectpositionthenthemechanicalmodeshapewillnotbecorrect.Thebreakpointisprimarilyafunctionoftheblademechanicsandcanbedeterminedfromfinite-elementanalysisortestingofthebladeandseemstooccuratthesecondbendingnodeoftheblade.Intheexamplecasesstudiedin[12],thereduced-ordersystem’ssensitivitytoimproperplacementofthebreakpointissignificant.Thisisdemonstratedintheexamplesection.Fortunately,mostmodernblademanufacturesorbladetestingfacilities(suchasthefacilityattheNationalRenewableEnergyLaboratoryintheUnitedStates)havetherequiredinformationtodeterminethebladebreakpoint.Thepowerengineersimplyneedstorequestthisinformation.Onceonehasthebladebreakpoint,theinertiaparameterscaneasilybecalculatedfromtypicalmanufacture’sdata.Thestiffnessin(1)canbecalculatedfromknowledgeofthesystem’sfirst-modemechanicalnaturalfrequencyusing(2)whereisthefirst-modemechanicallead-lagnaturalfrequencywiththesystemconnectedtoinfinitebus.Forexample，inthesystemintheprevioussection，.Typically，manufacturescanprovidethisfrequency.Itcanbeeasilycalculatedbyapplyingabrakepulseontheturbineandanalyzingitsresponse(forexample，Fourieranalysisofthegenerator’sspeed).Inmostcasesthebladedampingisverysmallandassumedtobezero.Thespringstiffnessisameasureoftheblade’sstiffnessintherotationalplanewhichisacombinationoftheblade’sedgestiffnessandflatstiffness[12].Relatingtotheedgeandflatresultsin(3)whereistheedgestiffness，istheflatstiffness，andisthepitchangle.Bothandareconstant.Ascanbeseenin(3)，isdependentonthepitchangle.Typically，islimitedtobebetweenzeroandtendegrees.Analysisof(3)underthisrestrictionshowsthatvariesverylittlefordifferentpitchsetpoints.Thisimplies,andexperimentssupport，thattheaccuracyoftheturbinemodelhasverysmallsensitivitytovariationsinthesystem’spitchangle[12].Thewindtorqueiscalculatedassuminganidealrotordiskfromtheequation[13](4)whereisthevelocityofthebladetipsectionsreflectedthroughthegearing，istheairdensity，isthesweepareaoftheblades，isthefreewindvelocity，andistheturbine’spowercoefficient.Unfortunately，isnotaconstant.However，themajorityofturbinemanufacturessupplytheownerwithacurve.Thecurveexpressesasafunctioncausedprimarilybytowershadowingandunbalancedmechanics.Typicalmodulationfrequenciesareatthe1Pand3Pmodes(note:1Pisonceperrevolutionofaturbineblade)[6].Wedonotincludetheseeffectsasweassumethatthetorqueinducedfromthetransientfaultismuchlargerthanthemodulationtorque.Thisassumptionhasbeenmadebymanyotherresearchers(forexample，[7]).Futureresearchwillfocusontestingthisassumption.Ingeneral，thetwo-inertiaturbinemodelproposedhereisarelativelyrobustmodelthatcoversmanyturbineoperatingconditions.Allmodelparametersarerelativelyconstantwithverylittlesensitivitytothepitchangle.Becausethemaincomponentofenergyinatransientisduetoturbineinertialenergy,stall-controlledturbinescanbeaccuratelymodeledusingthisapproach’s.GeneratorModelStandardpracticesarewellestablishedformodelingthegenerator[1].Astandarddetailedtwo-axisinductionmachinemodelisusedtorepresenttheinductiongenerator[1].Theresultingequationsare(6a)whereisthetransientopen-circuittimeconstant,istheslipspeed,isthesynchronousreactance,isthetransientreactance,andarethed-axisandq-axisstatorvoltages,andarethed-axisandq-axisper-unitstatorcurrents.Thetorqueiscalculatedfrom(6b)TRUDNOWSKIetal.:FIXED-SPEEDWIND-GENERATORANDWIND-PARKMODELINGFORTRANSIENTSTABILITYSTUDIESwhereisthesweepareaisthefreewindvelocity,andistheturbine’spowercoefficientforturbine.B.EquivalentGeneratorModelTheequivalenceinductiongeneratorparametersareobtainedusingtheweightedadmittanceaveragingmethodin[16].Withthismethod，theequivalentmachineparameters，andarecalculatedbytakingtheweightedaverageadmittancesofeachbranchoftheinductionmachineequivalentcircuit.Theweightingfortheaveragesarecalculatedusingtheratedpowerofthegenerators.I.SIMULATIONRESULTSManyexampletestcaseshavebeenstudiedtoevaluatethepropertiesofthemodelingapproach；thesearecontainedin[12]，[14]，[15].Aselectfewarepresentedinthissection.Forthisexample，wecomparetheresponseofthetwo-inertiareduced-orderturbinein(1)totheresponseofthefinite-elementmodelandadetailedfive-inertiamodel.Eachmodelisconnectedtoaninfinitebusthroughaninductiongenerator.Theresponseofthefinite-elementmodelisshowninFig.1.Thefive-inertiamodelrepresentseachbladewithedgeandflapspring-damperstheslow-speedshaftspringstiffnessisalsorepresentedandtheaerodynamicsaremodeledusingGluervortexmomentumtheory[13].Thefive-inertiamodelalsocontain