汽車無級變速器

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1、摘 要 人們早就認識到無級變速器是提高汽車性能的理想裝置,并一直不懈 的努力研究,努力追求實現(xiàn)這一目標。 70年代后期,荷蘭 VonDoorne' s Transmission 公司研制成功VOT金屬傳動帶并于1982年投放市場,推動 CVT技術(shù)向?qū)嵱没~進了一大步。1987年美國福特公司首次在市場上小批 量推出裝有這種VDT帶的CVT汽車,此后意大利菲亞特,日本富士重工和 德國大眾等多家公司也推出了小批量的 CVT汽車(如Ford的Fiesta、 Scorpio;Fiat 的 Uon Ritmo;Sabaru 的 Ecvt、WV的 Golf 等)。各國均視其 為自動變速技術(shù)的嶄新途徑,

2、已成為當前國際汽車的研究開發(fā)領(lǐng)域的一個 熱點。 無極傳動CVT與其他自動變速器相比較,優(yōu)點是明顯的。其操縱方便 性和乘坐舒適性可與液力變矩器相當,而傳動效率卻高得多,接近有級機 械式自動變速器的水平。更主要的是,它能最好的協(xié)調(diào)車輛外界行駛條件 與發(fā)動機負載,使汽車具有一個不存在“漏洞”的牽引特性,且調(diào)速時無 需切斷動力充分發(fā)掘發(fā)動機的潛力,從而可顯著降低汽車的油耗,提高最 大車速和改善超車的性能。無極傳動 CVT特別受到非職業(yè)駕駛員的歡迎, 因為它從根本上簡化了操縱,不僅可取消變速、離合器踏板,而且總是按 駕駛員意圖控制發(fā)動機在最佳工作位置工作。此外,由于工作和控制原理 相對簡單,CVT專

3、動完全可以做到比有級變速器(AT)傳動更緊湊,更輕, 成本更低。 對于CVT這種具有廣闊使用發(fā)展前景的技術(shù),迄今國內(nèi)研究、應(yīng)用的 很少。我們在前人研究的基礎(chǔ)上,針對廣州本田即將生產(chǎn)的經(jīng)濟型轎車設(shè) 計一種CVT來替換原來的變速器,為以后 CVT的研究和試驗打下基礎(chǔ)。 關(guān)鍵詞:無級變速器 結(jié)構(gòu)設(shè)計 自動壓緊 目 錄 摘要 1. 緒論 1.1 汽車變速器的類型? 1 1.2 汽車變速器的類型和特點 1 1.3 采用無極變速器一一CVT的汽車可以節(jié)油的原理 2 1.4 實現(xiàn)汽車無級變速器一一CVT大變速比、大轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵一一無偏 斜金屬帶式無極變速傳動 3 2. CVT的總

4、體設(shè)計 2.1 原車的相關(guān)參數(shù) 5 2.2 帶傳動的分析 5 2.3 壓緊裝置的設(shè)計 8 2.4 齒輪設(shè)計計算 15 2.5 軸的設(shè)計計算 22 2.6 軸承的設(shè)計計算 30 2.7 錐輪處的鍵的設(shè)計計算 31 3. 變速器的調(diào)控分析 3.1 CVT 的一般調(diào)控理論分析 32 3.2 CVT 最佳調(diào)控邏輯 34 4 .總結(jié) 38 5 .致謝 39 6 .參考文獻 40 1. 緒論 1.1汽車變速器的類型 目前汽車變速器按變速特點來分,可分為兩大類:一是有級變速器; 二是無級變速器。按執(zhí)行變速的方式來分,可以分為自動和手動兩類。 1.2

5、汽車變速器的類型和特點 液力變矩器 液力變矩器是較早用于汽車傳動的無級變速器,成功地用于高檔汽車 的傳動中。由于傳動效率低,且變速比大于 2時效率急劇下降,經(jīng)常僅在 有級(2?3檔)變速器的兩檔中間實現(xiàn)無極變速,因此未能推廣開來。目 前經(jīng)常作為起步離合器在汽車中使用。 寬V形膠帶式無級變速器 寬V形膠帶式無極變速器是荷蘭 DAF公司在1965年以前的產(chǎn)品,主要 用在微型轎車上,一共生產(chǎn)了約 80萬輛。由于膠帶的壽命和傳動效率低, 進而研究和開發(fā)了汽車金屬帶式無級變速器。 金屬帶式無級變速器 金屬帶式無級變速器是荷蘭 VDT公司的工程師Van Dooren發(fā)明的,用 金屬帶代替膠帶

6、,大幅度提高了傳動效率、可靠性、功率和壽命,經(jīng)過30? 40年的研究,開發(fā)已經(jīng)成熟,并在汽車傳動領(lǐng)域占有重要的地位。目前金 屬帶式無級變速器的全球總產(chǎn)量已經(jīng)達到 250萬輛/年,在今后三年內(nèi)將達 到400萬輛,發(fā)展速度很快。 金屬帶式無級變速器的核心元件是金屬帶組件。金屬帶組件由兩組9? 12層的鋼環(huán)組和350?400片左右的摩擦片組成,其中鋼環(huán)組的材料,尤其 是制造工藝是最難的,要實現(xiàn)強度高(b>2000MP,各層環(huán)之間“無間隙” 配合。以前只有荷蘭 VDT公司掌握這種工藝,現(xiàn)在我國沈陽越士達無級變 速器有限公司也已近掌握了這種技術(shù),并在重慶工學院建成了一條示范性 生產(chǎn)線。 金屬帶式無級

7、變速器的傳動原理,主、從兩對錐盤夾持金屬帶,靠摩 擦力傳遞動力和轉(zhuǎn)矩。主、從動邊的動錐盤的軸向移動,使金屬帶徑向工 作半徑發(fā)生無級變化,從而實現(xiàn)傳動的無級變化,即無級變速。 擺銷鏈式無極變速器 擺銷鏈式無級變速器是由德國LUK公司將擺銷鏈用于Audi汽車傳動的 成功范例。與金屬帶式 CVT不同的是,它將無級變速部分放在低速級,即 最后一級。其原因是鏈傳動的多邊形效應(yīng)在高速級是會產(chǎn)生更大的噪音和 動態(tài)應(yīng)力。所以其最新的結(jié)構(gòu)中,假裝了導鏈板以減少震動和噪聲。但是 由于在低速級傳動中,要求傳遞的轉(zhuǎn)矩大,軸向的壓力較大,液壓系統(tǒng)的 油壓也大(大約為8?9MPa),而摩擦盤式離合器所要求的油壓又不高

8、,這 樣,液壓系統(tǒng)就比較復(fù)雜。由此看來,如果能進一步降低和消除多邊形效 應(yīng),將會進一步提高此類傳動的水平,簡化整機設(shè)計、降低成本。 環(huán)盤滾輪式無級變速器 環(huán)盤滾輪式無級變速器是英國 Torotrak公司發(fā)明的無級變速器。運動 和動力由輸入盤靠摩擦力傳給滾輪,滾輪降運動和動力靠摩擦力傳給輸出 盤。當滾輪在垂直于紙面的軸向運動時,滾輪和兩個環(huán)盤的接觸點連續(xù)變 化,輸入盤和輸出盤接觸點的回轉(zhuǎn)半徑連續(xù)變化,實現(xiàn)無極傳動。 1.3采用無極變速器一一CVT勺汽車可以節(jié)油的原理 由于汽車的發(fā)動機的進排氣系統(tǒng)是考慮了空氣流的動力學而設(shè)計的, 由凸輪輪廓形塊決定進氣和排氣氣門的開閉。發(fā)動機在某一最佳轉(zhuǎn)速

9、下能 夠進氣充分、排氣充分、燃燒完全、能量利用充分、排氣污染少;但離開這一轉(zhuǎn)速就會有進氣不充分、排氣不充分、燃燒不完全、能量利用差、油 耗增加和排氣污染增加等問題。 汽車的車速是隨機的,在 20?30km/h到150?180km/h之間變化。為 了很好的利用發(fā)動機的動力和減少油耗,采用有級變速( MT和AT,在兩 檔之間依靠發(fā)動機的轉(zhuǎn)速變化來適應(yīng)車速的變化,因而發(fā)動機無法達到最 佳的工作狀態(tài)。 采用液力變矩器的無級變速器,由于其工作原理是油作為動力傳動的 介質(zhì),許多能量消耗在油的內(nèi)摩擦上,傳動效率低,通常為 80?85%比傳 統(tǒng)的MT和AT大約費油10%?20%而且液力變矩器轉(zhuǎn)差較大

10、,效率較低。 通常減速比不大于2,只能增加2?3檔有級變速,每兩檔間用液力變矩器 實現(xiàn)無級變速。 無級變速器(CVT可以使發(fā)動機在最佳狀態(tài)下工作,依靠變速器無級 調(diào)速來適應(yīng)汽車的各種速度,因此可以是發(fā)動機燃燒最好,排氣污染最小, 達到節(jié)油的目的。 1.4 級變速一一CVT大變速比、大轉(zhuǎn)矩的關(guān)鍵一一無偏斜金屬 帶式無級變速傳動 對稱直母線錐盤情況下,金屬帶在變速過程中必然產(chǎn)生偏斜。此偏斜 量限制了錐盤的半徑,也限制了變速比。因而對稱直母線錐盤所產(chǎn)生金屬 帶的偏斜,一方面限制了車輛節(jié)油的經(jīng)濟車速范圍;另一方面限制了錐盤工 作半徑的增加,也限制了可傳遞的轉(zhuǎn)矩,即傳動能力。目前,汽車 CVT的

11、 變速比一般在Ra=5.5左右,通常用于排量在2.0L以下的汽車傳動中。 1.5拋棄液壓加壓系統(tǒng),進一步節(jié)油 最具前景的傳動形式。目前汽車金屬帶式無級變速器絕大部分采用液壓加 壓、電子系統(tǒng)控制方案。 汽車金屬帶和擺銷鏈式無極變速器 CVT是當前汽車自動變速器中 發(fā)動機的動力通過變矩器離合器和液力變矩器傳給前進、 倒檔離合器, 液力泵產(chǎn)生的高壓油通過液壓缸將力施加給錐盤變速裝置,該力施加給金 屬帶組件產(chǎn)生摩擦力,將主動輪的轉(zhuǎn)矩傳遞給從動軸,然后通過減速裝置, 經(jīng)減速器輸出給車輪。 這種方案的優(yōu)點在于除了金屬帶傳動的全新技術(shù)以外,全部采用了成 熟技術(shù),可行性好。但與成熟的 AT(

12、自動變速器)技術(shù)一樣,有一個重要 的弱點,即是均采用耗能的液壓伺服系統(tǒng)。 AT和MT(手動變速器)均為齒 輪傳動,AT比MT多耗油15流右,其原因在于液壓私服系統(tǒng)耗能。采用CVT 的汽車,由于CVT可使發(fā)動機在最佳區(qū)域工作,因而達到節(jié)油的目的。目 前其油耗與采用MT的汽車持平。 如果拋棄液壓加壓系統(tǒng),將避免能量的損失,達到更加節(jié)油的目標。 2. CVT的總體設(shè)計 2.1原車相關(guān)參數(shù) 本次設(shè)計的各項參數(shù)如下: 面對對象 1.0L轎車 轎車驅(qū)動形式 前置前驅(qū) 發(fā)動機取咼轉(zhuǎn)速 5881 (r/min ) 最大功率 38.0kw/5800rpm 最咼車速 135km/h

13、最大扭矩 75.0Nm/3299rpm 倒檔傳動比 3.125 傳動比范圍 主減速器傳動比 4.5 2.2帶傳動的分析 2.2.1 變速方式 在金屬帶傳動中,帶輪由圓錐盤組成,利用圓錐盤的軸向移動來達到 變速。這種變速機構(gòu)緊湊,傳動可靠,應(yīng)用范圍廣泛。在這種變速器中, 有的只是一個帶輪可軸向移動,另一個帶輪的直徑是固定不變的,這種情 況下變速,必須同時改變兩輪的中心距,這在我們的設(shè)計中是難以布置和 難以控制甚至難以達到的。另一些機構(gòu)兩輪都起變速作用,這又分為兩種 情況:A、兩輪的兩邊都可以調(diào)節(jié);B、只有一邊可以調(diào)節(jié)。要調(diào)節(jié)就必須有 控制或壓緊機構(gòu),在A中情況下,機構(gòu)必

14、然變得復(fù)雜和龐大,而 B情況可 以有效地避免這種情況的發(fā)生。 本方案采用一級變速就可以達到設(shè)計要求。 在金屬帶的選取上,我們選用了現(xiàn)有的自制金屬帶,結(jié)構(gòu)參數(shù)為:上 底寬32mm高15mm工作中徑為26mm 綜上所述:本方案在帶輪的結(jié)構(gòu)選擇單級,兩個帶輪都是面可調(diào)的金屬 帶形式。 基本運動關(guān)系 1)帶輪的移動距離 帶輪的移動距離受到兩邊帶輪相碰的位置和帶達到帶輪內(nèi)邊緣的位置 所限制 、, D d tg 2 bi 2 因此, 式中 2 在雙向移動的情況下: ――帶輪兩邊的夾角; bi 帶底面的寬度,bi bp 2 h2tg 2 m 2 bp

15、-帶中性層的寬度; h2 -中性層至底面的距離, h2 h h1 ( 為帶中性層面 至頂面的距離),在帶輪移動的情況下,軸向移動距離為上式中 X的二倍。 2)CVT專動比及調(diào)速的范圍 為了具有較高的傳動效率,且設(shè)計和制造的方便,兩個帶輪的尺寸設(shè) 計為同樣大小。要擴大變速的范圍,須增加帶的寬度,減小帶輪的槽角或 減小帶輪的直徑do 帶輪的楔角太小容易使帶楔在槽中,此外,楔角越小,帶上受到的橫 向力就越大,也容易使帶撓曲,所以楔角不能太小。經(jīng)驗值為 22-24 度o 我們選用28度的楔角。 減小帶輪的直徑d會使帶的疲勞強度降低,所以一般也不宜采用比規(guī) 定直徑

16、小的帶輪直徑。根據(jù)已有的資料顯示:帶輪的工作直徑可以達到 75mm而傳動比的范圍可以達到,在本設(shè)計中,我們將帶輪的最 小工作直徑定為80mm以使其工作可靠,壽命更高。 材料的選擇:鋼帶,摩擦副表面采用硼化鎢和硼化鉬基合金材料(金 屬陶瓷) 這種合金主要用于在高溫下工作的易磨損鋼表面,以含鉬的坡莫合金 (2Mo,81 Ni,17Fe )和鎳鉻合金作粘結(jié)金屬,主是熱壓發(fā)制造的。性質(zhì) 如下: 百分含量% HRA抗壓強度 抗彎強度 彈性模量E 金屬陶瓷組成 硼化物 粘結(jié)相 107GPa w2B5 —坡莫合金 96.0 4.0 92 1560 620 41.35 86.0 14.0 85

17、 1400 500 52.0 摩擦副的摩擦系數(shù)為 0.3. 由相關(guān)參數(shù)得知: i21max =3.090 i21min =0.846 調(diào)速范圍 Rb i 21max 3.090 3.576 i 21min 0.846 采用對稱調(diào)速, Imax ,Rb 、3.576 1.981 1 min 1 1 0.505 i max 1.981 根據(jù)金屬帶的結(jié)構(gòu)參數(shù),確定CVT錐輪的結(jié)構(gòu) 取最小工作直徑Dmin 80 mm,則最大工作直徑 D max i max D min 1.981 80 151.36mm

18、 CVT?輪的結(jié)構(gòu)圖 Q I 呼 . —心二--g 2.3壓緊裝置的設(shè)計 曲面壓緊結(jié)構(gòu) 所有的基于摩擦的機械式 CVT都需要在工作副上施加一定的壓緊力, 以使它們無滑動地可靠工作。在自動壓緊的應(yīng)用中,壓緊力應(yīng)根據(jù)當前的 傳動比和力矩調(diào)整到最佳值,從而在保證工作可靠的前提下,減少磨損和 延長壽命。當前流行的做法是:用一套自動控制的渦輪系統(tǒng)。但,這樣的 系統(tǒng)不但增加CVT的成本,還使轎車在工作的某些方面變壞,并且導致極 大的燃油消耗,這些都會是中國家庭轎車的不適宜因素。 為此,我們嘗試開發(fā)了一種幾乎沒有功率消耗的“純機械”自壓緊裝 置。這種裝置的工作原理和紡織工業(yè)中應(yīng)

19、用的某些 CVT壓緊機構(gòu)有些類似, 但已經(jīng)除去了諸如允許軸向移動和傳動比范圍大小的缺陷。在輸入軸上有 三個相互間隔120度均勻分布的傳動銷,每個銷和位于可軸向移動的帶輪 后部的銷的導槽曲面接觸。接觸力的周向力取決于帶輪所傳遞的力矩 Mt , 而軸向力緊緊地將帶輪和 V—帶壓向另一帶輪以產(chǎn)生必需的摩擦。 于是,轉(zhuǎn) 動和功率就可以通過壓緊的摩擦副和 V—帶傳遞到輸出軸。 三個銷導槽斜面的傾斜度tg 2f D x /d cos — 在這里: f——摩擦副的摩擦系數(shù) D x ――帶的工作直徑 x 帶輪的軸向移動量 d ――銷的工作直徑 帶輪的楔角 這個斜率函數(shù)的意圖是當可動帶輪被傳

20、動比控制裝置移動到不同位置 時,接觸力的軸向分力相應(yīng)不同的傳動比能產(chǎn)生不同的比例系數(shù)來適配輸 入軸轉(zhuǎn)矩以使壓緊力等于或稍大于臨界力,這樣,摩擦工作副就不會有相 對的滑動。在特例演變下,這種自壓緊裝置允許 x=24mn的軸向相對位移, 同時傳動比范圍可達R- 6。樣機測試結(jié)果顯示:這種裝置基本滿足實際需 要,并且具有結(jié)構(gòu)簡單,成本低廉的優(yōu)點。我們堅信:經(jīng)過發(fā)展和完善, 這種裝置是有真正有應(yīng)用價值的。 其關(guān)鍵冋題是曲面S x的確定,以下就是有關(guān)計算: 1) 帶輪與皮帶接觸處要求軸向壓緊力為: kfM Qd cos: ( 1) fD x 2 式中,kf ――工況系數(shù),可以取1.2。 壓

21、緊力隨X的不同(實際是工作直徑D x的不同)而變化 2) 自動壓緊裝置產(chǎn)生的軸向壓緊力的表示: ctg 2fDx d p cos— p 2 (2) 式中,dp——平均工作直徑。即中徑; 曲面的升角; 是滾柱銷和曲面接觸處的等效摩擦角,即 ctg f ,f 是等效摩擦系數(shù),一般w 0.1 3)平橫條件: 若不計入附加彈簧的輔助壓緊力,有Qa Qd,為系統(tǒng)不打滑的工作條件, ctg 2fDx dp cos- p 2 由(1),(2)關(guān)系式可得到 4)皮帶工作直徑與軸向位移的關(guān)系 D D x d x ctg /2 式中,d——最小工作直徑 將上式代入(3)

22、式中,即確認 x 5)確定S x 由關(guān)系式tg dx/ds,并利用正切和角切以及(3)式,可以推出: dpcos — p 2 2ff'D x 2fD x f 'dp cos- p 2 (4) 若設(shè)計中CVT傳遞的最大扭矩,最大功率和相應(yīng)的轉(zhuǎn)速已知, 可以確定Qamax和Qamin及max和min ;再根據(jù)dp, f和d等 可以利用(4)式求得S x。代入各已知量后得到: C3 C4X C1C4 C2C3 2 C4 ln(C3 C4X) C2C3 2 C4 C2 x C4 式子中G,C2,C3,C4均為常數(shù)。 加壓

23、彈簧的設(shè)計 加壓裝置的主要作用是在汽車起步時,使金屬帶與錐輪彼此壓緊, 產(chǎn)生恰當?shù)哪Σ亮 fQ ,足夠傳遞運動和動力。 kf p 軸向壓緊力Qa COs — 2 f 2 A. 輸入軸上的加壓彈簧 當輸入轉(zhuǎn)速最低時,彈簧工作高度 H2最小,軸向壓緊力最大 280 cos 8.19KN 3 2 10 3 0.3 2 Qmin kf p 1.56 38 103 cos — 2 f 2 5600 2f 2 3.14 80 當輸出轉(zhuǎn)速最高時, 彈簧工作高度 Hi最大,軸向壓緊力最小 Qmin 2f kf p cos— 2 根據(jù)幾何關(guān)系, 彈簧剛度K 3

24、 38 103 280 cos—— 4.33KN 5600 3 2 3.14 151.36 10 0.3 2 60 1.56 28° (Dmax Dmin) tg 2 (151.36 80) tgT 8.19 4.33 103 216.9N /mm 17.8 彈簧設(shè)計: 1)根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力 因彈簧在交變作用力下工作,按 1類彈簧考慮?,F(xiàn)選用硅錳合金彈簧 鋼絲,估取彈簧中徑 D2=90mm d =18mm查表知【】=471 2)根據(jù)強度條件計算彈簧鋼絲直徑 選取旋繞比C=5,則補償系數(shù) 4C 1 0.615 4C 4 C 試算彈簧直徑

25、 1.6 8190 1.31 5 V 471 17mm 60 上值與原估去值相近,且為標準值。則 D D2 d 90 18 108mm 3)根據(jù)剛度條件,計算彈簧全圈數(shù) Gd x 78500 18 17.8 n 3 3 3.07 8PmaxC3 8 8190 53 取n =3圈。 4)結(jié)構(gòu)設(shè)計 輸入軸彈簧參數(shù)見下表 中徑D2 90mm 有效圈數(shù)n1 3 內(nèi)徑D1 72mm 總?cè)?shù)n1 5 外徑D 108mm 節(jié)距p 25.2mm 旋繞比C 5 軸向距離 7.2mm 細長比b 1.11 張幵長度L 1418.6mm 自由長度H

26、。 100mm 螺旋角 5.1° 工作長H1 H2 62mm 80mm 質(zhì)量m 2.8kg 5)驗算穩(wěn)定性 細長比b=1.11 V 2.6,穩(wěn)定 B. 中間周上的加壓彈簧 當輸出轉(zhuǎn)速最低時,彈簧工作高度 已最大,軸向壓緊力最小 Qmin 1.8KN 匕M2 1.3 64.8 280 —-cos 3 cos 一 fDmax 2 151.36 10 3 0.3 2 M2 38 103 2 5600 64.8N ?M 60 3,14 當輸出轉(zhuǎn)速n2最咼時,彈簧工作咼度 H2最大,軸向壓緊力最大 Qmax fDmax kf M2 cos—

27、 2 「3 64?8 cos28° 3.406kN 2 3 80 103 0.3 根據(jù)幾何關(guān)系, (Dmax Dmin) tg ~ (151.36 80) tg孚 彈簧剛度 Q 3.406 1.8 103 17.8 90.22N / mm 彈簧設(shè)計: 1)根據(jù)工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力 因彈簧在交變作用力下工作,按 1類彈簧考慮?,F(xiàn)選用硅錳合金彈簧 鋼絲,估取彈簧中徑 D2 90mm,d 16mm。查表知 471。 2)根據(jù)強度條件算彈簧鋼絲直徑 直徑旋繞比C 5.625,則補償系數(shù) 4C 1 0.615 4C 4 C 4 5.625 1 0.

28、615 4 5.625 4 5.625 試算彈簧鋼絲直徑 則 O d 1.6 Pmax KC 3406 佃 5?625 11.5mm 471 原估取值安全,且為標準值 D D2 d 90 16 106mm 3)根據(jù)剛度條件,計算彈簧圈數(shù) Gd x 78500 16 仃.8 ,廠 n 8PmaxC3 8 3406 5.6253 4)結(jié)構(gòu)設(shè)計 程序同輸入軸,結(jié)果如下表: 中徑d2 90mm 有效圈數(shù)n-i 5 內(nèi)徑D1 74mm 總?cè)?shù)n 7 外徑D 106mm 節(jié)距p 25.2mm 旋繞比C 5.625 軸向距離 9.2mm 細

29、長比b 1.67 張幵長度L 1428.8mm 自由長度H0 95mm 螺旋角 5.00 工作長H1 H2 57.2mm 75mm 質(zhì)量m 2.2kg 5)驗算穩(wěn)定性 細長比b=1.06 2.6,穩(wěn)定 2.4齒輪的設(shè)計計算 2.4.1 前進檔減速齒輪 3.09 1.892 1.633 1) 減速比 i21max ii 精度及參數(shù) 2) 選擇齒輪類型,材料, A. 選用直齒圓柱齒輪傳動 B. 選擇齒輪材料:選取大小齒輪材料均為 40Cr,并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火, 齒面硬度為48?55HRC. C. 選擇齒輪為7級精度 D. 選小齒輪齒數(shù)Z1

30、36,大齒輪齒數(shù)Z2 洛 1.633 36 59 3)齒面的接觸強度設(shè)計 dit 2 Ze A.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a) 選擇載荷系數(shù)Kt 1.25 b) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5 R 5 38 5 T1 95.5 105 — 95.5 105 1.23 105Nmm n1 5600/1.892 c)選取齒寬系數(shù)d 0.7 d)材料的彈性影響系數(shù)Ze 1898麗 e)按齒面硬度中間值52HRC查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim1 H lim2 1170MPa f )應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n 1jLh 60 5600 /1.89

31、2 9 1 8 300 10 4.26 10 g) 查得接觸疲勞壽命系數(shù)Kn1 0.89, Kn2 0.92 h) 計算疲勞許用應(yīng)力 取失效效率為1%安全系數(shù)S 1 H1 KHN1 H lim1 /S 1041.3, H2 KHN 2 H lim2 /S 1076.4 B.計算 a)試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入 H中較小的值 du 2.323 KE?:1 Ze 2.323 h.25 1.23 105 0.7 2 1.633 1 189.8 1.633 1041.3 52.77 mm 計算圓周速度V

32、 dm 60 1000 52?77 5600 8.17m/s 60 1000 1.892 計算齒寬b dd1t 0.7 52.77 36.94 計算齒寬和齒高之比 模數(shù) 葉 d1t /乙 52.77/30 1.76 齒高 h 2.25 2.25 1.76 3.96 b/h 36.94/ 3.96 9.33 計算載荷系數(shù) 根據(jù) V 8.17m/s, 7級精度,查得動載荷系數(shù)Kv 1.17 使用系數(shù) 直齒輪,假設(shè) KAFt/b 100N /mm,查得 KH KF 1.1, Ka 1.

33、75 Kh 1.287, Kf 1.25 K KaKvK Kh 1.75 1.17 1.1 1.287 2.90 f)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,得 d1 d1t? K/ K1 52.77 3 2.90/1.25 69.86mm g)計算模數(shù)m m d, /69.80/30 2.33 4)按齒根彎曲強度設(shè)計m 2KT1 YFaYsa —mm F dZi A)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 a) 按齒面硬度中間值52HRC查得大、 小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim1 H lim2 680MPa 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KN1 0.88,KN2 0.89

34、 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力,取安全系數(shù) S 1.3 F1 KFN 1 FE1 / S 406.31, F2 KFN 2 FE2 / S 465.54 計算載荷系數(shù)K K KAK1K Kf 1.75 1.1 1.17 1.25 2.82 查取齒輪系數(shù) Yf 1 2.52,Yf 2 2.343 查取應(yīng)力校正系數(shù) Ys1 1.625,Ys 2 1.678 計算大小齒輪的Yf Ys / F并加以比較 Yf 1YS1/ f 2.52 1.625/ 460.31 0.0089 Yf 2Ys 2/ F 2.343 1.687/46

35、5.51 0.0085 計算模數(shù)m m 2 2戲 1.23 卅 0.0089 2.14 0.7 302 對比計算結(jié)果,由齒面疲勞強度計算的模數(shù) m略大于由齒根彎曲疲 . I倒0 I倒 ; ICVT 3.142 1.981 1.661 勞強度計算的模數(shù),由于齒輪的模數(shù) m的大小主要取決于彎曲疲勞強度 所決定的承載能力,而齒面接觸的疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒 輪的直徑有關(guān),可取由彎曲強度計算得的模數(shù) m 2.14,并就近圓整為標 準值m 2.15,按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d, 69.86mm 乙 d/m 69.86/2.25 30.14

36、,取乙,31 Z2 乙 1.633 31 51 5) 幾何尺寸計算 A) 計算分度圓直徑 d1 乙m 31 2.25 69.75mm d2 Z2m 51 2.25 114.75 mm B) 計算中心距 a a d2 /2 69.75 114.75 /2 92.25 C) 計算齒輪寬度 b d d1 0.7 69.75 48.825 圓整:B2 49, B1 54 5 D)驗算 R 紐 4.

37、 2 倒檔減速齒輪 1.23 10 352.7 100,合適 d1 69.75 取倒檔小齒輪與惰輪的減速比1倒1 1.3 取倒檔惰輪與大齒輪的減速比I倒2 1.28 1)計算各齒輪參數(shù) 由于結(jié)構(gòu)的原因,倒檔大,小齒輪要有一定的間隙。故取倒檔小齒 輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)與前進檔小齒輪相同。 令 d1 69.75mm,Z! 31呂 54mm, m 2.25,則 d中 d 1 i 倒 1 69.75 1.3 90mm Z中 Zii 倒1 31 1.3 40, B中 B1 5 49mm, d2 d 中i 倒2 90 1.28 117mm Z2 Z中i倒2 40 1.

38、28 52, B2 B 中 49mm 2)驗算 按齒面彎曲疲勞強度校核公式 2KTYf Ys 3 2 dm Z1 確定式中各值 K值 kf 1 1.18 KV1 10.8 K1 2.771 Kf Kf 中 1.20 Kv Kv中 10.8 Kf Kfz 中 2.794 K F 2 1.21 Kv2 10.8 K2 2.798 Ka 1.75 k 1.1 計算T值: T, 1.23 105Nmm 95.5 105 38 5 95.5 10 1.6 105 Nmm 5600/1.8

39、91 1.3 38 2.036 105 Nmm 5600/3.142 YF 1 2.508 Ys1 1.632 Yf中 2.40 Ys中 1.67 YF 2 2.312 Ys 1 1.706 0.7 d 查得 Hlim 1170MPa FE 680 MPa F1 F2 F1 F2 1.18 680 573.1 1.4 K fn fe / S 1.21 680 587.7 1.4 1.2 680 582.9 1.4 2 2.771 1.23 105 3 2 0.7 2.253 402 2.508

40、 1.632 279.8 2 2.794 1.594 2.40 1.67 3 3 0.7 2.25 40 279.8 2 2.798 2.306 105 2.312 3 2 0.7 2.25 51 1706 208.4 F所以安全 2. 4. 3 減速軸距的調(diào)整 考慮到倒檔大小齒輪不能直接接觸,故軸距 更互衛(wèi)93mm 調(diào)整中心距,取a 107mm, 調(diào)整前進檔齒輪,令m 2.25 前進擋小齒輪d1 互 2 107 81.28mm 1 i 1 1.633 前進擋大齒輪 d2 id1 81.28 1.633 132.72mm

41、里空36.12,取乙 36 m 2.25 Z2 生 13272 58.99,取 Z2 59 m 2.25 圓整 d1 2.25 36 81mm d2 2.25 59 132.75mm d1 d- 2 81 132.75 …c a 106.875mm 2 2 b dd1 0.7 81 56.7mm 圓整為 B2 57mm, B1 62mm 驗算:按齒根彎曲疲勞強度計算 2K「Yf Ys F 3 2~ dm乙 274.9MPa 2 2.82 1.23 105 2.52 1.625 3 2 0.7 2.25 36

42、2. 5 軸的設(shè)計計算 2. 5. 1 輸入軸的設(shè)計 1) 選擇軸的材料 選取45號剛,調(diào)質(zhì),HBS=230 2) 初步估算軸的最小直徑 取發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時計算,此時,功率 P 25.12KW n 3200N/min 取 Ao 110 ;p 25 12 d A03 1 1 103 21.86mm V n \ 3200 3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,初定軸徑及軸向尺寸 考慮錐輪的結(jié)構(gòu)要求及軸的剛度,取裝錐輪處軸徑 dmin 30mm,軸的 裝配草圖如圖所示 兩軸承支點間的距離為L1 245mm 4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 A.作出軸的計算簡圖 a)計算壓軸力

43、錐輪的當量摩擦系數(shù) fV f /sin 0.3/sin140 1.24 0 D1 D2 0 0 180 — - 60 155.5 155.5° fV 1.24 廠 3.14 3.36 最大有效拉力 Fea 1000Pea/V 1.25 1.25 38 1000/44.36 1.34KN 由于鋼帶伸縮彈性小,可忽略離心力對預(yù)緊力的影響。故 鋼帶預(yù)緊力 匸1匸efV 1 1 3.36 / 3 e 1 F 0 F ea f 2 efV 1 2 1.34 10 p 718N e 1 徑向壓軸力 Q 2F0 sin /2 2 718 sin 1

44、55.50/2 1403 N b)計算軸的壓緊力 Qmax fvP cos14° 3 cos140 1.56 38 10 Vmin 5600 60 3.14 133.5 0.3 5.1 KN c)計算支反力 將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面,則垂直面沒有力的作用 Ra 245 481 N Rb Q Ra 1403 481 922 N d)作出彎矩圖 3 M RaLa 481 (245 84) 10 77.4 Nm ^^rrffrnnnnnnnfniWrrnTn^ e) 作出扭矩圖,取a=0.6

45、 , aT 0.6 75 45Nm f) 計算彎矩 Mca . M 2 T 2 .. 77.42 452 89.53Nm g)校核軸的強度 按第三強度理論,計算彎曲應(yīng)力 ca ca 對軸的抗彎截面系數(shù)W采用近似算法 W 0.1d3 0.1 0.0303 2.7 10 ca M ca 89邑 106 2.7 33.2MPa 所以安全 2. 5. 2 中間軸的設(shè)計計算 1)選擇軸的材料 選取45號鋼,調(diào)質(zhì),HBS=230 2)初步估算軸的最小直徑 功率 P 25.12KW 轉(zhuǎn)速 n 3200/1.892 1691N/min 取 A0 110

46、 P 25.12 d A)3— 1103 27.1mm * n1 \ 1691 3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,初定軸徑及軸向尺寸 考慮錐輪的機構(gòu)要求及軸的剛度,以及通用性要求取裝錐輪處軸徑 dmin 30mm 軸的裝配草圖如圖所示 4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 A.做出軸的計算簡圖 a)計算徑向力 作用在中間軸上的壓軸力,大小與作用在輸入軸上的壓軸力相同,方 向相反。 即徑向壓軸力Q 1403N 中間軸上減速齒輪產(chǎn)生的徑向力 減速齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T P 38 38 123.0Nm n 2 5600 3.14 1.891 60 產(chǎn)生的徑向力, Fi 2Ti

47、 di 2 123?° 3 3527 N 69.75 10 Fr htg 3527 tg200 1283.7N Fn F1 / cos 3527/cos2O0 3753.4N Fr 223 223 水Ylfi唱力好忻圖 F1 /223 223 53.5 3527 / 223 169.5 268 N b)計算支反力 將輸入軸與中間軸形成的平面定為水平面 H,垂直面V垂直與水平面H。 R2H Q/189 189 122 1403/189 67 497 N 1283 7 53.5 223 53.5 975.7N 223 R3V Fr R1V

48、1283.7 975.7 308 N 受力分折IB c )作出彎矩圖 M1 R3HL1 2681 53.5 10 3 134.4Nm H而 d )作出扭矩圖 取 0.6, T 0.6 123.0 73.8Nm aT e )計算彎矩 | 2 2 | 2 2 Mca1 Mi T . 60.62 73.82 95.5Nm f )校核軸的強度 按第三強度計算理論,計算彎曲應(yīng)力 ca ca 對軸的抗彎截面系數(shù) W采用近似算法,W 0.1d3 0.1 0.0303 2.7 10 ca M ca 162 1。6 W 2.7

49、 60MPa 所以安全 其它軸尺寸見零件圖,他們受力小于前面兩軸,故安全 2. 6軸承的設(shè)計計算 主動軸上軸承的設(shè)計計算。計算壽命,本著 CVT變速器五年壽命,按 每天工作八小時,每年300天工作日 則軸承計算壽命Lh 8 300 5 12000小時 主動軸承采用兩對軸承,內(nèi)側(cè)選用46406型角接觸軸承。夕卜測選用7206 型圓錐滾子軸承。通過不同的尺寸公差保證角接觸球軸承主要承受徑向力, 圓錐滾子軸承承受軸向力。 1.對角接觸軸承,派生軸向力S 0.68R S, 0.68R1 0.68 841 572N S2 0.68R2 0.68 922 627N 所以軸向力A

50、2 S2 627N A, Fa S2 627N 對軸承2,當量動載荷P fp XR YA 取 fp 1.2, f1 1.00,A/R 627/922 0.68 e,取 X=1,Y=0 P 1.2 1 922 0 627 1106N 70K n P3, 60nLh 1106 60 5600 12000 £ . 106 1.00 ; 106 校驗合格 2.對圓錐滾子軸承,由于只承受軸向力, P fpA 1.2 5.1 6.1KN 要求軸承的工作壽命為一年,Lh 8 300 2400小時 C 仝豐F 竺36 5600 2400 173Kn f^ 106 1.00

51、, 106 采用車用特制軸承,采用特制加工工藝,可以達到使用標準 其它軸承計算忽略。 2. 7錐輪處的鍵的設(shè)計計算 主要失效形式是工作面壓潰 選用8 36 按聯(lián)接強度校核 3 2T 10 kid 最大轉(zhuǎn)矩時,T 75,接觸高度K 0.5h 0.5 7 3.5mm 鍵的工作長度I 36mm,軸的直徑d 30mm 3 2T 10 kld 3 39.7MPa 2 75 10 3.5 36 30 校驗安全。 其它鍵參數(shù)見裝配圖,檢驗略 3. 變速器的調(diào)控分析 3. 1 CVT的一般調(diào)控理論 對于車用的發(fā)動機,在任一給定油門開度 下總有一個最佳轉(zhuǎn)速nd

52、, 是得對應(yīng)的發(fā)動機輸出功率Pd為最大或?qū)?yīng)的油耗率gd為最低。將不同油 門開度下發(fā)動機特性(如速度特性)的最大功率點或最低油耗率點連成曲 線,便得到最佳發(fā)動機曲線D或最佳經(jīng)濟曲線E,如下圖a所示。這兩條曲 線也容易轉(zhuǎn)化成如圖b所示的nd— a曲線。E, D兩條曲線及其所包圍的區(qū) 域是CVT調(diào)速控制的重要依據(jù)。 口 7皿 ffi 2發(fā)動機的哥佳持性曲線 E―姿擠線 D—動力復(fù) 隨著工況(油門開度,工作負荷)CVT須適當調(diào)整變速傳動比從而改變 整個傳動系的傳動比,使車速發(fā)生相應(yīng)的變化,以保證發(fā)動機轉(zhuǎn)速 ne和功 率Pe正好是最佳工作線E或D上的某個確定值nd和Pd,即保證在最

53、佳工 況下工作。根據(jù)CVT調(diào)控的一般理論(又稱“等轉(zhuǎn)速穩(wěn)態(tài)調(diào)節(jié)理論),其傳 動比i的變化按下述方法確定。 為敘述方便,設(shè)離合器完全結(jié)合不打滑,CVT初級軸與發(fā)動機軸可視為 剛性聯(lián)接,則傳動比i與發(fā)動機轉(zhuǎn)速ne r / min及車速V km/h有如下關(guān)系 i 0.377Rrne/ioV Ane/V 式中R——驅(qū)動輪波動半徑 m可視為常數(shù) io ――整個驅(qū)動鏈除CVT以外的固定傳動比,為常數(shù) A ——0.377Rr/io 于是,使ne nd的理想或目標傳動比可表為 id 0.377Rrnd/ioV An d/V ( 2) 在行車中克通過傳感器測得ne, V,從而確定當前實際傳動比

54、i同時 根據(jù)存入微機ROM中的圖b及測得的a確定nd及id。若ne>nd, i >id , 則發(fā)出并執(zhí)行減小傳動比的指令;反之則發(fā)出執(zhí)行增大傳動比的指令, 直 至ne=nd, i=id。這樣形成了一個閉環(huán)調(diào)控的基本邏輯。 然而,上述調(diào)控理論或邏輯至少有如下不足之處:首先,它只指出 了傳動比調(diào)節(jié)變化的方向,沒有指出變化的量或速率應(yīng)該遵循什么規(guī)律; 其次,它只從系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)功率平衡來考慮問題,對于常處于過渡平衡狀 態(tài)中的實際車輛,往往會引起某種“誤操作”,造成整車性能的惡化;此 外,這種調(diào)控顯然屬于滯后被動跟隨式的,必須等到實際與理想工作參 數(shù)有了偏差后(ne不等于nd, i不等于id )才進行干

55、預(yù),難以實現(xiàn)最佳 調(diào)控。 人們曾提出了一些半經(jīng)驗的調(diào)控規(guī)律,試圖改善上述不足之處。例 如有人用以下公式來確定傳動比調(diào)控的方向和調(diào)速率 di/d k1 id i k2did/dt (3) 式中k1,k2――待定的非常系數(shù) 顯然對不同的車輛和發(fā)動機,都要經(jīng)過大量的實驗才能將其確定, 故此法至少實用性方面受到了較大的限制。有鑒于此,尋找一種更合理 適用的CVT調(diào)控理論或邏輯就十分有必要了。 3.2 CVT最佳調(diào)控邏輯 3.2.1 過渡狀態(tài)可得 根據(jù)【7】,對理想調(diào)速可得,式(2)微分 did 0.377RV dnd nd dV A dnd id dV (4) dt i0V dt V

56、 dt V dt A dt 這是一個重要的公式,其物理意義可以理解為:若在當前過渡(瞬 態(tài))平衡狀態(tài)下正好有ne nd,i id ,則當任一原因引起車速V,加速度 及理想發(fā)動機轉(zhuǎn)速nd發(fā)生變化時(如加、減速過程,油門變化,路況 及載荷變化等),CVT必須使發(fā)動機按上式確定的調(diào)速率調(diào)節(jié)傳動比,才 能使發(fā)動機始終保持在最佳特性曲線 E或D下工作,恒有i id和pe pd獲 得與整車特性的最佳匹配。 式中第一項反應(yīng)油門開度 變化對調(diào)速率的影響,若 cosst,則 必然有dnd/dt 0。dnd/dt可由兩次采樣所計算的nd之差與采樣時間間 隔之比來確定;也可按dn d/dt dn

57、d /d d /dt來計算,其中dnd/d 存 放在ROM中的圖2b曲線斜率,d /dt則可通過傳感器測得的 微分獲 得。式中第二項代表驅(qū)動功率與阻力功率不平衡程度的貢獻,若兩者平 衡則加速度a dV/dt 0。分析該項(設(shè) cosst,dnd/dt 0)可知, 在低速起步階段因車輛 V較小而id和dV/dt較大,可獲得較大的調(diào)速率, 使V迅速上升;對于以高速行駛的車輛情況正好相反。這正是一種所期 望的調(diào)速特性。式中的V和 可用速度傳感器和微分電路測得,nd和id則 可根據(jù) 及V通過圖b確定。 不過,式(4)還不能直接用來確定 CVT的調(diào)速方向和調(diào)速率,因為 它無法處理f不等于

58、ne不等于nd的情況,而任一不定因數(shù)的影響都可能 導致這種情況的發(fā)生 322 穩(wěn)態(tài)下有轉(zhuǎn)速偏差是的調(diào)速率 設(shè)在某油門開度 和傳動比i下,驅(qū)動功率R tPe (其中t是傳動 系機械小效率,按常數(shù)處理)和阻力功率 Pz在某點e達到了穩(wěn)態(tài)平衡, 車速V,如下圖所示: :* 呂 V. T ■ 傳瑞比灣節(jié)遊程示JKAB 然而,平衡工作點e并為與理想的目標工作點重合,即i不等于id, ne不等于nd。顯然此時需要增大傳動比使驅(qū)動功率曲線 R向左“平移” 到Pw曲線位置上(注:在對數(shù)坐標中才真正意義上的平移,而在自然坐 標中,對應(yīng)不同傳動比的各 R曲線最大,最小值應(yīng)盡量一樣,但曲線斜

59、 率和覆蓋的速度域?qū)挾葏s有所不同,稱“平移”只是為了形象和方便) , 從而使d d0,e d,i id, ne nd,達到理想工作狀態(tài)。 現(xiàn)在的問題是,如何確定這種調(diào)節(jié)過程中的適當調(diào)速率?為此做如 下合乎情理的假設(shè):1)發(fā)動機轉(zhuǎn)速偏差 n nd ne的范圍不大;2)在 此范圍內(nèi)可以認為使d dO和使e d完全等效。 有上圖可知,要使e d,應(yīng)該增大傳動比i來獲得一個附加的驅(qū)動 功率增量 P Ptd Pte。這相當于在始終保持ne ne cosst條件下,不 斷減小傳動比,把以d為工作點的Pt曲線向右“平移”到Pn與假象阻力 功率Px在di點平衡這一過程中的逆過程。這個向右“平移”過程的

60、調(diào)速 率,類似于式(4)的第二項,表為: 叫A卑業(yè) dt Vd dt A%d Vd 式中ad dVd / dt 3600 P/ mVd是使調(diào)速過程中心保持不變所應(yīng)產(chǎn) 生的加速度: 轉(zhuǎn)動質(zhì)量轉(zhuǎn)換常數(shù) m 整車質(zhì)量,kg 于是其逆過程的調(diào)速率表為: di did A nd 3600 A rid P dt dt V mVd3 顯然,隨著e d d0, P,ad及di/dt都將不斷減少,直到d , d0, e三點重合,此時di/dt 0 出于事實上在每個瞬時的 Pt曲線上都有i Ane/V And/Vd,即 Vd And/i Vnd/ne,故可從上式中消去

61、 Vd,得 d dt 3 3600 i 2 mA nd ?3 C P nd 式中 C 3600 / mA2 P Pd Pte t Pd Pe 它可根據(jù)已存入微機ROM中類似于圖a的發(fā)動機速度特性Pe ne曲線, 按取樣及計算得到的ne, nd來確定。不過,該P的定義只適用于Pe ne曲 線單調(diào)上升的那一段。對于工作實際轉(zhuǎn)速ne大于曲線上的最大功率點轉(zhuǎn)速 nmax的特殊情況,則應(yīng)先取 P t Pe Pmax強行減小傳動比;待工作點回 到Pe單調(diào)上升的主段后,再按前述定義的 Pe調(diào)控。 4. 總結(jié) 總的來說,這次設(shè)計是成功的,可以代替原有的變速器,達到了設(shè)計 的目的。

62、但由于經(jīng)驗,時間等方面的原因,還存在著問題與不足。主要表 現(xiàn)在以下幾點: 1) 金屬帶摩擦副的磨損問題 在以前的試驗中,得到鋼對鋼的摩擦副在工作中的耐磨損性能不好, 雖然這次設(shè)計改選用陶瓷合金材料,理論上滿足了工作要求,但實際情況 仍需檢驗。同時由于對摩擦副工作情況的研究還不是很深入,關(guān)于摩擦, 磨損的機理了解的不夠,也限制了金屬帶式 CVT的設(shè)計。隨著我國材料工 業(yè)的發(fā)展和對金屬摩擦副的深入研究,選用新型的耐摩擦材料副,設(shè)計更 加合理的結(jié)構(gòu)參數(shù),這個問題是可以解決的。 2) CVT零件結(jié)構(gòu)尺寸,材料的選擇 由于參考資料的缺陷,我們只能采用機械設(shè)計的參考標準(參考《機 械設(shè)計》)來確定

63、CVT各零件的結(jié)構(gòu)和尺寸。但汽車設(shè)計標準與一般機械設(shè) 計存在著一定的差別,使得我們在這次設(shè)計中,選用安全標準偏高,材料 不夠優(yōu)良,直接導致CVT結(jié)構(gòu)尺寸偏大,質(zhì)量增重。可以相信,采用汽車 設(shè)計的標準,可以使這種 CVT結(jié)構(gòu)更加的短小緊湊,從而在整車設(shè)計,拆 卸安裝時,給設(shè)計者,修理使用者更大的方便。 5. 致謝 本篇論文是在我的導師程文泉老師悉心指導下完成的,他對這篇論文 的寫作提出了許多寶貴的意見,并在研究方法上給予了許多指導。程老師 研究問題的方法、廣闊的學術(shù)、視野和對研究工作的執(zhí)著態(tài)度讓我在學習 和做人方面受益匪淺。因此我要首先感謝我的導師程文泉老師。同時感謝 在本論文寫作過程中本文

64、其他不少的老師和同學的關(guān)心及幫助,在這幾年 的學習和生活中,班上的同學、授課老師及輔導員老師給了我許多生活和 學習上的幫助,并一同度過了許多美好的時光,真心感謝他們! 6. 參考文獻 [1] 阮忠唐 機械無級變速器設(shè)計與選用指南.北京:化學工業(yè)出版社, 1999, 9.140~197 [2] 李偉 圖解汽車自動變速器、無級變速器構(gòu)造與檢修 .北京:機械 工業(yè)出版社,2011,2.106~168 [3] 王吉會 材料力學性能.天津:天津大學出版社,2006, 9.80~130 [4] 張建中 周家澤 機械設(shè)計基礎(chǔ).北京:機械設(shè)計基礎(chǔ),2007, 8.169~360 ⑸于慧力潘承怡向敬忠馮新敏編著機械零部件設(shè)計禁忌.北京: 機械工業(yè)出版社,2006,10.80~145。

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