第37卷第2期2010年4月
拖拉机与农用运输车
Tractor&FarmTransporter
V01.37No.2Apr..2010
一种新型无级变速器的原理与分析
马忠驰,张光德,刘
旺,吴双凌
(武汉科技大学汽车与交通工程学院,武汉430081)
摘要:与传统带式无级变速器(CVT)相比,剖分变径式无级变速器改变了传动带工作直径变化的方式,减小了作用在传动带侧面的挤压力。从而减小了由此产生的传动带过大磨损等问题;给出了新型CVT机构参数设计公式,并对其传动能力及包角变化进行了分析,为剖分变径式无级变速嚣的开发奠定基础。
关键词:无级变速器:剖分式;V型带;传动机构中圈分类号:THl32.46
文献标识码:A
文章编号:1006—0006(2010)02—0023—02
PrincipleandAnalysisof
(College
ofAutomobileandTraffic
a
NewTypeCVT
Technology,Wuhan430081,China)
MAZhong—chi,ZHANGGuang—de,LIUWang,WUShuang—ling
Engineefing,Wuhan
UniversityofScienceand
Abstract:ComparedwiththetraditionalV—beltCVT,thesplitandvariable—radiusCVTchangesthevaryingmethodof
thetransmissionbelt’sworkingdiameters,eliminatesthepressingforcethe
wear
acting
on
thesideoftransmissionconcluded,andits
new
belt,and
hereby,capacity
isreduced.Furthermore,someformulasofthe
inworking
new
CVTorgandesign
are
transmission
andchanges
angle
are
analyzed,which
CanlaythefoundationforimprovingthetypeCVT.
Keywords:CVT;Split;V.belt;Transmissiongear
随着工业的发展和生产工艺流程机械化、自动化程度的提高,机械无级变速传动装置作为一类重要的机械传动部件,在国内外应用日益广泛,特别在生产流水线、变速机械中,甚至在轿车的变速传动系统中也采用了机械无级变速器。而带式无级变速器由于其结构简单、制造容易、工作平稳、能吸收振动、易损件少、带的更换方便等优点,已成为机械无级变速器中广泛应用的一种…。
1
轮都由带有斜面的半个带轮而组成一体,其中一个半轮是固定的,另一个半轮是可以通过液压伺服油缸来控制其移动。半轮间的轴向相对位移町以通过控制机构来改变;两个带轮轴间的距岗是固定的,传动带的周长足固定不变的,通过控制两活动盘的轴向位移,使主动轮和被动轮半径的相应连续变化,从而实现了无级变速Iz
J。
传统带式无级变速器被广泛应用,在工业上具有大规模的经济效益。但是传动带在变速过程中由于挤压产生很大的摩擦力,造成带较快磨损,使其寿命降低。另外。带轮变径使传动带径向位置变化的同时,还使其有轴向变化,这进一步恶化了传动的稳定性,缩短了传动带寿命。
传统带式无级变速器结构及其工作原理
无级变速器的变速原理很简单,但也很巧妙。如图1所示,传统
带式CVT主要包括主动轮组、从动轮组、传动带和液压泵(调速控制装置)等基本部件。变速器的主、被动工作轮的固定和可动两部分形成V形槽,与传动带啮合。当主、被动工作轮可动部分作轴向移动时,改变了传动带的回转半径,从Ifii改变传动比。可动轮的轴向移动是根据使用要求,通过控制系统可进行连续调节,以实现无级变速传动。变速部分由主动带轮、V型传动带和被动带轮所组成。每个带
2剖分变径式无级变速器原理与结构图
在带式无级变速器中。若要实现变速即输出转速变化,必须改变其传动比,而传动比的改变需要通过改变带轮工作直径来实现。改变V型传动带工作直径变化的方式,除了改变两个锥型带轮之间的轴向位置外,还可以利用分体式带轮的分体问径向移动来实现。基于这种考虑,本文提出新型剖分变径式无级变速器的设计研究。
如图2所示,剖分变径式CVT的主、从动轮组均由分体带轮1、轴向可移动锥体2、固定的径向导向盘4组成。分体带轮底部嵌入带有T型槽的锥体中,并通过销与径向导向盘连接。当要增大传动比时,调速机构带动主动轮组的锥体轴向移动,锥体通过T型槽推动主动带轮分体沿导向盘径向收缩。同时,从动轮组的锥体反向移动,推动从动带轮分体沿导向盘径向膨胀,从而改变主、从动带轮分体与传动带啮合的工作直径比,如此实现在一定范围内连续无级调速的
1.从动轮油缸2.从动轮町动盘3.传动带4.输入轴5.主动轴固定盘
6.主动轮油缸7.主动轮I可动盘8.从动轮固定盘9.输iI;轴
圈1传统带式cvr的结构与原理图
Fig.1
ConstructionDrawingofTraditionalV・beltCVT
目的。
3传动机构参数设计
虽然在变速过程中,分体带轮由于间距的存在,带在间距上是变
收稿R期:2009-04-21
基金项目:湖北省自然科学基金(2005ABA017),武汉科技大学校重点科研基金项目(2004xzil)
拖拉机与农用运输车第2期2010年4月
曲率的。但是在适当变速范围内。分体间距带来的曲率变化对带长计算的影响很小,所以可采用传统带传动机构参数设计方法进行计算。
值r51。由此可得新型CVT有效圆周力的计算公式为
只-2Rc;音
下面分析变速过程中,剖分变径式CVT主动轮实际包角及包角系数的变化情况及其对机构参数设计的影响。
在圆上,圆心角之比等于其所对应的弧长之比。当主动轮直径为dI-dmi。+Ad时,整个圆周上分体所对应圆心角与整个圆周的比
汕1
值约为dmi./dl。贝lJ包角范围内分体的包角系数可平均为女=竿=
』
瓦:d—ra蕊in
1.分体带轮2.锥体3,输入轴4.径向导向盘5.传动带6.箱体7.输}J;轴8.调速控制装置
田2剖分变径式无级变速器结构图
Fig.2ConstructionDrawingof
SplitandVanable・radiusCVT
,显然包角系数与直径成反比,随带轮直径的增大而减小。
带传动机构的尺寸设计基本关系为(参见图3)
L;2n+孚(d,+d2)+丝掣
直径f3‘41。
(1)
a传统带轮围4
式中,o为带轮中心距;工为传动带长;而为主动轮直径;如为从动轮
.奸‘赳.
@
b剖分式统带轮
on
CVT有效圆周力与包角计算模型
CVT
Fig.4CalculationModelofSwappingAngleandPedpheralForce
主动轮包角变化对机构参数的影响可从带轮直径的两个极限情
≯.
况进行讨论。
当传动比最大时,dI=dl。in,如=d2一,主动轮直径最小,带轮
分体间距为零。☆=I,包角计算与常规带轮相同,即
/‘
图3传动机构参数
a=百一半≥纽31r一一;一
n2
F幻.3
ParameterofTransmissionMechanism
当传动比最小时,dl=dI一,如=如。in'主动轮直径最大,带轮分体间距最大,包角系数☆=d。。/dl一,主动带轮实际包角为
主动轮最小直径d-。m和从动轮最小直径d2。可由结构设计和
选取的带型确定,根据设计要求确定传动比变化范围i嘶一i一。
因i=d2/dl,代入式(1)有
L:2口+下,rrdl(i+1)+掣
口’=k=(霄+虹孚k.dl一=in
令a’≥簪有
(2)
把dtmiⅡ。i一和dl一=d2mjlI/imin,i山分别代人式(2),有
£咄+争ci一川+韭掣㈥
(订+毕)笔一
。≤麓尝鑫鲁
£=2。+w2di2。。mln(imiu+1)+空i掣(4)
联立式(3)、式(4),可得中心距为
dl。。一d2。i。
≥警订
㈩
当dl~/dl“≤1.5时,2dl一一3dI血in≤0,式(7)显然成立
当dl。。/dl。in>1.5时,有
。2丽=匾=i了i:::_i=焉乏=瓦习
.一(dI
mjnim“imi。一dI
mi。i血.。)2一(如mi。一d2。…i
in)2
㈩
(5)
由上述分析显然可知,由于传动原理的特殊性,在新犁CVT机构参数设计过程中。还庖考虑带轮包角变化带来的影响,即带轮直径和中心距的取值还应满足式(7)、式(8)的要求。
然后把n,dl。。和i一代入式(3),即可得到带长工。4传动性能分析
对于传统带式传动,有效圆周力计算公式为(参见图4a)
5结论
(6)
与传统带式无级变速器相比,新型剖分变径式无级变速器利用分体式带轮的分体间径向移动来实现V型传动带工作直径的变化,从『fii减小了变速过程中带轮对传动带的侧向挤压力,减少了传动带的磨损。延长了带的使用寿命。
凡_2,0矧
为保证传动带的传动能力,要求主动轮包角满足口≥1200。
式中,ro为初张力;p为当量摩擦系数;口为包角。且。:1『±生鱼。
对新型剖分变径式CVT,在其实现无级变速,带轮直径由小到大的过程中,分体之问的间距由零逐渐变大。由于问呈巨的存在,带与带轮的接触是分段的,显然式(6)已不再适用于该CVT有效圆周力的计算。
如图4,对比两种CVT计算模型,显然发现式(6)受到限制的原因是带轮包角的变化。为此可设带轮实际包角a’=妇,其中I为分体的包角系数,是在包角范围内所有分体对应的圆心角与包角的比
本文从原理上对剖分变径式无级变速器的结构参数进行了分析,进一步完善r剖分变径式CVT的设计理论,为剖分变径式无级变速器的开发提供了理论依据。
参考文献:
[1]阮忠唐.机械无级变速器设计与选用指南[M].北京:化学工业出版社,
19∞.
(下转第27页)
李仲兴等:基于ADAMS的轻型越野车操纵稳定性的仿真与试验
表2蛇行试验与仿真结果对比
Tab.2
SimulationandTestResuItsofFish-hook
Simulation瑚
实乍试验
10.9252.083
横摆角速度峰值r与平均转向盘转角峰值0,并根据汽车操纵稳定性指标限值与评价方法进行评价分析[6。。对蛇形仿真试验进行评价分析,其计分结果如表3所示。
表3蛇形仿真试验评价
Tab.3Evaluationof
测最的参数
横撄角速度r/[(。)・s-1]侧倾角枷7(。)
仍真试验
10.026I.608
堡塑幽姿壅!Z!.竺:!::2
3稳态回转仿真分析
1:!竺!:i竺
Fish・hook
SimulationTest
根据汽车操纵稳定性试验方法——稳态回转试验国家标准。在
ADAMS/Car中对整车虚拟样机模型进行稳态回转性能试验【5
J。
4.2稳态回转仿真试验评价
根据稳态回转仿真结果计算出中性转向点的侧向加速度值n。、
图12为稳态回转转弯半径比与侧向加速度的曲线。转弯半径比R./%可以用于表征汽车的稳态响应。在稳态回转试验中(Ri/Ro)>1.0并且半径比值随着侧向加速度的增加逐渐增大,说明该车有较明显的不足转向特性。但是当侧向加速度达到大约4.18时该车转弯半径
m/s2
不足转向度u以及车厢侧倾度瓯,并根据汽车操纵稳定性指标限值
与评价方法进行评价分析15J,评价计分结果如表4所示。
表4稳态回转仿真试验评价
翌!:!呈翌坐型堕!!!曼!!!!Y曼垒!!里!塑!!塑Q璺!巴!!型121旦壁
评价指标
仿真值
m/s2
计分
61.8
项目计分
蚕;
口。4.180U
鎏i
侧向加速度/(m・sb
图12转弯半径比与侧向加速度曲线
Fig.12
TumingRadiusRatio-lateralAccelerationCurve
0.9470/fm./s2)84.7
70.43
1生!:!!::l型!:2竺:!
蛇行试验在相当程度上表现出汽车转向运动的综合性能;稳态回转试验具有“否决权”,而中性转向点侧向加速度值是具有“否决权”的指标。表3、表4显示的评价结果说明该车的操纵稳定性能有待进一步的提高。
图13为前后轮侧偏角之差与侧向加速度的关系曲线,在侧向加速度逐渐增加的条件下前后轮侧偏角差值为正值,并且差值随侧向加速度的增加逐渐变大,即此时该车表现为明显的不足转向特性。在侧向加速度达到约4.2m/s2时,差值达到最大,但随后逐渐减小。
5结论
1)利用ADAMS建立了某样车虚拟样机模型,在ADAMS提供的虚拟环境下进行了蛇行试验仿真。与蛇形试验的道路试验结果对比分析,得到比较正确的样车模型。
2)在模型正确建立的基础上,对整车进行稳态回转的仿真并对其进行了评价,反应样车的稳态回转性能不是很理想。
3)根据蛇行试验和稳态回转试验的仿真与试验结果的评价说明,该车在操纵稳定性方面有待改善。
侧向加速度/(m・s。1
圈13前后侧偏角差值与侧向加速度的曲线
Fig.13Differenceof
SideslipAngles—lateralAccelerationCurve
4)虚拟样机的正确建立为进一步研究整车性能及对样车进行性能优化打下了基础。
图14为车身侧倾角与侧向加速度的关系曲线,侧倾角随着侧向加速度的增加旱现逐渐增加的趋势。侧倾角是操纵稳定性一个重要的评价指标。侧倾角过大会造成驾驶不稳定,如果侧倾角过小,也就是悬架的侧倾角刚度过大,汽车一侧车轮遇到l几1面或者凹坑时路面对车厢的冲击就会比较强烈,平顺性比较差。
参考文献:
[1]余志牛.汽车理论[M].北京:机械T业fl;版社,2001.
[2】郭正康.汽车整车转动惯量的计算与选取[J].汽车研究与开发。1993,
1(6):42—44.
[3]AI,R.A.B.e.Developmentin
tel"Estimationand
VehicleCenterofGravityandInertialParmne-
950356.
Measurement[J].SAE。Transaction
[4]
一§瘿肇挈姗卅
GB/T
6323.1.1994,汽车操纵稳定性试验方法——蛇行试验[s].
[5]GB/T6323.6-1994,汽乍操纵稳定性试验方法——稳态回转试验[s].[6]Qc/T480-1999,汽车操纵稳定性限制与评价方法[s].
倒向加速度/(m・囝
图14车身侧倾角与侧向加速度曲线
(编辑郭聚臣)
Fig.14RollAngleofBody-lateralAccelerationCurve
4操纵稳定性的性能评价结果
4.1蛇形仿真试验评价
根据蛇形仿真数据分别计算出在基准车速(50km/h)下的平均
作者简介:李f/t#("(1963一),男,教授,主要从事汽车动态性能及安全性能研究;张瑜(1984一),女,江苏南通人,硕十研究生,主要从事车辆动力学研究5石柬良(1974一)。男。
{!矫{场出尔出乖幽辞翰过钸她帘勘带嫩希出乖出帮场斛锯趟镅过珠出乖出窑出察出看池乖出乖出乖蝌乖幽带场过绵她帘出乖出科物举场过绦峭乖出乖出乖出科物带‰姓徕勘带场。出尔
(上接第24页)
[2]罗善明.带传动理论与新型带传动[M].北京:国防工业出版社,2006.[3]杨翔宇,谢明,廖林清.带式无级变速器速比及其机构设计研究【J】.中
作者简介:马忠驰(1985一),男,河南南阳人,硕士研究生,研究方向为汽车设
国机械工程,2007(10):1(4]MACH/DA
donDrive
H,ITOH
147一i200.
[5]从培林,葛宰林,郑顺利。等.分体式V带传动无级变速器的有效圆周力
计算[J]・机械工程与自动化’2007(5):77~79.
(编辑郭聚臣)
计与结构分析。
HigIl
PowerTrae—
H,IMANISHIT.DesignPrincipleof
System
通讯作者:张光德(1964一),男,湖北安陆人,教授,博士。研究方向为汽车节能与排放控制。
CVT[J].DriveTechnique,2001(2):23—31.
一种新型无级变速器的原理与分析
作者:作者单位:刊名:英文刊名:年,卷(期):被引用次数:
马忠驰, 张光德, 刘旺, 吴双凌, MA Zhong-chi, ZHANG Guang-de, LIU Wang, WU Shuang-ling
武汉科技大学,汽车与交通工程学院,武汉,430081拖拉机与农用运输车
TRACTOR & FARM TRANSPORTER2010,37(2)0次
参考文献(5条)
1. 阮忠唐 机械无级变速器设计与选用指南 19992. 罗善明 带传动理论与新型带传动 2006
3. 杨翔宇. 谢明. 廖林清 带式无级变速器速比及其机构设计研究 2007(10)
4. MACHIDA H. ITOH H. IMANISHI T Design Principle of High Power Traction Drive CVT 2001(2)5. 从培林. 葛宰林. 郑顺利 分体式V带传动无级变速器的有效圆周力计算 2007(5)
相似文献(1条)
1.学位论文 马忠驰 部分变径式无级变速器的开发与结构强度有限元分析 2009
无级变速传动是传动领域所追求的理想目标,实用化的无级变速传动也是传动领域的研究热点,机械无级变速是无级变速传动领域最重要的分支,其从原理上具备得天独厚的优势,与普通的机械传动一样,机械无级变速具有恒功率、高效率、可靠性高等优点,因此也是投入研究最多的传动技术。而带式无级变速器由于其结构简单、制造容易、工作平稳、能吸收振动、易损件少、带的更换方便等优点,已成为机械无级变速器中广泛应用的一种,在工业上具有大规模的经济效益。
本文结合汽车无级变速器技术研究,通过调研分析及资料查新,进行了新型剖分变径式无级变速技术研究课题。剖分变径式无级传动采用分体式带轮结构,利用带轮分体的径向膨胀与收缩,来改变带轮整体工作直径,从而实现连续无级变速的目的。与传统带式无级变速器相比,剖分变径式无级变速器大大减小了带轮对传动带的侧向挤压力,减少了传动带的磨损,从而,延长了带的使用寿命。
本文主要对两级传动剖分变径式无级变速器进行了原理介绍、运动分析、结构设计与力学强度分析等。研究过程中,介绍了介绍了两级传动剖分变径式无级变速器的原理及总体构造方案,对剖分式带轮传动进行运动特性分析;结合两级传动剖分变径式无级变速器结构与设计参数的要求,对CVT的主要工作参数及结构参数进行了分析计算,完成了各个主要零件的结构尺寸设计;运用Pro/E软件,建立了剖分变径式无级变速器各主要零件的三维模型,并从底层逐步向上装配,生成了变速器的三维整体装配图,以检验各零件间的连接和干涉问题;分析了剖分变径式无级变速器的主要动力传递过程,并运用ANSYS有限元分析软件,对主要传动零部件进行了结构强度分析。本文研究达到了预期的目标,为剖分变径式无级变速器的进一步开发研究奠定了基础。
本文链接:http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_tljynyysc201002009.aspx
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下载时间:2010年12月29日
第37卷第2期2010年4月
拖拉机与农用运输车
Tractor&FarmTransporter
V01.37No.2Apr..2010
一种新型无级变速器的原理与分析
马忠驰,张光德,刘
旺,吴双凌
(武汉科技大学汽车与交通工程学院,武汉430081)
摘要:与传统带式无级变速器(CVT)相比,剖分变径式无级变速器改变了传动带工作直径变化的方式,减小了作用在传动带侧面的挤压力。从而减小了由此产生的传动带过大磨损等问题;给出了新型CVT机构参数设计公式,并对其传动能力及包角变化进行了分析,为剖分变径式无级变速嚣的开发奠定基础。
关键词:无级变速器:剖分式;V型带;传动机构中圈分类号:THl32.46
文献标识码:A
文章编号:1006—0006(2010)02—0023—02
PrincipleandAnalysisof
(College
ofAutomobileandTraffic
a
NewTypeCVT
Technology,Wuhan430081,China)
MAZhong—chi,ZHANGGuang—de,LIUWang,WUShuang—ling
Engineefing,Wuhan
UniversityofScienceand
Abstract:ComparedwiththetraditionalV—beltCVT,thesplitandvariable—radiusCVTchangesthevaryingmethodof
thetransmissionbelt’sworkingdiameters,eliminatesthepressingforcethe
wear
acting
on
thesideoftransmissionconcluded,andits
new
belt,and
hereby,capacity
isreduced.Furthermore,someformulasofthe
inworking
new
CVTorgandesign
are
transmission
andchanges
angle
are
analyzed,which
CanlaythefoundationforimprovingthetypeCVT.
Keywords:CVT;Split;V.belt;Transmissiongear
随着工业的发展和生产工艺流程机械化、自动化程度的提高,机械无级变速传动装置作为一类重要的机械传动部件,在国内外应用日益广泛,特别在生产流水线、变速机械中,甚至在轿车的变速传动系统中也采用了机械无级变速器。而带式无级变速器由于其结构简单、制造容易、工作平稳、能吸收振动、易损件少、带的更换方便等优点,已成为机械无级变速器中广泛应用的一种…。
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轮都由带有斜面的半个带轮而组成一体,其中一个半轮是固定的,另一个半轮是可以通过液压伺服油缸来控制其移动。半轮间的轴向相对位移町以通过控制机构来改变;两个带轮轴间的距岗是固定的,传动带的周长足固定不变的,通过控制两活动盘的轴向位移,使主动轮和被动轮半径的相应连续变化,从而实现了无级变速Iz
J。
传统带式无级变速器被广泛应用,在工业上具有大规模的经济效益。但是传动带在变速过程中由于挤压产生很大的摩擦力,造成带较快磨损,使其寿命降低。另外。带轮变径使传动带径向位置变化的同时,还使其有轴向变化,这进一步恶化了传动的稳定性,缩短了传动带寿命。
传统带式无级变速器结构及其工作原理
无级变速器的变速原理很简单,但也很巧妙。如图1所示,传统
带式CVT主要包括主动轮组、从动轮组、传动带和液压泵(调速控制装置)等基本部件。变速器的主、被动工作轮的固定和可动两部分形成V形槽,与传动带啮合。当主、被动工作轮可动部分作轴向移动时,改变了传动带的回转半径,从Ifii改变传动比。可动轮的轴向移动是根据使用要求,通过控制系统可进行连续调节,以实现无级变速传动。变速部分由主动带轮、V型传动带和被动带轮所组成。每个带
2剖分变径式无级变速器原理与结构图
在带式无级变速器中。若要实现变速即输出转速变化,必须改变其传动比,而传动比的改变需要通过改变带轮工作直径来实现。改变V型传动带工作直径变化的方式,除了改变两个锥型带轮之间的轴向位置外,还可以利用分体式带轮的分体问径向移动来实现。基于这种考虑,本文提出新型剖分变径式无级变速器的设计研究。
如图2所示,剖分变径式CVT的主、从动轮组均由分体带轮1、轴向可移动锥体2、固定的径向导向盘4组成。分体带轮底部嵌入带有T型槽的锥体中,并通过销与径向导向盘连接。当要增大传动比时,调速机构带动主动轮组的锥体轴向移动,锥体通过T型槽推动主动带轮分体沿导向盘径向收缩。同时,从动轮组的锥体反向移动,推动从动带轮分体沿导向盘径向膨胀,从而改变主、从动带轮分体与传动带啮合的工作直径比,如此实现在一定范围内连续无级调速的
1.从动轮油缸2.从动轮町动盘3.传动带4.输入轴5.主动轴固定盘
6.主动轮油缸7.主动轮I可动盘8.从动轮固定盘9.输iI;轴
圈1传统带式cvr的结构与原理图
Fig.1
ConstructionDrawingofTraditionalV・beltCVT
目的。
3传动机构参数设计
虽然在变速过程中,分体带轮由于间距的存在,带在间距上是变
收稿R期:2009-04-21
基金项目:湖北省自然科学基金(2005ABA017),武汉科技大学校重点科研基金项目(2004xzil)
拖拉机与农用运输车第2期2010年4月
曲率的。但是在适当变速范围内。分体间距带来的曲率变化对带长计算的影响很小,所以可采用传统带传动机构参数设计方法进行计算。
值r51。由此可得新型CVT有效圆周力的计算公式为
只-2Rc;音
下面分析变速过程中,剖分变径式CVT主动轮实际包角及包角系数的变化情况及其对机构参数设计的影响。
在圆上,圆心角之比等于其所对应的弧长之比。当主动轮直径为dI-dmi。+Ad时,整个圆周上分体所对应圆心角与整个圆周的比
汕1
值约为dmi./dl。贝lJ包角范围内分体的包角系数可平均为女=竿=
』
瓦:d—ra蕊in
1.分体带轮2.锥体3,输入轴4.径向导向盘5.传动带6.箱体7.输}J;轴8.调速控制装置
田2剖分变径式无级变速器结构图
Fig.2ConstructionDrawingof
SplitandVanable・radiusCVT
,显然包角系数与直径成反比,随带轮直径的增大而减小。
带传动机构的尺寸设计基本关系为(参见图3)
L;2n+孚(d,+d2)+丝掣
直径f3‘41。
(1)
a传统带轮围4
式中,o为带轮中心距;工为传动带长;而为主动轮直径;如为从动轮
.奸‘赳.
@
b剖分式统带轮
on
CVT有效圆周力与包角计算模型
CVT
Fig.4CalculationModelofSwappingAngleandPedpheralForce
主动轮包角变化对机构参数的影响可从带轮直径的两个极限情
≯.
况进行讨论。
当传动比最大时,dI=dl。in,如=d2一,主动轮直径最小,带轮
分体间距为零。☆=I,包角计算与常规带轮相同,即
/‘
图3传动机构参数
a=百一半≥纽31r一一;一
n2
F幻.3
ParameterofTransmissionMechanism
当传动比最小时,dl=dI一,如=如。in'主动轮直径最大,带轮分体间距最大,包角系数☆=d。。/dl一,主动带轮实际包角为
主动轮最小直径d-。m和从动轮最小直径d2。可由结构设计和
选取的带型确定,根据设计要求确定传动比变化范围i嘶一i一。
因i=d2/dl,代入式(1)有
L:2口+下,rrdl(i+1)+掣
口’=k=(霄+虹孚k.dl一=in
令a’≥簪有
(2)
把dtmiⅡ。i一和dl一=d2mjlI/imin,i山分别代人式(2),有
£咄+争ci一川+韭掣㈥
(订+毕)笔一
。≤麓尝鑫鲁
£=2。+w2di2。。mln(imiu+1)+空i掣(4)
联立式(3)、式(4),可得中心距为
dl。。一d2。i。
≥警订
㈩
当dl~/dl“≤1.5时,2dl一一3dI血in≤0,式(7)显然成立
当dl。。/dl。in>1.5时,有
。2丽=匾=i了i:::_i=焉乏=瓦习
.一(dI
mjnim“imi。一dI
mi。i血.。)2一(如mi。一d2。…i
in)2
㈩
(5)
由上述分析显然可知,由于传动原理的特殊性,在新犁CVT机构参数设计过程中。还庖考虑带轮包角变化带来的影响,即带轮直径和中心距的取值还应满足式(7)、式(8)的要求。
然后把n,dl。。和i一代入式(3),即可得到带长工。4传动性能分析
对于传统带式传动,有效圆周力计算公式为(参见图4a)
5结论
(6)
与传统带式无级变速器相比,新型剖分变径式无级变速器利用分体式带轮的分体间径向移动来实现V型传动带工作直径的变化,从『fii减小了变速过程中带轮对传动带的侧向挤压力,减少了传动带的磨损。延长了带的使用寿命。
凡_2,0矧
为保证传动带的传动能力,要求主动轮包角满足口≥1200。
式中,ro为初张力;p为当量摩擦系数;口为包角。且。:1『±生鱼。
对新型剖分变径式CVT,在其实现无级变速,带轮直径由小到大的过程中,分体之问的间距由零逐渐变大。由于问呈巨的存在,带与带轮的接触是分段的,显然式(6)已不再适用于该CVT有效圆周力的计算。
如图4,对比两种CVT计算模型,显然发现式(6)受到限制的原因是带轮包角的变化。为此可设带轮实际包角a’=妇,其中I为分体的包角系数,是在包角范围内所有分体对应的圆心角与包角的比
本文从原理上对剖分变径式无级变速器的结构参数进行了分析,进一步完善r剖分变径式CVT的设计理论,为剖分变径式无级变速器的开发提供了理论依据。
参考文献:
[1]阮忠唐.机械无级变速器设计与选用指南[M].北京:化学工业出版社,
19∞.
(下转第27页)
李仲兴等:基于ADAMS的轻型越野车操纵稳定性的仿真与试验
表2蛇行试验与仿真结果对比
Tab.2
SimulationandTestResuItsofFish-hook
Simulation瑚
实乍试验
10.9252.083
横摆角速度峰值r与平均转向盘转角峰值0,并根据汽车操纵稳定性指标限值与评价方法进行评价分析[6。。对蛇形仿真试验进行评价分析,其计分结果如表3所示。
表3蛇形仿真试验评价
Tab.3Evaluationof
测最的参数
横撄角速度r/[(。)・s-1]侧倾角枷7(。)
仍真试验
10.026I.608
堡塑幽姿壅!Z!.竺:!::2
3稳态回转仿真分析
1:!竺!:i竺
Fish・hook
SimulationTest
根据汽车操纵稳定性试验方法——稳态回转试验国家标准。在
ADAMS/Car中对整车虚拟样机模型进行稳态回转性能试验【5
J。
4.2稳态回转仿真试验评价
根据稳态回转仿真结果计算出中性转向点的侧向加速度值n。、
图12为稳态回转转弯半径比与侧向加速度的曲线。转弯半径比R./%可以用于表征汽车的稳态响应。在稳态回转试验中(Ri/Ro)>1.0并且半径比值随着侧向加速度的增加逐渐增大,说明该车有较明显的不足转向特性。但是当侧向加速度达到大约4.18时该车转弯半径
m/s2
不足转向度u以及车厢侧倾度瓯,并根据汽车操纵稳定性指标限值
与评价方法进行评价分析15J,评价计分结果如表4所示。
表4稳态回转仿真试验评价
翌!:!呈翌坐型堕!!!曼!!!!Y曼垒!!里!塑!!塑Q璺!巴!!型121旦壁
评价指标
仿真值
m/s2
计分
61.8
项目计分
蚕;
口。4.180U
鎏i
侧向加速度/(m・sb
图12转弯半径比与侧向加速度曲线
Fig.12
TumingRadiusRatio-lateralAccelerationCurve
0.9470/fm./s2)84.7
70.43
1生!:!!::l型!:2竺:!
蛇行试验在相当程度上表现出汽车转向运动的综合性能;稳态回转试验具有“否决权”,而中性转向点侧向加速度值是具有“否决权”的指标。表3、表4显示的评价结果说明该车的操纵稳定性能有待进一步的提高。
图13为前后轮侧偏角之差与侧向加速度的关系曲线,在侧向加速度逐渐增加的条件下前后轮侧偏角差值为正值,并且差值随侧向加速度的增加逐渐变大,即此时该车表现为明显的不足转向特性。在侧向加速度达到约4.2m/s2时,差值达到最大,但随后逐渐减小。
5结论
1)利用ADAMS建立了某样车虚拟样机模型,在ADAMS提供的虚拟环境下进行了蛇行试验仿真。与蛇形试验的道路试验结果对比分析,得到比较正确的样车模型。
2)在模型正确建立的基础上,对整车进行稳态回转的仿真并对其进行了评价,反应样车的稳态回转性能不是很理想。
3)根据蛇行试验和稳态回转试验的仿真与试验结果的评价说明,该车在操纵稳定性方面有待改善。
侧向加速度/(m・s。1
圈13前后侧偏角差值与侧向加速度的曲线
Fig.13Differenceof
SideslipAngles—lateralAccelerationCurve
4)虚拟样机的正确建立为进一步研究整车性能及对样车进行性能优化打下了基础。
图14为车身侧倾角与侧向加速度的关系曲线,侧倾角随着侧向加速度的增加旱现逐渐增加的趋势。侧倾角是操纵稳定性一个重要的评价指标。侧倾角过大会造成驾驶不稳定,如果侧倾角过小,也就是悬架的侧倾角刚度过大,汽车一侧车轮遇到l几1面或者凹坑时路面对车厢的冲击就会比较强烈,平顺性比较差。
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倒向加速度/(m・囝
图14车身侧倾角与侧向加速度曲线
(编辑郭聚臣)
Fig.14RollAngleofBody-lateralAccelerationCurve
4操纵稳定性的性能评价结果
4.1蛇形仿真试验评价
根据蛇形仿真数据分别计算出在基准车速(50km/h)下的平均
作者简介:李f/t#("(1963一),男,教授,主要从事汽车动态性能及安全性能研究;张瑜(1984一),女,江苏南通人,硕十研究生,主要从事车辆动力学研究5石柬良(1974一)。男。
{!矫{场出尔出乖幽辞翰过钸她帘勘带嫩希出乖出帮场斛锯趟镅过珠出乖出窑出察出看池乖出乖出乖蝌乖幽带场过绵她帘出乖出科物举场过绦峭乖出乖出乖出科物带‰姓徕勘带场。出尔
(上接第24页)
[2]罗善明.带传动理论与新型带传动[M].北京:国防工业出版社,2006.[3]杨翔宇,谢明,廖林清.带式无级变速器速比及其机构设计研究【J】.中
作者简介:马忠驰(1985一),男,河南南阳人,硕士研究生,研究方向为汽车设
国机械工程,2007(10):1(4]MACH/DA
donDrive
H,ITOH
147一i200.
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(编辑郭聚臣)
计与结构分析。
HigIl
PowerTrae—
H,IMANISHIT.DesignPrincipleof
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通讯作者:张光德(1964一),男,湖北安陆人,教授,博士。研究方向为汽车节能与排放控制。
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一种新型无级变速器的原理与分析
作者:作者单位:刊名:英文刊名:年,卷(期):被引用次数:
马忠驰, 张光德, 刘旺, 吴双凌, MA Zhong-chi, ZHANG Guang-de, LIU Wang, WU Shuang-ling
武汉科技大学,汽车与交通工程学院,武汉,430081拖拉机与农用运输车
TRACTOR & FARM TRANSPORTER2010,37(2)0次
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相似文献(1条)
1.学位论文 马忠驰 部分变径式无级变速器的开发与结构强度有限元分析 2009
无级变速传动是传动领域所追求的理想目标,实用化的无级变速传动也是传动领域的研究热点,机械无级变速是无级变速传动领域最重要的分支,其从原理上具备得天独厚的优势,与普通的机械传动一样,机械无级变速具有恒功率、高效率、可靠性高等优点,因此也是投入研究最多的传动技术。而带式无级变速器由于其结构简单、制造容易、工作平稳、能吸收振动、易损件少、带的更换方便等优点,已成为机械无级变速器中广泛应用的一种,在工业上具有大规模的经济效益。
本文结合汽车无级变速器技术研究,通过调研分析及资料查新,进行了新型剖分变径式无级变速技术研究课题。剖分变径式无级传动采用分体式带轮结构,利用带轮分体的径向膨胀与收缩,来改变带轮整体工作直径,从而实现连续无级变速的目的。与传统带式无级变速器相比,剖分变径式无级变速器大大减小了带轮对传动带的侧向挤压力,减少了传动带的磨损,从而,延长了带的使用寿命。
本文主要对两级传动剖分变径式无级变速器进行了原理介绍、运动分析、结构设计与力学强度分析等。研究过程中,介绍了介绍了两级传动剖分变径式无级变速器的原理及总体构造方案,对剖分式带轮传动进行运动特性分析;结合两级传动剖分变径式无级变速器结构与设计参数的要求,对CVT的主要工作参数及结构参数进行了分析计算,完成了各个主要零件的结构尺寸设计;运用Pro/E软件,建立了剖分变径式无级变速器各主要零件的三维模型,并从底层逐步向上装配,生成了变速器的三维整体装配图,以检验各零件间的连接和干涉问题;分析了剖分变径式无级变速器的主要动力传递过程,并运用ANSYS有限元分析软件,对主要传动零部件进行了结构强度分析。本文研究达到了预期的目标,为剖分变径式无级变速器的进一步开发研究奠定了基础。
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