丰动轮转速／
（ｒ／ｍｌｎ）
从动轮转速／ （ｒ／Ⅱｕｎ）
第一次词逮 第二次调速 第三次调速
１４８０ １４８０ １４８０
ｌ勰ｏ １４８０ Ｊ４舶
１２７０ １４Ｒ５ １７ＩＯ
由实验数据可知，设计出的膨胀轮式无级变速器 的调速范围满足设计要求；采用推力轴承实现了锥轮 轴在正常运转的情况下还可以沿轴向运动，调速轻松、 容易；带传动平稳，振动、噪声均达到了设计要求。
ｃｏｔ２７．５。＝３０㈣
传动比ｉ＝（ｄ＋２ｚｔ锄日／２）／（Ｄ＋２菇ｔａｎ日／２）＝
ｄ／Ｄ～Ｄ／ｄ＝１８５／２１５～２１５／１８５＝Ｏ．８６～１．１６
３．２设计计算及受力分析 ３．２．１设计计算 设计参数：输入最大功率Ｐ＝ １８０ｗ，输入转速“】＝１４８０ｒ／ＩＩｌｉｎ，输出转速ｎ２＝１２７２一 １７１７ｒ／Ｉｌｌｉｎ，每日工作时间为２０小时，轻载无冲击。
图５膨胀托与锥轮配合网
衡，由计算可知，％、Ｇ远 小于向心力，需要很大的锥轮燕尾槽对其的拉压力来 克服向心力使带轮平稳运转，则膨胀托的底部燕尾在 变速器运转时与锥轮上燕尾槽的顶部作用力很大。见 图５，槽与燕尾之间作用力为Ｆ】，燕尾槽角为５５０，有 ２ Ｆ】ｃｏｓ５５０＝Ｆ＝１４０５；得乃＝１２２４Ｎ。强度要求燕尾中 间处的截面积Ａ≥Ｆ１／［仃］＝１２２４／２２０＝５．６ｍｍ２，设计 燕尾中间处的截面积Ａ＝２８０．６ｒｎｒｎ２，强度足够。
磨损，延长了带的使用寿命。
５．２控制精度高
常规Ｖ带无级变速器变速，控制系统控制可动锥
盘轴向移动，因轮槽角＜４０ｐ，轴向移动距离／直径变化
量＜（ｔａｎ２妒）／２＝ｏ．１８，可动锥盘轴向移动较小，而带
轮工作直径改变较大，使控制误差以放大的比例放大
了直径的变化误差；而新型五ｖ带无级变速器变速，
控制系统控制锥轮轴向移动，因锥轮锥度一般设计＜
５新型ｖ带无级变速器的特点
５．１使用寿命长
常规ｖ带无级变速器是利用可动锥盘的锥面强
行挤压Ｖ带，改变带轮工作直径大小。而新型Ｖ带无
级变速器，使用膨胀托，在锥轮的推力作用下，利用膨
胀托改变带轮工作直径，使变速轻松、容易，取消了为
改变带轮工作直径而用可动锥盘的锥面强行挤压ｖ
带的过程，从而取消了这一过程中带与轮之间的强烈
关键词无级变速器径向可变Ｖ形带
引言
机械无级变速器是适应现今生产工艺流程机械 化、自动化发展以及改善机械工作性能的一种通用传 动装置。目前使用较多的是摩擦式、链式、带式和脉动 式无级变速器４大类。其中Ｖ带无级变速器应用最 广，最常用的是普通Ｖ带、宽Ｖ带无级变速器二种。带 式无级变速器结构简单，容易进行无级变速，又具有工 作平稳，能吸收振动和具有过载保护作用；传动带虽易 磨损，但其以更换方便，价格低廉等优点被广泛应用于 金属切削机床、纺织机械、造纸机械、印刷机械上以及 化工、食品等行业。
３）膨胀托所受的重力 （膨胀托质量约为ｏ．５ｋ）
Ｇ＝，礼ｇ＝Ｏ．５×９．８＝４．９Ｎ
４）膨胀托所受的离心力 ，：Ⅲ２／ｒ＝Ｏ．５×（１５．７２５）２／０．０８８：１４０５Ｎ
忽略锥轮燕尾槽和基 轮的方型轨道对其的摩擦 力，带对其周向摩擦力与 基轮的方型轨道对其的压 力平衡，因无结构限制，刚 度可以满足；重力和带的 压力、锥轮燕尾槽对其拉 压力的合力与离心力平
②锥轮轴的运动情况及受力分析
图６锥轮极其轴组件
图６为锥轮及其轴组件。当变速器正常运转时， 膨胀托的离心力为主要力而作用于锥轮上，这５个力 大小相等，方向均５等分圆周，合力相互抵消，如此锥 轮轴只承受带通过膨胀托对其施加的压力，所以锥轮 轴的强度要求是容易保证的。轴向推力能满足带压力
万方数据
和膨胀托离心压力产生的摩擦阻力即可。重点对燕尾 槽处的强度（上述膨胀托燕尾处的力Ｆ，的反力即为 锥轮燕尾槽处的受力）进行校核，因而锥轮的最小直径 受到限制，从而限制了新型ｖ带变速器的调速范围。 ３．３加工难点
图３为新型ｖ带无级变速器原理图。带轮由５个 插入基轮１槽中、底部嵌入带燕尾槽的锥轮４中的膨 胀托２组成。通过锥轮轴３的轴向移动，带动锥轮轴 向移动同时在５个膨胀托上施加径向力，带动膨胀托 径向移动，使带轮工作直径变大或变小，从而改变了传 动比。由于带轮的工作直径可以实现连续调节，从而 实现了无级变速。
万方数据
对称布置，使一个带轮直径变大（小），另一个变小 （大），从而使变速比增大。又因为膨胀托的托底沿圆 锥母线作直线移动，使变速更加平稳并可实现无级变 速。由于两个锥轮完全相同，在移动同样距离的情况 下，两轮直径增大或减小量相等，这样使Ｖ带的。松紧 度不受影响。
３新型Ｖ带无级变速器的典型结构的 设计计算和工艺难点
２０Ｑ５年
杆之间自由滑动，膨胀托正处于受带所压的位置，此时 负载为１８０Ｗ时，主动轮以１４８０ｒ／【Ｉｌｉｎ的最大转速转 动。
１）膨胀托所受带的压力 由Ｆｏ＝（Ｆ１＋兄）／２得 Ｆｏ＝３．４Ｎ，按照均分原则，此膨胀托所受压力乃＝ Ｆ０／１．６＝２．１Ｎ。
２）膨胀托所受带的周向摩擦力Ｅ＝６．４Ｎ，则分 配到该膨胀托上的周向摩擦力为兀＝Ｒ／１．６＝４Ｎ。
设计计算同普通ｖ带的设计，包角按最小输出转 速ｎ２＝１２７２ｒ／１Ｉｌｉｎ时计算得出的包角乘以１．２（轮间距 增大的包角损失系数）计算。
表１
带轮最小 工作直径
Ｄ。／…
１８５
带轮最大 工作直径
Ｄ一／ｒ” ２ｌ手
带宽６／ｒ∞ 带厚＾／ｍ 带楔形角
ｏ，
８．５
８
４０
带的截面积 ～，∞蔷
中心距 ｎ／ｒＩ吼
５７
我们试制的这台新型ｖ带无级变速器，是模型产 品，主要是对其功能进行验证。 ３．１基本运动关系
新型ｖ带无级变速器调速。可动锥轮轴向移动推 动膨胀托径向移动，改变了带轮的工作直径。ｄ为带 轮的最小工作直径、即锥轮小端与膨胀托接触时的直 径；臼为锥轮顶角；Ｄ为带轮的最大工作直径，即锥轮 大端与膨胀托接触时的直径。锥轮的极限轴向移动量 为 ｏｌｉ。＝（Ｄ—ｄ）／２×ｃｏｔ臼／２＝（２１５一１８５）／２×
主要是要保证基轮的方型轨道轴线在圆周上分布 的均匀性；锥轮上燕尾槽在圆周上分布的均匀性；所有 滑动配合处的配合精度．在模型加工时主要采用数控 机床来控制分度精度；如果是批量生产，可以设计专用 的分度工装来保证分度精度，提高生产率。
４新型Ｖ带无级变速器的试验情况
表２模型运行参数表
序号
电机转速／ （ｒ／耐ｎ）
图３新型ｖ带兀级变速器原理图
图４新型Ｖ带无级变速器结构图
２．２新型ｖ带无级变速器结构图 图４为新开发设计的ｖ带无级变速器结构图－３Ｊ。
新型ｖ带无级变速器由如下构件组成：手轮（丝杠）２， 转动手轮并带动丝杠转动，使ｚ型螺母轴向移动；ｚ 型螺母１，在推动锥轮移动时，使一个带轮工作直径变 大（变小）的同时另一带轮的工作直径变小（变大）；锥 轮轴６，将锥轮５固定于其上，靠ｚ型螺母ｌ通过安装 在一端的双列推力球轴承推动，实现轴向移动；锥轮 ５，为了推动膨胀托在基轮中连续平稳地径向滑动且不 能在意外断带时或无带压紧处飞出，特将锥轮设计为 在母线方向均开５条锥角为５５０的燕尾槽结构；膨胀托 ３，使带轮直径变化且与基轮４及锥轮良好配合滑动， 将其设计成顶部加工有ｖ型带槽，底部有与锥轮配做 的燕尾形式；基轮４，用于支撑膨胀托３、锥轴６并带动 膨胀托、锥轴、锥轮旋转，通过两端的球轴承固定支撑 在机架上。两个带轮做成等直径的，由于两带轮反向，
均摩擦功率ｇ胍＝２．５ Ｖ∥ｃｍ２）。 在长时间运行过程中摩擦面被磨平了，它的毛细
孔被塞进了沉淀物，油中混合进了粉末杂质，摩擦面的 热负荷使油温升高，油发生老化，引起换档品质下降， 进而失灵。这就要求定期进行油的更换，并对毛细孑Ｌ 进行清洗，使它重新获得较好的传扭性能。
１ 常规Ｖ带无级变速器传动原理
普通ｖ带、宽型ｖ带传动都是由带的张紧力来产 生摩擦力，并通过带的拉力来传递动力的。带剖面呈 梯形，剖面夹角为４００；带轮上有相应的轮槽，因带饶过 带轮时夹角变小，故带轮槽角有３２０、３４。、３６。、３８。。Ｖ 带则是靠侧面产生的摩擦力工作，．无＝（３．４２—３．０ｒ７）．厂， 因此说在压紧力相同的情况下，ｖ带具有更大的传动 能力［１｜。
４（）０
最小包角 ｄ一严
最大圆周力
Ｆ／Ｎ
锥轮最大位移＊／ｍ１７６１６３０
３．２．２典型结构受力分析 ①膨胀托受力分析 转动时膨胀托受重力，旋
转时的离心力，锥轮燕尾槽对其的拉压力和摩擦力．基 轮的方型轨道对其的压力及摩擦力，带对其的压力和 摩擦力。
在计算过程中假设方形基轮轨道与膨胀托方形支
８４
机械传动
大到ｕ＝１３０ⅡⅡｎ２／ｓ（Ｉｓ０ ｗ ２００），来满足换档性能的需
要。 含固态润滑材料Ｍｏ岛、石墨、铅的矿物油以及调
成高碱性的油对摩擦性能起负面的影响。对于钢／青 铜粉末烧结的摩擦面组合只容许采用未调浓或轻微调 浓的油。当为钢对铁基粉末烧结纸或钢的组合时也 可用调得很浓的油。
油中的抗老化添加剂、泡沫和防腐蚀剂应当不会 对摩擦性能产生负面影响。但油中应该不含树脂和 酸，因为树脂和酸在油会形成一些沉淀物。
在带轮直径由小变大的过程中，膨胀托之间的间 距由零逐渐变大。图２为锥轮轴轴向移动时，膨胀托 的变化状态。
第２９卷第５期
一种新型径向Ｖ带无级变速器
由于间距的存在，带在间距上是变曲率半径的，但 不影响传动的平稳性；托的尖角处进行修形，可减少带 在尖角处的磨损；但在此距离处摩擦不存在了，使带轮 的包角相应地减小，最大有效圆周力减小。
３栌，轴向移动距离／直径变化量＞（ｏｏｔｌ５０）／２＝１．８７，
可动锥盘轴向移动较大，而带轮工作直径改变较小，使
控制误差以缩小的比例缩小了直径的变化误差。使控
制精度提高了。
（下转第８１页）
第２９卷第５期
湿式摩擦片离合器的换档性能研究
８ｌ
相比有所降低。见图４。稚是一个泛义的项，考虑到 了摩擦片与离合器外壳及活塞端面的摩擦因数和力的 作用半径。如果出现传动系的振动，离合器座端面负 荷将减小，有可能与离合座的摩擦力抵消，产生一种压 力的平衡，正好符合式（１）。