汽车无级变速器设计说明

摘要

人们早就认识到无级变速器是提高汽车性能的理想装置，并一直不懈的努力研究，努力追现这一目标。70年代后期，荷兰VonDoorne’s Transmission 公司研制成功VOT金属传动带并于1982年投放市场，推动CVT技术向实用化迈进了一大步。1987年美国福特公司首次在市场上小批量推出装有这种VDT带的CVT汽车，此后意大利菲亚特，日本富士重工和德国大众等多家公司也推出了小批量的CVT汽车（如Ford的Fiesta、Scorpio;Fiat的Uon、Ritmo;Sabaru的Ecvt、WV的Golf等）。各国均视其为自动变速技术的崭新途径，已成为当前国际汽车的研究开发领域的一个热点。

无极传动CVT与其他自动变速器相比较，优点是明显的。其操纵方便性和乘坐舒适性可与液力变矩器相当，而传动效率却高得多，接近有级机械式自动变速器的水平。更主要的是，它能最好的协调车辆外界行驶条件与发动机负载，使汽车具有一个不存在“漏洞”的牵引特性，且调速时无需切断动力充分发掘发动机的潜力，从而可显著降低汽车的油耗，提高最大车速和改善超车的性能。无极传动CVT特别受到非职业驾驶员的欢迎，因为它从根本上简化了操纵，不仅可取消变速、离合器踏板，而且总是按驾驶员意图控制发动机在最佳工作位置工作。此外，由于工作和控制原理相对简单，CVT传动完全可以做到比有级变速器（AT）传动更紧凑，更轻，成本更低。

对于CVT这种具有广阔使用发展前景的技术，迄今国研究、应用的很少。我们在前人研究的基础上，针对本田即将生产的经济型轿车设计一种CVT，来替换原来的变速器，为以后CVT的研究和试验打下基础。

关键词：无级变速器结构设计自动压紧

目录

摘要

1.绪论

1.1汽车变速器的类型? (1)

1.2汽车变速器的类型和特点 (1)

1.3采用无极变速器——CVT的汽车可以节油的原理 (2)

1.4实现汽车无级变速器——CVT大变速比、大转矩的关键——无偏

斜金属带式无极变速传动 (3)

2.CVT的总体设计

2.1原车的相关参数 (5)

2.2带传动的分析 (5)

2.3压紧装置的设计 (8)

2.4齿轮设计计算 (15)

2.5轴的设计计算 (22)

2.6轴承的设计计算 (30)

2.7锥轮处的键的设计计算 (31)

3.变速器的调控分析

3.1 CVT的一般调控理论分析 (32)

3.2 CVT最佳调控逻辑 (34)

4.总结 (38)

5.致 (39)

6.参考文献 (40)

1. 绪论

1.1 汽车变速器的类型

目前汽车变速器按变速特点来分，可分为两大类：一是有级变速器；二是无级变速器。按执行变速的方式来分，可以分为自动和手动两类。

1. 2 汽车变速器的类型和特点

1.2.1 液力变矩器

液力变矩器是较早用于汽车传动的无级变速器，成功地用于高档汽车的传动中。由于传动效率低，且变速比大于2时效率急剧下降，经常仅在有级（2～3档）变速器的两档中间实现无极变速，因此未能推广开来。目前经常作为起步离合器在汽车中使用。

1.2.2 宽V形胶带式无级变速器

宽V形胶带式无极变速器是荷兰DAF公司在1965年以前的产品，主要用在微型轿车上，一共生产了约80万辆。由于胶带的寿命和传动效率低，进而研究和开发了汽车金属带式无级变速器。

1.2.3 金属带式无级变速器

金属带式无级变速器是荷兰VDT公司的工程师Van Dooren 发明的，用金属带代替胶带，大幅度提高了传动效率、可靠性、功率和寿命，经过30～40年的研究，开发已经成熟，并在汽车传动领域占有重要的地位。目前金属带式无级变速器的全球总产量已经达到250万辆/年，在今后三年将达到400万辆，发展速度很快。

金属带式无级变速器的核心元件是金属带组件。金属带组件由两组9～12层的钢环组和350～400片左右的摩擦片组成，其中钢环组的材料，尤其

>2000MP），各层环之间“无间隙”是制造工艺是最难的，要实现强度高（

b

配合。以前只有荷兰VDT公司掌握这种工艺，现在我国越士达无级变速器

也已近掌握了这种技术，并在工学院建成了一条示性生产线。

金属带式无级变速器的传动原理，主、从两对锥盘夹持金属带，靠摩擦力传递动力和转矩。主、从动边的动锥盘的轴向移动，使金属带径向工作半径发生无级变化，从而实现传动的无级变化，即无级变速。

1.2.4 摆销链式无极变速器

摆销链式无级变速器是由德国LUK公司将摆销链用于Audi汽车传动的成功例。与金属带式CVT不同的是，它将无级变速部分放在低速级，即最后一级。其原因是链传动的多边形效应在高速级是会产生更大的噪音和动态应力。所以其最新的结构中，假装了导链板以减少震动和噪声。但是由于在低速级传动中，要求传递的转矩大，轴向的压力较大，液压系统的油

MP），而摩擦盘式离合器所要求的油压又不高，这样，压也大（大约为8～9

a

液压系统就比较复杂。由此看来，如果能进一步降低和消除多边形效应，将会进一步提高此类传动的水平，简化整机设计、降低成本。

1.2.5 环盘滚轮式无级变速器

环盘滚轮式无级变速器是英国Torotrak 公司发明的无级变速器。运动和动力由输入盘靠摩擦力传给滚轮，滚轮降运动和动力靠摩擦力传给输出盘。当滚轮在垂直于纸面的轴向运动时，滚轮和两个环盘的接触点连续变化，输入盘和输出盘接触点的回转半径连续变化，实现无极传动。

1.3采用无极变速器——CVT的汽车可以节油的原理

由于汽车的发动机的进排气系统是考虑了空气流的动力学而设计的，由凸轮轮廓形块决定进气和排气气门的开闭。发动机在某一最佳转速下能够进气充分、排气充分、燃烧完全、能量利用充分、排气污染少；但离开这一转速就会有进气不充分、排气不充分、燃烧不完全、能量利用差、油耗增加和排气污染增加等问题。

汽车的车速是随机的，在20～30km/h到150～180km/h之间变化。为了很好的利用发动机的动力和减少油耗，采用有级变速（MT和AT），在两档之间依靠发动机的转速变化来适应车速的变化，因而发动机无法达到最佳的工作状态。

采用液力变矩器的无级变速器，由于其工作原理是油作为动力传动的介质，许多能量消耗在油的摩擦上，传动效率低，通常为80～85%，比传统的MT和AT大约费油10%～20%，而且液力变矩器转差较大，效率较低。通常减速比不大于2，只能增加2～3档有级变速，每两档间用液力变矩器实现无级变速。

无级变速器（CVT）可以使发动机在最佳状态下工作，依靠变速器无级调速来适应汽车的各种速度，因此可以是发动机燃烧最好，排气污染最小，达到节油的目的。

1.4级变速——CVT大变速比、大转矩的关键——无偏斜金属

带式无级变速传动

对称直母线锥盘情况下，金属带在变速过程中必然产生偏斜。此偏斜量限制了锥盘的半径，也限制了变速比。因而对称直母线锥盘所产生金属带的偏斜，一方面限制了车辆节油的经济车速围;另一方面限制了锥盘工作半径的增加，也限制了可传递的转矩，即传动能力。目前，汽车CVT的变R=5.5左右，通常用于排量在2.0L以下的汽车传动中。

速比一般在

a

1.5 抛弃液压加压系统，进一步节油

汽车金属带和摆销链式无极变速器——CVT，是当前汽车自动变速器中最具前景的传动形式。目前汽车金属带式无级变速器绝大部分采用液压加压、电子系统控制方案。

发动机的动力通过变矩器离合器和液力变矩器传给前进、倒档离合器，

液力泵产生的高压油通过液压缸将力施加给锥盘变速装置，该力施加给金属带组件产生摩擦力，将主动轮的转矩传递给从动轴，然后通过减速装置，经减速器输出给车轮。

这种方案的优点在于除了金属带传动的全新技术以外，全部采用了成熟技术，可行性好。但与成熟的AT（自动变速器）技术一样，有一个重要的弱点，即是均采用耗能的液压伺服系统。AT和MT（手动变速器）均为齿轮传动，AT比MT多耗油15%左右，其原因在于液压私服系统耗能。采用CVT 的汽车，由于CVT可使发动机在最佳区域工作，因而达到节油的目的。目前其油耗与采用MT的汽车持平。

如果抛弃液压加压系统，将避免能量的损失，达到更加节油的目标。

2. CVT的总体设计

2.1 原车相关参数

本次设计的各项参数如下：

2.2 带传动的分析

2.2.1 变速方式

在金属带传动中，带轮由圆锥盘组成，利用圆锥盘的轴向移动来达到变速。这种变速机构紧凑，传动可靠，应用围广泛。在这种变速器中，有的只是一个带轮可轴向移动，另一个带轮的直径是固定不变的，这种情况下变速，必须同时改变两轮的中心距，这在我们的设计中是难以布置和难以控制甚至难以达到的。另一些机构两轮都起变速作用，这又分为两种情况：A、两轮的两边都可以调节;B、只有一边可以调节。要调节就必须有控制或压紧机构，在A中情况下，机构必然变得复杂和庞大，而B情况可以有效地避免这种情况的发生。

本方案采用一级变速就可以达到设计要求。

在金属带的选取上，我们选用了现有的自制金属带，结构参数为：上

底宽32mm ，高15mm ，工作中径为26mm 。

综上所述:本方案在带轮的结构选择单级，两个带轮都是面可调的金属带形式。

2.2.2 基本运动关系 1）带轮的移动距离

带轮的移动距离受到两边带轮相碰的位置和带达到带轮边缘的位置所限制。

1222

b D d x tg ?

-=

= 因此，在双向移动的情况下： 式中 ?——带轮两边的夹角；

1b ——带底面的宽度，1222p b h tg b ???

=- ???

p b ——带中性层的宽度； 2h ——中性层至底面的距离，2

1h h h =- (1h 为带中性层面

至顶面的距离)，在带轮移动的情况下，轴向移动距离为上式中X 的二倍。 2）CVT 传动比及调速的围

为了具有较高的传动效率，且设计和制造的方便，两个带轮的尺寸设计为同样大小。要扩大变速的围，须增加带的宽度，减小带轮的槽角或减小带轮的直径d 。

带轮的楔角太小容易使带楔在槽中，此外，楔角越小，带上受到的横向力就越大，也容易使带挠曲，所以楔角不能太小。经验值为22-24度。我们选用28度的楔角。

减小带轮的直径d 会使带的疲劳强度降低，所以一般也不宜采用比规定直径小的带轮直径。根据已有的资料显示：带轮的工作直径可以达到

75mm ，而传动比的围可以达到0.45-2.22，在本设计中，我们将带轮的最小工作直径定为80mm ，以使其工作可靠，寿命更高。

材料的选择：钢带，摩擦副表面采用硼化钨和硼化钼基合金材料（金属瓷）

这种合金主要用于在高温下工作的易磨损钢表面，以含钼的坡莫合金（2O M ，81i N ，17e F ）和镍铬合金作粘结金属，主是热压发制造的。性质如下：

摩擦副的摩擦系数为0.3. 由相关参数得知：

21max i =3.090

21min i =0.846

调速围 21max 21min 3.090

3.5760.846

b i R i =

== 采用对称调速，max

1.981i ===

min max

11

0.5051.981

i i =

=

= 根据金属带的结构参数，确定CVT 锥轮的结构。 取最小工作直径min 80mm D =，则最大工作直径

max max min 1.98180151.36

i D mm

D=?=?=

CVT锥轮的结构图

2.3 压紧装置的设计

2.3.1 曲面压紧结构

所有的基于摩擦的机械式CVT都需要在工作副上施加一定的压紧力，以使它们无滑动地可靠工作。在自动压紧的应用中，压紧力应根据当前的传动比和力矩调整到最佳值，从而在保证工作可靠的前提下，减少磨损和延长寿命。当前流行的做法是：用一套自动控制的涡轮系统。但，这样的系统不但增加CVT的成本，还使轿车在工作的某些方面变坏，并且导致极

大的燃油消耗，这些都会是中国家庭轿车的不适宜因素。

为此，我们尝试开发了一种几乎没有功率消耗的“纯机械”自压紧装置。这种装置的工作原理和纺织工业中应用的某些CVT 压紧机构有些类似，但已经除去了诸如允许轴向移动和传动比围大小的缺陷。在输入轴上有三个相互间隔120度均匀分布的传动销，每个销和位于可轴向移动的带轮后部的销的导槽曲面接触。接触力的周向力取决于带轮所传递的力矩Mt ，而轴向力紧紧地将带轮和V —带压向另一带轮以产生必需的摩擦。于是，转动和功率就可以通过压紧的摩擦副和V —带传递到输出轴。

三个销导槽斜面的倾斜度()/cos 22x d tg f D ψτλ??

???

=* 在这里：

f ——摩擦副的摩擦系数 ()x D ——带的工作直径 x ——带轮的轴向移动量 d τ——销的工作直径 ψ——带轮的楔角

这个斜率函数的意图是当可动带轮被传动比控制装置移动到不同位置时，接触力的轴向分力相应不同的传动比能产生不同的比例系数来适配输入轴转矩以使压紧力等于或稍大于临界力，这样，摩擦工作副就不会有相对的滑动。在特例演变下，这种自压紧装置允许x =24mm 的轴向相对位移，同时传动比围可达R ≈6。样机测试结果显示：这种装置基本满足实际需要，并且具有结构简单，成本低廉的优点。我们坚信：经过发展和完善，这种装置是有真正有应用价值的。

其关键问题是曲面()x S 的确定，以下就是有关计算：

1）带轮与皮带接触处要求轴向压紧力为：

()

cos

2

f D k M fD x Q ?

=

（1）

式中，f k ——工况系数，可以取1.2。

压紧力随X 的不同（实际是工作直径()x D 的不同）而变化。 2）自动压紧装置产生的轴向压紧力的表示：

2cos

2x

p fD d ctg ρ?λ?

?

?

-

? ???

= （2） 式中，p d ——平均工作直径。即中径；

λ——曲面的升角；

ρ——是滚柱销和曲面接触处的等效摩擦角，即()f ctg ρ=，f 是等效摩擦系数，一般≤0.1 3）平横条件：

若不计入附加弹簧的辅助压紧力，有a d Q Q ≥，为系统不打滑的工作条件，

2cos

2

x

p fD d ctg ρ?λ?

?

?

-

? ???

= （3） 由（1），（2）关系式可得到。 4）皮带工作直径与轴向位移的关系

()()/2x d x ctg D D ?=+?=

式中，d ——最小工作直径

将上式代入（3）式中，即确认()x λ。 5）确定()x S

由关系式/tg dx ds λ=，并利用正切和角切以及（3）式，可以推出：

()()

()cos

2'2

2'cos

2

p p d ff D x x fD x f d S ?

?

+=-?

（4）

若设计中CVT 传递的最大扭矩，最大功率和相应的转速已知， 可以确定max a Q 和min a Q 及max λ和min λ；再根据dp ，f 和d 等 可以利用（4）式求得()x S 。代入各已知量后得到：

()142323122342234444

ln()c c c c c c c c x

c x dx c c x x c c x c c c S -+==++++?

式子中1c ，2c ，3c ，4c 均为常数。 2.3.2 加压弹簧的设计

加压装置的主要作用是在汽车起步时，使金属带与锥轮彼此压紧，产生恰当的摩擦力F fQ =,足够传递运动和动力。 轴向压紧力cos

22

f a k p f

Q ?

=

A. 输入轴上的加压弹簧

当输入转速最低时，弹簧工作高度2H 最小，轴向压紧力最大

3

min

31.56381028cos cos 8.1956002223.1480100.360

f k p KN f Q ?-??===????

当输出转速最高时，弹簧工作高度1H 最大，轴向压紧力最小

3

min

31.56381028cos cos 4.3356002223.14151.36100.360

f k p

KN

f Q ?-??===???? 根据几何关系，0

max min 28)(151.3680)22

(D tg tg x D ?

-?=-??=

弹簧刚度38.19 4.33

10216.9/17.8

Q N mm x K ?-=?=?= 弹簧设计：

1）根据工作条件选择材料并确定其许用应力

因弹簧在交变作用力下工作，按1类弹簧考虑。现选用硅锰合金弹簧钢丝，估取弹簧中径2D =90mm ，d =18mm 。查表知【τ】=471 2）根据强度条件计算弹簧钢丝直径

选取旋绕比C=5，则补偿系数

410.6154510.615 1.31444545

C C C K -?-+=+=-?-=

试算弹簧直径

17mm d ===

上值与原估去值相近，且为标准值。则

29018108d mm D D +=+==

3）根据刚度条件，计算弹簧全圈数

33

785001817.8

3.078max 881905

Gd x P C n ???==??=

取n =3圈。

4）结构设计

输入轴弹簧参数见下表

5）验算稳定性

细长比b=1.11＜2.6，稳定 B. 中间周上的加压弹簧

当输出转速2n 最低时，弹簧工作高度1H 最大，轴向压紧力最小

012min

3

max 1.364.828cos cos 1.82151.36100.32

k M KN fD Q ?-?===?? 3

2381064.8560023,14

60

P N M

n M ?===???

当输出转速2n 最高时，弹簧工作高度2H 最大，轴向压紧力最大

2max 3

max

1.364.828cos cos 3.406280100.32

f k M kN fD Q ?

-?=

==??

根据几何关系，max min 28)(151.3680)22

(o

D tg tg x D ?

-?=-??=

弹簧刚度 33.406 1.8

1090.22/17.8

Q N mm x K ?-=?=?= 弹簧设计：

1） 根据工作条件选择材料并确定其许用应力

因弹簧在交变作用力下工作，按1类弹簧考虑。现选用硅锰合金弹簧钢丝，估取弹簧中径290mm D =，16d mm =。查表知[]471τ=。 2） 根据强度条件算弹簧钢丝直径

直径旋绕比 5.625C =,则补偿系数

410.6154 5.62510.615 1.27444 5.6254 5.625

C K C C -?-=

+=+=-?-

试算弹簧钢丝直径

11.5d mm ≥==

原估取值安全，且为标准值。则29016106d mm D D +=+== 3） 根据刚度条件，计算弹簧圈数

33

max 785001617.8

4.6883406

5.625

Gd x P C n ???==??=

取5n =圈 4） 结构设计

程序同输入轴，结果如下表：

5） 验算稳定性

细长比≤b=1.06 2.6，稳定。

2.4 齿轮的设计计算

2.4.1 前进档减速齿轮 1) 减速比

121max

3.09

1.6331.892

i i i =

=

= 2） 选择齿轮类型，材料，精度及参数 A. 选用直齿圆柱齿轮传动

B. 选择齿轮材料：选取大小齿轮材料均为40Cr ，并经调质及表面淬火， 齿面硬度为48～55HR

C. C. 选择齿轮为7级精度

D. 选小齿轮齿数136Z =, 大齿轮齿数211 1.6333659Z i Z ==?= 3) 齿面的接触强度设计

1t d =A. 确定公式的各计算数值

a) 选择载荷系数 1.25t K = b ） 计算小齿轮传递的转矩

5551

113895.51095.510 1.23105600/1.892

P T Nmm n =??

=??=? c ） 选取齿宽系数0.7d φ=

d ）

材料的弹性影响系数E Z = e ） 按齿面硬度中间值52HRC 查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限

lim1lim21170H H a MP σσ==

f ） 应力循环次数

91160605600/1.8921830010 4.2610h N n jL ==?????=?

g ） 查得接触疲劳寿命系数120.89,0.92n n K K == h ） 计算疲劳许用应力

取失效效率为1%，安全系数1S =

[]1lim11/1041.3HN H H K S σσ==,[]2lim22/1076.4HN H H K S σσ==

B. 计算

a ） 试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中较小的值

152.77t d mm ===

b ） 计算圆周速度V

11

52.775600

8.17/601000

601000 1.892

t d n V m s ππ??=

=

=???

c ） 计算齿宽b

10.752.7736.94d t b d φ==?=

d ） 计算齿宽和齿高之比

模数 111/52.77/30 1.76t t m d Z === 齿高 12.25 2.25 1.76 3.96h m =?=?=

/36.94/3.969.33b h ==

e ） 计算载荷系数

根据8.17/V m s =，7级精度，查得动载荷系数 1.17V K =

直齿轮，假设/100/,A t K F b N mm ≥查得 1.1H F K K αα==，使用系数

1.75A K =

1.287, 1.25H F K K ββ==

1.75 1.17 1.1 1.287

2.90A V H K K K K K αβ==???=

f ） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

1152.7769.86d d mm ===

g ） 计算模数m

11/69.80/30 2.33m d Z ===

4) 按齿根弯曲强度设计

m = A) 确定公式的计算数值

a ） 按齿面硬度中间值52HRC 查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限

lim1lim2680H H a MP σσ==

b ） 查得接触疲劳寿命系数120.88,0.89N N K K ==

c ） 计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 1.3S =

[][]112212/406.31,/465.54FN FE FN FE F F K S K S σσσσ====

d ） 计算载荷系数K

1 1.75 1.1 1.17 1.25 2.82A F K K K K K αβ==???=

e ） 查取齿轮系数

122.52, 2.343F F Y Y αα==

f ） 查取应力校正系数

121.625, 1.678S S Y Y αα==

g ） 计算大小齿轮的[]/F S F Y Y αασ并加以比较

[]11/ 2.52 1.625/460.310.0089F S F Y Y αασ=?= []22/ 2.343 1.687/465.510.0085F S F Y Y αασ=?=

h ） 计算模数m

2.14m ≥== 对比计算结果，由齿面疲劳强度计算的模数m 略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触的疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲强度计算得的模数 2.14m =，并就近圆整为标准值 2.15m =，按接触疲劳强度算得的分度圆直径169.86d mm =

111/69.86/2.2530.14,31Z d m Z ====取 21 1.6333151Z iZ ==?=