資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 SY-025-BY-2 畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書 學生姓名 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程 07-11班 指導教師姓名 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 CVT無級變速器設(shè)計 一、設(shè)計（論文）目的、意義 近些年來，汽車技術(shù)有了很大發(fā)展，汽車的性能不斷提高，汽車變速器對汽車的性能有較大的影響。目前，自動變速器技術(shù)已經(jīng)很成熟，但是，現(xiàn)在應(yīng)用的自動變速器基本上都是有級變速器，對汽車無級變速器還處在研究、實驗階段。在歐洲的發(fā)達國家已經(jīng)有很多大的汽車制造商把無級變速器應(yīng)用于轎車，節(jié)能減排已經(jīng)成為世界對于汽車的一種追求，在我國汽車無級變速器的研究更是處于起步階段。 設(shè)計一種能夠適用于轎車的機械無級變速器已經(jīng)顯得越來越重要。本設(shè)計結(jié)合金屬帶式無級變速器，設(shè)計金屬帶式無級變速器的傳動機構(gòu)。根據(jù)對設(shè)計參數(shù)的分析，對整個無級變速器的各級傳動部分的傳動方式進行詳細的設(shè)計。 二、設(shè)計（論文）內(nèi)容、技術(shù)要求（研究方法） 依據(jù)給定參數(shù)設(shè)計金屬帶式無級變速器，包括：無級變速機構(gòu)的設(shè)計與校核（金屬帶、帶輪、第一軸）、中間減速機構(gòu)的設(shè)計與校核（兩級齒輪傳動、第二、三軸）。 主要技術(shù)指標 1、額定功率：75/6000（）；最大扭矩：135/4500（）； 2、無級變速機構(gòu)傳動比為：0.4~2.88；中間減速機構(gòu)傳動比：第一級為1.4，第二級為1.9。 三、設(shè)計（論文）完成后應(yīng)提交的成果 1、設(shè)計說明書一份，1.5萬字以上； 2、變速器裝配圖一張、帶輪、齒輪及殼體等零件圖若干張。折合三張A0圖紙。 四、設(shè)計（論文）進度安排 1、進行文獻檢索查，查看相關(guān)資料，對課題的基本內(nèi)容有一定的認識和了解。并完成開題報告。第1-2周（2月28日～3月11日） 2、初步確定設(shè)計的總體方案，討論確定方案；對無級變速器的傳動機構(gòu)進行初步設(shè)計。第3-6周（3月14日～4月8日） 3、提交設(shè)計草稿，進行討論，修定。第7周（4月11日～4月15日） 4、無級變速機構(gòu)、中間減速機構(gòu)的設(shè)計，繪制裝配圖及相應(yīng)零件圖。第8-12周（4月18日～5月20日） 5、提交正式設(shè)計，教師審核。第13-14周（5月23日～6月3日） 6、按照審核意見進行修改。第15周（6月6日～6月10日） 7、整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。第16周（6月13日～6月17日） 五、主要參考資料 [1] 程乃士.汽車金屬帶式無級變速器[M].北京:機械工業(yè)出版社，2007 [2] 阮忠唐. 機械無級變速器設(shè)計與選用指南[M].北京：機械工業(yè)出版社，1998：120-218. [3] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京:人民交通出版社，2002，(08). [4] 王望予.汽車設(shè)計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2005，(07)：78-113. [5] EMERY HENDRIKS. Aspects of a Metal Pushing V-Belt for Automotive Car Application[J]. SAE Paper，1988，881734：4. 1311～4. 1321. [6] SUN D C. Performance Analysis of a Variable Speed-Ratio Metal V-Belt Drive[J]. Transaction of the ASME，1988，110：472～481. 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 SY-025-BY-3 畢業(yè)設(shè)計（論文）開題報告 學生姓名 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-11班 指導教師姓名 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 CVT無級變速器設(shè)計 一、課題研究現(xiàn)狀,選題的目的、依據(jù)和意義 1、研究現(xiàn)狀 近年來，隨著車輛技術(shù)的進步和道路上車輛密度的加大，汽車已經(jīng)成為現(xiàn)代文明社會重要的組成部分，人們對汽車的各項性能也提出了更高的要求，特別是經(jīng)濟性和動力性方面。現(xiàn)在為了提高汽車的這些性能，人們嘗試了多項努力。本文就是在這背景下完成的。堅持以原有的傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，采用新型的金屬帶式無級變速器(CVT)替代原有的有級變速裝置。金屬帶式無級變速器(CVT)作為汽車理想的變速傳動裝置，具有廣闊的發(fā)展前景和市場空間，與目前應(yīng)用較廣的自動變速器(AT)相比，其性能優(yōu)良、結(jié)構(gòu)簡單、可以實現(xiàn)汽車的無級變速。無級變速傳動系統(tǒng)匹配及控制是實現(xiàn)車輛性能的關(guān)鍵技術(shù)之一,通過合理地控制無級變速器，可以使汽車按駕駛員的意圖在汽車的行駛阻力和發(fā)動機輸出功率之間自動實現(xiàn)動態(tài)最佳匹配，保證發(fā)動機在理想的工況下運行, 以便把汽車的經(jīng)濟性、動力性發(fā)揮到極限狀態(tài)。金屬帶式無級變速器越來越受到人們的重視并且獲得了較快的發(fā)展，世界上主要的汽車廠商也都在進行無級變速器的研發(fā)工作。 ⑴ 國外無級變速器的研究動態(tài) 金屬帶式CVT的裝車使用只有十幾年的時間,但是CVT技術(shù)的發(fā)展已有100多年的歷史，1886年，Daimler Benz 在首輛采用汽油機的汽車上裝上了橡膠帶CVT。1906年，美國卡特車裝用了簡單的金屬盤摩擦傳動無級變速器。1930年在Austin Sixteen車上，裝用了牽引式CVT。電子控制技術(shù)特別是計算機控制技術(shù)的發(fā)展，使得無級變速傳動得到應(yīng)用與發(fā)展。20世紀60年代后期，荷蘭工程師Van Doorne研究出金屬帶CVT，并裝備于DAF公司制造的小型轎車上。但是由于橡膠帶式CVT存在一系列的缺陷，如傳遞功率有限、傳遞轉(zhuǎn)矩低、傳動帶和夾緊機構(gòu)的能量損失較大、以及使用壽命短等，因而沒有被汽車行業(yè)普遍接受。1972年H.Van Doorne博士發(fā)明了金屬傳動帶，解決了橡膠帶使用壽命低、傳遞功率小的本質(zhì)缺陷。1978年，意大利Fiat公司的汽車開始裝用Van Doorne CVT。1987年，美國Ford公司的汽車裝有這種CVT，很快引起汽車工業(yè)的關(guān)注。1997年上半年，日本日產(chǎn)公司開發(fā)了使用在2.0L汽車上的CVT。在此基礎(chǔ)上，日產(chǎn)公司在1998年開發(fā)了一款中型轎車，設(shè)計了包含一個手動換檔模式的CVT。新型CVT采用一個最新研制的高強度寬鋼帶和一個高效率液壓控制系統(tǒng)，這些新技術(shù)的應(yīng)用使CVT可傳遞更大轉(zhuǎn)矩。日產(chǎn)公司研究開發(fā)的CVT電子控制技術(shù)，增加了發(fā)動機的制動模式，使汽車在下坡時可以一直根據(jù)車速實現(xiàn)發(fā)動機制動，而不是采用常規(guī)制動器限速，解決了長距離制動引起制動器發(fā)熱的問題。同時在濕滑路面上能夠平順地增加速比來防止打滑。日產(chǎn)公司計劃將它的CVT的應(yīng)用范圍從1.0L擴大到3.0L的轎車。日本三菱公司選用CVT傳動技術(shù)與直噴式發(fā)動機組合，可以保證在所有速比下，實現(xiàn)發(fā)動機動力平順無間斷地傳遞。CVT根除了傳統(tǒng)的自動變速器換檔時動力不連續(xù)現(xiàn)象以及頓挫感，從而獲得更滿意的響應(yīng)速度和控制性能。日本富士重工擁有15年開發(fā)CVT的經(jīng)驗。1997年5月，富士重工將它的Vistro微型車裝配了E-CVT(設(shè)有六檔手動換檔模式的CVT)。1999年上半年，美國的福特公司和德國ZF公司合作，在巴達維亞和俄亥俄州合資建廠,為福特公司的轎車和輕型載貨車設(shè)計 CVT變速器，從2001年開始投入生產(chǎn)。除經(jīng)典的前置前驅(qū)方式外，ZF公司還設(shè)計有發(fā)動機縱置前輪驅(qū)動、發(fā)動機縱置后輪驅(qū)動的CVT產(chǎn)品系列。經(jīng)過10多年的不斷完善，CVT傳動技術(shù)由早期的小排量逐漸發(fā)展到大中排量轎車，其傳遞功率已超過150KW，轉(zhuǎn)矩已超過350Nm。目前，市場上的CVT有三種產(chǎn)品：P821型，采用電磁離合器作為起動裝置，機—液或電—液控制系統(tǒng)，以外齒輪泵作為液壓源，實用于發(fā)動機排量在1.3以下的小型轎車；P811型，實用于發(fā)動機排量在1. 8以下的中型轎車；P844型，采用新型金屬傳動帶，將液力變矩器與CVT綜合，全電子控制系統(tǒng)，實用于發(fā)動機排量在3. 3以下的豪華轎車。日本在研制CVT的初期，即將電子控制技術(shù)與CVT技術(shù)結(jié)合，成功地開發(fā)出電子控制技術(shù)的CVT，即ECVT，陸續(xù)裝在Rex，Sambar和Justy上。1990年美國生產(chǎn)出計算機控制的無級調(diào)速液壓自動變速器(CVT),此后日本、美國、德國等轎車生產(chǎn)商大多采用此項技術(shù)。 ⑵ 國內(nèi)無級變速器的研究動態(tài) 國內(nèi)對汽車無級變速器的研究最早可追述到60年代，清華大學的宋鏡滾教授對汽車橡膠帶無級變速器進行了研究，用傳統(tǒng)的Euler理論對橡膠V帶無級變速傳動進行了分析，對彎曲、拉伸所產(chǎn)生的帶應(yīng)力及應(yīng)力對帶疲勞壽命的影響進行了分析，并提出了相應(yīng)結(jié)構(gòu)上的改進措施，以及汽車車速——油門兩參數(shù)匹配控制的簡單原理。80年代中期哈爾濱工業(yè)大學載人航天器設(shè)計教研室的楊滌教授在美國作訪問學者期間，與美國California-Davis大學的Andrew A. Frank教授合作，從純控制理論的角度，對CVT非線性動力傳動系統(tǒng)進行了實驗和仿真研究。80年代末東北大學的程乃士教授從德國回國后，開始了CVT鋼帶的試制工作，并應(yīng)用鍵合圖理論，推導了VDT公司P811 變速器液壓控制系統(tǒng)的狀態(tài)方程，但沒有具體的參數(shù)和仿真結(jié)果。90年代初北京理工大學的姜正根教授在兵器工業(yè)部的資助下，開展了CVT的研究，在購買了國外的鋼帶后，設(shè)計制造了簡單的實驗裝置，但由于同為兵器工業(yè)部的長安集團對該項目不認可，CVT項目沒有進一步的進展。清華大學曾嘗試對金屬帶CVT進行研究，武漢工學院也試圖對汽車牽引式CVT進行研究。90年代初，華南理工大學黃向東教授從意大利學成歸國，在國家自然科學基金青年基金的資助下，開展了金屬帶CVT的研究，試制了H型金屬鋼帶，對CVT的匹配控制規(guī)律進行了研究，并推導了CVT過渡狀態(tài)的理想調(diào)速率，指出了速比調(diào)節(jié)的方向和速率，該調(diào)節(jié)規(guī)律申請了國家專利。上海交通大學花家壽教授在上海齒輪箱廠的資助下，以VDT公司的P811樣機為實驗件搭建了CVT傳動實驗臺。湖南大學以周云山教授和薛殿倫博士為首的CVT研發(fā)小組，具有多年從事無級變速器的研究經(jīng)驗。多年的潛心研究，消化了國外的先進技術(shù)，已經(jīng)掌握無級變速器與整車的動力匹配規(guī)律、速比控制方法、離合器起步過程控制以及液壓控制系統(tǒng)設(shè)計等關(guān)鍵技術(shù)?？偠灾?，從國內(nèi)外對 CVT 的研究狀況來看，CVT是一項實踐性非常強的技術(shù)，國內(nèi)外對金屬帶CVT的研究方興未艾。 金屬帶式無級變速器的結(jié)構(gòu)、力學分析、傳動效率等，在國外已研究成熟，國外的研究熱點主要集中在CV T電液控制系統(tǒng)的控制策略上，如CVT電液控制系統(tǒng)的智能PID控制、魯棒控制、模糊控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制等。金屬帶式無級變速器的結(jié)構(gòu)、力學分析、傳動效率等研究在國內(nèi)已取得很大的進展，但CVT電液控制系統(tǒng)的控制策略、實驗仿真等研究在國內(nèi)剛剛起步。 2、目的、依據(jù)和意義 汽車界對CVT技術(shù)的研究開發(fā)日益重視，特別是在微型轎車中，CVT被認為是最佳的傳動裝置。隨著汽車電子技術(shù)的發(fā)展，電子技術(shù)與自動控制技術(shù)的不斷應(yīng)用，使得CVT的總體性能比同類的AT更為突出。根據(jù)世界各汽車公司按不同的試驗標準對CVT進行試驗，結(jié)果表明，CVT與同類四檔自動變速器相比：加速性能可提高10%，燃油經(jīng)濟性提高10%~15%，排放降低10%，平順性更好。 金屬帶式無級變速器是汽車理想的傳動系統(tǒng)，它可提高汽車的經(jīng)濟性，改善汽車的動力性，便于操作是汽車的核心技術(shù)之一。金屬帶式無級變速器的結(jié)構(gòu)、變速原理、受力情況等已經(jīng)研究成熟，但國內(nèi)CVT的關(guān)鍵技術(shù)——電液伺服系統(tǒng)控制方法的研究尚處于起步階段，國外研究得也不成熟。目前CVT控制策略的研究是CVT研究的熱點，隨著CVT控制策略研究的深入，金屬帶式無級變速器國產(chǎn)化的日子指日可待。金屬帶式無級變速器的試驗應(yīng)包括專用臺架及路況試驗，CVT專用臺架技術(shù)由世界上少數(shù)幾個大公司壟斷，如ZF公司、Doorne公司等，CVT所有的動態(tài)實驗都能在專用臺架上進行，但專用臺架造價高，國內(nèi)外研究人員研究CVT的動態(tài)特性時大多在自制的簡易實驗臺上并配合仿真進行。結(jié)合金屬帶式無級變速器，設(shè)計金屬帶式無級變速器的傳動機構(gòu)，使變速機構(gòu)實現(xiàn)迅速、準確的變速。 此次對金屬帶式汽車無級變速器傳動機構(gòu)的計，其目的主要有： 一是重點培養(yǎng)學生的設(shè)計、團隊溝通協(xié)作能力，使學生能夠盡快適應(yīng)企業(yè)需求，為企業(yè)挑選優(yōu)秀適用人才提供平臺； 二是通過設(shè)計交流創(chuàng)造學術(shù)競爭氛圍，為師生之間、同學之間提供良好的交流平臺，進而推動學科建設(shè)的提升； 金屬帶式汽車無級變速器傳動機構(gòu)設(shè)計在提高和檢驗汽車行業(yè)院校學生的綜合素質(zhì)，為汽車工業(yè)健康、快速和可持續(xù)發(fā)展積蓄人才,對增進產(chǎn)、學、研三方的交流與互動合作等方面具有十分廣泛的意義。 毫無疑問，對于對汽車的了解僅限于書本和個人駕乘體驗的大學生而言，能夠獨立的完成金屬帶式汽車無級變速器傳動機構(gòu)設(shè)計，是一段非常富有挑戰(zhàn)的過程，同時也是一段受益頗豐的過程。在大腦一片空白的開始、興奮的初步設(shè)計、激烈的爭執(zhí)、無可奈何的妥協(xié)、令人抓狂的一次次返工、絞盡腦汁的解決難題之后，設(shè)計者能獲得的不僅僅是CAD、ANSYS等軟件的熟練運用以及對焊接、定位、機加工等技術(shù)特征的掌握,更有汽車工程師的基本素養(yǎng)和豐富實踐經(jīng)驗。 二、設(shè)計（論文）的基本內(nèi)容、擬解決的主要問題 1、研究的基本內(nèi)容 （1）研究汽車無級變速器的工作原理和結(jié)構(gòu)特點； （2）根據(jù)設(shè)計參數(shù)并結(jié)合結(jié)構(gòu)工藝性等要求確定無級變速器傳動方案； （3）根據(jù)無級變速器傳動方案確定無級變速機構(gòu)的設(shè)計； （4）中間減速機構(gòu)的設(shè)計按齒輪受力、轉(zhuǎn)速、噪聲要求等情況選擇齒輪的變位系數(shù)、壓力角、螺旋角、模數(shù)和齒頂高系數(shù)； （5）撰寫設(shè)計說明書并完成主要總成裝配圖，零件圖。 2、擬解決的主要問題 （1）金屬帶式無級變速器傳動摩擦副的共軛關(guān)系； （2）金屬帶式無級變速的金屬帶傳動的力分析； （3）金屬帶帶環(huán)的應(yīng)力與強度分析，帶輪與摩擦片的接觸強度計算； （4）直母線錐盤導致的金屬帶偏斜及其影響； （5）金屬帶傳動的摩擦因數(shù)和傳動效率； （6）金屬帶傳動的傳動能力和帶輪軸向推力的確定； （7）摩擦傳動原理和摩擦因數(shù)； （8）離合器換向機構(gòu)的設(shè)計要點，如倒檔行星機構(gòu)的運動學設(shè)計和強度計算。 三、技術(shù)路線（研究方法） 市場調(diào)查，收集資料 理解金屬帶式變速器的工作原理和結(jié)構(gòu)特點 主傳動部分的運動分析 無級變速機構(gòu)的設(shè)計 中間減速機構(gòu)的設(shè)計 對傳動機構(gòu)進行校核分析 總體傳動方案的設(shè)計與選擇 繪制總體傳遞動力路線圖 繪制裝配圖以及相應(yīng)零件圖 撰寫設(shè)計說明書，繪制總裝配圖及零件圖 最終形成研究成果 Y N 四、進度安排 1、進行文獻檢索，查看相關(guān)資料，對課題的基本內(nèi)容有一定的認識和了解，并完成開題報告。第1-2周（2月28日～3月11日） 2、初步確定設(shè)計的總體方案，討論確定方案；對無級變速器的傳動機構(gòu)進行初步設(shè)計。第3-6周（3月14日～4月8日） 3、提交設(shè)計草稿，進行討論，修定。第7周（4月11日～4月15日） 4、無級變速機構(gòu)、中間減速機構(gòu)的設(shè)計，繪制裝配圖及相應(yīng)零件圖。第8-12周（4月18日～5月20日） 5、提交正式設(shè)計，教師審核。第13-14周（5月23日～6月3日） 6、按照審核意見進行修改。第15周（6月6日～6月10日） 7、整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。第16周（6月13日～6月17日） 五、參考文獻 [1] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京:人民交通出版社，2002，(08). [2] 程乃士.汽車金屬帶式無級變速器[M].北京:機械工業(yè)出版社，2007 [3] 盧延輝,張友坤,鄭聯(lián)珠等. 基于Infenion C164CI的金屬帶式無級變速器電控系統(tǒng)設(shè)計 [J]. 吉林大學學報(工學版), 2006, 36 (3) _5 . [4] 鄒政耀,楊雪梅. 功率分流式無級變速器的機構(gòu)設(shè)計 [J]. 公路與汽運, 2008, (6) _3 . [5] 劉金剛. 金屬帶式無級變速器電液控制系統(tǒng)關(guān)鍵技術(shù)的研究 [D].湖南大學, 2008. [6] 薛殿倫,張友坤,鄭聯(lián)珠等. 金屬帶式無級變速器的速比控制 [J]. 農(nóng)業(yè)機械學報, 2003, 34 (3) _4 . [7] 胡朝峰,過學迅. 金屬帶式無級變速器電液控制系統(tǒng)實時仿真 [A]. 2006年恒潤科技用戶大會論文集[C]. 2006 . [8] 馮顯武. 基于滑移的金屬帶式無級變速器最佳夾緊力的控制研究 [D].湖南大學, 2008. [9] 黃智明. 金屬帶式無級變速器電子控制裝置設(shè)計方法研究 [D].湖南大學, 2007. [10] 曹成龍,周云山,高帥等. 金屬帶式無級變速器夾緊力試驗研究 [J]. 湖南大學學報(自然科學版), 2010, 37 (7) . [11] 張飚. 金屬帶式無級變速器夾緊力控制策略的研究 [D].江蘇大學, 2009. [12] 程乃士,劉溫,郭大忠等. 金屬帶式無級變速器傳動效率的實驗研究 [J]. 東北大學學報(自然科學版), 2000, 21 (4) _3 . [13] 王幼民,唐鈴鳳,唐凌霄等. 金屬帶式無級變速器的發(fā)展歷史、研究現(xiàn)狀與展望 [J]. 安徽工程科技學院學報（自然科學版）, 2005, 20 (2) _5 . [14] 張涌,張為公,吳海嘯等. 無級變速器金屬帶的滑移率評估方法 [J]. 江蘇大學學報（自然科學版）, 2010, 31 (5) . DOI:10.3969/j.issn.1671-7775.2010.05.008. [15] 范大鵬. 金屬帶式無級變速器建模、仿真與試驗研究 [D].同濟大學汽車學院, 2008. 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To achieve this, slip in a CVT is investigated. From measurements on an experimental setup, Traction curve data and efficiency measurements are derived. A model describing slip in a CVT is verified using measurements with a belt with increased play. It is found that small amounts of slip can be controlled in a stable way on the setup. The traction curve was mostly dependent on the CVT ratio. Efficiency is found to be highest for 1 to 2% slip depending on the ratio. The model is in reasonable agreement with the measurements. 1. Introduction Applying a Continuously Variable Transmission (CVT) in an automotive driveline has several advantages. A CVT can operate at a wider range of transmission ratios, therefore the engine can be operated more efficiently than with a stepped transmission. Also, a CVT does not interrupt the torque transmission when shifting. This gives a more smooth ride than a stepped transmission does. A V-belt based Continuously Variable Transmission uses a belt or a chain to transmit torque from a driving side to a driven side by means of friction. The layout of the CVT and the V-belt are shown in figure 1. The variator consists of two pulleys which are wedge shaped. By changing the position of the pulleysheaves the ratio of the CVT can be adjusted. The V-belt consists of blocks which are held together by two rings that in turn exist of a set of bands. To achieve torque transmission sufficiently high clamping force levels are needed to prevent slip in the variator. Because the torque level is not exactly known at all times, since no torque sensor is used due to cost considerations, a safe clamping force level based on the maximum possible load is maintained at all times. This safety level is based upon assumed maximum shockload levels from the road, like bumps, and the engine torque. In order to maintain these safety levels higher clamping force levels are maintained then needed. Higher clamping force levels cause more losses in the CVT. These losses are caused by increases in power consumed by the hydraulic pump, by increases in the losses due to slip in the belt if a pushbelt is used, and by increases in deformation in the belt and in the pulleys. Furthermore wear is increased and fatigue life is reduced. In order to reduce these clamping force levels a method is needed to detect slip in the variator fast enough to prevent slip from reaching destructive levels. A method to detect and control slip is therefore needed. In this paper measurements are presented of the traction curve in a V-belt CVT. Figure 1. Layout of a CVT and a metal pushbelt 2. Traction curve The V-belt type CVT utilizes friction to transmit power from the primary pulley to the secondary pulley. The traction curve is the dimensionless relationship between transmitted torque and the slip. The maximum input torque that can be transmitted by the CVT is dependent on the applied clamping force. The traction coefficient is therefore chosen to be a dimensionless value. The traction coefficient μ is defined as: （1） In which represents the input torque, represents the secondary running radius of the belt on the pulley, represents the secondary clamping force and is the pulley wedge angle. Figure 2. CVT torque transmission scheme The second variable in the traction curve is the slip in the variator. Slip is defined as: （2） Where is the angular speed of the secondary axle, is the angular speed of the primary axle and is the geometrical ratio, which is defined by: （3） is the running radius on the primary pulley. 2.1 Tangential slip Slip is defined in equation 2. When the CVT transmits power a certain amount of slip can be measured almost linear with the applied torque. This is called the microslip regime of the CVT, because traction is still increasing in this regime with increasing slip. The microslip is caused by gaps between the blocks on the idle part of the driving pulley as shown in figure 3. On the driving pulley an idle arc exists where no slip occurs. Also an active arc exists (see figure 2), where slip occurs relative to the total play in the belt and the active arc length. However, when the maximum torque capacity of the CVT is reached slip will increase dramatically. This situation, macroslip, is not stable during normal operation of the CVT, because the traction coefficient decreases with increased slipspeed. It is assumed that the total gap dt is evenly distributed along the idle arc of the driving pulley. The traction Figure 3. Gaps in the belt curve (figure 5) shows that torque transmission increases almost linearly with an increase in slip, until a certain maximum torque is reached. dt can be estimated by adding an initial gap do to the increase in belt length due to the internal stresses in the bands and a decrease in length of the blocks due to the compressive forces. （4） To calculate the slip caused by these gaps we can use the following equations: （5） （6） In equation 5, a is the idle arc, d is the width of a belt element and dt is the total gap between the elements in the belt. To calculate the amount of slip the total gap dt has to be known. This effect has an influence on the traction coefficient in the macroslip regime. When macroslip occurs the traction will decrease with increasing slip. The Stribeck effect is modelled using equation 9. （7） （8） （9） Equation 7 gives a value for the friction caused by viscous friction component. Equation 8 gives a value for the coulomb friction component. a0,1, c0 and v1 are coefficients which can be chosen to match the measured values. With these equations we can derive slip and traction from measured data as shown in section 4. With Asayama [1995] we can obtain the tension and compression force distribution needed to calculate the lengthening of the belt. Also, we can calculate the idle arc from this model. From the idle arc, the length of the belt and the initial gap we can calculate an estimate for slip in the belt for a given load. 2.2 Radial slip Not only slip in tangential direction occurs, but also slip in radial direction. The first reason for radial slip is spiral running. When the belt runs along the arc of contact the radius at which it runs is not constant. This effect is caused by pulley deformation. One type of deformation is the bending of the axle between both pulley sheaves. The belt is not fully wrapped around the pulley, therefore the resulting normal force of the blocks on the pulley is not axial. This causes a bending moment in the axle. A second effect is the bending of the pulley itself. This effect is mostly dependent on the local normal force exerted on the pulley by the blocks. This effect is small when the belt is running on a small running radius, but on a large running radius this effect is significant. The second reason for slip in radial direction is due to shifting. When the CVT is shifted to a different transmission ratio, radial slip is forced. This is done by changing the clamping force ratio. The amount of radial slip that is forced depends on the shifting speed and the (primary) angular speed. 3. Experimental setup In the experiments the geometric cvt ratio is fixed and the clamping forces are constant, the traction coefficient then depends only on the slip in the system. The traction curve can be constructed from output torque and slip measurements. The test rig motors deliver a maximum torque of 298 Nm with a maximum speed of 525 rad/s. Both motors are equipped with a Heidenhain ERN1381 incremental rotary encoder with 2048 pulses/rev. The torque at both sides is measured using a HBM T20WN torque sensor. The maximum allowable torque is 200 Nm with speeds up to 1050 rad/s. A separate hydraulic unit is used to provide the required flow and pressure for the clamping forces. Figure 4 gives a schematic overview of the experimental setup. 4. Experimental results The geometric ratio of the CVT was fixed during the experiments using a so-called ratio ring and the limits of the primary pulley. This ratio ring limit the movement of the pulley. Primary and secondary pressure was held constant (clamping forces were held constant) during the experiments. Figure 4. Experimental setup 4.1 Traction coefficient The traction coefficient was measured at different ratios, at different primary speeds and at different pressures. In figure 6 and 7 can be seen that the traction coefficient depends little on primary speed or secondary clamping pressure, but mostly on the transmission ratio, as can be seen in figure 5. An increase in clamping force causes more slip (see figure 8). This is caused by an increase in tension in the bands and therefore in an increase in length of the belt. This causes the play to increase. Figure 5. Traction coefficient at 300rad/s, ratio low(0.4), Medium (1.1) and overdrive (2.26) 4.2 Efficiency The efficiency depends on pressure and on ratio. From figure 12 can be seen that an increase in pressure causes a decrease in efficiency. This effect is caused by the internal friction in the belt. Slip between the blocks and the bands also causes a strong dependency on ratio (see figure 9). Efficiency is clearly higher in medium than in overdrive or low. In medium no slip occurs between the blocks and the bands, but in overdrive or low the bands slip over the blocks. At high clamping levels this effect is greater, because the normal forces acting between the blocks and the bands increase linearly with an increase in clamping level. From figure 10 and 11 can be seen that input speed also has an influence on efficiency. Figure 6. Traction coefficient in overdrive, ws = 150,225,300 Figure 7. Traction coefficient in low, wp =150,225,300 Figure 8. Traction coefficient for resp. 5bar and 8bar secondary clamping pressure From figure 10 and 11 can be seen that input speed also has an influence on efficiency. 4.3 Play The microslip region is dependent on play in the belt. An experiment has been carried out with a belt with increased play. One block was taken out of the belt. The performance of the belt was measured with a total gap of 1.8mm. The cumulative gap in the belt was 0.3mm in the other experiments. A significant difference is measured in the LOW ratio of the CVT. In figure 4.3 the traction curve is shown for the low ratio of the CVT for the belt with increased play. Also the result of the numerical model is shown in figure 4.3. The results for overdrive show that in overdrive there is no significant change in the traction curve, see figure 4.3. However, the model is less consistent with the tractioncurve in overdrive than in low. Figure 9. Efficiency at 300rad/s, ratio low(0.4), Medium (1.1) and overdrive (2.26) Figure 10. Efficiency in overdrive, ws =150,225,300 Figure 11. Efficiency in low, = 150,225,300 Figure 12. Traction coefficient for resp. 5bar and 8bar secondary clamping pressure Figure 13. Effect of play in the belt, wp = 30rad/s, in low, with increased gap (1.8mm) Figure 14. Effect of play in the belt, wp = 30rad/s, in overdrive, with increased gap (1.8mm) 5. Conclusion The traction curve is mostly ratio dependent. This can be explained with the shown model as explained in section 4. Transmission efficiency is dependent on applied pressure, input speed and the CVT ratio. Gaps between the blocks of the belt cause at least part of the tangential slip of the belt. This was confirmed by the experiment with increased play in the belt. The consistency of the model is better in low than in overdrive. Future research will be directed at controlling slip in the CVT. This can enhance the efficiency of the CVT. 附 錄B 各級高夾緊力降低了無級變速器（CVT）的效率。然而，各級高夾緊力之間的必要措施，防止金屬帶和滑輪滑。如果滑少量是允許的，夾緊力水平可以降低。要做到這一點，在無級變速器滑動進行了研究。從上一個實驗裝置測量，牽引效率測量數(shù)據(jù)和曲線推導。一個模型描述無級變速器滑動驗證使用具有增加播放帶測量。研究發(fā)現(xiàn)，少量的滑可在道路上設(shè)置穩(wěn)定控制。牽引曲線主要是依賴于CVT的比率。效率是發(fā)現(xiàn)1％至2％的最高比例滑倒而定，該模型與測量合理的協(xié)議。 1. 簡介 應(yīng)用在汽車傳動系統(tǒng)無級變速器（CVT）有幾個優(yōu)點。無級變速器可以工作在更廣泛的傳動比，因此該引擎可以使用，其傳輸效率比階梯。另外，CVT的不中斷換擋時的扭矩傳遞。這給出了一個比一個更平穩(wěn)的傳輸并加強。阿V帶無級變速器的使用金屬帶或鏈條傳送通過摩擦意味著從驅(qū)動側(cè)的扭矩到從動側(cè)。該無級變速器和V帶的布局見圖1。該變速器由兩個滑輪是楔形。通過改變位置的CVT的比例可以調(diào)整。 V型帶，其中包括分別由兩個環(huán)一起，在樂隊依次設(shè)置存在的塊。為了實現(xiàn)足夠高的扭矩傳遞夾緊力水平是需要防止變速器滑。由于轉(zhuǎn)矩是不完全知道在任何時候，因為沒有采用扭矩傳感器由于成本的考慮，一個安全級別夾緊力最大的可能是維持負載為基礎(chǔ)在任何時候。這是基于安全等級最高的假定像顛簸道路上，和發(fā)動機扭矩水平。為了保持這些安全級別較高的夾緊力水平維持不變，然后需要。夾緊力水平造成的CVT更多的損失。這些損失是由由液壓泵消耗功率提高造成的損失中帶滑，如果在一個帶使用的增加，并在帶變形和滑輪增加。此外磨損增大，疲勞壽命降低。為了減少這些夾緊力的方法檢測，需要足夠快的變速器，防止破壞性的水平失誤達到的水平。一個方法來檢測和控制，因此需要滑。本文介紹了測量中的V帶無級變速牽引曲線。 圖1 金屬帶式無級變速器布置 2. 牽引曲線 V型帶式無級變速器采用了摩擦，從主滑輪傳送到輔助電源滑輪。牽引曲線之間傳遞扭矩和滑量綱關(guān)系。最大輸入扭矩，可以通過發(fā)送的CVT的夾緊力的應(yīng)用而定。牽引系數(shù)因此選擇是一個無量綱值。牽引系數(shù)μ的定義為： （1） 其中表示輸入扭矩，代表著對金屬帶輪二次運行半徑，代表了二次夾緊力，是滑輪楔角。 圖2 CVT的扭矩傳輸方案 牽引曲線中的第二個變量是在變速器滑移。 滑移的定義為： （2） 是次要軸角速度，是主軸角速度，是幾何比例，將其定義為： （3） 正在運行的主滑輪半徑。 2.1 切向滑移 滑移是指在公式2。當無級變速器傳遞動力滑移一定量的可測與施加的扭矩幾乎呈線性關(guān)系。這就是所謂的CVT的microslip政權(quán)，因為在此牽引仍隨滑移區(qū)增加。該microslip是由塊之間的間隙對傳動滾筒閑置部分，如圖3 所示。在主動輪弧存在其中一個空閑無滑移發(fā)生。也是一個積極的弧存在（參見圖2），其中發(fā)生相對滑移，在帶和總發(fā)揮積極的弧長。然而，當CVT的最大扭矩達到防滑能力將顯著增加。這種情況，macroslip，是不是在本無級變速器的正常運行穩(wěn)定，因為牽引系數(shù)降低與增加滑移率。據(jù)推測，總差距是均勻分布在主動輪的閑置弧線處。牽引曲線（圖5）顯示，傳遞扭矩增大幾乎呈線性增加，在滑動，直到達到一定的最大扭矩?？梢酝ㄟ^添加一個初始間隙做了帶長度的增加，估計由于內(nèi)部應(yīng)力的樂隊，并在適當?shù)膲K長度的壓縮力下降。 （4） 圖3 空白帶 計算的滑動造成這些差距的原因我們可以用以下的方程: （5） （6） 公式5是一個空閑的弧線，D是一個帶元素的寬度和是在金屬帶之間的元素的總差距。要計算總的差距滑的金額為已知。這種效應(yīng)有一個關(guān)于在宏觀滑移政權(quán)牽引系數(shù)的影響。當宏觀滑移發(fā)生的牽引滑移的增加會降低。效果是模仿的摩擦模型使用公式9。 （7） （8） （9） 公式7給出了由粘性摩擦元件所造成的摩擦系數(shù)。公式8給出了庫倫摩擦組件的值。為1，和的是可以選擇匹配的測量值系數(shù)。有了這些方程，我們可以從測量數(shù)據(jù)下滑牽引，在圖4所示，我們可以得到的張力和壓縮力分布計算所需的金屬帶延長。另外，我們可以從這個模型計算出空閑的弧線。從閑置的弧線，金屬帶的長度和初始差距，我們可以計算出在金屬帶承保給定負載的估計。 2.2 徑向滑動 不僅在切線方向發(fā)生滑動，而且滑徑向方向。對于第一個原因是徑向滑動螺旋運行。當沿帶的接觸半徑，在它運行的弧線運行的不是恒定的。這種效應(yīng)是由滑輪變形。一類是變形的兩滑輪軸彎曲。金屬帶是不完全的滑輪包左右，因此導致正常的區(qū)塊隊在滑輪是不是軸向，這會導致軸彎矩。 第二個效應(yīng)是金屬帶輪本身彎曲。這種影響主要是對當?shù)卣５挠蓧K滑輪施加力而定。這種效果是小的時候帶運行在一個小半徑運行，但運行在一個大半徑這種影響是顯著。在徑向方向的滑動的第二個原因是由于轉(zhuǎn)移。當無級變速器被轉(zhuǎn)移到一個不同的傳動比，徑向滑移是被迫的。這是通過改變夾緊力比。對徑向滑動量是被迫依賴于移動速度和（主）角的速度。 3. 實驗裝置 在無級變速器的幾何比例是固定的實驗和夾緊力是恒定的，那么牽引系數(shù)只依賴于在系統(tǒng)中溜走。牽引曲線可以構(gòu)造從輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)差的測量。該試驗臺電機提供了最大的525拉德/速度為298牛米的最大扭矩秒這兩種發(fā)動機都配備了海德漢ERN1381增量與2048脈沖/轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)編碼器。在雙方的扭矩測量使用HBM的T20WN扭矩傳感器。允許的最大轉(zhuǎn)矩與速度高達200至1050弧度/ s的牛一個獨立的液壓裝置是用來提供所需流量和壓力的夾緊力。圖4給出了實驗裝置原理圖概述。 4. 實驗結(jié)果 幾何比例的CVT被固定在這個實驗中使用一個所謂的比率的極限環(huán)和主要滑輪。這一比率環(huán)限制的運動滑輪。初級和中級壓力保持不變(即夾緊力常數(shù))舉行了在實驗。 液壓裝置 電機2 編碼器 扭矩傳感器 電機1 圖4 實驗裝置 圖5 牽引在300rad/ s時，比低（0.4）系數(shù)，中（1.1）和高速（2.26） 4.1 牽引系數(shù) 測量了牽引系數(shù)在不同比例、不同主要的速度和在不同的壓力。圖6、7,可以看出牽引系數(shù)取決于原發(fā)性或繼發(fā)性小速度夾緊壓力,但主要在傳動比,從中我們可以看到圖5。夾緊力的增加會引起更多的滑移(見圖7)。這是由于增加的緊張局勢,因此在樂隊的長度增加金屬帶。這使發(fā)揮增加。 4.2 效率 效率取決于壓力和比例。12從圖可以看出,增加減少壓力會使效率。這種效應(yīng)是由于內(nèi)部摩擦帶中?；瑝K和繩索之間也會有強烈的依賴比(見圖9)。顯然是更高效率中比在超載或低。在中等無滑塊之間發(fā)生的,但在超載樂隊,樂隊或低滑動的街區(qū)。這種效應(yīng)在高夾緊程度更大,因為正常的有力作用之間呈線性增長,帶塊增加夾緊的水平。從圖10和11可以看出，輸入速度也對效率的影響。 圖6 牽引過載系數(shù)，是=150225300 圖7 牽引系數(shù)低,wp= 150225300 圖8 牽引系數(shù)8桿和5桿對照 從圖10和11可以看出，輸入速度也對效率有一定的影響。該微滑地區(qū)依帶上發(fā)揮而定。實驗已經(jīng)進行了一個增加播放帶。一個塊被取出來的金屬帶。金屬帶的性能是衡量一個總落差為1.8mm。帶中的累積差距是在其他實驗0.3毫米。一個重要的區(qū)別是在測量CVT的低比率。在圖4.3的牽引曲線所示為用于增加播放帶無級變速器低的比例。也是數(shù)值模式結(jié)果顯示在圖4.3。對超載超速結(jié)果顯示，在沒有任何重大變化曲線的牽引，見圖4.3。然而，該模型比在低中超速不太一致。 圖9 效率在300rad/ s時，比低（0.4），中（1.1）和高速（2.26） 圖10 在高速的效率，是=15022.530萬 圖11 低工作效率，= 150225300 圖12 牽引系數(shù)8桿和5桿中級對比 圖13 帶的影響,工作wp=30rad / s低速時,增加了差距(1.8毫米) 圖14 帶的影響,工作wp=30rad / s超載時,增加了差距(1.8毫米) 5. 結(jié)論 牽引曲線主要是比依賴。這可以解釋模型解釋顯示第四節(jié)。傳動效率是依賴于應(yīng)用壓力、輸入速度和無級變速比。塊體的間隙帶造成至少部分的切向滑移帶。實驗證實了這則以增加參加帶。該模型的一致性具有更好的低比高峰。未來的研究將針對控制滑在無級變速。這能提高CVT的效率。 16