下面是小编为大家准备的基于动态载荷的变速器疲劳试验台控制系统设计（共含9篇），欢迎阅读借鉴。同时，但愿您也能像本文投稿人“shanewzb”一样，积极向本站投稿分享好文章。
基于动态载荷的变速器疲劳试验台控制系统设计
分析了汽车行驶工况,根据汽车发动机的瞬态工况计算出机械式手动变速器的动态载荷,以此设计出加载试验台控制系统.试验台利用工业PC进行现场数据采集,监视系统运行状态,通过CT-NET总线实现工业PC与CT变频器之间的.通讯,CT变频器软PLC进行电机实时控制,模拟动态载荷并实时加载.
作 者：任永强 陈清红 景兴淇 REN Yong-qiang CHEN Qing-hong JING Xing-qi 作者单位：任永强,陈清红,REN Yong-qiang,CHEN Qing-hong(合肥工业大学,机械与汽车工程学院,合肥,230009)景兴淇,JING Xing-qi(机械工业第六设计研究院,郑州,450007)
刊 名：机械工程师 英文刊名：MECHANICAL ENGINEER 年，卷(期)： “”(5) 分类号：U270.14 关键词：实际工况 变速器 动态载荷 CT-NET总线 软PLC横置式前驱变速器疲劳试验台开发(二)
试验是产品开发过程中必不可少的.环节,文章介绍了汽车横置式前驱变速器疲劳寿命试验台系统的总体设计、工作原理和系统实现.
作 者：李春雷 LI Chunlei 作者单位：上海汽车变速器有限公司 刊 名：传动技术 英文刊名：DRIVE SYSTEM TECHNIQUE 年，卷(期)： 23(3) 分类号：U463.212 关键词：横置式前驱变速器 试验台自动变速器试验台的初步设计
介绍了一种新型自动变速器的结构及其工作原理,根据研究需要,对新型自动变速器的.试验台做了初步设计,并对试验过程中可能出现的干扰提出了相应的解决措施.
作 者：王红伟 杨继勇 徐锐良 作者单位：王红伟,徐锐良(河南科技大学,车辆与动力工程学院,河南,洛阳,471000)杨继勇(聊城职业技术学院,机电工程系,山东,聊城,25)
刊 名：聊城大学学报（自然科学版） 英文刊名：JOURNAL OF LIAOCHENG UNIVERSITY 年，卷(期)：2009 22(1) 分类号：U467.5+23 关键词：自动变速器 试验台 干扰汽车变速器是汽车中的一个关键设备，其性能直接影响到汽车的动力性、经济性和可靠性。汽车变速器综合性能的测试比较复杂，目前国内的汽车变速器试验台自动化程度低、机界面不友好、测试过程依赖于测试者的经验。因此，本试验台系统自动程度高、测试项目多、实时性强且完全可靠。
1系统介绍
具体说来，该试验台系统具有以下优点：可进行五种不同型号变速器及其扩展类型变速器的性能测试；自动测试过程可智能控制；短时间内可完成综合性能（换档、加载、同步器）测试；运行参数可实时显示；可进行故障的自动检测、报警及处理等。
1.1系统硬件介绍
本系统采用双变频电机模拟汽车变速器实现工况，从而实现对变速器性能的真实检测。电机的控制通过西门子6SE70系列变频器来实现。该系统变频器采用交流矢量控制技术，对大功率交流电机实现了精确控制。因为该系统中变频器数量不多、数据传输量不大，采用RS485总线来实现工控机与变频器之间的通讯，满足了实时性要求。由于PLC控制稳定、可靠，所以自动换档执行机构（机械手）采用PLC控制器来实现不同型号变速器的自动换档动作。
图1系统结构图
1.2系统软件开发环境
工业过程控制软件往往需要具有很强的通讯能力、现场数据的实时检测能力及强大的数据库、良好的图形界面。组态王6.01采用全新中文Explorer界面并拥有丰富的绘图工具和庞大的图形库（包括大量的工业标准元件），支持多媒体和ODBC数据库提供的功能、具有强大的控件和控制语言，使用灵活、方便，提供给用户一方便的集成开发环境，使开发者可快速构造应用系统。它还具有强大的通讯能力和良好的开放性。本系统控制软件基于组态王6.01二次开发，实现了测试过程的控制、测试数据的实时显示，而且缩短了开发时间。
2系统体系结构
2.1系统要求
厂方要求试验台系统能够在线检测变速器的综合性能，包括以下试验：①各档换档试验；②变速器加载能力测试；③变速器操纵（同步器）性能的测试；④跳档检测；⑤变速器的疲功寿命试验；⑥传动效率试验。
工作性能要求为：
(1)系统运行稳定、安全可靠；
（2）测试数据报表和测试及故障诊断的界面友好；
（3）台架试验方法科室、规范，达到汽车机械式变速器台架试验方法国家标准；
（4）在同一台架上对不同种变速器完成测试功能。
2.2系统体系结构
系统整体结构如图1所示。
系统分为三大模块：①控制部分；②换档机械手部分；③试验台机电部分。控制部分以计算机为中心，控制软件根据现场数据和当前工作状态控制系统的流程、任伤分配、指令发送、故障检测等；通过板卡通讯向PLC机械手发送换档控制指令、通过RS485总线变频器发送测试所需的转速和加载扭矩信号。控制部分还包括变频器、现场数据采集卡（PCL818L）、PLC控制器。变频器可以实现三相交流异步电动机的无级调速。变频器选用西门子6SE70系列变频器，该系列变频器采用交流电机的矢量控制技术对电机进行控制。矢量控制也叫磁场定向控制。它的基本思路是利用d-q旋转坐标变换，将定子电流分成励磁电流id1和转矩电流iq1，在调速过程中保持转子磁链不变，即id1为常数，此时交流电机调速原理与直流电机相同。现场数据采集卡将现场采集的数据传输到计算机。PLD控制器根据计算机发送的指令完成将换档信号转换为换机械手的执行命令。
换档机械手部分是控制部分的执行机构，机械手根据PLD发送的换档指令完成指公平的换档动作。
试验台机电部分是本系统是最终执行机构，完成将变速器驱动到相应转速和加载扭矩，以达到特定测试工况。机械部分包括两个功率比较大的变频电机和试验台架。本系统中电机的性能对整体性能影响很大，因而选用交流变频电机。该电机能满足高精度的扭矩、转速控制，而且功率足够大，可以满足本系统试验工况要求。工作时，加载电机工作在发电状态下，能量回馈到电网，大大节约了能源。试验台架包括离合器、传动机构和汽车变速器。因为试验时要达到高转速、高扭矩的工作状态，所以机械部分加精度要高。汽车变速器是本系统测试对象，为
了使装卸变速器的时间短，本试验台变速器的夹紧松开操作是通过油缸4轴连动压板来实现的。
2.3系统工作原理
系统采用双电机模拟汽车工况，其中驱动电机通过变频器的速度闭环控制模拟汽车的驱动机构，加载电机通过变频器的扭矩闭环控制模拟汽车加载。机械手根据计算机发出的指令信号完成对不同型号变速器的换档动作，从而能控制变速器换档到指定档位。在测试过程中，控制软件对系统的运行参数实时记录显示，并对温度、转速、扭矩、电流、完全罩到位信号等实时监控，遇到故障自动报警、自动分析。
3系统软件的开发与实现
本系统控制软件是基于组态王6.01二次开发的、功能结构如图2所示。
本系统从功能上完成了自动试验、手动试验、单独换档试验、疲劳试验和效率试验。计算机自动试验是本系统的主要部分，在这种状态下计算机控制变速器的测试过程，包括：试验流程、试验过程中换档顺序、各个档位的转速给定、加载扭矩给定、系统协调、信号检测及处理等。在自动试验控制下，完成从空档到最高档位的换档和加载交替过程，接着完成从最高档位降低到最低档位的降档换档，最后完成倒档测试。手动试验是由人操作手动操作台的.扭钮完成的，其程序主要完成监测、报警功能。单独换档是应厂家要求对某一指定档位进行试验。疲劳试验和效率试验分别对变速器的耐久性和传动效率进行测试。组态王6.01有丰富的画面制作系统，支持无限色和二十四种过滤色，并具有丰富的图库和图库精灵、丰富的动画连接向导。利用组态王6.01界面开发系统可给各种控制模式开发生动的界面，非常形象、美观。由于自动试验过程是本软件系统的关键，故以下仅对自动试验进行讨论。
3.1接口通讯参数
组态王与I/O设备之间的通讯很方便，主要通过以下几种方式进行通讯：串口通讯方式、DDE方式、板卡方式、网络节点方式、人机接口方式。组态王有丰富的数据类型，使用起来特别方便。
接口通讯参数如图3所示。
计算机通过检测现场数据，根据任务规划状态向PLC和变频器发送相应的控制指令。
现场数据包括：变速器当前档位、转速、扭矩、通过拉压力传感所测得的挂档力、离合器开关信号、变速器夹紧信号、轴承温度等。其中与PLC的通讯利用组态王的板卡通讯方式，组态王与变频器通讯采用组态王的串口通讯方式，组态王与现场数据通讯通过PCL818L扩展板卡来实现。现场数据用于检测工作状态是否到位和故障报警等，如机械手是否换档到位是根据现场采集的速度之比和配方中的速比是否一致来判断的，而温度、转速等指标又是故障报警的依据。
3.2自动换档过程的实现
3.2.1自动换档过程流程图
自动换档过程流程图如图4所示。
自动换档过程要完成松开离合器、换档、闭合离合器的动作和定时加载以及档位的自动更替。由于松开离合器、换档、闭合离合器都是在电机运转的情况下工作的，因而每一动作命令的发出都要先检验其条件是否严格满足以保证安全。离合器松开的条件为：电机的转速必须在预设的范围内；档档的条件为：必须检测到离合器已松开；离合器闭合条件为：换档到位。如果条件不满足就等待条件满足，但是等待时间也是有限制的，故采用定时器计时的方法来控制顺序动作等待时间。当档位换到位时，按该档位的测试参数加载，加载一段时间就可以测得变速器的加载能力，因而加载的定时也采用定时器来完成。加载计时完毕，将进行下一档位的测试，在程序中进入换档准备过程。在换档准备过程中，当前档位标志更替为下一个测试档位的标志，档位参数（变比、档位、加载扭矩、加载转速）更改为下一测试档位的参数。
3.2.2基于组态王编程实现自动档换过程
组态王事件命令语言可以规定在事件发生、存在和消失时分别执行的程序。离散变量名或表达式都可以作为事件。当该事件刚刚发生时，该单元的程序只执行一次；当该事件存在时，按照设定的时间间隔反复执行该单元程序；当该事件消失时，该单元程序只执行一次。事件命令语言存在时的循环执行程序与普通程序的while循环类似，但不完全相同。事件命令语言在事件存在条件下可以控制和调节系统循环执行的时间，因而有利于过程控制的定时操作。事件命令语言可以完成普通程序的if、while条件，同时可以达到定时功能。而且工业控制中很多都是通过离散状态变更来激发程序的流程。组态王命令语言形式很适合开发这种过程。
自动换档过程建立了多种工作状态：“换档准备”、“换档开始”、“换档成功”、“加载”、“运行”、“试验完成”等。以这些工作状态和计算机检测到的现场数据组合构成不同的事件，再以这些不同的事件之间相互激发、转换的逻辑关系实现自动换档过程的逻辑关系。
这里采用了组态王事件命令语言中事件存在时循环的定时功能。当程序进入定时器状态时，
采用计数器进行倒计时，事件存在时命令语言其它的程序都处于不被激发状态。在这种状态下，通过设定计数器起始计数值n和事件命令语言存在时循环执行一次的时间t，可以设定定时器的定时T（T=n×t）。
组态王还具有配方功能。在制造领域，配方用来描述生产一件产品所用的不同配料之间的比例关系，具生产过程中一些变量对应的参数设定值的集合。不同型号变速器和不同档位的测试参数（转速、加载扭矩等）数据结构类型是一致的，只是比例关系不同，因而采用配方功能比例方便。
该软件系统具有连网功能，可以远程检测现场工作状态，可并入企业的CIMS系统。
本试验台系统综合了计算机、通讯、自动化、电子、电气、机械等方面知识，是一个智能化的变速器综合性能在线检测机电一体化试验系统，自动化程序度、检测时间缩短，大大降低了运行成本、提高了生产效率。制动电机采用回馈制动，节约能源。系统控制方法精确，检测传感器精度高，达到了很高的精度。应用组态王强大的通讯和过程控制能力，减少了控制程序的开发时间。试验台已经通过厂方验收，即将投入生产一线，并将被广泛推广。
汽车变速器机械性能综合试验台的研制
介绍一种采用封闭式功率方法进行汽车变速器的传动效率测量以及疲劳寿命试验、分动器疲劳寿命试验的.试验台的研制.该试验台具有进行相关试验所要求的驱动加栽、检测、冷却、装夹等功能,能测量并显示输出扭矩和转速、加栽箱、封闭箱、附加变速器以及试件的温度,能对所测数据进行动态采集.
作 者：邓杰 高月华 DENG Jie GAO Yue-hua 作者单位：重庆科技学院机械与动力工程学院,重庆,401331 刊 名：装备制造技术 英文刊名：EQUIPMENT MANUFACTURING TECHNOLOGY 年，卷(期)： “”(5) 分类号：U467.5+2 关键词：汽车变速器 机械性能 封闭功率 试验台飞机疲劳载荷谱分析的一种新方法
在传统雨流计数法的基础上,提出了一种更优良的雨流计数新算法--等效载荷循环雨流计数法.该法按时间顺序计算载荷循环,完整记录了全部载荷历程而不改变其大小和顺序,对疲劳载荷发生时刻和疲劳损伤程度的分析更加准确,弥补了传统雨流计数法的'缺陷.通过分析可知,该算法简洁明确,精确度高,抗随机噪声干扰能力强.最后在某型飞机部件载荷谱的疲劳分析实验,证明了该算法的有效性.
作 者：李天亮 邹仕军 孙冬 何秀然 Li Tianliang Zou Shijun Sun Dong He Xiuran 作者单位：空军工程大学,工程学院,飞行器与动力工程系,西安,710038 刊 名：机械科学与技术 ISTIC PKU英文刊名：MECHANICAL SCIENCE AND TECHNOLOGY 年，卷(期)： 25(6) 分类号：V215 关键词：飞机与发动机 疲劳寿命 雨流计数法 载荷谱汽车无级变速器设计
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，努力追求实现这一目标。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，迄今国内研究、应用的很少。我们在前人研究的基础上，针对广州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
1.2
1.3
1.4 汽车变速器的类型???????????????????1 汽车变速器的类型和特点 ???????????????1 采用无极变速器――CVT的汽车可以节油的原理 ?????2 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
2.2
2.3
2.4
2.5
2.6
2.7 原车的相关参数???????????????????5 带传动的分析????????????????????5 压紧装置的设计???????????????????8 齿轮设计计算????????????????????15 轴的设计计算????????????????????22 轴承的设计计算???????????????????30 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 .致谢 ?????????????????????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，在今后三年内将达到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，尤其是制造工艺是最难的，要实现强度高（ b>MP），各层环之间“无间隙”
配合。以前只有荷兰VDT公司掌握这种工艺，现在我国沈阳越士达无级变速器有限公司也已近掌握了这种技术，并在重庆工学院建成了一条示范性生产线。
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汽车传动的成功范例。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，液压系统的油压也大（大约为8～9MPa），而摩擦盘式离合器所要求的油压又不高，这
样，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内摩擦上，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范围;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的变速比一般在Ra=5.5左右，通常用于排量在2.0L以下的汽车传动中。
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，应用范围广泛。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内边缘的位置所限制。
x=D-d
2tg?
2=b1
2
因此，在双向移动的情况下：
式中 ?――带轮两边的夹角；
b1――带底面的宽度，b1=bp
bp――带中性层的宽度；
h2――中性层至底面的距离，h2=h-h1 (h1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传动比及调速的范围
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。要扩大变速的范围，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???-2h2tg ? 2??
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，而传动比的范围可以达到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（金属陶瓷）
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（2MO，81Ni，17Fe）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：
i21max=3.090
i
21min=0.846
调速范围 Rb=
采用对称调速，imax=i21maxi21min=3.0900.846=3.576 =
1
imax==1.981 11.981=0.505 imin=
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Dmin=80mm，则最大工作直径
Dmax=imax?Dmin=1.981?80=151.36mm
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范围大小的缺陷。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tgλ=2f*D(x)/dτcos 在这里：
f――摩擦副的摩擦系数 D(x)――带的工作直径 x――带轮的轴向移动量 dτ――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，同时传动比范围可达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。
?ψ?
? 2??
其关键问题是曲面S(x)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：
QD=
kfMfD(x)
cos
?
2
（1）
式中，kf――工况系数，可以取1.2。
压紧力随X的不同（实际是工作直径D(x)的不同）而变化。 2）自动压紧装置产生的轴向压紧力的`表示：
?
2fDx
λ=ctg
?
dpcos?2?
?
?-ρ （2） ??
式中，dp――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ρ=ctg(f)，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Qa≥Qd，为系统不打滑的工作条件，
?
2fDx
λ=ctg
?
dpcos?2
由（1），（2）关系式可得到。
??
?-ρ （3） ??
4）皮带工作直径与轴向位移的关系
D=D(x)=d+x?ctg(?/2) 式中，d――最小工作直径
将上式代入（3）式中，即确认λ(x)。 5）确定S(x)
由关系式tgλ=dx/ds，并利用正切和角切以及（3）式，可以推出：
dpcos
?
+2ff'D(x)
S(x)=
?
2fD(x)-f'dpcos
? （4）
2
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Qamax和Qamin及λmax和λmin；再根据dp，f和d等 可以利用（4）式求得S(x)。代入各已知量后得到：
S(x)=
?c
c1+c2x
3
+c4x
x=
c1c4-c2c3
c4
2
ln(c3+c4x)+
c2c3c4
2
+
c2c4
x
式子中c1，c2，c3，c4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Qa=
k
f
p
2f
cos
?
2
A. 输入轴上的加压弹簧
当输入转速最低时，弹簧工作高度H2最小，轴向压紧力最大
Qmin=
kfp2f
cos
?2
=
1.56?38?10
560060
3
cos
-3
282
=8.19KN
?3.14?80?10?0.3
当输出转速最高时，弹簧工作高度H1最大，轴向压紧力最小
Qmin=
kfp2f
cos
?
2
=
1.56?38?10
560060
3
cos
-3
282
=4.33KN
?3.14?151.36?10?0.3
根据几何关系，?x=(Dmax-Dmin)?tg
?Q?x
8.19-4.33
17.8
?
2
=(151.36-80)?tg
282
弹簧刚度K=弹簧设计：
=
?10=216.9N/mm
3
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D2=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
K=
4C-14C-4
+0.615C
=
4?5-14?5-4
+0.6155
=1.31
试算弹簧直径
d===17mm
上值与原估去值相近，且为标准值。则
D=D2+d=90+18=108mm
3）根据刚度条件，计算弹簧全圈数
Gd?x8PmaxC
3
n==
78500?18?17.88?8190?5
3
=3.07
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n2最低时，弹簧工作高度H1最大，轴向压紧力最小
Qmin=
k1M
2
fDmax
cos
?
2
=
1.3?64.8151.36?10
3
-3
?0.3
cos
282
=1.8KN
M
2
=
Pn
=2?
38?10560060
=64.8N?M
?3,14
当输出转速n2最高时，弹簧工作高度H2最大，轴向压紧力最大
kfM
Qmax=
2
fDmax
cos
?
2
=
1.3?64.880?10
-3
?0.3
cos
282
=3.406kN
282
o
根据几何关系，?x=(Dmax-Dmin)?tg
?Q?x
3.406-1.8
17.8
?
2
=(151.36-80)?tg
弹簧刚度 K=弹簧设计：
=
?10=90.22N/mm
3
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D2
=90mm
，d=16mm。查表知[τ]=
471。
2） 根据强度条件算弹簧钢丝直径
直径旋绕比C
K=
=5.625
,则补偿系数
0.615C
=
4?5.625-14?5.625-4
+0.6155.625
=1.27
4C-14C-4
+
试算弹簧钢丝直径
d≥==11.5mm
原估取值安全，且为标准值。则D=D2+d=90+16=106mm 3） 根据刚度条件，计算弹簧圈数
n=
Gd?x8PmaxC
3
=
78500?16?17.88?3406?5.625
3
=4.6
取n=5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
i1=
ii21max
=3.091.892
=1.633
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48～55HRC. C. 选择齿轮为7级精度 D. 选小齿轮齿数Z1
=36
, 大齿轮齿数Z2
=i1Z1=1.633?36=59
3) 齿面的接触强度设计
d1t=2.3A. 确定公式内的各计算数值 a) 选择载荷系数Kt
=1.25
b） 计算小齿轮传递的转矩
T1=95.5?10?
5
P1n1
=95.5?10?
5
385600/1.892
=1.23?10Nmm
5
c） 选取齿宽系数φd
=0.7
= d
） 材料的弹性影响系数ZE
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
σHlim1=σHlim2=1170MPa
f） 应力循环次数
N1=60n1jLh=60?5600/1.892?1?8?300?10=4.26?10
9
g） 查得接触疲劳寿命系数Kn1 h） 计算疲劳许用应力
=0.89,Kn2=0.92
取失效效率为1%，安全系数S=1
[σ]H1
B. 计算
=KHN1σ
Hlim1
/S=1041.3,[σ
]H2
=KHN2σ
Hlim2
/S=1076.4
a） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σ]H中较小的值
d1t=2.3
=2.3=52.77mm
b） 计算圆周速度V
V=
πd1tn1
60?1000
=
π?52.77?5600
60?1000?1.892
=8.17m/s
c） 计算齿宽b
b=φdd1t=0.7?52.77=36.94
d） 计算齿宽和齿高之比
模数 m1齿高 h
=d1t/Z1t=52.77/30=1.76
=2.25?m1=2.25?1.76=3.96
b/h=36.94/3.96=9.33
e） 计算载荷系数
根据V
=8.17m/s
，7级精度，查得动载荷系数KV
=1.17
直齿轮，假设KAFt
KA=1.75
/b≥100N/mm,查得KHα=KFα=1.1，使用系数
KHβ=1.287,KFβ=1.25
K=KAKVKαKHβ=1.75?1.17?1.1?1.287=2.90
f） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得
d1=d1t
=52.77?
=69.86mm
g） 计算模数m
m=d1/Z1=69.80/30=2.33
4) 按齿根弯曲强度设计
m=A) 确定公式内的计算数值
m 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
σHlim1=σHlim2=680MPa
b） 查得接触疲劳寿命系数KN1=0.88,KN2=0.89
=1.3
FE2
c） 计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S
[σ]F1
=KFN1σ
FE1
/S=406.31,[σ
]F2
=KFN2σ
/S=465.54
d） 计算载荷系数K
K=KAK1KαKFβ=1.75?1.1?1.17?1.25=2.82
e） 查取齿轮系数
YFα1=2.52,YFα2=2.343
f） 查取应力校正系数
YSα1=1.625,YSα2=1.678
g） 计算大小齿轮的YFαYSα/[σ]F并加以比较
YFα1YSα1/[σYFα2YSα2/[σ
]F]F
=2.52?1.625/460.31=0.0089=2.343?1.687/465.51=0.0085
h） 计算模数m
m≥
==2.14
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m准值m
=2.14
，并就近圆整为标
=2.15，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.86mm
Z1=d1/m=69.86/2.25=30.14,取Z1=31 Z2=iZ1=1.633?31=51
5) 几何尺寸计算 A) 计算分度圆直径
d1=Z1m=31?2.25=69.75mm d2=Z2m=51?2.25=114.75
mm
B) 计算中心距
a=(d1+d2)/2=(69.75+114.75)/2=92.25
C) 计算齿轮宽度
b=φdd1=0.7?69.75=48.825
圆整：B2
D) 验算 F1
=
=49, B1=542T1d1
5
=
2?1.23?10
69.75
=352.7≥100,合适
2. 4. 2 倒档减速齿轮
i倒=
i倒0iCVT
=3.1421.981
=1.3=1.28
=1.661
取倒档小齿轮与惰轮的减速比i倒1 取倒档惰轮与大齿轮的减速比i倒2
1） 计算各齿轮参数
由于结构的原因，倒档大，小齿轮要有一定的间隙。故取倒档小齿轮的结构参数与前进档小齿轮相同。 令d1
=69.75mm,Z1=31,B1=54mm,m=2.25,则
d中=d1i倒1=69.75?1.3=90mmZ中=Z1i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?1.28=52B2=B中=49mm
，
2） 验算
按齿面弯曲疲劳强度校核公式σF确定式中各值 K值 KFβ1 KFβ KFβ2 KA
=1.18 KV1=10.8
=
2KT1YFαYSα
φdmZ1
32
≤[σ
]F
K1
=2.771
=KFβ中=1.20
KV=KV中=10.8 KF=KFZ中=2.794=10.8
=1.21
KV2 K2
=2.798
=1.75
Kα
=1.1
计算T值： T1
=1.23?10Nmm
5
T中 T2
=95.5?10?=95.5?10?
5
5
38
5600/1.891?1.3
385600/3.142
=1.6?10Nmm
5
5
=2.036?10Nmm
YFα1
=2.508
YSα1
=1.632
YFα中=2.40YSα中=1.67
YFα2
=2.312
YSα1
=1.706
φd=0.7
=1170MPa
查得 σHlim [σ]F1 [σ]F
=
σFE
=680MPa
1.18?680
1.4
=573.1
=K
σFN
FE
/S=[σ
]F中
=
1.2?6801.4
=582.9
[σ]F2 σF1 σF中 σF2 σF
==
1.21?680
1.4
=587.7
5
=279.8
2?2.771?1.23?10?2.508?1.632
0.7?2.25?40
3
2
=
2?2.794?1.594?2.40?1.67
0.7?2.25?40
5
3
3
=279.8
=
2?2.798?2.306?10?2.312?1.706
0.7?2.25?51
3
2
=208.4
≤[σ
]F 所以安全
2. 4. 3 减速轴距的调整
考虑到倒档大小齿轮不能直接接触，故轴距
a
＞
d1+d2
2
=
69.75+117
2
=93mm
调整中心距，取a
=107mm
，
=81.28mm
调整前进档齿轮，令m 前进挡小齿轮d1 前进挡大齿轮d2 Z1 Z2
==d1md2m==81.282.252.25
=2a1+i
=2.25=
2?1071+1.633
=id1=81.28?1.633=132.72mm
=36.12,取Z1=36
132.72
=58.99,取Z2=59
圆整 d1 d2 a b 圆整为 B2
=2.25?36=81mm
=2.25?59=132.75mmd1+d2
2
=
81+132.75
2
==106.875mm
=φdd1=0.7?81=56.7mm
=57mm
， B1
=62mm
验算：按齿根弯曲疲劳强度计算
σ
=
2KT1YFαYSα
=
2?2.82?1.23?10?2.52?1.625
0.7?2.25?36
3
2
5
F
φdmZ1
32
=274.9MPa≤[σ]F
2. 5 轴的设计计算
2. 5. 1 输入轴的设计 1） 选择轴的材料
选取45号刚，调质，HBS=230 2) 初步估算轴的最小直径
取发动机最大转矩时计算，此时，功率P
=25.12KW
n
=3200N/min
取A0
=110
d≥A03
P1n=110
25.123200
=21.86mm
3
3） 轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸
考虑锥轮的结构要求及轴的刚度，取装锥轮处轴径dmin
装配草图如图所示。
=30mm
，轴的
两轴承支点间的距离为L1
=245mm
4） 按弯扭合成应力校核轴的强度 A. 作出轴的计算简图 a） 计算压轴力
锥轮的当量摩擦系数
fV=f/sinθ=0.3/sin14
=1.24
α=180
-
D1-D2
α155.5180
00
?60
=155.5
fVα=1.24?
?3.14=3.36
最大有效拉力Fea
=1000Pea/V=1.25?1.25?38?1000/44.36=1.34KN
由于钢带伸缩弹性小，可忽略离心力对预紧力的影响。故 钢带预紧力
F0=
12Fea
ee
fVαfVα
+1-1
=
12
?1.34?10?
3
ee
3.363.36
+1-1
=718N
径向压轴力
Q=2F0sinα/2=2?718?sin155.5/2=1403N
b） 计算轴的压紧力
Qmax=
fVPVminμ
cos14
=
1.56?38?10560060
3
cos14
=5.1KN
?3.14?133.5?0.3
c） 计算支反力
将输入轴与中间轴形成的平面定为水平面，则垂直面没有力的作用
RA=
1403245
?84=481N
RB=
Q-RA=1403-481=922N
d） 作出弯矩图
M=RALA=481?(245-84)?10
-3
=77.4Nm
e） 作出扭矩图，取a=0.6，
aT=0.6?75=45Nm
f) 计算弯矩
M
ca
=M
2
+(αT)2
=77.4+
45
22
=89.53Nm
g） 校核轴的强度
按第三强度理论，计算弯曲应力
σ
ca
=
MW
ca
对轴的抗弯截面系数W,采用近似算法
W=0.1d
3
=0.1?0.030
3
=2.7?10
-6
-1
σ
ca
=
MW
ca
=
89.532.7
?10
6
=33.2MPa≤[σ
]
所以安全。
2. 5. 2 中间轴的设计计算 1) 选择轴的材料
选取45号钢，调质，HBS=230 2） 初步估算轴的最小直径 功率P 转速n 取A0
=25.12KW
=3200/1.892=1691N/min
=110
d≥A0p1n1
=110
3
25.121691
=27.1mm
3） 轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸
考虑锥轮的机构要求及轴的刚度，以及通用性要求取装锥轮处轴径
dmin=30mm
轴的装配草图如图所示。
4） 按弯扭合成应力校核轴的强度 A. 做出轴的计算简图 a） 计算径向力
作用在中间轴上的压轴力，大小与作用在输入轴上的压轴力相同，方向相反。
即径向压轴力Q
=1403N
中间轴上减速齿轮产生的径向力 减速齿轮传递的转矩T
=Pn=2?
3856001.891?60
?3.14
=123.0Nm
产生的径向力，F1
Fr Fn b） 计算支反力
=
2T1d1
=
2?123.069.75?10
-3
=3527N
=F1tgα=3527?tg20
=1283.7N
=F1/cosα=3527/cos20
=3753.4N
将输入轴与中间轴形成的平面定为水平面H,垂直面V垂直与水平面H。
R2H=Q/189?(189-122
)=1403
/189?67=497N
R3H=
F1/223?(223-53.5)=3527/223?169.5=268N
R1V=
Fr223
(223-53.5)=
1283.7223
(223-53.5)=975.7N
R3V=Fr-R1V=1283.7-975.7=308N
c） 作出弯矩图
M1=R3HL1=2681?53.5?10
-3
=134.4Nm
M
2
=R2HL2=497?122?10
-
3
=60.6Nm
M
3
=R3VL3=308?53.5?10
-
3
=16.5Nm
d） 作出扭矩图
取α
=0.6
，α
T
=0.6?123.0=73.8Nm
e） 计算弯矩
MM
ca1
==
M1+(αT
2
)2
=60.6+73.8
22
=95.5Nm
2
2
ca2
M1+M
223
+(αT)2
=
.4+16.5+73.8
2
=162Nm
f） 校核轴的强度
按第三强度计算理论，计算弯曲应力
σ
ca
=
MW
ca
=0.1d
3
W 对轴的抗弯截面系数W，采用近似算法，
=0.1?0.030
3
=2.7?10
-6
σ
ca
=
MW
ca
=
1622.7
?10
6
=60MPa≤[σ
-1
]
所以安全。
其它轴尺寸见零件图，他们受力小于前面两轴，故安全。
2. 6 轴承的设计计算
主动轴上轴承的设计计算。计算寿命，本着CVT变速器五年寿命，按每天工作八小时，每年300天工作日
则轴承计算寿命Lh
=8?300?5=12000小时
主动轴承采用两对轴承，内侧选用46406型角接触轴承。外测选用7206型圆锥滚子轴承。通过不同的尺寸公差保证角接触球轴承主要承受径向力，圆锥滚子轴承承受轴向力。 1. 对角接触轴承，派生轴向力S
=0.68R
S1=0.68R1=0.68?841=572NS2=0.68R2=0.68?922=627N
所以轴向力A2
A1
=S2=627N
=Fa+S2=627N
对轴承2，当量动载荷P取
fp=1.2，f1=1.00
=fp(XR+YA
)
，取X=1,Y=0
=70Kn
，A/R
=627/922=0.68≤e
P=1.2?(1?922+0?627P3f1
60nLh10
6
)=1106
N
C=
=
11061.00
60?5600?12000
10
6
校验合格。
2. 对圆锥滚子轴承，由于只承受轴向力，P
要求轴承的工作寿命为一年，Lh
=fpA=1.2?5.1=6.1KN
=8?300=2400小时
C=
pf1
60nLh10
6
=
6.11.00
60?5600?2400
10
6
=173Kn
采用车用特制轴承，采用特制加工工艺，可以达到使用标准。 其它轴承计算忽略。
2. 7 锥轮处的键的设计计算
主要失效形式是工作面压溃 选用8?36 按联接强度校核
σ
=2T?10kld
3
F
≤[σ
]p
最大转矩时，T键的工作长度l
σ
=75
, 接触高度K
=0.5h=0.5?7=3.5mm=30mm
3
=36mm
，轴的直径d
3
P
=
2T?10kld
=
2?75?10
3.5?36?30
=39.7MPa≤[σ]P
校验安全。
其它键参数见装配图，检验略。
3. 变速器的调控分析
3. 1 CVT的一般调控理论
对于车用的发动机，在任一给定油门开度α下总有一个最佳转速nd，
是得对应的发动机输出功率Pd为最大或对应的油耗率gd为最低。将不同油门开度下发动机特性（如速度特性）的最大功率点或最低油耗率点连成曲线，便得到最佳发动机曲线D或最佳经济曲线E, 如下图a所示。这两条曲线也容易转化成如图b所示的nd―a曲线。E, D两条曲线及其所包围的区域是CVT调速控制的重要依据。
随着工况（油门开度，工作负荷）CVT须适当调整变速传动比从而改变整个传动系的传动比，使车速发生相应的变化，以保证发动机转速ne和功率Pe正好是最佳工作线E或D上的某个确定值nd和Pd，即保证在最佳工况下工作。根据CVT调控的一般理论（又称“等转速稳态调节理论）,其传动比i的变化按下述方法确定。
为叙述方便，设离合器完全结合不打滑，CVT初级轴与发动机轴可视为刚性联接，则传动比i与发动机转速ne(r/min)及车速V(km
i
/h)有如下关系
=0.377Rrne/ioV=Ane/V
(1)
式中 R――驱动轮波动半径m，可视为常数
io――整个驱动链除CVT以外的固定传动比，为常数 A――0.377
于是，使ne
Rr/io=nd
的理想或目标传动比可表为
（2）
id=0.377Rrnd/ioV=And/V
在行车中克通过传感器测得ne，V，从而确定当前实际传动比i同时根据存入微机ROM中的图b及测得的a确定nd及id。若ne＞nd，i＞id，则发出并执行减小传动比的指令;反之则发出执行增大传动比的指令，直至ne=nd，i=id。这样形成了一个闭环调控的基本逻辑。
然而，上述调控理论或逻辑至少有如下不足之处：首先，它只指出了传动比调节变化的方向，没有指出变化的量或速率应该遵循什么规律;其次，它只从系统的稳态功率平衡来考虑问题，对于常处于过渡平衡状态中的实际车辆，往往会引起某种“误操作”，造成整车性能的恶化；此外，这种调控显然属于滞后被动跟随式的，必须等到实际与理想工作参数有了偏差后（ne不等于nd，i不等于id）才进行干预，难以实现最佳调控。
人们曾提出了一些半经验的调控规律，试图改善上述不足之处。例如有人用以下公式来确定传动比调控的方向和调速率
di/d=k1(id-i)+k2did/dt （3）
式中 k1,k2――待定的非常系数
显然对不同的车辆和发动机，都要经过大量的实验才能将其确定，故此法至少实用性方面受到了较大的限制。有鉴于此，寻找一种更合理适用的CVT调控理论或逻辑就十分有必要了。
3.2 CVT最佳调控逻辑
3.2.1 过渡状态可得
根据【7】，对理想调速可得，式（2）微分
diddt
=
0.377RV?dndnddV?iddV?A?dnd
-=- ? ?
i0VVdt?V?dtAdt??dt
（4）
这是一个重要的公式，其物理意义可以理解为：若在当前过渡（瞬态）平衡状态下正好有ne
=nd,i=id
，则当任一原因引起车速V,加速度
α及理想发动机转速nd发生变化时（如加、减速过程，油门变化，路况
及载荷变化等），CVT必须使发动机按上式确定的调速率调节传动比，才能使发动机始终保持在最佳特性曲线E或D下工作，恒有i得与整车特性的最佳匹配。
式中第一项反应油门开度α变化对调速率的影响，若α必然有dnd
/dt=0。dnd/dt
=id和pe=pd
获
=cosst
，则
可由两次采样所计算的nd之差与采样时间间
/dt=(dnd/dα)dα/dt
/dt
隔之比来确定；也可按dnd来计算，其中dnd
/dα
存
放在ROM中的图2b曲线斜率，dα则可通过传感器测得的α微分获
得。式中第二项代表驱动功率与阻力功率不平衡程度的贡献，若两者平衡则加速度a
=dV/dt=0。分析该项（设α=cosst,dnd/dt=0）可知，
在低速起步阶段因车辆V较小而id和dV
/dt
较大，可获得较大的调速率，
使V迅速上升；对于以高速行驶的车辆情况正好相反。这正是一种所期
nd和id则望的调速特性。式中的V和α可用速度传感器和微分电路测得，
可根据α及V通过图b确定。
不过，式（4）还不能直接用来确定CVT的调速方向和调速率，因为它无法处理f不等于ne不等于nd的情况，而任一不定因数的影响都可能导致这种情况的发生。
3.2.2 稳态下有转速偏差是的调速率
设在某油门开度α和传动比i下，驱动功率Pt
=ηtPe（其中ηt
是传动
系机械小效率，按常数处理）和阻力功率PZ在某点e达到了稳态平衡，车速V，如下图所示：
然而，平衡工作点e并为与理想的目标工作点重合，即i不等于id，
ne
不等于nd。显然此时需要增大传动比使驱动功率曲线Pt向左“平移”
到Pw曲线位置上（注：在对数坐标中才真正意义上的平移，而在自然坐标中，对应不同传动比的各Pt曲线最大，最小值应尽量一样，但曲线斜率和覆盖的速度域宽度却有所不同，称“平移”只是为了形象和方便），从而使d
→d0,e→d,i→id,ne→nd
，达到理想工作状态。
现在的问题是，如何确定这种调节过程中的适当调速率？为此做如下合乎情理的假设：1）发动机转速偏差?n此范围内可以认为使d
=nd-ne
的范围不大；2）在
→d0和使e→d完全等效。
有上图可知，要使e→功率增量?P
=Ptd-Pte
d
，应该增大传动比i来获得一个附加的驱动
=ne=cosst
。这相当于在始终保持ne条件下，不
断减小传动比，把以d为工作点的Pt曲线向右“平移”到Pn与假象阻力功率Px在d1点平衡这一过程中的逆过程。这个向右“平移”过程的调速率，类似于式（4）的第二项，表为：
diddt
=-A
nddVVd
2
dt
=-A
ndVd
2
ad
式中ad
=dVd/dt=3600?P/δmVd
是使调速过程中心保持不变所应产
生的加速度：
δ――转动质量转换常数 m――整车质量，kg 于是其逆过程的调速率表为：
didt=-
diddt
=A
ndVD
2
=
3600An
d
δmV/dt
3d
?P
显然，随着e→
e
d→d0
，?P,ad及di
都将不断减少，直到d，d0，
三点重合，此时di
/dt=0
出于事实上在每个瞬时的Pt曲线上都有i
Vd=And/i=Vnd/ne
didt
=Ane/V=And/Vd
，即
，故可从上式中消去Vd，得
=
3600
i
2
32
δmA
2
nd
?P=C
i
32
nd
?P
式中 C ?P
=3600/δmA
d
e
=Pt-Pt=ηt(Pd-pe)
它可根据已存入微机ROM中类似于图a的发动机速度特性Pe
-ne
曲线，
按取样及计算得到的ne，nd来确定。不过，该?P的定义只适用于Pe
-ne
曲
线单调上升的那一段。对于工作实际转速ne大于曲线上的最大功率点转速
nmax
的特殊情况，则应先取?P
=ηt(Pe-Pmax
)强行减小传动比；待工作点回
到Pe单调上升的主段后，再按前述定义的Pe调控。
4. 总 结
总的来说，这次设计是成功的，可以代替原有的变速器，达到了设计的目的。但由于经验，时间等方面的原因，还存在着问题与不足。主要表现在以下几点：
1） 金属带摩擦副的磨损问题
在以前的试验中，得到钢对钢的摩擦副在工作中的耐磨损性能不好，虽然这次设计改选用陶瓷合金材料，理论上满足了工作要求，但实际情况仍需检验。同时由于对摩擦副工作情况的研究还不是很深入，关于摩擦，磨损的机理了解的不够，也限制了金属带式CVT的设计。随着我国材料工业的发展和对金属摩擦副的深入研究，选用新型的耐摩擦材料副，设计更加合理的结构参数，这个问题是可以解决的。
2） CVT零件结构尺寸，材料的选择
由于参考资料的缺陷，我们只能采用机械设计的参考标准（参考《机械设计》）来确定CVT各零件的结构和尺寸。但汽车设计标准与一般机械设计存在着一定的差别，使得我们在这次设计中，选用安全标准偏高，材料不够优良，直接导致CVT结构尺寸偏大，质量增重。可以相信，采用汽车设计的标准，可以使这种CVT结构更加的短小紧凑，从而在整车设计，拆卸安装时，给设计者，修理使用者更大的方便。
5.致谢
本篇论文是在我的导师程文泉老师悉心指导下完成的，他对这篇论文的写作提出了许多宝贵的意见，并在研究方法上给予了许多指导。程老师研究问题的方法、广阔的学术、视野和对研究工作的执著态度让我在学习和做人方面受益匪浅。因此我要首先感谢我的导师程文泉老师。同时感谢在本论文写作过程中本文其他不少的老师和同学的关心及帮助，在这几年的学习和生活中，班上的同学、授课老师及辅导员老师给了我许多生活和学习上的帮助，并一同度过了许多美好的时光，真心感谢他们！
6.参考文献
[1] 阮忠唐 机械无级变速器设计与选用指南.北京：化学工业出版社，，9.140~197
[2] 李 伟 图解汽车自动变速器、无级变速器构造与检修.北京：机械工业出版社，，2.106~168
[3] 王吉会 材料力学性能.天津：天津大学出版社，2006，9.80~130
[4] 张建中 周家泽 机械设计基础.北京：机械设计基础，，8.169~360
[5] 于慧力 潘承怡 向敬忠 冯新敏编著 机械零部件设计禁忌.北京:机械工业出版社，2006,10.80~145。
1、概述
可编程逻辑控制器(Programmable Logic Controller，简称PLC或PC)是专为在工业环境下应用而设计的一种数字运算操作电子系统。它采用了可编程序的存储器，用来在其内部存储执行逻辑运算、顺序控制、定时、计数和算术运算等操作的指令，并通过数字量、模拟量的输入和输出，控制各种类型的机械或生产过程。
PLC是微机技术与传统的继电接触控制技术相结合的产物，它克服了继电接触控制系统中的机械触点的接线复杂、可靠性低、功耗高、通用性和灵活性差的缺点，充分利用了微处理器的优点。
PLC的主要特点如下：
A.用内部已定义的各种辅助继电器代替机械触点继电器，通过软件编程方式用内部逻辑关系代替实际的硬件连接导线，这些内部继电器的节点变位时间可理想化地认为等于零，因此只需考虑它的0-1状态而无需考虑传统继电器所固有的返回系数。
B.可靠性高，抗干扰能力强，适用于复杂的工业环境。
C.配套齐全，功能完善，适用性强，易于与工业控制系统联成一个整体，易于扩充其功能。
D.易学易用，照顾到现场电气操作维修人员的技能与习惯，特别是PLC的程序编制采用简单指令形式，使用户程序编制形象、直观、方便易学。
经过30多年的发展，PLC已十分成熟与完善，尤其在顺序控制、开关量逻辑运算和处理这两方面具有显著优势，而模拟量闭环控制也已非常成熟。 PLC技术自从引入我国的电力行业后就得到了广泛应用，并发展壮大。
2、PLC控制系统的设计
PLC控制系统设计包括硬件设计和软件设计。
2.1 PLC控制系统的硬件设计
硬件设计是PLC控制系统的至关重要的一个环节，这关系着PLC控制系统运行的可靠性、安全性、稳定性。主要包括输入和输出电路两部分。
2.2.1 PLC控制系统的输入电路设计。PLC供电电源一般为AC85-240V，适应电源范围较宽，但为了抗干扰，应加装电源净化元件(如电源滤波器、1:1隔离变压器等);隔离变压器也可以采用双隔离技术，即变压器的初、次级线圈屏蔽层与初级电气中性点接大地，次级线圈屏蔽层接PLC 输入电路的地，以减小高低频脉冲干扰。
PLC输入电路电源一般应采用DC 24V, 同时其带负载时要注意容量，并作好防短路措施，这对系统供电安全和PLC安全至关重要，因为该电源的过载或短路都将影响PLC的运行，一般选用电源的容量为输入电路功率的两倍，PLC输入电路电源支路加装适宜的熔丝，防止短路。
2.2.2 PLC控制系统的输出电路设计。依据生产工艺要求，各种指示灯、变频器/数字直流调速器的启动停止应采用晶体管输出，它适应于高频动作，并且响应时间短;如果PLC系统输出频率为每分钟6 次以下，应首选继电器输出，采用这种方法，输出电路的设计简单，抗干扰和带负载能力强。
如果PLC输出带电磁线圈等感性负载，负载断电时会对PLC的输出造成浪涌电流的冲击，为此，对直流感性负载应在其旁边并接续流二极管，对交流感性负载应并接浪涌吸收电路，可有效保护PLC。
当PLC扫描频率为10次/min 以下时，既可以采用继电器输出方式，也可以采用PLC输出驱动中间继电器或者固态继电器(SSR)，再驱动负载。
对于两个重要输出量，不仅在PLC内部互锁，建议在PLC外部也进行硬件上的互锁，以加强PLC系统运行的安全性、可靠性。
对于常见的AC220V交流开关类负载，例如交流接触器、电磁阀等，应该通过DC24V微小型中间继电器驱动，避免PLC的DO接点直接驱动，尽管PLC手册标称具有AC220V交流开关类负载驱动能力。
2.2.3 PLC控制系统的抗干扰设计。随着工业自动化技术的日新月异的'发展，晶闸管可控整流和变频调速装置使用日益广泛，这带来了交流电网的污染，也给控制系统带来了许多干扰问题，防干扰是PLC控制系统设计时必须考虑的问题。一般采用以下几种方式:
隔离：由于电网中的高频干扰主要是原副边绕组之间的分布电容耦合而成，所以建议采用1:1超隔离变压器，并将中性点经电容接地。
屏蔽：一般采用金属外壳屏蔽，将PLC系统内置于金属柜之内。金属柜外壳可靠接地，能起到良好的静电、磁场屏蔽作用，防止空间辐射干扰。
布线：强电动力线路、弱电信号线分开走线，并且要有一定的间隔;模拟信号传输线采用双绞线屏蔽电缆。
2.2 PLC控制系统的软件设计
在进行硬件设计的同时可以着手软件的设计工作。软件设计的主要任务是根据控制要求将工艺流程图转换为梯形图，这是PLC应用的最关键的问题，程序的编写是软件设计的具体表现。在控制工程的应用中，良好的软件设计思想是关键，优秀的软件设计便于工程技术人员理解掌握、调试系统与日常系统维护。
2.2.1 PLC控制系统的程序设计思想。由于生产过程控制要求的复杂程度不同，可将程序按结构形式分为基本程序和模块化程序。
基本程序:既可以作为独立程序控制简单的生产工艺过程，也可以作为组合模块结构中的单元程序;依据计算机程序的设计思想，基本程序的结构方式只有三种:顺序结构、条件分支结构和循环结构。
模块化程序:把一个总的控制目标程序分成多个具有明确子任务的程序模块，分别编写和调试，最后组合成一个完成总任务的完整程序。这种方法叫做模块化程序设计。我们建议经常采用这种程序设计思想，因为各模块具有相对独立性，相互连接关系简单，程序易于调试修改。特别是用于复杂控制要求的生产过程。
2.2.2 PLC控制系统的程序设计要点。PLC控制系统I/O分配，依据生产流水线从前至后，I/O点数由小到大;尽可能把一个系统、设备或部件的I/O信号集中编址，以利于维护。定时器、计数器要统一编号，不可重复使用同一编号，以确保PLC工作运行的可靠性。
程序中大量使用的内部继电器或者中间标志位(不是I/O位)，也要统一编号，进行分配。
在地址分配完成后，应列出I/O分配表和内部继电器或者中间标志位分配表。
彼此有关的输出器件，如电机的正/反转等，其输出地址应连续安排，如Q2.0/Q2.1等。
3、PLC设计的几点技巧
PLC各种触点可以多次重复使用，无需用复杂的程序来减少触点使用次数。同一个继电器线圈在同一个程序中使用两次称为双线圈输出，双线圈输出容易引起误动作，在程序中尽量要避免线圈重复使用。如果必须是双线圈输出，可以采用置位和复位操作(以S7-300为例如SQ4.0或者RQ4.0)。如果要使PLC多个输出为固定值1(常闭)，可以采用字传送指令完成，例如Q2.0、Q2.3、Q2.5、Q2.7同时都为1，可以使用一条指令将十六进制的数据0A9H直接传送QW2即可。对于非重要设备，可以通过硬件上多个触点串联后再接入PLC输入端，或者通过PLC编程来减少I/O点数，节约资源。例如:我们使用一个按钮来控制设备的启动/停止，就可以采用二分频来实现。模块化编程思想的应用:我们可以把正反自锁互锁转程序封装成为一个模块，正反转点动封装成为一个模块，在PLC程序中我们可以重复调用该模块，不但减少编程量，而且减少内存占用量,有利于大型PLC程序的编制。
结束语
PLC控制系统的设计是一个步骤有序的系统工程，要想做到熟练自如，需要反复设计和实践。本文是PLC控制系统的设计和实践经验的总结，在实际应用中具有良好的效果。
参考文献：
[1]陈延奎.浅谈PLC控制系统的设计方法[J].中国科技信息，-10-15.
污水处理控制系统设计
摘要：根据城市污水处理工艺的要求,从综合自动化系统的完整性、可靠性出发,给出了控制系统的网络结构、现场PLC控制站的.组成及功能,并设计出系统程序流程图.通过STEP7编程软件编写出相应的梯形图程序,主要实现了预处理控制系统的软件设计.作 者：崔继仁 肖彦 张艳丽 王越男 CUI Ji-ren XIAO Yan ZHANG Yan-li WANG Yue-nan 作者单位：佳木斯大学,黑龙江,佳木斯,154007 期 刊：佳木斯大学学报(自然科学版) Journal：JOURNAL OF JIAMUSI UNIVERSITY(NATURAL SCIENCE EDITION) 年，卷(期)：2010, 28(3) 分类号：X703 关键词：污水处理 网络配置 PLC 控制程序