傅 兵 周云山 高 帥 李 泉 安 穎.湖南大學(xué)汽車(chē)車(chē)身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙，4008.湖南江麓容大車(chē)輛傳動(dòng)股份有限公司，長(zhǎng)沙，4005

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金屬帶式無(wú)級(jí)變速器帶輪變形損失研究

傅 兵1周云山1高 帥2李 泉1安 穎1
1.湖南大學(xué)汽車(chē)車(chē)身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙，4100822.湖南江麓容大車(chē)輛傳動(dòng)股份有限公司，長(zhǎng)沙，410205

為了減少金屬帶式無(wú)級(jí)變速器變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)損失，分析了帶輪變形損失機(jī)理，推導(dǎo)出帶輪變形損失計(jì)算模型?；谀硣?guó)產(chǎn)無(wú)級(jí)變速器的實(shí)際參數(shù)，引入由有限元方法建立的帶輪軸向變形模型，定量分析了帶輪變形所導(dǎo)致的楔入損失及進(jìn)出口損失，獲得了金屬帶速比、輸入轉(zhuǎn)矩對(duì)帶輪變形損失的影響規(guī)律。分析結(jié)果表明：帶輪變形損失隨輸入轉(zhuǎn)矩的增大而增大，在最小速比和最大速比位置的損失大于中間速比位置的損失，其中楔入損失是構(gòu)成帶輪變形損失的主要部分；可通過(guò)提升帶輪在最大工作半徑處的等效軸向剛度來(lái)減小變形損失。最后通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了變形損失計(jì)算模型的可信性。

無(wú)級(jí)變速器；帶輪變形；轉(zhuǎn)矩?fù)p失；傳動(dòng)效率

0 引言

金屬帶式無(wú)級(jí)變速器(continuously variable transmission，CVT)能夠連續(xù)改變速比,使發(fā)動(dòng)機(jī)持續(xù)工作在最佳經(jīng)濟(jì)點(diǎn)，裝配CVT的汽車(chē)在燃油經(jīng)濟(jì)性上具有優(yōu)勢(shì)，但CVT變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)形式是摩擦傳動(dòng)，它存在摩擦損失，變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率直接影響CVT的應(yīng)用效能，如何搭建合適的模型來(lái)分析CVT變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)損失一直是CVT研究的熱點(diǎn)[1-2]。變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)損失由鋼環(huán)摩擦損失、金屬帶與帶輪之間的滑移損失、金屬帶楔入損失及進(jìn)出口損失等部分構(gòu)成，其中，金屬帶楔入損失及進(jìn)出口損失與帶輪變形有關(guān)，統(tǒng)稱(chēng)為帶輪變形損失，是變速機(jī)構(gòu)傳動(dòng)損失的重要組成部分[3]。為了優(yōu)化帶輪設(shè)計(jì)，提升CVT的傳動(dòng)效率，必須弄清帶輪變形損失的變化規(guī)律。

KIM等[4]通過(guò)試驗(yàn)證實(shí)了帶輪變形引起的金屬帶運(yùn)行軌跡變化及損失的存在。MICKLEM等[5]提出了一種半經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ蛠?lái)估算帶輪變形所導(dǎo)致的轉(zhuǎn)矩?fù)p失，在特定條件下的估算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。張曉冰等[6]基于瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)理論分析了帶輪變形對(duì)傳動(dòng)損失的影響，但沒(méi)有取得量化的損失數(shù)據(jù)。由于帶輪實(shí)際變形難以用解析方式描述，故目前計(jì)算帶輪變形損失大多是使用經(jīng)驗(yàn)或半經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ?，只有AKEHURST[7]基于帶輪變形的近似測(cè)量數(shù)據(jù)，計(jì)算了最小速比和最大速比位置的變形損失，但沒(méi)有基于系統(tǒng)的帶輪變形模型進(jìn)行分析及驗(yàn)證。本文分析了帶輪變形損失機(jī)理，推導(dǎo)出帶輪變形損失模型，基于以某CVT實(shí)際參數(shù)建立的帶輪軸向變形模型，定量分析了帶輪變形所導(dǎo)致的金屬帶楔入損失及進(jìn)出口損失，揭示了金屬帶速比、輸入轉(zhuǎn)矩對(duì)帶輪變形損失的影響規(guī)律，最后通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。

1 帶輪變形損失模型

1.1 帶輪變形損失原理

CVT變速機(jī)構(gòu)由主動(dòng)帶輪、從動(dòng)帶輪及金屬帶構(gòu)成，主從動(dòng)帶輪分別包含一固定錐盤(pán)和一可動(dòng)錐盤(pán)，如圖1所示。變速機(jī)構(gòu)通過(guò)兩可動(dòng)錐盤(pán)的軸向移動(dòng)來(lái)改變金屬帶與兩帶輪錐面間的接觸半徑，從而實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化。

圖1 CVT變速機(jī)構(gòu)實(shí)物模型Fig.1 Practicality model of CVT variator

CVT運(yùn)行時(shí)，可動(dòng)錐盤(pán)端部的液壓缸提供夾緊力來(lái)保證金屬帶傳遞轉(zhuǎn)矩。由于金屬帶軸向剛度遠(yuǎn)大于帶輪的軸向剛度，故金屬帶受擠壓產(chǎn)生的反作用力使兩錐盤(pán)發(fā)生變形。帶輪變形后，金屬帶由理想位置滑移到實(shí)際位置，這使得金屬帶的工作半徑發(fā)生變化，具體如圖2所示。

圖2 帶輪變形示意圖Fig.2 Schematic of pulley deflection

由于帶輪工作半徑上的軸向變形在包角范圍內(nèi)是一變化值，所以金屬帶在帶輪上的實(shí)際運(yùn)行軌跡不再是理想圓弧。從包角入口位置到包角出口位置，金屬帶在徑向方向是逐漸楔入帶輪，而離開(kāi)帶輪時(shí)是逐漸楔出帶輪，金屬帶在包角區(qū)域與帶輪的徑向滑動(dòng)所產(chǎn)生的摩擦損失為楔入損失。受到包角進(jìn)出口處帶輪軸向變形的影響，金屬帶進(jìn)入帶輪時(shí)需克服入口處的軌跡偏移，提前與帶輪接觸，直至進(jìn)入理想包角入口;而金屬帶離開(kāi)帶輪時(shí)需克服出口處軌跡偏移，延緩了與帶輪的接觸，直至帶輪變形消失，在進(jìn)出口處金屬帶與帶輪的摩擦損失統(tǒng)稱(chēng)為進(jìn)出口損失。

為分析上述損失，基于以下假設(shè)建立帶輪變形損失機(jī)理模型：①金屬帶軸向?yàn)闊o(wú)限剛性；②忽略金屬帶軸向偏置的影響，認(rèn)為金屬帶與兩錐盤(pán)的接觸軌跡一致；③帶輪與金屬帶之間的摩擦因數(shù)為恒定值。為便于分析，模型中的各項(xiàng)損失均換算為主動(dòng)帶輪的輸入轉(zhuǎn)矩?fù)p失。

1.2 楔入損失

以主動(dòng)帶輪為例進(jìn)行分析。圖3所示的金屬帶運(yùn)行軌跡示意圖中，金屬帶中的任意一個(gè)金屬片都是從包角入口A′逐漸楔入到最低點(diǎn)D，然后從D點(diǎn)楔出到包角出口A。假設(shè)帶輪在D、A點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的理想軌跡點(diǎn)的軸向變形分別為δp1、δp2，根據(jù)圖4所示的幾何關(guān)系，相對(duì)于理想軌跡所產(chǎn)生的徑向位移

hp1=δp1(Rp-Ra)/(δp1+(Rp-Ra)tanβ)

hp2=δp2(Rp-Ra)/(δp2+(Rp-Ra)tanβ)

式中，Rp為主動(dòng)帶輪理想工作半徑；β為帶輪錐角;Ra為帶輪軸半徑。

圖3 金屬帶運(yùn)行軌跡示意圖Fig.3 Schematic of the metal belt running path

圖4 帶輪變形幾何關(guān)系示意圖Fig.4 Geometric schematic of pulley deflection

金屬帶在包角出口A處的實(shí)際工作半徑

在金屬帶實(shí)際軌跡上的任意點(diǎn)，單位時(shí)間內(nèi)通過(guò)的金屬片數(shù)目

式中，ωp為主動(dòng)帶輪轉(zhuǎn)速；t為金屬片厚度。

由于金屬片的兩工作面分別與兩錐盤(pán)接觸，單個(gè)金屬片在楔入及楔出過(guò)程中的摩擦功

Wp1=4μN(yùn)p(hp1-hp2)

式中，μ為金屬片與帶輪之間的摩擦因數(shù)，取固定值0.08[8]；Np為主動(dòng)帶輪上單個(gè)金屬片所受的正壓力。

主動(dòng)帶輪上的楔入損失

由于主從動(dòng)輪上的楔入損失機(jī)理一致，故整個(gè)變速機(jī)構(gòu)的楔入損失

1.3 進(jìn)出口損失

vy=rωpsinφ′

在該點(diǎn)的相對(duì)速度

由于r在AB段上是一變化值，在此定義Rpo為AB段相對(duì)運(yùn)動(dòng)的當(dāng)量半徑，故金屬帶與帶輪在AB段的平均相對(duì)速度

vp=ωpRpo

AB段之間的金屬片數(shù)目

式中，φ為相對(duì)運(yùn)動(dòng)直線段首尾點(diǎn)與帶輪中心連線間的夾角。

由于相對(duì)速度的存在，A′B′段存在相同的損失，故主動(dòng)帶輪進(jìn)出口處的損失

Tp2=2npvpNpμ/ωp=2npRpoNpμ

在從動(dòng)帶輪上的進(jìn)出口位置也存在類(lèi)似的摩擦損失。因此，整個(gè)變速機(jī)構(gòu)的進(jìn)出口損失

Tl2=Tp2+Ts2=2npRpoNpμ+2nsRsoNsμ

式中，Ts2為從動(dòng)帶輪進(jìn)出口損失；ns為從動(dòng)帶輪相對(duì)運(yùn)動(dòng)直線段上金屬片數(shù)目；Rso為從動(dòng)帶輪相對(duì)運(yùn)動(dòng)直線段的當(dāng)量半徑；Ns為從動(dòng)帶輪上單個(gè)金屬片所受的正壓力。

整個(gè)變速機(jī)構(gòu)的帶輪變形損失

Tl=Tl1+Tl2

1.4 帶輪變形損失模型的構(gòu)建

為了構(gòu)建系統(tǒng)的變形損失模型，需要將上述損失機(jī)理模型與變速機(jī)構(gòu)參數(shù)模型相關(guān)聯(lián)。變速機(jī)構(gòu)的幾何參數(shù)由下式確定：

(1)

θp=π+2arcsin((Rp-Rs)/Cb)

(2)

θs=π-2arcsin((Rp-Rs)/Cb)

(3)

式中，L為金屬帶長(zhǎng)度；θp、θs分別為主從動(dòng)帶輪包角；Rs為從動(dòng)帶輪理想工作半徑；Cb為帶輪中心距。

變速機(jī)構(gòu)的速比定義為

i=Rs/Rp

(4)

穩(wěn)態(tài)工況下從動(dòng)帶輪和主動(dòng)帶輪的夾緊力由下式計(jì)算：

Fs=SfTincosβ/(2μRp)

(5)

Fp=fk(i)Fs

(6)

式中，Tin為輸入轉(zhuǎn)矩；Sf為安全系數(shù)，工程中一般取1.3；fk(i)為主從動(dòng)帶輪夾緊力的比值，通常由試驗(yàn)方式得出[9]。

根據(jù)式(1)～式(6)，結(jié)合前述損失機(jī)理模型，帶輪變形損失可表示為輸入轉(zhuǎn)矩、速比以及軸向變形的函數(shù)：

Tl=f(Tin,i,δ)

帶輪軸向變形δ是求解變形損失的關(guān)鍵。帶輪軸向變形與其所受夾緊力及工作半徑有關(guān)，而穩(wěn)態(tài)工況下的夾緊力及工作半徑由輸入轉(zhuǎn)矩及速比確定。因此，可將帶輪軸向變形表示為輸入轉(zhuǎn)矩和速比的函數(shù)：

δ=f(Tin,i)

(7)

通過(guò)式(7)所描述的帶輪軸向變形模型，帶輪變形損失可轉(zhuǎn)化為輸入轉(zhuǎn)矩及速比的函數(shù)：

Tl=f(Tin,i)

2 帶輪軸向變形模型

本文以某國(guó)產(chǎn)CVT為研究對(duì)象構(gòu)建帶輪軸向變形模型，其變速機(jī)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1。定義速比序列：0.44,1.00,1.50,2.00,2.43，輸入轉(zhuǎn)矩序列：30,60,90,120,150 N·m。將以上速比及輸入轉(zhuǎn)矩序列進(jìn)行正交組合得到工況樣本，通過(guò)有限元方法來(lái)計(jì)算各工況下的主從動(dòng)帶輪的軸向變形。各工況下的載荷可根據(jù)式(1)～式(6)及表1計(jì)算得到。

表1 變速機(jī)構(gòu)參數(shù)

Tab.1 Variator parameter

最大輸入轉(zhuǎn)矩(N·m)150速比變化范圍0．44～2．43帶輪錐角(°)11帶輪中心距(mm)146金屬帶型號(hào)24/9/1．50/196．8金屬帶長(zhǎng)度(mm)612金屬片數(shù)目408金屬片厚度(mm)1．5液壓油型號(hào)RDF01主動(dòng)帶輪油缸面積(mm2)18097從動(dòng)帶輪油缸面積(mm2)8204帶輪軸半徑(mm)21帶輪材料20CrMoTi

帶輪有限元模型如圖5所示。為保證計(jì)算精度，使用映射網(wǎng)格劃分的方式進(jìn)行劃分。根據(jù)帶輪的實(shí)際受力情況，將金屬帶的反作用力轉(zhuǎn)化為節(jié)點(diǎn)力載荷施加在工作半徑區(qū)域，在活動(dòng)錐盤(pán)端部的油缸內(nèi)施加壓力載荷，在兩端軸承位置處施加固定約束。

圖5 帶輪有限元模型Fig.5 FE model of pulley

圖6為帶輪變形云圖，在金屬帶反作用力的作用下，包角區(qū)域的兩錐盤(pán)反向張開(kāi)，錐角呈增大趨勢(shì)；另一端的非包角區(qū)域，兩錐盤(pán)同向靠攏，錐角呈減小趨勢(shì)，這與文獻(xiàn)[7]中的帶輪外緣軸向位移測(cè)試結(jié)果所體現(xiàn)的變形趨勢(shì)是一致的。定義使錐角增大的變形為正向變形，使錐角減小的變形為負(fù)向變形，同時(shí)以帶輪非包角區(qū)域中心線為0°基點(diǎn)，提取兩錐盤(pán)工作半徑軌跡圓上各節(jié)點(diǎn)的軸向位移的平均值作為帶輪軸向變形值，軌跡圓坐標(biāo)定義如圖7所示。

圖6 帶輪變形云圖Fig.6 Deformation contour of pulley

圖7 工作半徑軌跡圓示意圖Fig.7 Schematic of pulley working circle

圖8所示為帶輪工作半徑處軌跡圓的軸向變形曲線。軌跡圓上的變形以包角中心線為軸對(duì)稱(chēng)分布，最大正向變形出現(xiàn)在包角中心位置，計(jì)算帶輪變形損失所需的δp1及δp2可從帶輪變形曲線中獲得。主從動(dòng)帶輪的軸向變形數(shù)據(jù)模型分別如圖9、圖10所示。

圖8 i=2.43，Tin=150 N·m時(shí)主動(dòng)帶輪工作半徑軌跡圓軸向變形Fig.8 Axial deflection of primary pulley at working circle(i=2.43,Tin=150 N·m)

圖9 主動(dòng)帶輪軸向變形與速比及輸入轉(zhuǎn)矩的關(guān)系Fig.9 Axial deflection of primary pulley against speed ratio and input torque

圖10 從動(dòng)帶輪軸向變形與速比及輸入轉(zhuǎn)矩的關(guān)系Fig.10 Axial deflection of secondary pulley against speed ratio and input torque

3 計(jì)算結(jié)果分析

圖11 轉(zhuǎn)矩?fù)p失與速比及輸入轉(zhuǎn)矩的關(guān)系Fig.11 Torque loss against speed ratio and input torque

圖11是變形損失與速比及輸入轉(zhuǎn)矩的關(guān)系圖。從輸入轉(zhuǎn)矩坐標(biāo)來(lái)看，變形損失隨輸入轉(zhuǎn)矩的增大而增大。輸入轉(zhuǎn)矩為30 N·m時(shí)，變形損失在0.5 N·m以?xún)?nèi)；輸入轉(zhuǎn)矩為150 N·m時(shí)，各速比下的變形損失增大到1.7～2.7 N·m。這是因?yàn)樗俦纫欢〞r(shí)，作用在帶輪上的夾緊力與輸入轉(zhuǎn)矩成正比，夾緊力的增大一方面導(dǎo)致金屬帶與帶輪之間的摩擦力增大，另一方面造成帶輪軸向變形增大，這使得金屬帶在帶輪上的楔入距離及進(jìn)出口處的相對(duì)運(yùn)動(dòng)距離增加，所以轉(zhuǎn)矩?fù)p失隨之增大。從速比坐標(biāo)上分析，整個(gè)曲面呈內(nèi)凹狀，即在最大速比和最小速比位置的變形損失較大，中間速比位置的變形損失較小。輸入轉(zhuǎn)矩一定時(shí)，在最小速比和最大速比位置，主從動(dòng)帶輪的工作半徑分別處于最外緣，夾緊力和帶輪軸向變形均達(dá)到最大，故在這兩個(gè)速比位置的變形損失大于中間速比位置的損失。

以輸入轉(zhuǎn)矩為150 N·m時(shí)各速比下的楔入損失及進(jìn)出口損失數(shù)據(jù)為例，分析變形損失的構(gòu)成。由圖12可知，各速比下的楔入損失占變形損失的70%以上，是變形損失的主要構(gòu)成部分。這是因?yàn)閹л啺侵行奈恢幂S向變形較大，進(jìn)出口位置的軸向變形較小，金屬帶楔入過(guò)程中的楔入距離大于進(jìn)出口過(guò)程中的相對(duì)運(yùn)動(dòng)距離。

圖12 Tin=150 N·m時(shí)各速比下的楔入損失及進(jìn)出口損失Fig.12 Radial penetration loss and the wedge loss in different speed ratio (Tin=150 N·m)

由以上分析可知，帶輪包角中心位置的軸向變形是影響變形損失的主要因素。夾緊力一定時(shí)，帶輪軸向變形的大小由帶輪的剛度決定。定義帶輪夾緊力與包角中心位置軸向變形的比值為帶輪等效軸向剛度。由圖13所示的等效軸向剛度與帶輪工作半徑的關(guān)系可知，等效軸向剛度隨工作半徑的增大而減小，帶輪在最大工作半徑處的等效軸向剛度最小，軸向變形最大。因此，可通過(guò)提升帶輪在最大工作半徑處的等效軸向剛度來(lái)減小帶輪軸向變形及變形損失，從而提高變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率。

圖13 帶輪等效軸向剛度與工作半徑的關(guān)系Fig.13 Relationship between pulley equivalent axial stiffness and working radius

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

除帶輪變形損失之外，變速機(jī)構(gòu)中還存在滑移損失以及鋼環(huán)摩擦損失，所以難以直接對(duì)變形損失進(jìn)行精確測(cè)試。變速機(jī)構(gòu)在空載工況下，可認(rèn)為金屬帶與帶輪之間沒(méi)有滑移損失[10]，而低轉(zhuǎn)速工況下鋼環(huán)摩擦損失在總轉(zhuǎn)矩?fù)p失中的占比很小[11]，因此，可將帶輪變形損失近似等效為變速機(jī)構(gòu)在低速空載工況下所需的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩。

所搭建的試驗(yàn)臺(tái)如圖14所示。驅(qū)動(dòng)電機(jī)為7.5 kW的交流變頻電機(jī)，電機(jī)與被測(cè)CVT之間裝有轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器，由于研究對(duì)象并不是整臺(tái)變速箱，CVT中去除了液力變矩器、油泵、離合器總成、減速齒輪總成，帶輪的驅(qū)動(dòng)油壓及金屬帶的潤(rùn)滑由外部液壓源提供。為了確保主從帶輪的夾緊力與計(jì)算模型中的夾緊力一致，通過(guò)機(jī)械限位的方式來(lái)固定變速機(jī)構(gòu)的速比，同時(shí)通過(guò)變速箱液壓控制單元來(lái)調(diào)節(jié)主從動(dòng)油缸的壓力。測(cè)試工況如下：輸入轉(zhuǎn)速分別為100 r/min、200 r/min、300 r/min，金屬帶速比分別固定在0.44、1.00、2.43，主從動(dòng)輪壓力分別按輸入轉(zhuǎn)矩為30 N·m、60 N·m、90 N·m、120 N·m、150 N·m時(shí)所需的實(shí)際壓力施加，測(cè)量各個(gè)工況下的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩。試驗(yàn)過(guò)程中，油液溫度穩(wěn)定在85～95 ℃范圍內(nèi)。

圖14 變速機(jī)構(gòu)空載試驗(yàn)臺(tái)Fig.14 No-load test bench developed for CVT variator

考慮到試驗(yàn)裝置自身傳動(dòng)損失對(duì)試驗(yàn)的影響，首先在未安裝CVT的條件下測(cè)得各轉(zhuǎn)速下空載試驗(yàn)臺(tái)本身的轉(zhuǎn)矩?fù)p失，圖15中的測(cè)試值是排除試驗(yàn)臺(tái)自身轉(zhuǎn)矩?fù)p失后的測(cè)試結(jié)果。由圖15可知，各轉(zhuǎn)速下的測(cè)試結(jié)果差別很小，這說(shuō)明低速條件下輸入轉(zhuǎn)速對(duì)變形損失基本無(wú)影響。實(shí)測(cè)轉(zhuǎn)矩?fù)p失隨輸入扭矩的增大而增大，速比為0.44和2.43時(shí)的損失值大于速比為1時(shí)的損失值，這與計(jì)算模型中的損失變化規(guī)律是一致的。從計(jì)算值與測(cè)試值的具體對(duì)比來(lái)看，速比為1時(shí)的計(jì)算值與測(cè)試值吻合較好;速比為0.44和2.43時(shí)，計(jì)算值比測(cè)試值小0.1～0.4 N·m，產(chǎn)生該誤差的主要原因是：速比不等于1時(shí)，主從動(dòng)帶輪工作半徑不相等，金屬帶各層鋼環(huán)之間存在相對(duì)滑動(dòng)，該滑動(dòng)所產(chǎn)生的鋼環(huán)摩擦損失對(duì)測(cè)試值造成了一定干擾?？傮w看來(lái)，計(jì)算值與測(cè)試值的變化趨勢(shì)一致，鋼環(huán)摩擦損失造成的誤差不影響對(duì)整體結(jié)果的判斷，變形損失模型的可信性得到了驗(yàn)證。

(a)速比i=0.44

(b)速比i=1.00

(c)速比i=2.43圖15 計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比圖Fig.15 Comparison of calculation results and experimental measurements

5 結(jié)論

(1)基于所建立的帶輪變形損失理論模型，結(jié)合某CVT的實(shí)際參數(shù)，分析得到CVT帶輪變形損失變化規(guī)律：變形損失隨輸入轉(zhuǎn)矩的增大而增大，在最小速比和最大速比位置的損失值大于中間速比位置的損失值，楔入損失是構(gòu)成帶輪變形損失的主要部分。

(2)通過(guò)變速機(jī)構(gòu)低速空載試驗(yàn)驗(yàn)證了帶輪變形損失模型的可信性，該模型可用于CVT變速機(jī)構(gòu)的效率計(jì)算及分析。

(3)由帶輪變形損失規(guī)律可知：帶輪包角中心位置的軸向變形是影響變形損失的主要因素，夾緊力一定時(shí)，帶輪包角中心位置的軸向變形由帶輪等效軸向剛度決定，而等效軸向剛度隨工作半徑的增大而減小。故可通過(guò)提升帶輪在最大工作半徑處的等效軸向剛度來(lái)減小帶輪變形，從而減小變形損失。研究結(jié)果為通過(guò)帶輪優(yōu)化設(shè)計(jì)來(lái)提高CVT變速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率提供了理論依據(jù)。

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(編輯 陳 勇)

Research on Pulley Deflection Losses of Metal Belt CVT

FU Bing1ZHOU Yunshan1GAO Shuai2LI Quan1AN Ying1

1.State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacture for Vehicle Body，Hunan University，Changsha，410082 2.Hunan Jianglu & Rundar Vehicle Transmission Co．，Ltd．,Changsha，410205

In order to reduce the transmission loss of CVT，the loss mechanism of pulley deflections was analyzed and a mathematical model of pulley deflection loss calculaton was derived． Based on the pulley deflection model which was established by using finite element method，the radial penetration loss and the wedge loss caused by pulley deflections were quantitatively analyzed，the influence laws of CVT speed ratios and input torques on pulley deflection losses were concluded．The results show pulley deflection losses increase with the increases of input torques，the pulley deflection losses in maximum speed ratio and minimum speed ratio are greater than that in middle speed ratio，the radial penetration loss is the main contributor to pulley deflection losses．The pulley deflection losses may be reduced by increasing pulley equivalent axial stiffnesses in maximum working radius．The calculation model was validated by the experimental data in test bench．

continuously variable transmission (CVT)；pulley deflection；torque loss；transmission efficiency

2016-06-14

國(guó)家國(guó)際科技合作專(zhuān)項(xiàng)(2014DFA70170)

U463.212

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.12.006

傅 兵，男，1987年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向?yàn)闊o(wú)級(jí)變速傳動(dòng)系統(tǒng)、混合動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)。發(fā)表論文2篇。E-mail:fubingemail@163.com。周云山，男，1957年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。高 帥，男，1978年生。湖南江麓容大車(chē)輛傳動(dòng)股份有限公司高級(jí)工程師、博士。李 泉，男，1976年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院博士研究生。安 穎，女，1980年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院講師。