踏板车无级变速离合器详解.docx
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踏板车无级变速离合器详解
踏板车无级变速离合器详解（无级变速系统的结构、原理与检修）
1、无级变速系统技术及原理分析
1.1、无级变速机构简介
无级变速动力传递机构主要由前传动和后传动两大部分组成。
如图1所示，前传动由前带轮、后带轮、V带3大件组成；后传动由后齿轮箱内的末级齿轮轴、双联齿轮、动力输入轴组成。
在前传动与后传动之间，由重锤式干式自动离心式离合器来联接或切断动力。
前传动机构既是动力传递机构，又是无级自动变速机构。
前带轮由主动盘、强制冷却风扇、空心轴套、离心滚柱、定位板、移动盘组成。
后带轮由固定盘、移动盘以及离心力控制弹簧组成。
传动带内侧有齿牙（不属于同步带），传动带在前、后带轮之间，既是动力传递件，又是无级变速件。
后传动是一个二级减速传动箱，它是将前传动输入的转速在此进行二级减速增矩后，把动力传递给后轮轴。
V带无级变速系统（ContinuouslyVariableTransmission以下简称CVT）目前广泛用于踏板车的传动系统中。
该系统与我们常见的有挡变速系统相比主要有以下优点：
a）操作简单、平稳舒适。
CVT系统传动比的变化只需由油门控制曲轴转速就可以达到，并可实现传动比的连续变化，没有有挡变速系统所必需的离合、变挡等操作和传动比突变造成的冲击。
b）CVT系统在设计范围内减速比可连续变化，使摩托车在使用时，发动机转速保持在比较理想的范围内，有利于降低油耗，减少排放污染。
1.2、CVT与动力系统的分析
传动系统与动力系统的匹配是摩托车取得良好性能的重要途径。
CVT系统具有连续的动力输出和无级变速的动力特性，相比有挡式变速系统更容易达到比较理想的综合性能，但考虑到摩托车使用时各种工况的复杂性，CVT系统与动力系统的匹配也是一个必须考虑油耗、排放、加速性、最高车速等多种因素并折衷取舍的复杂问题。
这就必须仔细设定CVT系统的主要规格：
最大减速比（imax）、最小减速比（imin）、二次减速比（i2）以及CVT主动轮上的离心式转速感应调控机构和从动带轮上的转矩感应机构。
车辆在稳定行驶时，CVT从动轮上的转矩感应机构对传动带的轴向控制功能相当于车辆负荷转矩的比例放大器，其比例系数取决于转矩感应机构转矩斜槽的升角和工作半径。
比例系数的大小可是定量，也可随斜槽升角的改变而改变，以更好地适应运行工况要求，提高系统效率。
CVT主动带轮上的离心式转速感应调控机构是发动机输入转速和输出的主动轮轴向力的比例控制器，其比例系数由离心滚子滑道轨迹和离心滚子运转半径来决定。
在设计以上参数时，必须考虑在各种不同的转速、转矩工况下主从动带轮作用力的平衡关系，以及由此给整车油耗、排放、动力性带来的影响。
由图2可以看出当摩托车在加速初期CVT处于接近最大减速比状态，到了最高车速时则处于最小减速比状态，但二者都需要再经过二次减速才能将发动机输出的动力传输到后轮。
所以3者必须互相匹配才可能得到最佳性能。
下面我们来分析CVT系统减速比的设定与整车动力性能的关系。
a）加速性
摩托车行驶时受力情况如图3所示。
发动机输出转矩克服行车阻力后剩余的用于加速。
发动机加速之初CVT处于最大减速比状态，而发动机的输出转矩被最大减速比和二次减速比之积所放大（imax．i2），为了取得较大加速度应尽量加大imax．i2之值。
近年来由于人们对加速感的追求，各车型均尽量放大imax．i2之值，但受CVT系统本身尺寸限制（如传动带宽度、曲轴箱体积等），imax通常不会超过3，但i2太大又会影响到最高车速，因此必须加以取舍。
b）最高车速
当发动机的驱动力经过传动系统后，在后轮的输出等于当时的定速行车阻力时，该车就无余力加速而保持这个速度。
当油门全开，摩托车输出的最大后轮驱动力与行驶阻力相等时，摩托车的车速称为最高车速。
当imax．i2改变时会改变后轮驱动力，最高车速会随之改变。
当imax．i2大时，后轮驱动力较大，发动机转速超过最大扭力点使驱动力下降，车速降低；当imax．i2太小时，驱动力不够大，不能得到高车速；只有当imax．i2居中而匹配适当时，才可能得到较高的车速。
当摩托车在平路行驶达到最高车速时，驱动力T为最高车速的Vmax的二次函数，故并非imax．i2最大才可得到最大的Vmax。
不同排量发动机减速比的比较如表1所示。
表中imax．i2之值50mL比125mL大得多，一个原因是日本法规限制50mL摩托车的最高车速为60km/h；另一个原因则是由于转矩不同，50mL摩托车为了取得较好的加速性而将i2放大；imax由于受CVT系统尺寸的限制而不能太小，故imax．i2之值小不下来，不然50mL的最高车速可进一步提高。
c）油耗污染
进行动力系统匹配的目的，除了要达到良好的加速性和最高车速性能外，最重要的就是要取得良好的油耗污染指数。
包括发动机性能曲线、油耗曲轴、排放物（CO、HC）曲线等，还有就是摩托车实际使用时的行走曲线（包括加速和定速行驶）。
由于目前油耗测试中定速行驶所占比例相当大，所以通常先考虑定速行驶工况。
图4为某轻型摩托车定速为30km/h、40km/h、50km/h时所需转矩的情况。
3条曲线各表示1条等转矩双曲线，也就意味着定速50km/h时所需功率可由4000r/min、4Nm或6000r/min、3Nm分别得到；或者说这条曲线上任何一点均代表可提供定速50km/h骑乘路面阻力的转速和转矩的组合。
图5、图6、图7分别是该摩托车发动机的油耗、HC、CO等3种曲线，从图中可以看出最低油耗的点在4000r/min附近，而最低CO、HC排放分别在3500r/min和6500r/min。
图中显示的资料表示不同车速时最适当的转速范围各不相同，而要达到最低油耗和最低污染，对发动机也有不同的最佳运转要求，所以发动机定速行驶时的行走曲线是根据发动机相关资料，并参考其他类似发动机的定速行走曲线来设计（图2中的定速行走曲线），再由各定速所受行驶阻力计算发动机所需的输出转矩，即可图5、图6、图7上画出此定速行走曲线，如此可判断所设计的定速街曲线是否落在适当的油耗污染性能区域内，然后在整个系统制作完成后的样车测试时再进一步修正到理想性能。
要降低发动机油耗，污染的方式很多，有的方法是从根本上提升发动机设计性能，也有的是采用对废气进行还原，此外还有从传动系统的角度出发，由传动系统本身的特性去配合发动机来达到性能改善的目的。
1.3无级变速机构的结构特点
离心式无级变速机构的总体布局如图8所示，前带轮也称为主动带轮，装在曲轴左端的轴颈上。
后带轮也称从动带轮，它与离合器甩块总成组合为一体，滑套在后齿轮箱输入轴上，习惯称该轴为带轮轴。
目前50-250ml踏板车型基本上使用的是这种布局结构，所不同的也只是零件的尺寸和具体的结构略有差异。
a）前带轮（主动轮）
前带轮装在曲轴上，图9为CH125车型的前带轮总成结构。
主动盘与曲轴为花键配合，在配套、垫圈以及定位板的支撑下，由曲轴端面螺母压紧在曲轴上，不允许有丝毫的松动或旷量，否则既容易产生响声，又容易造成曲轴花键或主动盘花键损坏，同时又影响无级变速机构动作时的灵敏度。
不同的车型，主动盘与曲轴的连接方法也不同，图9中右上角为1E50FM发动机主动盘结构，主动盘通过花键板与曲轴花键配合，主动盘的前端还装有起动齿轮。
空心轴套的内径与曲轴颈为间隙配合，这个间隙只是为拆装方便而设置的间隙，轴套在前带轮装配后，与曲轴之间没有任何旷量和松动。
轴套的外径上滑套着移动盘，工作时移动盘可以沿轴套作轴向移动。
轴套的外径与移动盘的内径之间的间隙一般保持在0.03mm。
间隔过小，受热后移动盘移动阻力增大，严重时出现冷机变速正常，热机后车速和动力提不起来；间隙过大，工作时移动盘在轴套上产生倾斜摆动而形成支点，造成移动阻力过大，车辆行驶时有发冲现象及响声。
移动盘在发动机工作时定位板卡爪槽的带动下旋转，在离心滚柱的推力作用下，在旋转的同时沿轴套轴向移动，而轴套本身与曲轴没有动力传递关系。
主动盘与移动盘多使用铝合金材料加工成型，在主动盘与移动盘夹角之间装配有V形异步传动带。
在移动盘内设置有6个轨道槽，如图10所示，6个轨道槽互成60°夹角，在轨道槽内分别装有滚柱。
轨道槽沿移动盘中心位置处深，外圆处浅。
定位板利用钢块冲压成型，圆周上每120°有1个缺口，并在缺口上套装耐磨橡胶滑块，用来防止定位板直接与移动盘上互成120°的卡爪结合，延长移动盘卡爪的使用寿命。
离心滚柱在绝大部分车型中为6个，滚柱的外圆上套装有硬质耐磨、耐温复合塑料，防止滚柱直接与移动盘轨道槽接触，使轨道槽产生过早的磨损。
滚柱大都为铜材空心结构，各车型对滚柱的尺寸和质量都有严格要求。
我国目前的踏板车大都模仿日本车型或引进日本的技术，主要为铃木、本田、雅马哈三大系列。
以50ml发动机为例，图10中给出了这3个生产厂家的离心滚柱的标准尺寸和质量要求。
其它车型只要与图中A、B尺寸相同，可以互换。
滚柱的尺寸和质量与变速机构的布置、总轴向力等因素有关，并且要保证在最大转矩附近应有良好的变速状态。
b）后带轮（从动轮）和传动带
后带轮也称从动带轮，它与离合器组装为一体。
图11为后带轮与离合器的实物和结构示意图，后带轮由主动盘和移动盘，弹簧、转矩凸轮销和螺旋槽组成。
移动盘可以在传动带的压力下，克服弹簧的弹力沿主动盘轴颈作轴向运动（移动）的同时，又在凸轮销和螺旋槽的作用下做一定量的旋转。
从动带轮的左右、右半部利用钢板冲压焊接而成，工作表面进行氮化处理以延长使用寿命。
无级变速器所用传动带是由氯丁橡胶和聚脂线绳制成的，断面结构材料如图12（b）所示，是无级变速器上非常重要的零部件。
由于无级变速使用V带包角变化范围大，线速度高，可达30m/s，传递功率大，散热条件差。
所以，V带材料的要求也很严格，其硬度、抗拉强度定负荷下的伸长量、尺寸精度要求都很高，以保证传动带的工作可靠和使用寿命。
在传动带上都标注有尺寸和装配方向。
以某品牌100型摩托车使用的V带为例。
其外圆周长792mm，外圆宽度为16.5mm，内圈上有75个齿。
需注意的是，齿两面的斜角是不相同的，朝向运动方向的齿前面为12°，齿后面为20°，断面楔角为30°，如图12（a）、（b）所示，比带轮楔角大2°。
这是由于V带在经过带轮处弯曲时，外部拉伸层产生横向压缩，内部压缩层产生横向伸长，从而使V带的楔角减少2°-4°，为保证V带在工作时侧面与带轮槽紧密接触，在自由状态下，应使其楔角比带轮大2°，事实上，V带在不同直径的带轮上工作时，楔角是变化的。
一般，V带弯曲越严重（即曲率越小），楔角变得越小。
为使传动带与带轮在不同直径处均有良好的切合，带轮盘制成圆弧曲线，使带轮楔角变化适应V带工作时的楔角变化规律，即带轮大直径处的楔角大，小直径处的楔角小。
V带制成齿形，当在带轮上小直径工作时更易弯曲，还可使V带的楔角变化不大，保证与带轮具有足够的接触面积，形成良好的接触，防止打滑；同时，因为皮带轮制成齿形，高速运动的V带由于质量减小，其运动惯性力变小，伸长变形小，有利于提高传动效率。
V带长度与主从动轮之间的中心距有关。
中心距的确定主要依据摩托车的总体布置而定。
中心距应尽量小，一般最小中心距为：
L=（1.5～1.5）（D1＋D2）
式中：
L——最小中心距，mm
D1——主动轮外径，mm
D2——从动轮外径，mm
1.4蹄块式自动离合器的结构、原理
蹄块式自动离合器又称重锤自动离合器，离合器的结合与分离由发动机转速自动控制。
且转速越高，蹄块的离心力越大，离合器传递的转矩越大。
在无级自动变速机构中，离合器装在前无级变速和后齿轮箱之间，能有效发挥发动机转速对离合器的控制能力。
离合器的工作性能与蹄块（甩块）数目、质量、摩擦系数及拉簧拉力（刚度）有直接关系。
蹄块式离合器具有结构简单、紧凑、性能优越、操纵方便、制造成本低等优点，目前绝大多数踏板车均使用这种离合器。
a）结构
离合器与后带轮（从动轮）组装在一起。
离合器蹄块穿在底盘上的定位销轴上，一般在这种离合器上有3个蹄块，由3根弹簧（拉簧）控制。
底盘（离合器主动板）用专用螺母固定在后带轮（前传动的从动轮）的固定轮空心轴径上。
发动机工作时在离心力的作用下，蹄块克服弹簧（拉簧）拉力向外甩开，加大了其自身的外径，由蹄块上的摩擦片抓紧离合器盘，将动力传给后带轮轴。
b）技术要求（见图13）
根据离合器的安装条件，尽量加大离合器直径合理选择蹄块的数目，保证蹄块上摩擦片的包角和宽度，以获得足够大的摩擦面积。
蹄块摩擦片与离合器壳体内鼓的接触面积一般占摩擦鼓面的50％～80％，接触状况要良好，离合器盘旋转时中心跳动不大于0.05mm。
自动离心块式离合器的蹄块一般为3块，也有的为2块。
同一离合器上的蹄块质量要相同，保证蹄块的离心力相等；蹄块的表面要进行组合加工，其加工直径与摩擦鼓内径相同。
离合器分离时，蹄块摩擦面距摩擦鼓面的间隙一般为0.5～1.0mm，否则会影响离合器的灵敏度。
离合器中每根拉簧的弹力要相同，以控制离合器的自动接合转速及传递转矩的特性。
离合器的性能主要是用离合器转矩特性曲线表示，它反映了离合器在不同转速下传递发动机转矩的特性，该特性曲线应该与发动机的转矩特性曲线匹配。
如图14所示，当发动机转速低于n2时，离合器处于不工作状态，达到n2时，离合器开始传递一部分转矩，当转速在n2～n3之间，设转速为na时，发动机所能输出的转矩为a2na，离合器能传递的转矩为a1na，且a1na＜a2na，离合器不能传递发动机的全部转矩。
若此时阻力矩大于a1na，离合器就打滑，其阴影区域为打滑区域，在此区域内离合器不能保证发动机功率得到充分利用。
为使打滑区域尽可能小，在选择参数时要使离合器的转矩曲线陡一些。
转速高于n3时，离合器所能传递的转矩值应大于发动机发出的转矩值。
n3值应低于发动机最大转矩转速n4，更应低于发动机最大功率转矩n5（n3＜n4＜n5），否则就不相匹配，且其间的差距大一些为好，离合器在n3、n4时就具备足够的储备因数，即图14中Pe曲线以上的Mc曲线部分。
当然在负荷突然增大时，发动机超载后转速下降到n＜n3离合器打滑，保证了发动机不熄火，起到了过载保护作用。
但是，此时应关小油门，使转速下降到n3＜n2，使离合器分离，否则离合器摩擦面磨损较大，发热量也多。
综上所述，发动机转速大于接合转速n3时，离心力大到使离合器能将发动机输出的转矩全部输出。
接合转速n3应小于发动机最大转矩时的转速n4和最大功率时的转速n5。
另一方面，离合器的储备系数不应过大，以保证摩托车负荷突然增大时，离合器能打滑，起过载保护作用。
对离合器进行设计时，首先要选定离合器接合时发动机的转速n2及离合器完全接合时发动机的转速n3，由此才能确定离心块式离合器所特有的结构参数——离心蹄块的质量。
摩擦材料的摩擦系统一般为μ＝
0.15～0.30，主要取决于摩擦副的材料及其表面状态，μ越大，离心蹄块质量可取小些，离合器的转矩曲线就陡，打滑区就小，离合器储备系数相应也较大。
弹簧预拉力T影响离合器的结合转速，一般弹簧的刚度要小些，取K=7～10N/mm，其硬度要适当，以免导致弹簧容易发生断裂。
c）四速原理
脱开转速，即蹄块与离合器盘完全脱开的转速，应略高于发动机的怠速转速，即要离合器分离彻底。
关小油门使发动机处于怠速时，离合器不得产生摩擦和热量。
结合转速，就是蹄块刚与离合器盘结合时曲轴的转速，这时离心力等于弹簧拉力沿蹄块质心的径向分力。
结合转速应高于脱开转速，当然也应高于发动机的怠速，其目的是保证怠速状态下离合器能彻底分离。
在结合转速时，蹄块所受离心力应等于弹簧拉力沿蹄块质心的径向分力。
单个蹄块所受离心力为：
式中：
m——蹄块质量，kg
r——蹄块质心位置半径，m
ω2——底盘角速度，rad/s
式中：
n2——结合转速，r/min
弹簧拉力沿蹄块质心的径向分力为：
F′＝F2
由此得结合转速为：
起步转速，就是蹄块张开与离合盘结合，并能使车辆顺利起步的转速。
摩托车的行驶是借发动机产生的转矩，并通过传动系统将它传递到驱动轮上来实现。
这时驱动轮的转矩为：
Mk＝Meiη
式中：
Mk——驱动轮的转矩，Nm
Me——发动机的转矩，Nm
i——传动系统总传动比（初级传动比×变速器传动比×次级传动比）
η——传动系统传动效率
摩托车的驱动力为：
式中：
rk——驱动轮的滚动半径，m
摩托车在平路上的起步条件为：
Fk=Ff=Gμf
式中：
G——整车总重力，N
μf——滚动阻力因素
单个蹄块产生的离心力：
式中：
n3——起步转速，r/min
在条件相同的情况下，领蹄式离合器的起步转速小于从蹄式离合器的起步转速。
失速转速，离合器转矩曲线与发动机转矩曲线的交点称为失速点，此时发动机的转速称为失速转速。
失速点以下是打滑传动过程，增大传动系统固定的传动比，有利于起步和爬坡。
失速点以上为不打滑传动过程，保证传动系统的固定传动比为正常工作状态。
失速点过高则磨损大，温度高，寿命短；反之则起步加速、爬坡困难。
一般失速转速的选择应根据发动机转矩曲线确定。
必须在最大转矩转速点和起步转速点之间，并低于经济转速。
一般公路车前置式离合器失速为3200～3700r/min。
带传动后置式离合器失速转速选在4500～6000r/min范围内。
赛车可靠近最大转矩转速点，使发动机迅速提高转速以改善起步加速性。
d）传递转矩
传递转矩是指发动机在最大转矩转速点时离合器能传递转矩的能力。
离合器应能保证完全传递发动机的转矩，并有适当的的储备因数。
一般在最大转矩点和最大功率转速点时储备因数β＝1.2～2.0。
综上所述，离合器的转矩特性与蹄块数量有关，而蹄块数量又与离合器结构形式有关。
在结构允许的条件下应尽量增大离合器内鼓半径R值，合理选择蹄块数目Z，保证蹄块上摩擦片的包角和宽度，以满足足够大的摩擦面积要求。
弹簧拉力及蹄块质量的设计不仅决定了离合器的结合转速和起步转速，还会影响传递转矩的大小。
另一个对性能影响较大的因素是工作状态弹簧长度，它与弹簧本身无关，只与安装弹簧的相关零件尺寸及位置精度有关。
1.5无级变速机构的基本工作原理
如图15所示，传动齿形V带（非同步传动带）是依靠后带轮中弹簧作用在移动盘上的推力作用，给传动带一个预紧力，在传动带的作用下又将前带轮中的移动盘支撑在图示位置。
此时前带轮的直径最小，后带轮的直径最大。
发动机起动后，曲轴带动前带轮中的主动盘和定位板旋转，由定位板带动前带轮中的移动盘旋转。
移动盘转动时带动其轨道槽内各滚柱在旋转的过程中产生离心力。
滚柱产生离心力的大小，在滚柱质量已定的前提下，取决于发动机的转速。
只要曲轴旋转，就有一定的离心力作用在定位板和移动盘上。
但是，当发动机转速比较低时，滚柱产生的惯性离心力作用在移动盘上的推力小于后带轮离心力控制弹簧的弹力，后带轮直径不产生变化，所以前带轮也就无法移动（传动带的长度是一个定值）。
此时，前带轮直径小，后带轮直径大。
小轮带大轮完成大减速比，车辆行驶时，车速低但牵引力增大，如图16所示。
随着发动机转速的逐渐上升，惯性力增大，离心滚柱在惯性力的作用下，作用在移动盘上的推力增大。
此时，移动盘依靠其工作斜面作用在传动带斜面上的推力增大，在传动带和前带轮两者之间的夹角打滑作用下，推动传动带沿前带轮外径方向移动，使传动带上承受的拉力逐渐增大。
前带轮作用在传动带上的力是给传动带一个向外扩张的支撑力，转换到整根传动带上的便是传动带的拉力。
而传动带上的这个拉力转换到后带轮上时，又转换成对后带轮的压力。
当这个压力大于后带轮上移动盘侧面离心力控制弹簧的弹力时，弹簧被压缩。
移动盘向外移动的瞬间，由于后带轮的直径变小，整根传动带上的拉力突然变得小于前带轮中移动盘的推力，前移动盘迅速移动，加大了前带的直径，完成了增速减矩的变速任务。
其整个动作变化的过程中顺序为：
前带轮移动盘给传动带一个支撑力→传动带上的拉力增大→传动带作用在后带轮上的压力增大到大于弹簧弹力→弹簧压缩后移动盘移动→后带轮直径变小→传动带上的拉力下降→前移动盘迅速跟进外移→前带轮直径变大→完成变速任务→发动机转速不断上升→进入另一变速循环，直到高速时如图17中所示，前带轮最大，后带轮最小。
图17给出了变速时前、后带轮的动作顺序，图中的数字是前、后带轮的动作顺序。
图18所示为无级变速机构中的前、后带轮动作示意。
发动机怠速工作时，前带轮动作用在传动带上的推力已将传动带夹紧，由传动带带动后带轮转动。
但由于转速低，离合器处于分离状态，所以动力被离合器切断。
当发动机转速上升到2000r/min时，离合器开始甩开，车辆在离合器似结合的打滑过程中起步。
发动机转速继续上升，当离合器结合产生的离心力进一步增大后，打滑现象消失，离合器进入正常传递动力状态。
同时，由于此时车辆处于低速行驶，发动机转速比较低。
前带轮中移动盘作用在传动带夹角上的向外支撑力小于后带轮上离心力控制弹簧的弹力，所以无级变速机构处于未变速时的低速状态，即前带轮小，后带轮大，减速比大，使后轮上产生的牵引力增大。
在无级变速机构中，这一减速比大都在2.5～3.0之间。
车辆从低速过渡到中速区域时，发动机转速不断上升，前皮带轮内滚柱的离心力随转速的上升而离心力不断增大，使移动盘作用在皮带上的向外支撑力逐渐大于后皮带轮上离心力控制弹簧的弹力，后带轮中的移动盘在传动带斜角压力作用下压缩弹簧，使后带轮中的移动盘向外移动（向离合器方向），无级变速机构开始变速。
后带轮中移动盘每继续移动一个行程，就必须使发动机转速继续上升。
其原因是弹簧的预压力随着后移动盘的不断移动而不断增大。
直到车辆处于中速行驶时，前、后带轮的直径相等，此时前、后带轮的减速比为1:
1。
在前后带轮的减速比从低速2.5～3.0变换到中速的1:
1之间，是依靠发动机转速来促使前、后带轮改变直径的大小完成的，无法用某一数值来表达，所以称为无明显级别的无级变速。
当车速从中速过渡到高速状态时，前带轮的直径最小，后带轮的直径最大，这一增速比一般为0.8～1.0。
前面谈到了最大减速比为2.5～3.0，而最大增速比却为0.8～1.0。
这是由于前带轮的直径小，后带轮的直径大所致。
如果将前、后带轮直径设计成相同的，会因增速比过大而造成车速过高，安全性能降低。
一般100mL以下（含100mL）发动机，前带轮直径为90～100mm，后带轮外径为110～120mm。
不同车型前、后带轮的直径不同，最大减速比和最小减速比也不同。
同时，最大减速比和最小减速比还受V带精度（长度和宽度）、前后带轮上的空心轴套（后带轮为固定盘轴颈）精度（长度）、前移动轮内轨道的精度和滚轮等因素的较大影响。
图19给出的是发动机空载时的速比特性，图20为无级变速车辆行驶曲线图。
它根据发动机转速、离心式离合器的结合转速以及摩托车的行驶性能要求等决定无级变速机构的2个极限传动比。
影响离合器结合转速的因素有最小减速比、离合器拉簧（弹簧）的特性、蹄块的质量和质心（形状）等。
影响离合器全失速的因素有拉簧特性、最小减速比、蹄块的质量和质心、发动机的特性、摩擦片的接触面以及摩擦因素。
图21为发动机性能曲线图，而图22中发动机在6000r/min时，最大转矩已经输入到离合器。
后带轮在变换直径的同时，利用固定盘与移动盘之间的螺旋槽和转矩凸轮将动力传递给离合器，同时有效的防止了固定盘与移动盘之间打滑，提高了动力传递的同步性和可靠性。
转矩凸轮的另一个作用就是在固定盘与移动盘之间产生速度差时，可增大后带轮的直径，增大转矩力。
如图23（a）所示为转矩凸轮与螺旋槽的结构，在移动盘上120°角度上设置有3个螺旋槽，在固定盘120°角度内装有3个转矩凸轮。
如图23（c）、（d）所示，当车辆行驶中突然急加速或者外界阻力突然增大时，牵引力小于阻力。
这个阻力通过车轮、后齿轮箱、离合器盘、蹄块传递到后带轮固定盘上，而移动盘却继续在传动带的传动下仍然保持着一个较高的转速，故而在带轮中的
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