变速器设计外文翻译

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1、外文原文版出处：Publisher - IJEDR (ISSN - 2321-9939) Pubished in - Volume 5 | Issue 2 | April 2017 Unique Ide ntificatio n Number - IJEDR1702134 Intern ati onal Jour nal of Engin eeri ng Developme nt and Research 译文成绩： 指导教师（导师组长）签名： 译文： 摘要--本项目以其设计和工作原理，了解齿轮传动系统原理。汽车使用不同的齿 轮。齿轮有啮齿来传送驱动器。根据理论计算，对齿轮

2、箱组件进行了有限元分析， 并对减速机的设计进行了简要的研究。 关键词：变速箱设计，变速箱开发 1.1介绍 变速器是电力传输系统中的一种机器， 它提供了控制功率的应用。通常术语传输 仅仅指使用齿轮和齿轮列车提供转速和扭矩转换从一个旋转电源到另一个设备 的齿轮箱。 我们知道，汽车发动机在一定的转速下能够达到最好的状态， 此时发出的功 率比较大，燃油经济性也比较好。因此，我们希望发动机总是在最好的状态下工 作。但是，汽车在使用的时候需要有不同的速度，这样就产生了矛盾。这个矛 盾要通过变速器来解决。 汽车变速器的作用用一句话概括，就叫做变速变扭，即增速减扭或减速增扭。 为什么减速可以增扭，

3、而增速又要减扭呢？设发动机输出的功率不变， 功率可以 表示为N = wT,其中w是转动的角速度，T是扭距。当N固定的时候，w与T 是 成反比的。所以增速必减扭，减速必增扭。汽车变速器齿轮传动就根据变速 变扭 的原理，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况。 一般的手动变速器内设置输入轴、 中间轴和输出轴，又称三轴式，另外还有 倒档轴。三轴式是变速器的主体结构，输入轴的转速也就是发动机的转速， 输出 轴转速则是中间轴与输出轴之间不同齿轮啮合所产生的转速。不同的齿轮啮合就 有不同的传动比，也就有了不同的转速。例如日产ZN6481W2G型SUV车手动 变 速器，它的传动比分别是：1档

4、3.704: 1; 2档2.202:1 ; 3档1.414:1 ; 4档 1:1 ； 5 档（超速档） 0.802:1 。 当汽车启动司机选择 1 档时，拨叉将 1/2 档同步器向后接合 1 档齿轮并 将它 锁定输出轴上， 动力经输入轴、 中间轴和输出轴上的 1 档齿轮， 1 档齿轮 带动输 出轴，输出轴将动力传递到传动轴上。 典型 1 档变速齿轮传动比是 3:1, 也就是说输入轴转 3 圈，输出轴转 1 圈。 当汽车增速司机选择 2 档时，拨叉将 1/2 档同步器与 1 档分离后接合 2 档齿 轮并锁定输出轴上， 动力传递路线相似， 所不同的是输出轴上的 1 档齿轮 换成 2 档齿轮带动

5、输出轴。 典型 2 档变速齿轮传动比是 2.2:1 ，输入轴转 2.2 圈，输出轴 转 1 圈，比 1 档转速增加，扭矩降低。 当汽车加油增速司机选择 3 档时，拨叉使 1/2 档同步器回到空档位置， 又 使 3/4 档同步器移动直至将 3 档齿轮锁定在输出轴上， 使动力可以从轴入轴— 中间 轴—输出轴上的 3 档变速齿轮，通过 3 档变速齿轮带动输出轴。典型 3 档传动比 是 1.7:1 ，输入轴转 1.7 圈，输出轴转 1 圈，是进一步的增速。 当汽车加油增速司机选择 4 档时，拨叉将 3/4 档同步器脱离 3 档齿轮直 接与 输入轴主动齿轮接合，动力直接从输入轴传递到输出轴，此时传动

6、 1:1 ， 即输出轴与输入轴转速一样。 由于动力不经中间轴， 又称直接档， 该档传动比的 传动 效率最高。汽车多数运行时间都用直接档以达到最好的燃油经济性。 换档时要先进入空档， 变速器处于空档时变速齿轮没有锁定在输出轴上， 它 们不能带动输出轴转动，没有动力输出。 一般汽车手动变速器传动比主要分上述 1 －4 档， 通常设计者首先确定最 低 （1 档）与最高（ 4 档）传动比后，中间各档传动比一般按等比级数分配。 另外，还 有倒档和超速档，超速档又称为 5 档。 当汽车要加速超过同向汽车时司机选择 5 档，典型 5 档传动比 0.87:1 ， 也就是用大齿轮带动小齿轮， 当主动齿轮转

7、 0.87 圈时，被动齿轮已经转完 1 圈 了。 倒档时输出轴要向相反方向旋转。 如果一对齿轮啮合时大家反向旋转， 中间 加上一个齿轮就会变成同向旋转。 利用这个原理， 倒档就要添加一个齿轮做 “媒 介”，将轴的转动方向调转，因此就有了一根倒档轴。倒档轴独立装在变速器壳 内，与中间轴平行， 当轴上齿轮分别与中间轴齿轮和输出轴齿轮啮合时， 输出轴 转向会相反。 通常倒档用的同步器也控制 5 档的接合，所以 5 档与倒档位置是在同一侧 的。由于有中间齿轮，一般变速器倒档传动比大于 1 档传动比，增扭大，有些 汽车遇 到陡坡用前进档上不去就用倒档开上去。 从驾驶平顺性考虑，变速器档位越多越好，

8、档位多相邻档间的传动比的比值 变化小，换档容易而且平顺。但档位多的缺点就是变速器构造复杂，体积大，现 在轻型汽车变速器一般是4-5档。同时，变速器传动比都不是整数，而是都带 小数点的，这是因为啮合齿轮的齿数不是整倍数所致， 两齿轮齿数是整倍数就会 导致两齿轮啮合面磨损不均匀，使得轮齿表面质量产生较大的差异。 1.2提供技术数据 倾角a = 15 轮胎与路面的摩擦 卩=0.35 车辆总重量与司机和水果 W = 365 + 25 = 390 公斤 最大车速V = 10公里/小时 车轮直径=800 mm = 0.8 m 1.3需要功率计算 车速在 m / s V = 10 X 103/

9、3600 = 2.78 m / s 总rpm所需轮达到10公里/小时的速度 V =( n DXX N)/ 60 2.78 =( nX 2.78 X N)/ 60 N = 66.32 转 所需的总牵引力在车轮Fw上推进车辆 Fw=S动阻力+梯度阻力 滚动阻力英尺=WX gX g = 9.81 =390 X 9.81 X 0.35 =1339.065 N。 坡道阻力Rg g = W xx sin a =390 X 9.81 X sin 15 Fw = 1339.065 N + 990.22 N. =2329.28 N. 总需要在单轮Tw扭矩 Tw =(Fw X r

10、)/ 2 = 2329.28 X (0.8 / 2)/ 2  所需的电机功率 P = 2 n nt / 60000 =(2 nX 66.32 X 931.7/60) =6.5KW 1.4要求齿轮传动比 电动机转速=932 要求车轮转速=66.32 14 倍=67 X 14 = 938N.m 传动比 G = 932/66.32 = 14 如果我们降低电机转速输出转矩比 而车轮上的扭矩是=931.7 N.m 这意味着它是充分的 1.5轮系的选择 简单的齿轮传动是不可能的，因为大齿轮减速所以复合齿轮传动系通过考虑齿轮 传动比为14 图1复合齿轮系的示意图

11、 近似于选定系的所有齿轮比=2.5 X 2.5 X 2.2 = 13.75 在这里总共需要6个齿轮，用于复合齿轮系。有各种各样的齿轮，如正齿轮，伞 齿轮，斜齿轮，螺旋齿轮，有不同的压力角。选择 20o全深度渐开线齿轮的标准 齿轮，因其制造方便，与其他齿轮比较便宜，因此选为齿轮箱的开发。 1.6齿轮设计 齿轮安全系数从1.5到2不等 在实践中，从8个模块到12个模块，不同的面宽度都是不同的 最小齿需要20个完整深度的渐开线齿轮是18 找到齿轮1的模块（m 60 X10A6 r P XCs Kfs . J /3 x { }] Zp

12、 xn XCvX — X aut X y 假设齿轮1 Z1 = 18和节线速度为5 m/ s,b /m = 10 常数 Cv = 3 /(3 + v)= 3/8 利瓦伊的形式因素是丫 = 0.308为18牙齿表 选用普通碳钢40 - 8材料进行齿轮传动 极限拉伸应力是c ut = 600 Mpa 把所有的价值都放在马术(1) 模块m = 4.18 根据标准m = 5选择模块的首选值 检查设计齿轮1 m = 5 Zp1 = 18 Np1 = 392 dp1 = m x Zp1 = 90 毫米 切向载荷对齿轮 Pt1 = 2 tp1 / dp1 = 2 x 67X 103

13、/90 = 1488.89 N 齿轮速度 v =( nx dp1x Np1)/ 60000 = 4.39 m / s 服务因子Cs =最大扭矩/额定扭矩=67/45 = 1.5 有效载荷两啮合齿轮 Pef =(Cs x Pt1)/简历=5501.45 N 光束强度(Sb)是指在不弯曲破坏的情况下，齿轮能传递的切向力的最大值 Sb= mx bxx ( c ut / 3) 丫 = 5 x 50xx 0.308 = 15400(600/3) safty Fs = Sb/Pef = 2.8 这意味着我们选择的齿轮是安全的 1.7规范的齿轮 根据齿轮1的以上设计流程设计所有剩余的齿轮

14、 参数 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4 齿轮5 齿轮6 模块m(mm) 5 5 5 5 5 5 齿数(Z) 18 45 18 45 18 40  节圆直径=Dp (mm) 90 225 90 225 90 200 齿距=(n D)/Z in mm 15.707 15.707 15.707 15.707 15.707 15.707 齿顶(a)= m (mm) 5 5 5 5 5 5 齿顶圆=m + 2a (mm) 100 235 82 235 82 210 齿顶咼 Dd= 1.25 m (mm)

15、 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 齿根圆=D - 2(Dd) 77.5 212.5 77.5 212.5 77.5 187.5 工作齿高 =2m (mm) 10 10 10 10 10 10 齿全高=2.25m (mm) 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 齿厚=1.5708 m (mm) 7.854 7.854 7.854 7.854 7.854 7.854 每分钟转速 392 372.8 372.8 149.12 149.12 40 1.8齿

16、轮1的有限元分析 小齿轮比齿轮较弱，这意味着如果小齿轮安全，齿轮也是安全的。因此做齿轮1, 齿轮3和齿轮5的有限元分析，因为它们是齿轮箱的小齿轮。 边界条件 在表面上应用固定支撑力，在齿面上施加 1489的力，在齿轮中心也应用旋转速 度，如图“2所示 Eqyiivdicn t H： NPa Tirne 1 QD 0O'rTim> E7.50 图2齿轮1的边界条件 等效应力 在这里，冯•米塞斯应力只有 18 Mpa,比允许的105 Mpa的安全性要安全 如图3所示 Vl«x 16. W1 14 t«i 12-$n mart Z.W5fi

17、 iXfrm椚斗Mln 图3齿轮的等效应力 总挠度 最大齿挠度0.0023 mm为安全条件，如图4所示 1 q Dd an ■ l^jrrt "T诞时 Dif^OrlTtHftsC*^ Uoi殆 miqi Tme 1 也ig 血? 11 o.Knua jcnz 5CW3J71? 0CCC2b^ 图4齿轮的总偏转 1.9齿轮3的有限元分析 边界条件 在表面A处应用固定支架，在牙齿表面上施加 3722.2的力，在齿轮中心也应用 旋转速度，如图5所示 //io 图5齿轮的边界条件 等效应力 在这里，冯•米塞斯应力仅为 47 Mpa比允许

18、的105 Mpa安全限值安全，如图6 所示 tiiuh alml f hl Sm** LMilM kUM “Nim i ■-1 a 帕 M e e)  总挠度 图6齿轮的等效应力 最大齿挠度0.0059 mm是安全条件，如图7所示 I vlgi |>rEni IlIebi Z* r J 1 1 i

19、 …“"……一一旳 >150 图7齿轮3总挠度 1.10齿轮5的有限元分析 边界条件 在表面A和8188.9的表面施加固定支撑力，同时在齿轮中心施加旋转速度，如 图8所示 Fj*m| 柯 vR|W I 等效应力 图8齿轮的边界条件 在这里，冯？米塞斯应力只有45.5 Mpa比允许的10mpa安全限值安全，如图9 ^所示£ t iitmi 1 WOifW 11 2 '■Il 43474 沾』19 50 354 25^07 J!QJ3T 1*. 1 帥 119 仆啊円■叙mil. &IW 总挠度 图9齿轮5的等效应力 最

20、大齿挠度为0.0088 mm,如图10所示 I 口电Hl Drl 4N IH-alkm I"外he! Ton ["ib+q matins Hurt-mm 尸《|^| 1 jz^w^ni? ii ?s- 趾醐胡* Uti CLW皤4弗 ①曲的 0.901^19 oiaocnacffi 0 Wi 图10齿轮5的总挠度 1.11结果与讨论 规格 齿

21、轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4 齿轮5 齿轮6 负荷 N 1488.89 1488.89 3722.22 3722.2 2 8188.89 8100 速度 97.59 39.03 39.03 15.61 15.61 7.02 弧度/秒 冯？米塞斯 压力 Mpa 18.85 47.04 45.53 形变 0.0023 0.0059 0.0088 1.12结论. 因此，我们总结出变速箱设计的发展是令人满意的， 并符合项目开始时所规定 的要求。 我们还想

22、,这个项目可以进一步提高了进一步研究研究和设计 参考文献 1. Bader Ahmed ABUID, Yahya Muhammed AMEE“Procedure for Optimum Design of a two- stage Spur Gear System ” , JSME International Journal Series C • December 2003 2. RAGURAM.R'Design of a Six Speed Gearbox ” , International Journal of Computer &Organization Trends - Vol

23、ume 2 Issue 4 Number 1 - Jul 2012 3. Atthuru Manikanta Reddy, Aakash.k “Design and Study of Four Speed Sliding Mesh Gear Box ” , SSRG International Journal of Mechanical Engineering (SSRG-IJME) - volume 2 Issue 6 - June 2015 4. Seney Sirichai, Ian Howard, Laurie Morgan, and Kian Teh "Finite Elem

24、e nt An alysis of Gears in Mesh' , Fifth in ter nati onal con gress on sound and vibrat ion December 15-18, 1997 south Australia 5. Deepika Potghan, Prof. SumanSharma, “ Finite Element Analy sis of Spur Gear Used in Lathe Headstock ” ，International Journal of Engineering Sciences & Research Tech no logy. 6. Bhandari V. B. “ Design of machine elements ” , book published by McGraw Hill.