變速器設(shè)計外文翻譯

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1、外文原文版出處：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 譯文成績： 指導教師（導師組長）簽名： 譯文： 摘要--本項目以其設(shè)計和工作原理，了解齒輪傳動系統(tǒng)原理。汽車使用不同的齒 輪。齒輪有嚙齒來傳送驅(qū)動器。根據(jù)理論計算，對齒輪

2、箱組件進行了有限元分析， 并對減速機的設(shè)計進行了簡要的研究。 關(guān)鍵詞：變速箱設(shè)計，變速箱開發(fā) 1.1介紹 變速器是電力傳輸系統(tǒng)中的一種機器， 它提供了控制功率的應用。通常術(shù)語傳輸 僅僅指使用齒輪和齒輪列車提供轉(zhuǎn)速和扭矩轉(zhuǎn)換從一個旋轉(zhuǎn)電源到另一個設(shè)備 的齒輪箱。 我們知道，汽車發(fā)動機在一定的轉(zhuǎn)速下能夠達到最好的狀態(tài)， 此時發(fā)出的功 率比較大，燃油經(jīng)濟性也比較好。因此，我們希望發(fā)動機總是在最好的狀態(tài)下工 作。但是，汽車在使用的時候需要有不同的速度，這樣就產(chǎn)生了矛盾。這個矛 盾要通過變速器來解決。 汽車變速器的作用用一句話概括，就叫做變速變扭，即增速減扭或減速增扭。 為什么減速可以增扭，

3、而增速又要減扭呢？設(shè)發(fā)動機輸出的功率不變， 功率可以 表示為N = wT,其中w是轉(zhuǎn)動的角速度，T是扭距。當N固定的時候，w與T 是 成反比的。所以增速必減扭，減速必增扭。汽車變速器齒輪傳動就根據(jù)變速 變扭 的原理，分成各個檔位對應不同的傳動比，以適應不同的運行狀況。 一般的手動變速器內(nèi)設(shè)置輸入軸、 中間軸和輸出軸，又稱三軸式，另外還有 倒檔軸。三軸式是變速器的主體結(jié)構(gòu)，輸入軸的轉(zhuǎn)速也就是發(fā)動機的轉(zhuǎn)速， 輸出 軸轉(zhuǎn)速則是中間軸與輸出軸之間不同齒輪嚙合所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)速。不同的齒輪嚙合就 有不同的傳動比，也就有了不同的轉(zhuǎn)速。例如日產(chǎn)ZN6481W2G型SUV車手動 變 速器，它的傳動比分別是：1檔

4、3.704: 1; 2檔2.202:1 ; 3檔1.414:1 ; 4檔 1:1 ； 5 檔（超速檔） 0.802:1 。 當汽車啟動司機選擇 1 檔時，撥叉將 1/2 檔同步器向后接合 1 檔齒輪并 將它 鎖定輸出軸上， 動力經(jīng)輸入軸、 中間軸和輸出軸上的 1 檔齒輪， 1 檔齒輪 帶動輸 出軸，輸出軸將動力傳遞到傳動軸上。 典型 1 檔變速齒輪傳動比是 3:1, 也就是說輸入軸轉(zhuǎn) 3 圈，輸出軸轉(zhuǎn) 1 圈。 當汽車增速司機選擇 2 檔時，撥叉將 1/2 檔同步器與 1 檔分離后接合 2 檔齒 輪并鎖定輸出軸上， 動力傳遞路線相似， 所不同的是輸出軸上的 1 檔齒輪 換成 2 檔齒輪帶動

5、輸出軸。 典型 2 檔變速齒輪傳動比是 2.2:1 ，輸入軸轉(zhuǎn) 2.2 圈，輸出軸 轉(zhuǎn) 1 圈，比 1 檔轉(zhuǎn)速增加，扭矩降低。 當汽車加油增速司機選擇 3 檔時，撥叉使 1/2 檔同步器回到空檔位置， 又 使 3/4 檔同步器移動直至將 3 檔齒輪鎖定在輸出軸上， 使動力可以從軸入軸— 中間 軸—輸出軸上的 3 檔變速齒輪，通過 3 檔變速齒輪帶動輸出軸。典型 3 檔傳動比 是 1.7:1 ，輸入軸轉(zhuǎn) 1.7 圈，輸出軸轉(zhuǎn) 1 圈，是進一步的增速。 當汽車加油增速司機選擇 4 檔時，撥叉將 3/4 檔同步器脫離 3 檔齒輪直 接與 輸入軸主動齒輪接合，動力直接從輸入軸傳遞到輸出軸，此時傳動

6、 1:1 ， 即輸出軸與輸入軸轉(zhuǎn)速一樣。 由于動力不經(jīng)中間軸， 又稱直接檔， 該檔傳動比的 傳動 效率最高。汽車多數(shù)運行時間都用直接檔以達到最好的燃油經(jīng)濟性。 換檔時要先進入空檔， 變速器處于空檔時變速齒輪沒有鎖定在輸出軸上， 它 們不能帶動輸出軸轉(zhuǎn)動，沒有動力輸出。 一般汽車手動變速器傳動比主要分上述 1 －4 檔， 通常設(shè)計者首先確定最 低 （1 檔）與最高（ 4 檔）傳動比后，中間各檔傳動比一般按等比級數(shù)分配。 另外，還 有倒檔和超速檔，超速檔又稱為 5 檔。 當汽車要加速超過同向汽車時司機選擇 5 檔，典型 5 檔傳動比 0.87:1 ， 也就是用大齒輪帶動小齒輪， 當主動齒輪轉(zhuǎn)

7、 0.87 圈時，被動齒輪已經(jīng)轉(zhuǎn)完 1 圈 了。 倒檔時輸出軸要向相反方向旋轉(zhuǎn)。 如果一對齒輪嚙合時大家反向旋轉(zhuǎn)， 中間 加上一個齒輪就會變成同向旋轉(zhuǎn)。 利用這個原理， 倒檔就要添加一個齒輪做 “媒 介”，將軸的轉(zhuǎn)動方向調(diào)轉(zhuǎn)，因此就有了一根倒檔軸。倒檔軸獨立裝在變速器殼 內(nèi)，與中間軸平行， 當軸上齒輪分別與中間軸齒輪和輸出軸齒輪嚙合時， 輸出軸 轉(zhuǎn)向會相反。 通常倒檔用的同步器也控制 5 檔的接合，所以 5 檔與倒檔位置是在同一側(cè) 的。由于有中間齒輪，一般變速器倒檔傳動比大于 1 檔傳動比，增扭大，有些 汽車遇 到陡坡用前進檔上不去就用倒檔開上去。 從駕駛平順性考慮，變速器檔位越多越好，

8、檔位多相鄰檔間的傳動比的比值 變化小，換檔容易而且平順。但檔位多的缺點就是變速器構(gòu)造復雜，體積大，現(xiàn) 在輕型汽車變速器一般是4-5檔。同時，變速器傳動比都不是整數(shù)，而是都帶 小數(shù)點的，這是因為嚙合齒輪的齒數(shù)不是整倍數(shù)所致， 兩齒輪齒數(shù)是整倍數(shù)就會 導致兩齒輪嚙合面磨損不均勻，使得輪齒表面質(zhì)量產(chǎn)生較大的差異。 1.2提供技術(shù)數(shù)據(jù) 傾角a = 15 輪胎與路面的摩擦 卩=0.35 車輛總重量與司機和水果 W = 365 + 25 = 390 公斤 最大車速V = 10公里/小時 車輪直徑=800 mm = 0.8 m 1.3需要功率計算 車速在 m / s V = 10 X 103/

9、3600 = 2.78 m / s 總rpm所需輪達到10公里/小時的速度 V =( n DXX N)/ 60 2.78 =( nX 2.78 X N)/ 60 N = 66.32 轉(zhuǎn) 所需的總牽引力在車輪Fw上推進車輛 Fw=S動阻力+梯度阻力 滾動阻力英尺=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. 總需要在單輪Tw扭矩 Tw =(Fw X r

10、)/ 2 = 2329.28 X (0.8 / 2)/ 2  所需的電機功率 P = 2 n nt / 60000 =(2 nX 66.32 X 931.7/60) =6.5KW 1.4要求齒輪傳動比 電動機轉(zhuǎn)速=932 要求車輪轉(zhuǎn)速=66.32 14 倍=67 X 14 = 938N.m 傳動比 G = 932/66.32 = 14 如果我們降低電機轉(zhuǎn)速輸出轉(zhuǎn)矩比 而車輪上的扭矩是=931.7 N.m 這意味著它是充分的 1.5輪系的選擇 簡單的齒輪傳動是不可能的，因為大齒輪減速所以復合齒輪傳動系通過考慮齒輪 傳動比為14 圖1復合齒輪系的示意圖

11、 近似于選定系的所有齒輪比=2.5 X 2.5 X 2.2 = 13.75 在這里總共需要6個齒輪，用于復合齒輪系。有各種各樣的齒輪，如正齒輪，傘 齒輪，斜齒輪，螺旋齒輪，有不同的壓力角。選擇 20o全深度漸開線齒輪的標準 齒輪，因其制造方便，與其他齒輪比較便宜，因此選為齒輪箱的開發(fā)。 1.6齒輪設(shè)計 齒輪安全系數(shù)從1.5到2不等 在實踐中，從8個模塊到12個模塊，不同的面寬度都是不同的 最小齒需要20個完整深度的漸開線齒輪是18 找到齒輪1的模塊（m 60 X10A6 r P XCs Kfs . J /3 x { }] Zp

12、 xn XCvX — X aut X y 假設(shè)齒輪1 Z1 = 18和節(jié)線速度為5 m/ s,b /m = 10 常數(shù) Cv = 3 /(3 + v)= 3/8 利瓦伊的形式因素是丫 = 0.308為18牙齒表 選用普通碳鋼40 - 8材料進行齒輪傳動 極限拉伸應力是c ut = 600 Mpa 把所有的價值都放在馬術(shù)(1) 模塊m = 4.18 根據(jù)標準m = 5選擇模塊的首選值 檢查設(shè)計齒輪1 m = 5 Zp1 = 18 Np1 = 392 dp1 = m x Zp1 = 90 毫米 切向載荷對齒輪 Pt1 = 2 tp1 / dp1 = 2 x 67X 103

13、/90 = 1488.89 N 齒輪速度 v =( nx dp1x Np1)/ 60000 = 4.39 m / s 服務因子Cs =最大扭矩/額定扭矩=67/45 = 1.5 有效載荷兩嚙合齒輪 Pef =(Cs x Pt1)/簡歷=5501.45 N 光束強度(Sb)是指在不彎曲破壞的情況下，齒輪能傳遞的切向力的最大值 Sb= mx bxx ( c ut / 3) 丫 = 5 x 50xx 0.308 = 15400(600/3) safty Fs = Sb/Pef = 2.8 這意味著我們選擇的齒輪是安全的 1.7規(guī)范的齒輪 根據(jù)齒輪1的以上設(shè)計流程設(shè)計所有剩余的齒輪

14、 參數(shù) 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 模塊m(mm) 5 5 5 5 5 5 齒數(shù)(Z) 18 45 18 45 18 40  節(jié)圓直徑=Dp (mm) 90 225 90 225 90 200 齒距=(n D)/Z in mm 15.707 15.707 15.707 15.707 15.707 15.707 齒頂(a)= m (mm) 5 5 5 5 5 5 齒頂圓=m + 2a (mm) 100 235 82 235 82 210 齒頂咼 Dd= 1.25 m (mm)

15、 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 齒根圓=D - 2(Dd) 77.5 212.5 77.5 212.5 77.5 187.5 工作齒高 =2m (mm) 10 10 10 10 10 10 齒全高=2.25m (mm) 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 齒厚=1.5708 m (mm) 7.854 7.854 7.854 7.854 7.854 7.854 每分鐘轉(zhuǎn)速 392 372.8 372.8 149.12 149.12 40 1.8齒

16、輪1的有限元分析 小齒輪比齒輪較弱，這意味著如果小齒輪安全，齒輪也是安全的。因此做齒輪1, 齒輪3和齒輪5的有限元分析，因為它們是齒輪箱的小齒輪。 邊界條件 在表面上應用固定支撐力，在齒面上施加 1489的力，在齒輪中心也應用旋轉(zhuǎn)速 度，如圖“2所示 Eqyiivdicn t H： NPa Tirne 1 QD 0O'rTim> E7.50 圖2齒輪1的邊界條件 等效應力 在這里，馮?米塞斯應力只有 18 Mpa,比允許的105 Mpa的安全性要安全 如圖3所示 Vl?x 16. W1 14 t?i 12-$n mart Z.W5fi

17、 iXfrm椚斗Mln 圖3齒輪的等效應力 總撓度 最大齒撓度0.0023 mm為安全條件，如圖4所示 1 q Dd an ■ l^jrrt "T誕時 Dif^OrlTtHftsC*^ Uoi殆 miqi Tme 1 也ig 血? 11 o.Knua jcnz 5CW3J71? 0CCC2b^ 圖4齒輪的總偏轉(zhuǎn) 1.9齒輪3的有限元分析 邊界條件 在表面A處應用固定支架，在牙齒表面上施加 3722.2的力，在齒輪中心也應用 旋轉(zhuǎn)速度，如圖5所示 //io 圖5齒輪的邊界條件 等效應力 在這里，馮?米塞斯應力僅為 47 Mpa比允許

18、的105 Mpa安全限值安全，如圖6 所示 tiiuh alml f hl Sm** LMilM kUM “Nim i ■-1 a 帕 M e e)  總撓度 圖6齒輪的等效應力 最大齒撓度0.0059 mm是安全條件，如圖7所示 I vlgi |>rEni IlIebi Z* r J 1 1 i

19、 …“"……一一旳 >150 圖7齒輪3總撓度 1.10齒輪5的有限元分析 邊界條件 在表面A和8188.9的表面施加固定支撐力，同時在齒輪中心施加旋轉(zhuǎn)速度，如 圖8所示 Fj*m| 柯 vR|W I 等效應力 圖8齒輪的邊界條件 在這里，馮？米塞斯應力只有45.5 Mpa比允許的10mpa安全限值安全，如圖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■敘mil. &IW 總撓度 圖9齒輪5的等效應力 最

20、大齒撓度為0.0088 mm,如圖10所示 I 口電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 圖10齒輪5的總撓度 1.11結(jié)果與討論 規(guī)格 齒

21、輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 負荷 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 馮？米塞斯 壓力 Mpa 18.85 47.04 45.53 形變 0.0023 0.0059 0.0088 1.12結(jié)論. 因此，我們總結(jié)出變速箱設(shè)計的發(fā)展是令人滿意的， 并符合項目開始時所規(guī)定 的要求。 我們還想

22、,這個項目可以進一步提高了進一步研究研究和設(shè)計 參考文獻 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

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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.