变速器设计外文翻译含原文及出处.docx

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变速器设计外文翻译含原文及出处

外文原文版出处：

Publisher-IJEDR（ISSN-2321-9939）

Pubishedin-Volume5|Issue2|April2017

UniqueIdentificationNumber-IJEDR1702134

InternationalJournalofEngineeringDevelopmentandResearch

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，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，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α=15

轮胎与路面的摩擦µ=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=800mm=0.8m

1.3需要功率计算

车速在m/sV=10×103/3600=2.78m/s

总rpm所需轮达到10公里/小时的速度

V=（πD××N）/60

2.78=（π×2.78×N）/60

N=66.32转

所需的总牵引力在车轮Fw上推进车辆

Fw=滚动阻力+梯度阻力

滚动阻力英尺=W×g×µg=9.81

=390×9.81×0.35

=1339.065N。

坡道阻力Rgg=W××sinα

=390×9.81×sin15

=990.22N.m

Fw=1339.065N+990.22N.

=2329.28N.

总需要在单轮Tw扭矩

Tw=（Fw×r）/2=2329.28×（0.8/2）/2

=931.7N.m

所需的电机功率

P=2πnt/60000=（2π×66.32×931.7/60）

=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

传动比G=932/66.32=14

如果我们降低电机转速输出转矩比14倍=67×14=938N.m

而车轮上的扭矩是=931.7N.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

近似于选定系的所有齿轮比=2.5×2.5×2.2=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）

假设齿轮1Z1=18和节线速度为5m/s,b/m=10

常数Cv=3/（3+v）=3/8

利瓦伊的形式因素是γ=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σut=600Mpa

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×Zp1=90毫米

切向载荷对齿轮Pt1=2tp1/dp1=2×67×103/90=1488.89N

齿轮速度v=（π×dp1×Np1）/60000=4.39m/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×Pt1）/简历=5501.45N

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=m×b××（σut/3）γ=5×50××0.308=15400（600/3）

saftyFs=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。

参数

齿轮1

齿轮2

齿轮3

齿轮4

齿轮5

齿轮6

模块m（mm）

齿数（Z）

节圆直径=Dp（mm）

225

200

齿距=（πD）/Zinmm

15.707

齿顶（a）=m（mm）

齿顶圆=m+2a（mm）

100

235

210

齿顶高Dd=1.25m（mm）

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）

齿全高=2.25m（mm）

11.25

齿厚=1.5708m

7.854

（mm）

每分钟转速

392

372.8

149.12

1.8齿轮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

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18Mpa，比允许的105Mpa的安全性要安全

如图3所示

图3齿轮的等效应力

总挠度

最大齿挠度0.0023mm为安全条件，如图4所示

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

图5齿轮的边界条件

等效应力

在这里，冯·米塞斯应力仅为47Mpa，比允许的105Mpa安全限值安全，如图6所示

图6齿轮的等效应力

总挠度

最大齿挠度0.0059mm是安全条件，如图7所示

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

图8齿轮的边界条件

等效应力

在这里，冯•米塞斯应力只有45.5Mpa，比允许的10mpa安全限值安全，如图9所示

图9齿轮5的等效应力

总挠度

最大齿挠度为0.0088mm，如图10所示

图10齿轮5的总挠度

1.11结果与讨论

规格

齿轮1

齿轮2

齿轮3

齿轮4

齿轮5

齿轮6

负荷

1488.89

3722.22

3722.2

8188.89

8100

速度

97.59

39.03

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,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.BaderAhmedABUID,YahyaMuhammedAMEEN“ProcedureforOptimumDesignofatwo-stageSpurGearSystem”,JSMEInternationalJournalSeriesC·December2003

2.RAGURAM.R“DesignofaSixSpeedGearbox”,InternationalJournalofComputer&OrganizationTrends–Volume2Issue4Number1–Jul2012

3.AtthuruManikantaReddy,Aakash.k“DesignandStudyofFourSpeedSlidingMeshGearBox”,SSRGInternationalJournalofMechanicalEngineering（SSRG-IJME）–volume2Issue6–June2015

4.SeneySirichai,IanHoward,LaurieMorgan,andKianTeh“FiniteElementAnalysisofGearsinMesh”,FifthinternationalcongressonsoundandvibrationDecember15-18,1997southAustralia

5.DeepikaPotghan,Prof.SumanSharma,“FiniteElementAnalysisofSpurGearUsedinLatheHeadstock”,InternationalJournalofEngineeringSciences&ResearchTechnology.

6.BhandariV.B.“Designofmachineelements”,bookpublishedbyMcGrawHill.

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