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動器。根據理論計算，對齒輪箱組件進行了有限元分析， 并對減速機的設計進行了簡要的研究。 關鍵詞：變速箱設計，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。通常術語傳輸 僅僅指使用齒輪和齒輪列車提供轉速和扭矩轉換從一個旋轉電源到另一個設備 的齒輪箱。 我們知道，汽車發(fā)動機在一定的轉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，而增速又要減扭呢？設發(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設置輸入軸、 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構，輸入軸的轉速也就是發(fā)動機的轉速， 輸出 軸轉速則是中間軸與輸出軸之間不同齒輪嚙合所產生的轉速。不同的齒輪嚙合就 有不同的傳動比，也就有了不同的轉速。例如日產ZN6481W2G型SUV車手動 變 速器，它的傳動比分別是：1檔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 3 圈，輸出軸轉 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 檔齒輪帶動輸出軸。 典型 2 檔變速齒輪傳動比是 2.2:1 ，輸入軸轉 2.2 圈，輸出軸 轉 1 圈，比 1 檔轉速增加，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 1.7 圈，輸出軸轉 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 1:1 ， 即輸出軸與輸入軸轉速一樣。 由于動力不經中間軸， 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 0.87 圈時，被動齒輪已經轉完 1 圈 了。 倒檔時輸出軸要向相反方向旋轉。 如果一對齒輪嚙合時大家反向旋轉， 中間 加上一個齒輪就會變成同向旋轉。 利用這個原理， 倒檔就要添加一個齒輪做 “媒 介”，將軸的轉動方向調轉，因此就有了一根倒檔軸。倒檔軸獨立裝在變速器殼 內，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 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，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，使得輪齒表面質量產生較大的差異。 1.2提供技術數(shù)據 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 103/3600 = 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 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)/ 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 電動機轉速=932 要求車輪轉速=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速輸出轉矩比 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 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 xn XCvX — X aut X y 假設齒輪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(1) 模塊m = 4.18 根據標準m = 5選擇模塊的首選值 檢查設計齒輪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 103/90 = 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 根據齒輪1的以上設計流程設計所有剩余的齒輪 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) 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 每分鐘轉速 392 372.8 372.8 149.12 149.12 40 1.8齒輪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 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 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<L1I b I LJftIL. i irn i Mar acA.1 蝕 adtH&id 0«oi«jT 9iff7il44^ □ fiWAT Vl a(34^1 h QiStM 11 J7 Q Q'Clf UR 僅Mh^ 4S CC* 卸 0Q |> 1 1 i …“"……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結果與討論 規(guī)格 齒輪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結論. 因此，我們總結出變速箱設計的發(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,這個項目可以進一步提高了進一步研究研究和設計 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 - Volume 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. 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