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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
摘 要
從汽車誕生時(shí)起，汽車變速器在汽車傳動(dòng)系中扮演著至關(guān)重要的角色?，F(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了變速器。本文以五羊本田新鋒影摩托車的一些整車參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)為依據(jù)，進(jìn)行變速器的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案的確定，變速器主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍、中心距、各擋傳動(dòng)比、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸、軸承的設(shè)計(jì)校核，同步器、操縱機(jī)構(gòu)及箱體的設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)的過程中，本文根據(jù)轎車變速器的設(shè)計(jì)要求和車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)自身的特點(diǎn)，參考多篇文獻(xiàn)資料，以及國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)圖冊(cè)，從經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性方面著手進(jìn)行分析,設(shè)計(jì)出一種兩軸式變速器。
關(guān)鍵詞：變速器；齒輪；軸；箱體；設(shè)計(jì)
ABSTRACT
Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drive train. A modern car widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobile’s dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drive train. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Wu Yang Ben Tian Xin Feng Ying automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the mumble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas, at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed.
Key words: Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design
II
黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
目 錄
摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ
第1章 緒論……………………………………………………………………………2
1.1概述……………………………………………………………………………2
1.2 研究目的意義……………………………………………………………………2
第 2 章 變速器齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算………………………………………………4
2.1 變速器主要參數(shù)的選擇………………………………………………4
2.2 變速器格擋傳動(dòng)比的確定……………………………………………………4
第3章 齒輪校核…………………………………………………………12
3.1變速器齒輪的變位………………………………………………………………15
3.2齒輪強(qiáng)度校核……………………………………………………………………15
第4 章 軸的設(shè)計(jì)及校核…………………………………………………………25
4.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算………………………………………………………………25
4.2軸的強(qiáng)度計(jì)算………………………………………………………………26
第5章 軸承校核…………………………………………………………38
5. 1軸承的選擇及校核………………………………………………………………38
5.2本章小結(jié)………………………………………………………………39
第6章 變速箱體的設(shè)計(jì)…………………………………………………………41
6. 1變速器箱體的選擇………………………………………………………………41
結(jié)論………………………………………………………………………………………42
參考文獻(xiàn) ………………………………………………………………………………43
致謝………………………………………………………………………………………45
第1章 緒 論
1.1 概述
汽車變速器是汽車傳動(dòng)系的重要組成部分。由于汽油機(jī)額定轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的速度范圍很小,而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動(dòng)力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，因此要用齒輪傳動(dòng)來適應(yīng)駕駛時(shí)車速的變化。變速器是傳動(dòng)系的主要部件,它的性能對(duì)整車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。手動(dòng)機(jī)械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、故障率相對(duì)較低、經(jīng)濟(jì)性好、環(huán)保性強(qiáng)、物美價(jià)廉,因此在市場(chǎng)上仍占有一席之地，開發(fā)手動(dòng)機(jī)械變速器也適應(yīng)當(dāng)代世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和需要。隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護(hù)、應(yīng)用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。
1.2 研究目的與意義
在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動(dòng)到自動(dòng)的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動(dòng)變速器（MT）、自動(dòng)變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級(jí)變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。
它們各有優(yōu)缺點(diǎn)：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟(jì)性?shī)蕵沸詮?qiáng)，但對(duì)駕駛技術(shù)要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡(jiǎn)單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點(diǎn)，但在換擋時(shí)會(huì)有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動(dòng)帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結(jié)合了手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性和自動(dòng)變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術(shù)。
在我國(guó)，據(jù)調(diào)查2007年手動(dòng)變速器的市場(chǎng)比重為74%，占據(jù)較大的市場(chǎng)份額。從2002到2007年間自動(dòng)檔變速器市場(chǎng)占有率從9%增長(zhǎng)到26%，Global Insight公司預(yù)計(jì)到2012年自動(dòng)檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場(chǎng)自動(dòng)檔所占的比例可能達(dá)到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長(zhǎng)到30.9%，而自動(dòng)檔變速器使用方便特點(diǎn)深受女性用戶群的喜愛。另外在消費(fèi)者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動(dòng)檔的變速器。在中國(guó)，自動(dòng)檔變速器的市場(chǎng)是十分樂觀的。同時(shí)手動(dòng)檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟(jì)性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。
世界最大的手動(dòng)變速器制造商德國(guó)ZF公司預(yù)測(cè)說，到2012年北美市場(chǎng)出售的汽車中將只有6%是手動(dòng)擋，歐洲與美國(guó)的情況不同，有機(jī)構(gòu)預(yù)測(cè)，到2013年歐洲有52%的汽車還是手動(dòng)擋，配備自動(dòng)手動(dòng)的變速器將只有10%,配備無級(jí)變速器的將占2%,配備雙離合變速器的將占16%，歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動(dòng)變速器的經(jīng)濟(jì)燃油性。而在日本變速器市場(chǎng)，CVT的市場(chǎng)占據(jù)絕對(duì)優(yōu)勢(shì)。
保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性;設(shè)置不同檔位,滿足用來調(diào)整與切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸并使汽車能倒退行駛;工作可靠,汽車行駛過程中,變速器不得有跳檔、亂檔,以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn);工作效率高,噪聲小;結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理;在滿載及沖擊載荷條件下,使用壽命長(zhǎng)。
本次設(shè)計(jì)的具體內(nèi)容是結(jié)合設(shè)計(jì)要求，在保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的前提下，利用所選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)，完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計(jì)。需要解決的主要問題包括：使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音并盡量能達(dá)到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經(jīng)濟(jì)實(shí)用性；使變速器具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性，換擋迅速、省力、方便；變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
第2章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算
2.1變速器主要參數(shù)的選擇
本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是在給定主要參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，整車主要技術(shù)參數(shù)如表1所示：
表1.1主要技術(shù)參數(shù)
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率
66kw
驅(qū)動(dòng)橋滿載
0.4t
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩
10N·m
最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速
7500 r/min
最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速
4600r/min
最高車速
55km/h
總質(zhì)量
0.12t
2.1.1檔數(shù)
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4～5個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)檔。商用車變速器采用4～5個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。
檔數(shù)選擇的要求：
1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。
2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。
因此，本次設(shè)計(jì)的轎車變速器為4檔變速器。
2.1.2傳動(dòng)比范圍
變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。
本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為0.923。
2.2變速器各檔傳動(dòng)比的確定
1、初級(jí)傳動(dòng)比
根據(jù)《本田維修手冊(cè)》查得觸及傳動(dòng)比為=3.350
（1.1）
式中：
——汽車行駛速度（km/h）；
——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；
——車輪滾動(dòng)半徑（m）；
——變速器傳動(dòng)比；
——發(fā)動(dòng)機(jī)鏈輪傳動(dòng)比。
——變速器觸及傳動(dòng)比
已知：最高車速==55 km/h；最高檔為超速檔，得到=0.25(m)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==7500（r/min）；由公式（1.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：
2、關(guān)于鏈傳動(dòng)比與變速器傳動(dòng)比的分配
根據(jù)設(shè)計(jì)的要求與通過找尋資料，查得關(guān)于的分配，若要使得車能更好的行駛，節(jié)能環(huán)保，使得變速器能以最佳的狀態(tài)進(jìn)行運(yùn)作，得分配為、。此分配更能有效的使得變速器以最佳的狀態(tài)下運(yùn)轉(zhuǎn)，達(dá)到要求。
3、變速器各檔速比的配置
一檔傳動(dòng)比,按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即：
則各檔傳動(dòng)比都可以確定：
2.2.1中心距的選擇
初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：
（1.5）
式中：
A ——變速器中心距（mm）；
——中心距系數(shù)，乘用車=8.0~9.3；
——因從鏈輪傳到變速器時(shí)，轉(zhuǎn)矩?cái)U(kuò)大三倍，故發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為30（N·m）；
——變速器一檔傳動(dòng)比為2.5
——初級(jí)傳動(dòng)比為3.350
——變速器傳動(dòng)效率，取96%。
（8.0~9.3）=47.87~57.89mm
轎車變速器的中心距在47~58mm范圍內(nèi)變化。初取A=49mm。
2.2.2變速器的外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：
mm
初選長(zhǎng)度為160mm。
2.2.3齒輪參數(shù)的選擇
1、模數(shù)
選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。
表1.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)
車 型
乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0
14
模數(shù)/mm
2.25~2.75
2.75~3.00
3.50~4.50
4.50~6.00
轎車模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表1.2選取各檔模數(shù)為，由于此變速器要求環(huán)保與節(jié)能，且排量不是很大，發(fā)動(dòng)能力水平要求一般，所以各檔均采用直齒輪。
2、壓力角
壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。
對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角[15]。
國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。
本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。
3、螺旋角
齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。
本設(shè)計(jì)初無斜齒輪，故無螺旋角。
4、齒寬
齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。
考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒，取為4.5～8.0，故
mm，取齒寬為
5、齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。
在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。
本設(shè)計(jì)取為1.00。
2.1.4各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖1.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。
1、一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
一檔傳動(dòng)比為：
取整得49。轎車可在12～17之間選取，取14，則。則一檔傳動(dòng)比為：
1-一檔主動(dòng)齒輪 2-一檔從動(dòng)齒輪 3-二檔主動(dòng)齒輪 4-二檔從動(dòng)齒輪 5-三檔主動(dòng)齒輪 6-三檔從動(dòng)齒輪 7-四檔主動(dòng)齒輪 8-四檔從動(dòng)齒輪 9-
圖1.1 四檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖
2、對(duì)中心距A進(jìn)行修正
mm
取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。
3、二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定
（1.6）
（1.7）
已知：=49mm，=1.534，=2，；將數(shù)據(jù)代入（1.6）、（1.7）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以二檔傳動(dòng)比為：
4、計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
（1.8）
（1.9）
已知：=49mm，=1.150，=2，；將數(shù)據(jù)代入（1.8）、（1.9）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以三檔傳動(dòng)比為：
5、計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比
（1.10）
（1.11）
已知：=49mm，=0.923，=2，；將數(shù)據(jù)代入（1.10）、（1.11）兩式，齒數(shù)取整得：，，所以四檔傳動(dòng)比為：
本設(shè)計(jì)變速器各檔齒輪均為直齒，且并無倒檔。故各檔經(jīng)計(jì)算及修正，傳動(dòng)比如下：
第3章 齒輪校核
3.1 變速器齒輪的變位
采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。
為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。
一檔齒輪的變位
mm mm
端面嚙合角 ： tan=tan =20
=0
一擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =2×12=24mm
=3×35=70mm
齒頂高 =2mm
=2mm
齒根高 ==2.5mm
==2.5mm
齒全高 =4.5mm
齒頂圓直徑 =26mm =72mm
齒根圓直徑 =23.5mm =69.5mm
二檔齒輪的變位
mm mm
端面嚙合角 ： tan=tan =20°
=0
二檔齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =2×19=mm
=2×30=60mm
齒頂高 =2mm
=2mm
齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm
=2×（1+0.25）=2.5mm
齒全高 =4.5mm
齒頂圓直 =40mm =62mm
齒根圓直徑 =37.5m=59.5mm
三檔齒輪的變位
mm mm
端面嚙合角 ： tan=tan =20°
三檔齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =3×23=46mm
=2×26=52mm
齒頂高 =2mm
=2mm
齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm
=2×（1+0.25）=2.5mm
齒全高 =4.5mm
齒頂圓直 =48mm=54mm
齒根圓直徑 =45.5mm=51.5mm
四檔齒輪的變位
mm mm
端面嚙合角 ： tan=tan =20°
四檔齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =2×25=50mm
=2×24=48mm
齒頂高 =2mm
=2mm
齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm
=2×（1+0.25）=2.5mm
齒全高 =4.5mm
齒頂圓直徑 =52mm=48mm
齒根圓直徑 =49.5m=47.5mm
嚙合角 ： cos==0.9275 =21.95°
、
表1.3各檔齒輪的參數(shù)
各檔齒數(shù)
分度圓直徑
齒頂高
齒根圓
吃定圓直徑
齒根圓直徑
=14
24mm
2 mm
2.5 mm
26 mm
23.5 mm
=35
70 mm
2 mm
2.5 mm
72 mm
69.5 mm
=19
38 mm
2 mm
2.5 mm
40 mm
37.5 mm
=30
60 mm
2 mm
2.5 mm
62 mm
59.5 mm
=23
46 mm
2 mm
2.5 mm
48 mm
45.5 mm
=26
52 mm
2 mm
2.5 mm
54 mm
51.5 mm
=25
50 mm
2 mm
2.5 mm
52 mm
49.5 mm
=24
48 mm
2 mm
2.5 mm
50 mm
47.5 mm
分度圓齒距：P=πm=3.14×2=6.28mm
基圓齒距：mm
3.2變速器齒輪強(qiáng)度校核
3.2.1 齒輪材料的選擇原則
（1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
（2）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。
（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。
由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。
3.2.2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核
齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪）
(1.15)
式中：
——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；
——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.65
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)
——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪，從動(dòng)齒輪
圖1.2 齒形系數(shù)圖
將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（1.15），整理得到
(1.16)
發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為10，最高轉(zhuǎn)速7500r/min,齒輪傳動(dòng)效率為99％，離合器傳動(dòng)效率99％，軸承傳動(dòng)效率為96％，則輸入軸和輸出軸的扭矩可通過計(jì)算得：
輸入軸：
輸出軸：
（1）一檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.125以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
（2）二檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.115，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.140，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
(3)三檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.103，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.092，把以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
（4）四檔齒輪校核
主動(dòng)齒輪：
已知： N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.100以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
從動(dòng)齒輪：
已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.2得：y=0.120以上數(shù)據(jù)代入(1.16)式，得：
3.2.3輪齒接觸應(yīng)力校核
（1.17）
式中：
——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；
——齒面上的法向力（N），；
——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角；
——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；
，——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，；
、 ——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
表1.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力
齒輪
/MPa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔
1900-2000
950-1000
常嚙合齒輪和高檔齒輪
1300-1400
650-700
將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[]見表1.3：
1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；
=
=
mm
由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（1.17）可得：
MPa
MPa
2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；
=2×19=38mm
=2×30=60mm
；mm
N
MPa
3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；
=2×23=46mm
=2×26=52mm
mm
N
、
MPa
4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知：N·mm；；；MPa；
=2×25=50mm
=2×24=48mm
mm
N
MPa
所以，經(jīng)校核齒輪的接觸應(yīng)力都滿足條件，所以，選用的符合設(shè)計(jì)內(nèi)容。
3.2.4齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力校核
式中：
——齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力
——壽命系數(shù)
——相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
——尺寸系數(shù)
——表面系數(shù)
——最小安全系數(shù)
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可得：
=920MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25，將代入式中可得：
=
3.2.5接觸疲勞強(qiáng)度校核
——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)；
——彈性系數(shù)；
——重合度系數(shù)；
——齒輪上圓周力；
——齒輪寬度；
——齒輪直徑；
——傳動(dòng)比；
——使用系數(shù)；
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：
=2.33；=189.8；=0.73；==1.1×1.05×1.26×1.1=1.46
已知：
=15mm =2.5 =2×14=28mm
3.2.6 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核
式中：
——齒形修正系數(shù)
——重合度系數(shù)
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：
=4.9，=0.64
將以上數(shù)據(jù)代入公式中，得：
=4.35MPa
第4章 軸的設(shè)計(jì)與校核
變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響。
4.1.軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)
在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.16～0.18；對(duì)輸出軸，0.18～0.21。
輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取：
式中： ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。
輸入軸花鍵部分直徑：
=11.4 ~4.29mm
初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度=49。
選擇軸的最小直徑為12。
根據(jù)軸的制造工藝性要求[20]，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計(jì)如圖1.3、1.4所示：
圖1.3 輸入軸各部分尺寸
圖1.4 輸出軸各部分尺寸
4.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
4.2.1軸的剛度計(jì)算
對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。
圖1.5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖1.5所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計(jì)算：
（1.23）
（1.24）
（1.25）
式中：
——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；
——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；
——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；
、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為mm。
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。
1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核
（1）軸上受力分析
一檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mm
mm
rad
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=50mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
rad
二檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=42.4mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
rad
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=45mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
rad
三檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=104.21；b=163.79mm；L=268mm；d=55mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
=mm
mmmm
rad
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=104.21mm；b=163.79mm；L=268mm；d=42mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
rad
四檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=45mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
rad
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
mm
五檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
rad
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
mm
倒檔工作時(shí)：
N
N
N
輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
已知：a=243.7mm；b=24.3mm；L=268mm；d=29mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
mm
N
N
N
輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：
輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。
已知：a=243mm；b=24.3mm；L=268mm；d=33mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到：
mm
mmmm
mm
由以上可知道，變速器在各檔工作時(shí)均滿足剛度要求。
4.2.2軸的強(qiáng)度計(jì)算
變速器在一檔工作時(shí)：
對(duì)輸入軸校核：
計(jì)算輸入軸的支反力：
N
N
已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=26mm；d=32.5mm，
1、垂直面內(nèi)支反力
對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到B點(diǎn)的支反力，即：
（1.26）
將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.26）式，解得：=661N
同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：
2、水平面內(nèi)的支反力
由力矩平衡和力的平衡可知：
（1.27）
（1.28）
將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（1.27）、（1.28）兩式，得到：
3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩
B點(diǎn)的最大彎矩為：
N·mm
N·mm
N·mm
4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩
N·mm
5、計(jì)算合成彎矩
N·mm
軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.6所示：
作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為
(1.29)
式中：（N.m）；
——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；
——抗彎截面系數(shù)（mm3）。
將數(shù)據(jù)代入（3.29）式，得：
MPa
在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。
圖1.6 輸入軸的彎矩圖
對(duì)輸出軸校核：
計(jì)算輸出軸的支反力：
齒輪受力如下：
N
N
N
已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm， N
1、垂直面內(nèi)支反力
對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到C點(diǎn)的支反力，即：
（1.31）
將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（1.31）式，解得：=1045.96N
同理，對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式：
，
可解得：N
2、水平面內(nèi)的支反力
由力矩平衡和力的平衡可知：
（1.32）
（1.33）
將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（1.32）、（1.33）兩式，得到：
3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩
C點(diǎn)彎矩為：
Nmm
MCY=FA*a-Fa2=136172.2Nmm
4、計(jì)算水平面內(nèi)彎矩：
N·mm
5、計(jì)算合成彎矩
N·mm
軸上各點(diǎn)彎矩如圖1.7所示：
圖1.7 輸出軸彎矩圖
把以上數(shù)據(jù)代入（1.29），得：
MPa
在低檔工作時(shí)，400MPa，符合要求。
第5章 軸承的校核
5.1軸承選擇與壽命計(jì)算
軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計(jì)算，對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。
式中，，h
5.1.1輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算
初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇30205型號(hào)軸承KN，KN。
1、變速器一檔工作時(shí)
N，N
軸承的徑向載荷：=3545.6N；N
軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=1.6
N
N
N
所以
N
N
計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到
，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；
，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到
當(dāng)量動(dòng)載荷：
N
N
為支反力。
h
表3.4 變速器各檔的相對(duì)工作時(shí)間或使用率
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動(dòng)比
/%
變速器檔位
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
轎
車
普通
級(jí)
以下
3
1
1
30
69
4
1
0.5
3
20
76.5
4
<1
1
8
23
68
中
級(jí)
以
上
3
1
1
22
77
4
1
0.5
2
10.5
87
4
<1
0.5
3
20
76.5
5
1
0.5
2
4
18.5
75
5
<1
0.5
2
15
57.5
25
查表3.4可得到該檔的使用率，所以：
h
所以軸承壽命滿足要求。
5.2本章小結(jié)
本章主要對(duì)變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計(jì)算；同時(shí)對(duì)變速器各檔齒輪進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度校核、對(duì)輸入軸、輸出軸的基本尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)；完成了軸的剛度和強(qiáng)度校核，以及完成了各軸軸承校核。
第6章 變速器箱體的設(shè)計(jì)
6.1變速器殼體的選擇
變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時(shí)質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時(shí)不會(huì)歪斜。變速器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪，而且設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)當(dāng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤(rùn)滑油的液壓阻力，會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。
為了加強(qiáng)變速器殼體的剛度，在殼體上應(yīng)設(shè)計(jì)有加強(qiáng)肋。加強(qiáng)肋的方向與軸支承處的作用力方向有關(guān)。變速器殼壁不應(yīng)該有不利于吸收齒輪振動(dòng)和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時(shí)，可以設(shè)計(jì)一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。
為了注油和放油，在變速器殼體上設(shè)計(jì)有注油孔和放油孔。注油孔位置應(yīng)設(shè)計(jì)在潤(rùn)滑油所在平面處，同時(shí)利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應(yīng)設(shè)計(jì)在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤(rùn)滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤(rùn)滑油再流回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。
為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時(shí)，壁后取3.5～4mm 。采用鑄鐵殼體時(shí)，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強(qiáng)度，但會(huì)使質(zhì)量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。有圖：
結(jié) 論
本文是根據(jù)五羊本田新鋒影摩托車的一些主要技術(shù)參數(shù)來設(shè)計(jì)一臺(tái)二軸變速器。在變速器的設(shè)計(jì)過程中，主要的研究?jī)?nèi)容如下：變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案的確定；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器齒輪、軸、軸承的計(jì)算和校核；同步器和操縱機(jī)構(gòu)及箱體的設(shè)計(jì)等。本文就是圍繞著上述主要內(nèi)容展開的。在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)該注意一些問題：
1. 傳動(dòng)比的布置問題
2. 軸與齒輪的配合問題
3. 零件與箱體的裝配是否合理
4. 變速器設(shè)計(jì)完成后，必須要滿足車的使用要求，同時(shí)要有很好的加工工藝性，滿足造價(jià)低廉、使用壽命長(zhǎng)的特點(diǎn)。
在本次設(shè)計(jì)過程中，由于缺少實(shí)際的工作經(jīng)驗(yàn)，設(shè)計(jì)過程只是根據(jù)一般步驟完成的，具體的細(xì)節(jié)部分考慮不周，這些原因都造成了所設(shè)計(jì)的變速器離實(shí)際應(yīng)用還有很大的距離，需要自己在以后的學(xué)習(xí)和工作中不斷提高。總結(jié)此次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我受益匪淺，首先是變速器相關(guān)零部件設(shè)計(jì)與選用以及繪圖方面我的進(jìn)步很大，可以獨(dú)立設(shè)計(jì)變速器相關(guān)的部件了。其次，從崔宏耀老師的指導(dǎo)過程中我學(xué)到了他的認(rèn)真負(fù)責(zé)的精神，為我以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。
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致 謝
時(shí)光飛逝，還有一個(gè)月就要離開學(xué)習(xí)和生活了四年的大學(xué)校園了?；仡櫵哪陙?，從對(duì)汽車的一無所知，到現(xiàn)在能進(jìn)行簡(jiǎn)單的設(shè)計(jì)，感慨良多。這些都是汽車系的每一位老師辛勤，努力的結(jié)果。作為車輛工程專業(yè)的學(xué)生，我們學(xué)到了汽車的專業(yè)知識(shí)，盡管剛開始接觸時(shí)有點(diǎn)陌生，但經(jīng)過老師和學(xué)生的共同努力，我們順利完成了學(xué)業(yè)，并為以后繼續(xù)從事汽車行業(yè)的工作和學(xué)習(xí)奠定了基礎(chǔ)。
首先要感謝從最初的開題報(bào)告到最終指導(dǎo)我完成畢業(yè)設(shè)計(jì)的崔宏耀老師這段時(shí)間以來對(duì)我的辛勤指導(dǎo)。另外，在變速器的結(jié)構(gòu)、傳動(dòng)布置方案，操縱機(jī)構(gòu)及箱體的設(shè)計(jì)中得到老師的大力幫助。在他的幫助下，我知道了操縱機(jī)構(gòu)的布置，箱體的形式等，對(duì)我后來繪制變速器總裝圖有很大幫助。
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