1、黑龍江工程學院本科生畢業設計第1章 變速器主要參數的選擇與計算1.1 設計初始數據 最高車速：=200km/h 發動機最大功率：=120kw 最大轉矩：=238 整備質量：=1700kg 最大轉矩轉速：=3500r/min 車輪：215/55r17 1.2 變速器各擋傳動比的確定滿足最大爬坡度 （1.1） 式中：g作用在汽車上的重力，汽車質量，重力加速度，=20090n；發動機最大轉矩，=238n.m；傳動系效率，=90%；車輪半徑，=0.3334m；滾動阻力系數，取=0.015；爬坡度，取=20°帶入數值計算得 滿足附著條件： · （1.2）為附著系數，取值范圍為0.50

2、.6，取為0.6為汽車滿載靜止于水平面，驅動橋給地面的載荷，這里取70%mg ；計算得18.35 ； 由得11.5918.35 ； 取=3.0 ；在計算范圍內。=7.96km/h<10km/h，檢驗最低穩定車速合格，故傳動比合適。其他各擋傳動比的確定： 按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： （1.3）式中：常數，也就是各擋之間的公比；五檔設置為直接當故，因此，各擋的傳動比為：=1.32 （1.4）所以其他各擋傳動比為： =3.0， =2.27，=1.72，=1.30 ，=11.3 變速器傳動方案的確定圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優點是換倒擋時利用了

3、中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。本設計采用圖2-1f所示的傳動方案。圖1-1 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工

4、作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖1.2變速器傳動示意圖1.4 中心距a的確定初選中心距：發動機前置前驅的乘用車變速器中心距a，可根據發動機排量與變速器中心距a的統計數據初選，a=76mm1.5 齒輪參數1.5.1 模數對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；從工藝方面考慮，

5、各擋齒輪應該選用一種模數。嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋。 表1.1汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發動機排量v/l貨車的最大總質量/t1.0v1.61.6v2.56.01414.0模數/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表1.2汽車變速器常用齒輪模數一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.2

6、52.753.253.503.754.505.50 發動機排量為2.5l，根據表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數定為2.753.00mm。1.5.2 壓力角和螺旋角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩、噪聲降

7、低。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°25°1.5.3 齒寬直齒，為齒寬系數，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm，取4mm。一檔和倒檔齒寬b=3×7=21mm 二檔到五檔齒寬b=2.5×7=17.5mm1.5.4 齒頂高系數在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規定齒頂高系數取為1.00. 第2章 齒輪的設計計算與校核2.1 齒輪的設計與計算 2.1.1 各擋齒輪齒數的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數為3.0，初選=20°一擋

8、傳動比為 （2.1） 為了求，的齒數，先求其齒數和， 斜齒 （2.2） =47.61取整為48取=13 =48-13=35對中心距進行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。=76.59mm （2.3）對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos=0.392 （2.4） =21.42°嚙合角 ： cos=0.93 （2.5） =21.29°變位系數之和 （2.6） =0.03查變位系數線圖得： 計算一擋齒輪9、10參數：分度圓直徑 =3.0×13

9、/cos20°=45.22mm =3.0×35/cos20°=106.59mm齒頂高 =3.95mm =3.23mm式中： =（76-76.59）/3.0=-0.197 = 0.0254+0.197 = 0.2224齒根高 =3.39mm =4.11mm齒頂圓直徑 =52.22mm =111.99mm齒根圓直徑 =38.44mm =98.37mm 當量齒數 =15.66 =42.17二擋齒輪為斜齒輪，模數為2.5，初選=21° =56.76取整為57=18 =39則，=2.17=2.27對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =76.28mm端面壓力角 ta

10、n=tan/cos =21.31°端面嚙合角 = 變位系數之和 = 0查變位系數線圖得： 0 =0.09 =二擋齒輪參數：分度圓直徑 =48.06mm =104.13mm齒頂高 =3.7mm =3.3mm式中： = 0.11 =-0.11齒根高 =2.8mm =3.4mm齒頂圓直徑 =55.46mm =110.73mm齒根圓直徑 =42.46mm =97.33mm 當量齒數 =22.14 =47.97 三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數為2.5 =1.72 =56.37, 取整為57得=20.96取整為21，=36 =1.71=1.72對三擋齒輪進行角度變為：理論中心距 =

11、76.86mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.389 =21.25°端面嚙合角 =0.941 變位系數之和 = -0.31查變位系數線圖得： =0.19 = -0.50三擋齒輪5、6參數：分度圓直徑 =65.56mm =86.42mm齒頂高 =2.87mm =2.64mm式中： = -0.344 =0.034齒根高 =3.48mm =4.02mm齒頂圓直徑 =71.3mm =91.7mm齒根圓直徑 =58.92mm =79.32mm 當量齒數 =26.35 =45.17四擋齒輪為斜齒輪，初選=23°模數=2.5 = 取整為56=23.34，取整為24 =32 則：

12、= =1.33=1.30對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =76.09mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.396 =21.60°端面嚙合角 =0.930 變位系數之和 = -0.05查變位系數線圖得： = -0.02 = -0.03四擋齒輪3、4參數：分度圓直徑 =74.5mm =77.48mm齒頂高 =2.82mm =2.71mm式中： =-0.04 =0.01齒根高 =3.38mm =3.49mm齒頂圓直徑 =80.14mm =82.9mm齒根圓直徑 =67.74mm =70.5mm 當量齒數 =30.77 =41.03五擋齒輪為斜齒輪，初選=24°模數=2.

13、5 =1.0 取整為56 =28，取29 =27 則： = =0.93=1.0對五擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =76.63mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.398 =21.70°端面嚙合角 =0.936 變位系數之和 = -0.05查變位系數線圖得： = -0.02 = -0.03五擋齒輪1、2參數：分度圓直徑 =86.42mm =65.56mm齒頂高 =2.82mm =2.71mm式中： =-1.50 =1.45齒根高 =3.38mm =3.49mm齒頂圓直徑 =92.06mm =70.96mm齒根圓直徑 =79.66mm =58.8mm 當量齒數 =38.04 =3

14、5.41確定倒擋齒輪齒數倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪的齒數一般在2123之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。=23，=14，則：=55.5mm 取56mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 =2×76481=103mm 取102mm =32為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=27計算倒擋軸和第二軸的中心距 =82.5mm計算倒擋傳動比 =1.64 分度圓直徑 =42 mm =69mm =96mm 齒頂高 齒根高 mm尺頂圓直徑 d+2 48mm m

15、m mm 尺根圓直徑 2 mm mm mm 變位系數的齒輪 確立 齒輪 、當量齒數比 根據當量齒數比，查機械設計手冊小齒輪變位系數為，則大齒輪變為系數為齒輪 、當量齒數比 =1.39根據當量齒數比，查機械設計手冊小齒輪變位系數為，則大齒輪變為系數為2.1.2 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，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對 如對硬度350hbs的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050hbs左右。為提高抗膠

16、合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：滲碳層深度0.81.2 時滲碳層深度0.91.3時滲碳層深度1.01.3表面硬度hrc5863；心部硬度hrc3348對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度hrc。對于大模數的重型汽車變速器齒輪，可采用25crmnmo，20crnimo，12cr3a等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒。2.1.3 計算各軸的轉矩發動機最大扭矩為192n.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。輸入軸 =238n.m輸出軸 =150&

17、#215;96%×99%=226.19n.m 輸出軸一擋 =226.19×2.69×0.96×0.99=578.27n.m 輸出軸二擋 =226.19×2.17×0.96×0.99=466.48n.m輸出軸三擋 =226.19×1.71×0.96×0.99=367.60n.m輸出軸四擋 =226.19×1.33×0.96×0.99=285.91n.m輸出軸五擋 =226.19×0.93×0.96×0.99=199.93n.m倒擋 =22

18、6.19××2.85=612.67n.m2.2 輪齒的校核2.2.1 輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒輪彎曲應力 圖2.1 齒形系數圖 （2.7） 式中：彎曲應力（mpa）；計算載荷（n.mm）；應力集中系數，可近似取=1.65；摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數；齒形系數，如圖3.1。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400850mpa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力

19、 ，=21，=13，=37，=0.125，=0.142，=0.138，=612.67n.m，=226.19n.m=719.114mpa<400850mpa =735.948mpa<400850mpa = = 512.219mpa<400850mpa2、 斜齒輪彎曲應力 （2.8） 式中：計算載荷，n·mm；法向模數，mm；齒數；斜齒輪螺旋角，°；應力集中系數，=1.50；齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；齒寬系數重合度影響系數，=2.0。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180350mpa范圍，對貨車為1

20、00250mpa。（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，=13，=35，=0.16，=0.12，=578.27n.m，=226.19n.m， = =344.38mpa<180350mpa = =245.26mpa<180350mpa（2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力=18，=39，=0.16，=0.12，=466.48n.m，=226.19n.m，=318.79mpa<180350mpa =345.72mpa<180350mpa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力=21，=36，=0.15，=0.12，=367.60n.m，=226.19n.m =290.79mpa&l

21、t;180350mpa=317.25mpa<180350mpa（4）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力=24，=32，=0.14，=0.12，=285.91n.m，=226.19n.m = =270.65mpa<180350mpa = =261.95mpa<180350mpa（5）計算五擋齒輪1，2的彎曲應力=29，=27，=0.16，=0.15，=226.19n.m，=199.93.m = =194.50mpa<180350mpa= =176.81mpa<180350mpa2.2.2 輪齒接觸應力j （2.9） 式中：輪齒的接觸應力，mpa；計算載荷，n.mm；節圓直

22、徑，mm；節點處壓力角，°，齒輪螺旋角，°；齒輪材料的彈性模量，mpa；齒輪接觸的實際寬度，mm； 、主、從動齒輪節點處的曲率半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、； 、主、從動齒輪節圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.2。彈性模量=210000n·mm-2，齒寬表2.2變速器齒輪的許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力=578.27n.m，=226.19n.m， ， =41.42mm， =u=1

23、11.41 mm =8.02mm =21.58mm = =1453.01<19002000mpa = =1285.46mpa<19002000mpa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力=466.48n.m，=226.19n.m，=47.95mm，=104.05mm =9.41mm =20.42mm = =1274.57mpa<13001400mpa = =1369.03mpa<13001400mpa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力=367.60n.m，=226.19n.m，=56.09mm，=95.91mm =19.08mm =11.16mm = =1017.11mpa

24、<13001400mpa = =949.94mpa<13001400mpa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力=285.91n.m，=226.19n.m， =65.24mm， =86.76mm =17.51mm =13.17mm = =1057.22mpa<13001400mpa = =988.06mpa<13001400mpa（5）五擋齒輪1，2的接觸應力=226.19n.m，=199.93n.m， =78.76mm， =73.24mm =16.14mm =15.01mm = 951.23mpa<13001400mpa = = 890.41mpa<13001

25、400mpa（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應力=612.67n.m，=226.19n.m， mm mm mm =6.67mm =20.01mm =10.77mm = =1952.72mpa<19002000mpa = =1508.00mpa<19002000mpa = =352.91mpa<19002000mpa2.3 本章小結本章首先根據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則，并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，根據齒數重新計算各擋傳動

26、比，同時對各擋齒輪進行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉矩。26第3章 軸的設計與計算及軸承的選擇與校核3.1 軸的設計計算3.1.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在hrc5863，表面光潔度不低于8。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低

27、于7，并規定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。3.1.2 初選軸的直徑傳動軸的強度設計只需按照扭轉強度進行計算，輸入軸軸頸 （3.1）其中k為經驗系數取4.04.6所以d=24.3628.01 mm 取d=26 mm圖3.1 軸的示意圖3.1.3 軸的強度計算（1）軸的剛度驗算若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用式計算 （3.2） （3.3） （3.4） 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

28、），=2.1×105mpa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、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。 （3.5）軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度輸入軸剛度 圖3.2 輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力n，nmm，mm mm （3.6） =0.089mm （3.7） =0.109 =-0.00032rad0.002rad （3.8）輸出軸剛度圖3.3 輸出軸受力分析

29、圖n，nmm，mm mm=0.061mm =0.138 =0.0012rad0.002rad輸入軸的強度校核（2）軸的強度計算變速器在一檔工作時：對輸入軸校核：計算輸入軸的支反力：nnn已知：a=86.125mm；b=194.875mm；l=281mm；d=27mm， 1、垂直面內支反力對c點取矩，由力矩平衡可得到a點的支反力，即： （3.9）將有關數據代入（3.9）式，解得：=2950.34n同理，對a點取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面內的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.10） （3.11）將相應數據代入（3.10）、（3.11）兩式，得到：3、計算垂直面內的彎矩b點的最大彎矩

30、為： n·mm n·mm n·mmb點的最小彎矩為：n·mm4、計算水平面內的彎矩n·mm5、計算合成彎矩n·mmn·mm軸上各點彎矩如圖3.4所示：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (3.12)式中：（n.m）；軸的直徑（mm），花鍵處取內徑；抗彎截面系數（mm3）。將數據代入（3.12）式，得：mpampa在低檔工作時，400mpa，符合要求。 圖3.4 輸入軸的強度分析圖

31、對輸出軸校核：計算輸出軸的支反力：齒輪受力如下：nn n已知：a=86.125mm；b=194.875mm；l=281mm；d=40mm，對c點取矩，由力矩平衡可得到a點的支反力，即： （3.13）將有關數據代入（3.13）式，解得：=2800.76n同理，對a點取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面內的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.14） （3.15）將相應數據代入（3.14）、（3.15）兩式，得到：3、計算垂直面內的彎矩b點的最大彎矩為： n·mm n·mm n·mmb點的最小彎矩為： n·mm4、計算水平面內的彎矩 n·mm5

32、、計算合成彎矩 n·mm n·mm軸上各點彎矩如圖3.5所示： 圖3.5輸出軸的彎矩圖作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (3.16)式中：（n.m）；軸的直徑（mm），花鍵處取內徑；抗彎截面系數（mm3）。將數據代入（3.16）式，得：mpampa3.2 軸承的選擇與校核3.2.1 輸入軸軸承選擇與校核 初選軸承型號根據機械設計手冊選擇30205型號軸承kn，kn和30206型號軸承kn，kn1、變速器一檔工作時 軸承的徑向載

33、荷：n，n 軸承內部軸向力（查機械設計手冊得：y=1.6）： nn n所以 n n計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到7，查機械設計手冊得到；，查機械設計手冊得到當量動載荷： n n為支反力。 查表 ， 根據壽命計算公式h 合格 合格3.2.2 輸出軸軸承的選擇與校核1.初選軸承型號根據機械設計手冊選擇軸承型號為：右軸承采用30205型號kn，kn左軸承采用30206型號kn，kn 變速器一檔工作時：齒輪上的力：軸承的徑向載荷：n，n 軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：y=1.6nn n所以 n n計算軸承當量動載荷查機械設計手冊得到7，查機械設計手冊得到；，查機械設計手冊得到當量動載荷：

34、n n為支反力。 查表 ， 根據壽命計算公式h 合格 合格本章小結本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進行剛度和強度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。參考文獻1郝京順.汽車變速器的發展j.知識講座，2000(6)2楊通順變速器的黃金時代j汽車與配件，20033王尚軍.dc6j80t六檔變速器設計j.大同齒輪集團有限責任公司，2002(1)4林紹義.一種汽車變速器設計j.機電技術，2004(1)5吳修義.國內組合式機械變速器的現狀與發展j.現代零部件，2005(1

35、)6吳修義.機械變速器系列化及與車輛的匹配j.變通世界，1999(9)7殷浩東.工程機械驅動橋、變速器產品現狀與發展分析j.工程機械與維修， 2006(4)8張洪欣變速器優化設計j哈爾濱工業大學出版社，20039王望予.汽車設計m.北京：機械工業出版社，200310陳家瑞.汽車構造m.北京：機械工業出版社，200511吳際璋汽車構造m北京：人民交通出版社，200412張陽,席軍強,陳慧巖.半掛牽引車自動變速器換檔策略研究j.北京理工大學機械與車輛工程學院，2006(2)13余志生.汽車理論m北京：機械工業出版社，200014劉惟信.汽車設計m.北京：清華大學出版社，200115王三民.諸問俊.

36、機械原理與設計m.北京：機械工業出版社，200116王世剛，張秀親，苗淑杰.機械設計實踐m.哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2001致 謝通過本次設計，使我對變速器有了更多的了解，明白了變速器設計的重要性對變速器的現狀及未來有了更深刻的了解，綜合運用了汽車構造、汽車理論汽車設計、機械設計、液壓傳動等課程知識，鞏固了所學知識。在本次畢業設計中，指導老師蘇清源一直關注著我的每一步進展，并給了我很多的意見和建議，同時也對我提出了嚴格的要求，我能夠順利的完成畢業設計，和蘇老師的指導師分不開的，在此特別感謝蘇老師對我指導與幫助。另外，在這次畢業設計時，遇到很多問題，車輛工程老師和同學也給了我很大幫助，非常

37、感謝幫助過我的老師與同學。 附 錄manual transmission overview manual transmissions often feature a driver-operated clutch and a movable gear selector. most automobile manual transmissions allow the driver to select any forward gear ratio ("gear") at any time, but some, such as those commonly mounted on mo

38、torcycles and some types of racing cars, only allow the driver to select the next-higher or next-lower gear. this type of transmission is sometimes called a sequential manual transmission. sequential transmissions are commonly used in auto racing for their ability to make quick shifts.manual transmissions are characterized by gear ratios that are selectable by locking selected gear pairs to the output shaft inside the transmission. conversely, most automatic transmissions feature epicyclic (planetary) gearing controlled by brake bands and/or clutch packs to select gear ratio. automatic trans