1、.前言現在，每當人們觀看F1比賽時，總是被極速的感覺所折服。此刻，大家似乎談論得最多的就是發動機的性能和車手的駕駛技術了。而且，在自己開車的時候不要忘記體驗極速的感覺，或者在買車的時候要注意發動機的性能，這似乎已經成為衡量一輛車好壞的標準。的確，擁有一顆“健康的心”非常重要，因為它是動力的創造者。然而，控制速度的是它背后的傳動裝置。從市場上針對不同車型配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。1.手動變速箱（MT）手動變速器使用齒輪組，每個齒輪組的齒數是固定的，因此每個齒輪的速比是一個固定值（即所謂的“步”）。比如一檔

2、3.85，二檔2.55，五檔0.75。這些數字乘以主減速比以獲得總傳動比。一共只有5個值（也就是5級），所以說是階梯式傳輸。有人曾斷言，駕駛操作繁瑣等缺點阻礙了汽車快速發展的步伐，手動擋將在不久的將來“淘汰”。從事物的發展來看，這種說法確實有道理。不過，從目前的市場需求和應用來看，筆者認為手動擋不會過早離開。首先，就商用車的特性而言，手動變速器的功能是其他變速器無法替代的。以卡車為例，卡車用于運輸，通常裝載數噸貨物。面對如此高的“壓力”，除了發動機的強勁動力外，還需要變速器的全力助力。我們都知道，一檔是有“動力”的，這樣在起步的時候就有足夠的牽引力讓車子動起來。尤其是面對爬坡路段，其特點非常明

3、顯。對于其他新型變速器，雖然具有操作簡便等特點，但這些特點尚不具備。其次，對于老年司機和大多數男性司機來說，他們最喜歡的是手動擋。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了我國汽車發展的整個歷史。最有經驗的司機都是“手動”司機。他們對手動變速器的理解非常深刻。如果內容他們改變他們的套路做法，這是不現實的。雖然自動變速器和無級變速器很常見，但大部分年輕司機還是崇尚手動，尤其是超車時手動變速器帶來的快感，所以一些中高檔轎車（尤其是轎車）不敢放棄手動輕松傳輸。另外，在我國的駕校，教練車都是手動擋的。除了經濟實用外，關鍵是要讓學生打下扎實的基本功，以便練習駕駛協調性。第三，隨著生活水平的不斷提高，現在

4、汽車已經走進了家庭。對于普通工薪階層來說，經濟型車是最合適的。手動擋適合經濟型車廠家，有自己的性價比。汽車銷量一直是汽車市場中名列前茅的。比如夏利、奇瑞、吉利等國的經濟型車，都是手動擋車，車型基本都是5擋手動擋。2.自動變速箱（AT）自動變速器采用行星齒輪機構進行換檔，可根據油門踏板的程度和車速自動換檔。駕駛員只需操作油門踏板即可控制車輛的速度。自動擋汽車雖然沒有離合器，但是自動擋中的離合器還是很多的。這些離合器可以隨著車速的變化而自動分離或閉合，從而達到自動變速的目的。在中檔車市場，自動變速器有自己的一片天。使用此類車輛的用戶希望盡可能享受高速駕駛的樂趣，以方便操作，減少駕駛疲勞，駕駛汽車。

5、在高速公路上，這是一場完美的表演。而且，就城市而言，目前的交通狀況并不好，堵車現象屢見不鮮。有時需要不停地啟動和停止幾次。如果司機使用手動擋，他會反復換檔和卸檔，非常繁瑣。尤其是新手，更是慘不忍睹。有了自動變速箱，就不會那么麻煩了。在市場上，這類車的銷量還是不錯的，尤其是對于女性朋友來說，平時開車都比較方便。我國要想普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題。目前路況參差不齊，很難充分發揮自動擋汽車的優勢。3.手動/自動變速箱（AMT）事實上，通過一些車友的了解，他們并不想放棄傳統的手動擋，在某些時候也需要一種自動的感覺。于是手動/自動變速器誕生了。這款變速箱最早在德國的保時捷 911 上推出，名為

6、 Tiptronic，它將高性能跑車從傳統自動變速箱的束縛中解放出來，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。這類車的檔位上有“+”和“-”選擇檔位。在 D 檔中，降檔 (-) 或升檔 (+) 可以自由切換，就像手動變速器一樣。手自一體變速箱系統為人們提供了兩種駕駛模式手動變速箱用于駕駛樂趣，自動變速箱用于交通擁堵時。這種傳輸方式非常適合我國目前的情況。上面筆者提到，手動擋的用戶群體很大，而自動擋也能適應女性群體，解決堵車帶來的煩惱，所以對于一些夫妻都可以開車的家庭，可以說成為一個平衡點。雙方，體現“夫妻”。這種二合一配置雖然技術含量很高，但這樣的車在價格上也不是高不可攀，比如本田飛度1.3LCVT掀

7、背車、菲亞特2004 Palio 1.3 HL Speedgear、菲亞特Sienna Speedgear EL這些“二合一”車型都是10萬元左右的價格，在這個價位還是比較低的。因此，手動/自動車輛在普及方面仍然具有相當大的優勢。汽車制造商和配套變速器制造商應以此為契機，根據市場需求精心打造此類變速器。因為這種類型的變速器有比較廣闊的市場。4.無級變速器當今汽車工業的發展非常迅速，用戶對汽車的性能要求也越來越高。汽車變速器的發展不僅限于此，無級變速器是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早是由荷蘭人 Van Doornes 發明的。無級變速器系統不像手動變速器或自動變速器那樣使用齒輪來換檔，而

8、是使用兩個皮帶輪和鋼帶來改變速度。傳動比可以隨意改變，不會有突然的換檔感覺。它可以克服普通自動變速器“突然換擋”、油門響應慢、油耗高的缺點。通常有些朋友把自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有共同點，但自動變速器只有自動換檔，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔位。一般來說，自動變速器有2到7個檔位。無級變速器可以實現速比在一定圓周上的無級變化，選擇幾個常用的速比作為常用的“檔位”。配備該技術的發動機在任何速度下都會自動獲得最合適的傳動比。從市場趨勢來看，無級變速器雖然是技術分量比較高的零部件，但也進入了普通汽車的“車身”。廣本兩廂飛度每排量都有一個CVT。傳動方便省油，售價僅為

9、9.68萬元至11.68萬元。而奇瑞汽車銷售公司則表示，無級變速器車型將在年底上市?？磥恚瑹o級變速器在中檔車上的使用會越來越廣泛。本設計基于宗子1.8L手動豪華車型，設計中使用的相關參數均來源于此車型：主減速比：4.782最高速度：190km/h輪胎型號：205/65R15發動機型號：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500最大功率：95kw/5750最高轉速：6000r/min奇瑞之子1.8L豪華版中文摘要和關鍵詞摘要：本文在對現有變速器進行仔細分析的基礎上，提出了一種5+1變速器的設計方案，它是最適合普通工薪階層經濟型轎車的變速器。該方案的工作原理是：設置變速器從三檔換到四檔，當嚙合

10、套退出三檔進入空檔時，嚙合套和同步環同速轉動。在慣性的作用下。此時，四檔主動齒輪的轉速大于聯軸套和同步環的轉速。換檔過程可簡單摘要為：推桿（滑塊）推動摩擦工作面接觸產生摩擦力矩同步器轉一個角度鎖緊件（同步環）的鎖緊面起到鎖緊作用，防止嚙合 套筒向前運動（即防止同步提前嚙合），摩擦力矩不斷增大并迅速同步轉動慣量消失同步環與輸入端零件轉動一個角度鎖定作用消失嚙合套筒與被嚙合元件嚙合，從而完成同步換檔關鍵詞：5+1傳輸；鎖定元件；同步器；接合套筒摘要和關鍵詞摘要：本文在對現有變速器進行仔細分析的基礎上，針對普通工人階級的經濟型轎車進行最合適的變速器，5+1變速器的設計。程序的工作原理是：由三擋設置傳

11、動進入四檔，當聯軸套退出三擋進入空檔時，嚙合環設置在同轉慣性的同時作用速度。此時，四檔齒輪的速度大于嚙合環組的速度和同步速度。換檔過程可簡單摘要為：推動片（滑塊）推動摩擦片面接觸同步器摩擦力矩鎖緊轉角片（同步環）起鎖緊作用，鎖緊面防止粘結套向前（即防止同時提前人類交配），摩擦力矩繼續增大迅速消失，轉動慣量同步同步環連同輸入的零件轉開一個點接頭套筒鎖緊功能被結合組件進入關節，從而完成同步移位關鍵詞： 5+1傳輸；鎖片；同步器；接頭套第二章機械傳動概述及方案確定1.1 傳輸功能及要求變速器的作用是根據汽車在不同行駛條件下的要求，改變發動機的扭矩和轉速，使汽車有合適的牽引力和速度，同時保持發動機工作

12、在最有利的狀態。工作環境。為確保汽車倒車以使發動機和傳動系統能夠分離，變速箱具有倒檔和空檔。當需要動力輸出時，也應該有動力輸出裝置。傳輸的主要要求：應確保汽車具有較高的動力和經濟指標。在汽車的整體設計中，根據汽車的承載能力、發動機參數和汽車的要求，選擇合理的傳動齒輪數量和傳動比來滿足這一要求。工作可靠，操作簡單。汽車在行駛過程中，變速器不應出現自動跳車、亂換擋、換擋震動等現象。為了降低駕駛員的疲勞強度，提高行車安全性，對輕便操控的要求越來越重要，這可以通過使用同步器和預選氣動換檔或自動和半自動換檔來實現。重量輕，體積小。影響該指標的主要參數是傳輸的中心距離。選用優質鋼材，采用合理的熱處理，設計

13、合適的齒形，提高齒輪精度，配合圓錐滾子軸承減小中心距。傳輸效率高。為了減少齒輪的嚙合損失，應該有一個直接齒輪。提高零件的制造精度和安裝質量，使用合適的潤滑油提高傳動效率。低噪聲。采用斜齒輪傳動，選擇合理的位移系數，提高制造精度和安裝剛度，可降低齒輪的噪音。1.2 傳動結構方案確定1.2.1傳動裝置由傳動機構和控制機構組成。傳動傳動機構的結構分析與選型與無級變速器相比，有級變速器結構簡單，制造成本低，傳動效率高（ =0.960.98），因此廣泛應用于各類汽車。設計時，應首先根據車輛的使用條件和要求確定傳動比、檔位數和各檔位的傳動比，因為它們對車輛的動力和燃油經濟性有著重要而直接的影響。 .傳動比

14、是變速器的低速比與高速比的比值。汽車行駛的路況越多，發動機功率與汽車質量的比值越小，變速器的傳動比就應該越大。目前汽車變速器的傳動比為3.04.5；通用卡車和輕型客車為5.08.0；越野車和拖拉機是10.020.0。通常，有級變速器有 3、4 和 5 個前進檔；重型卡車和重型越野車使用多檔變速器，前進檔數多達 6 到 16 甚至 20 個。傳動齒輪數量的增加可以提高發動機的動力利用效率、車輛的燃油經濟性和平均車速，從而提高車輛的運輸效率，降低運輸成本。但是，使用手動機械操作機構時，前進檔超過 5 檔的變速器很難實現快速、靜音的換檔。因此，直動式變速器檔位數的上限為5個。超過5個前進檔位會使控制

15、機構復雜化或需要增加具有獨立控制機構的副變速器，僅用于某些行駛條件。一些汽車和卡車的變速器使用僅在良好道路和空載行駛時使用的超速檔。使用傳動比小于1（0.70.8）的超速檔可以更充分地利用發動機動力，降低發動機曲軸每公里總轉數，從而降低發動機磨損和油耗。但是，與傳動比為1的直接齒輪相比，使用超速檔會降低傳動效率。有級變速器的傳動效率與所選擇的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副的數量、轉速、傳遞的功率、潤滑系統的有效性、齒輪、軸的制造精度和剛度、外殼和其他零件。應用最廣泛的三軸和二軸變速器。如圖1所示，三軸傳動的第一軸和第二軸的各齒輪分別與中間軸對應的齒輪嚙合，第一軸和第二軸同心。直接連接第一軸

16、和第二軸來傳遞扭矩的稱為直接齒輪。此時，齒輪、軸承和中間軸都沒有負載，第一和第二軸也傳遞扭矩。因此，直接齒輪傳動效率高，磨損和噪音小，是三軸傳動的主要優點。其他前進檔需要依次通過兩對齒輪傳遞扭矩。所以。較小的齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）仍然可以獲得較大的一檔傳動比，這是三軸變速器的另一個優點。缺點是直接齒輪以外的其他齒輪的傳動效率降低。圖 1. 汽車中間軸四檔變速器第一軸； 2第二軸； 3中間軸二軸傳動如圖2所示。與三軸傳動相比，它結構簡單緊湊，除最極端的齒輪外，所有齒輪傳動效率高，噪音低。大多數汽車采用前置發動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統緊湊，機動性好，可以將

17、汽車質量減少6%到10%。兩軸傳動有利于這種布置，并且傳動系的結構簡單。如圖所示，雙軸變速器的第二軸（即輸出軸）與末級減速器的主動齒輪為一體。發動機垂直放置時，末級減速器可采用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發動機水平放置時，可以使用圓柱齒輪，簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用的滑動齒輪（正齒輪）外，其他齒輪均采用常嚙合斜齒輪傳動；一檔同步器多安裝在二軸上，因為一檔主動齒輪尺寸小，安裝同步。高檔同步器也可以安裝在第一軸后端，如圖。二軸傳動沒有直接齒輪，所以在高速檔工作時，齒輪和軸承都承受負荷，所以噪音比較大，磨損也增加，這是它的缺點。此外，低速比的上限（i gI = 4.04.5）也受到很大限制，

18、但可以通過降低各檔速比，提高最終減速比來消除這一缺點。圖2 二軸傳動第一軸； 2第二軸； 3同步器階梯式傳動結構的發展趨勢是增加常嚙合齒輪副的數量，從而可以使用斜齒輪。后者比直齒輪具有更長的壽命和更低的噪音，盡管它們的制造稍微復雜一些并且在操作中具有軸向力。因此，在變速器中，除低檔和倒檔外，正齒輪已被螺旋正齒輪取代。但是，在這種設計中，由于倒檔齒輪是常嚙合型，因此也使用了斜齒輪。由于設計的汽車是前置發動機，后輪驅動，因此使用了副軸變速器。圖3、圖4、圖5分別給出了中間軸式四、五、六檔變速器的幾種傳動方案。它們的共同特點是變速器的第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，并通過嚙合套筒相連接，得到直齒輪

19、。采用直接齒輪，變速器和中間軸的齒輪和軸承沒有負載，發動機扭矩直接通過變速器的一、二軸輸出。由于直接齒輪的利用率高于其他齒輪，因此減少了軸承的磨損，從而提高了變速器的使用壽命；其他前進檔工作時，變速器傳遞的動力需要經過第一軸、中間軸和第二軸。因此，在變速器中間軸與二軸的距離（中心距）不大的情況下，一檔仍有較大的傳動比；高檔齒輪由常嚙合齒輪傳動，低檔齒輪（一檔）可采用常嚙合齒輪傳動或不傳動；在大多數傳動方案中，除一檔外的其他檔位的換檔機構均采用同步器或嚙合套換檔，少數結構上的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，而同步器或嚙合套大多數情況下，每個齒輪都安裝在第二個軸上。在直接齒輪以外的其他檔位工作時，中

20、間軸傳動的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數相同的情況下，各種副軸變速器的主要區別在于常嚙合齒輪的對數、換檔方式以及對齒輪的傳動方案。圖3 中間軸式四檔變速器傳動方案圖3中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區別：圖3a和b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔通過直齒滑動齒輪換檔;1.3c如圖所示二、三檔傳動方案，四檔采用常嚙合齒輪傳動，一、倒檔采用直齒滑動齒輪換檔。圖4a中，除一個倒檔齒輪由直齒滑動齒輪換檔外，其余齒輪均由常嚙合齒輪傳動。圖 4b、c、d 所示方案中的前進齒輪均由常嚙合齒輪驅動；圖4d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱內，這樣布置可以提高軸速。除了減少齒輪磨損和降低運

21、行噪音外，還可以輕松組成只有四個前進檔的變速器，無需超速檔。圖4 中間軸式五檔變速器傳動方案圖5a和圖b所示方案中的倒檔齒輪由直齒滑動齒輪換檔，其他齒輪均采用常嚙合齒輪。圖5 中間軸式六檔變速器傳動方案在上述各種方案中，在采用常嚙合齒輪傳動的情況下，換檔方式可以通過同步器或嚙合套來實現。在同一個變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么就必須用同步器換高檔，用低檔嚙合。前置發動機后輪驅動的汽車采用中間軸傳動。為了縮短傳動軸的長度，可以加長傳動裝置的后端，3a如圖b所示。細長的第二軸有時安裝在三個支架上，其中最后一個位于細長的附加外殼上。如果將倒檔齒輪和換檔機構設置在附加殼體內，

22、還可以減小變速器主體的外形尺寸。傳動采用4c如圖所示的多支撐結構方案，可提高軸的剛性。這時，如果采用可以在軸平面上分離的外殼，就可以更好地解決軸、齒輪等零件裝配困難的問題。圖中所示方案的高檔從動齒輪處于4c懸臂狀態，而一檔和倒檔設置在變速器殼體的中間跨度，中間齒輪的同步器設置在中間軸上，這是該方案的特點。2.倒檔傳動方案圖 6 顯示了一種常見的倒檔裝置。圖6b所示方案的優點是在換擋時利用了中間軸上的一檔，從而縮短了中間軸的長度。然而，換檔時，兩對齒輪同時嚙合，換檔困難。圖中所示的方案6c可以獲得較大的倒檔比，但缺點是換檔過程不合理。圖 6d 所示方案針對前者的缺點進行了修改，從而替代了6c圖中

23、所示方案。圖6e所示方案是將中間軸上的一個和倒檔齒輪制成一體，并加長其齒寬。圖示方案6f適用于所有齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更方便。為充分利用空間，縮短傳動軸向長度，部分貨車采用如圖所示的倒檔傳動方案6g。缺點是必須使用其中一根變速器撥叉軸作倒檔，使變速器上蓋內的操作機構較復雜。本設計采用圖6所示的傳輸方案。圖6 變速箱倒檔傳動方案由于變速器在一檔和倒檔工作時受力較大，因此無論是雙軸傳動還是中間軸傳動的低檔和倒檔都應布置在靠近軸的支撐處，以減少軸的變形。 ，確保齒輪的重合度不會減少太多，然后將齒輪按從低檔到高檔的順序排列，這樣不僅可以使軸具有足夠的剛度，而且還可以確保組裝方便。雖然倒檔的傳動比

24、接近一檔，但由于使用倒檔的時間很短，一些方案會從這個角度將一檔布置在靠近軸支撐的位置。1.3 變速器主要部件結構方案分析變速器的設計方案必須滿足性能、制造條件、維修方便和三化現代化的要求。在確定傳動結構方案時，還應考慮齒輪類型、變速結構類型、軸承類型、潤滑和密封等因素。1.3.1齒輪類型與直齒輪相比，斜齒輪具有使用壽命長、運行時噪音低等優點；缺點是制造稍復雜，運行時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均為斜齒輪正齒輪，盡管這增加了常嚙合齒輪的數量并導致變速器的轉動慣量增加。正齒輪僅用于低檔和倒檔。但在本設計中，由于倒檔采用恒嚙合方案，倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。1.3.2

25、移位結構類型換檔結構分為直齒輪滑動齒輪、嚙合套筒和同步器三種。直齒滑動換檔的特點是結構簡單緊湊。但由于換擋不方便，換擋時齒端面受到較大沖擊，導致齒輪過早損壞，滑動花鍵容易磨損，造成脫檔、噪音大等原因。 ，一檔，倒檔很少使用。嚙合套筒的換檔式一般與斜齒輪傳動配合使用。由于齒輪不斷嚙合，降低了噪音和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套筒分為齒嚙合套筒和外齒嚙合套筒，根據結構布置選擇。在齒輪副的空間內容的情況下，采用帶齒的方式減小軸向尺寸。組合套筒換檔結構簡單，但不能完全消除換檔沖擊，常用于要求不高的檔位。使用同步器換檔可以保證換檔時檔位不受沖擊，充分發揮檔位的力量，同時操作輕便，換檔時間縮短，從

26、而提高了加速性能，汽車的經濟性和駕駛安全性。此外，這種類型也有利于自動化操作。缺點是結構復雜，制造精度高，軸向尺寸增加，銅同步環使用壽命短。目前，同步器廣泛應用于各種變速器中。自動脫位是傳輸的主要障礙之一。為了解決這個問題，除了過程中采取的措施外，在結構上，比較有效的解決方案如下：1）使嚙合套筒更長（如圖所示7a）或者兩個嚙合齒的嚙合位置錯開（圖7），使嚙合齒的端部在嚙合時超過嚙合齒約1 3mm。由于在使用過程中接觸部分的擠壓和磨損，在嚙合齒的末端形成了一個肩部，以防止自動錯位。2）在嚙合套齒座上將前齒圈的齒厚切?。?.3 0.6mm），使嚙合套后端面由后齒圈前端面支撐后移位，從而減少自動錯位

27、（圖7）。 ）。3）嚙合齒工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜2 0 3 0 ），使嚙合齒面產生防止自動脫離的軸向力（圖 9）。這種結構更有效。使用更多。薄的切片一個_圖 7 防止自動錯位的結構措施 I 圖 8 防止自動錯位的結構措施 II斜圖 9 防止自動脫離的結構性措施 III本設計中使用的是鎖環同步器，它通過摩擦實現同步。但在結構上可以保證聯軸套和待嚙合的花鍵齒圈在同步之前不能接觸，從而避免齒間沖擊和噪音。同步器的結構如圖10所示：圖 10 鎖環同步器l、4-同步環； 2-同步器齒輪鼓； 3關節套筒； 5彈簧; 6-滑塊；7-停球； 8-卡環； 9-輸出軸； 10、11-檔第二章傳動

28、主要參數的選擇與主要零部件的設計2.1 傳輸主要參數的選擇2.1.1齒輪數和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的齒輪數有增加的趨勢。目前乘用車一般采用4-5檔變速器。這個設計也使用了5個齒輪。選擇最低傳動比時，應根據汽車的最高等級、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩定速度、主減速比和滾動半徑綜合考慮確定的驅動輪。汽車在陡坡爬坡時，車速不高，空氣阻力可以忽略不計，所以用最大的驅動力來克服輪胎與路面之間的滾動阻力和爬坡阻力。因此有那么最大檔位要求的變速器一檔的傳動比為：(1)其中m 是車輛的總質量；g重力加速度； max道路最大阻力系數；r r驅動輪的滾動半徑；T emax發動機的最大扭矩；i 0

29、 主減速比；汽車傳動系統的傳動效率。根據驅動輪與路面的附著情況得到的變速器檔傳動比為：(2)式中， G 2 車輛滿載靜止在水平路面上時驅動橋對路面的載荷； 路面附著系數，計算時取 =0.50.6。按已知條件：滿載質量 1800 kg ；r = 337.25mm; _T e max =170Nm；我0 =4.782;n = 0.95。根據式(2)可得： i gI =3.85。超速檔的傳動比一般為0.70.8。在本設計中，五檔傳動比為ig =0.75。中間齒輪的傳動比理論上如下：(3)其實與理論略有出入，因為齒數是整數，普通齒輪之間的公比應該更小，還要考慮與發動機參數的合理匹配。根據上式可得： =

30、1.51。因此：2.1.2中心距中心距直接影響變速器的尺寸和質量，所選擇的中心距應能保證齒輪的強度。三軸傳動的中心局A（mm）可根據現有傳動的統計所得經驗公式初步確定：(4)式中K A 中心距系數。對于汽車， K A =8.99.3；對于卡車， K A =8.69.6；對于多速主傳動， K A =9.511；T I max 變速器一檔時的輸出扭矩：T I max = T e max i g I =628.3N米可以得到初始中心距A= 77.08mm。2.1.3軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸可根據齒輪直徑及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置情況初步確定。該車四檔變速箱軸向尺寸為3.0 3.4A四檔（ 2

31、.2 2.7 ） A五檔（ 2.7 3.0 ） A六檔（ 3.2 3.5 ） A當變速器選用多對常嚙合齒輪和同步器時，中心距系數K A應取給定系數的上限。為方便檢測，將A四舍五入。本設計采用5+1手動變速箱，其外殼軸向尺寸為3 77.08mm=231.24mm，變速器殼體的最終軸向尺寸應根據變速器總圖的結構尺寸鏈確定。2.1.4齒輪參數(1) 齒輪模塊建議按以下公式選擇齒輪模數，所選模數應符合111-60規定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn(5)其中=170Nm，可以得出m n =2.5。m一檔正齒輪毫米(6)通過計算m = 3。同步器與嚙合套的嚙合多采用漸開線齒形。由于制造工藝的原

32、因，同一個變速器的組合模塊是一樣的，轎車和輕卡取23.5。這個設計需要2.5。(2) 齒形、壓力角 、螺旋角和齒寬b汽車傳動齒輪的齒形、壓力角和螺旋角按表1選擇。表1 汽車傳動齒輪的齒形、壓力角和螺旋角項目汽車模型齒形壓力角螺旋角車高齒形和改良齒形14.5、15、16、16.52545普通卡車GB1356-78規定的標準齒形202030重型車輛同上低檔和倒檔 22.5、25小螺旋角壓力角小，重合度大，傳動平穩，噪音低；當壓力角大時，可以提高輪齒的彎曲強度和表面接觸強度。對于汽車，為了增加重合度，降低噪音，取較小的值；對于卡車，為了提高齒輪承載能力，取較大值。本設計中，傳動齒輪壓力角取20 ，嚙

33、合套或同步器取30 ；斜齒輪螺旋角取30。需要注意的是，在選擇斜齒輪的螺旋角時，中間軸上的軸向力應相互抵消。為此，中間軸上的所有齒輪都向右轉動，而第一軸和第二軸上的斜齒輪向左轉動，軸向力通過軸承蓋由外殼承擔。齒輪寬度b的大小直接影響齒輪的承載能力。 b越大，齒的承載能力越高。但試驗表明，當齒寬增加到一定值時，由于載荷分布不均勻，齒輪的承載能力降低。因此，在保證齒輪強度的情況下，齒寬應選擇盡可能小，有利于減輕傳動裝置的重量，縮短其軸向尺寸。通常根據齒輪模數的大小來選擇齒寬：直齒b=(4.58.0)m，mm斜齒b=(6.08.5)m，mm第一軸恒嚙合齒輪副的齒寬系數值可以較大，從而增加接觸線的長度

34、，減少接觸應力，從而提高傳動的穩定性和壽命的齒輪。2.2 各齒輪傳動比及輪齒數的確定在初步選定中心距、齒輪模數和螺旋角后，可根據預定的傳動齒輪數、傳動比和結構方案分配各齒輪的齒數。下面結合本設計對各齒輪齒數的分配方法進行說明。2.2.1確定第一齒輪的齒數第一傳動比(7)9和 Z 10的齒數，先求齒數之和：(8)其中A = 77.08mm， m = 3；所以是的。圖11 五檔變速器示意圖當汽車為三軸傳動時，若此處取=16 ，則可得=35?；谥鰽和m的計算可能不是整數。將其調整為整數后，由式（8）可以看出，中心距發生了變化。此時，中心距A應與齒輪位移系數成反比計算，然后將此校正后的中心距作為以后

35、計算的依據。此處修正為51，則根據公式(8)推導出76.5mmA = 。2.2.2確定恒嚙合齒輪副的齒數由式（7）計算常嚙合齒輪的傳動比(9)可以根據已經得到的數據來判斷常嚙合齒輪的中心距等于第一齒輪的中心距。(10)所以：(11)并根據得到的數據可以計算出： 。 結合，我們得到： = 19 , = 34 。然后根據公式（7），可以計算出一檔的實際傳動比為： 。2.2.3確定其他齒輪的齒數2檔傳動比(12)但是，有：對于斜齒輪， (13)因此： 連理得到： 。按照同樣的方法，可以單獨計算：三檔；四檔.2.2.4確定倒檔齒輪的齒數一般來說，倒檔齒輪比接近一檔齒輪比，在本設計中，倒檔齒輪比為3.7

36、。中間軸上的倒檔齒輪的齒數略小于一檔主動齒輪10的齒數，以較小者為準。一般情況下，倒檔軸檔位取2123，這里取=23。取決于(14)可以計算出來。因此，可以得到中間軸和倒檔軸的中心距A = (15)=50mm以及倒檔軸與二軸的中心：(16)= 72.5mm。2.3 齒輪位移系數的選擇齒輪位移是齒輪設計中一個非常重要的環節。它除了避免齒輪的咬邊和匹配中心距外，還會影響齒輪的強度、使用的穩定性、耐磨性、抗膠合能力和齒輪的嚙合噪音。位移齒輪主要有兩種類型：高度位移和角位移。高位移齒輪對的一對嚙合齒輪的位移系數之和為零。大排量可以增加小齒輪的齒根強度，使其接近大齒輪的強度。大排量齒輪副的缺點是不能同時

37、增加一對齒輪的強度，而且難以降低噪音。角位移齒輪副的位移系數之和不等于0。角位移具有位移大的優點，避免了它的缺點。在中間軸和第二軸上安裝多對齒輪組成組合的傳動，由于需要保證各齒輪的傳動比，會使各嚙合齒輪對的齒數不同。為保證每對齒輪的中心距相同，此時應換檔。齒數多的齒輪副采用標準齒輪傳動或大位移時，齒數少、齒數少的齒輪副應采用正角位移。由于角位移能獲得良好的嚙合性能和傳動質量指標，所以使用較多。對于斜齒輪傳動，通過選擇合適的螺旋角也可以達到相同的中心距。傳動齒輪承受循環載荷，有時還承受沖擊載荷。對于高檔齒輪，主要的損壞情況是齒面的疲勞剝落，因此應根據保證最大接觸強度和抗粘著磨損的原則來選擇位移系

38、數。為提高接觸強度，總位移系數應盡可能大，使兩齒輪的漸開線遠離基圓，從而增大齒廓的曲率半徑和減少接觸應力。對于低速齒輪，由于小齒輪齒根強度低，傳遞載荷大，小齒輪可能會出現齒根彎曲斷裂的現象。總位移系數越小，一對輪齒的總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但由于輪齒剛度小，容易吸收沖擊和振動，因此噪音較小。根據以上原因，為了降低噪聲，變速器中除一、二、倒檔以外的其他齒輪的總位移系數應選擇較小的值，以獲得低噪聲變速器。其中，一檔主動齒輪10的齒數Z 10 17，因此需要換檔一檔。修正系數(17)其中Z是要移動的輪齒數。第三章傳動齒輪的強度計算與材料選擇3.1 齒輪損壞原因及形式齒輪損壞分為三種類型：

39、斷齒、齒面疲勞剝落和變速齒輪端部損壞。輪齒斷裂有兩種：輪齒受到足夠大的沖擊載荷，導致輪齒彎曲斷裂；在輪齒的反復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸增大，進而彎曲斷裂。前者很少出現在傳輸中，而后者出現的頻率更高。齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓。這是因為齒面小裂紋中潤滑油的油壓升高，導致裂紋擴大，進而使齒面出現塊狀脫落，在齒面形成點蝕。 .他增加了齒形誤差，產生動態載荷，并導致齒輪齒斷裂。通過移動齒輪完成換檔的抵抗和倒檔。由于換檔時兩個嚙合齒輪的角速度，在換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，造成損壞。3.2 齒輪強度計算與校核與其他機械設備中使用的變速器相比，不同用途車輛的變速器

40、齒輪的使用條件還是相似的。此外，汽車傳動齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式等基本相同。如汽車傳動齒輪采用低碳合金鋼，剃齒或齒輪精加工，齒輪表面經滲碳淬火熱處理，齒輪精度不低于7級。因此，使用比一般齒輪強度計算公式更簡化的計算公式計算汽車齒輪可以獲得更準確的結果。這里選擇的齒輪材料是40Cr。3.2.1齒輪彎曲強度計算直齒輪彎曲應力(18)式中， 彎曲應力（MPa）；的圓周力（N） ，；其中是計算的載荷 (N mm)， d是節圓的直徑。應力集中系數，可近似取為1.65；摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b 齒寬（mm），取20t端面齒距（mm）；y齒形系數

41、，如圖12所示。圖 12 齒形系數圖在一檔時，中間軸上的計算扭矩為：(19)=170 1000 2.18 1.78=659668Nm因此，可以從當計算載荷取最大扭矩作用于變速器第一軸時，一檔正齒輪的彎曲應力在400850MPa之間。斜齒輪的彎曲應力(20)式中為重合度影響系數，取2.0；其他參數同式(18), ,選擇齒形系數y ，根據等效模量 計算如圖（12）所示。二檔圓周力：(21)根據斜齒輪參數計算公式可得： =6798.8N齒輪8的等效齒數=47.7，由表2可得： .所以同樣可以得到： .根據第二個齒輪的計算方法，可以得到其他齒輪的彎曲應力。計算結果如下：三檔：四檔：五檔：當計算載荷取作

42、用于第一軸的最大扭矩時，恒嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應力在180-350MPa左右。因此，上述計算結果滿足抗彎強度要求。3.2.2齒輪接觸應力（二十二）式中， 齒輪的接觸應力（MPa）；F齒面法向力（N） ，；（N）中的圓周力， ；節點處的壓力角（）；齒輪螺旋角（）；E齒輪材料的彈性模量（MPa），宜核對數據；b 實際齒輪接觸寬度， 20mm；主、從動齒輪節點的曲率半徑（mm）；正齒輪：(23)（24）斜齒輪：(25)(26)其中，主、從動齒輪的節圓半徑（mm）分別為。以作用于變速器第一軸的載荷為計算載荷時，傳動齒輪的許用接觸應力如下表所示：表2 傳動齒輪的許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳

43、氮共滲齒輪一檔和倒檔1900 2000950 1000恒嚙合齒輪和高等級1300 1400650 700通過計算可以得出各齒輪的接觸應力如下：1檔：二檔：三檔：四檔：五檔：倒檔：從上表可以看出，設計的傳動齒輪的接觸應力基本滿足要求。第四章傳動軸強度計算與校核4.1 傳動軸結構及尺寸4.1.1軸的結構第一軸通常與齒輪成一體，前端多支撐在飛輪腔的軸承上，其軸徑根據前軸承直徑確定。軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由帶止動環和軸承蓋的后軸承實現。第一軸的長度由離合器的軸向尺寸決定，花鍵尺寸應與離合器盤轂相同。樣條被統一考慮。第一個軸如圖 12 所示：圖 12 變速器第一軸中間軸分為轉軸式和固定軸式。

44、本設計采用轉軸傳動方案。由于一、倒檔齒輪較小，通常與中間軸為一體，高檔齒輪分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示：一檔倒檔圖 13 變速器中間軸4.1.2確定軸的尺寸傳動軸的確定和尺寸主要根據結構布置的要求，并考慮加工工藝和裝配工藝的要求來確定。在草圖設計中，軸的長度可以通過齒輪和變速零件的工作位置和尺寸來初步確定。軸徑可參照同類汽車傳動軸尺寸選擇，也可按以下經驗公式初步選擇：第一和中間軸：(27)第二軸：(28)式中發動機的最大扭矩，Nm為了保證設計的合理性，軸的強度和剛度應有一定的協調關系。因此，軸徑d與軸長L的關系可以選擇如下：第一軸和中間軸： d/L =0.16 0.

45、18；第二軸： d/L =0.18 0.21。4.2 軸檢查一般來說，考慮加工和裝配的變速器的結構布置所確定的軸的強度是足夠的，只可以檢查危險部分。對于這種設計的變速器，在設計過程中，軸的強度和剛度都有一定的余量，所以在校核時只需要校核一檔；因為車輛在行駛過程中，一檔傳遞的扭矩最大，即軸上的扭矩也最大。由于第二軸結構復雜，是重點檢查對象。下面檢查第一和第二軸。4.2.1第一軸的強度和剛度檢查由于第一軸在運行過程中的彎矩很小，可以忽略不計，可以認為它只受扭矩。在這種情況下，軸的扭矩強度條件公式為(29)式中： 扭轉剪應力，MPa；T軸上的扭矩，Nmm；軸的扭轉截面系數， ；P軸傳遞的功率，kw；

46、d軸在計算截面處的直徑，mm； 許用扭剪應力，MPa。其中P =95kw， n =5750r/min， d =24mm；代入上式可得：從表中可以看出， =55MPa，所以 滿足強度要求。軸的扭轉變形表示為每米長度的扭轉角。其計算公式為：(30)式中， T軸上的扭矩，Nmm；G軸材料的剪切彈性模量，MPa，對于鋼， G =8.1 MPa； 軸截面的極慣性矩, , ;將已知數據代入上式可得： .適用于一般傳動軸；因此，它也滿足剛性要求。4.2.2第二軸校準計算1) 軸強度校核用于計算的齒輪嚙合的徑向力和軸向力可以得到如下：(31)(32)(33)式中對計算出的檔位的傳動比，這里是三檔的傳動比3.8

47、5；d計算齒輪的節圓直徑，mm，為105mm；節點處的壓力角，16； 螺旋角，30；發動機的最大扭矩為170000Nmm。代入上式可得： ,.危險段受力圖為：圖 14 危險段受力分析平面： （160+75）= 75 =1317.4N；水平面上的力矩：垂直平面：(34)=6879.9N垂直平面上的力矩： 。軸上的扭矩為： 。因此，危險段的組合彎矩為：(35)那么彎矩和扭矩共同作用下的軸向應力（MPa）：(36)代入上式得： , =400 MPa 低檔工作時，有： ;符合要求。2）檢查軸的剛度第二軸在垂直面的撓度和在水平面的撓度可以計算如下：(37)(38)式中， 輪齒寬（N）中間平面上的徑向力，

48、等于；輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于；E 彈性模量（MPa）， （MPa）， E = MPa；I 轉動慣量( ), , d為軸的直徑( )；a、b為齒輪作用力與支座A 、 B之間的距離（ ）；L支撐之間的距離（ ）。將值代入方程（4-11）和（4-12）得到：因此，軸的全撓度為，滿足剛度要求。第5章傳輸同步器設計5.1 同步器的結構如前所述，本設計中使用的同步器類型為鎖環同步器，其結構如下圖所示：圖 15 鎖環同步器1、9傳動齒輪2滾針軸承3、8組合齒圈4、7鎖緊環（同步環）5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵輪轂 11-組合套筒如圖（15）所示，該型同步器的工作原理是：換檔時，軸向作用

49、在嚙合套上的換檔力推動嚙合套，帶動定位銷和鎖緊環運動，直到鎖環的錐面與嚙合齒輪的錐面接觸，直到與嚙合齒輪上的錐面接觸。之后，由于作用在錐面上的法向力與兩個錐面的角速度不同，在錐面上作用了一個摩擦力矩，使鎖緊環相對于嚙合套和滑塊旋轉一個角度。 , 滑塊移動。被定位。接著，嚙合套筒的齒端與鎖環齒端的鎖緊面接觸（圖16b），使嚙合套筒的運動受阻，同步器處于鎖定狀態，第一階段換檔結束。換檔力繼續將鎖緊環壓在錐面上，使摩擦力矩增大，同時反方向的撥環力矩作用在鎖緊面上。齒輪和鎖環的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成第二階段的換檔過程。之后，摩擦力矩消失，撥環力矩返回鎖緊環，兩個鎖緊面分

50、離，同步器解除鎖緊狀態，嚙合套上的嚙合齒通過鎖緊環到達齒輪在換擋力的作用下。上部嚙合齒嚙合（圖 16d），完成同步換檔。圖16 鎖環同步器工作原理5.2 同步回路主要參數的確定(1)同步環錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺旋的頂部設計得較窄，則刮去摩擦錐面之間存在的油膜效果好。但是，如果頂部的寬度太窄，則會影響接觸面的壓力并加速磨損。試驗還證明，螺紋的齒尖寬度對摩擦因數影響很大，摩擦因數隨著齒尖磨損而降低，換檔費力，因此齒尖寬度不易被太大了。螺紋槽設計得更大，使刮出的油可以儲存在螺紋之間的間隙中，但螺距的增大會減小接觸面，增加磨損率。圖14a中給出的尺寸適用于輕型和中型車輛；圖 14b適用于重型車輛。

51、通常軸向排油槽有6 12個，槽寬為3 12 4mm。圖14 同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角摩擦錐的半錐角，摩擦力矩越大。但如果太小，摩擦錐會產生自鎖現象，避免自鎖的條件為棕褐色。一般=6 8 。 = 6 時，摩擦力矩大，但錐面表面粗糙度沒有嚴格控制時，有粘咬傾向； = 7 時，幾乎沒有咬合現象。本設計中使用的錐角均取為7 。摩擦錐的平均半徑RR設計得越大，摩擦力矩越大。 R往往受到結構的限制，包括傳動中心距的限制以及相關零件的尺寸和布置的限制。如果大于R ，也會影響同步環徑向厚度要小的約束，不能大。原則上，在可能的條件下， R 應盡可能大。本設計中使用的 R 為 50 60mm。( 4)錐體

52、工作長度b縮短錐面工作長度縮短了傳動的軸向長度，但同時減小了錐面工作面積，增加了單位壓力，加速了磨損。設計可根據以下公式確定(39)考慮到設計中降低成本，同樣的b取為5mm。(6)同步環徑向厚度與摩擦錐的平均半徑一樣，同步環的徑向厚度也受到機構布置的限制，包括變速器及相關零件的中心距，尤其是錐體的平均半徑和布局。徑向厚度必須保證同步環有足夠的強度。汽車同步環的厚度比載重汽車的要小，應采用鍛件或精密鍛件制造，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命?？ㄜ囃江h可以通過壓鑄加工。制作分段時使用錳黃銅等材料。有的變速器采用高強度、高耐磨的鋼來匹配摩擦副，即在鋼或球墨鑄鐵同步環的錐面上噴一層鉬（約0.3 0厚）

53、，使.5mm摩擦系數與鋼相同。配合銅合金摩擦副，耐磨性和強度顯著提高。也有在銅環座的空心面上噴涂0.07 0.12mm厚的鉬制成的同步環。噴鉬環的壽命是銅環的2 3倍。以鋼為基礎的同步環不僅可以節省銅，而且可以提高同步環的強度。在本設計中，同步器的徑向寬度為 10.5mm。(6) 鎖定角度鎖角可以保證只有當換檔的兩部分之間的角速度差達到零時才能進行換檔。影響鎖定角選擇的因素主要有摩擦系數、摩擦錐的平均半徑R 、鎖定面的平均半徑和錐體的半錐角?，F有結構的鎖定角度從 26 到 46 不等。本設計的鎖定角度采用。(7) 同步時間t同步器工作時，兩部分連接達到同步所需的時間越短越好 EQ 。除了同步器

54、的結構尺寸外，轉動慣量對同步時間有影響，變速器輸入軸和輸出軸的角速度差以及作用在同步器摩擦面上的軸向力都有影響關于同步時間。軸向力大，同步時間減少。軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同的車型對作用在手柄上的力有不同的要求。為此，同步時間與車型有關，計算時可在子圈內選擇：轎車高檔0.15-0.30s ，低速0.50-0.80s ； 1.50 秒。第六章傳動控制機構在設計傳動操作機構時，應滿足以下要求：換檔時只內容一個檔位。這通常由聯鎖裝置來保證，其結構如右圖所示：圖 15 傳動自鎖聯鎖結構1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-傳動蓋4-聯鎖鋼球 5-聯鎖銷 6-叉軸2、在換檔過程中，如果操作換檔桿

55、前后撥叉的距離不足，齒輪將無法在全齒寬上嚙合，影響齒輪的使用壽命.即使實現全齒寬嚙合，由于車輛振動等原因，齒輪也可能發生軸向移動，減少齒輪的嚙合長度，甚至完全脫開。為了防止這種情況發生，應設置自鎖裝置（如圖15所示）。3、如果汽車誤掛倒檔，傳動齒輪之間會產生很大的沖擊，導致零件損壞。如果汽車在倒檔時誤啟動，很容易發生安全事故。為此，應提供倒檔鎖。倒檔鎖的結構如圖 67、68 和 69 所示。第7章結論這種設計是奇瑞之子1.8豪華車型的傳動部分。變速器是車輛不可缺少的部件。機械傳動設計發展到今天，技術已經成熟，但對于我們這些還沒有走出校門的同學來說，設計理念還是值得我們討論和研究的。 .本次設計

56、的變速箱，其特點是：扭矩變化大，可以滿足不同工況的要求，結構簡單，生產、使用、維修方便，價格低廉。齒輪平穩，噪音降低，輪齒不易損壞。設計中采用5+1速手動變速箱。通過大的傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同工況下的要求，從而滿足其經濟性和動力性的要求；變速器掛檔時，使用組合式套筒雖然增加了成本，但增加了汽車變速器的操作舒適性，使齒輪傳動更加平穩。本著實用性和經濟性的原則，各部件的設計要求都采用了相對開放的標準，因此安全系數不高，不適合本次設計。但是，在以后的工作和學習中，我會繼續研究和研究傳動技術，以使其設計更加合理和經濟。忙碌的畢業設計即將結束。這個設計是我四年大學學習中最全面的一次測試，也是

57、一個全面的學習過程。畢業設計不僅讓我學習和鞏固了專業課程的知識，還學到了很多相關的專業知識，個人能力得到了很大的提升。同時，我也鍛煉了與人合作的精神，為我以后踏入社會工作打下了良好的基礎。參考1 魏鑫.汽車設計：清華大學，2001： 158-2002 洪鑫.汽車設計：機械工業，1981：1061263 賈銳.汽車結構。第二版：機械工業，2005：40-614 文春汽車理論：機械工業，2005：70-835 文勝，志明，黃華良機械設計。：高等教育，2002： 96-1386 董寶成.汽車底盤：機械工業，2004：32-817 江煥，徐雙英運輸專業英語：機械工業，2002：20-308 洪文.簡明

58、材料力學。：高等教育，1997：254-2599 周明，毛恩榮車輛工效學：科技大學，1999：15417410（美國）J. Erjavik。汽車手動變速器和驅動橋：機械工業，1998：496511 典云，舒芬，閔賢工程力學：大學出版社，2003：18219612 志奇簡明機械零件設計手冊：冶金工業，1985：14-16、113-11513 濮良貴，季明剛機械設計。第七版：高等教育，2005：184-22314 王坤，何小白，王新元課程設計手冊：高等教育，1995：474915侯鴻生，王秀英機械工程制圖：科學，2001：225333至隨著社會的發展，傳動已成為我國現代工業發展中越來越重要的分支。

59、傳播滲透到整個社會。無論哪個行業，都有傳輸。在日常生活中，輕工業和重工業都離不開傳動生產。通過幾年的學習，我對變速器的設計和制造有了很深的了解。在本次設計中，我采用了5+1速手動變速箱，通過較大的傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同工況下的要求，從而滿足其經濟性和動力性的要求；換檔時使用組合套筒，雖然增加了成本，但增加了汽車變速器的操作舒適性，齒輪傳動更平穩。本著實用性和經濟性的原則，各部件的設計要求都采用了相對開放的標準，因此安全系數不高，不適合本次設計。但是，在以后的工作和學習中，我會繼續研究和研究傳動技術，以使其設計更加合理和經濟。在這次畢業設計的過程中，我得到了老師們的大力支持和熱心幫助

60、，尤其是在我的設計上，給了我很多寶貴的意見；我們的各種有利條件；感謝同學們的幫助；我在設計上提升了自己，鍛煉了自己動手的能力。我想在這里表達我的衷心祝愿。由于本人水平有限，有錯誤和不準確之處在所難免，請大家批評指正。希望各位老師多多指教。通過這個畢業設計，我在理論和實踐上都進一步加深了。傳動結構設計的好壞直接影響產品質量和經濟性。最后，我要感謝多年來教過我的老師們，讓我受益終生！目錄TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc261955419 前言 PAGEREF _Toc261955419 h - 1 - HYPERLINK l _Toc261955420 中文摘要和關