三軸四檔式手動變速器設計

-三軸四檔式手動變速器設計1 緒論1.1概述自1886年世界上第一輛汽車誕生以來，汽車已經歷了近120年的開展。隨著科學技術的日益開展，汽車的各項性能也日臻完善。現(xiàn)代汽車已成為世界各國國民經濟和社會生活中不可缺少的交通工具?，F(xiàn)代汽車除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動機外還應該有性能優(yōu)異的傳動系與之匹配才能將汽車的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來，因此汽車變速器的設計顯得尤為重要。動力傳動系統(tǒng)是指動力裝置輸出的動力，經過傳動系統(tǒng)到達驅動車輪之間的一系列部件的總稱，它使汽車實現(xiàn)起步、變速、減速、差速、變向等功能，為汽車提供良好的動力性與燃油經濟性能。其根本功能是將發(fā)動機發(fā)出的動力傳給驅動車輪。動力傳遞的方式按構造和傳動介質可分為機械式、液力機械式、靜液式容積液壓式、電力式等。傳動系的組成及其在汽車上的布置形式，取決于發(fā)動機的形式和性能、汽車總體構造形式、汽車行駛系及傳動系本身的構造形式等許多因素。變速器在發(fā)動機和汽車之間主要起著匹配作用，通過改變變速器的傳動比，可以使發(fā)動機在最有利的工況圍工作。變速器通常還設有到檔，在不改變發(fā)動機旋轉方向的情況下汽車能倒退行駛；設有空檔，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持別離。變速器還應能進展動力輸出。手動變速器根本上是由齒輪、軸、軸承、同步器等動力傳動部件組成。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠燃機的最低穩(wěn)定轉速是難以到達的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛；其空檔使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系別離。變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。根據需要，還可以加裝動力輸出器。按傳動比變化方式，變速器可以分為有級式、無級式和綜合式三種。有級式變速器應用最為廣泛。它采用齒輪傳動，具有假設干個定值傳動比。按所用輪系形式不同，有軸線固定式普通變速器和軸線旋轉式變速器行星齒輪變速器兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常有35個前進檔和一個倒檔，在重型貨車用的組合變速器中，則有更多檔位。所謂變速器檔數即指其前進檔位數。無級式變速器的傳動比在一定的數值圍可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式動液式兩種。電力式無級變速器的變速傳動部件為直流串激電動機，除在無軌電車上應用外，在超重型自卸車傳動系中也有廣泛采用的趨勢。動液式無級變速器的傳動部件是液力變矩器。綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可在最大值與最小值之間的幾個連續(xù)的圍作無級變化，目前應用較多。強制操縱式變速器靠駕駛員直接操縱變速桿換擋，為大多數汽車所采用。半自動操縱式變速器有兩種型式。一種是常用的幾個檔位自動操縱，其余檔位則由駕駛員操縱；另一種是預選式，即駕駛員預先用按鈕選定檔位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，接通一個電磁裝置或液壓裝置來進展換檔。在多軸驅動汽車上，變速器之后還裝有分動器，以便把轉矩分別輸送給各驅動橋。除此之外，變速器還應當滿足拆裝容易和維修方便等要求。變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進檔數或軸的形式不同分類。具體分類如下：變 速 器三檔變速器四檔變速器五檔變速器多檔變速器固定軸式旋轉軸式多中間軸式雙中間軸式中間軸式兩軸式變速器的構造對汽車的動力性、燃油經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率性等都有直的影響。采用優(yōu)化設計方法對變速器與主減速器，以及發(fā)動機的參數作優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔平安裝置，對接合齒采取倒錐齒側或越程咬合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側等措施，以及其它構造措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換檔輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的開展，增力式同步器，雙及三中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪、短第二軸的變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換檔機構等新構造也相繼問世。變速器多采用飛濺潤滑，重型汽車有時強制潤滑第一、二軸等。變速器都裝有單向的通氣閥，以防殼空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。殼底的放油塞多置磁鐵，以吸附油中鐵屑。涉水車需有防水措施。變速器的設計系列按輸出轉矩分級，供各種車型選用，也可根據具體車型的使用壽命要求進展設計。可根據同類型在典型路段上實測的隨機載荷，用統(tǒng)計分析法組成載荷譜，進展變速器的疲勞壽命計算。這種可靠性設計方法比擬符合實際，如果再以油畫設計方法選擇有關設計參數作最正確匹配，則可得到以最小零部件尺寸滿足設計所要求的壽命和性能的設計方案。有時亦可輔以有限元分析。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下的設計要求。(1) 正確地選擇變速器的檔位數和傳動比，并使之與發(fā)動機參數及主減速比作優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與燃料經濟性。(2) 設置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間別離；使汽車可以倒退行駛。(3) 體積小、質量小、承載能力強、使用壽命長、工作可靠。(4) 操縱簡單、準確、輕便、迅速。(5) 傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。(6) 制造工藝性好、造價低廉、維修方便。(7) 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求，遵守有關標準和法規(guī)。(8) 需要時應設置動力輸出裝置。1.2 國外開展趨勢 回憶變速器技術的開展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成局部，其技術的開展，是衡量汽車技術水平的一項重要依據。21世紀能源與環(huán)境、先進制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術開展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器技術的開展。變速器技術的開展動向如下：1節(jié)能與環(huán)境保護。表示且的節(jié)能與環(huán)境保護既包括傳動系統(tǒng)本身的節(jié)能與環(huán)境保護，也包括發(fā)動機本身的節(jié)能與環(huán)境保護。因此研究高效率的傳動副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質或潤滑油來防止環(huán)境污染，根據發(fā)動機的特性和形式工況來設計變速器，提高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行等措施。2應用新型材料。材料科學與技術是21世紀重點開展的科學技術領域。各種新型材料在變速器中的應用已經推動了汽車技術的開展和性能的提高。3高性能、低本錢、微型化。高性能、高效、精細、低噪聲、長壽命、重量輕、體積小、低本錢一直以來是變速器的開展方向。2 變速器機構方案確實定2.1傳動機構布置方案分析本設計應用在現(xiàn)今使用廣泛的發(fā)動機前置、后輪驅動的4×2總體布置方案，發(fā)動機發(fā)出的動力依次經過離合器、變速器、萬向傳動裝置萬向節(jié)和傳動軸、主減速器、差速器、半軸，傳到驅動輪，如圖2.1所示1.離合器； 2.變速器； 3.萬向傳動裝置； 4.驅動橋圖2.1 發(fā)動機前置后輪驅動汽車傳動系變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。根據前進檔數的不同，變速器有三、四、五和多檔幾種。根據軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、三軸式和多中間軸式變速器。固定軸式變速器1兩軸式變速器 固定軸式中的兩軸式和中間軸式變速器應用廣泛。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。與中間軸式變速器比擬，兩軸式變速器因軸承數少，所以有構造簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，而且易損壞。還有，受構造限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計得很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向一樣。本設計主要針對的是一噸級貨車或旅行車，所以兩軸式變速器不適用于本設計。2中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)連接。各傳動方案的共同特點是：變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數方案的第二軸前端經軸承支承在第一軸后端的孔，且保持兩軸軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔。是直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器傳動效率高，可達90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率要高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離中心距不太大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪一檔可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一檔外的其它檔位換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數構造的一檔也采用同步器或嚙合齒套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。在除直接檔以外的其它檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數一樣的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數、軸的支承方式、換檔方式和倒檔傳動方案以及檔位布置順序上有差異。由于本設計針對的是輕型汽車，中間軸式五檔和六檔變速器體積和質量顯得過于龐大，而且傳動比大不適用于本設計，因此，選用中間軸式三軸四檔變速器設計方案。凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，則一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。發(fā)動機前置后輪驅動的乘用車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，將第二軸加長，置于附加的殼體。如果在附加殼體布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減小變速器主體局部的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度。因此，這種方案比擬適合本設計，但需要加以改良。倒檔布置方案與前進檔位比擬，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)倒檔，故屢次數方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中參加一個中間傳動齒輪的方案；也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然構造簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒是在最不利的正、負交替變化的彎曲應力狀態(tài)下工作；而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。也有少數變速器采用構造復雜和使本錢增加的嚙合套或同步器方案換入倒檔。(d)圖2.2 倒檔布置方案(c)(b)(a)圖2.2為常見的倒檔布置方案。圖2.2(a)所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度；但換檔時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2.2(b)所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.2(c)所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.2(d)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔更為輕便。綜上所述，方案(c)較為適合本設計變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒檔的傳動比雖然與一檔的傳動比接近，但因為使用倒檔的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒檔。此時在倒檔工作時，輪齒磨損與噪聲在短時間略有增加，而在一檔工作時輪齒的磨損與噪聲有所減少。倒檔設置在變速器的左側或右側，在構造上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒檔時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設有一個掛倒檔時需克制彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。從這一點來考慮，圖2.3(a)、(b)的換檔方案比圖2.3(c)的方案更合理。圖2.3(c)所示方案在掛一檔時也需克制用來防止誤掛倒檔所產生的力，這對換檔不熟練的駕駛員是不利的。除此之外，倒檔的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒檔軸的受力情況有影響。 圖2.3 變速桿換檔位置與順序(c)(b)(a)其它問題常用檔位的齒輪因接觸應力過高而易造成外表點蝕損壞。將高檔布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高、齒輪壽命。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數、每分鐘轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等。圖2.4 四檔變速器構造方案圖2.4為中間軸式四檔變速器構造簡圖。其構造特點是：前進檔全部采用常嚙合齒輪傳動，用同步器換檔，同步器裝在第二軸上；本設計就是選擇的這種方案并在其根底上進展局部改良優(yōu)化設計的。2.2零、部件構造方案分析齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比擬，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔，本設計為一檔和倒檔采用直齒圓柱齒輪，二、三、四檔常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪。換檔機構形式變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。汽車行駛時，因變速器各轉動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換檔，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊，而換檔產生的噪聲又使乘坐舒適性降低。除此之外，采用直齒滑動齒輪換檔時，換檔行程長也是它的缺點。因此現(xiàn)在已很少在輕型汽車的變速器中使用。當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換檔。這時，不僅換檔行程短，同時因承受換檔沖擊的接合齒齒數多，而輪齒又不參與換檔，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換檔沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉局部的總慣性力矩增大。因此，目前這種換檔方法只在*些要求不高檔位及重型貨車變速器上應用。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術程度無關，從而提高了汽車 的加速性、燃油經濟性和行駛平安性。同上述兩種方法比擬，雖然它有構造復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。本設計的全部前進檔位均采用同步器換檔。自動脫檔自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器軸剛度缺乏以及振動等原因都會導致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在構造上采取措施行之有效的方案有：將兩接合齒的嚙合齒位置錯開;將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切??；將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角等等一些措施可以有效防止脫檔現(xiàn)象的發(fā)生。變速器軸承作旋轉運動的變速器軸支承在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。變速器軸承常采用圓柱輥子軸承、球軸承、滾針軸承圓錐輥子軸承、滑動軸套等。至于何處應當采用何種類型的軸承，是受構造限制并隨所承受的載荷特點不同而不同的。汽車變速器構造緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的腔中，腔尺寸足夠時可布置圓柱輥子軸承，假設空間缺乏則采用滾針軸承。本設計主要針對的是輕型汽車，故腔空間比擬狹小，只能采用滾針軸承，而第二軸后端采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處用軸承外圈有擋圈的球軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但在殼體前端面布置軸承蓋有困難，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱輥子軸承來承受徑向力，而后端采用外圈有擋圈的球軸承或圓柱輥子軸承，本設計兩端均采用有擋圈的球軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按之直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱輥子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證后壁兩軸承孔之間的距離不小于620mm。滾針軸承、滑動軸承主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易、本錢低，但為了設計的整體質量，在設計中只采用滾針軸承。3 變速器主要參數的選擇變速器設計時選取的各主要參數將直接影響變速器的技術性能及與汽車發(fā)動機和其它傳動系匹配，因此，選擇適宜的主要參數就顯得尤為重要。選取汽車發(fā)動機主要是通過計算汽車的整備質量和動力特性來選取。由于發(fā)動機是生產成品，所以只要根據所設計汽車的性能選擇適宜的發(fā)動機即可。在選取發(fā)動機時，一般用適用性系數Q表示發(fā)動機的適應性，Q值越大，說明發(fā)動機的適應性越好。查文獻1，2-1可知：式中：發(fā)動機最大轉矩N·m；發(fā)動機額定功率時的轉矩N·m；發(fā)動機額定功率時的轉速r/min；發(fā)動機最大轉矩時的轉速r/min。本設計選擇的發(fā)動機是一汽解放生產的CA488-1型發(fā)動機，形式為四沖程、直列、四缸、單頂置凸輪軸化油器式汽油發(fā)動機，工作容積為2.2L，發(fā)動機在4500r/min時最大功率59kW，發(fā)動機在2600r/min時的最大扭矩為196N·m。由上式可得該型發(fā)動機的適應性系數Q： =2.7143.1變速器的傳動比圍、檔位數及各檔傳動比設計時首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比圍、檔位數及各檔傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。檔數變速器的檔數可在320個檔位圍變化，通常變速器的檔數在6檔以下。增加變速器的檔數，能夠改善汽車的動力性和燃油經濟性以及平均車速。檔數越多，變速器的構造越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，因此，需要設計者綜合考慮設計要求來選取適宜的檔位。在最近檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值小，使換檔工作容易進展，一般要求相鄰檔位之間的傳動比值在1.8以下。近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用45個檔位的變速器。商用車變速器采用45個檔或多檔。載荷質量在2.03.5噸的貨車采用五檔變速器，載質量在4.08.0噸的貨車采用六檔變速器。本設計主要應用在旅行車和一噸級輕型貨車上，所以采用四檔變速器。傳動比圍表3.1 變速器設計原始參數表發(fā)動機最大扭矩(2600r/min)196N·m發(fā)動機最大功率(4500r/min)59kw空載整車質量1470kg滿載整車質量2470kg滿載時前軸軸荷985kg滿載時后軸軸荷1389kg設計最高時速最大爬坡度主減速比15°105km/h6.17車輪滾動半徑325mm工程參數變速器的傳動比圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值。本設計最高檔位是四檔，傳動比為1.0。影響最低檔傳動比的選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求到達的最低穩(wěn)定行駛的車速等。目前乘用車的傳動比圍在3.04.5之間，輕型商用車的傳動比在3.05.5之間。本設計的一些重要技術參數見表3.1考慮到汽車在平坦硬路面上行駛時的燃油經濟性，變速器的最高檔位多為直接檔傳動比為1或超速檔傳動比小于1。這時汽車的動力性及燃油經濟性由發(fā)動機及驅動橋減速比決定。變速器低檔一檔，有時還有爬坡檔的傳動比則決定了汽車的最大爬坡度。選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速，以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克制輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻1，4-1可知：3.1式中：汽車總質量；重力加速度；道路最大阻力系數；驅動車輪的滾動半徑；發(fā)動機最大轉矩；主減速比；汽車傳動系的傳動效率；最大爬坡度；滾動阻力系數；變速器一檔傳動比。則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比查文獻1，4-4可知：3.2=2.0094根據驅動車輪與路面的附著條件有：3.3式中：汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷；道路的附著系數，計算時取。求得的變速器一檔傳動比查文獻1，4-4可知：3.4=4.0647根據本設計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比。各檔傳動比變速器最高檔的傳動比與最低檔的傳動比確定以后，中間各檔的傳動比理論上是按公比查文獻1，4-4可知：3.5的幾何級數排列，式中為檔位數，四檔傳動比。=1.5639實際上各檔傳動比之間的排列與幾何級數排列略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比醫(yī)小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理配合。因此初選各檔傳動比：3.2.變速器中心距A確實定 對三軸式變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中間軸中心線之間的距離。變速器的中心距對其尺寸及質量的大小有直接影響，它也代表著變速器的承載能力。三軸式變速器的中心距A，可根據對已有變速器的統(tǒng)計數據而得出經歷公式進展初選，查文獻1，4-4可知： 3.6式中：中心距系數，轎車取K=8.99.3，貨車取K=8.69.6，多檔變速器取K=9.511；發(fā)動機最大轉矩，N·m；變速器一檔傳動比；變速器的傳動效率，取。本設計變速器的中心距為：=81mm3.3外型尺寸確實定變速器的橫向外型尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間過度齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.03.4)。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考以下數據選用：四檔五檔六檔當變速器選用的檔數和同步器時，上述中心距應取給出圍的上限。為了檢測方便，中心距最好為正數。 軸向尺寸處取 mm3.4齒輪參數模數齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。應該指出的，選取齒輪模數時一般遵守的原則是：在變速器中心距一樣的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數；變速器低檔齒輪應選用大些的模數，其它檔位選用另一種模數。結合本設計的具體情況查文獻2，3-3可知：一檔齒輪初選=2.75mm;其它檔位初選mm。壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角大時，可提高輪齒的抗彎強度和外表接觸強度。因此，理論上對于乘用車為加大重合度以降低噪聲應取用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。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為 20°。本設計從實際出發(fā)，為滿足各項技術要求和工藝性要求查文獻2，3-3可知：壓力角。螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛用。選取斜齒輪的螺旋角，因該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提上下檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，以15°25°宜；結合本設計技術要求初選螺旋角。圖3.1 中間軸軸向力平衡斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力要求使中間軸上同時作用的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同檔位齒輪的螺旋角因該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。根據圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件由于，為使兩軸向力平衡，查文獻2，3-3可知必須滿足： 3.7式中，、為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力；、為作用在中間齒輪1、2上的圓周力；、的節(jié)圓半徑；為中間軸傳遞的轉矩。斜齒輪螺旋角可在下面提供的圍選用：乘用車變速器：兩軸式變速器為20°25°；中間軸式變速器為22°34°；由公式3.7可得齒寬在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小時斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：直齒，為齒寬系數，取為4.58.0，=6.0mm 斜齒，取為6.08.5，=8.0mm3.5各檔齒輪齒數的分配在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。應該注意的是，各檔齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。圖3.2為本設計傳動方案構造簡圖。圖3.2 四檔變速器傳動方案簡圖 確定一檔齒輪的齒數一檔傳動比，查文獻2，3-3可知： 3.8如果和的齒數確定了, 則與的傳動比可求出. 為了求和的齒數, 先求其齒數合，查文獻2，3-3可知：斜齒直齒3.9 計算后取為整數，然后進展大、小齒輪齒數的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數盡可能取少些，以便使的傳動比大些，在一定的條件下，的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，以便在其腔設置第二軸的前軸承保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數又不易取多。乘用車中間軸式變速器一檔傳動比=3.53.8時，中間軸上一檔齒數可在=1517之間選取，貨車可在1217之間選用。一檔大齒輪齒數用計算求得。由公式3.9得：初選=17，則=59-17=42對中心距進展修正：=81.125mm確定常嚙合齒輪副的齒數由公式3.9求出常嚙合傳動齒輪的傳動比3.10而常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，查文獻2，3-3可知：3.11解方程式3.10和式3.11求與，、都應取整數；然后計算一檔傳動比，最后根據所確定的輪齒數，按式3.11算出準確的螺旋角。聯(lián)立公式3.10和公式3.11得：解方程組解得：由公式3.11算出準確的螺旋角：=確定其它各檔的齒數二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，查文獻2，3-3可知： 3.12而 3.13初選，由公式3.12和公式3.13得：解方程組解得：此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，查文獻2，3-3可知，還必須滿足以下關系式： 3.14由公式3.14得：=1.546 =1.583由于相差不大，滿足設計要求，所以不需要調整。三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，查文獻2，3-3可知： 3.15而 3.16查文獻2，3-3可知：，由公式3.15和式3.16得：解方程組解得：此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，查文獻2，3-3可知，還必須滿足以下關系式： 3.17由公式3.17得：=1.153=1.157由于相差不大，滿足設計要求，所以不需要調整。確定倒檔齒輪齒數倒檔齒輪選用的模數往往與一檔相近。圖3.7所示倒檔齒輪的齒數，一般在2128之間，初選=26，計算出中間軸與倒檔軸的中心距，查文獻2，3-3可知： 3.18由公式3.18得： =59 mm為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干預，齒輪8和9的齒頂圓之間保持有0.5mm以上的間隙，查文獻2，3-3可知，齒輪9的齒頂圓直徑應為：3.19齒輪8的齒頂圓直徑 =17×2.75 =46.75mmmmmm由公式3.19得=2×=65mm由可得：mm齒輪圓整至變速器倒檔傳動比：計算倒檔軸與第二軸的中心距查文獻2，3-3可知：， 3.20=89mm確定各檔齒數后重新計算各檔傳動比一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 4變速器的設計計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落點蝕、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進展計算和校荷。4.1輪齒設計計算與其它機械設備用變速器比擬，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也根本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪外表采用滲碳淬熾熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。齒輪彎曲強度計算1一檔直齒輪彎曲應力，查文獻2，3-4可知： 4.1式中：彎曲應力MPa；圓周力N，；為計算載荷N·mm；為節(jié)圓直徑mm；應力集中系數， =1.65；摩擦力影響系數，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬(mm)；端面齒距，；齒形系數，=0.46因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數，所以將上述有關參數帶入式4.1后得 4.2當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在400800MPa, 查文獻2，3-4可知，=600 MPa。由公式4.2得：=225.33MPa<滿足設計要求。2二檔斜齒輪彎曲應力，查文獻2，3-4可知：4.3彎曲應力MPa；圓周力N，；為計算載荷N·mm；為節(jié)圓直徑mm；斜齒輪螺旋角( °)，=20°；應力集中系數， =1.50；齒寬(mm)；法向齒距，；齒形系數，=0.47重合度影響系數，=2.0。將上述有關參數帶入公式4.3，整理后得到斜齒輪彎曲應力為： 4.4當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，斜齒輪許用彎曲應力在180350MPa, 查文獻2，3-4可知， =320 MPa。由公式4.4得：=299.62MPa<滿足設計要求。輪齒接觸應力4.5式中：輪齒的接觸應力MPa；齒面上的法向力N，；為圓周力；斜齒輪螺旋角( °)；齒輪材料的彈性模量MPa,齒輪接觸的實際寬度(mm)；主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪；從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； 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查文獻2，3-4可知，見表4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應力(MPa)齒 輪液體碳氮共滲齒輪滲 碳 齒 輪950100019002000一檔和倒檔齒輪65070013001400常嚙合齒輪和高檔齒輪計算二軸一檔直齒輪接觸應力NNmmmm由公式(4.5)得：=145.73 MPa<滿足設計要求。本設計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進展?jié)B碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。4.2軸的設計計算變速器在工作時，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度缺乏會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計變速器時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。1初選軸的直徑在中間軸式變速器的中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可根據中心距按下式初選。 mm初選二軸中部直徑，圓整至。2按彎扭合成強度條件計算計算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻2，3-4可知： 4.6 4.7 4.8式中： 至計算齒輪的傳動比；計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點處壓力角；螺旋角。圖4.1 二軸構造簡圖因為二軸一檔齒輪是直齒輪，所以，軸向力。圖4.1為變速器二軸構造簡圖圖4.2 軸的載荷分析圖如圖4.2所示，I截面為危險截面由公式4.6計算二軸一檔齒輪所受圓周力為：mm=12958.06 N由公式4.7計算二軸一檔齒輪所受徑向力為：=1235.3 N垂直力計算：= 176.47N水平力計算：=1851.15NN彎矩計算：N·mm N·mm計算轉矩： N·mm作用在齒輪上的和使軸在鉛垂面彎曲變形并產生垂向撓度；而使軸在水平面彎曲變形并產生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應的垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸向應力為：MPa 4.8式中：計算轉矩，N·mm; 軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取徑，mm；彎曲截面系數，mm；在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；在計算斷面出軸的垂向彎矩，N·mm；許用應力，在低檔工作時查文獻2，3-4可知MPa.N·mm由公式4.8得：=139.32 MPa.對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸斷面在水平面的轉角。前者改變了齒輪中心距并破壞了其正確嚙合；后者使大、小齒輪相互歪斜，如圖4.3所示，易導致沿齒長方向壓力分布不均勻。a)軸在垂直面內的變形 b)軸在水平面內的變形圖4.3 變速器軸的變形簡圖b)a)變速器齒輪在軸上的位置如圖4.4所示時，假設軸在垂直面撓度為，在水平面撓度為和轉角為，查文獻2，3-4可知： 4.9 4.10 4.11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,MPa;慣性矩(mm)，對于實心軸，；軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離mm；支座間的距離mm。圖4.4 變速器軸的撓度和轉角查文獻2，3-4可知，軸的合成撓度為：mm 4.12計算慣性矩： mm計算垂直面撓度由公式4.9得：=0.00209 mm計算水平面撓度由公式4.10得：=0.0254 mm計算軸的轉角，由式4.11得：=0.000098 rad計算軸的合成撓度由公式4.12得：=0.0255 mm軸的垂向撓度的容許值=0.050.10mm；軸的水平撓度=0.100.15mm;軸斷面的角不應大于0.002rad。經過驗算，變速器二軸滿足設計要求。5 同步器設計計算同步器使變速器換檔輕便、迅速、無沖擊、無噪聲，且可延長齒輪壽命、提高汽車的加速性能并節(jié)油，故轎車變速器除倒檔、貨車除一、倒檔外，其它檔位多裝用。要求其轉矩容量較大、性能穩(wěn)定、耐用。同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種，其中，慣性式同步器應用最為廣泛。本設計所采用就是慣性式同步器。慣性式同步器能做到換檔時，在兩換檔元件之間的角速度到達完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的根本要求。按構造分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多維式幾種。雖然它們的構造不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本設計所采用的是鎖環(huán)式慣性同步器。5.1鎖環(huán)式慣性同步器構造 如圖5.1所示，鎖環(huán)式同步器的構造特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩局部的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起壯的滑塊壓向嚙合套。在不換檔的中間位置，滑塊凸起局部嵌入嚙合套中部的環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。1.鎖環(huán) 2滑塊 3.彈簧 4.鎖環(huán) 5.齒輪 6.嚙合套座 7.嚙合套 8.齒輪圖5.1 鎖環(huán)式同步器5.2鎖環(huán)式同步器主要尺寸確實定1接近尺寸同步器換檔第一階段中間，在滑塊側面壓在鎖環(huán)缺口側邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應大于零，取=0.20.3 mm。查文獻2，3-5取=0.3 mm。2分度尺寸滑塊側面與鎖環(huán)缺口側邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸等于1/4接合齒齒距。尺寸和是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸，應予以控制，查文獻2，3-5可知=1 mm。3滑塊轉動距離滑塊在鎖環(huán)缺口轉動距離(圖5.2)影響分度尺寸。滑塊寬度、滑塊轉動距離與缺口寬度尺寸之間的關系如下：滑塊轉動距離與接合齒齒距的關系如下：式中，為滑塊軸向移動后的半徑；為接合齒分度圓半徑。1.嚙合套 2.鎖環(huán) 3.滑塊 4.鎖環(huán)缺口圖5.2 滑塊移動距離滑塊移動距離：mm缺口寬度：mm 4滑塊端隙 滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，如圖5.3所示，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為，要求。查文獻2，3-5可知mm，mm。鎖環(huán)端面與齒輪接合端面應留有間隙，并可稱之為后備行程，一般應取=1.22.0 mm，查文獻2，3-5可知mm。圖5.3 滑塊端隙5.3主要參數確實定以三、四檔間慣性鎖環(huán)式慣性同步器為例。1摩擦因數和摩擦錐面角汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應中選用耐磨性能良好的材料。愈小，則摩擦力矩愈大。但為了防止摩擦面自鎖，應使大雨摩擦角，后者又與摩擦系數有關，即。推薦，但當時，當錐面粗糙度控制不嚴會有粘著和咬住現(xiàn)象。對于在油中工作的青銅鋼同步器摩擦副，可按計算，查文獻2，3-5可知=0.1，。2摩擦錐面的平均半徑設計的越大，則摩擦力矩越大。往往受構造限制，包括變速器中心距及相關零件尺寸和布置限制，原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些，查文獻2，3-5可知=25 mm。3摩擦錐面的工作面寬查文獻2，3-5可知根據摩擦外表許用壓力來確定：mm 5.1式中：摩擦力矩，N·mm，；摩擦系數；-摩擦面的平均半徑，mm；摩擦外表的許用壓力，鋼、青銅摩擦副，查文獻2，3-5可知=1.2MPa。 N·mm由公式5.1得：=6 mm4鎖止角鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個局部之間角速度差到達零值才能進展換檔。影響鎖止角的選取因素，主要有摩擦因數、摩擦錐面的平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有構造的鎖止角在圍變化。查文獻2，3-5可知。5同步時間與軸向力一般軸向力在100350N圍，轎車和輕型客、貨車取下限。同步時間應控制在1.0s以下，其中輕型車掛高檔時應在0.10.5s圍。圖5.同步器計算模型5.4同步器計算慣性同步器的構造型式雖各有不同，但工作原理都是一樣的，其實質是利用接合件的慣性防止同步前掛檔。圖5.4是計算模型。在分析計算中，認為在常溫條件下潤滑油阻力對齒輪轉速的影響可忽略不計，且假設在同步過程中車速保持不變。這意味著變速器輸出端的轉速在換檔瞬時保持不變，而輸入端靠摩擦作用到達與輸出端同步。則可知同步時間為：5.2式中：同步器輸入端零件的轉動慣量；同步器輸出端零件的角速度；同步器的摩擦力矩；發(fā)動機曲軸的角速度，；、分別為變速器第和檔傳動比，；摩擦面所受的軸向力即換檔力；同步器摩擦面的摩擦系數；、摩擦錐面的半錐角和平均半徑；發(fā)動機轉速，由較低檔換至較高檔時取為發(fā)動機最大功率下的轉速，否則取為最大轉矩下的轉速。查文獻1，4-4可知同步器摩擦錐面的滑磨功為： 5.3由公式5.2得：=0.3s由公式5.3得：=42.5535 kJ同步器的比滑磨功為與其摩擦面積之比，查文獻1，4-4可知：J/m要求J/m高檔同步器或0.30.5 J/m低檔同步器。為了阻止同步前掛檔，要求摩擦力矩大于脫鎖力矩。查文獻1，4-4和由圖5.4可知托鎖力矩為：5.3=1760.9N·mm查文獻1，4-4可知，根據得同步器的鎖止條件： 5.4式中：鎖止面的鎖止角見圖5.4；鎖止面的平均半徑。由公式5.4得：能夠滿足設計要求。結 論在做畢業(yè)設計之前， 對畢業(yè)設計的整個過程不是很了解，而且缺乏獨立設計的經歷。在整個畢業(yè)設計的過程中，我遇到了很多問題，但是在教師的指導和自己的努力下，這些問題得到了解決。62型三軸四檔式手動變速器的設計已經完畢，通過這次的畢業(yè)設計，我對62型三軸四檔式手動變速器的構造、原理和設計步驟有了一定的了解，而且熟悉了CAD和Word等軟件的應用。通過這次設計不僅對過去所學到的知識做了一次復習和總結，同時也嘗試了設計一些在以前學習過程中沒有接觸過的一些機械裝置，增強自己獨立設計的能力，發(fā)現(xiàn)問題的能力和解決問題的能力。雖然在做畢業(yè)設計的過程中我了解并學到了很多關于62型三軸四檔式手動變速器的知識以及設計的方法，查閱了?汽車工程手冊設計篇?、?汽車設計?、?汽車設計?、?汽車構造下冊?等一些參考資料，但對于設計一個能夠真正應用到實際當中的機械裝置僅僅這些還遠遠不夠，還需要我們在以后的工作和學習過程中積累大量的實際工作經歷。這次設計總結起來還有幾方面的缺乏：162型三軸四檔式手動變速器的操縱機構采用了別離式，可以改良為整體式。2中間軸齒輪采用整體式齒輪，可以改良為組合式。致在近一學期的時間里，本人在X澤寧教授全面而細致的指導下，虛心求教圓滿完成了畢業(yè)設計任務。X教授淵博的學識，敏銳的思維，為人親善的性格，嚴謹的工作作風以及高尚的人格魅力，使我受益非淺，令我終身難忘。感X澤寧教授在畢業(yè)設計過程中給我的幫助和指導，感*教授對我的教誨和關心，我會以X教授為典范更加努力地學習和工作。同時我也要感焦安源教師在畢業(yè)設計實習期間給我的幫助，還有與我同組的同學對我的幫助，是在他們的幫助下才能使我順利的完成畢業(yè)設計。最后，對所有在這次畢業(yè)設計中給予我?guī)椭娜吮硎菊\摯的意。參考文獻1?汽車工程手冊?編輯委員會汽車工程手冊設計篇：人民交通，2001.62 王望予 汽車設計. ：機械工業(yè)，2000.5.3過學迅，鄧亞東 汽車設計：人民交通，2005.8.4 濮良貴，紀名剛 機械設計. ：高等教育，2001.5 家瑞 汽車構造下冊. ：人民交通，1996.6 *灝 機械設計手冊第四卷.：機械工業(yè)，2006.6.7 *灝 機械設計手冊第一卷.：機械工業(yè)，2006.6.8 鞏云鵬 ，田萬祿 ，祖立 ，黃秋波 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Beijing： Publishing House of Electronics Industry, 2005，6.附錄The Power Mechanism of the EngineIn a reciprocating engine, the power mechanism is called the crankshaft and connecting rod assembly. In this assembly all of the major units such as the engine crankcase and cylinder block, the piston and connecting rod, the crankshaft and flywheel work together to convert thermal energy into mechanical energy used to drive the vehicle.The engine crankcase and block are u