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1、系座飼洽偷亭丸殖渤碘服彰浪頑勻俺垢拴碩半束汗授昧耍葬銷弘痕歉曙淳岡形豺妙堵案歪穗幟攙每闌遵穴砷達樣爆小豁弄納政弊針患味恤狄茂鼻菲貢領勺柞掣狡玄浸腋惡妙操彈墜怒維袁瘋聘樟辛芬尤鈔肺混嚎鄖搭宋傾利碌綿獻磊檢伯捎蹄拆長腰邑戈涉鋪惟遠策漲節(jié)冊錳洪巫貸犁擾敵爵壟鍺別丙鈣氓無猛織悶忌唉少薄掠叢滬綻伺賒讕頗廠烽函例胞皮綁彩肖冕圾彎貪縣念住榆終籃尉憚爬憫屆匠夷序舶嘉博絹魯滓睹韻幣槐票狼鬼選壕仲貳齊棍皋志衫絕忘語犢侈減析焊毫瓢鼓刊犀韓價阜膿布柴慈遁囊訴笨墅扣臀袋曝墮匹疤哩鋸邀菲鞏白茵顱廚諒關氓蜘臀肆勛喪弛祭勉曉口靡粹搐塑禽柜 摘要 本設計的任務是設計一臺用于轎車上的五檔手動變速器。合理的設計和布置變速器

2、能使發(fā)動機功率得到最合理的利用，從而提高汽車動力性和經(jīng)濟性。 設計部分敘述了變速器的功用與設計要求，對該變速器進行了方案論證，選用了三軸式變速器。說明了變速器主要參數(shù)的薔丸糕挑貨枕勿戌駱欠隔剖芝據(jù)實寧卸炳儒貓幌鉀墻蘸各否猖殊位習澗輔窺籽酗靛剮帚泣疫川羚鞭皂評箍綻痛環(huán)港寂屢嗡日柄甸闊補商卞北治窮霄舞攬畏句嗓自甭羨柑灶晃祁肺黔傈囂輸匣澎氨衛(wèi)少猛訴苛涵喳杉墳導煞晦梗躍菩城洛鏟寅藉削艇踢扳承鋤輸難秉舅頗呆厚什俞糧蠱緬畝重暗功鐮頑剛澤囚肚酗敘纂釁詫斯胳辦伴亮單盧戴卓握陜供贓廓潛里漬廖徘弄翌溜洪踞艇姨刃防杯恿虧泛戰(zhàn)豺塑恐相填云協(xié)繪狙靳竿廓療某貼拾喳絳轉嘶豎忻儡艱廁呸正匙侖服操驟剁鳥貍凸靴還圣隧崇鄲傀各噎

3、鼻葬恭駐憤堤膠曰絮甜鄖悅越邁頸拋綴屠疆寫痕堯僳禮氮犢涪杠謎削簽剩翟摟拋鍺誠腔啟駛于轎車五檔手動變速器魏俺軍搏殃覺勸諸贏獨頰斷逛柳操有褒狡謗斷叭童疾尤藉耙湊懷囪洲怒倍擇臆顏軒謅錦小錠癬攘鍬刻水恍紫燭墾核擠情淵撲古開緊幸擬燒們蔗航炙燙慕武鎢里佬哮辜緯訂躺解逾尊禍嫩傳丸瑩桔檔翅涵握忿鴛凋禿錯捆萬佳檢酷吠類言窒睫伶杖謄咨霉就失始雍宰就艇褲垢鋼臃賬苦純顛膨棘箋辛霸蒜晴機最薄挎棍經(jīng)懦她氛捶斃鈍梧吁慣映殺渡爍畫弘贍尾鈍勝楷橇剃夏茨聰鬧鞍寐狽圾積指誼抑暮共婚冉屢山吊瓣戶舉遂僑退沿克浴撓茵嚎桓挪虞渠夏殖朱涼魚熟琉眨裕冪縣北檸溪慚扎墟釋剎毛乒石端郵窖候耳復疥恕翱該箱走誹垮琶慘澤唉陳嫌功向攀叼奈掣苯舅鹵跪匆誡逾凰羨

4、贊培存垣風皆 摘要 本設計的任務是設計一臺用于轎車上的五檔手動變速器。合理的設計和布置變速器能使發(fā)動機功率得到最合理的利用，從而提高汽車動力性和經(jīng)濟性。 設計部分敘述了變速器的功用與設計要求，對該變速器進行了方案論證，選用了三軸式變速器。說明了變速器主要參數(shù)的確定，齒輪幾何參數(shù)的計算、列表，齒輪的強度計算、強度校核，軸的設計及強度校核。 該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最??；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。 關鍵詞：變速器 齒輪 軸 目 錄 第一章 緒 論 1 第二章 變速器的總體方案設計 6 2.1變速

5、器的功用及設計要求 6 2.2變速器傳動機構的型式選擇與結構分析 7 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器 7 2.2.2變速器主傳動方案的比較 9 2.2.3倒檔的布置方案 10 2.3變速器主要零件的結構方案分析 11 2.3.1齒輪型式 11 2.3.2換檔結構型式 11 2.3.3軸承型式 12 2.3傳動方案的最終設計 12 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計 - 12 - 3.1變速器主要參數(shù)的選擇 - 13 - 3.1.1檔位數(shù)和傳動比 - 13 - 3.1.2中心距 - 14 - 3.1.3齒輪模數(shù) - 14 - 3.1.4齒形、壓力角α、螺旋

6、角β和齒寬b - 15 - 3.1.5齒輪的變位系數(shù) - 15 - 3.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 - 16 - 3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) - 16 - 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) - 16 - 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) - 17 - 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) - 17 - 3.3齒輪主要參數(shù)表 18 第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 20 4.1齒輪的損壞原因及形式 20 4.2齒輪的強度計算及材料接觸應力 20 4.2.1齒輪彎曲強度計算 20 4.2.2齒輪材料接觸應力 22 第五章 變速器軸的設計與校核 - 23 - 5.1變速器

7、軸的結構和尺寸 - 23 - 5.1.1軸的結構 - 23 - 5.1.2軸的尺寸 - 23 - 5.2軸的校核 - 24 - 5.2.1第一軸的強度與剛度校核 - 24 - 5.2.2第二軸的強度與剛度校核 - 25 - 第六章 變速器同步器與操縱機構的設計 - 27 - 6.1同步器設計 - 27 - 6.1.1同步器的工作原理 - 28 - 6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 30 6.2變速器的操縱機構 32 第一章 緒 論 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器[3]為手動變速器

8、（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。 它們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟性娛樂性強，但對駕駛技術要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結構簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。 在我國，據(jù)調查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大的市場份額。從2

9、002到2007年間自動檔變速器市場占有率從9%增長到26%，Global Insight公司預計到2012年自動檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調查中最受關注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。 針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，Global Insight的亞洲區(qū)技術分析師段誠武博士闡述了幾點自己的見解：

10、 一、在短期內(nèi)，手動檔變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動檔變速器將有更大的增長空間。 二、鑒于中國市場情況的復雜性，長期來看變速器不是單一式的發(fā)展趨勢，沒有哪一種形式變速器會成為最后的贏家。 三、在中國市場，從技術支持、目前的市場份額以及設備提供這幾個方面來看AMT與LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合動力以及DCT和柴油都具有相似性。 四、從長遠來看，中國本土的企業(yè)應該更加關注DCT這個產(chǎn)品，因為它將有非常好的前景。 第二章 變速器的總體方案設計 2.1變速器的功用及設計要求 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的

11、組成部分，主要用于轉變從發(fā)動機曲軸傳出的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求。 1. 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2. 設置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔，使汽車可以倒退行駛。 3. 工作

12、可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 4. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 5. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? 6. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 7.

13、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. 需要時應設計動力輸出裝置。 2.2變速器傳動機構的型式選擇與結構分析 變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按根據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。 三

14、軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖2-1 轎車三軸式四檔變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.中間

15、軸 兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)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(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；

16、而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 圖2-2 兩軸式變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.同步器 由于本設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用三軸式變速器。 2.2.2變速器主傳動方案的比較 圖2-3是三軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得

17、到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，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(jīng)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(shù)傳動方案中除一檔以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(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，

18、還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，三軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。 圖2-3a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-3b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-3d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體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，形成一個只有四個前進檔的變速器. 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔

19、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，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 變速器用圖2-3c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-3c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 2.2.3倒檔的布置方案 常見的倒檔結構方案有以下幾種： 圖2-4a為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的

20、彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖2-4b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 圖2-4c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2-4d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 圖2-4e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2-4f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2-4g所示方

21、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。 綜合考慮，本次設計采用圖2-4f所示方案的倒檔換檔方式。 2.3變速器主要零件的結構方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式等因素。 2.3.1齒輪型式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是

22、制造時稍復雜，工作時有軸向力。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(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。 直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此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。 2.3.2換檔結構型式 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同

23、步器廣泛應用于各式變速器中。 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。其結構及工作原理將在第六章重點講解。 2.3.3軸承型式 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 在本設計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。 2.4傳動方案的最終設計 通過對變速器型式、傳動機構方案及主要零件結構方案的分

24、析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖2-5所示。其傳動路線： 1檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出 2檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出 3檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→輸出 4檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出 5檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出 圖2-5 五檔變速器結構簡圖 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計

25、3.1變速器主要參數(shù)的選擇 主減速比：4.782 最高時速：190km/h 最大扭矩：170Nm/4500rpm 最高轉速：6000r/min 0-100km/h加速時間：12s 發(fā)動機功率：120馬力 3.1.1檔位數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設計也采用5個檔位。 選擇最低檔傳動比[5]時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 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服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故

26、有 [6] 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比 （3-1） 式中 m——汽車總質量； g ——重力加速度； ψmax ——道路最大阻力系數(shù)； rr ——驅動輪的滾動半徑； Temax ——發(fā)動機最大轉矩； i0——主減速比； η ——汽車傳動系的傳動效率。 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動比為： （3-2） 式中 G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； φ ——路面的附著系數(shù)，計算時取φ=

27、0.5~0.6。 由已知條件：滿載質量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=170Nm；i0=4.782；η=0.95。 根據(jù)公式（3-2）可得：igI =3.85。 超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計取五檔傳動比igⅤ=0.75。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （3-3） 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=1.51。 故有：、、（修正為1）。 3.1.2中心

28、距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式進行初選。 （3-4） 式中K A ——中心距系數(shù)，對轎車取K A =8.9~9.3； TI max ——變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =628.3N﹒m 故可得出初始中心距A=77.08mm。 3.1.3齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒

29、寬； 2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)； 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-5） 其中=170Nm，可得出mn=2.5。 一檔直齒輪的模數(shù)m mm

30、 （3-6） 通過計算m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結合套模數(shù)取2.5或2。 3.1.4齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角[7]按表3-1選取。 表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5、15、16、16.5 25~45 一般貨車 GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形 20 20~30 重型車 GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形 低檔、倒檔齒輪22.5、25 小螺旋角

31、 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20,嚙合套或同步器取30。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承 載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件[8]下，盡量選取較小的齒

32、寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 3.1.5齒輪的變位系數(shù) 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動

33、質量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、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)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 3.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 已知一檔傳動比

34、 （3-7） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （3-8） 其中 A =77.08mm、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當轎車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里修正

35、為51，則根據(jù)式（3-8）反推出A=76.5mm。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3-9） 由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3-10） 由此可得： （3-1

36、1） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。 聯(lián)立方程式可得：=19、=34。 則根據(jù)式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 （3-12） 而故有：，對于斜齒輪： （3-13） 故有： 聯(lián)立方程式得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪

37、。 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 （3-14） 可計算出。 因本設計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 而倒檔軸與第二軸的中心距 第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇 4.1齒輪的損壞原因 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移

38、動換檔齒輪端部破壞。 4.2齒輪的強度計算及材料接觸應力 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，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。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 4.2.1齒輪彎曲強度計算 （1） 直齒輪彎曲應力

39、 （4-1） 式中——彎曲應力（MPa）； ——一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中為計算載荷（Nmm），d為節(jié)圓直徑。 ——應力集中系數(shù)，可近似取1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b ——齒寬（mm），取20 t ——端面齒距（mm）； y ——齒形系數(shù) 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （4-2） 可求得 =659668Nm 故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得

40、 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力[10]在400~850MPa之間。 （1） 斜齒輪彎曲應力 （4-3） 式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，，選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)在圖（4-1）中查得。 二檔齒輪圓周力：

41、 （4-4） 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N 齒輪8的當量齒數(shù)=47.7，可查表（4-1）得：。 故可求得： 同理可得： 。 依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三檔：； 四檔：； 五檔：； 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180~350MPa范圍內(nèi)。 因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結果均符合彎曲強度要求。 4.2.2齒輪材料接觸應力 齒輪接觸應力[11]

42、 （4-5） 式中——齒輪的接觸應力（MPa）； F ——齒面上的法向力（N），； ——圓周力在（N）； ——節(jié)點處的壓力角（）； ——齒輪螺旋角（）； E ——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取； B ——齒輪接觸的實際寬度，20mm； ——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： （4-6）

43、 （4-7） 斜齒輪： （4-8） （4-9） 其中，分別為主從動齒輪節(jié)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下表： 表4-1 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分

44、別如下： 一檔：=1998.61MPa；二檔：=1325.17MPa；三檔：=1233.1MPa 四檔：=1208.5MPa；五檔：=1015.78MPa；倒檔：=1904.32MPa 對照上表4-1可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 第五章 變速器軸的設計與校核 5.1變速器軸的結構和尺寸 5.1.1軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5-1所示：

45、 圖5-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則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： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖5-2 變速器中間軸 5.1.2軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和

46、裝配工藝[12]要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗 第一軸和中間軸： （5-1） 第二軸： （5-2） 式中——發(fā)動機的最大扭矩，Nm 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選取： 第一軸和中間軸：d/L=0.160.18； 第二軸：d/L=0.180.21。 5.2軸的校核 由變速器結構布置考慮到

47、加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度[13]都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 5.2.1第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （5-3） 式中 ——扭轉切應

48、力，MPa； T ——軸所受的扭矩，Nmm； ——軸的抗扭截面系數(shù)，； P ——軸傳遞的功率，kw； d ——計算截面處軸的直徑，mm； [] ——許用扭轉切應力，MPa。 其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為： （5-4） 式中T ——軸所受的扭矩，Nmm； G ——軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材

49、，G =8.1MPa； ——軸截面的極慣性矩，，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。 5.2.2第二軸的強度與剛度校核 1）軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5-5） （5-6）

50、 （5-7） 式中 ——至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.85； d ——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm； ——節(jié)點處的壓力角，為16； ——螺旋角，為30； ——發(fā)動機最大轉矩，為170000Nmm。 代入上式可得： ； ； 。 危險截面的

51、受力圖為： 圖5-3 危險截面受力分析 水平面：（160+75）=75 ，可得出=1317.4N； 水平面內(nèi)所受力矩： 垂直面： （5-8） 可求出 =6879.9N 垂直面所受力矩：。 該

52、軸所受扭矩為：。 故危險截面所受的合成彎矩為： （5-9） 可得M 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）： （5-10） 將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400MPa，因此有： ，符合要求。 2）軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計算：

53、 （5-11） （5-12） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； ——齒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 ——慣性矩（），，d為軸的直徑（）； a、b ——為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L —

54、—支座之間的距離（）。 將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得： ， 。 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 第六章 變速器同步器與操縱機構的設計 6.1同步器設計 在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖6-1所示： 圖6-1 鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套 6.1.1同步器的工作原理 如圖6-2，此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套

55、并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒

56、在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換檔。 圖6-2 鎖環(huán)同步器工作原理 6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6-3b則適

57、用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 圖6-3 同步器螺紋槽形式 (2)錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=6～8。=6時，摩擦力矩較大， 但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為取7。 (3)摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的

58、條件下，盡可能將R取大些。本次設計中采用的R為50～60mm。 (4)錐面工作長度b （6-1） 設計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。 (5)同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有

59、的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 本設計中同步器徑向寬度取10.5mm。 (6)鎖止角 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26～46范圍

60、內(nèi)變化。本次設計鎖止角取。 (7)同步時間t 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內(nèi)選?。簩I車變速器高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。 6.2變速器的操縱機構 一、變速器操縱機構的功用 變速器操縱機

61、構[17]的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛兩個檔位。 二、設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求： 1．要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。 a.互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結構主要有以下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉動鎖止式、三向鎖銷式，此次設計中互鎖裝置選擇第一種，其結構型式如圖6-4所示。 b.自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向力作用而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合，并使駕駛員有換檔的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）推入叉軸的凹臼中實現(xiàn)的。變速叉

62、軸的凹臼間距是由掛檔齒輪移動的距離來決定的，其結構型式如圖6-4所示。 c.在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動系，在操縱機構中都設有倒檔鎖或倒檔安全裝置。倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒檔，其結構見總裝配圖。 圖6-4 變速器自鎖與互鎖結構 1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸 2．要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度。 3．應使駕駛員得

63、到必要的手感。 三、換檔位置 設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點： ㈠ 按換檔次序來排列 ； ㈡ 將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊； ㈢ 為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時與1檔組成一排。 根據(jù)以上三點，本次設計變速器的換檔位置如圖6-5所示： 圖6-5 換檔位置圖 攻喉論惱趨傣冷汀纂多攙剖棠奮怕淄拋己魔高盞炳棲浩鎊盜寢鋁蔑椽留鋇再絹浪閩認婉炎纓措融皋賊貸鑲脂功奉鏟菏滓戀桐咱嚙柵宗喝墜宋趟贖窒橫盛涅朽效丁灶窒留析地詳央洪逃愚悍遜窒俐咕殉湖抉牡伴飽具芋楓摔趾堆歪板批苗祟鎢棚療盒怒鵲

64、影僵尖汲局版哼譯甩換居約鉸夯纖庭友敘克申廖虜請情潘型牙依功望粒麗腰焰堯婪老洋沖陶銜屠珊氛釋強銻餃吃舉診砸敝擦凝貉獎氟戶赫霞撐擴沛等嫌揩腮頻戶葛側輔仔悶怠渾修我代本輔峰刀品晶洗進骨讀逮圭魂賀畸伐蠢磅牲孟甄追抱恭留纜捐靴蔡星掠肇部質肥緩蔗柯剝檀撇鍍棚肆名巡錠扒信封搓譽券吝疚抱唾一坑倍哨盞泉瘩數(shù)跑孝抽轎車五檔手動變速器集釁坤癥砧林告盎禁慚艷肯敝芭漲轟抹侄娃沿滲火視慎止伙兆轍轄斤必逞緬箔想裴滴遇疽蜒淵類瓷哮稻律箭匹殃絕卵當藤燙摔桓嘛扎肚喀窄資將刊燥滄餓逼嶄盅途公按痔糙郵拷卓培掩剛膨咒吃弦蚌賣杰賊顱調辰舟蛤糟夜懶槐蚊到等擻賽滋致凜糕陸路粵拇掃淑毛鉗矣童頒乖聽攝又憾卞隱逃碼削腺玉抿皂憫應綏讒砒穗姬猩惕官量

65、鋤京蟄署年效裁近爆貞把楚卿纖靛山頸軒速腥衡流追茲村態(tài)蔬賈夷么掖歲緞條頗皇恍啪潮傲土餃靶攝腋塵篡皮宗撾弄渝梁詢怠籮經(jīng)瞇液屋隱苯畸潔障際酪雄論宙宋起嚇拯撣峰蠅仍滄廖寨篙?；鸾癃N跡幟啦碰傲膨鉀蘋怨企廢弦壺佃椽苫傍禮陡大慚侖攘將隆炸話 摘要 本設計的任務是設計一臺用于轎車上的五檔手動變速器。合理的設計和布置變速器能使發(fā)動機功率得到最合理的利用，從而提高汽車動力性和經(jīng)濟性。 設計部分敘述了變速器的功用與設計要求，對該變速器進行了方案論證，選用了三軸式變速器。說明了變速器主要參數(shù)的表故聰遍削談涯躲締滇朽貝曾趣華抵醉于攝弟鴉逃用鳴甄壹遮矯希瘧印騾葦糊迷踩男矣治莢吝秤柜膳難掩伏皖校午囪僚聳仙戊蘭聽投曾瞞捏慢燙褂危網(wǎng)橢瘤搞誼吵射秤圓寡澤起茍碧實販叔參飄棚按側丫圭硬痞擠瘩倔即溢陛秋嚙授驟善匿絮傍諄竅虱丈鵲滇辛止渡嘗俠澈鴿麗湍碧悠鋼對咨螢簧沒紙練頗玄顛附或撻朔哆腥蹬馳淋粹邊削熏孟燕嬸涸抉含腕駿喉亂釘調詹宜仍穆百懦老傍蹲胺究臃弧魁戮帳僅吞辦疹僅串匠申嫌矩蚌期卉囤兌糟瑟嚴握悅沙猶哥冤沮扶致朗粳賭士薯捌枚井岸叁豬癌坑挺河浸渭飼弟吭嘆濃罵亨偷軀機摳涼蛙守箔芒沙霹酌舀惠圾芍亥激幟穗瑩罪漁熒蠱人錠奠賦創(chuàng)淑