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車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
第一章 前 言
汽車是重要的交通運輸工具，是科學技術發(fā)展的標志。汽車工業(yè)是資金密集，技術密集，人才密集，綜合性強，經濟效益高的產業(yè)，世界各個工業(yè)發(fā)達的國家?guī)缀鯚o一例外的把汽車工業(yè)作為國民經濟支柱產業(yè)。
汽車的研究、生產、銷售、營運與國民經濟許多部門都息息相關，對社會經濟建設和科學技術發(fā)展起重要作用。
汽車也是社會物質生活發(fā)展的標志，汽車的保有量隨著國民人均收入的提高而增加，在許多發(fā)達國家中汽車已經普及到家家戶戶，促使人們的社會生活方式發(fā)生顯著的變化，但是，汽車的數(shù)量過多也會造成環(huán)境污染以及交通擁堵，交通事故等社會問題，汽車工業(yè)還必須創(chuàng)造更新的產品來適應環(huán)境保護，交通管理等方面的法規(guī)和政策的嚴格限制。
自第一輛車誕生到現(xiàn)在已經有一百多年的時間了，在這一百多年的時間里，汽車工業(yè)從無到有，迅猛發(fā)展，產量大幅度增加，技術日新月異。目前，日本、美國、歐洲等資本主義國家的汽車工業(yè)已經很成熟了，而發(fā)展中國家的汽車工業(yè)也正在崛起，但是還是需要面對很多困難，比如:技術落后，資金匱乏，人才不足，原料短缺等等。中國的汽車工業(yè)是解放以后才發(fā)展起來的，但是經過幾十年的發(fā)展已經有了翻天覆地的變化，相信在不久的將來中國的汽車工業(yè)會更加的強大。
第一章 方案選擇
§2.1 概述
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使閥動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有到黨，是汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。
對變速器題述如下基本要求：
1） 保證汽車有必要的動力性和經濟性。
2） 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。
3） 設置倒擋，是汽車能倒退行駛。
4） 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出
5） 換擋迅速、省力、方便。
6） 工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有挑擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7） 變速器應當有高的工作效率。
8） 變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。
滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。
變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進擋數(shù)和軸的形式不同分類。
在原由變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢。
§2.2變速器傳動機構布置方案
機械式變速器應具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上的到廣泛應用。
§2.2.1傳動機構布置方案分析
1.固定軸式變速器
（1）兩軸式變速器 固定軸式變速器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。
（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載發(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。
SUV柴油車屬于多功能型轎車，工況復雜多變。所以對變速器有較高的要求，要求較寬的傳動比范圍，所以選擇5加1擋變速器。此SUV車是發(fā)動機前置后輪驅動，所以采用中間軸式變速器，帶副箱的變速器倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高周的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。這樣的變速器很符合柴油SUV的工作條件，所以此車可以采用帶副箱的變速器。
第三章 變速器主要參數(shù)的選擇計算
§3.1擋數(shù)
柴油SUV是多功能轎車，可選五前進擋和一個倒擋，即5+1擋?！ ?
§3.2傳動比范圍
變速器傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的
比值，最高擋是超速擋傳動比為0.7~0.8，直接擋傳動比是1，影響最低擋傳動比的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著能力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最底穩(wěn)定行駛車速等，目前乘用車傳動比范圍在3.0~4.5之間，重質量輕些的商用車在5.0~8.0之間，其他商用車則更大。
§3.3中心距A
對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、在、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。
1、中間軸式變速器中心距A的確定
初選中心距A時，可根據(jù)下述經驗公式計算：
（3-1）
式中A為變速器中心距（mm）;Ka為中心距系數(shù)可，乘用車：Ka=8.9~9.3，
商用車：Ka=8.6~9.6，多擋變速器：Ka=9.5~11.0;Temax 為發(fā)動機最大轉矩（Nm）；i1為變速器一擋傳動比；為變速器傳動效率，取96%。
計算：Temax=225Nm i1=4.11 =0.96 Ka=9.0
§3.4外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸可，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機構的布置確定。
影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式及齒輪形式。
§3.5齒輪參數(shù)
§3.5.1各參數(shù)的初選
1.模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)有很多，如齒輪的強度、質量、噪音、工藝要求等。
初選模數(shù)時可根據(jù)經驗公式下面計算：
= (3-2)
計算： K=1 Temax=225N·m
=
=
所以初選模數(shù)為3。
2.壓力角
齒輪壓力角較小時，重合度較121212大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。
實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為
3.螺旋角
斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應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是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，齒的強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。
采用斜齒輪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T=Fa1r1=Fa2r2,為時兩軸向力平衡，需滿足
式中，F(xiàn)a1、Fa2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。
4.齒寬b
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)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等有影響。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬。
斜齒b=，取為6.0~8.5
直齒b=，取為4.5~8.0
§3.5.2一擋齒輪參數(shù)的確定
主箱齒輪參數(shù)應根據(jù)中心距、軸向力平衡條件、傳動比綜合確定。
變速箱傳動方案確定如下圖：
圖5-1變速箱傳動方案
計算一擋齒輪 Z1，Z2
圓整取A為86.5，初選mn為3，螺旋角初選為
取Z1=17，Z2=40。
修正中心距A
修正螺旋角
一擋齒輪主要參數(shù)確定如下：
Z2=40，Z1=17，=3,=
中心距修正為88mm
§3.5.3直接擋齒輪參數(shù)的確定
長嚙合擋齒輪即直接擋齒輪的計算：
A=88mm, 初選，
圓整得=52，
由 得
解得 Z8=18.93 圓整取得Z8=19
Z7=52-19=33
修正，
此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式
=
相差不大，所以可以滿足上述要求，
修正ig1, ig1=
計算得直接擋齒輪主要參數(shù)如下：
mn=3,Z8=19,Z7=33, =
一擋傳動比ig1為4.09
§3.5.4其它擋齒輪參數(shù)的確定
其它擋齒輪同理，依次按此步驟計算可得個擋齒輪主要參數(shù):
二擋齒輪主要參數(shù)：
齒數(shù)：Z4=31，Z3=24，螺旋角，端面模數(shù)mn=3
二擋傳動比ig2為2.24
三擋齒輪主要參數(shù)：
齒數(shù)：Z6=24，Z5=29，螺旋角，端面模數(shù)mn=3
三擋傳動比ig3為1.44
五擋齒輪主要參數(shù)：
齒數(shù)：Z10=16，Z9=35，螺旋角，端面模數(shù)mn=3
五擋傳動比ig2為0.79
倒擋齒輪計算：
由于倒擋使用的很少所以可以將倒擋設計成直齒輪。
選模數(shù)m=3,倒擋齒輪Z13的齒數(shù)，一般在21~23之間。
為保證倒擋齒輪的嚙合不產生運動干涉，齒輪11和12的齒頂圓指甲應保證有0.5mm以上的間隙。即;
取Z11+Z12=54，mm
則可計算得:Z11=17,Z12=37,Z13選為21，
倒擋傳動比=3.78
第四章 變速器的計算與校核
§4.1齒輪強度計算
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）、移動換擋齒輪端面破壞以及齒面膠合。與其他機械設備變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車比速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。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。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。
1. 輪齒彎曲強度計算
（1） 直齒輪彎曲應力
(4-1)
式中，為彎曲應力（MPa）；為圓周力（N），；為計算載荷（）;d 為節(jié)圓直徑（mm）;為應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，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；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），,m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，
因為齒輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入上式后得
(4-2)
當計算載荷去作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~850MPa，貨車可取下限，承受雙向教鞭載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。
（2） 斜齒輪彎曲應力
(4-3)
式中，為圓周力（N），；為計算載荷（N·㎜）；d為節(jié)圓直徑（㎜），，為法向模數(shù)（㎜）；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角（）；為應力集中系數(shù)，；b為齒面寬（㎜）t為法向齒距（㎜），；y為齒形系數(shù)，為重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關參數(shù)代入上式整理后得到斜齒輪彎曲應力為
(4-4)
當計算載荷去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180~350MPa范圍，對貨車為100~250 MPa。
計算第一軸齒輪彎曲強度，即齒輪7的彎曲強度，
彎曲應力：
2. 輪齒彎曲接觸計算
輪齒接觸應力
(4-5)
式中，為輪齒的接觸應力（MPa）；F為齒面上的法向力（N），；為圓周力（N），；d為節(jié)圓直徑；為節(jié)圓處壓力角（），為斜齒輪螺旋角（）；E為齒輪材料的彈性模量（MPa）b為齒輪接觸的實際寬度（㎜）；、為主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（㎜），直齒輪、，斜齒輪、；、為主從、動齒輪節(jié)圓半徑（㎜）。
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
滲 碳 齒 輪
液體碳氮共滲齒輪
一擋和倒擋
1900~2000
950~1500
常嚙合齒輪
1300~1400
650~700
變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應考慮。
國內汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、15MnCr5、20MnCr等合金鋼，滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。
計算第一軸齒輪接觸強度，即齒輪7的接觸強度
接觸應力：
其它斜齒輪的彎曲應力及接觸應力的計算同上，在此就不再重復，計算結果如下表:
表4-2各斜齒輪應力計算結果
齒輪
齒數(shù)
齒寬
螺旋角
彎曲應力
接觸應力
1
17
25
13.69
388.68
1926.91
2
40
23
13.69
346.21
1926.91
3
24
23
20.36
240.09
1343.55
4
31
25
20.36
249.48
1343.55
5
29
23
25.39
200.67
1260.79
6
24
25
25.39
191.81
1260.79
7
33
23
27.58
178.29
1198.58
8
19
25
27.58
170.59
1198.58
9
35
23
29.62
154.19
1184.79
10
16
25
29.62
173.76
1184.79
倒擋齒輪為直齒輪，倒擋齒輪的強度計算如下：
彎曲應力的計算：
齒輪11：
齒輪12：
齒輪12：
接觸應力的計算：
倒擋軸與中間軸嚙合齒輪副的計算：
，有效嚙合齒寬b=30㎜.
同理可得二軸與倒擋嚙合齒輪副的接觸應力
§4.2 軸的強度計算
變速器工作時，由于齒輪上的圓周力，徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉矩和彎矩。變速器的軸應由足夠的剛度和強度。剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。確定軸和齒輪的尺寸后就可以進行剛度和強度的計算。軸的強度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時只計算齒輪位置處周的撓度和轉角。第一軸嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小通常撓度不大，就可以不必計算。
1.軸剛度計算
若軸在垂直面內的撓的為，在水平面內撓度為和轉角，則可以用下式計算
(4-6)
(4-7)
(4-8)
式中，為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）E為彈性模量（MPa）；I為慣性矩，d為軸的直徑（㎜）。
2.軸的強度計算
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。在求取支點的垂直平面和水平面內的支反力和之后，計算相應的彎矩和，軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為
(4-9)
式中，；d為軸的直徑（㎜），花鍵處取內徑；W為抗彎截面系數(shù)（）。
低擋工作時，。
除此之外，對軸上的花鍵，應計算齒面的擠壓應力。
變速器軸用與齒輪相同的材料制造。
§4.2.1軸的受力分析與計算
（1） 計算中間軸上各擋位工作時齒輪對中間軸產生的力。
直接擋從動輪，
。
其它各擋工作時，各個齒輪對軸的力計算方法相同，在此就不再重復。計算結果如下表：
表4－3中間軸各齒輪對軸產生的力
齒輪
直徑（㎜）
螺旋角（）
Fr（KN）
Ft（KN）
Fa（KN）
2
52.49
13.69
5.58
14.89
3.63
4
76.8
20.36
3.95
10.18
3.78
6
96.3
25.39
3.27
8.12
3.85
8
111.69
27.58
2.87
7
3.66
10
120.78
29.62
2.71
6.47
3.68
12
51
0
5.58
15.33
0
此變速器是帶副箱的，所以有中間軸承即中間軸有中間支承。
根據(jù)材料力學疊加原理，可以通過已知的各個齒輪的作用力，計算出各個軸承對中間軸的支反力。
以一擋工作時為例，受力簡圖如下圖：
圖4－1一檔工作時中間軸受力簡圖
計算結果如下表：
表4-4各擋工作時中間軸上各軸承的支反力
齒輪
Fa
Fr
Ft
RAH
RAV
RBH
RBV
RCH
RCV
2
3.63
5.58
14.89
-7.89
8.45
-14.477
6.43307
1.25
0.77
4
3.78
3.95
10.18
-3.18
6.82
-7.8222
4.06869
1.85
1.03
6
3.85
3.27
8.12
-1.12
6.14
-4.7746
2.98283
1.21
0.81
8
3.66
2.87
7
6.1
2.5
1.29
0.77949
-0.78
0.32
10
3.68
2.71
6.47
0.11
0.05
1.29
0.24908
-0.39
0.16
1
0
5.58
15.33
6.56
-2.33
-12.13
-5.42
2.76
-0.7
表中，分別為各個齒輪的軸向力、徑向力和圓周力；分別為中間軸左，中，右三個軸承對中間軸的水平和垂直支反力。
第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，符合又小，通常撓度不大，故可以不必計算。
§4.2.2中間軸的強度校核：
1.作出彎矩圖
分別按水平面和垂直面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按下式計算出總彎矩并作出圖；
(4-10)
以一擋工作時為例中間軸受力情況如下簡圖，根據(jù)各力對軸的彎矩作彎矩圖如下：
圖4-2 軸的載荷分析圖
在彎矩和扭矩同時作用下，其應力為：
MPa
低擋工作時，[]400MPa
所以符合要求，合格。
其它各擋工作時計算方法及過程均相同，在此就不再重復。
§4.2.3軸的剛度校核
(4-11)
(4-12)
(4-13)
各擋位工作時，上式中各值見下表：
表4-5 不同擋位下各參數(shù)的值
齒輪
F1
a
b
L
F2
E
d
I
2
5.58
229.1
29
258.1
14.89
210000
44
183891
4
3.95
142.7
115.4
258.1
10.18
210000
44
183891
6
3.27
113.7
144.4
258.1
8.12
210000
39
113503.2
10
2.71
118.4
25.3
143.7
6.47
210000
37
91951.02
12
5.58
30
113.7
143.7
15.33
210000
44
183891
分別代入公式后得到計算結果見下表：
表4-6 中間軸剛度校核結果
齒輪
fc
fs
2
-0.00025
0.00823742
0.021981
4
-5.9E-05
0.03582348
0.092325
6
8.93E-05
0.04776023
0.118597
10
-9.1E-05
0.00292119
0.006974
12
9.57E-05
0.00389978
0.010714
軸在垂直平面和水平面內撓度的允許值為[]=0.05~0.1㎜,[]= 0.1~0.15㎜。齒輪在垂直平面的轉角不應超過0.002rad.
所以中間軸的剛度符合要求。
其它軸的剛度校核及強度校核方法及計算過程與此相同，在此就不在重復。
§4.2軸承壽命計算
變速器軸承在不同擋位下所受力不同，但是低速擋和倒擋的使用率很低，所校核軸承時只需校核常用擋的軸承壽命。
以三擋工作時中間軸軸端軸承的計算為例
具體計算步驟如下：
查機械設計手冊可知軸承7507E的。
1.求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。
左端軸承水平力為，垂直力為；
右端軸承水平力為，垂直力為。
，
2.求兩軸承的計算軸向力和
對于7000E型軸承，軸承派生軸向力，由機械設計手冊查得 ， 。
計算得
計算派生軸向力：
計算軸向力：
3.計算軸承當量動載荷
由機械設計手冊查得：
對軸承1
對軸承2
動載荷系數(shù) ，則
根據(jù)公式計算軸承壽命:
式中n為三擋時中間軸承的最高轉速，n=2467n/s，
取中最大值即取。
以三擋行駛速度為50公里每小時計算，可以行駛二十多萬公里，所以所選軸承符合壽命要求。
其它常用擋的軸承壽命計算方法及步驟一樣，在此就不再重復。
考慮到一二擋及倒擋使用時間很少，所以就不用計算。
第五章 變速器操縱機構及結構元件
§5.1 變速器操縱機構
根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退空擋。變速器操縱機構應該滿足如下要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全吃長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。
用于機械式變速器的操縱機構，常見的是有變速桿、撥快、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或倒擋工作，稱為手動換擋變速器。
此變速器采用直接操縱手動換擋操縱機構
當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接按在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用
§5.2 變速器結構元件
1.變速器齒輪
變速器齒輪可以和軸設計為一體或者與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。
齒輪尺寸小又與軸分開時，其內徑直徑到齒根圓處的厚度b影響齒輪強度。要去尺寸b應該大于或者等于齒輪危險截面處的厚度，為了使齒輪裝在軸上以后保持足夠大的穩(wěn)定性 ，齒輪輪轂部分的寬度尺寸C，在結構允許條件下應該盡可能取大些，至少滿足尺寸C=（1.2~1.4）c.變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在0.80~0.40范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級，
2．變速器軸
變速器軸多數(shù)情況下經軸承安裝在殼體
的軸承孔內，第一軸前端和中間軸式變速器的第二軸前端，分別裝在飛輪內腔，第一軸常嚙合齒輪的內腔里。倒擋軸為固定壓入殼體孔中并固定不動的光軸。
由上述可知，變速器軸上裝有軸承、齒輪、軸套等零件有的軸上又有矩形花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利的拆下軸上各零件，此外還應當注意工藝上的有關問題。
3.同步器設計
同步器有常壓式、慣性增力式和慣性式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器，結構如下圖：
圖5-1 鎖環(huán)式同步器
1-嚙合套座 2、7-鎖環(huán)(同步錐環(huán)) 3-滑塊 4-鋼球 5-嚙合套 6-彈簧
4．變速器殼體
變速器殼體尺寸應該盡可能小，同時質量也要小，并有足夠大的剛度，來保證軸和軸承工作時不會歪斜。
為了加強殼體的剛度，在殼體上應該設計加強肋。
為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔和放油孔，注油孔應設計在潤滑油所在平面處同時利用它作為檢查油面的檢查孔，放油孔應設計在變速器殼體最低處。
為了減小質量，變速器殼體采用鋁合金鑄造是壁厚取3.5~4mm。采用鑄鐵殼體時壁厚取5~6mm。增加殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質量增加，并且消耗材料，提高了成本。
第六章 結 論
本此設計是設計柴油SUV變速器，伴隨汽車工業(yè)的發(fā)展與成熟變速器也不斷走向成熟，但其傳統(tǒng)設計理念，方法，經驗仍需不斷地堅持、改進和繼承。
我認為本次設計的變速器有以下特點。1. 采用主副變速箱，傳動比變化大可以滿足不同工況要求；2. 結構簡單，易于生產，使用和維修方便，價格低廉；3. 換檔平穩(wěn)、可靠，噪聲低，使用壽命長；4. 變速器采用直接操縱機構，結構簡單，安裝方便。
此外，變速器的設計涉及全面系統(tǒng)機械知識、汽車理論以及生產實踐經驗，且受本人水平所限，設計存在許多不足之處。本次設計中在各齒輪參數(shù)選擇上是按受力最大的那個齒輪強度選擇的，因此在一擋、倒檔滿足強度的情況下，其他各檔及常嚙合齒輪強度會有很大富余，這樣會使變速器結構變大，因此本次設計的不理想之處是未能實現(xiàn)等強度設計，未能達到優(yōu)化設計的要求。同時在說明書中符號的使用上有點亂。
本次設計是對我所學知識的一次綜合檢驗和全面考察。通過這次設計不僅使我加深了對專業(yè)知識的理解，也提高了自己獨立思考問題、解決問題的能力。最終在規(guī)定時間內較完整地完成了設計任務，達到了系統(tǒng)的學習運用專業(yè)知識，提高個人工作學習能力和鍛煉團隊合作精神的目的。
參考文獻
[1]徐灝，邱宣懷，蔡春源等.機械設計手冊（第四卷）.北京：機械工業(yè)出版社，1991：
[2] 徐灝，邱宣懷，蔡春源等. 機械設計手冊（第三卷）.北京：機械工業(yè)出版社，1987：
[3]王望予.汽車設計.第四版.北京：機械工業(yè)出版社，2004：
[4]王昆，何小柏，汪信遠.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，2003：
[5]濮良貴，紀名剛.機械設計.北京：高等教育出版社，1999：
[6]劉惟信.機械可靠性設計.北京：清華大學出版社，1996：
[7]侯洪生.機械工程圖學.北京：科學出版社，1999：
[8]閻蔭棠.幾何量精度設計與檢測.北京：機械工業(yè)出版社，1995:
[9]陳家瑞.汽車構造.第三版.北京：機械工業(yè)出版社，2004：
[10]諸文農.底盤設計（上冊）.北京：機械工業(yè)出版社，1981：
[11]余志生，趙六奇，夏群生.汽車理論.第三版.北京：機械工業(yè)出版社，2000：
[12]臧杰，閻巖.汽車構造（下冊）.北京：機械工業(yè)出版社，2005：
[13]劉鴻文.簡明材料力學.北京：高等教育出版社，2000：
[14]孫桓，陳作模.機械原理.北京：高等教育出版社，2004：
[15]編纂委員會.汽車百科全書. 北京：機械工業(yè)出版社，1992：
[16]吉林工業(yè)大學拖拉機教研室編.拖拉機構造.北京：機械工業(yè)出版社，1974.
[17] 吉林工業(yè)大學程悅蓀主編.拖拉機設計.北京：中國農業(yè)機械出版社，1981.
[18]吉林工業(yè)大學、北京農機學院等主編.拖拉機地盤結構設計圖冊.機械工業(yè)出版社，1974.
致 謝
畢業(yè)設計是對我所學專業(yè)知識的最全面考查和檢驗，也為自己將要進入社會邁開第一步。我是懷著極大的熱情和信心相信能夠把本次設計做好，為即將走向工作崗位的我邁開堅實的一步。
萬事開頭難，缺乏實踐經驗的我遇到了許多難以解決的困難和問題。由于指導李水良老師在設計中一直密切關注，給了我耐心細致的指導，提供了大量的參考書，講述了許多實際生產中常見問題的解決辦法，這些都是我能夠順利完成本次設計必不可少的。同時也得到其他指導老師及熱心同學的幫助，所有這些都是我能夠順利完成設計不可或缺的。在這里特別向一直對我畢業(yè)設計提供幫助，一直密切關注的李水良老師表示感謝；也向那些對我畢業(yè)設計提出寶貴意見的老師同學們表示誠摯的謝意！
2007年6月
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