輕型客車四檔中間軸式變速器設計課程設計計算說明書

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1、 汽車設計課程設計計算說明書 題 目：輕型客車四檔中間軸式變速器設計 院 別： xxxxxx 專 業(yè)： xxxxx 班 級： xxxxxxxx 姓 名： xxxxxxxxxxx 學 號： xxxxxxxxxxxxxxxxx

2、 指導教師： xxxxxxxxxxxxxx 二零一五年一月十九日 一、變速器的功用與組成 - 4 - 1.變速器的組成 - 4 - 二、變速器的設計要求與任務 - 5 - 1.變速器的設計要求 - 5 - 2.變速器的設計任務 - 5 - 三、變速器齒輪的設計 - 6 - 1.確定一擋傳動比 - 6 - 2.各擋傳動比的確定 - 7 - 3.確定中心距 - 8 - 4.初選齒輪參數(shù) - 9 - 5.各擋齒數(shù)分配 - 11 - 四、變速器的設計計算 - 16 - 1.輪齒強度的計算 - 16 - 2

3、中間軸的強度校核 20- 五、結(jié)論 - 27 - 參考文獻 - 28 - 摘 要 現(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。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范圍內(nèi)工作。 本次設計的是輕型客車變速器設計。它的布置方案采用四檔中間軸式、同步器換擋，并對倒擋齒輪和撥叉進行合理布置，前進擋采用圓柱斜齒輪、倒檔采用圓柱直齒輪。兩軸式布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下，減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊

4、。 首先利用已知參數(shù)確定變速器各擋傳動比、中心矩，然后確定齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長度、高度和中間軸及二軸的軸徑，然后對中間軸和各擋齒輪進行校核，驗證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖及零件圖。 設計結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強度的校核滿足設計要求，設計結(jié)構(gòu)合理。 關(guān)鍵詞：輕型客車、四檔變速器、中間軸式、同步器 一、變速器的組成 1.變速器的組成 速器通常設有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)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分離

5、。變速器還應能進行動力輸出。手動變速器基本上是由齒輪、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內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達到的。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)動機與傳動系分離。 變速器由變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。根據(jù)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。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(zhuǎn)軸式 多中間軸式 雙中間軸式 中間軸式 兩軸式

6、 2、 變速器設計要求與任務 1.變速器的設計要求 ① 正確地選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，并使之與發(fā)動機參數(shù)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(jīng)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分離；使汽車可以倒退行駛。 ③ 體積小、質(zhì)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(guān)標準和法規(guī)。 ⑧ 需要時應設置動力輸出裝置。 2.變速器的設計任務 1) 同步器

7、換擋，進行所有齒輪參數(shù)的設計和計算 2) 對一擋齒輪的接觸強度和彎曲應力進行校核，以及中間軸的強度校核； 3) 繪制常嚙合齒輪和中間軸的CAD圖。 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(Nm) 160 最高車速(Km/h) 100 汽車總質(zhì)量(Kg) 2270 額定轉(zhuǎn)速(r/min) 3800 爬坡度(%) 30 車輪滾動半徑(m) 0.33 主減速比 5.1 驅(qū)動輪上法向作用力(N) 10810 道路最大阻力系數(shù) 0.278 汽車傳動系的傳動效率 0.9 三、變速器齒輪的設計 1.確定一擋傳動比 本設計最高檔位是四檔，

8、傳動比為1.0。考慮到汽車在平坦硬路面上行駛時的燃油經(jīng)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(jīng)濟性由發(fā)動機及驅(qū)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(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)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(qū)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(qū)動力用于克服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(zhì)量； 　　　—重力

9、加速度； —道路最大阻力系數(shù)； —驅(qū)動車輪的滾動半徑； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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(shù)； —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） 　　　　　　　　　 ＝ =2.7789 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件有： （3.3） 式中：—汽車

10、滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，計算時取70%mg； 　　　—道路的附著系數(shù)，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） =4.1984 變速器一檔傳動比的范圍為： 根據(jù)本設計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比。 2.各擋傳動比的確定 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

11、論上是按公比查文獻[1，4-4]可知： （3.5） 的幾何級數(shù)排列，式中為檔位數(shù)（），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(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比應小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理配合。因此初選各檔傳動比： 一檔傳動比　　　 二檔傳動比　　 三檔傳動比　 四檔傳動比 3.確定中心距 對中間軸式四檔變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中

12、間軸中心線之間的距離。變速器的中心距對其尺寸及質(zhì)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(jù)對已有變速器的統(tǒng)計數(shù)據(jù)而得出經(jīng)驗公式進行初選，查文獻[1，4-4]可知： 　　　　　　　　　　　 （3.6） 式中： —中心距系數(shù)，轎車取K=8.9~9.3，貨車取K=8.6~9.6，多檔變速器取K=9.5~11； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Nm； —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： =76mm 符合乘用車變速器的中心距變化范圍65~80mm。 初選：A=76mm

13、 變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過度）齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.0~3.4)。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 　　　　　　　 四檔—— 　　　　　　　　 　五檔—— 　　　　　　　　　 六檔—— 　　當變速器選用的檔數(shù)和同步器時，上述中心距應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距最好為正數(shù)。 軸向尺寸處取 mm 4.初選齒輪參數(shù) （1）模數(shù)： 對輕型客車，對舒適性和操

14、縱穩(wěn)定性要求較高，故齒輪模數(shù)大小要適合；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。 選取齒輪模數(shù)時一般遵守的原則是在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，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(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，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(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)；變速器低檔齒輪應選用大些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。 變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表： 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車型 輕型客車發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0

15、＜V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 >14.0 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.0 所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定， 一檔齒輪初選=2.75mm；其它檔位初選mm （2）壓力角 理論上對于輕型客車，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(guī)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。 （3）螺旋角 隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在

16、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。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。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。 從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，以15~25，宜取 （4）齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，在我國齒頂高系數(shù)為1.00。 （5）根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬： 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0，=6.0

17、 mm 斜齒，取為6.0~8.5，=8.0 mm 5.各擋齒數(shù)分配 圖 3.7 四檔變速器傳動方案簡圖 一檔傳動比： （3.8） 先求其齒數(shù)合，再求和的齒數(shù)，就可以確定一檔傳動比。 斜齒 直齒 （3.9） 計算后取為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使的傳

18、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(shù)多些，以便在其內(nèi)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(shù)又不易取多。乘用車中間軸式變速器一檔傳動比=3.5~3.8時，中間軸上一檔齒數(shù)可在=15~17之間選取，貨車可在12~17之間選用。一檔大齒輪齒數(shù)用計算求得。 由公式（3.9）得： 初選=17，則=56 - 17 = 39 對中心距進行修正： =

19、=77 mm 常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 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(shù)；然后核算一檔傳動比，最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3.11）算出精確的螺旋角。 聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得： 解方程組

20、 解得： 由公式（3.11）算出精確的螺旋角： = = = 確定其它各檔的齒數(shù) 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

21、： 解方程組 解得： 三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時， （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： 確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近。倒檔齒輪的齒數(shù)，一般在21~28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

22、： （3.18） 由公式（3.18）得： =59.125 mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，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 =172.75 =46.75mm mm mm 由公式（3.19）得

23、 =259.125-52.25-1 =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） =85 mm 確定各檔齒數(shù)后重新計算各檔傳動比 一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 4、 齒輪校核 1.輪齒強度的計算 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

24、成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。 4.1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（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； —應力集中系數(shù)， =1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬(mm)； —端面齒距，； —齒形系數(shù)，=0.46

25、因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)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(zhuǎn)距時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在400~800MPa, 查文獻[2，3-4]可知，[]=600 MPa。 由公式（4.2）得： = =183.85MPa<[] 滿足設計要求。 （2）二檔斜齒輪彎曲應力，查文獻[2，3-4]可知：

26、 （4.3） —彎曲應力（MPa）； —圓周力（N），；為計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； —斜齒輪螺旋角( )，=20； —應力集中系數(shù)， =1.50； —齒寬(mm)； —法向齒距，； —齒形系數(shù)，=0.47 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應力為：

27、 （4.4） 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應力在180~350MPa, 查文獻[2，3-4]可知， []=320 MPa。 由公式（4.4）得： = =244.38MPa<[] 滿足設計要求。 4.2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

28、)； —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 950~1000 1900~2000 一檔和倒檔齒輪 650~700 1300~1400 常嚙合齒輪和高檔齒輪 計算二軸一檔直齒輪接觸應力 N N mm mm 由公式(4.5)得：

29、 =145.73 MPa<[] 滿足設計要求。 本設計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 2.中間軸的強度校核 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(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)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 在已知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

30、直徑可根據(jù)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

31、角 圖4.1 二軸結(jié)構(gòu)簡圖 因為二軸一檔齒輪是直齒輪，所以，軸向力。 圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)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 =10594.63N 由公式（4.7）計算二軸一檔齒輪所受徑向力為： = =1008.40 N 垂直力計算： = 144.06N ∴ 水平力計算： =1513.52N ∴N 彎矩計算： Nmm Nmm 計算轉(zhuǎn)矩： Nmm 作用在齒輪上的和使軸在鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而使軸在水平面內(nèi)彎曲

32、變形并產(chǎn)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(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸向應力查文獻[2，3-4]可知： （MPa） （4.8） 式中： —計算轉(zhuǎn)矩，Nmm; —軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm； —彎曲截面系數(shù)，mm； —在計算斷面處軸的水平彎矩，Nmm； —在計算斷面出軸的垂向彎矩，Nmm； —許用應力，在低檔工作時查文獻[2，3-4]可知MPa. Nmm 由公式（4.8）得： =113.85MPa. 對齒輪工作影響最大的是軸的垂

33、向撓度和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)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(nèi)的變形 b)軸在水平面內(nèi)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，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，查文獻[2，3-4]可知： （4.9）

34、 （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(zhuǎn)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

35、 計算垂直面內(nèi)撓度 由公式（4.9）得： = =0.00171mm 計算水平面內(nèi)撓度 由公式（4.10）得： = =0.0179mm 計算軸的轉(zhuǎn)角，由式（4.11）得： = =0.000058rad 計算軸的合成撓度 由公式（4.12）得： = =0.01798mm〈 軸的垂向撓度的容許值=0.05~0.10mm；軸的水平撓度=0.10~0.15mm;軸斷面的角不應大于0.002rad。經(jīng)過驗算，變速器二軸滿足設計要求。 五、結(jié)論 本次課程設計是四檔中間軸式變速器，變速器作為是車輛不可或缺的一部分，是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，其中機

36、械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高，這是變速箱演變過程的首要催產(chǎn)素。對于我們即將踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接懞蛯W習的。 對于本次設計的變速器來說，采用較大的傳動比變化范圍，在保證汽車必要的動力性和經(jīng)濟性的基礎上，其扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求。結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用同步器掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，操縱舒適度增加，噪聲降低，輪齒不易損壞。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設計要求上都進行了詳細計算的校荷，因此具有一定的實用性。 通過本次的課程設計，我對中間軸式

37、四檔變速器有了更深刻的認識，在機械技術(shù)發(fā)達的今天，人們對變速器的要求一定會越來越高，通過對變速器各方面的考慮，我想在今后對變速器設計的時候能在各方面做到優(yōu)化。在以后的工作和學習中，我會繼續(xù)學習和研究變速器技術(shù)，以求設計更加優(yōu)越和經(jīng)濟。 畢業(yè)之即，這次的設計是對我大學學習的一次綜合性檢驗，更是一次綜合的學習過程。課程設計不僅使我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎。 在完成課程設計的過程中，我要感謝給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W們。 參考文獻 [1] 羅永革.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2011 [2] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3] 李風平.機械圖學[M].沈陽：東北大學出版社 2003 [4] 甘永立.幾何量工差與檢測[M].上海：上?？茖W技術(shù)出版社 2003 [5] 高延齡.汽車運用工程[M].第二版.北京:人民交通出版社，2001 [6] 鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構(gòu)造與駕駛[M].長沙:中南大學出版社，2002 [7] 肖盛云 徐中明.汽車運用工程基礎[M].重慶:重慶大學出版社，1997 [8] 鄧亞東等主編 [M]汽車設計 遼寧：人民交通出版社出版，2003 - 27 -