分类号：
单位代码 ：10452
本科专业职业生涯设计
我的汽车技能培训师之路---
五档机械式有级变速器的设计
姓 名
学 号
年 级 2007
专 业 车辆工程
系 （院） 工学院
2011年 5 月 6 日
目录
第一部分 . ................................................................................................... - 4 - 我的汽车技能培训师之路 . ....................................................................... - 4 -
1 客观认识自我 . ................................................................................. - 4 -
1.1 自我认识 . ................................................................................ - 4 -
1.2 他人评价 . ................................................................................ - 4 - 2 科学分析 . ......................................................................................... - 5 -
2.1 我的专业技能简介 . ................................................................ - 5 -
2.2 学校环境分析 . ........................................................................ - 5 -
2.3 社会环境分析 . ........................................................................ - 5 - 3 目标职业评估 . ................................................................................. - 5 -
3.1 职位名称 . ................................................................................ - 5 -
3.2 岗位要求 . ................................................................................ - 6 -
3.3 工作内容 . ................................................................................ - 6 -
3.4 工作条件 . ................................................................................ - 6 -
3.5 就业和发展前景 . .................................................................... - 6 - 4 实现目标 . ......................................................................................... - 6 - 总结 ...................................................................................................... - 8 - 第二部分 . ................................................................................................... - 9 - 五档机械式有级变速器的设计 . ............................................................... - 9 - 摘 要 .......................................................................................................... - 9 - ABSTRACT . ................................................................................................. - 10 -
1机械式变速器方案的确定 . ............................................................ - 11 -
1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 .......................... - 11 -
1.2变速器主要零件结构的方案分析 . ....................................... - 13 - 2 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 ............................... - 14 -
2.1 变速器主要参数的选择 . ...................................................... - 14 -
2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 . ....................................... - 17 -
2.3 齿轮变位系数的选择 . .......................................................... - 19 - 3 变速器齿轮的强度计算与材料的选择........................................ - 20 - 4 变速器轴的强度计算与校核 . ....................................................... - 23 -
4.1变速器轴的结构和尺寸 . ....................................................... - 23 -
4.2 轴的校核 . .............................................................................. - 24 - 结论 .......................................................................................................... - 28 - 收获与体会 . ............................................................................................. - 29 - 参考文献 . ................................................................................................. - 30 - 致谢 .......................................................................................................... - 31 -
第一部分
我的汽车技能培训师之路
1 客观认识自我
1.1 自我认识
生理自我, 身体素质比较好，精神饱满，朝气蓬勃。热爱运动，有长跑的潜质。爱好登山和徒步旅行。尤其喜欢球类运动，比如乒乓球，羽毛球等等。
我的个性：优点：包容和心细，还乐于助人；有责任感，诚实守信；有一定的洞察能力和辩证思维；善于与人沟通，有团队合作精神；做事有条理，遇事比较镇静从容；虚心好学，善于吸收别人的优点；积极主动，心态乐观，善于合理利用周围的资源。 缺点：不够耐心，反应慢半拍，说话比较直，过于愤世嫉俗，生活中处事的魄力有待加强。
人文素质方面：我从小比较喜欢看一些优美的文章，喜欢安静的环境思考问题；喜欢悠闲的在户外散步，放飞一下年轻的心情；喜欢独处一禹，感悟人生哲理，感受生活的美好，在生活中用心灵，用笔尖，去捕捉优美的世界。
学习方面：很喜欢数字的逻辑思维，中国古典哲学的生活智慧，善于向优秀的人学习其人生智慧。
工作方面：有条不紊地处理事情是一种生活的享受，与人讨论学术问题是思想的升华，团队合作是协调能力的一种体然，是对自己的要求和对他人的包容。
1.2 他人评价
2 科学分析
2.1 我的专业技能简介
主修课程：机械原理，汽车构造、汽车理论，汽车设计，发动机原理，汽车专业英语, 机械原理等等
实践学习:发动机拆装实习，汽车维修实训，汽车驾驶学习，中国一拖参观实习，临沂大学机械厂金工实习等等
2.2 学校环境分析
(1)我校过往就业情况及趋势
校的总体就业情况为：总就业率较高，近年学校各专业的毕业生就业情况都在稳步前进，特别是工科，特别是去年临沂大学正式挂牌，你相信我校的就业形势会更加美好，考研也会更加有优势。
(2)我的专业就业情况分析
我就读的专业是车辆工程。我校每年毕业生初次就业率都超过90%，总体就业率达98.36％，居全省同类院校的前列。车辆工程作为我校最有影响专业之一，就业前景很好。
2.3 社会环境分析
“2011年，全国的就业形势依然严峻！”在前不久举行的2011年全国普通高校毕业生就业工作会议上，劳动保障部副部长张小建在对2011年的就业状况进行分析时给出了这样的判断。2011年全国普通高校毕业生人数将达600多万，比2010年增加82万，同比增幅达19.9%。
张小建表示，妥善解决国有企业下岗失业人员历史遗留问题的任务仍然很重，新成长劳动力已进入高峰期，特别是高校毕业生明年增量多、压力大，整个就业市场需求岗位的总体状况相对趋紧。
在去年年底中国毕业生网发布的2011年大学生就业形势分析与预测报告中，我们使用了“就业寒流”来形容大学生就业形势，而根据张小建副部长的判断我们只能用就业的冬天来描述2011年大学生就业形势。
3 目标职业评估
3.1 职位名称
汽车技能培训师
3.2 岗位要求
汽车行业方面相关经验3年以上；售后经验5年以上，汽车或相关专业本科及以上学历；具有工程师资质；熟悉汽车理论、汽车构造专业知识及汽车维修知识。动手操作能力强，特别是对于汽车的结构和某些特定单元有基本的操作和拆装经验。
3.3 工作内容
为汽车经销商提供汽车专业技术培训；现场实际操作，特定问题诊断及测试；汽车理论知识讲解。
3.4 工作条件
工作场所：课堂。
工作氛围：互动性强。
3.5 就业和发展前景
从全国来看，目前汽车从业人员中，普通的维修人员供不应求，拥有高素质的汽车研发人员有相当的缺口，而高级汽车工程师更是十分短缺。在中国未来的一些年里，从事汽车技能培训工作是十分有前景的。
4 实现目标
心动就要付诸行动！我将要以良好的成绩和积极好学的实际行动让目标得以实现。
由于社会环境、家庭环境、组织环境、个人成长曲线等变化以及各种不可预测因素的影响，一个人的职业生涯发展往往不是一帆风顺的。为了更好地主动把握人生，适应千变万化的职场世界，拟定一份备选的职业生涯规划方案是十分必要的。
总结
有人认为追求额目标越大，其人生价值越大，其正确的一面突出了人的理想和追求，以及努力奋进，多做贡献的精神。可我认为人要有理想，有一种精神。但又能从实际出发，脚踏实地做好工作。在任何时间任何地点只要做好完善自身和贡献社会的统一，就能实现自己的人生价值。
在做职业生涯设计的这段时间里，我明白计划赶不上变化，世事无常，很多事情都是无法预料的，然而有一定的规划却是必要的，因为我相信，凡事预则立，不预则废。职业规划，让努力更有方向！我相信，机会是留给有准备的人。我相信， 自己的未来，自己有责任去自我管理，自己作主！
对于大学生而言，就业形势是无法选择的，但就业模式和就业观念则是可以并完全由我们自主掌握。那么，作为一名即将踏入社会的大学生，要未雨绸缪的进行规划就业就显得尤为重要。
第二部分
五档机械式有级变速器的设计
摘 要
变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的交换，即实现换档，以达到变速变距。变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。变速器应保证汽车具有高的动力性和经济性指标，工作可靠、操纵轻便、重量轻、体积小、噪声小、传动效率高等等。本文对变速器齿轮进行了强度计算和校核，对变速器轴的强度也进行了校核，变速器主要参数的选择和主要零件的设计。
关键词：传动机构、操纵机构、齿轮，变速器轴
ABSTRACT
Transmission is one of the most important components in automobile transmission. Transmission box is made up by transmission and control mechanism. The main function of transmission is to change the value of torque, rotational speed and direction, and the control mechanism is to control the primary role of transmission, transmission gear ratio to achieve the exchange, the realization of shift is in order to achieve variable speed pitch. Transmission function is based on the vehicle in different driving conditions request to change the engine's torque and speed, so that a suitable vehicle traction and speed, while keeping the engine in the most favorable conditions range. Vehicles with high transmission power and economy indicators, reliable, manipulating light, light weight, small size, low noise, transmission efficiency should been ensured . In this paper, transmission gears were strength calculation and checking, the strength of the transmission shaft have also been checked, the main parameters of transmission choice and major parts of the design.
KEY WORDS：Transmission ，Control mechanism ，Gear ，Transmission shaft
1机械式变速器方案的确定
1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择
1、有级变速器的选择
有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.96~0.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。
首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比。目前，轿车变速器的传动比范围为3.0~4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0~8.0；越野车与牵引车为10.0~20.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达6~16个甚至20个。
变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。
有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。
2、选择三轴式变速器
三轴式变速器如图1-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其它前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其它各档的传动效率有所下降。
图1-1 轿车中间轴式四档变速器
1— 第一轴；2—第二轴；3—中间轴
有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用了中间轴式变速器
3、倒档传动方案
本设计方案如图1-2所示，该方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。
图1-2 变速器倒档传动方案
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以中间轴式变速器的低档与倒挡，布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。
1.2变速器主要零件结构的方案分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。
1、齿轮型式的选择
与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。
2、换档结构型式的确定
换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图1-3所示：
图1-3 锁环
步器
l 、4-同步
同步器齿
接合套;5-弹
—滑块;7-止动球;8-卡环;9—输出轴;10、11-齿轮 式同环;2-鼓;3-簧;6
采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同
时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
2 变速器主要参数的选择与主要零件的设计
2.1 变速器主要参数的选择
1、档数和传动比的选择
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑确定。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有
T e m a x i g I ηi 0
r r T ≥m g (f c o αs m a x +s αi n m a x =) m ψg m a x
则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为
mg ψmax r r i g ≥ T e max i 0η （2-1）
式中 m -----汽车总质量；
g ----重力加速度；
ψm a x ----道路最大阻力系数；
r r ----驱动轮的滚动半径；
T e m a x ----发动机最大转矩；
i 0----主减速比；
η----汽车传动系的传动效率。
根据驱动车轮与路面的附着条件
T e max i g 1ηT ≤G 2ϕ r r
求得的变速器I 档传动比为：
G 2ϕr r i g 1≤T e m a i x η0T （2-2）
式中 G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；
φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。
由已知条件：满载质量 1800kg ；
5=170N ⋅m i o =4. 78 2r r =337. 2m 5m T e m a x η=0. 9 根据公式（2-2）可得：i g 1=3.85。
超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计去五档传动比i gv =0.75。
中间档的传动比理论上按公比为：
q =n （2-3）
的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：q =1.51。
故有：g Ⅱ
i =2.55 i g Ⅲ=1.69
i g Ⅳ=1.12(修正为1)
2、中心距的确定
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
A =K (2-4)
式中 K A ----中心距系数。对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；对多档
主变速器，K A =9.5~11；
T Ⅰmax ----变速器处于一档时的输出扭矩：
T Ⅰmax =T e max i g 1η=628.3N ⋅m
故可得出初始中心距A=77.08mm 。
3、轴向尺寸的确定
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A 。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：
四档(2.2~2.7) A
五档(2.7~3.0) A
六档(3.2~3.5) A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K A 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。
本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3⨯77.08mm=231.24mm， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
4、齿轮参数
（1）齿轮模数
建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。
第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n
m n =0. (2-5) 其中T e max =170Nm，可得出m n =2.5。
一档直齿轮的模数m
通过计算m =3。
同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取2~3.5。本设计取2.5。
（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。
表2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角
m n =0. (2-6)
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°, 啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。
应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
齿轮宽度b 的大小直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm
第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。
2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可
根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案
来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明
分配各档齿数的方法。
1. 确定一档齿轮的齿数
一档传动比
（2-7） Z 2Z 9i g 1=⋅Z 1Z 10 为了确定Z 9和Z 10的齿数，
先求其齿数和Z ∑: 2A
Z ∑= （2-8） m
其中 A =77.08mm、m =3；故有Z ∑=51. 4。
当轿车三轴式的变速器i gI =3. 5~3. 9时，则Z 10可在此处取15~17范围内选择，Z 10=16，则可得出Z 9=35。
上面根据初选的A 及m 计算出的Z ∑可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从Z ∑及齿轮变位系数反过来计算中心距A ，再以这个
修正后的中心距作为以后计算的依据。
这里Z ∑修正为51，则根据式（2-8）反推出A =76.5mm
图2-1 五档变速器示意图
2. 确定常啮合齿轮副的齿数
由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比
Z 2Z 10=i g 1⨯ （2-9） Z 1Z 9
由已经得出的数据可确定Z 2=1.76 ① Z 1
而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 m n (Z 1+Z 2)
A =2cos β （2-10） 2A cos β
由此可得：Z 1+Z 2= (2-11) m n
而根据已求得的数据可计算出：Z 1+Z 2=53 ②
① 与②联立可得：Z 1=19、Z 2=34
则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为：i gI =3.91 。
3. 确定其它档位的齿数
二档传动比 i g Ⅱ=
而i g Ⅱ=2.55故有：Z 2Z 7⋅（2-12） Z 1Z 8Z 7=1.425 ③ Z 8
2A cos β
对于斜齿轮，Z ∑=m n
故有：Z 7 （2-13） +Z 8=53 ④
、Z 8=22 ③ 联立④得：Z 7=31
按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 Z 5=26、Z 6=27；四档齿轮 Z 3=16、Z 4=37
4. 确定倒档齿轮的齿数
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比i gr 取
3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z 12=13。
而通常情况下，倒档轴齿轮Z 13取21~23，此处取Z 13=23。
由
Z 11Z 13Z ⋅⋅ i gr =Z 13Z 12Z
可计算出Z 11=27。 （2-14） 12
故可得出中间轴与倒档轴的中心距
1A '=m n (Z 12+Z 13) =50mm (2-15) 2
而倒档轴与第二轴的中心:
(2-16) 1
A ''=(Z 11+Z 13) =72.5mm 2
2.3 齿轮变位系数的选择
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。
为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。
由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。
变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。
总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。
根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。
变位系数 ζ=17-Z
17 （2-17）
式中 Z 为要变位的齿轮齿数
3 变速器齿轮的强度计算与材料的选择
汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。因此，用比计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr 。
1、齿轮弯曲强度计算
（1） 直齿轮弯曲应力σW
F t 10K σK f σw =bty
（3-1）
式中，σW ----弯曲应力（MPa ）；
F t 10----一档齿轮10的圆周力（N ）， F t 10=2T g /d
F 10=2T g d ；其中 T g 为计算载荷（N ·mm ），d 为节圆直径
K σ ----应力集中系数，可近似取1.65；
K f ----摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；
b ----齿宽（mm ），取20
t ----端面齿距（mm ）；
y----齿形系数，如图3-1所示。
图图3-1 齿形系数图
当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为： T g =T e max ⋅Z 9Z 2⋅ （3-2） Z 10Z 1
=170⨯1000⨯2.18⨯1.78
=659668Nm 故由F 10=2T g d 可以得出F t 10；再将所得出的数据代入式（3-1）可得
σw 10
σw 9
力在400~850MPa 之间。 =651.3MPa =533.01MPa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩T e max 时，一档直齿轮的弯曲应
（2） 斜齿轮弯曲应力 σw F 1K σ= （3-3） btyK ε
=z /cos 3β在图（3-1）中查得。 （3-4） 式中 K ε为重合度影响系数，取2.0；其它参数均与式（3-1）注释相同，K σ=1.50， 选择齿形系数y 时，按当量模数z n 二档齿轮圆周力：F t 8=F t 7=2T g
d 8
=F t 7=6798.8N 根据斜齿轮参数计算公式可得出：F t 8
齿轮8的当量齿数z n =z /cos 3β=47.7，可查表（3-1）得：y 8=0.153。
故 σw 86798.8⨯1.5==212.28MPa 20⨯7.85⨯0.153⨯2
同理可得： σw 7=231.99MPa
依据计算二档齿轮的方法可以得出其它档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：
σw 5=276.2MPa
三档： σw 6=266.4MPa
σw 1=211.5MPa
四档： σw 2=197.4MPa
σw 3=218.8MPa
五档： σw 4=216.98MPa
当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。
2、齿轮接触应力 σj
σj = （3-5） σj ----齿轮的接触应力（MPa ）；
o s c (/o s c ) α F----齿面上的法向力（N ），F =F 1式中：
F 1 ----圆周力在（N ）, F 1β； =2T g /d
α----节点处的压力角（°）；
β----齿轮螺旋角（°）；
E ----齿轮材料的弹性模量（MPa ），查资料可取E =190⨯103MPa ；
b ----齿轮接触的实际宽度，20mm ；
ρz 、ρb ----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm ）；
直齿轮： ρz
ρb =r z sin α （3-6） =r b sin α （3-7）
2ρ=r sin α/cos β （3-8） )斜齿轮： z (z
ρb =(r b sin α)cos 2β （3-9）
其中，r z 、r b 分别为主从动齿轮节圆半径（mm ）。
将作用在变速器第一轴上的载荷T e max 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力ρj 见下表：
表3-1 变速器齿轮的许用接触应力
通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：
一档：σj 1=1998.61MPa
二档：σj 2=1325.17MPa
三档：σj 3=1233.1MPa
四档：σj 4=1208.5MPa
五档：σj 5=1015.78MPa
倒档：σjR =1904.32MPa
对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。
4 变速器轴的强度计算与校核
4.1变速器轴的结构和尺寸
1、轴的结构
第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示：
图4-1 变速器第一轴
中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：
图4-2 变速器中间轴
2、确定轴的尺寸
变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：
第一轴和中间轴： d
第二轴：
d =(0.4~0.5) Amm （4-1） = （4-2） 式中 T e max ----发动机的最大扭矩，N ·m
为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d 与轴的长度L 的关系可按下式选取：
第一轴和中间轴： d/L=0.16~0.18
第二轴： d/L=0.18~0.21
4.2 轴的校核
由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；
因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。
1、第一轴的强度与刚度校核
因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 T ≈ τT =W T 95500000.2d 3P ≤[τ]T （4-3）
式中：τT ----扭转切应力，MPa ；
T ----轴所受的扭矩，N ·mm ；
W T ----轴的抗扭截面系数，mm 3；
P ----轴传递的功率，kw ；
d----计算截面处轴的直径，mm ；
[τT ]----许用扭转切应力，MPa 。
9550000⨯
其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：τT =
由查表可知[τT ]=55MPa，故τT ≤[τT ]，符合强度要求。
轴的扭转变形用每米长的扭转角ϕ来表示。其计算公式为： 4 ϕ=5.73⨯1095=50.5MPa 0.2⨯253T （4-4） GI P
式中，T ----轴所受的扭矩，N ·mm ；
G ----轴的材料的剪切弹性模量，MPa, 对于钢材，G =8.1⨯104MPa ；
I P ----轴截面的极惯性矩，mm 4，I p =πd /32； 4将已知数据代入上式可得：ϕ=5.73⨯104170⨯1000=0.9 。对于一般传43.14⨯258.1⨯104⨯32
动轴可取[ϕ]=0.5~1(︒) /m ；故也符合刚度要求。
2、第二轴的校核计算
1）轴的强度校核
计算用的齿轮啮合的圆周力F t 、径向力F r 及轴向力F a 可按下式求出： 2T e max i
F t = （4-5） d
F r =2T e max i tan α （4-6） d cos β
F a =2T e max i tan β
d （4-7）
式中 i ----至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85；
d ----计算齿轮的节圆直径，mm ，为105mm ；
α----节点处的压力角，为16°；
β----螺旋角，为30°；
T e max ----发动机最大转矩，为170000N ·mm 。
代入上式可得： F t =12466.7N
F r =4127.8N
F a =7197.6N
危险截面的受力图为：
图4-1 危险截面受力分析
水平面：F A （160+75）= F r ⋅
75F A =1317.4N；
水平面内所受力矩：M c =160⋅F A ⋅10=210.78N ⋅m
d -F a +F t ⨯160 垂直面：F A '= （4-8） 160+75
=6879.9N
垂直面所受力矩：M s =160⨯F A '⨯10=1100.78N ⋅m 3-3
该轴所受扭矩为：T j =170⨯3.85=654.5N
故危险截面所受的合成弯矩为：
M = =（4-9）
=6.9⨯105N ⋅mm
则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）:
32M σ=≤[σ] （4-10） 3πd
将M 代入上式可得：σ=136.16MPa ，在低档工作时[σ]=400MPa ，因此有： σ≤[σ]；符合要求。
2）轴的刚度校核
第二轴在垂直面内的挠度f c 和在水平面内的挠度f s 可分别按下式计算： F 1a 2b 2
f c =3EIL （4-11） F 2a 2b 2f s =3EIL （4-12）
式中, F 1----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ）, 这里等于F t ；
F 2----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ），这里等于F r ；
E----弹性模量（MPa ），E =112. 0⨯5（MPa ），E =2.1⨯10MPa ； 5
4/ I ----惯性矩（mm 4），I =πd 46，d 为轴的直径（mm ）；
a、b----为齿轮坐上的作用力距支座A 、B 的距离（mm ）；
L----支座之间的距离（mm ）。
将数值代入式（4-11）和（4-12）得：
故轴的全挠度为f c =0.13 f s =0. 15
f ==0.198mm ≤0.2mm ，符合刚度要求。
结论
随着汽车工业的发展, 人们对汽车的操纵稳定性和舒适性的要求越来越高, 因此对传动系中变速器的要求也越来越高, 对变速器的研发与设计一直以来都是汽车工业的一个重要课题。本次设计是机械式变速器，机械式变速器发展至今，技术已经成熟，但对于我们汽车专业的学生来说，其中的设计理念，研究方法等仍需要我们去学习和探讨。
本设计通过确定变速器的结构方案，分析零、部件结构。选择变速器的主要参数，如中心距、外形尺寸和齿轮参数等，设计变速器的齿轮、轴、同步器等 主要零件，结合元件使用寿命的影响, 正确校核相应的元件，根据齿轮作用力的不同选择合适的轴承，对轴承寿命进行正确的校核来完成变速器的设计。此外，运用制图软件来完成变速器整体结构的装配图和齿轮、轴、同步器等零件图设计。
对于本次设计的变速器来说，主要是对变速器的各个零件的设计计算及正确的校核，需要计算的地方很多，所以要注意每项结果的准确性，认真核对每一个已经计算出的结果。通过这次毕业设计使我对变速器有了更多的了解并巩固了专业课知识，个人能力得到很大提高，为将来的更深层次学习打下了一定的基础。
收获与体会
凭借大学四年的学习积累，通过这一个月的攻坚，毕业设计终于要定稿了，在回首往事与展望未来中，感慨万千。
第一，在这一过程中同学们一起探讨，不明白之处请教老师都给予了悉心讲解，所以我觉得做出来的论文，收获的却是一份永久的情谊。第二，毕业设计的制作过程更多的是一种学习过程，培养了自己独立学习的能力，在专研许多优秀学者的经验及成果上，培养子的创新能力。第三，在做论文的这段时间，茫茫的一片大海，我总感觉有一颗启明星在亮着。
我体会到机会是留给有准备的人，我学会了客观的看待问题，从周围的多种角度审视自己，规划自己。渐渐地，我从一开始的暮霭朦朦，到现在的烟消云散。最后，在文献的检索与参考中，我了解到汽车行业与祖国的发展息息相关，感觉到了每一个汽车专业的大学生所要承担的责任，在踏入社会的一刻，我竖立了实现自我人生价值与贡献祖国相统一的信念！
参考文献
[1]（美）J. 厄尔贾维克. 汽车手动变速器和变速驱动桥. 北京：机械工业出版社，1998
[2] 王昆，何小柏，汪信远. 课程设计手册. 北京：高等教育出版社，1995
[3] 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 第七版. 北京：高等教育出版社，2005
[4] 刘惟信. 汽车设计. 北京：清华大学出版社，2001
[5] 屠卫星. 汽车底盘构造. 人民交通出版社.2001.8出版
[6] 张洪欣. 汽车设计. 北京：机械工业出版社，1981
[7] 陈家瑞. 汽车构造. 第二版. 北京：机械工业出版社，2005
[8] 张文春. 汽车理论. 北京：机械工业出版社，2005
[9] 彭文生，张志明，黄华梁. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2002
[10] 董宝承. 汽车底盘. 北京：机械工业出版社，2004
[11] 陈焕江，徐双应. 交通运输专业英语. 北京：机械工业出版社，2002
[12] 刘鸿文. 简明材料力学. 北京：高等教育出版社，1997
[13] 周一明，毛恩荣. 车辆人机工程学. 北京：北京理工大学出版社，1999
[14] 陈殿云，张淑芬，杨民献. 工程力学. 兰州：兰州大学出版设，2003
[15] 葛志祺. 简明机械零件设计手册. 北京：冶金工业出版社，1985
[16] 侯洪生，王秀英. 机械工程图学. 北京：科学出版社，2001
临沂大学本科专业职业生涯设计
致谢
本设计是在杨雪银老师的悉心指导下完成的，杨老师治学严谨的工作作风深深感染着我，从课题的选择到最终完成，杨老师都给予了细心的指导和不懈的支持。在论文的创作过程中，还翻阅的许多有价值的参考文献。特此要对杨雪银老师和参考文献的作者表示衷心感谢。同时还要感谢临沂大学各位领导对学生的细心工作，和各位老师对我们四年的悉心教导，大学四年积累的知识是此论文的基础，学校领导和教师“三个一切”的工作标准是我取得成绩的必要条件。
由于我们对所学知识不够彻底，而且时间较短，又缺乏经验，设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处，恳请老师批评指正，以便在以后的工作和学习中不犯类似的错误。
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分类号：
单位代码 ：10452
本科专业职业生涯设计
我的汽车技能培训师之路---
五档机械式有级变速器的设计
姓 名
学 号
年 级 2007
专 业 车辆工程
系 （院） 工学院
2011年 5 月 6 日
目录
第一部分 . ................................................................................................... - 4 - 我的汽车技能培训师之路 . ....................................................................... - 4 -
1 客观认识自我 . ................................................................................. - 4 -
1.1 自我认识 . ................................................................................ - 4 -
1.2 他人评价 . ................................................................................ - 4 - 2 科学分析 . ......................................................................................... - 5 -
2.1 我的专业技能简介 . ................................................................ - 5 -
2.2 学校环境分析 . ........................................................................ - 5 -
2.3 社会环境分析 . ........................................................................ - 5 - 3 目标职业评估 . ................................................................................. - 5 -
3.1 职位名称 . ................................................................................ - 5 -
3.2 岗位要求 . ................................................................................ - 6 -
3.3 工作内容 . ................................................................................ - 6 -
3.4 工作条件 . ................................................................................ - 6 -
3.5 就业和发展前景 . .................................................................... - 6 - 4 实现目标 . ......................................................................................... - 6 - 总结 ...................................................................................................... - 8 - 第二部分 . ................................................................................................... - 9 - 五档机械式有级变速器的设计 . ............................................................... - 9 - 摘 要 .......................................................................................................... - 9 - ABSTRACT . ................................................................................................. - 10 -
1机械式变速器方案的确定 . ............................................................ - 11 -
1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 .......................... - 11 -
1.2变速器主要零件结构的方案分析 . ....................................... - 13 - 2 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 ............................... - 14 -
2.1 变速器主要参数的选择 . ...................................................... - 14 -
2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 . ....................................... - 17 -
2.3 齿轮变位系数的选择 . .......................................................... - 19 - 3 变速器齿轮的强度计算与材料的选择........................................ - 20 - 4 变速器轴的强度计算与校核 . ....................................................... - 23 -
4.1变速器轴的结构和尺寸 . ....................................................... - 23 -
4.2 轴的校核 . .............................................................................. - 24 - 结论 .......................................................................................................... - 28 - 收获与体会 . ............................................................................................. - 29 - 参考文献 . ................................................................................................. - 30 - 致谢 .......................................................................................................... - 31 -
第一部分
我的汽车技能培训师之路
1 客观认识自我
1.1 自我认识
生理自我, 身体素质比较好，精神饱满，朝气蓬勃。热爱运动，有长跑的潜质。爱好登山和徒步旅行。尤其喜欢球类运动，比如乒乓球，羽毛球等等。
我的个性：优点：包容和心细，还乐于助人；有责任感，诚实守信；有一定的洞察能力和辩证思维；善于与人沟通，有团队合作精神；做事有条理，遇事比较镇静从容；虚心好学，善于吸收别人的优点；积极主动，心态乐观，善于合理利用周围的资源。 缺点：不够耐心，反应慢半拍，说话比较直，过于愤世嫉俗，生活中处事的魄力有待加强。
人文素质方面：我从小比较喜欢看一些优美的文章，喜欢安静的环境思考问题；喜欢悠闲的在户外散步，放飞一下年轻的心情；喜欢独处一禹，感悟人生哲理，感受生活的美好，在生活中用心灵，用笔尖，去捕捉优美的世界。
学习方面：很喜欢数字的逻辑思维，中国古典哲学的生活智慧，善于向优秀的人学习其人生智慧。
工作方面：有条不紊地处理事情是一种生活的享受，与人讨论学术问题是思想的升华，团队合作是协调能力的一种体然，是对自己的要求和对他人的包容。
1.2 他人评价
2 科学分析
2.1 我的专业技能简介
主修课程：机械原理，汽车构造、汽车理论，汽车设计，发动机原理，汽车专业英语, 机械原理等等
实践学习:发动机拆装实习，汽车维修实训，汽车驾驶学习，中国一拖参观实习，临沂大学机械厂金工实习等等
2.2 学校环境分析
(1)我校过往就业情况及趋势
校的总体就业情况为：总就业率较高，近年学校各专业的毕业生就业情况都在稳步前进，特别是工科，特别是去年临沂大学正式挂牌，你相信我校的就业形势会更加美好，考研也会更加有优势。
(2)我的专业就业情况分析
我就读的专业是车辆工程。我校每年毕业生初次就业率都超过90%，总体就业率达98.36％，居全省同类院校的前列。车辆工程作为我校最有影响专业之一，就业前景很好。
2.3 社会环境分析
“2011年，全国的就业形势依然严峻！”在前不久举行的2011年全国普通高校毕业生就业工作会议上，劳动保障部副部长张小建在对2011年的就业状况进行分析时给出了这样的判断。2011年全国普通高校毕业生人数将达600多万，比2010年增加82万，同比增幅达19.9%。
张小建表示，妥善解决国有企业下岗失业人员历史遗留问题的任务仍然很重，新成长劳动力已进入高峰期，特别是高校毕业生明年增量多、压力大，整个就业市场需求岗位的总体状况相对趋紧。
在去年年底中国毕业生网发布的2011年大学生就业形势分析与预测报告中，我们使用了“就业寒流”来形容大学生就业形势，而根据张小建副部长的判断我们只能用就业的冬天来描述2011年大学生就业形势。
3 目标职业评估
3.1 职位名称
汽车技能培训师
3.2 岗位要求
汽车行业方面相关经验3年以上；售后经验5年以上，汽车或相关专业本科及以上学历；具有工程师资质；熟悉汽车理论、汽车构造专业知识及汽车维修知识。动手操作能力强，特别是对于汽车的结构和某些特定单元有基本的操作和拆装经验。
3.3 工作内容
为汽车经销商提供汽车专业技术培训；现场实际操作，特定问题诊断及测试；汽车理论知识讲解。
3.4 工作条件
工作场所：课堂。
工作氛围：互动性强。
3.5 就业和发展前景
从全国来看，目前汽车从业人员中，普通的维修人员供不应求，拥有高素质的汽车研发人员有相当的缺口，而高级汽车工程师更是十分短缺。在中国未来的一些年里，从事汽车技能培训工作是十分有前景的。
4 实现目标
心动就要付诸行动！我将要以良好的成绩和积极好学的实际行动让目标得以实现。
由于社会环境、家庭环境、组织环境、个人成长曲线等变化以及各种不可预测因素的影响，一个人的职业生涯发展往往不是一帆风顺的。为了更好地主动把握人生，适应千变万化的职场世界，拟定一份备选的职业生涯规划方案是十分必要的。
总结
有人认为追求额目标越大，其人生价值越大，其正确的一面突出了人的理想和追求，以及努力奋进，多做贡献的精神。可我认为人要有理想，有一种精神。但又能从实际出发，脚踏实地做好工作。在任何时间任何地点只要做好完善自身和贡献社会的统一，就能实现自己的人生价值。
在做职业生涯设计的这段时间里，我明白计划赶不上变化，世事无常，很多事情都是无法预料的，然而有一定的规划却是必要的，因为我相信，凡事预则立，不预则废。职业规划，让努力更有方向！我相信，机会是留给有准备的人。我相信， 自己的未来，自己有责任去自我管理，自己作主！
对于大学生而言，就业形势是无法选择的，但就业模式和就业观念则是可以并完全由我们自主掌握。那么，作为一名即将踏入社会的大学生，要未雨绸缪的进行规划就业就显得尤为重要。
第二部分
五档机械式有级变速器的设计
摘 要
变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的交换，即实现换档，以达到变速变距。变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。变速器应保证汽车具有高的动力性和经济性指标，工作可靠、操纵轻便、重量轻、体积小、噪声小、传动效率高等等。本文对变速器齿轮进行了强度计算和校核，对变速器轴的强度也进行了校核，变速器主要参数的选择和主要零件的设计。
关键词：传动机构、操纵机构、齿轮，变速器轴
ABSTRACT
Transmission is one of the most important components in automobile transmission. Transmission box is made up by transmission and control mechanism. The main function of transmission is to change the value of torque, rotational speed and direction, and the control mechanism is to control the primary role of transmission, transmission gear ratio to achieve the exchange, the realization of shift is in order to achieve variable speed pitch. Transmission function is based on the vehicle in different driving conditions request to change the engine's torque and speed, so that a suitable vehicle traction and speed, while keeping the engine in the most favorable conditions range. Vehicles with high transmission power and economy indicators, reliable, manipulating light, light weight, small size, low noise, transmission efficiency should been ensured . In this paper, transmission gears were strength calculation and checking, the strength of the transmission shaft have also been checked, the main parameters of transmission choice and major parts of the design.
KEY WORDS：Transmission ，Control mechanism ，Gear ，Transmission shaft
1机械式变速器方案的确定
1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择
1、有级变速器的选择
有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.96~0.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。
首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比。目前，轿车变速器的传动比范围为3.0~4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0~8.0；越野车与牵引车为10.0~20.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达6~16个甚至20个。
变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。
有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。
2、选择三轴式变速器
三轴式变速器如图1-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其它前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其它各档的传动效率有所下降。
图1-1 轿车中间轴式四档变速器
1— 第一轴；2—第二轴；3—中间轴
有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用了中间轴式变速器
3、倒档传动方案
本设计方案如图1-2所示，该方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。
图1-2 变速器倒档传动方案
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以中间轴式变速器的低档与倒挡，布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。
1.2变速器主要零件结构的方案分析
变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。
1、齿轮型式的选择
与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。
2、换档结构型式的确定
换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图1-3所示：
图1-3 锁环
步器
l 、4-同步
同步器齿
接合套;5-弹
—滑块;7-止动球;8-卡环;9—输出轴;10、11-齿轮 式同环;2-鼓;3-簧;6
采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同
时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。
2 变速器主要参数的选择与主要零件的设计
2.1 变速器主要参数的选择
1、档数和传动比的选择
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑确定。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有
T e m a x i g I ηi 0
r r T ≥m g (f c o αs m a x +s αi n m a x =) m ψg m a x
则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为
mg ψmax r r i g ≥ T e max i 0η （2-1）
式中 m -----汽车总质量；
g ----重力加速度；
ψm a x ----道路最大阻力系数；
r r ----驱动轮的滚动半径；
T e m a x ----发动机最大转矩；
i 0----主减速比；
η----汽车传动系的传动效率。
根据驱动车轮与路面的附着条件
T e max i g 1ηT ≤G 2ϕ r r
求得的变速器I 档传动比为：
G 2ϕr r i g 1≤T e m a i x η0T （2-2）
式中 G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；
φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。
由已知条件：满载质量 1800kg ；
5=170N ⋅m i o =4. 78 2r r =337. 2m 5m T e m a x η=0. 9 根据公式（2-2）可得：i g 1=3.85。
超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计去五档传动比i gv =0.75。
中间档的传动比理论上按公比为：
q =n （2-3）
的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：q =1.51。
故有：g Ⅱ
i =2.55 i g Ⅲ=1.69
i g Ⅳ=1.12(修正为1)
2、中心距的确定
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
A =K (2-4)
式中 K A ----中心距系数。对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；对多档
主变速器，K A =9.5~11；
T Ⅰmax ----变速器处于一档时的输出扭矩：
T Ⅰmax =T e max i g 1η=628.3N ⋅m
故可得出初始中心距A=77.08mm 。
3、轴向尺寸的确定
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A 。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：
四档(2.2~2.7) A
五档(2.7~3.0) A
六档(3.2~3.5) A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K A 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。
本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3⨯77.08mm=231.24mm， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
4、齿轮参数
（1）齿轮模数
建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。
第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n
m n =0. (2-5) 其中T e max =170Nm，可得出m n =2.5。
一档直齿轮的模数m
通过计算m =3。
同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取2~3.5。本设计取2.5。
（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。
表2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角
m n =0. (2-6)
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°, 啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。
应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
齿轮宽度b 的大小直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm
第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。
2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可
根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案
来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明
分配各档齿数的方法。
1. 确定一档齿轮的齿数
一档传动比
（2-7） Z 2Z 9i g 1=⋅Z 1Z 10 为了确定Z 9和Z 10的齿数，
先求其齿数和Z ∑: 2A
Z ∑= （2-8） m
其中 A =77.08mm、m =3；故有Z ∑=51. 4。
当轿车三轴式的变速器i gI =3. 5~3. 9时，则Z 10可在此处取15~17范围内选择，Z 10=16，则可得出Z 9=35。
上面根据初选的A 及m 计算出的Z ∑可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从Z ∑及齿轮变位系数反过来计算中心距A ，再以这个
修正后的中心距作为以后计算的依据。
这里Z ∑修正为51，则根据式（2-8）反推出A =76.5mm
图2-1 五档变速器示意图
2. 确定常啮合齿轮副的齿数
由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比
Z 2Z 10=i g 1⨯ （2-9） Z 1Z 9
由已经得出的数据可确定Z 2=1.76 ① Z 1
而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 m n (Z 1+Z 2)
A =2cos β （2-10） 2A cos β
由此可得：Z 1+Z 2= (2-11) m n
而根据已求得的数据可计算出：Z 1+Z 2=53 ②
① 与②联立可得：Z 1=19、Z 2=34
则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为：i gI =3.91 。
3. 确定其它档位的齿数
二档传动比 i g Ⅱ=
而i g Ⅱ=2.55故有：Z 2Z 7⋅（2-12） Z 1Z 8Z 7=1.425 ③ Z 8
2A cos β
对于斜齿轮，Z ∑=m n
故有：Z 7 （2-13） +Z 8=53 ④
、Z 8=22 ③ 联立④得：Z 7=31
按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 Z 5=26、Z 6=27；四档齿轮 Z 3=16、Z 4=37
4. 确定倒档齿轮的齿数
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比i gr 取
3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z 12=13。
而通常情况下，倒档轴齿轮Z 13取21~23，此处取Z 13=23。
由
Z 11Z 13Z ⋅⋅ i gr =Z 13Z 12Z
可计算出Z 11=27。 （2-14） 12
故可得出中间轴与倒档轴的中心距
1A '=m n (Z 12+Z 13) =50mm (2-15) 2
而倒档轴与第二轴的中心:
(2-16) 1
A ''=(Z 11+Z 13) =72.5mm 2
2.3 齿轮变位系数的选择
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。
为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。
由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。
变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。
总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。
根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。
变位系数 ζ=17-Z
17 （2-17）
式中 Z 为要变位的齿轮齿数
3 变速器齿轮的强度计算与材料的选择
汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。因此，用比计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr 。
1、齿轮弯曲强度计算
（1） 直齿轮弯曲应力σW
F t 10K σK f σw =bty
（3-1）
式中，σW ----弯曲应力（MPa ）；
F t 10----一档齿轮10的圆周力（N ）， F t 10=2T g /d
F 10=2T g d ；其中 T g 为计算载荷（N ·mm ），d 为节圆直径
K σ ----应力集中系数，可近似取1.65；
K f ----摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；
b ----齿宽（mm ），取20
t ----端面齿距（mm ）；
y----齿形系数，如图3-1所示。
图图3-1 齿形系数图
当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为： T g =T e max ⋅Z 9Z 2⋅ （3-2） Z 10Z 1
=170⨯1000⨯2.18⨯1.78
=659668Nm 故由F 10=2T g d 可以得出F t 10；再将所得出的数据代入式（3-1）可得
σw 10
σw 9
力在400~850MPa 之间。 =651.3MPa =533.01MPa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩T e max 时，一档直齿轮的弯曲应
（2） 斜齿轮弯曲应力 σw F 1K σ= （3-3） btyK ε
=z /cos 3β在图（3-1）中查得。 （3-4） 式中 K ε为重合度影响系数，取2.0；其它参数均与式（3-1）注释相同，K σ=1.50， 选择齿形系数y 时，按当量模数z n 二档齿轮圆周力：F t 8=F t 7=2T g
d 8
=F t 7=6798.8N 根据斜齿轮参数计算公式可得出：F t 8
齿轮8的当量齿数z n =z /cos 3β=47.7，可查表（3-1）得：y 8=0.153。
故 σw 86798.8⨯1.5==212.28MPa 20⨯7.85⨯0.153⨯2
同理可得： σw 7=231.99MPa
依据计算二档齿轮的方法可以得出其它档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：
σw 5=276.2MPa
三档： σw 6=266.4MPa
σw 1=211.5MPa
四档： σw 2=197.4MPa
σw 3=218.8MPa
五档： σw 4=216.98MPa
当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。
2、齿轮接触应力 σj
σj = （3-5） σj ----齿轮的接触应力（MPa ）；
o s c (/o s c ) α F----齿面上的法向力（N ），F =F 1式中：
F 1 ----圆周力在（N ）, F 1β； =2T g /d
α----节点处的压力角（°）；
β----齿轮螺旋角（°）；
E ----齿轮材料的弹性模量（MPa ），查资料可取E =190⨯103MPa ；
b ----齿轮接触的实际宽度，20mm ；
ρz 、ρb ----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm ）；
直齿轮： ρz
ρb =r z sin α （3-6） =r b sin α （3-7）
2ρ=r sin α/cos β （3-8） )斜齿轮： z (z
ρb =(r b sin α)cos 2β （3-9）
其中，r z 、r b 分别为主从动齿轮节圆半径（mm ）。
将作用在变速器第一轴上的载荷T e max 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力ρj 见下表：
表3-1 变速器齿轮的许用接触应力
通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：
一档：σj 1=1998.61MPa
二档：σj 2=1325.17MPa
三档：σj 3=1233.1MPa
四档：σj 4=1208.5MPa
五档：σj 5=1015.78MPa
倒档：σjR =1904.32MPa
对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。
4 变速器轴的强度计算与校核
4.1变速器轴的结构和尺寸
1、轴的结构
第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示：
图4-1 变速器第一轴
中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：
图4-2 变速器中间轴
2、确定轴的尺寸
变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：
第一轴和中间轴： d
第二轴：
d =(0.4~0.5) Amm （4-1） = （4-2） 式中 T e max ----发动机的最大扭矩，N ·m
为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d 与轴的长度L 的关系可按下式选取：
第一轴和中间轴： d/L=0.16~0.18
第二轴： d/L=0.18~0.21
4.2 轴的校核
由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；
因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。
1、第一轴的强度与刚度校核
因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 T ≈ τT =W T 95500000.2d 3P ≤[τ]T （4-3）
式中：τT ----扭转切应力，MPa ；
T ----轴所受的扭矩，N ·mm ；
W T ----轴的抗扭截面系数，mm 3；
P ----轴传递的功率，kw ；
d----计算截面处轴的直径，mm ；
[τT ]----许用扭转切应力，MPa 。
9550000⨯
其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：τT =
由查表可知[τT ]=55MPa，故τT ≤[τT ]，符合强度要求。
轴的扭转变形用每米长的扭转角ϕ来表示。其计算公式为： 4 ϕ=5.73⨯1095=50.5MPa 0.2⨯253T （4-4） GI P
式中，T ----轴所受的扭矩，N ·mm ；
G ----轴的材料的剪切弹性模量，MPa, 对于钢材，G =8.1⨯104MPa ；
I P ----轴截面的极惯性矩，mm 4，I p =πd /32； 4将已知数据代入上式可得：ϕ=5.73⨯104170⨯1000=0.9 。对于一般传43.14⨯258.1⨯104⨯32
动轴可取[ϕ]=0.5~1(︒) /m ；故也符合刚度要求。
2、第二轴的校核计算
1）轴的强度校核
计算用的齿轮啮合的圆周力F t 、径向力F r 及轴向力F a 可按下式求出： 2T e max i
F t = （4-5） d
F r =2T e max i tan α （4-6） d cos β
F a =2T e max i tan β
d （4-7）
式中 i ----至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85；
d ----计算齿轮的节圆直径，mm ，为105mm ；
α----节点处的压力角，为16°；
β----螺旋角，为30°；
T e max ----发动机最大转矩，为170000N ·mm 。
代入上式可得： F t =12466.7N
F r =4127.8N
F a =7197.6N
危险截面的受力图为：
图4-1 危险截面受力分析
水平面：F A （160+75）= F r ⋅
75F A =1317.4N；
水平面内所受力矩：M c =160⋅F A ⋅10=210.78N ⋅m
d -F a +F t ⨯160 垂直面：F A '= （4-8） 160+75
=6879.9N
垂直面所受力矩：M s =160⨯F A '⨯10=1100.78N ⋅m 3-3
该轴所受扭矩为：T j =170⨯3.85=654.5N
故危险截面所受的合成弯矩为：
M = =（4-9）
=6.9⨯105N ⋅mm
则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）:
32M σ=≤[σ] （4-10） 3πd
将M 代入上式可得：σ=136.16MPa ，在低档工作时[σ]=400MPa ，因此有： σ≤[σ]；符合要求。
2）轴的刚度校核
第二轴在垂直面内的挠度f c 和在水平面内的挠度f s 可分别按下式计算： F 1a 2b 2
f c =3EIL （4-11） F 2a 2b 2f s =3EIL （4-12）
式中, F 1----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ）, 这里等于F t ；
F 2----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ），这里等于F r ；
E----弹性模量（MPa ），E =112. 0⨯5（MPa ），E =2.1⨯10MPa ； 5
4/ I ----惯性矩（mm 4），I =πd 46，d 为轴的直径（mm ）；
a、b----为齿轮坐上的作用力距支座A 、B 的距离（mm ）；
L----支座之间的距离（mm ）。
将数值代入式（4-11）和（4-12）得：
故轴的全挠度为f c =0.13 f s =0. 15
f ==0.198mm ≤0.2mm ，符合刚度要求。
结论
随着汽车工业的发展, 人们对汽车的操纵稳定性和舒适性的要求越来越高, 因此对传动系中变速器的要求也越来越高, 对变速器的研发与设计一直以来都是汽车工业的一个重要课题。本次设计是机械式变速器，机械式变速器发展至今，技术已经成熟，但对于我们汽车专业的学生来说，其中的设计理念，研究方法等仍需要我们去学习和探讨。
本设计通过确定变速器的结构方案，分析零、部件结构。选择变速器的主要参数，如中心距、外形尺寸和齿轮参数等，设计变速器的齿轮、轴、同步器等 主要零件，结合元件使用寿命的影响, 正确校核相应的元件，根据齿轮作用力的不同选择合适的轴承，对轴承寿命进行正确的校核来完成变速器的设计。此外，运用制图软件来完成变速器整体结构的装配图和齿轮、轴、同步器等零件图设计。
对于本次设计的变速器来说，主要是对变速器的各个零件的设计计算及正确的校核，需要计算的地方很多，所以要注意每项结果的准确性，认真核对每一个已经计算出的结果。通过这次毕业设计使我对变速器有了更多的了解并巩固了专业课知识，个人能力得到很大提高，为将来的更深层次学习打下了一定的基础。
收获与体会
凭借大学四年的学习积累，通过这一个月的攻坚，毕业设计终于要定稿了，在回首往事与展望未来中，感慨万千。
第一，在这一过程中同学们一起探讨，不明白之处请教老师都给予了悉心讲解，所以我觉得做出来的论文，收获的却是一份永久的情谊。第二，毕业设计的制作过程更多的是一种学习过程，培养了自己独立学习的能力，在专研许多优秀学者的经验及成果上，培养子的创新能力。第三，在做论文的这段时间，茫茫的一片大海，我总感觉有一颗启明星在亮着。
我体会到机会是留给有准备的人，我学会了客观的看待问题，从周围的多种角度审视自己，规划自己。渐渐地，我从一开始的暮霭朦朦，到现在的烟消云散。最后，在文献的检索与参考中，我了解到汽车行业与祖国的发展息息相关，感觉到了每一个汽车专业的大学生所要承担的责任，在踏入社会的一刻，我竖立了实现自我人生价值与贡献祖国相统一的信念！
参考文献
[1]（美）J. 厄尔贾维克. 汽车手动变速器和变速驱动桥. 北京：机械工业出版社，1998
[2] 王昆，何小柏，汪信远. 课程设计手册. 北京：高等教育出版社，1995
[3] 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 第七版. 北京：高等教育出版社，2005
[4] 刘惟信. 汽车设计. 北京：清华大学出版社，2001
[5] 屠卫星. 汽车底盘构造. 人民交通出版社.2001.8出版
[6] 张洪欣. 汽车设计. 北京：机械工业出版社，1981
[7] 陈家瑞. 汽车构造. 第二版. 北京：机械工业出版社，2005
[8] 张文春. 汽车理论. 北京：机械工业出版社，2005
[9] 彭文生，张志明，黄华梁. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2002
[10] 董宝承. 汽车底盘. 北京：机械工业出版社，2004
[11] 陈焕江，徐双应. 交通运输专业英语. 北京：机械工业出版社，2002
[12] 刘鸿文. 简明材料力学. 北京：高等教育出版社，1997
[13] 周一明，毛恩荣. 车辆人机工程学. 北京：北京理工大学出版社，1999
[14] 陈殿云，张淑芬，杨民献. 工程力学. 兰州：兰州大学出版设，2003
[15] 葛志祺. 简明机械零件设计手册. 北京：冶金工业出版社，1985
[16] 侯洪生，王秀英. 机械工程图学. 北京：科学出版社，2001
临沂大学本科专业职业生涯设计
致谢
本设计是在杨雪银老师的悉心指导下完成的，杨老师治学严谨的工作作风深深感染着我，从课题的选择到最终完成，杨老师都给予了细心的指导和不懈的支持。在论文的创作过程中，还翻阅的许多有价值的参考文献。特此要对杨雪银老师和参考文献的作者表示衷心感谢。同时还要感谢临沂大学各位领导对学生的细心工作，和各位老师对我们四年的悉心教导，大学四年积累的知识是此论文的基础，学校领导和教师“三个一切”的工作标准是我取得成绩的必要条件。
由于我们对所学知识不够彻底，而且时间较短，又缺乏经验，设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处，恳请老师批评指正，以便在以后的工作和学习中不犯类似的错误。
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