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畢業(yè)設計（論文）開題報告
（學生填表）
院系：車輛與動力工程學院
課題名稱
柴油動力SUV車設計——變速器及操縱機構設計
學生姓名
專業(yè)班級
課題類型
指導教師
職稱
課題來源
1. 設計（或研究）的依據(jù)與意義
變速器是汽車上僅次于發(fā)動機的重要組成部件，自從有了汽車變速器的研究設計就成為汽車行業(yè)一個重要任務，。由于國內汽車行業(yè)起步較晚，國外的汽車業(yè)一直領先于中國，當然變速器也是一樣，現(xiàn)在的變速器分為手動、自動、有級、無級、手自一體等，自動無級多檔變速器已成為當今世界變速器研究的熱點，國內部分企業(yè)也著手于自動無級變速器的研究。國外的大眾、通用等一些大型汽車企業(yè)對變速器的研究設計更加加速了變速器的發(fā)展。
SUV柴油車興起于上世紀90年代，近年一直穩(wěn)占暢銷車型的頭位，SUV是集旅游、越野于一體的多功能車，在未來家庭轎車中占有重要地位。同時由于油價上漲有著先天節(jié)油優(yōu)勢的柴油車得到了重視，但是目前柴油版的SUV卻很少，因此開發(fā)柴油動力的SUV具有廣闊的前景，當然SUV車變速器也同樣肩負重大使命，所以SUV車變速器的研究設計是汽車業(yè)的需要也是整個人類的需要。
變速器使用改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡和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。由于柴油版SUV比較少，所以其變速器的研究設計也不是很成熟，因此對SUV的變速器的研究還有很大的發(fā)展空間，也可以對柴油SUV車整體性能大的提高。
2. 國內外同類設計（或同類研究）的概況綜述
近幾十年來國際汽車科技高速發(fā)展，一些領先技術不多引進國內，其中先進的變速器技術首當其沖裝配到國內國產(chǎn)車中，在近些年國內外汽車離合器的研究設計方法也出現(xiàn)了更先進的方法技術，一CAD/CAE/CAM為代表的現(xiàn)代汽車設計方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設計方法。許多大型應用軟件也應運而生，如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學分析軟件、數(shù)據(jù)庫管理軟件、加上計算機網(wǎng)絡的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應用軟件的誕生，使“無紙化設計”在一些發(fā)達國家的機械制造企業(yè)中得以實現(xiàn)。
隨著高科技設計技術的應用更加促進了變速器的設計研究，從AT到ECVT，變速箱技術的演進史代表了汽車科技的演進史。目前最先進的電控無級式自動變速器(ECVT)更是頂尖汽車科技的代表。
世界上一些大型汽車企業(yè)開發(fā)了一系列先進的技術，
主要產(chǎn)品為新六速自動變速器,這是目前世界尚最先進的自動變速器，也有其他的一些先進的變速器。例如：
梅塞德斯-奔馳：7前速變速箱
雷克薩斯：8前速自動變速箱
第一輛自動變速車:福特T型車 1908年,福特T型車最早采用一種兩個速比的自動變速器。其構造是采用多組齒輪,并且分成中央齒輪和周邊齒輪,最外邊則是一個轉輪,隨著中央齒輪從發(fā)動機引入的扭矩不同,齒輪組相機行事,從而得到高低不一的轉速,，包括倒車擋的反向旋轉。
目前電控無級式自動變速器(ECVT)更是頂尖汽車科技的代表
從AT到ECVT，變速箱技術的演進史代表了汽車科技的演進史。目前最先進的電控無級式自動變速器(ECVT)更是頂尖汽車科技的代表，而在CVT家族中，由計算機控制的無級式自動變速器——電控無級式自動變速器ECVT(Electronic Continuously Variable Transmission)無疑是其中最高科技的代表。與普通CVT相比，由電腦控制可以使ECVT在各種工作狀態(tài)下，保持最佳的傳動比和圓滑過渡，ECVT能同時兼顧汽車的經(jīng)濟性和動力性，在發(fā)動機最佳轉速范圍內進行傳動比匹配。ECVT可以實現(xiàn)動力傳動系統(tǒng)的綜合控制，充分發(fā)揮發(fā)動機性能，發(fā)動機始終在最佳工況下工作，從而改善了發(fā)動機的燃燒過程，降低了廢氣的排放。
3. 課題設計（或研究）的內容乘用車的基本參數(shù)為：發(fā)動機選用柴油發(fā)動機，最高車速為135km/h，最小轉彎半徑≤5.5m，乘員人數(shù)5人，檔位數(shù)5+1，載重
量為0.5噸。
參照長安牌微型貨車的整體布局參數(shù)（網(wǎng)上可以查到），亞洲牌微型客車底盤實物（車輛實驗室整車陳列室內），長劍牌微型轎車實物（車輛實驗室整車拆裝室內）和有關的其他車型（查閱有關資料），完成乘用車的變速箱及起操縱機構設計任務
4. 設計（或研究）方法
過收集國內外同類車型的資料，分析目前汽車通市場上該車型的最新發(fā)展狀況。通過集體討論定出本次設計方案。借鑑類似的實體或模型認識相應部件的結構，作出合理的設計設想，通過大家的通力合作設計出在市場上暢銷的車型。
5. 實施計劃
第5周 調研，搜索，分析資料；
第6周 全組集體討論，制定，確定總體方案；
第7-10周 完成主要總圖設計；
第11-14周 完成零部件圖設計，并完成手繪圖；
第15周 按要求編輯整理設計說明書；
第16周 整理圖紙及全部設計文件，最后交卷；
第17周 審核，互審評閱設計，答辯，評定成績。
指導教師意見
指導教師簽字： 年 月 日
研究所（教研室）意見
研究所所長（教研室主任）簽字： 年 月 日
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
柴油動力ＳＵＶ車設計—變速器及操縱機構設計
摘要
汽車變速器的主要用途是改變發(fā)動機輸出的扭矩和轉速，使之能夠實現(xiàn)變速行駛、倒退行駛，并且能夠使駕駛員在不必停止發(fā)動機工作就能停車和停車時不必停止發(fā)動機動作的要求。
本設計是設計一款能滿足整車要求，即規(guī)定最高車速、最大扭矩、最大功率等要求的 SUV車變速器。通過分析各類型變速器的的結構及性能，最終確定此變速器為中間軸式帶副箱的5+1檔變速器，即有五個前進檔（包括超速檔）和一個倒檔，為了與整車相配，通過設計與計算得應該采用直接操縱機構。
通過傳動效率和傳動比的設計計算初步確定變速器主要尺寸，再通過接觸強度和彎曲強度計算進一步確定齒輪、軸、同步器等零部件的尺寸及材料。從而也可以估算出軸承等元件的壽命。
根據(jù)整車、離合器、汽車橫梁及傳動軸等的形狀結構可以確定變速箱箱體形狀，也可以確定變速箱與各相鄰部分的連接方法及結構。確定變速器的位置及連接時應該使變速器處于駕駛員最佳換檔位置。
關鍵詞：變速器，SUV，材料，傳動比，強度
Transmission diesel SUV design
ABSTRACT
Automotive Transmission of the main purposes is to change the engine output torque and speed, so that it will be able to achieve speed and backwards motion, and the driver can not stop the engine work will stop and when not to stop parking engine moves the request.
This section is designed to meet the whole car requirements, which require maximum speed, maximum torque, the maximum power requirements of the SUV vehicle transmission. By analyzing various types of transmission of the structure and properties, This final coaxial transmission belt for the middle Vice box stall Transmission 5 +1, that is, five ahead stalls (including speeding stalls), and a Reverse.
To match with the vehicle, through the design and calculation should be used in the direct control agencies.
Through the transmission efficiency of the transmission ratio and the calculation of the initial design of the main transmission to determine size, Then contact strength and bending strength calculation further define the gears, shafts, and other parts Synchronizer size and materials. Thus can be estimated bearings and other components of life.
According Vehicle, Clutch, motor and transmission beams and other structural shapes can be identified gearbox box shape, Transmission also can be identified with the adjacent part of the connection method and structure. Transmission to determine the location and connection should make the driver in the best transmission shift position
KEYWORDS : Transmission, SUV, Material, transmission ratio，Strength
目 錄
第一章 前言......................................1
第二章 方案選擇..................................2
§2.1概述...................................... 2
§2.2變速器傳動機構布置方案.....................3
第三章 變速器主要參數(shù)的初選......................4
§3.1擋數(shù).......................................4
§3.2傳動比范圍.................................4
§3.3中心矩.....................................4
§3.4外形尺寸...................................5
§3.5齒輪參數(shù)...................................5
§3.5.1一擋齒輪各參數(shù)的計算...................5
§3.5.2直接擋齒輪各參數(shù)的計算.................7
§3.5.3其它前進擋齒輪參數(shù)的計算...............8
§3.5.4倒擋齒輪各參數(shù)的計算...................9
第四章 變速器的計算與校核.......................10
§4.1齒輪強度計算..............................10
§4.2軸的強度計算..............................14
§4.2.1軸的受力分析與計算....................15
§4.2.2軸的強度計算..........................17
§4.2.3軸的剛度計算..........................19
§4.3軸承壽命計算..............................20
第五章 變速器操縱機構及結構元件.................22
§5.1變速器操縱機構............................22
§5.2變速器結構元件............................22
第六章 結論.....................................25
參考文獻.........................................26
致謝.............................................27
III
畢 業(yè) 設 計（論 文）
題目 柴油動力SUV車設計——變速器及操縱機構設計
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
柴油動力ＳＵＶ——變速器設計
摘要
汽車變速器的主要用途是改變發(fā)動機輸出的扭矩和轉速，使之能夠實現(xiàn)變速行駛、倒退行駛，并且能夠使駕駛員在不必停止發(fā)動機工作就能停車和停車時不必停止發(fā)動機動作的要求。
本設計是設計一款能滿足整車要求，即規(guī)定最高車速、最大扭矩、最大功率等要求的 SUV車變速器。通過分析各類型變速器的的結構及性能，最終確定此變速器為中間軸式帶副箱的5+1擋變速器，即有五個前進擋（包括超速擋）和一個倒擋，采用主、副箱結構,提高了軸的剛度。全部使用鎖環(huán)式同步器，使換擋更加平穩(wěn)，降低噪聲。為了與整車相配，通過設計與計算得應該采用直接操縱機構。
通過傳動效率和傳動比的設計計算初步確定變速器主要尺寸，再通過接觸強度和彎曲強度計算進一步確定齒輪、軸、同步器等零部件的尺寸及材料。從而也可以估算出軸承等元件的壽命。
根據(jù)整車、離合器、汽車橫梁及傳動軸等的形狀結構可以確定變速箱箱體形狀，也可以確定變速箱與各相鄰部分的連接方法及結構。確定變速器的位置及連接時應該使變速器處于駕駛員最佳換擋位置。
關鍵詞：變速器，SUV，材料，傳動比，強度
DIESEL-POWERED SUV——TRANSMISSION DESIGN
ABSTRACT
Automotive Transmission of the main purposes is to change the engine output torque and speed, so that it will be able to achieve speed and backwards motion, and the driver can not stop the engine work will stop and when not to stop parking engine moves the request.
This section is designed to meet the whole car requirements, which require maximum speed, maximum torque, the maximum power requirements of the SUV vehicle transmission. By analyzing various types of transmission of the structure and properties. This final coaxial transmission belt for the middle Vice box stall Transmission 5 +1, that is, five ahead stalls (including speeding stalls), and a Reverse. Adopt a main and vice- box structure, raised stalk of just degree.All adoption lock wreath type synchronous machines, is change to block Be getting more steady, lower noise.To match with the vehicle, through the design and calculation should be used in the direct control agencies.
Through the transmission efficiency of the transmission ratio and the calculation of the initial design of the main transmission to determine size, Then contact strength and bending strength calculation further define the gears, shafts, and other parts Synchronizer size and materials. Thus can be estimated bearings and other components of life.
According Vehicle, Clutch, motor and transmission beams and other structural shapes can be identified gearbox box shape, Transmission also can be identified with the adjacent part of the connection method and structure. Transmission to determine the location and connection should make the driver in the best transmission shift position
KEYWORDS : Transmission, SUV, Material, transmission ratio，Strength
目 錄
第一章 前言......................................1
第二章 方案選擇..................................2
§2.1概述...................................... 2
§2.2變速器傳動機構布置方案.....................3
第三章 變速器主要參數(shù)的初選......................4
§3.1擋數(shù).......................................4
§3.2傳動比范圍.................................4
§3.3中心距.....................................4
§3.4外形尺寸...................................5
§3.5齒輪參數(shù)...................................5
§3.5.1一擋齒輪各參數(shù)的計算...................5
§3.5.2直接擋齒輪各參數(shù)的計算.................7
§3.5.3其它前進擋齒輪參數(shù)的計算...............8
§3.5.4倒擋齒輪各參數(shù)的計算...................9
第四章 變速器的計算與校核.......................10
§4.1齒輪強度計算..............................10
§4.2軸的強度計算..............................14
§4.2.1軸的受力分析與計算....................15
§4.2.2軸的強度計算..........................17
§4.2.3軸的剛度計算..........................19
§4.3軸承壽命計算..............................20
第五章 變速器操縱機構及結構元件.................22
§5.1變速器操縱機構............................22
§5.2變速器結構元件............................22
第六章 結論.....................................25
參考文獻.........................................26
致謝.............................................27
III
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
9
外文資料譯文
英文翻譯
這種網(wǎng)層登記保證了簾布的強度也表明了所需的網(wǎng)層數(shù)目，（如圖2.5）常規(guī)標記為：
5.60-15/4PR（發(fā)動機后置，速度達到150Km/h乘用車的輪胎）
7.00-14/8PR（速度達到150Km/h的貨車輪胎）
9.00-20/14PR（商用車輛的加強結構輪胎）
而且VW GOLF的備用輪胎要求胎壓為4.2bar在速度達到80Km/h能被驅動。
2.2.2子午線輪胎
子午線輪胎由兩個通過簾布層徑向連接在一起的中心凸緣組成，因此也稱為徑向輪胎．一系列簾布層提供了所必須的剛度，盡管內胎由胎面，胎緣，內部簾線組成，但它也確保了輪胎的密封性（如圖２.５和２.１）．在乘用車的輪胎上，簾布層一般有人造纖維或尼龍簾線，帶狀鋼絲簾線或者由許多細鋼絲線連接在一起的鋼絲簾線，完全鋼絲簾線．為了突出帶狀鋼絲這一特點，這些輪胎也稱為＂鋼絲徑向輪胎＂，這些材料在胎緣上的位置如圖２.１８（７，８）．在商用車上，這種設計方法尤其重要，而且簾布層很可能由鋼絲組成．
堅硬的帶將引起徑向震蕩，這不得不將車身和車輪懸架用一個徑向可塑性的構件隔開，否則擔負在卵石路面或不好的路面上以不小于８０Ｋm／h的速度行使時將引起車身枯燥的噪音（參看圖３.６.５.２和５.１.２）．子午線另外的一個缺點就是，和斜交輪胎相比它的薄薄的輪胎胎緣的敏感性容易受損，它的優(yōu)點大于斜交輪胎的是：
更大有效行使里程；
轉矩??；
較好的防抱死性能；
較好的制動性能；
在相同的胎壓下具較好的轉向性和較大的側向力；
在高速行駛時具有較高的乘坐舒適性．這些性能對于當今的乘用車和商用車尤其重要．
2.2.3有內胎輪胎和無內胎輪胎
在乘用車上無內胎輪胎幾乎全部代替了有內胎輪胎，主要原因是無內胎輪胎拆裝方便而且快，輪胎內簾線自封性好．在無內胎輪胎上，內簾線代替了有內胎輪胎的功能．例如，它防止空氣從輪胎放出來．它和簾布層是一個整體（不像有內胎輪胎），不是在緊張的壓力下工作．如果輪胎被損壞了，破口處不會增大，不會很快的引起減壓和輪胎的報廢，無內胎輪胎的應用和輪緣外形和沖氣壓是分不開的．
因為當今還是一個不健全的社會，在很多國家還在使用有內胎輪胎．當選用有內胎輪胎的時候，應注意確保選用合適的型號．如果有內胎的輪胎太大，將會形成折痕，如果太小將會形成氣壓過載，這都將減輕輪胎的壽命．為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，輪胎可以按照胎緣標選擇合適的輪胎．（圖２.１８?。常?
胎閥用來給輪胎充氣并保持所需的氣壓，無內胎輪胎和有內胎輪胎有各種不同的胎閥．最常用的太閥是所謂的＂扣入閥＂，閥身是由一個硬化的橡膠套管腳組成，它保證了凸緣孔處的密封性（圖２.２０）．把胎閥插進去，它就發(fā)揮作用了，關閉胎閥就可以阻止污物的進入．
高速行使時，胎閥可能要承受彎曲應力，這樣就可能使氣壓降低．輪轂和輪緣可以用來阻止這類現(xiàn)象的發(fā)生．
２.２.４高寬比
高寬比Ｈ／Ｗ也就是外形輪廓影響輪胎性能也影響車輪的空間位置（圖２.８），在圖２.９中，高寬比為０.７的較窄的輪胎，簾線較少，防抱死性能好（圖２.３５），輪胎寬了使得它有較大的輪緣和較大的制動盤，這樣可以傳遞較大的側向力和徑向力．
附圖翻譯
２.３）徑向輪胎的結構，簾線之間有一個偏移角度在８８度和９０度之間．
２.４）帶狀鋼絲輪胎的結構，簾線和中心線偏移角度在１５度和２５度之間．
２.５）目錄Ｔ（圖２.１２）中速度范圍內的乘用車輪胎的徑向結構，簾布層數(shù)和材料參閱胎緣結構（圖２.１８），組成部分分別是：１，胎面花紋２，鋼絲帶３，人造纖維或尼龍材料的保護層４，胎緣５，兩簾布層結構６，輪胎殼７，內簾線８，膠織物９，輪胎外套１０，中心形狀１１，中心凸緣
2.6）無內胎輪胎的插入橡膠閥，可以用于閥孔直徑是１１.５和１６的輪緣上，數(shù)字４３是總長度，另外也有更長的４９ＧＳ１１．５規(guī)格．
2.7）有內胎輪胎硬化橡膠閥，規(guī)格是38/11.5或38/116。
2.8）Golflll上用的輪胎型號和相匹配的輪緣，所有的輪胎都裝有外緣（輪胎外表）為了實現(xiàn)這種結構，寬輪胎上利用負面效應的翻轉半徑變?yōu)閮?yōu)勢是方法來改變車輪胎盤的偏距（圖3.102），缺點是不再安裝鎖鏈，改變了靈敏度。
2.9）如果中型乘用車有相同的外徑而且載荷量也相同。那么有四種型號的輪胎可以相互使用，型號65，55，45輪胎每一個允許使用a1”輪緣（也可以使用大一點的制動盤），輪胎不同的寬度和長度可以互補，稱之為“輪胎印刷”。圖3.119很清楚的表達了不同標準路面和越野路面的結構，65系列主要用于商用車，60，55，45系列主要用于越野車上。
2.10）輪胎平面，例如和外徑ODT相比輪緣直徑越大（圖2.11）制動盤或制動轂相應也越大。這樣的話就有大制動量和小的磨損趨勢。幅板式輪緣最耐用。
2.11）輪胎標記具體標準，B是新胎斷面寬度
胎面模型（圖2.1可以看到）不包括在輪胎標記內，顯然，最大實際寬度必須和具體的輪緣還有驅動橋鎖環(huán)聯(lián)系在一起考慮。輪胎半徑，和行使速度相聯(lián)系（參考圖2.2.8）左圖是幅板式輪緣，它為制動蹄提供了更多的空間，可以安裝更大的制動盤。
Ｗ是指新胎的名義寬度．高度Ｈ可以從胎緣直徑和輪胎外徑估算出來．可以把胎閥直徑ＯＤＴ和Ｗ帶入輪緣和胎壓為１.８bar和２.３bar的公式中計算高寬比：H=0.5(ODT-d)
????? 1"=1in=25.4mm
例如，在胎緣５Ｊ＊１４的１７５／６５，Ｒ１４８２Ｈ規(guī)格的輪胎上就可以這樣計算：ＯＤＴ＝５８４mm,d=14*25.4=356mm,W=177mm,
H/W=[0.5-(ODT-d)]/W=144/177=0.644
高寬比由兩位數(shù)字和百分號組成，我們稱之為＂系列＂，而且標記為６５系列的輪胎的名義比率是６５％．較寬的輪緣例如６Ｊ＊１４的高度較小些．
2.2.5輪胎規(guī)格標記方法
2.2.5.1速度能達到270Km/h的乘用車的標記
歐洲輪胎及輪緣技術部的ETRTO包括了所有速度能達到270Km/h的乘用車和客車的詳細資料．
胎寬，mm
高寬比，％
輪胎結構代號；
輪緣直徑；
操作指數(shù)，包括負荷指數(shù)，ＬＩ（載荷量指數(shù)）和速度級別ＧＳＹ．
下面舉例說明標記方法：
175／65R14 82 H
其中，175是輪胎名義斷面寬度，
65是名義高寬比，
R是子午線結構代號，
14是輪輞名義直徑，
82是負荷指數(shù)，
H是速度級別。
汽 車 底 盤 與 車 身
如圖2.12所示，子午線輪胎速度的分類是以當前速度標記，終止尺度和以前速度標記為基礎的。輪胎制造商將 VR和ZR作為輪胎最大速度的標志符號。F和M的意思是在緊急情況下所用的備胎。
個別輪胎上仍然用以前的表示方法：
例如 155SR13
155----新型輪胎和82系列的寬度
S-------速度標記
R-------子午線輪胎
13-------輪緣直徑（用英寸表示）
2.2.5.2 美國乘用車的輪胎和尺寸標準
美國和歐洲國家采用“P”來表示輪胎，并且用來說明輪胎的斷面比值。
如：P 155/80 R 13 79 S
輪胎舊的速度表示方式用V=210km/h（或240km/h）,沿用至1992年；保時捷的928S型汽車采用這種標記方法，例如：
225/50 VR 16
V-----速度符號
R-----子午線輪胎
輪胎和車輪
官方公文闡明了承載和氣壓的關系。在乘用車上把承載能力也就是載重說明（L1）當作速度標志，這些關系到車速160km/h?，胎壓2.5bar時的最小承載能力。車輛上未來的標準例如最高車速等對于輪胎氣壓是相當重要的。由于L1用在100km/h以上，所以將來的承載量的曾加是每一次曾25kg。
L1=101 表示825kg
L1=102 表示850kg
L1=108 表示1000kg
5
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(jīng)濟效益高的產(chǎn)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(jīng)濟支柱產(chǎn)業(yè)。
汽車的研究、生產(chǎn)、銷售、營運與國民經(jīng)濟許多部門都息息相關，對社會經(jīng)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(jīng)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(chǎn)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(jīng)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(chǎn)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(jīng)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(jīng)過幾十年的發(fā)展已經(jīng)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(jīng)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(jīng)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(jīng)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(jīng)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(jīng)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(jīng)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(jīng)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(jīng)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(chǎn)，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(chǎn)實踐經(jīng)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。
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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(jīng)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(chǎn)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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