兩軸四檔變速器的設(shè)計(jì)論文

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1、. HONDA轎車兩軸四檔變速器設(shè)計(jì) 1 前言 現(xiàn)在，汽車越來越普及，我們不但追求它的功能還有追求它的速度， 速度取決于發(fā)動機(jī)的性能，這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個標(biāo)準(zhǔn)。確實(shí)，擁有一顆"安康的心〞是非常重要的，因?yàn)樗莿恿Φ木喸煺?。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器，變速器現(xiàn)在開展也越來越快，功能也越來越高級。 從汽車開展的歷史，還有人們在不斷的追求汽車的簡便性，變速器開展就越來越多了，但是還是有幾個品種的，主要分為：手動變速器〔MT〕、自動變速器〔AT〕、手動/自動變速器〔AMT〕、無級變速器〔CVT〕。就針對我國現(xiàn)在目前汽車開展的情況而言，主要目前對變速器技術(shù)都有不同程度

2、的研發(fā)，在不同的幾種變速器其中，CVT技術(shù)開展水平走在最前面，同時AMT正在加速產(chǎn)業(yè)化。 手動變速器(MT) 手動變速器〔manual transmission〕，簡稱MT，即用手撥動變速桿才能改變變速器的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而到達(dá)變速的目的。 人們在追求駕駛的簡單化而言，就有人說，手動繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn)，就會阻礙了汽車高速開展前進(jìn)的步伐，所以手動變速器會不久以后就會淘汰了，但是不管什么事，我們從事物開展的另一個角度來看，就目前市場的需求和適用角度來看，手動變速器不會過早的離開現(xiàn)在的汽車市場。 對于不同的車型，手動變速器還是存在著它的一定優(yōu)勢的，我們就從商用車的特性上來說，

3、以卡車為例，卡車大局部是運(yùn)輸?shù)?，它所運(yùn)輸?shù)呢浳镆话愣际菙?shù)十噸中的貨品，面對如此高的"壓力〞，除了保證發(fā)動機(jī)要強(qiáng)勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有"勁〞，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。 隨著人們生活水平的提高，收入也在不停得增加，轎車也慢慢的普及化了，已經(jīng)開場走進(jìn)平常的百姓家了，對于中低層的老百姓來說，經(jīng)濟(jì)型轎車最為適宜，手動變 .

4、 > . 速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。 自動變速器〔AT〕 自動變速器〔AutomaticTransmission〕主要是液壓和電控系統(tǒng)控制實(shí)現(xiàn)自動換檔，自動變速器主要是通過利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)展變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進(jìn)展變速。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。為了使在駕駛汽車的時候?yàn)榱撕啽悴僮?、降低駕駛疲勞，駕駛者都會選擇裝有自動變速器的汽車，這樣可以盡情享受高速駕駛時快樂的感覺。 就對當(dāng)前而言，自動變速器還是有很大的開展空間的，例如它的起步時間比擬短，同

5、時又非常適合女性朋友開，所以還是還有很大的開展空間的。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(diǎn)深受女性用戶群的喜愛。另外在消費(fèi)者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中，第一名是平安氣囊，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。 手動/自動變速器〔AMT〕 由于變速器的開展，人們不斷在追求開車的簡單舒服，從而想出了自動變速器出來，但是人們又不想摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，因?yàn)樵?些時候也需要自動的感覺。 就在這個時候手動/自動變速器便由此誕生。。此型車在其檔位上設(shè)有"+〞、"-〞選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+

6、)，如同手動檔一樣。 該變速器結(jié)合了自動變速器和手動變速器的優(yōu)點(diǎn)，最大限度地減少了變速系統(tǒng)的功率損耗。手動擋因?yàn)樽约嚎梢宰杂烧{(diào)節(jié)擋位及轉(zhuǎn)速，駕駛起來有種暢快的感覺，運(yùn)動感十足，富有駕駛樂趣。如今，隨著技術(shù)日趨成熟和本錢降低等因素，這種以前堪稱奢侈的裝備離我們普通消費(fèi)者越來越近。這種手動/自動變速系統(tǒng)首先由德國專業(yè)高性能跑車生產(chǎn)廠家保時捷在其911車型上推出，稱之為Tiptronic。它的出現(xiàn)使得高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋的束縛。讓駕駛者也能享受手動換擋的樂趣。 無級變速器 當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的開展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要越來越高的。汽車變速器的開展也在不斷地提高，則新

7、一代無級變速器便是人們追求的"極速境 . > . 界〞。無級變速器最早由荷蘭人·多尼斯〔VanDoorne’s〕創(chuàng)造。無級變速系統(tǒng)相對于那些手動變速器或自動變速器而言，不是向那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克制普通自動變速器"突然換檔〞、油門反響慢、油耗高等缺點(diǎn)。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們存在一些相似點(diǎn)，但是他們之間還是有很大的區(qū)別的，如自動變速

8、器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的。然而無級變速器能在一定圍實(shí)現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的"檔〞。裝配該技術(shù)的發(fā)動機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最適宜的傳動比。 從市場走向來看，汽車現(xiàn)在慢慢的走進(jìn)平常的百姓家里，每一個變速器都會隨著改變的，就像無級變速器一樣，它本來是一個高技術(shù)含量的零件，現(xiàn)在也同樣走進(jìn)了普通轎車的"身體〞 之中，而且奇瑞汽車銷售公司表示QQ無級變速器型年底上市?？磥頍o級變速器在中檔車中的運(yùn)用將越為廣泛。 .

9、 > . 2 變速器的構(gòu)造 2.1主要構(gòu)造說明 2.1.1 齒輪型式 變速器所用的齒輪有斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪雖然制造時復(fù)雜、工作時有軸向力，但因其使用壽命長、工作平穩(wěn)、噪音小而仍然得到廣泛的使用。變速器中的長嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使長嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔。本次設(shè)計(jì)中除一、倒檔，其余全為斜齒圓柱齒輪 2.1.2 換檔構(gòu)造型式 當(dāng)前汽車上的機(jī)械式變速器采用的換檔構(gòu)造形式有三種： 1〕滑動齒輪換檔 通常是采用滑動直齒輪進(jìn)展換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又?/p>

10、齒輪換檔的優(yōu)點(diǎn)是構(gòu)造簡單、緊湊、容易制造；缺點(diǎn)是換檔時齒端面承受很大的沖擊，會導(dǎo)致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換檔方式，一般僅用在一檔和倒檔上。采用滑動斜齒輪換檔，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點(diǎn)，但它的換檔仍然防止不了齒端面承受沖擊，所以現(xiàn)代汽車的變速器中，前進(jìn)檔采用滑動齒輪換檔的已甚為少見。 2〕嚙合套換檔 用嚙合套換檔，可將構(gòu)成*傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。這種構(gòu)造既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點(diǎn)，同時克制了滑動齒輪換檔時，沖擊力集中在1～2個輪齒上的缺陷。因?yàn)樵趽Q檔時，由嚙合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承當(dāng)所受到的沖擊，所以嚙合套和接合齒的輪齒所受的沖

11、擊損傷和磨損較小。它的缺點(diǎn)是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 本設(shè)計(jì)中倒檔采用這種換檔方式。 3〕同步器換檔 采用同步器換檔有很多的優(yōu)點(diǎn)：如齒輪換檔無沖擊、操縱輕便、換檔時間短、加速快、平安高。此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動化。它也存在一些缺點(diǎn)：如結(jié) . > . 構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 此外，自動脫檔是變速器的主要障礙之一

12、。為解決這個問題，我們主要在構(gòu)造上實(shí)施有效的方案，如下： 1〕 把嚙合套做得足夠長〔如圖2 a〕或者兩接合齒的嚙合位置錯開〔圖 2 b〕。使用中因接觸局部擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2〕將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄〔0.3~0.6mm〕，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔〔圖3〕。 3〕將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力〔圖4〕。這種構(gòu)造方案比擬有效用較多。 .

13、 > . 因同步器能實(shí)現(xiàn)迅速和無噪聲換檔，換檔時又能防止嚙合套端部受到損壞，并使操縱輕便，所以近代的汽車變速器，除轎車的倒檔和貨車的一檔、倒檔外，其它檔位多數(shù)都裝有同步器。 . > . 同步器分為常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器雖然構(gòu)造簡單，但不能保證被嚙合件在同步狀態(tài)〔即角速度相等〕下?lián)Q檔的缺點(diǎn)，故僅在少數(shù)重型竊車上得到應(yīng)用，而在打多數(shù)變速器中得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。慣性式同步器按構(gòu)造分

14、有鎖削式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式、和多錐式幾種。本設(shè)計(jì)中前進(jìn)檔采用鎖銷式同步器檔換方式 . > . 3 設(shè)計(jì)參數(shù) 3.1 傳遞功率或扭矩： 發(fā)動機(jī) 最大扭矩 T=206N.m/4900r/min; 最大功率 P=110 KW/5700r/min; 3.2 初定各檔傳動比： 選定變速器一、二、三、四檔的傳動比分別為為： =2.528；=1.925；=1.305； =0.

15、620； 3.3 中心矩A的初算與確定 中心距對變速器的設(shè)計(jì)起著非常的重要的作用，例如尺寸和質(zhì)量都有影響，所以我們一定要保證齒輪的強(qiáng)度。兩軸式變速器的中心局A〔mm〕可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)歷公式初定： 式中 ----中心距系數(shù)。對轎車， =8.9~9.3，取 =9.2； ----變速器處于一檔時，第二軸輸出的轉(zhuǎn)矩，其值為： ----發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩206N.m ----變速器的傳動效率，取0.96 故 =206×2.528×0.96=499.94 N﹒m 故可得出初始中心距A=73.017mm 取整為A = 73mm 轎車變速器的中心距在65~80mm圍變化

16、，所以是合格的。 3.4 變速器的總體軸向尺寸的初算與確定 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整數(shù)。 本次設(shè)計(jì)中，其殼體的軸向尺寸是2.85 ×70mm=199.5mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的構(gòu)造尺寸鏈確定。 . > . 3.5 齒輪參數(shù)〔模數(shù)、齒數(shù)、壓力角〕的初算與確定 （1） 齒輪模數(shù)

17、 變速器齒輪的法向模數(shù)由表1給出的圍按表2〔國標(biāo)GB/T1357-1987〕規(guī)定選取。 表1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)〔mm〕 車型 微型、普通型轎車 中級轎車 中型貨車 重型車 m 2.25—2.75 2.75—3.00 3.50—4.50 4.50—6.00 表2 漸開線圓柱齒輪模數(shù)〔GB/T1357-1987〕 第一系列 0.1 0.12 0.15 0.2 0.25 0.3 0.4 0.5 0.6 第二系列 0.35 第一系列 0.8 1 1.25 1.5 2 2.5

18、 第二系列 0.7 0.9 1.75 2.25 第一系列 3 4 5 6 第二系列 2.75 〔3.25〕 3.5 〔3.75〕 4.5 5.5 第一系列 8 10 12 16 第二系列 〔6.5〕 7 9 〔11〕 14 18 第一系列 20 25 32 40 50 第二系列 22 28 36 45 注：1.對于斜齒圓柱齒輪是指法向模數(shù)。 2.優(yōu)先選用第一系列，括號

19、的數(shù)值盡可能不用。 從輪齒應(yīng)力的合理性及強(qiáng)度考慮，每對齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)，但從工藝性考慮，以各變速器的模數(shù)應(yīng)盡可能統(tǒng)一。故在本設(shè)計(jì)中，可選取各齒輪的模數(shù)為： Ⅰ檔：選用直齒輪，=3.5mm Ⅱ檔：選用斜齒輪，=3.3mm Ⅲ檔：選用斜齒輪，=3.3mm Ⅳ檔：選用斜齒輪， =3mm 倒檔：選用直齒輪，=3.5mm （2） 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 變速器齒輪中常用的參數(shù)如齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。 .

20、 > . 表3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 車型 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 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 20°~30° 重型車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、倒檔齒輪22.5°，25° 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時，增加輪齒的抗彎強(qiáng)度、外表接觸強(qiáng)度等。對于轎車而言，為加大重合度且降低噪聲，壓力角應(yīng)該取小些；對與貨車而言，為提高齒輪承載力，壓力角應(yīng)該取大些。齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用

21、的壓力角為20°。故本設(shè)計(jì)中選取齒輪壓力角為：α=20°。 選取斜齒輪的螺旋角時，應(yīng)考慮以下問題： 首先，增大β角使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn)還證明，隨著齒輪嚙合得增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)的提高，不過當(dāng)螺旋角大于30°時，其彎曲強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升，因此從提上下檔齒輪的彎曲強(qiáng)度出發(fā)，并不希望β過大，而從提高齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，可選取較大的β值。在本設(shè)計(jì)中，可選取螺旋角：β=24°。 其次，齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力。設(shè)計(jì)時應(yīng)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。

22、 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(yàn)說明，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(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，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 提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命是使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，只有通過把第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值取大一些。 （3） 各檔齒輪齒數(shù)分配傳動示意圖如以下圖： .

23、 > . 圖3-1齒輪齒數(shù)分配傳動示意圖 2 確定各檔齒輪齒數(shù)： Ⅰ檔： 主動齒 =11.824，取=12 被動輪 =29.891,取=30 Ⅱ檔：主動齒 =13.818，取=14 被動輪 =26.95取=27 Ⅲ檔：主動齒 =17.5347，取=18 .

24、 > . 被動輪 =23.49,取=24 重新確定螺旋角 =18.32° Ⅳ檔：主動齒 =27.4440，取=27 被動輪 =17.015,取=17 重新確定螺旋角 =25.30° 2 確定倒檔齒輪齒數(shù)： 一檔、倒檔齒輪常選用一樣的模數(shù)。倒檔齒輪的模數(shù)一般在21～23之間，初選=21，則中間軸與倒檔軸的中心距： ==57.75mm 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動干預(yù)，齒輪10和11的齒頂圓應(yīng)保持0.5

25、 mm以上的面間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為： 則 =63mm 最后計(jì)算倒檔軸與第二軸的中心距： =89.25mm . > . 4 各檔齒輪的幾何尺寸計(jì)算 4.1 直齒輪 1.傳動比： i=2.528 2.端面模數(shù)：=3 3.壓力角：α=20° 4.分度圓直徑：=90mm =36mm 5.無變位中心距：=63mm 6.嚙合角：=35.809°

26、 7.總變位系數(shù)：=0.6423 8.變位系數(shù)的分配：=0.6423 =0 9. 差值：=0.0352 10. 齒全高：=7.3254mm 11.齒頂高：=5.3352mm =2.7243mm 12.齒根高：=1.9902mm =4.6011mm 13.齒頂圓： =100.6704mm =41.4486mm 14.當(dāng)量齒數(shù)：=30 . > . =12 15.測公法線跨齒數(shù)： =3.8333，取=4 =1.833

27、32，取=2 16.公法線長度： =33.5757 =13.7890 4.2 斜齒輪 1.傳動比：=1.925 錯誤！未找到引用源。=1.305 =0.620 2.端面模數(shù)：=3.61248 =3.61248 =3.61248 3.端面壓力角： =21.72308°，=21.72308°，=21.72308° 4.分度圓直徑： Ⅱ檔： =97.5369mm =50.5747mm Ⅲ檔 ：=86.5995mm .

28、 > . =65.0246mm Ⅳ檔： =53.1216mm 97.5370mm 5.端面齒頂高系數(shù)： =0.9135 =0.9135 =0.9135 6.端面頂隙系數(shù)： =0.2473, =0.2473, =0.2473 7.無變位中心距：=74.06mm =75.86mm =69.235 mm 8.端面嚙合角：=23.359° =24.186° =25.708° 9.端面總變位系數(shù)：=0.4125 =0.5473 =0.6724 10.變位系數(shù)的分配：= 0.3247 = 0.3424 =0

29、 0 . > . 0.4860 0.5319 0 0 0.4208 0.4606 0.2378 0.2603 11.差值： =0.113, =0.059, =0.1125 12.齒全高： =6.4752mm ,=6.7342mm ,=6.1672mm 13.齒頂高： 二檔：=3.5932mm , =2.6725mm 三檔：=4.1

30、467mm ，=2.5671mm 四檔：=3.7241mm ，=3.1345mm 14.齒根高： 二檔：=3.1024mm ， =3.9765mm 三檔：=3.4782mm ，=3.7356mm 四檔：=2.4782mm ，=3.2864mm 15.齒頂圓： 二檔：=97.305mm ， =47.625mm 三檔：=76.824mm ， =68.526mm .

31、 > . 五檔：=71.316mm ， =83.254mm 16.當(dāng)量齒數(shù)：(取整) 二檔：=35, =18 三檔：=31 ，=30 四檔：=22，=35 17.測公法線跨齒數(shù)：〔取整〕 二檔：=4, =2 三檔：=3 ，=3 四檔：=3 ，=4 18.公法線長度： 二檔：=37.2896, =21.3649 三檔：=29.8674，=21.2584 四檔：=22.856 ，=31.764 .

32、 > . 5 各檔齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 5.1 齒輪材料的選擇原則 〔1〕滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。 〔2〕合理選擇材料配對。如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。 〔3〕考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采

33、用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。 5.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 汽車行使中高速檔位使用較多，低速檔位使用較少。計(jì)算各檔齒輪強(qiáng)度遵守該原則。 變速器各檔使用率： 四檔車：Ⅰ檔：0.5%；Ⅱ檔：3%；Ⅲ檔：20%；Ⅳ檔：76.5%。 五檔車：Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：3%；Ⅲ檔：5%； Ⅳ檔：16%；Ⅴ檔：75%。 六檔車： Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：2%；Ⅲ檔：4%；Ⅳ檔：8%；Ⅴ檔：15%；Ⅵ檔(I=1)：75%。 六檔車：Ⅰ檔：1%； Ⅱ檔：2%；Ⅲ檔：4%；Ⅳ檔：8%；Ⅴ檔(I=1)：70%；Ⅵ檔(I)：15%。 汽車變速器各檔發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)

34、矩利用率： 五檔車：Ⅰ檔：50%； Ⅱ檔：60%；Ⅲ檔：70%； Ⅳ檔：70%；Ⅴ檔：60% 六檔車：Ⅰ檔：50%；Ⅱ檔：60%；Ⅲ檔：70%；Ⅳ檔：70%；Ⅴ檔：60%；Ⅵ檔：60% 變速器在機(jī)械設(shè)備中的功能大局部相似的，對于不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是大局部相似的。 5.3 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算 〔1〕直齒輪彎曲應(yīng)力 . > . 式中， ----彎曲應(yīng)力〔MPa〕； ----傳遞轉(zhuǎn)矩(N.mm)； K----

35、載荷系數(shù)，可近似取K=1.6； ----為齒寬系數(shù)，可取=1； ----小齒輪齒數(shù)； m----模數(shù)； ----齒形系數(shù)； ----應(yīng)力矯正系數(shù)。 在本設(shè)計(jì)中，常嚙合齒輪、一檔齒輪及倒檔采用直齒圓柱齒輪。下面對其進(jìn)展計(jì)算，。 =119000N.mm 對于常嚙合齒輪，查得：=3.23,=2.428； =1.38，=1.657 則 =236.48Mpa =129.3MPa 直齒輪的許用彎曲應(yīng)力 式中，----彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得=0.95，=0.9； ----彎曲疲勞強(qiáng)度極限， 查得=550Mp

36、a, =480Mpa; S----疲勞平安系數(shù)，取S=1.4 則 =832.57Mpa . > . =775Mpa 因,,故滿足強(qiáng)度條件。 按一樣的方法可算得一檔和倒檔齒輪的彎曲應(yīng)力分別為 =100.69Mpa，=775Mpa =158.57Mpa，=312.63Mpa 由齒輪的許用彎曲應(yīng)力400 ~ 850MPa

37、知，均滿足強(qiáng)度條件。 〔2〕斜齒輪彎曲應(yīng)力 下面以二檔齒輪為例進(jìn)展計(jì)算： 由資料查得： =2.53,=3.02; =1.62,=1.50 =0.78; =0.68 =58.468MPa =169.378MPa 齒輪的許用彎曲應(yīng)力： =491.78MPa =534.28Mpa 因,,故滿足強(qiáng)度條件。 . > . 5.4 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算 〔1〕直齒輪彎曲應(yīng)力 式中

38、，----直齒輪接觸應(yīng)力(MPa)； ----圓周分力〔N〕，〔，為傳遞轉(zhuǎn)矩，單位N〕； ----小齒輪分度圓直徑()； b----齒輪寬度； ----齒輪材料的彈性影響系數(shù)()； K----載荷系數(shù)，可近似取K=1.5； u----齒數(shù)比。 以一檔直齒輪為例進(jìn)展強(qiáng)度計(jì)算。 =145.24MPa =861.97 Mpa 齒輪的接觸許用應(yīng)力 式中，----彎曲疲勞壽命系數(shù)，查得=1.45，=1.58； ----彎曲疲勞強(qiáng)度極限，查得=520Mpa,=600Mpa; S----平安系數(shù)，取S=1 =754M

39、pa; =948 Mpa; . > . ,,故滿足強(qiáng)度條件。 . > . 6 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校 6.1變速器軸的構(gòu)造和尺寸 6.1.1 軸的構(gòu)造 軸是傳動件，它主要是與齒輪連成一體的。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的，它的前端大都支撐在飛輪腔

40、的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承徑確定。它一般是不承受軸向力，該軸承不軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)?；ㄦI統(tǒng)一考慮。第一軸如圖6-1所示： 圖6-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)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。其構(gòu)造如以下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖6-2 變速器中間軸 6.1.2 確定軸的尺寸 確定變速器軸和尺寸，主要依據(jù)構(gòu)造布置上的要求，同時考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時，初步確定軸的長度主要由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸。而

41、軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由以下經(jīng)歷公式 . > . 初步選定： 第一軸和中間軸： 〔6-1〕 第二軸： 〔6-2〕 式中 ----發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N·m 為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)具有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選取： 第一軸和中間軸：

42、d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 6.2 軸的校核 確定的軸的尺寸由變速器構(gòu)造布置考慮到加工和裝配，如果強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)展驗(yàn)算即可。此次設(shè)計(jì)的變速器，在設(shè)計(jì)的過程中，我們都把軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)展校核時只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)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。由于第二軸構(gòu)造比擬復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)展校核。 6.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 第一軸在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭

43、矩強(qiáng)度條件公式為 〔6-3〕 式中：----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T----軸所受的扭矩，N·mm； ----軸的抗扭截面系數(shù)，； P----軸傳遞的功率，kw； d----計(jì)算截面處軸的直徑，mm； . > . []----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 其中P =110kw，n =5700r/

44、min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計(jì)算公式為： 〔6-4〕 式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm； G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； ----軸截面的極慣性矩，，； 將數(shù)據(jù)代入上式可得： 。 對于一般傳動軸可取；故也符合剛度要求。 6.2.2第二軸的校核計(jì)

45、算 1〕軸的強(qiáng)度校核 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 〔6-5〕 〔6-6〕 〔6-7〕 式中 ----至計(jì)算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.35； d ----計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑為105mm； ---

46、-節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16°； ----螺旋角，為30°； . > . ----發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為245N.m。 代入上式可得： ， ， 。 危險截面的受力圖為： 圖4-1 危險截面受力分析 水平面：〔160+75〕=75 =1317.4N； 水平面所受力矩：

47、 垂直面： 〔6-8〕 =6879.9N 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：。 故危險截面所受的合成彎矩為： 〔6-9〕 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力〔MPa〕: 〔6-10〕 .

48、 > . 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 第二軸在垂直面的撓度和在水平面的撓度可分別按下式計(jì)算： 〔6-11〕 〔6-12〕 式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力〔N〕,這里

49、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----支座之間的距離〔〕。 將數(shù)值代入式〔4-11〕和〔4-12〕得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 . > . 7同步器的設(shè)計(jì) 7.1同步器的構(gòu)造

50、 本次設(shè)計(jì)采用的同步器類型主要為鎖環(huán)式同步器，其構(gòu)造如以下圖所示： 圖7-1 鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)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(jié)合套 如圖〔7-1〕，此類同步器的工作原理是：換檔時，換檔力主要是沿軸向作用在嚙合套上的，使定位銷和鎖環(huán)移動，一直到鎖環(huán)錐面與齒輪上的錐面接觸為止。滑塊的定位是錐面上作用有摩擦力矩，而使它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，導(dǎo)致的原因是作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差。使嚙合套的移動受阻的原因是嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸〔圖7-2b〕，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換

51、檔的第一階段完畢。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，同步過程完畢時角速度也是相等的，這樣就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?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒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7-2d〕，完成同步換檔。 . > . 圖7-2 鎖環(huán)同步器工作原理 7.2同步環(huán)主要參數(shù)確實(shí)定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 試驗(yàn)還證明：頂部寬度過窄會影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快，

52、同時還要需刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)有很大的影響，造成換擋費(fèi)力是因?yàn)槟Σ烈驍?shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計(jì)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7-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖7-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 圖7-3 同步器螺紋槽形式 . > . (2)錐面半錐角 摩擦錐面半錐角與摩擦力

53、矩成反比，錐面半錐角越大就摩擦力矩越小，但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，防止自鎖的條件是tan。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的外表粗糙度控制不嚴(yán)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(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7°。 (3)摩擦錐面平均半徑R 摩擦力矩隨著R的增大而增大。R往往會受到限制，包括構(gòu)造、變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置，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。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設(shè)計(jì)中采用的R為50～60mm。 〔4)錐面工作長度b 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但

54、同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時可根據(jù)下式計(jì)算確定 設(shè)計(jì)中考慮到降低本錢取一樣的b取5mm。 〔5〕同步環(huán)徑向厚度 同步環(huán)的徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣都要受機(jī)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，厚度也會有一定的影響的，所以不能取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。 本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。 〔6〕鎖止角 如果鎖止角選取正確，這樣可以保證只有在換檔的兩個局部之間角速度差到達(dá)零值才能進(jìn)展換檔。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

55、構(gòu)造的鎖止角在26°～46°圍變化。本次設(shè)計(jì)鎖止角取。 〔7〕同步時間t . > . 同步器工作時，要連接的兩個局部到達(dá)同步的時間越短越好。同步器的構(gòu)造尺寸除外，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有一定的影響以外，還有以下對同步時間有影響，如變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力 。軸向力越大，同步時間越少。而軸向力主要與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不一樣。為此，同步時間與車型也有一定的關(guān)系，計(jì)算時可

56、在下屬圍選取：對轎車變速器高檔取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。 . > . 8 滾動軸承的壽命計(jì)算 以中間軸左端軸承為例進(jìn)展壽命計(jì)算。軸承所受軸向載荷=648N，徑向載荷=2569N，軸承的轉(zhuǎn)速5635r/min,預(yù)期壽命=4000 h. 當(dāng)量動載荷 式中，----載荷系數(shù)，取=1.1； *----徑向動載荷系

57、數(shù)； Y----軸向動載荷系數(shù)。 根據(jù) 采用一樣的方法，選用其他三個軸承分別為：6207軸承、6205軸承、6207軸承 . > . 9 潤滑

58、 9.1 齒輪的潤滑狀態(tài) 　　閉式齒輪傳動,如果齒輪的圓周速度ν<12m/s時,我們一般將大齒輪的輪齒浸入油池進(jìn)展浸油潤滑。這樣可以借助齒輪的傳動,不僅把潤滑油帶到嚙合齒面,而且也可把油甩到箱壁上,用以散熱或潤滑軸承。 　　為了減少齒輪的轉(zhuǎn)動阻力、控制潤滑油的升溫,齒輪浸入油中的深度,一般不超過一個齒高,對于多級傳動的低速級,最大浸油深度不應(yīng)超過大齒輪半徑的1/3。對于錐齒輪,浸油深度為0.5~1倍的齒寬;如果齒輪圓周速度ν>12m/s時,就應(yīng)該采用噴油潤滑,噴油潤滑是將潤滑油以一定壓力直接由噴嘴噴射到齒輪嚙合處的一種潤滑方法。 　　機(jī)械設(shè)備中變速器的潤滑主要有以下幾種，如齒輪和軸承的

59、潤滑,在綜合考慮流體動力效應(yīng)、潤滑油的壓——粘特性和接觸體性變形三者根底上確立的壓力潤滑油膜,一般都會講摩擦外表分隔開來的潤滑狀態(tài),稱彈性流體動力潤滑。我們可以根據(jù)彈性流體動力學(xué)潤滑理論,當(dāng)齒面處在潤滑狀態(tài)與齒面的接觸應(yīng)力、滑動速度和方向、潤滑的性能都有關(guān)。但齒輪傳動的特點(diǎn)是嚙合時間很短,如果同時發(fā)生滑動和滾動,滑動方向和大小都會急劇地變化,從而造成接觸面單位面積上的瞬時壓力很高,材料的彈性變形大,在此情況下,評定齒輪有效潤滑的膜厚比參數(shù)λ為: λ=hmin/σ 　　其中hmin——齒輪嚙合時的最小油膜厚度(um); σ——兩嚙合齒輪外表的綜合粗糙度(um); 　　式中σ= (σ12+

60、σ22)1/2 σ1、σ2——分別為兩摩擦外表粗糙度的均方根(um)。 　　根據(jù)λ的試驗(yàn)結(jié)果值,齒輪的潤滑狀態(tài)分為3種: 1)當(dāng)λ<0.4時為邊界潤滑,載荷完全由邊界膜承當(dāng),摩擦學(xué)特性決定于固體外表性能和潤滑劑油性。當(dāng)齒輪間為邊界潤滑時,輪齒外表有較多的凸峰接觸,易發(fā)生擦傷、粘著膠合磨損。 2)當(dāng)0.4<λ<3時為混合潤滑,隨著λ值的增大,油膜承當(dāng)載荷的比例也增大,當(dāng)λ=1時,邊界膜承當(dāng)?shù)妮d荷約為總載荷的30%,摩擦學(xué)特性決定于固體外表性能和潤滑劑油性及粘度。這種潤滑狀態(tài)差異很大,有的接近彈性流體動力潤滑,有的接近邊界潤滑。 　　3)當(dāng)λ>3~5為流體潤滑,就是完整全油膜潤滑,齒面全

61、部被彈性流體油膜分開,輪齒外表的摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)橛湍ぞ植孔娱g摩擦,由于摩擦系數(shù)比擬小,載荷完全由油膜 . > . 承當(dāng),摩擦學(xué)特性決定于潤滑劑粘度,這樣可以發(fā)生齒面疲勞點(diǎn)蝕、齒面膠合、齒面磨粒磨損等損傷的概率最小,這是一種理想的潤滑狀態(tài)。 9.2 潤滑在齒輪傳動中的作用及影響 　　輪齒的失效形式主要有一下幾種常見的形式如:輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、齒面膠合、齒面磨粒磨損和塑性變形等。 2.1潤滑對抗點(diǎn)蝕的作用及影響 　　輪齒正常工作時,它的

62、工作外表上的接觸應(yīng)力是一個變化值，主要與時間變化有關(guān)系, 輪齒面長時間在這種高變接觸應(yīng)力的作用下,可能將出現(xiàn)微小的金屬剝落而形成一些疲勞淺坑,這種現(xiàn)象稱為齒面疲勞點(diǎn)蝕。點(diǎn)蝕生成的時間和他所發(fā)生的程度,主要取決于輪齒之間接觸應(yīng)力的大小、載荷的循環(huán)次數(shù)、材料的硬度、外表微觀幾何形狀及潤滑狀態(tài)和潤滑膜的厚度。一般有以下幾種方式可以提高齒面抗疲勞點(diǎn)蝕的能力，如提高齒面硬度、降低齒面粗糙度值、采用粘度較高的潤滑油以及合理的變位等。潤滑油粘度的上下對于滲入裂紋的作用是有一定的關(guān)系的,粘度越高越有利于油膜的建立和油膜厚度的增加,同時油的彈性可以緩和沖擊,使局部接觸應(yīng)力的分布更趨于均勻,從而降低了最大應(yīng)力值,

63、增強(qiáng)了齒面的抗點(diǎn)蝕能力。所以一定的時候提高潤滑油的粘度,可以適當(dāng)減少外表疲勞點(diǎn)蝕的發(fā)生和擴(kuò)展。 　　潤滑油中常常含有一些特別的添加劑如：極壓添加劑,要是我們使用不當(dāng),往往造成加速生成腐蝕點(diǎn)蝕。如果我們要防止點(diǎn)蝕生成,就要對添加劑的組分、用量、齒輪材質(zhì)、接觸應(yīng)力、負(fù)荷性質(zhì)、速度以及環(huán)境溫度等都應(yīng)注意,不能隨便采用。 　　潤滑方式與供油量對點(diǎn)蝕也有很大影響。例如我們來看一下防止疲勞點(diǎn)蝕,供油量不宜過多。如果供油量過多,則肯定會有局部油因在嚙合的兩齒面間,受到壓力而產(chǎn)生擠壓,從而產(chǎn)生局部高壓,增加了接觸應(yīng)力。同時高壓作用下滲入裂紋的油量也多,促進(jìn)疲勞點(diǎn)蝕的發(fā)生和開展,但為了防止粘著,又應(yīng)該有充分

64、的漬量。所以,應(yīng)綜合考慮供油量的多少,以取得最好的潤滑效果。 2.2潤滑對抗齒面膠合(粘著)的作用及影響 　　膠合一般是由于齒面之間的潤滑膜全部失去了它的保護(hù)作用,使兩隊(duì)齒輪接觸面的金屬在一定壓力下接觸發(fā)生粘著,然而兩齒面之間的相對運(yùn)動使金屬從齒面上撕落引起的粘著磨損現(xiàn)象。潤滑對粘著起到了一定的作用。 　　對不含油性劑和極壓劑的礦物油,油的粘度越高,形成的油膜越厚,粘附性越好,越容易阻止齒面直接接觸,抵抗膠合的能力越強(qiáng);在礦物油中參加油性劑和復(fù)合礦物油,可以用物理和化學(xué)的吸附方式,形成比礦物油更結(jié)實(shí)的邊界油膜,阻止粘著磨損的發(fā)生。 .

65、 > . 2.3潤滑對磨粒磨損的作用及影響 　　當(dāng)泥沙、灰塵、鐵屑、金屬粉末等進(jìn)入輪齒的嚙合部位時,將引起齒面的磨粒磨損。潤滑油對磨粒磨損起不到根本的解決作用,它只能把從外來的一些雜質(zhì)從齒端面上沖洗掉。假設(shè)磨損顆粒懸浮于油中,將起研磨劑作用,使磨粒磨損繼續(xù)開展。 為了防止磨粒磨損,經(jīng)常注意潤滑油的清潔和更換是很重要的。油浴潤滑選用較低粘度的潤滑油,有利于磨粒的沉淀。潤滑油經(jīng)過濾后再使用,定期對潤滑油質(zhì)取樣化驗(yàn),定期凈化等。 .

66、 > . 10 總結(jié) 本次設(shè)計(jì)主要是基于目前市場上對微型汽車的需求量不斷增加，而目前手動變速器卻存在一些問題，我們根據(jù)這一實(shí)際情況而進(jìn)展設(shè)計(jì)。微型汽車是我國汽車產(chǎn)品的主要車型之一，在全球的汽車產(chǎn)銷量中占三分之一。本次設(shè)計(jì)中我們使該手動變速器保持了傳統(tǒng)變速器的一些優(yōu)點(diǎn)，如構(gòu)造簡單、使用可靠等優(yōu)點(diǎn)，同時選擇了中型扭矩的發(fā)動機(jī)通過正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比使之與發(fā)動機(jī)參數(shù)優(yōu)化匹配，保證該汽車具有良好的動力性與經(jīng)濟(jì)性。然后確定齒輪的相關(guān)尺寸以及校核齒輪的強(qiáng)度、剛度。接著對軸進(jìn)展強(qiáng)度、剛度校核、對軸承的壽命進(jìn)展了驗(yàn)算。最后做到了制造容易、本錢低廉、維修方便、使用壽命長等要求。設(shè)計(jì)從收集資料，方案構(gòu)思到設(shè)計(jì)初稿、定稿、中間需要查閱的資料設(shè)計(jì)面很廣，由于能力有限時間有限經(jīng)歷缺乏在數(shù)據(jù)的驗(yàn)算上花費(fèi)了很多時間。 但卻使自己對辦公軟件掌握的更好掌握，同時也結(jié)實(shí)了機(jī)械知識,更重要的是提高汽車的相關(guān)認(rèn)識度,使得在日后工作或者學(xué)習(xí)打下堅(jiān)實(shí)根底。 本次設(shè)計(jì)針對提高變速器的傳動效率，響應(yīng)了目前高效、節(jié)能的新潮流，提