两轴式变速器设计说明书—本科毕业设计

1、黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 变速器主要参数的选择与计算1.1 设计初始数据 最高车速：=200km/h 发动机最大功率：=120kw 最大转矩：=238 整备质量：=1700kg 最大转矩转速：=3500r/min 车轮：215/55r17 1.2 变速器各挡传动比的确定满足最大爬坡度 （1.1） 式中：g作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=20090n；发动机最大转矩，=238n.m；传动系效率，=90%；车轮半径，=0.3334m；滚动阻力系数，取=0.015；爬坡度，取=20°带入数值计算得 满足附着条件： · （1.2）为附着系数，取值范围为0.50

2、.6，取为0.6为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg ；计算得18.35 ； 由得11.5918.35 ； 取=3.0 ；在计算范围内。=7.96km/h<10km/h，检验最低稳定车速合格，故传动比合适。其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： （1.3）式中：常数，也就是各挡之间的公比；五档设置为直接当故，因此，各挡的传动比为：=1.32 （1.4）所以其他各挡传动比为： =3.0， =2.27，=1.72，=1.30 ，=11.3 变速器传动方案的确定图2-1a为常见的倒挡布置方案。图2-1b所示方案的优点是换倒挡时利用了

3、中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-1c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-1c所示方案。图2-1e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-61所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2-1f所示的传动方案。图1-1 变速器倒档传动方案 因为变速器在一挡和倒挡工

4、作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当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。图1.2变速器传动示意图1.4 中心距a的确定初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距a，可根据发动机排量与变速器中心距a的统计数据初选，a=76mm1.5 齿轮参数1.5.1 模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，

5、各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表1.1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量v/l货车的最大总质量/t1.0v1.61.6v2.56.01414.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表1.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.2

6、52.753.253.503.754.505.50 发动机排量为2.5l，根据表2.2.1及2.2.2，齿轮的模数定为2.753.00mm。1.5.2 压力角和螺旋角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降

7、低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。乘用车两轴式变速器螺旋角：20°25°1.5.3 齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。一档和倒档齿宽b=3×7=21mm 二档到五档齿宽b=2.5×7=17.5mm1.5.4 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00. 第2章 齿轮的设计计算与校核2.1 齿轮的设计与计算 2.1.1 各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮为斜齿轮，模数为3.0，初选=20°一挡

8、传动比为 （2.1） 为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （2.2） =47.61取整为48取=13 =48-13=35对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=76.59mm （2.3）对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos=0.392 （2.4） =21.42°啮合角 ： cos=0.93 （2.5） =21.29°变位系数之和 （2.6） =0.03查变位系数线图得： 计算一挡齿轮9、10参数：分度圆直径 =3.0×13

9、/cos20°=45.22mm =3.0×35/cos20°=106.59mm齿顶高 =3.95mm =3.23mm式中： =（76-76.59）/3.0=-0.197 = 0.0254+0.197 = 0.2224齿根高 =3.39mm =4.11mm齿顶圆直径 =52.22mm =111.99mm齿根圆直径 =38.44mm =98.37mm 当量齿数 =15.66 =42.17二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选=21° =56.76取整为57=18 =39则，=2.17=2.27对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =76.28mm端面压力角 ta

10、n=tan/cos =21.31°端面啮合角 = 变位系数之和 = 0查变位系数线图得： 0 =0.09 =二挡齿轮参数：分度圆直径 =48.06mm =104.13mm齿顶高 =3.7mm =3.3mm式中： = 0.11 =-0.11齿根高 =2.8mm =3.4mm齿顶圆直径 =55.46mm =110.73mm齿根圆直径 =42.46mm =97.33mm 当量齿数 =22.14 =47.97 三挡齿轮为斜齿轮，初选=22°模数为2.5 =1.72 =56.37, 取整为57得=20.96取整为21，=36 =1.71=1.72对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =

11、76.86mm端面压力角 tan=tan/cos=0.389 =21.25°端面啮合角 =0.941 变位系数之和 = -0.31查变位系数线图得： =0.19 = -0.50三挡齿轮5、6参数：分度圆直径 =65.56mm =86.42mm齿顶高 =2.87mm =2.64mm式中： = -0.344 =0.034齿根高 =3.48mm =4.02mm齿顶圆直径 =71.3mm =91.7mm齿根圆直径 =58.92mm =79.32mm 当量齿数 =26.35 =45.17四挡齿轮为斜齿轮，初选=23°模数=2.5 = 取整为56=23.34，取整为24 =32 则：

12、= =1.33=1.30对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =76.09mm端面压力角 tan=tan/cos=0.396 =21.60°端面啮合角 =0.930 变位系数之和 = -0.05查变位系数线图得： = -0.02 = -0.03四挡齿轮3、4参数：分度圆直径 =74.5mm =77.48mm齿顶高 =2.82mm =2.71mm式中： =-0.04 =0.01齿根高 =3.38mm =3.49mm齿顶圆直径 =80.14mm =82.9mm齿根圆直径 =67.74mm =70.5mm 当量齿数 =30.77 =41.03五挡齿轮为斜齿轮，初选=24°模数=2.

13、5 =1.0 取整为56 =28，取29 =27 则： = =0.93=1.0对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =76.63mm端面压力角 tan=tan/cos=0.398 =21.70°端面啮合角 =0.936 变位系数之和 = -0.05查变位系数线图得： = -0.02 = -0.03五挡齿轮1、2参数：分度圆直径 =86.42mm =65.56mm齿顶高 =2.82mm =2.71mm式中： =-1.50 =1.45齿根高 =3.38mm =3.49mm齿顶圆直径 =92.06mm =70.96mm齿根圆直径 =79.66mm =58.8mm 当量齿数 =38.04 =3

14、5.41确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。=23，=14，则：=55.5mm 取56mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 =2×76481=103mm 取102mm =32为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取=27计算倒挡轴和第二轴的中心距 =82.5mm计算倒挡传动比 =1.64 分度圆直径 =42 mm =69mm =96mm 齿顶高 齿根高 mm尺顶圆直径 d+2 48mm m

15、m mm 尺根圆直径 2 mm mm mm 变位系数的齿轮 确立 齿轮 、当量齿数比 根据当量齿数比，查机械设计手册小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为齿轮 、当量齿数比 =1.39根据当量齿数比，查机械设计手册小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为2.1.2 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350hbs的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050hbs左右。为提高抗胶

16、合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：渗碳层深度0.81.2 时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度hrc5863；心部硬度hrc3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度hrc。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25crmnmo，20crnimo，12cr3a等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。2.1.3 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为192n.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。输入轴 =238n.m输出轴 =150&

17、#215;96%×99%=226.19n.m 输出轴一挡 =226.19×2.69×0.96×0.99=578.27n.m 输出轴二挡 =226.19×2.17×0.96×0.99=466.48n.m输出轴三挡 =226.19×1.71×0.96×0.99=367.60n.m输出轴四挡 =226.19×1.33×0.96×0.99=285.91n.m输出轴五挡 =226.19×0.93×0.96×0.99=199.93n.m倒挡 =22

18、6.19××2.85=612.67n.m2.2 轮齿的校核2.2.1 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力 图2.1 齿形系数图 （2.7） 式中：弯曲应力（mpa）；计算载荷（n.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图3.1。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850mpa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力

19、 ，=21，=13，=37，=0.125，=0.142，=0.138，=612.67n.m，=226.19n.m=719.114mpa<400850mpa =735.948mpa<400850mpa = = 512.219mpa<400850mpa2、 斜齿轮弯曲应力 （2.8） 式中：计算载荷，n·mm；法向模数，mm；齿数；斜齿轮螺旋角，°；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350mpa范围，对货车为1

20、00250mpa。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ，=13，=35，=0.16，=0.12，=578.27n.m，=226.19n.m， = =344.38mpa<180350mpa = =245.26mpa<180350mpa（2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力=18，=39，=0.16，=0.12，=466.48n.m，=226.19n.m，=318.79mpa<180350mpa =345.72mpa<180350mpa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=21，=36，=0.15，=0.12，=367.60n.m，=226.19n.m =290.79mpa&l

21、t;180350mpa=317.25mpa<180350mpa（4）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力=24，=32，=0.14，=0.12，=285.91n.m，=226.19n.m = =270.65mpa<180350mpa = =261.95mpa<180350mpa（5）计算五挡齿轮1，2的弯曲应力=29，=27，=0.16，=0.15，=226.19n.m，=199.93.m = =194.50mpa<180350mpa= =176.81mpa<180350mpa2.2.2 轮齿接触应力j （2.9） 式中：轮齿的接触应力，mpa；计算载荷，n.mm；节圆直

22、径，mm；节点处压力角，°，齿轮螺旋角，°；齿轮材料的弹性模量，mpa；齿轮接触的实际宽度，mm； 、主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm，直齿轮、，斜齿轮、； 、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.2。弹性模量=210000n·mm-2，齿宽表2.2变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力=578.27n.m，=226.19n.m， ， =41.42mm， =u=1

23、11.41 mm =8.02mm =21.58mm = =1453.01<19002000mpa = =1285.46mpa<19002000mpa（2）计算二挡齿轮7，8的接触应力=466.48n.m，=226.19n.m，=47.95mm，=104.05mm =9.41mm =20.42mm = =1274.57mpa<13001400mpa = =1369.03mpa<13001400mpa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力=367.60n.m，=226.19n.m，=56.09mm，=95.91mm =19.08mm =11.16mm = =1017.11mpa

24、<13001400mpa = =949.94mpa<13001400mpa（4）计算四挡齿轮3，4的接触应力=285.91n.m，=226.19n.m， =65.24mm， =86.76mm =17.51mm =13.17mm = =1057.22mpa<13001400mpa = =988.06mpa<13001400mpa（5）五挡齿轮1，2的接触应力=226.19n.m，=199.93n.m， =78.76mm， =73.24mm =16.14mm =15.01mm = 951.23mpa<13001400mpa = = 890.41mpa<13001

25、400mpa（6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力=612.67n.m，=226.19n.m， mm mm mm =6.67mm =20.01mm =10.77mm = =1952.72mpa<19002000mpa = =1508.00mpa<19002000mpa = =352.91mpa<19002000mpa2.3 本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动

26、比，同时对各挡齿轮进行变位。然后简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。26第3章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核3.1 轴的设计计算3.1.1 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在hrc5863，表面光洁度不低于8。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低

27、于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。3.1.2 初选轴的直径传动轴的强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴轴颈 （3.1）其中k为经验系数取4.04.6所以d=24.3628.01 mm 取d=26 mm图3.1 轴的示意图3.1.3 轴的强度计算（1）轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式计算 （3.2） （3.3） （3.4） 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（n）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（n）；弹性模量（mpa

28、），=2.1×105mpa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。 （3.5）轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与挠度输入轴刚度 图3.2 输入轴受力分析图一挡齿轮所受力n，nmm，mm mm （3.6） =0.089mm （3.7） =0.109 =-0.00032rad0.002rad （3.8）输出轴刚度图3.3 输出轴受力分析

29、图n，nmm，mm mm=0.061mm =0.138 =0.0012rad0.002rad输入轴的强度校核（2）轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：nnn已知：a=86.125mm；b=194.875mm；l=281mm；d=27mm， 1、垂直面内支反力对c点取矩，由力矩平衡可得到a点的支反力，即： （3.9）将有关数据代入（3.9）式，解得：=2950.34n同理，对a点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.10） （3.11）将相应数据代入（3.10）、（3.11）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩b点的最大弯矩

30、为： n·mm n·mm n·mmb点的最小弯矩为：n·mm4、计算水平面内的弯矩n·mm5、计算合成弯矩n·mmn·mm轴上各点弯矩如图3.4所示：作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (3.12)式中：（n.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.12）式，得：mpampa在低档工作时，400mpa，符合要求。 图3.4 输入轴的强度分析图

31、对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：nn n已知：a=86.125mm；b=194.875mm；l=281mm；d=40mm，对c点取矩，由力矩平衡可得到a点的支反力，即： （3.13）将有关数据代入（3.13）式，解得：=2800.76n同理，对a点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.14） （3.15）将相应数据代入（3.14）、（3.15）两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩b点的最大弯矩为： n·mm n·mm n·mmb点的最小弯矩为： n·mm4、计算水平面内的弯矩 n·mm5

32、、计算合成弯矩 n·mm n·mm轴上各点弯矩如图3.5所示： 图3.5输出轴的弯矩图作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (3.16)式中：（n.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.16）式，得：mpampa3.2 轴承的选择与校核3.2.1 输入轴轴承选择与校核 初选轴承型号根据机械设计手册选择30205型号轴承kn，kn和30206型号轴承kn，kn1、变速器一档工作时 轴承的径向载

33、荷：n，n 轴承内部轴向力（查机械设计手册得：y=1.6）： nn n所以 n n计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到7，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷： n n为支反力。 查表 ， 根据寿命计算公式h 合格 合格3.2.2 输出轴轴承的选择与校核1.初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为：右轴承采用30205型号kn，kn左轴承采用30206型号kn，kn 变速器一档工作时：齿轮上的力：轴承的径向载荷：n，n 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：y=1.6nn n所以 n n计算轴承当量动载荷查机械设计手册得到7，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到当量动载荷：

34、n n为支反力。 查表 ， 根据寿命计算公式h 合格 合格本章小结本章首先简要介绍了轴的工艺要求，即满足工作条件的要求。通过计算，确定轴的最小轴颈，通过轴承等确定轴的轴颈和各阶梯轴的长度，然后对轴进行刚度和强度的验算校核。通过轴颈，选择合适的轴承，通过轴向力的大小对轴承进行寿命计算。参考文献1郝京顺.汽车变速器的发展j.知识讲座，2000(6)2杨通顺变速器的黄金时代j汽车与配件，20033王尚军.dc6j80t六档变速器设计j.大同齿轮集团有限责任公司，2002(1)4林绍义.一种汽车变速器设计j.机电技术，2004(1)5吴修义.国内组合式机械变速器的现状与发展j.现代零部件，2005(1

35、)6吴修义.机械变速器系列化及与车辆的匹配j.变通世界，1999(9)7殷浩东.工程机械驱动桥、变速器产品现状与发展分析j.工程机械与维修， 2006(4)8张洪欣变速器优化设计j哈尔滨工业大学出版社，20039王望予.汽车设计m.北京：机械工业出版社，200310陈家瑞.汽车构造m.北京：机械工业出版社，200511吴际璋汽车构造m北京：人民交通出版社，200412张阳,席军强,陈慧岩.半挂牵引车自动变速器换档策略研究j.北京理工大学机械与车辆工程学院，2006(2)13余志生.汽车理论m北京：机械工业出版社，200014刘惟信.汽车设计m.北京：清华大学出版社，200115王三民.诸问俊.

36、机械原理与设计m.北京：机械工业出版社，200116王世刚，张秀亲，苗淑杰.机械设计实践m.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2001致 谢通过本次设计，使我对变速器有了更多的了解，明白了变速器设计的重要性对变速器的现状及未来有了更深刻的了解，综合运用了汽车构造、汽车理论汽车设计、机械设计、液压传动等课程知识，巩固了所学知识。在本次毕业设计中，指导老师苏清源一直关注着我的每一步进展，并给了我很多的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求，我能够顺利的完成毕业设计，和苏老师的指导师分不开的，在此特别感谢苏老师对我指导与帮助。另外，在这次毕业设计时，遇到很多问题，车辆工程老师和同学也给了我很大帮助，非常

37、感谢帮助过我的老师与同学。 附 录manual transmission overview manual transmissions often feature a driver-operated clutch and a movable gear selector. most automobile manual transmissions allow the driver to select any forward gear ratio ("gear") at any time, but some, such as those commonly mounted on mo

38、torcycles and some types of racing cars, only allow the driver to select the next-higher or next-lower gear. this type of transmission is sometimes called a sequential manual transmission. sequential transmissions are commonly used in auto racing for their ability to make quick shifts.manual transmissions are characterized by gear ratios that are selectable by locking selected gear pairs to the output shaft inside the transmission. conversely, most automatic transmissions feature epicyclic (planetary) gearing controlled by brake bands and/or clutch packs to select gear ratio. automatic trans