桑塔纳3000五档机械变速器设计及改进1

2024年2月8日发(作者：奇瑞瑞虎5x新款2020款)

符 号 说 明

m 汽车总质量 kg

g

重力加速度 N/kg

?max 道路最大阻力系数

rr 驱动轮的滚动半径

Temax 发动机最大扭矩

i0 主减速比

? 汽车传动系的传动效率

igI 一档传动比

G2 汽车满载载荷

? 路面附着系数

A 第一轴与中间轴的中心距

A? 中间轴与倒档轴的中心距

A?? 第二轴与中间轴的中心距

KA 中心距系数

m 直齿轮模数

mn 斜齿轮法向模数

? 齿轮压力角

? 斜齿轮螺旋角

b 齿轮宽度

Zx 齿轮齿数

? 齿轮变位系数

?W 齿轮弯曲应力

?j 齿轮接触应力

Ft 齿轮所受圆周力

Fa 轴向力

N

Fr 径向力

Tg 计算载荷

K? 应力集中系数

mm

N·m

N

mm

mm

mm

°

°

mm

MPa

MPa

N

N

N·m

Kf 摩擦力影响系数

E 齿轮材料的弹性模量

MPa

K? 重合度影响系数

rz 主动齿轮节圆半径 mm

rb 从动齿轮节圆半径 mm

?z 主动齿轮节圆处的曲率半径 mm

?b 从动齿轮节圆处的曲率半径?T 扭转切应力

WT 轴的抗扭截面系数

G

轴的材料的剪切弹性模量

IP 轴截面的极惯性矩

fc 垂直面内的挠度

fs 水平面内的挠度

mm

MPa

mm3

MPa

mm4

mm

mm

前 言

现在，每当人们观看F1大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。

从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。

一、手动变速器(MT)

手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。

曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。

首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。

其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。

第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。

本设计是根据桑塔纳3000车型手动变速器而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：

汽车总质量m：1210kg

主减速比：4.444

最高时速：185km/h

轮胎型号：195/60R1485H/无内胎子午线胎

最大扭矩：155Nm/4500

最大功率：75kw/5750

重力加速度g：9.8

道路最大阻力系数：?max：0.27

车轮半径r：0.3m

汽车传动系的传动效率?T：0.97 发动机最高转速：5200r/min

第一章 机械式变速器的概述及其方案的确定

§1.1 变速器的功用和要求

变速器一般安装于发动机和驱动桥之间，其主要功用是;

1. 变速与变矩 通过改变变速器的传动比，可以使汽车在不同的使用条件下得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。

2. 设置空挡和倒档 在不改变发动机旋转方向的情况下使汽车能倒退行驶，在滑行或停车时发动机和传动系统能保持分离。

3. 变速器一般还应设置动力输出窗口。

为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器的主要要求是：

1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。

2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。

3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。

4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。

5. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。

§1.2 变速器结构方案的确定

变速器由传动机构与操纵机构组成。

1．变速器传动机构的结构分析与型式选择

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。

设计时首先应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，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。

传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。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。

某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.7~0.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。

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。

三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。

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。其他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：处直接档外其他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

两轴式变速器如图1-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。

两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。

图1-2 两轴式变速器

1— 第一轴；2—第二轴；3—同步器

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。在本设计中，倒档齿轮采用直齿圆柱齿轮。

由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。

图1-3、图1-4、图1-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。

图1-3 中间轴式四档变速器传动方案

如图1-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图1-3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图1-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。

图1-4a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图1-4b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图1-4d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。

图1-4 中间轴式五档变速器传动方案

图1-5a 所示方案中的一档、倒档和图b所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。

图1-5 中间轴式六档变速器传动方案

以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或

啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。

发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图1-3a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。

变速器用图1-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图1-4c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。

2．倒档传动方案

图1-6为常见的倒挡布置方案。图1-6b所示方案的优点是换倒挡时利用了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1-6c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1-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-6c所示方案。图1-6e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1-6f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1-6g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1-6f所示的传动方案。

图1-6 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。

§1.3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

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

换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。

直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。

啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。

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。

自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：

1） 将啮合套做得长一些（如图1-7a）

或者两接合齿的啮合位置错开（图1-7b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1~3mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。

2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3~0.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图1-8）。

3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜20~30），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力 a b

（图1-9）。这种结构方案比较有效，

图1-7 防止自动脱档的结构措施Ⅰ

采用较多。

此段切薄

图1-8 防止自动脱档的结构措施Ⅱ

加工成斜面

图1-9 防止自动脱档的结构措施Ⅲ

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1-10所示：

图1-10 锁环式同步器

l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6—滑块;

7-止动球;8-卡环;9—输出轴;10、11-齿轮

第二章 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

一、档数和传动比

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

emaxgI0Tii?rr?mg(fcos?max?sin?max)?mg?max则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

mg?rr

i

g

?

max （2-1）

Temaxi0?式中 m----汽车总质量；

g----重力加速度；

ψmax----道路最大阻力系数；

rr----驱动轮的滚动半径；

Temax----发动机最大转矩；

i0----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

求得的变速器I档传动比为：

G2?rrigI?

T

e

max

i0

?

T （2-2）

TemaxigI?Trr?G2?式中 G2----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 1600kg；

rr=300mm；

Te max=155Nm；

i0=4.444；

η=0.97。

根据公式（2-2）可得：ig1

=3.52。

超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计去五档传动比ig5=0.75。

中间档的传动比理论上按公比为：

igmaxn?1q?

i （2-3）

gmin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=1.47。

故有：

ig1=3.52；

ig2=2.39；ig3=1.63；ig4=1.11(修正为1)；

ig5=0.75

二、中心距

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

A

3

T

Imax (2-4)

?

K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；

TI max

----变速器处于一档时的输出扭矩：

TI max=Te max

igI

η =529.2N﹒m

故可得出初始中心距A=72.8mm。

三、轴向尺寸

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KA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?72.8mm=218.4mm，

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。

四、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mn

mn?0.473Temaxmm

(2-5)

其中Temax=155Nm，可得出mn=2.5。

一档直齿轮的模数m

m?0.333T1maxmm

(2-6)

通过计算m=2.75。

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

项目

车型

轿车

一般货车

重型车

齿形

高齿并修形的齿形

GB1356-78规定的标准齿形

同上

压力角α

14.5°，15°，16°16.5°

20°

螺旋角β

25°~45°

20°~30°

小螺旋角 低档、倒档齿轮22.5°，25°

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

（2-7）

为了确定Z9和Z10的齿数，

先求其齿数和Z?:

2AZ?? （2-8）

m其中

A

=72.8mm、m

=2.5；故

有Z??58.4。

2-1 五档变速器示意图

图

当轿车三轴式的变速器ig1?3.5~3.9时，则Z10可在15~17范围内选择，此处取Z10=16，则可得出Z9= 43。

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zz修正后的中心距作为以后计算的依据。

ig1?2.9z1z10这里Z?修正为59，则根据式（2-8）反推出A=73.75mm。

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

ZZ2 （2-9）

?ig1?10Z1Z9

Z2?1.31由已经得出的数据可确定 ①

Z1而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等

m(Z?Z2) （2-10）

A?n12cos?

由此可得：

2Acos?Z1?Z2? (2-11)

mn而根据已求得的数据可计算出：Z1?Z2?52 。 ②

① 与②联立可得：Z1=22、Z2=30。

igI3

.54则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为：

? 。

3.确定其他档位的齿数

Z2Z7ig2?

Z

?

Z （2-12）

18二档传动比

而

ig

?

? ，故有：

2

.55Z1

.75 2.39

7

? ③

Z8

2Acos?对于斜齿轮，

Z

?

? （2-13）

mn

故有：Z7?Z8?52 ④

③ 联立④得：Z7?33、Z8?19。

按同样的方法可分别计算出：三档齿轮

Z5?25、Z6?27；四档齿轮

Z3?21、Z4?31。

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igr取3.4。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z12?13。

而通常情况下，倒档轴齿轮Z13取21~23，此处取Z13=23。

由

ZZZigr?11?13?2

Z

13

Z

12

Z

1 （2-14）

可计算出Z11?34。

故可得出中间轴与倒档轴的中心距

12 =45mm

A′= (2-15)

mn(Z12?Z13) 而倒档轴与第二轴的中心:

(2-16)

1A???mn(Z11?Z13)

2 =71.25mm。

§2.3 齿轮变位系数的选择

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

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。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。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他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

17?Z?? （2-17）

17式中

Z为要变位的齿轮齿数。

第三章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择

§3.1 齿轮的损坏原因及形式

齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。

轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。

齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。

用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。

§3.2 齿轮的强度计算与校核

与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，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。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于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?W

式中，?W----弯曲应力（MPa）；

Ft10----一档齿轮10的圆周力（N），

F10?2Tg/d；其中Tg为计算载荷（N·mm），d为节圆直径。

----应力集中系数，可近K?似取1.65；

Kf----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3-1 齿形系数图

?W?t10?f （3-1）

btyFKKFt10?2Tg/d当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：

ZZTg?Temax?9?2 （3-2）

Z10Z1

=155?1000?2.69?1.36

2TgK?Kf?w9??723.1MPa

?

m

3

zKcy

=567052Nm

一档为直齿轮：从动齿轮：Z9=43；

Tg?567052N.m；

Kf=0.9；m=2.5；Kc取6；K??1.65；

查表，y取0.092；将这些数据代入公式（3-1）得：

2Tgcos?K??zmn3yKcK??w10??767.5MPa因为弯曲应力小于480~850

MPa，所以齿数Z9合格。

主动齿轮：Z10=16；；m=2.5；Kc取8；K??1.65；Kf=1.1；

查表，y取0.116；将这些数据代入公式（3-1）得：

因为弯曲应力小于480~850

MPa，所以齿数Z10合格。

当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩力在400~850MPa之间。

Temax时，一档直齿轮的弯曲应

（2） 斜齿轮弯曲应力

FK （3-3）

?w?1?btyK?

2Tgcos?K??w?式中

K?为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（3-1）注释相同，K??1.50，

?zmn3yKcK?选择齿形系数y时，按当量模数zn?z/cos3?在图（3-1）中查得。将上述有关参数代入（3-1），整理后得到斜齿轮弯曲应力为：

（3-2）

2Tg二档齿轮圆周力： （3-4）

Ft8?Ft7?d8Ft8?Ft7=6798.6N 根据斜齿轮参数计算公式可得出：齿轮8的当量齿数zn?z/cos3?=47.7，可查表（3-1）得：y8?0.153。

?w8??212.28MPa故

同理可得：

?w7?231.99MPa。

依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：

三档：

四档：

五档：

6798.8?1.520?7.85?0.153?2?w5?276.2MPa?w6?266.4MPa?w1?211.5MPa?w2?197.4MPa?w3?218.8MPa?w4?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?

j

FE?11?

?

j

?

0.418

?

?

? （3-5）

b??z?b?

式中，

?

j ----齿轮的接触应力（MPa）；

F----齿面上的法向力（N），F?F1/(cos?cos?)；

F1 ----圆周力在（N），

F1?2Tg/d；

?----节点处的压力角（°）；

；

?----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；

?z、?b----主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；

?z?rzsin?直齿轮： （3-6）

?b?rbsin? （3-7）

斜齿轮： （3-8）

??rsin?/cos2?其中，rz、rb分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。

应力?j见下表：

表3-1 变速器齿轮的许用接触应力

齿轮

渗碳齿轮

一档和倒档

常啮合齿轮和高档

通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：

1900~2000

1300~1400

?z? （3-9）

?b??rbsin??cos2?z将作用在变速器第一轴上的载荷Temax作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触?j/MPa

液体碳氮共渗齿轮

950~1000

650~700

一档：

?j1?1998.61MPa二档：

?j2?1325.17MPa

?j3?1233.1MPa?j4?1208.5MPa?j5?1015.78MPa

三档：

四档：

五档：

倒档：

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。

第四章 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：

一档齿轮 倒档齿轮

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：

（4-1）

d?(0.4~0.5)A,mm

第二轴：

d?1.073Temax,mm （4-2）式中

Temax----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?T?WT95500000.2d3Pn????T

（4-3）

式中：?T----扭转切应力，MPa；

T----轴所受的扭矩，N·mm；

WT----轴的抗扭截面系数，mm3；

P----轴传递的功率，kw；

d----计算截面处轴的直径，mm；

[?T]----许用扭转切应力，MPa。

其中P

=75kw，n

=5200r/min,d

=24mm；代入上式得：

9550000?95

?T?57500.2?253?50.5MPa由查表可知[?T]=55MPa，故?T?[?T]，符合强度要求。

轴的扭转变形用每米长的扭转角?来表示。其计算公式为：

??5.73?104T

GIP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；

IP----轴截面的极惯性矩，mm4，Ip??d4/32；

将已知数据代入上式可得：

??5.73?104170?10004?0.9。

8.1?104?3.14?2532对于一般传动轴可取[?]?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Ft、径向力Fr及轴向力Fa可按下式求出：

F2Temaxi

t?d

F2Temaxitan?r?

dcos?

F2Ta?emaxitan?d

4-4）

4-5）

4-6）

4-7）

（

（（（

式中

i----至计算齿轮的传动比，此处为五档传动比3.55；

d

----计算齿轮的节圆直径，mm，为105mm；

?----节点处的压力角，为20°；

?----螺旋角，为30°；

Temax----发动机最大转矩，为155000N·mm。

代入上式可得： ，

Ft?12466.7NFr?4127.8N，

Fa?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：FA（160+75）=Fr75

FA=1317.4N；

水平面内所受力矩：Mc?160?FA?10?3?210.78N?m

垂直面：

d?Fa?Ft?1602FA?? （4-8）

160?75

=6879.9N

垂直面所受力矩：Ms?160?FA??103?1100.78N?m。

该轴所受扭矩为：Tj?170?3.85?654.5N。

故危险截面所受的合成弯矩为：

M?Mc2?Ms2?Tj2 （4-9）

?(210.78?1000)2?(110.78?1000)2?(654.5?1000)2?6.9?105N?mm则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力?（MPa）:

32M （4-10）

???????d3

将M代入上式可得：??136.16MPa，在低档工作时[?]=400MPa，因此有：

??[?]；符合要求。

2）轴的刚度校核

第二轴在垂直面内的挠度fc和在水平面内的挠度fs可分别按下式计算：

F1a2b2fc? （4-11）

3EIL

F2a2b2 （4-12）

fs?3EIL

式中,

F1----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于Ft；

F2----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于Fr；

E----弹性模量（MPa），E?2.1?105（MPa），E

=2.1?105MPa；

I----惯性矩（mm4），I??d4/64，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：

fc?0.13

fs?0.15故轴的全挠度为f?fc2?fs2?0.198mm?0.2mm，符合刚度要求。

第五章 变速器同步器的设计

1. 同步器的结构

在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：

图5-1 锁环式同步器

1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）

5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套

如图（5-1），此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差??，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5-2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图5-2d），完成同步换档。

图5-2 锁环同步器工作原理

2．同步环主要参数的确定

(1)同步环锥面上的螺纹槽

如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。

图5-3 同步器螺纹槽形式

(2)锥面半锥角?

摩擦锥面半锥角?越小，摩擦力矩越大。但?过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan??f。一般?=6°～8°。?=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在?=7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。

(3)摩擦锥面平均半径R

R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为50～60mm。

（4)锥面工作长度b

缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作

面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定

b?Mm （5-1）

22?pfR设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。

（6）同步环径向厚度

与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。

轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3～0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.07～0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2～3倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。

本设计中同步器径向宽度取10.5mm。

（6）锁止角?

锁止角?选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角?选取的因素，主要有摩擦因数f、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角?。已有结构的锁止角在26°～46°范围内变化。本次设计锁止角?取30?。

（7）同步时间t

同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.15～0.30s，低档取0.50～0.80s；对货车变速器高档取0.30～0.80s，低档取1.00～1.50s。

第六章 变速器的操纵机构

设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：

1. 换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：

图6-1 变速器自锁与互锁结构

1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖

4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴

2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图6-1所示）。

3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。倒档锁的结构见本设计装配图中67、68、69所示。

第七章 结论

本次设计是桑塔纳3000车型的机械变速器部分。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速器设计发展到今天，其技术已经比较成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。

对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。但是，在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。

紧张忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。毕业设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时也锻炼了与人协作的精神，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。

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[18]

KOIBUCHI

KEN.

TRACTION CONTROL SYSTEM OF VEHICLES COMBINING FEEDBACK CONTROL WITH

FEEDFORWARD CON- TROL

.US,6584399[P].

2003-06-24

[19]

SAUTER

THOMAS,WANDEL

HELMUT.

TRACTION CONTROL SYSTEM INCLUDING INDIVIDUAL SLIP

THRESHOLD REDUCTION OF THE DRIVE WHEEL ON THE OUTSIDE OF THE CURVE

.US,

6866349[P].

2005-03-15

致

谢

四年的学习生活即将结束，回顾四年的学习生活，感受颇深，收获丰厚。而作为大学生活的最后一个环节—毕业设计，经过近12周的紧张准备，也将接近尾声。在毕业设计的写作过程中，有很多困难，无论是在理论学习阶段，还是在论文的选题、资料查询、开题、研究和撰写的每一个环节，无不得到导师的悉心指导和帮助。借此机会我向导师表示衷心的感谢！同时，我要感谢天津工程师范学院汽车与交通学院授课的各位老师，正是由于他们的传道、授业、解惑，让我学到了专业知识，并从他们身上学到了如何求知治学、如何为人处事。同时我也要感谢我的同学给予我的帮助，他们为我撰写毕业设计提供了不少建议和帮助。我要感谢，非常感谢我的导师王银山老师。他为人随和热情，治学严谨细心。在设计的写作和措辞