兩軸式變速器設(shè)計說明書解讀

黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計第1章變速器主要參數(shù)的選擇與計算1設(shè)計初始數(shù)據(jù)最高車速：uamax=200Km/h發(fā)動機最大功率：Pemax=120KW最大轉(zhuǎn)矩：Temax=238N*m整備質(zhì)量：ma=1700Kg最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：nT=3500r/min車輪：215/55R172變速器各擋傳動比的確定①滿足最大爬坡度Grfcossin（1.1）ig1Temaxi0T式中：G—作用在汽車上的重力，Gmg，m—汽車質(zhì)量，g—重力加速度，mg=20090N；Temax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Temax=238N.m；T—傳動系效率， T=90%；r—車輪半徑，r=0.3334m；f—滾動阻力系數(shù)，取 f=0.015；—爬坡度，取 =20°帶入數(shù)值計算得ig1i0 11.59②滿足附著條件：1黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計Temaigx1i0Tr

Fz2·φ （1.2）Φ為附著系數(shù)，取值范圍為 0.5~0.6，取為0.6Fz2為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動橋給地面的載荷，這里取70%mg；計算得ig1i0≤18.35；②由①②得11.59≤ig1≤ig1=3.0i4.0；ig1i12.0在計算范圍內(nèi)。00Umin 0.377nminr/ig1i0=7.96km/h<10km/h，檢驗最低穩(wěn)定車速合格，故傳動比合適。其他各擋傳動比的確定：按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系：ig1ig2ig3ig4q（1.3）ig2ig3ig4ig5式中：q—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；五檔設(shè)置為直接當故ig51，因此，各擋的傳動比為：qn1ig1/ig5=43.0=1.32（1.4）所以其他各擋傳動比為：ig1=3.0， ig2=q3=2.27，ig3=q2=1.72，ig4=1.30，ig5=13變速器傳動方案的確定圖2-1a為常見的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改， 因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 2-1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-61所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些[18]。2黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計本設(shè)計采用圖2-1f所示的傳動方案。圖1-1變速器倒檔傳動方案因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖1.2變速器傳動示意圖3黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計4中心距A的確定初選中心距：發(fā)動機前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=76mm5齒輪參數(shù)1.5.1 模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量 ma在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量ma大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。表1.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量ma/t車型1.0≤V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜ma≤14ma＞14.0模數(shù)mn/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50~6.00表1.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50——發(fā)動機排量為2.5L，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.75~3.00mm。1.5.2壓力角和螺旋角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)4黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角： 20°～25°1.5.3 齒寬b直齒b kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為 4.5～8.0，取7.0；斜齒b kcmn，kc取為6.0～8.5。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為 2～4mm，取4mm。一檔和倒檔齒寬b=3×7=21mm二檔到五檔齒寬 b=2.5×7=17.5mm1.5.4 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00.5黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計第2章齒輪的設(shè)計計算與校核1齒輪的設(shè)計與計算2.1.1各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為3.0，初選cos910°=20一擋傳動比為ig1Z10（2.1）Z9為了求Z9，Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh，斜齒Zh2Acos910（）mn2.2276cos20=47.61取整為48=3.0取Z9=13Z10=48-13=35對中心距A進行修正因為計算齒數(shù)和 Zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的 Zh和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 A，再以修正后的中心距 A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。A0mnZh=3.0（1335）=76.59mm（2.3）2cos2cos20對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角t：tant=tann/cos9-10=0.392（2.4）t=21.42°嚙合角t,：cost,=Aocost=0.93（2.5）A6黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計t,=21.29°變位系數(shù)之和z9z10invn2tan=0.03

,tinvt（2.6）n查變位系數(shù)線圖得：z102.6990.02100.01uz9計算一擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑d9mnz9/cos9-10=3.0×13/cos20=45°.22mmd10mnz10/cos9-10=3.0×35/cos20=106°.59mm齒頂高ha9han9ynmn=3.95mmha10han10ynmn=3.23mm式中：yn（AA0）/mn=（76-76.59）/3.0=-0.197ynnyn=0.0254+0.197=0.2224齒根高hf9hanc9mn=3.39mmhf10hanc10mn=4.11mm齒頂圓直徑da9d92ha9=52.22mmda10d102ha10=111.99mm齒根圓直徑df9d92hf9=38.44mmdf10d102hf10=98.37mm當量齒數(shù)zv9z9/cos39-10=15.66zv10z10/cos39-10=42.17二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為 2.5，初選 78=21°ig2

Z8Z77黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計AmnZ7Z82cos782Acos78276cos21Z7Z8n=2.5=56.76取整為57mZ7=18Z8=39則，i2Z839=2.17≈Z718對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距AomnZ7Z8=76.28mm2cos78端面壓力角tant=tann/cos78t=21.31°端面嚙合角cost,Aocost=76.28cos21.31A76,20.31tzzinv,invt變位系數(shù)之和n78t2tann=0查變位系數(shù)線圖得：z82.1707=0.09unz78=n70.09二擋齒輪參數(shù)：z7mn分度圓直徑 d7=48.06mmcos78d8z8mn=104.13mmcos78齒頂高ha7han7ynmn=3.7mmha8han8ynmn=3.3mm8黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計式中：yn（AA0）/mn=0.11ynnyn=-0.11齒根高hf7hancn7mn=2.8mmhf8hancn8mn=3.4mm齒頂圓直徑da7d72ha7=55.46mmda8d82ha8=110.73mm齒根圓直徑df7d72hf7=42.46mmdf8d82hf8=97.33mm當量齒數(shù)zv7z7/co3s78=22.14zv8z8/co3s78=47.97三擋齒輪為斜齒輪，初選56=22°模數(shù)為2.5i3Z6=1.72Z5mnZ5Z6A2cos56Zh Z5 Z6=56.37,取整為57得Z5=20.96取整為21，Z6=36ig3Z6=36≈=1.72Z521=1.71ig3對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝行木郃omnZ5Z6=76.86mm2cos56端面壓力角tant=tann/cos56=0.3899黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計t=21.25°端面嚙合角cost,Ao76.86cost=cos21.52=0.941A76,19.78tz5z6invt,變位系數(shù)之和ninvt2tann=-0.31查變位系數(shù)線圖得：z51.6495=0.196=-0.50uz6三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑d5z5mn=65.56mmcos56d6z6mn=86.42mmcos56齒頂高ha5han5ynmn=2.87mmha6han6ynmn=2.64mm式中：yn（AA0）/mn=-0.344ynnyn=0.034齒根高hf5hancn5mn=3.48mmhf6hancn6mn=4.02mm齒頂圓直徑da5d52ha5=71.3mmda6d62ha6=91.7mm齒根圓直徑df5d52hf5=58.92mmdf6d62hf6=79.32mm當量齒數(shù)zv5z5/co3s56=26.3510黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計zv6 z6/co3s56=45.17四擋齒輪為斜齒輪，初選 34=23°模數(shù)mn=2.5ig4Z4Z3=1.30mnZ3 Z4A2cos34Z3 Z4 55.96 取整為56Z3=23.34，取整為24Z4=32Z4則： ig4Z33224=1.33≈ig4=1.30對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距AomnZ3Z4=76.09mm2cos34端面壓力角tant=tann/cos34=0.396t=21.60°端面嚙合角cost,Aocost=76.09cos21.60=0.930A76,21.56tz3,invt變位系數(shù)之和z4invtn2tann=-0.05查變位系數(shù)線圖得：uz41.333=-0.024=-0.03z311黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計四擋齒輪3、4參數(shù)：分度圓直徑齒頂高式中：齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數(shù)五擋齒輪為斜齒輪，初選

z3mnd3 =74.5mmcos34z4mnd4 =77.48mmcos34ha3han3ynmn=2.82mmha4han4ynmn=2.71mmyn（AA0）/mn=-0.04ynnyn=0.01hf3hancn3mn=3.38mmhf4hancn4mn=3.49mmda3d32ha3=80.14mmda4d42ha4=82.9mmdf3d32hf3=67.74mmdf4d42hf4=70.5mmzv3z3/co3s34=30.77zv4z4/co3s34=41.0312=24°模數(shù)mn=2.5Z2ig5Z1=1.0mnZ1 Z2A2cos12Z1 Z2 55.54 取整為56Z1=28，取29Z2=2712黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計Z2則： ig5Z124=31=0.93≈=1.0對五擋齒輪進行角度變位：理論中心距AomnZ1Z2=76.63mm2cos12端面壓力角tant=tann/cos34=0.398t=21.70°端面嚙合角cost,Aocost=76.63cos21.70=0.936A76,20.61t變位系數(shù)之和z3z4invt,invtn2tann=-0.05查變位系數(shù)線圖得：uZ10.931=-0.022=-0.03Z2五擋齒輪1、2參數(shù)：分度圓直徑d1z1mn=86.42mmcos12d2z2mn=65.56mmcos12齒頂高ha1han1ynmn=2.82mmha2han2ynmn=2.71mm式中：yn（AA0）/mn=-1.50ynnyn=1.4513黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計齒根高hf1hancn1mn=3.38mmhf2hancn2mn=3.49mm齒頂圓直徑da1d12ha1=92.06mmda2d22ha2=70.96mm齒根圓直徑df1d12hf1=79.66mmdf2d22hf2=58.8mm當量齒數(shù) zz

v1z1/cos312=38.04v2z2/cos312=35.41確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪Z12的齒數(shù)一般在21～23之間，初選Z12后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距A，。Z12=23，Z11=14，則：A，1mZ12Z112=1314232=55.5mm取56mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪 12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪 11的齒頂圓直徑De11應(yīng)為De13De11A20.52De132ADe111=2×76－48－1=103mm 取102mmDe13 mZ132De13Z13 2=32m為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有 0.5mm以上的間隙，取Z13=2714黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計計算倒擋軸和第二軸的中心距AA,,mz13z122=82.5mm計算倒擋傳動比i倒z12=1.64z11分度圓直徑dmtzd11=42mmd12=69mmd13=96mm齒頂高haham3mm齒根高hfhac3.75mm尺頂圓直徑dad+2hada1148mmda1275mmda13102mm尺根圓直徑dfd2hfdf1134.5mmdf1261.5mmdf1388.5mm變位系數(shù)的齒輪Z11Z12Z13確立齒輪Z11、Z12當量齒數(shù)比Uz121.64z11根據(jù)當量齒數(shù)比，查《機械設(shè)計手冊》小齒輪變位系數(shù)為10.1，則大齒輪變?yōu)橄禂?shù)為20.1齒輪Z13、Z12當量齒數(shù)比Uz13=1.39z12根據(jù)當量齒數(shù)比，查《機械設(shè)計手冊》小齒輪變位系數(shù)為10.12，則大齒輪變?yōu)橄禂?shù)為20.1215黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計2.1.2 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。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。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變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：m法 3.5滲碳層深度0.8～1.2m法 3.5時滲碳層深度 0.9～1.3m法 5時滲碳層深度 1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于 0.2；表面硬度HRC48~53[12]。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒[13]。2.1.3計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大扭矩為192N.m，齒輪傳動效率，離合器傳動效率，軸承傳動99%98%效率96%。輸入軸.T1=Temax=238Nm輸出軸T2=T1承齒=150×96%×99%=226.19N.m輸出軸一擋T21T2i1承齒=226.19×2.69×0.96×0.99=578.27N.m輸出軸二擋T22T2i2承齒=226.19×2.17×0.96×0.99=466.48N.m輸出軸三擋T23T2i3承齒=226.19×1.71×0.96×0.99=367.60N.m16黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計輸出軸四擋T24T2i4.承齒=226.19×1.33×0.96×0.99=285.91Nm輸出軸五擋T25T2i5承齒=226.19×0.93×0.96×0.99=199.93N.m倒擋T倒T1承齒i倒=226.19××2.85=612.67Nm0.960.99.2輪齒的校核2.2.1 輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力 w圖2.1齒形系數(shù)圖2TgKKf（2.7）w3zKcym式中：w—彎曲應(yīng)力（MPa）；.Tg—計算載荷（Nmm）；K—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取K=1.65；Kf—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(yīng)力的影響也不同；主動齒輪 Kf=1.1，從動齒輪Kf=0.9；—齒寬（mm）；—模數(shù)；y—齒形系數(shù)，如圖3.1。17黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力w11，w12，w13z11=21，z12=13，z13=37，y11=0.125，y12=0.142，y13=0.138，T倒=612.67N.m，T2=226.19N.m2TKKfw11 m3z11Kcy11=719.114MPa<400～850MPa2T1KKfw12m3z12Kcy12=21501.651.11032.531380.145.=735.948MPa<400～850MPa2T倒KKfw13m3z13Kcy13=2372.8491.650.91032.53348.00.162=512.219MPa<400～850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力 w2Tgcos Kw zmn3yKcK （2.8）式中：Tg—計算載荷，N·mm；mn—法向模數(shù)，mm；z—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角，°；K —應(yīng)力集中系數(shù)，K =1.50；y—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) zn zcos3 在圖中查得；18黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計Kc—齒寬系數(shù)—重合度影響系數(shù)，K=2.0。當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在 180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力w9，w10z9=13，z10=35，y9=0.16，y10=0.12，T21=578.27N.m，T1=226.19N.m，w92T1cos910Kz9mn3y9KcK=2226.19cos20。1.5010313330.167.02.0=344.38MPa<180～350MPa2T21cos 910Kw10z10mn3y10KcK=2578.27cos20。1.5010335330.128.02.0=245.26MPa<180～350MPa（2）計算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力z7=18，z8=39，y7=0.16，y8=0.12，T22=466.48N.m，T1=226.19N.m，w72T1cos78Kz7mn3y7KcK=2226.19cos21。1.50103182.530.167.02.0=318.79MPa<180～350MPa2T2cos78Kw8z8mn3y8KcK=2466.48cos21。1.50103392.530.127.02.0=345.72MPa<180～350MPa19黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力z5=21，z6=36，y5=0.15，y6=0.12，T23=367.60N.m，T1=226.19N.mw52T1cos56Kz5mn3y5KcK=2226.19cos22。1.50103212.530.157.02.0=290.79MPa<180～350MPa2T23cos56Kw6z6mn3y6KcK=2376.60cos22。1.50103362.530.127.02.0=317.25MPa<180～350MPa（4）計算四擋齒輪 3，4的彎曲應(yīng)力z3=24，z4=32，y3=0.14，y4..=0.12，T24=285.91Nm，T1=226.19Nmw32T1cos34Kzm3yKKc3n3=2226.19cos23。1.50103242.530.147.02.0=270.65MPa<180～350MPaw42T24cos34Kzm3yKKc4n4=2285.91cos23。1.50103322.530.127.02.0=261.95MPa<180～350MPa（5）計算五擋齒輪 1，2的彎曲應(yīng)力z1=29，z2=27，y1=0.16，y2=0.15，T1=226.19N.m，T25=199.93.m2T1cos 12Kw1 z1mn3y1KcK20黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計=2226.19cos24。1.50103292.530.167.02.0=194.50MPa<180～350MPaw22T25cos12Kzm3yKK2c2n=2199.93cos24。1.50103272.530.157.02.0=176.81MPa<180～350MPa2.2.2 輪齒接觸應(yīng)力σjTgE11（2.9）j0.418bdcoscoszb式中： j—輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；Tg—計算載荷，N.mm；—節(jié)圓直徑，mm；—節(jié)點處壓力角，°，—齒輪螺旋角，°；E—齒輪材料的彈性模量， MPa；b—齒輪接觸的實際寬度， mm；z、 b—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，mm，直齒輪 z rzsin 、b rbsin ，斜齒輪 z rzsin cos2 、 b rbsin cos2 ；rz、rb—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j見表3.2。彈性模量E=210000N·mm-2，齒寬bKcmKcmn表2.2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪jMPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪21黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力T21=578.27N.m，T1=226.19N.m，z913，z1035，91020d92A（/u1）=41.42mm，d10=ud9=111.41mmz9d9sin/cos220=8.02mm2b10d10sin/cos220=21.58mm2j90.418T1E11bd9coscosb10z9=0.418226.192.1105111037336.19cos20cos208.0221.58=1453.01<1900～2000MPaj100.418T21E11bd10coscos22b10z9=0.418578.272.11051110383115.82cos20cos208.0221.58=1285.46MPa<1900～2000MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力T22=466.48N.m，T1=226.19N.m，z718，z839，7821d72（/u1），A=47.95mmd8ud7=104.05mmb7d7sin/cos221=9.41mm222黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計z8d8sin/cos221=20.42mm2j70.418T1E11bd7coscos24z8b7=0.418226.192.1105111032.547.95cos20cos219.4120.42=1274.57MPa<1300～1400MPaj80.418T22E11bd8coscos24b8z7=0.418466.482.1105111032.58104.05cos20cos219.4120.42=1369.03MPa<1300～1400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力T23=367.60N.m，T=226.19N.m，z521，z636，56221d52A（/u1）=56.09mm，d6ud5=95.91mmb6d6sin/cos222=19.08mm2z5d5sin/cos222=11.16mm2T1E11j50.418bd5cosco2s2b6z5=0.418226.192.1105111032.5756.09cos20cos2211.1619.08=1017.11MPa<1300～1400MPaj60.418T23E11bd6coscos22b6z523黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計=0.418367.602.1105111032.5895.91cos20cos2211.1619.08=949.94MPa<1300～1400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力T24=285.91N.m，T1=226.19N.m，z324，z432，3423d32A（/u1）=65.24mm，d4ud3=86.76mmd4sin2b42/cos24=17.51mmd3sin2z32/cos24=13.17mmj30.418T1E11bd3coscos24b4z3=0.418226.192.11051110372.565.24cos20cos2313.1717.51=1057.22MPa<1300～1400MPaj40.418T24E11bd4coscos24b4z3=0.418285.912.1105111032.5886.76cos20cos2313.1717.51=988.06MPa<1300～1400MPa（5）五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力T1=226.19N.m，T25=199.93N.m，z129，z227，1224d12A（/u1）=78.76mm，d2ud1=73.24mmz1d1sin/cos222=16.14mm224黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計b2d2sin/cos224=15.01mm2j10.418T1E11bd1cosco2s2z1b2=0.418226.192.1105111032.5778.76cos20cos2416.1415.01951.23MPa<1300～1400MPaj20.418T25E11bd2coscos22z1b2=0.418199.932.1105111032.5873.24cos20cos2415.0116.14=890.41MPa<1300～1400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力T倒=612.67N.m，T1=226.19N.m，z1121，z1213，z1337d1239mmd13117mmd1163mmz12d12sin20=6.67mm2b13d13sin20=20.01mm2z11b11d11sin20=10.77mm2j110.418TE11bd11cosz12b11=0.418612.672.11051133863cos206.7610.7710=1952.72MP<1900～2000MPaa25黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計j120.418T1E11bd12cosz12b11226.192.1105113=0.418839cos206.6710.77103=1508.00MPa<1900～2000MPaj130.418（）E11T1z13/z11bd13cosz11b13=0.418612.672.11051110338117cos2010.7720.01=352.91MPa<1900～2000MPa3本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。然后簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。26黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計第3章軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核1軸的設(shè)計計算3.1.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理 [14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在 HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。[14]對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽ 7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度 [15]。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少 [16]。3.1.2 初選軸的直徑傳動軸的強度設(shè)計只需按照扭轉(zhuǎn)強度進行計算，輸入軸軸頸dk3Temax（3.1）其中k為經(jīng)驗系數(shù)取4.0~4.6所以d=24.36~28.01mm取d=26mm27黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計圖3.1 軸的示意圖3.1.3軸的強度計算（1）軸的剛度驗算若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式計算fcFra2b264Fra2b2（3.2）3EIL3ELd4fsFta2b264Fta2b2（3.3）3EIL3ELd4Frabba64Frabba（3.4）3EIL3ELd4式中：Fr—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）；Ft—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）；E—彈性模量（MPa），E=2.1×105MPa；I—慣性矩（mm4），對于實心軸，I d464；d—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；a、b—齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；L—支座間的距離（mm）。軸的全撓度為ffc2fs20.2mm。（3.5）軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與撓度輸入軸剛度28黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計圖3.2 輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力Ft910770.95N，F(xiàn)r94197.33Nd939mm，a954mm，b9293mmL347mmfc964Fr9a92b923ELd14=0.089mm0.05～0.10mmfs964Ft9a92b923d14EL=0.109 0.10～0.15mmf9fc29fs290.14mm0.2mm64Fr9a9b9b9a994=-0.00032rad0.002rad3ELd1輸出軸剛度

3.6）3.7）3.8）圖3.3 輸出軸受力分析圖29黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計Ft1011394.48N，F(xiàn)r104440.31Nd1036mm，a1054mm，b10293mmL347mm64Fr10a102b102fc103ELd214=0.061mm0.05～0.10mm64Ft10a102b102fs103d214EL=0.138 0.10～0.15mmf10fc210fs1020.151mm0.2mm1064Fr10a10b10b10a10=0.0012rad0.002rad43ELd21輸入軸的強度校核（2）軸的強度計算變速器在一檔工作時：對輸入軸校核：計算輸入軸的支反力：Ft98322.87NFr93265.57NFa93350.48N已知：a=86.125mm；b=194.875mm；L=281mm；d=27mm，1、垂直面內(nèi)支反力對C點取矩，由力矩平衡可得到 A點的支反力，即：FALFr9b（3.9）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.9）式，解得：FA=2950.34N同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得： Fc 315.23N2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：30黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計FAHaFCHb（3.10）FAHFCHFt1（3.11）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，得到：FAH 7523.68NFcH 807.26N3、計算垂直面內(nèi)的彎矩點的最大彎矩為：MB MBA MB1MBAFAa80027.97N·mmdFamnz7584.48N·mmMB1Fa22cosMBmax155876.37N·mm點的最小彎矩為：MBmin 4179.57N·mm4、計算水平面內(nèi)的彎矩MBH FAHa 204079.82N·mm5、計算合成彎矩MMB2MBH2T2MminMB2minMBH2T2275431.07N·mmMmaxMB2maxMBH2T2318367.28N·mm軸上各點彎矩如圖 3.4所示：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計算相應(yīng)的彎矩MB、MBH。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為M32M(3.12)Wd3式中：MMB2MBH2T2（N.m）；31黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.12）式，得：minMmin32MWdmaxMmin32MWd

min3max3

43.79MPa50.62MPa在低檔工作時， 400MPa，符合要求。圖3.4 輸入軸的強度分析圖對輸出軸校核：計算輸出軸的支反力：齒輪受力如下：32黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計2T12Tg1cos17903.37NFt10mnz1d1Fr103100.98NFa9Ft10tan13345.97N已知：a=86.125mm；b=194.875mm；L=281mm；d=40mm，對C點取矩，由力矩平衡可得到A點的支反力，即：FALFr2b（3.13）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.13）式，解得：FA=2800.76N同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得： Fc 299.34N2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：FAHaFCHb（3.14）FAHFCHFt1（3.15）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.14）、（3.15）兩式，得到：FAH 7137.54NFcH 765.83N3、計算垂直面內(nèi)的彎矩點的最大彎矩為：MBMBAMB1MBAFAa193605.76N·mmMB1FadFamnz169792.04N·mm22cosMBmax353397.80N·mm點的最小彎矩為：MBmin 23813.72N·mm4、計算水平面內(nèi)的彎矩33黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計MBH FAHa 193605.77N·mm5、計算合成彎矩MMB2MBH2T2MminMB2minMBH2T2479823.81N·mmMmaxMB2maxMBH2T258291N6·mm軸上各點彎矩如圖3.5所示：圖3.5輸出軸的彎矩圖作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計算相應(yīng)的彎矩MB、MBH。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為M32M(3.16)Wd3式中：MMB2MBH2T2（N.m）；——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.16）式，得：34黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計minMmin32Mmin57.4MPaWd3Mmin32Mmax69.74MPamaxWd33.2軸承的選擇與校核3.2.1輸入軸軸承選擇與校核初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇30205型號軸承Cor37KN，Cr32.2KN和30206型號軸承Cor50.5KN，Cr43.2KN1、變速器一檔工作時軸承的徑向載荷：Fr1FA2950.34N，F(xiàn)C1315.23N軸承內(nèi)部軸向力（查機械設(shè)計手冊得：Y=1.6）：s1FA2950.34921.98N2Y21.6s2FB315.2398.51N2Y21.6s1Fa1921.983350.844272.82Ns298.51N所以Fa1921.98NFa2s1Fa1921.983350.844272.82N計算軸承當量動載荷 p查機械設(shè)計手冊得到 e 0.37Fa10.31x1Fr1e，查機械設(shè)計手冊得到；y0Fa213.55x0.4FCe，查機械設(shè)計手冊得到1.09y當量動載荷：Pfp(xFryFa)fp135黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計p1 2950.34Np2 4783.47NFr為支反力。查表fp1，ft1根據(jù)壽命計算公式Lh160106ftCr)8145.97hn(合格fpP1Lh26ftCr)4333.1h6010n(合格fpP23.2.2 輸出軸軸承的選擇與校核1.初選軸承型號根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇軸承型號為：右軸承采用30205型號Cor37KN，Cr32.2KN左軸承采用30206型號Cor50.5KN，Cr43.2KN變速器一檔工作時：齒輪上的力：軸承的徑向載荷：Fr2FA2800.76N，F(xiàn)C2299.34N軸承內(nèi)部軸向力：查機械設(shè)計手冊得：Y=1.6FA875.24Ns12Ys2FB93.54N2Ys1Fa14057.18Ns293.54N所以Fa1875.24NFa2s1Fa14057.18N計算軸承當量動載荷p查機械設(shè)計手冊得到e0.3736黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計Fa10.31e，查機械設(shè)計手冊得到x1Fr1y；0Fa213.55e，查機械設(shè)計手冊得到x0.4C2y1.09F當量動載荷：Pfp(xFryFa)fp1p12800.76Np24542.06NFr為支反力。查表fp1，ft1根據(jù)壽命計算公式Lh16(ftCr)9688.65h合格60n10fpP1Lh26ftCr)5149.52h6010n(合格fpP2本章小結(jié)本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進行剛度和強度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。37黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計參考文獻郝京順.汽車變速器的發(fā)展[J].知識講座，2000(6)．楊通順．變速器的黃金時代[J]．汽車與配件，2003．王尚軍.DC6J80T六檔變速器設(shè)計[J].大同齒輪集團有限責任公司，2002(1)．林紹義.一種汽車變速器設(shè)計[J].機電技術(shù)，2004(1)．吳修義.國內(nèi)組合式機械變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展[J].現(xiàn)代零部件，2005(1)．吳修義.機械變速器系列化及與車輛的匹配[J].變通世界，1999(9)．殷浩東.工程機械驅(qū)動橋、變速器產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展分析[J].工程機械與維修，2006(4)．張洪欣．變速器優(yōu)化設(shè)計[J]．哈爾濱工業(yè)大學出版社，2003．王望予.汽車設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2003．陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005．[11]吳際璋．汽車構(gòu)造[M]．北京：人民交通出版社， 2004．張陽,席軍強,陳慧巖.半掛牽引車自動變速器換檔策略研究[J].北京理工大學機械與車輛工程學院，2006(2)．余志生.汽車理論[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000．劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學出版社，2001．王三民.諸問俊.機械原理與設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2001．王世剛，張秀親，苗淑杰.機械設(shè)計實踐[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2001．38黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計致 謝通過本次設(shè)計，使我對變速器有了更多的了解，明白了變速器設(shè)計的重要性對變速器的現(xiàn)狀及未來有了更深刻的了解，綜合運用了《汽車構(gòu)造》、《汽車理論》《汽車設(shè)計》、《機械設(shè)計》、《液壓傳動》等課程知識，鞏固了所學知識。在本次畢業(yè)設(shè)計中，指導老師蘇清源一直關(guān)注著我的每一步進展，并給了我很多的意見和建議，同時也對我提出了嚴格的要求，我能夠順利的完成畢業(yè)設(shè)計，和蘇老師的指導師分不開的，在此特別感謝蘇老師對我指導與幫助。另外，在這次畢業(yè)設(shè)計時，遇到很多問題，車輛工程老師和同學也給了我很大幫助，非常感謝幫助過我的老師與同學。39黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計附 錄ManualtransmissionOverviewManualtransmissionsoftenfeatureadriver-operatedclutchandamovablegearsele——ctor.Mostautomobilemanualtransmissionsallowthedrivertoselectanyforwardgearratio("gear")atanytime,butsome,suchasthosecommonlymountedonmotorcyclesandsometypesofracingcars,onlyallowthedrivertoselectthenext-higherornext-lowergear.Thistypeoftransmissionissometimescalledsequentialmanualtransmission.Sequentialtransmissionsarecommonlyusedinautoracingfortheirabilitytomakequickshifts.Manualtransmissionsarecharacterizedbygearratiosthatareselectablebylockingsel—ectedgearpairstotheoutputshaftinsidethetransmission.Conversely,mostautomatictr—ansmissionsfeatureepicyclic(planetary)gearingcontrolledbybrakebandsand/orclutchpackstoselectgearratioAutomatic.transmissionsthatallowthedrivertomanuallyselectt—hecurrentgeararecalledManumatics.Amanual-styletransmissionoperatedbycompute—risoftencalledanautomatedtransmissionratherthananautomatic.Contemporaryautomobilemanualtransmissionstypicallyusefourtosixforwardgearsandonereversegear,althoughautomobilemanualtransmissionshavebeenbuiltwithasfewastwoandasmanyaseightgears.Transmissionforheavytrucksandotherheavyequipmentusuallyhaveatleast9gearssothetransmissioncanofferbothawiderangeofg—earsandclosegearratiostokeeptheenginerunninginthepowerband.Someheavyvehi—cletransmissionshavedozensofgears,butmanyareduplicates,introducedasanacciden—tofcombininggearsets,orintroducedtosimplifyshifting.Somemanualsarereferredtobythenumberofforwardgearstheyoffer(e.g.,5-speed)asawayofdistinguishingbetweenautomaticorotheravailablemanualtransmissions.Similarly,a5-speedautomatictransmissi—onisreferredtoasa"5-speedautomatic"40黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計TheearliestformofamanualtransmissionisthoughttohavebeeninventedbyLouisR—enéPanhardandEmileLevassorinthelate19thcentury.Thistypeoftransmissionoffere—dmultiplegearratiosand,inmostcases,reverse.Thegearsweretypicallyengagedbysli—dingthemontheirshafts—hencetheterm"shiftinggears,"whichrequiredalotofcarefultimingandthrottlemanipulationwhenshifting,sothatthegearswouldbespinningatrou—ghlythesamespeedwhenengaged;otherwise,theteethwouldrefusetomesh.Thesetransm—issionsarecalled"slidingmesh"transmissionsandsometimescalledcrashbox.Mostne—wertransmissionsinsteadhaveallgearsmeshatalltimesbutallowsomegearstorotatef—reelyontheirshafts;gearsareengagedusingsliding-collardogclutches;thesearereferre—dtoas"constant-mesh"transmissions.Inbothtypes,aparticulargearcombinationcanonlybeengagedwhenthetwopartstoengage(eithergearsordogclutches)areatthesamespeed.Toshifttoahighergear,thetran—smissionisputinneutralandtheengineallowedtoslowdownuntilthetransmissionpart—sforthenextgearareataproperspeedtoengage.Thevehiclealsoslowswhileinneutralandthatslowsothertransmissionparts,sothetimeinneutraldependsonthegrade,wind,a—ndothersuchfactors.Toshifttoalowergear,thetransmissionisputinneutralandtheth—rottleisusedtospeeduptheengineandthustherelevanttransmissionparts,tomatchspe—edsforengagingthenextlowergear.Forbothupshiftsanddownshifts,theclutchisrelea—sed(engaged)whileinneutral.Somedriversusetheclutchonlyforstartingfromastop,andshiftsaredonewithouttheclutch.Otherdriverswilldepress(disengage)theclutch,sh—ifttoneutral,thenengagetheclutchmomentarilytoforcetransmissionpartstomatchtheenginespeed,thendepresstheclutchagaintoshifttothenextgear,aprocesscalleddoubleclutching.Doubleclutchingiseasiertogetsmooth,asspeedsthatareclosebutnotquitem—atchedneedtospeeduporslowdownonlytransmissionparts,whereaswiththeclutche—ngagedtotheengine,mismatchedspeedsarefightingtherotationalinertiaandpoweroftheengine.Eventhoughautomobileandlighttrucktransmissionsarenowalmostuniversallysync—hronised,transmissionsforheavytrucksandmachinery,motorcycles,andfordedicatedr—acingareusuallynot.Non-synchronizedtransmissiondesignsareusedforseveralreasons.Thefrictionmaterial,suchasbrass,insynchronizersismorepronetowearandbreakagetha—ngears,whichareforgedsteel,andthesimplicityofthemechanismimprovesreliabilitya—ndreducescost.Inaddition,theprocessofshiftingasynchromeshtransmissionisslower41黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計thanthatofshiftinganon-synchromeshtransmission.Forracingofproduction-basedtran—smissions,sometimeshalftheteeth(ordogs")"onthesynchrosareremovedtospeedtheshi—ftingprocess,attheexpenseofgreaterwear.ShaftsLikeothertransmissions,amanualtransmissionhasseveralshaftswithvariousgearsa—ndothercomponentsattachedtothem.Typically,arear-wheel-drivetransmissionhasthre—eshafts:aninputshaft,acountershaftandanoutputshaft.Thecountershaftissometimescalledalayshaft.Inarear-wheel-drivetransmission,theinputandoutputshaftliealongthesameline,a—ndmayinfactbecombinedintoasingleshaftwithinthetransmission.Thissingleshaftiscalledamainshaft.Theinputandoutputendsofthiscombinedshaftrotateindependently,atdifferentspeeds,whichispossiblebecauseonepieceslidesintoahollowboreintheotherp—iece,whereitissupportedbyabearing.Sometimesthetermainshaftreferstojustthei—nputshaftorjusttheoutputshaft,ratherthantheentireassembly.Insometransmissions,it'spossiblefortheinputandoutputcomponentsofthemain—shafttobelockedtogethertocreatea1:1gearratio,causingthepowerflowtobypasstheco—untershaft.Themainshaftthenbehaveslikeasingle,solidshaft,asituationreferredtoasdirectdrive.Evenintransmissionsthatdonotfeaturedirectdrive,it'sanadvantagefortheinputan—doutputtoliealongthesameline,becausethisreducestheamounttorsionfthatthetra—nsmissioncasehastobear.Mostfront-wheel-drivetransmissionsfortransverseenginemountingaredesigneddifferently.Foronething,theyhaveanintegralfinaldriveanddifferential.Foranother,theyusuallyhaveonlytwoshafts;inputandcountershaft,sometimescalledinputandoutput.Theinputshaftrunsthewholelengthofthegearbox,andthereisnoseparateinputpinion.Attheendofthesecond(counter/output)shaftisapiniongearthatmateswiththeringgearonthedifferential.Front-wheelandrear-wheel-drivetransmissionsoperatesimilarly.Whenthetransmissionisinneutral,andtheclutchisdisengaged,theinputshaft,clutchdiskandcountershaftcancontinuetorotateundertheirowninertia.Inthisstate,theengine,theinputshaftandclutch,andtheoutputshaftallrotateindependently.42黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計ShiftmodeMainarticle:GearstickA5speedgearleverInmanymodernpassengercars,gearsareselectedbymanipulatingaleverconnectedtothetransmissionvialinkageorcablesandmountedontheflooroftheautomobile.Thisiscalledagearstick,shiftstick,gearshift,gearlever,gearselector,orshifter.Movingtheleverforward,backward,left,andrightintospecificpositionsselectsparticulargears.AnaftermarketmodificationofthispartisknownastheinstallationofashortshifterwhichcanbecombinedwithanaftermarketshiftknoborWeightedGearKnob.Asamplelayou