变速器主要参数的选择与主要零件的设计

- 1 - m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m m g i 主减速比： 最高时速： 190km/h， 轮胎型号： 205/65 发动机型号： 最大扭矩： 170500 最大功率： 95750 最高转速： 6000r/变速器主要参数的选择与主要零件的设计 速器主要参数的选择 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45 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 1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 则由最大爬坡度要求的变速器 档传动比为 - 2 - m a x 2e g I r 2m i 2 . 5 51 . 6 91 . 1 2 ( 1 )g I I 修 正 为（ 3 式中 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 4为： （ 3 式中 算时取 = 由已 知条件：满载质量 1800 Te 70 = 根据公式 （ 3可得 ： 超速档的的传动比一般为 设计取五档传动比 = 中间档的传动比理论上按公比为： （ 3 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 = 故有： 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（ 根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： - 3 - 3 IA m T（ 3 式中 K 轿车， K A =货车， K A =多档 主变速器 ， K A =1； TI TI e =m 故可得出初始中心距 A= 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 车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档 ( 五档 ( 六档 ( 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 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 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。 轮参数 （ 1）齿轮模数 建议用下列各式选取齿轮模数 12，所选取的模数大小应符合 规定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 m a 4 7 m m（ 3 其中70得出 一档直齿轮的模数 m 31 m a 3mT （ 3 通过计算 m=3。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形 13。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取 2设计取 （ 2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3取。 - 4 - 10912 表 3车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 15， 162545 一般货车 定的标准齿形 20 2030 重型车 同上 低档、倒档齿轮 25 小螺旋角 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，为加大重合度以降低噪声，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 取 20,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角 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的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大小 13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 14： 直齿 b=(.0)m， 齿 b=(.5)m， 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。 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 1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。 定一档齿轮的齿数 一档传动比 （ 3 - 5 - 91012 ZZ( 21 n co 91.3g 为了确定 齿数， 先求其齿数和 Z : （ 3 其中 A =m =3；故 有 Z 。 当轿车三轴式的变速器 .3 ， 则 范围内选择可在 171510Z15， 此处取10Z=16，则可得出9Z=35。 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（ 3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，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ 3推出 A= 定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 3出常啮合齿轮的传动比 （ 3 由已经得出的数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （ 3 由此可得： （ 3 而根据已求得的数据可计算出： 5321 。 与 联立可得： 1Z =19、 2Z =34。 则根据式（ 3计算出一档实际传动比为： 。 定 其他档位的齿数 二档传动比 （ 3 - 6 - )(21 1312 n )(21 1311 而 ，故有： 对于斜齿轮， （ 3 故有： 5387 联立 得： 223187 。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 272665 ；四档齿轮 3716 43 。 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，间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取 1312 Z 。 而通常情 况下，倒档轴齿轮13123，此处取13Z=23。 由 （ 3 可计算出 2711 Z 。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 A= （ 3 =50 而倒档轴与第二轴的中心 : （ 3 = 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相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，- 7 - 1717Z 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，又避免了其缺点。 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，一对齿轮齿根总厚度越薄，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 17，因此一档齿轮需要变位。 变位系数 （ 3 式中 Z 为要变位的齿轮齿数。 济南大学毕业设计 第四章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 - 8 - 10 2/ d10 2/ d K Kb 第二章 变速器齿轮的强度 计算与材料的选择 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，这时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差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 轮的强度计算与校核 与其他机械 2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 40 轮弯曲强度计算 （ 1） 直齿轮弯曲应力W（ 4 式中，W 100 的圆周力（ N） ， ；其中 为计算载荷（ N d 为节圆直径 。 图 4形系数图 济南大学毕业设计 第四章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 - 9 - K9 2m a 1Z 102 w 8782 8 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a 562 7 6 6 a 342 1 8 6 a122 1 1 7 a近似取 动齿轮取 动齿轮取 取 20 图 4示。 当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为： （ 4 =170 1000 659668由 可以得出10将所得出的数据代入式（ 4得 10 6 5 1 P a 9 5 3 3 . 0 1w M P a 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩档直齿轮的弯曲应力在 400850间。 （ 2） 斜齿轮弯曲应力 （ 4 式中 K为重合度影响系数，取 他参数均与式（ 4释相同， ， 选择齿形系数 y 时，按当量模数 3/ co 在图（ 4查得。 二档齿轮圆周力： （ 4 根据斜齿轮参数计算公式可得出：87轮 8 的当量齿数 3/ co =查表（ 4：8 。 故 同理可得： 7 2 3 1 . 9 9w M P a 。 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： 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 180350围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求 。 济南大学毕业设计 第四章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 - 10 - 110 . 4 1 8j1 2/ d 22s i n / c o ss i n c o 123451 9 9 8 . 6 11 3 2 5 . 1 71 2 3 3 . 11 2 0 8 . 51 0 1 5 . 7 81 9 0 4 . 3 2 a轮接触应力j（ 4 式中， N），1 /(； 1N）， ； ）； ）； 查资料可取 31 9 0 1 0E M P a ； 20 、动齿轮节点处的曲率半径（ 直齿轮： （ 4 （ 4 斜齿轮： （ 4 （ 4 其中，别为主从动齿轮节圆半径（ 将作用在变速器第一轴上的载荷速器齿轮的许用接触应力j见下表： 表 4速器齿轮的许用接触应力 齿轮 j/碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 19002000 9501000 常啮合齿轮和高档 13001400 650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下： 一档： 二档： 三档： 四档： 五档： 倒档： 济南大学毕业设计 第四章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 - 11 - 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。 济南大学毕业设计 第 五章 变速器轴的强度计算与校核 - 12 - 第三章 变速器轴的强度计算与校核 速器轴的结构和尺寸 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 5示： 图 5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 5速器中间轴 济南大学毕业设计 第 五章 变速器轴的强度计算与校核 - 13 - 395500000 . 2 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： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 5 第二轴： 3m a 0 7 , m m（ 5 式中 Nm 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= 第二轴： d/L= 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。 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 8条件公式为 （ 5 式中：T N 3 济南大学毕业设计 第 五章 变速器轴的强度计算与校核 - 14 - 39595500005750 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a45 . 7 3 1 04441 7 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032 m a xm a xm a t a nc o s2 t a 1 2 4 6 6 2 7 9 7 T 其中 P =95n =5750r/d =24入上式得： 由查表可知 T=55T 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 式中， T N G 于钢材， G =10 4 32/4； 将已知数据代入上式可得： 。 对于一般传动轴可取 0 1 ( ) / m ；故也符合刚度要求。 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向力 （ 5 （ 5 （ 5 式中 i 处为三档传动比 d 105 16； 30； 170000N 代入上式可得： ， ， 。 危险截面的受力图为： 济南大学毕业设计 第 五章 变速器轴的强度计算与校核 - 15 - 16021 6 0 7 5 2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) (1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s M TN m m 332 2223sF a 213c F a 5险截面受力分析 水平面：160+75） = 水平面内所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8 N m 垂直面： （ 5 =直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8 N m 。 该轴所受扭矩为： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5 。 故危险截面所受的合成弯矩为： （ 5 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （ : （ 5 将 M 代入上式可得： 1 3 6 M P a ，在低档工作时 =400此有： ；符合要求。 2）轴的刚度校核 第二轴在垂直面内的挠度 （ 5 （ 5 式中 , 1N） ,这里等于 2N）， 这里等于 52 . 1 1 0E （ E = 0 4， 4 / 6 4 ， d 为轴的直径（ ； a、 、 B 的距离（ ； 济南大学毕业设计 第 五章 变速器轴的强度计算与校核 - 16 - 。 将数值代入式（ 5（ 5： 故轴的全挠度为 22 0 . 1 9 8 0 . 2f f m m m m ，符合刚度要求。 济南大学毕业设计 第六章 变速器同步器的设计及操纵机构 - 17 - 第六章 变速器同步器的设计 及操纵机构 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 6环式同步器 1、 923、 84、 7步环） 561011如图（ 6此类同步器的工作原理 3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 6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，济南大学毕业设计 第六章 变速器同步器的设计及操纵机构 - 18 - 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 6完成同步换档。 总的来说 10，同步运动分为 3 个 阶段。第一阶段，结合套通过变速杆移向齿轮，并与花键毂逐渐结合；第 2 阶段，结合套的运动使滑块将锁环压在齿轮的锥面上；第 3 阶段，同步环完成其与齿轮锥面配合的摩擦，齿轮随着同步组件成为相同的速度。结合套在齿轮上滑动，并将齿轮和其同步器组件锁定在第 2 轴上。 图 6环同步器工作原理 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，但螺济南大学毕业设计 第六章 变速器同步器的设计及操纵机构 - 19 - 距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图 6给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图 6适用 于重型汽车。通常轴向泄油槽为 6 12 个，槽宽 3 4 图 6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 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 60 （ 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 22 （ 6 设计中考虑到降低成本取相同的 b 取 5 （ 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。锻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济南大学毕业设计 第六章 变速器同步器的设计及操纵机构 - 20 - 同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约 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 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 （ 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 、摩擦锥面的平均半径 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锥面上的轴向力，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 档取 货车变速器高档取 档取 速器的操纵机构 设计变速器操纵机构 6时， 应满足以下要求： 通常靠互锁装置来保证，其结构型式如 下图所 示。 操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足 9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示）。 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 。 济南大学毕业设计 第六章 变速器同步器的设计及操纵机构 - 21 - 图 6速器自锁与互锁结构 123456济南大学毕业设计 第七章 小结 - 22 - 第七章 小结 本次设计是奇瑞东方之子 华车型的变速器部分。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，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