【《机械式变速器变速传动机构设计计算分析》9400字（论文）】

机械式变速器变速传动机构设计计算研究目录TOC\o摘要 摘要汽车传动系统中由多部分组成，则最重要部分就是变速器，变速器发展到现在，技术已经很成熟了，但是变速器的设计理念值得更深的去学习与研究。变速器的好与坏之分决定了汽车整体性的好与坏。本文综合了变速器常规的设计方案，把可靠性的方法以及理论用到设计当中去。首先本文介绍了研究变速器的意义，变速器的发展历史、类别、国内外的发展趋势，以及现有机械式变速器的优缺点，确定初步设计方案。其次根据设计变速器的功能与要求，满足结构简单、维修方便、工艺简单、噪音小以及操作方便，并且可以安全、平稳的在各种不同的工况下行驶等优点，确定出变速器的结构尺寸与档位数、传动比、变位系数、轴尺寸、齿轮参数等。最后，再对齿轮与轴的强度等进行校核，是否符合设计要求，确定变速器的同步器以及操纵机构。本次设计变速器的技术与方法，不仅可以对手动机械式变速器的性能进行了优化，也可以为以后自动变速器性能的改良留下参考。关键词：机械式变速器；可靠性；优化设计引言近年来，越来越多的交通事故让人们更加意识到汽车的安全性。但是汽车作为我国目前主要的交通工具之一，汽车让我们的生活更加舒适，因此必须要改进汽车的性能以降低交通事故发生率。变速器是汽车的重要的组成部分之一，它因行驶环境不一样靠驾驶员操作达到不一样的动力传递。所以汽车动能好坏取决于变速器的好坏。但传统的机械式变速器仍有很多问题，如果不优化设计，汽车的安全性也得不到保障同时机械式变速器也会逐渐失去价值。通过近些年的发展，机械式的汽车变速器凭借着其使用时间长，工作条件稳定，性价比不错，得到大多数人的青睐。但也有其换挡对齿轮的冲击力比较大，空间大等缺点。所以如何改进缺点，提高使用效率，成为设计人员主要面对的问题。本次设计的目的，是将某款商用轿车作为实例，结合该汽车在制造生产过程中的动力要求，在确准汽车变速器里结构每一个零部件的强度不变的基础上，然后保证零部件刚度的可靠性条件下，需要将汽车中的变速器进行多目标可靠性分析设计。现在很多汽车上用的变速器有两种，分别是手动变速器和自动变速器，其中自动变速器操作更简单。而且大大的提高了驾驶的舒适度，但是自动的结构比手动的结构复杂，而且生产的工艺要求也相对严格，制造的价格也很昂贵。而手动变速器结构价格低廉，维修方便，比较简单，对于很多普通的消费者来说会选择手动变速器，所以手动变速器的研究与设计会产生非常好的效益，也会让汽车工业的发展更上一层楼。1汽车机械式变速器概述1.1研究背景介绍随着近些年的发展，大多数用户都选择了内燃机的汽车。但其制造价格高，转速变化范围较小，所以和使用机械式变速器汽车相比较的话，没有太大的优势。相对于货运运输的汽车，机械式变速器能够达到汽车在运输时所需要的动力。和其它新类型的变速器相比，它生产成本较低，所以大多数人都能购买，从而幸福指数也得到了提升。机械式变速器有操作复杂的缺点，但寿命长，效率高等优点。上个世纪八十年代，人类史上第一辆汽车横空出世，但没有安装变速器，随着社会的发展进步，直到六年后研究出具有变速器的汽车。汽车工业的发展它对全球经济发展，人类生活，社会的发展做出了不小的贡献由于大多数汽车都采用活塞式内燃机，但是满足使用的各种环境下，就必须安装变速器。变速器它的种类不止一样，有手动、自动、无级、顺序换挡和双离合变速器，这个顺序基本上与变速器的发展顺序基本一致。变速器作用改变汽车行驶时的转速和汽车驱动轮上扭矩的大小，根据其行驶条件不同，要求其汽车的行驶速度和扭矩能在较大的范围内变化，从而提高其寿命。对机械式变速器的研究，就要够对综合的分析在结合了目前科技，进行分析。1.2机械可靠性设计方法近年来的有关研究表明，概率可靠性对概率模型的参数很敏感,概率数据的小误差可导致结构可靠性计算出现较大误差，说明在没有足够的数据信息描述概率模型时，在主观的假设下，可靠性计算的结果的概率是不可靠的。模糊性和随机性是不同的两类不确定性，其产牛机理和物理意义均有一定差异，在机械和结构系统的分析和设计中，由于各种因素的影响，常不可避免地同时存在随机的和模糊的不确定性可靠性的科学定义，是1952年由美国人RobertLusser于提出对机构可靠性的主要理解，不是机构结构引起的失效，而是机械结构在作用过程中的运动引起的失效。机械可靠性设计方法是一种常用且最直接有效的方法。他能根据需要设计出符合标准的零件，但只是能设计出关键或重要零件，所以没受到推广。1.3国内外研究现状国外机械变速器发展及现状：在北美市场上中，美国的汽车公司一直在对自动变速器进行改良，提高自动变速器的全面性能。美国人先后研究出了四速自动变速器，六速自动变速器，但是油价越来越高，美国人也看是研究怎么减少油耗的变速器，所以他们慢慢对双离合变速器产生了兴趣，在不久的将来，六速自动变速器将占据市场，手动变速器与四速自动变速器会被淘汰，但双离合变速器会有所发展。日本因为国土面积小，资源不足，所以日本的变速器以节能为目标，无级变速器在节油反面有很大的优势，所以受到了日本市场的欢迎。国外机械变速器发展及现状：在我国，虽然近年来手动变速器慢慢减少了一部分，但是仍然占据了我国汽车市场的一大部分，根据调查自动变速器近几年在我国汽车市场上慢慢兴起，但机械式变速器仍然占据了74%汽车市场。在消费者选择汽车时变速器是一个重要的标准，在中国的大众消费水平中，机械式变速器同样是一个重要的选择标准。1.4主要研究方向及方法设计的产品必须保证可靠性要求和最优的设计结果，这两者缺一不可。两种设计是不一样的，其优化设计是独立存在的，谁也不能代替谁。例如，某个小型汽车零部件单单进行了可靠性设计，它的工作参数或性能不能达到最佳状态。其次优化设计也不能代替可靠性设计内容。例如，某个汽车零部件只进行进行优化设计，它在规定的条件下和时间内，无法完成完成其指定的功能。所以汽车产品对可靠性设计和优化设计的要求比较高，所以一定要将可靠性与最佳参数及性能有机地结合起来，才能顺利进行可靠性优化设计的研究。当前来看，人们在可靠性设计方面只作过少数研讨与探究。同时在汽车的变速器设计方面，有机结合的这种方法在少数设计中得到了应用，但开发得仍然比较少。之前的大多数研究是以单目标优化设计，却忽视了其带来的许多负面影响，主要的影响有噪声大、传动平稳性差等。所以，应当把传动平稳性、降低噪声、减小体积作为改善的重点。2机械式变速器结构设计2.1变速器功能和要求变速器的功能就是，汽车在不同道路环境下，汽车要进行加速、减速、起步、等一些行驶情况，通过改变变速器的挡数，来改变其传动比，让汽车适应一切行驶情况，变速箱里有几组齿轮，它们的传动比各不相同，所以汽车要利用操纵机构来调节变速箱内的齿轮，来保证汽车能在最有利的条件下行驶[8-9]。变速器的要求：（1）档位数和传动比要选择合理。（2）工作可靠，操纵简单、轻便。（3）优先选变速传动机构参数，减轻重量，降低成本。（4）传动效率高、使用寿命长、工作稳定、噪声小。（5）空挡时不能停止动力。（6）需要时设置动力输出装置。（7）具有一定成都的工作效率。2.1.1变速器结构与型式制造和维护成本低、换挡反应快、具有高的传动效率(η=0.96～0.98)，是有级变速器的优点。所以汽车上应用比较广泛。变速器传动比范围和传动比大小与油耗影响非常大。汽车行驶的道路越复杂多样，目前，传动比范围在各类汽车也不同，例如，小型汽车为3.0～4.5；一中型汽车为5.0～8.0。如图1所示，三轴式变速器，第一轴与第二轴是同心轴，都要和中间轴的齿轮相啮合。第一轴与第二轴共同传递的扭矩并成为直接档，第一轴与第二轴的作用是传递扭矩，不承载的部分是齿轮与轴承。因此，直接档的传动效率会相当高，同时噪音也会减弱，大大降低磨损。由此可见这是它的优点，它的缺点就是，有些档位的传动效率有些不足。本次设计为中间轴式变速器。图1中间轴式变速器2.1.2倒挡传动方案汽车正常情况下不怎么使用倒挡，也是汽车都是在停止的状态下使用倒挡，汽车采用直齿滑动齿轮。现在的倒挡，都利用在传动路线中加中间齿轮的传动方案，第一种方案的有点就是结构简单，但中间传动齿轮的弯曲应力在正、负交替中对称变化。而第二种方案则相反并且传动比还会有增加。如图2所示为倒挡方案，图2（b）图2倒挡布置方案所示，中间轴的长度变短是它的优点，缺点是换挡有时会困难。图2（c）所示，倒挡虽然传动比大，但是换挡不太合理。图2（d）是把图2（c）的缺点进行了优化。图2（e）所示，中间轴与倒挡齿轮做成一体，这样齿的宽度会变长，但是变速器的尺寸会增加。图2（f）所示方案，常啮合齿轮是全部齿轮副，这样的换挡会更加轻松、方便。变速器在一档和倒挡时，工作受的作用力会很大，所以在靠近轴的支撑处设置倒挡，尽量避免轴的变形，齿轮重合度下降的不是很多，然后布置各档齿轮，这样轴的刚性才会足够大，装配起来也会比较容易，所以本设计第四种布置方案。3变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1变速器主要参数的选择增加挡数可以提高汽车的整体性能，挡数越多，其设计的结构越是复杂。近几年设计变速器时为了降低汽车的油耗，变速器的档位数也慢慢有所增加，如今的汽车大多数的档位数都是4个档或是5个档，所以本次设计是5个档。3.1.1传动比（1）根据汽车最大爬坡度确定汽车在爬坡时的车速不会很高，可以忽略不计空气中的阻力，此时汽车最大的驱动力用来对抗汽车轮胎与路面之间的摩擦阻力，汽车最大的驱动力需要大于或者等于滚动阻力。其公式为：（3-1）汽车以一档行驶在平缓的的道路上，公式为：（3-2）即当汽车在爬坡时1档传动比为：代入数据可得=3.488（3-3）（2）根据轮胎和地面的接触环境确定：式中——货车装满货物并停驶在道路时，后驱动桥对地面的载荷；=mg*60%。——道路的附着系数，在油漆板路上，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。则=5.12（3-4）由（3-3）（3-4）得3.488≤≤5.12；所以，取=3.5。综上所述次高档为直接档，最高档为超速档，本次设计次高档四挡,=1.0。各挡的传动比几乎符合如下关系。（即）则q=1.52；=3.5；==2.3；==1.5；=1.0；超速挡传动比通常为0.7-0.8，由于最高档是超速挡，本设计取高速挡五挡传动比为0.78。3.1.2中心距对于中间式变速器而言，中心距就是变速器的中间轴与第二轴之间的距离。变速器的尺寸、形状、质量与中心距的大小有关系。中心距小，齿轮的接触应力会随之变大，齿轮的寿命不会很长，所以要求中心距尽量大一点,如公式3-5所示。=（3-5）上述公式中：KA是中心距的系数，A是中心距（mm），轿车的中心距系数KA=8.9-9.3，KA取9.1，i1为一档传动比。计算得初始中心距A≈71.22～79.50（mm），初选中心距A=75mm。3.1.3变速器轴向尺寸箱体的长度尺寸与小轿车的挡数有关，可参考下列数据选用：四挡（2.2～2.7）A五挡（2.7～3.0）A六挡（3.2～3.5）A当选用齿轮啮合数多和同步器数目多的情况时，要选择给出范围的最大值。中心距A取整数。3.1.4齿轮参数3.1.4.1齿轮模数正常情况下，为了让噪音降到最小应该选取少模数，大尺宽；如果让质量小一点正好相反；齿轮的模数选取的一样，这样是从工艺角度考虑，从强度方面考虑，齿轮的模数不能完全一样，需要各不相同。因此选取的模数应该小，齿轮大一些，齿轮法向模数。齿轮的模数定为4.0mm。3.1.4.2压力角α变速器齿轮的压力角选择为20°。啮合套或同步器的接合齿压力角为30°。3.1.4.3螺旋角β在变速器中应用斜齿轮比较广泛，工作时齿轮的强度、噪音还有轴向力都跟螺旋角的选择有关系。要提高齿轮低档时的抗弯曲强度，故螺旋角选择的就不能太大。如图3所示，若要想达到中间轴上的两个斜齿轮的轴向力平衡，就要达到下面的条件，公式3-6、3-7所示：（3-6）（3-7）由于T=Fn1r1=Fn2r2，想要使两个轴向力相互平衡，必须要满足以下条件，公式3-8所示：（3-8）上述公式中，Fa1与Fa2是作用在中间轴上的轴向力，Fn1与Fn2是两个齿轮作用在中间轴上的圆周力，r1与r2是节圆半径，T是转矩。22°-34°是斜齿轮螺旋角的选取范围。本次设计初选的螺旋角β=30°。图3中间轴的轴向力平衡3.1.4.4齿宽b齿顶高系数直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；斜齿，取为6.0～8.5，取7.0。齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数＝1.0。变速器基本参数列入表1：表1变速器参数参数模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数值420°24°713.2齿轮设计计算3.2.1各挡齿轮齿数的分配本变速器的结构示意图如图4：图4变速器结构图一挡齿轮的齿数：一档传动比为（3-9）求，的齿数，先确定两个齿数和，一挡齿轮为斜齿轮，=33.8。取整为34。取=13，=-=21。对中心距进行修正：=74.44mm取整为A=75mm。确定经常啮合传动齿轮副的齿数：由式（3-9）得出常啮合传动齿轮的传动比（3-10）=2.17经常啮合齿轮与一挡齿轮的中心距一样，即（3-11）=34.3由式（3-10）、（3-11）得=10.82，=23.48取整为=11，=23，则：=3.38确定其他各挡的齿数：二挡齿轮为斜齿轮=1.1=34.3则=18.0，=16.3取整得=18，=16。=2.35三挡齿轮为斜齿轮：（3-12）=0.72（3-13）+=34.3由式（3-12）、（3-13）得=14.36，=19.94。取整=14，=20。=1.46五挡为超速档，所以齿轮为斜齿轮。（3-14）=0.37+=2×A×cosβ（3-15）=34.3由（3-14）（3-15）得=9.26，=25.04，取整=9，=25。=0.753.2.2倒挡齿轮的齿数倒挡齿轮模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在21～23之间，初选后，确定齿数可求出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=21，=14，则：=70mm为了不发生切齿干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿顶圆直径应为=85mm=19.25取=19计算第二轴和倒挡轴的中心距=80mm计算倒挡传动比=2.844变速器的齿轮强度计算与材料的选择4.1齿轮的损坏原因和形式齿轮折断、齿轮齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部损坏是齿轮损坏的三种形式，轮齿在受到反复的载荷使齿根出现裂纹，裂纹受到载荷的作用下会越来越大，最后折断，这种情况最长出现。齿轮在运作时，齿轮之间会相互啮合也会相互挤压，产生裂缝，反复挤压后，使裂缝变大，齿轮的表层有块状脱落，从而形成了齿面点蚀。换挡是通过移动齿轮的方式，换挡时两个啮合的齿轮存在速度差，所以换挡的一瞬间，齿轮端部会造成强烈的冲击载荷，从而造成了齿轮损坏。4.2齿轮强度计算与校核4.2.1齿轮弯曲强度计算4.2.1.1直齿轮弯曲应力W（4-1）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；齿形系数如图5，可以查得：图5齿形系数图—摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；—齿宽（mm）；—模数；—齿形系数，如图5。当计算载荷取作用在第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限。计算倒挡齿轮11、12、13的弯曲应力：=234.60MPa<400～850MPa=282.84MPa<400～850MPa=247.98MPa<400～850MPa4.2.1.2斜齿轮弯曲应力（4-2）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，可按当量齿数在工具书中查得；—齿宽系数=7.0；—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时，对家用车的常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：=239.20MPa<100～250MPa=189.82MPa<100～250MPa其各挡齿轮的弯曲应力按同样方法计算，如表2：表2齿轮弯曲应力档位弯曲应力MPa常:104.37MPa<100～250MPa:95.87MPa<100～250MPa一:239.20MPa<100～250MPa:189.82MPa<100～250MPa二:118.39MPa<100～250MPa:132.19MPa<100～250MPa三:117.26MPa<100～250MPa:131.75MPa<100～250MPa五:61.56MPa<100～250MPa:64.44MPa<100～250MPa倒:234.60MPa<400～850MPa:282.84MPa<400～850MPa:247.98MPa<400～850MPa4.2.2齿轮接触应力（4-3）式中：—轮齿的接触应力（MPa）；—计算载荷（N.m）；—节圆直径(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、从动齿轮节点处曲率半径mm；直齿轮：（4-4）（4-5）斜齿轮：（4-6）（4-7）上述公式中，rz、rb为主动轮与从动轮的节圆半径（mm）。当计算的载荷是第一轴时，其齿轮接触应力的范围如表3所示。表3变速器齿轮的接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900~2000950~1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650~700由计算得出的各档的齿轮接触应力为：一档：1995.3Mpa二挡：1320.54Mpa三档：1236.2Mpa四挡：1211.9Mpa五档：1020.3Mpa倒挡：1910.13Mpa5变速器轴的强度计算与校核5.1变速器轴的结构和尺寸5.1.1轴结构第一轴与齿轮为一体，轴的前端主要位于飞轮的内轴承上，先确定前轴内径再轴径。轴的方向，是通过后轴承的卡环和轴承盖所决定。第一个轴的长度通常被离合器的长度尺寸所决定，还要将花键和从动盘的内花键的尺寸进行确定。第一轴如下图6所示。图6第一轴结构图中间轴有两种形式，分为固定式与旋转式，本次选择了旋转轴式。5.1.2轴尺寸轴的尺寸可以参考下面的公式：第一轴和中间轴：（5-1）第一轴花键部分直径d(mm)初选d=（5-2）式中：K——经验系数，K＝4.0～4.6，取K＝4.3；——发动机最大转矩N•m；d=23.34mm，取d＝32mm。为确保设计的合理性，轴的强度与刚度，需要一定的协调关联。因此，L（轴的长度）和d（轴的直径）的关系可按照下面选取：第一轴和中间轴：d/L=0.160.18；第二轴：d/L=0.180.21。以下是轴的计算尺寸：第二轴：（C是由轴的材料和承载情况确定的常数）（5-3）T=9.55×T=Temax×i×由于扭矩不大，故C取较小值，由机械设计取C＝100整理可得：(mm)代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为：dz1=24.32dz3=27.53dz5=34.67dz7=37.27dz9=37.67dz11=38.83dz13=40.565.2轴的校核通常情况下，由变速器的结构布置决定的轴的尺寸，强度是够用的。只能检查危险部位。对于变速器的设计，在设计过程中，所以只需要对一档进行校核即可；通常扭矩传递最大的是一档，所以轴承所受的扭矩也最大。由于在设计时，将第二轴的结构设计的比较复杂，所以，我们需要将第一和第二个轴一起进行校核。5.2.1第一轴刚度和强度的校核因为第一轴在运转中几乎不承受弯矩，只受承受扭矩。此中条件下，轴的扭矩强度条件公式为（5-4）式中：扭转切应力，MPa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭截面系数，；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；[]许用扭转切应力，MPa。其中P=115kw，n=6400r/mind=24mm；代入得：由查表可知[]=55MPa，故[]，符合强度要求。轴的扭转变形用扭转角来表示。其计算公式为：（5-5）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=8.1MPa；轴截面的极惯性矩，，；将已知数据代入上式可得：对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。5.2.2第二轴刚度和强度的校核轴的强度校核计算齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：（5-6）（5-7）（5-8）式中齿轮的传动比，则三挡传动比2.267；d节圆直径，mm，为90mm；节点处的压力角，为16°；螺旋角，为30°；发动机最大转矩，为200000N·mm。代入上式可得:危险截面的受力图为：图7危险截面受力分析水平面：（160+75）=75=1317.4N；水平面内所受力矩：垂直面：=6879.9N（5-9）垂直面所受力矩：该轴所受扭矩为：故危险截面所受的合成弯矩为：（5-10）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力,MPa:（5-11）将代入上式得：，在低挡工作时[]=400MPa，因此有：[]；符合要求。轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算：（5-12）（5-13）式中,齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；E弹性模量（MPa），（MPa），E=MPa；I惯性矩（），，d为轴的直径（）；a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离（）；L支座之间的距离（）。将数值代入式（3-37）和（3-38）得：故轴的全挠度为，符合刚度要求。6变速器同步器的选择与操纵机构6.1同步器的设计同步器的设计采用的是锁环式。其工作原理是：换挡时，作用在啮合套上的轴向移动力推动啮合套，在此作用力下，带动定位销和锁环移动，直至锁环的锥面与啮合齿轮的锥面接触。同步环主要参数的确定同步环结构参数及尺寸的确定：（如图7）图7同步环结构D—分度圆直径φ—同步环大端直径α—同步环锥面角B—同步环锥面宽由图7可推算出：φ=2R锥+B×tgα；D=φ/0.8～0.85；B=（0.25～0.40）R锥；3、锁环式同步器的基本尺寸1）由于摩擦系数μs在计算时取0.10,则锥面角α一般可取6°～7°30′。对多锥面同步器，摩擦力矩有足够大，锥面角可取8°或8°30′。2）同步环的几个结构尺寸：a.同步锥环的径向厚度W与摩擦锥面的平均半径R锥：R锥和W的尺寸受传动齿轮中心距及相关零件的空间尺寸和结构的限制。设计应在允许范围内，R锥和W越大越好。b.同步锥环的工作面宽度B：在选择B时，应考虑同步器轴向尺寸，因为B大时其也会加大，所以在设计的过程中，R锥越大则B的值也要相对大一些。有一个经验公式可做参考：B≈（0.25～0.40）R锥。c.同步锥环内锥面上的螺纹线：⑴一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10。⑵螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.6～0.75。螺纹角一般取60°，螺纹深可取0.25～0.40。6.2变速器的操纵机构设计变速器操纵机构时，满足要求如下：（1）换档时只能挂一个档。靠互锁装置来保证，如图8示：（2）在换档过程中，若拨叉与换档杆之间的距离未达到一定的长度，齿轮无法全宽啮合，从而降低了齿轮的使用寿命。即使完全啮合了，在车辆行驶中产生的震动，造成齿轮分离，引发安全事故。为了杜绝这种情况，应该有自锁装置（如图8所示）。如果汽车误挂倒档造成零部件损坏，很容易造成安全事故。所以，应设置倒档。图8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-拨叉轴结论本次设计是汽车的变速器部分，汽车最必不可少的就是变速器，机械式变速器发展至今，取得了很多成果，已经比较成熟了但是对于我们刚刚毕业的大学生而言，研究变速器设