摘 要
关于简单三轴三档式变速箱的设计，首先选择的是齿轮模数，在总挡位和一档位速比确定后，合理分配变速器各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构和尺寸，绘制齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的机构和尺寸。最终完成变速器的零件图和装配图的绘制。
变速器的齿轮为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性。该变速器具有操作简单、方便、传动效率高，制造容易，成本低廉，维修方便的特点，适应农用运输车的使用。
对于倒档齿轮采用滑移齿轮进行换挡，可以使制造比较方便。变速器齿轮的润滑采用压力强制润滑，在齿轮径向钻3~4个孔。虽然制造有点麻烦，但润滑比较可靠，而且油液是循环的。
关键词：变速器，齿轮，传动比
Abstract
On the simple three axis three gear transmission design, the first choice of gear module, in the general gear and the gear ratio is determined, reasonable allocation of the transmission gear ratio, and calculate the gear parameters and the distance from the center, and on the gear strength checking, determining the gear structure and size, drawing gear parts, according to the empirical formula to calculate the size of the primary shaft, then for each gear shaft stiffness and strength checking, determine the axis of the body and size. According to the arrangement of bodies and the reference of similar models corresponding to the bearing, in accordance with the national standard to choose suitable bearing, and then on the bearing life calculation, finally complete the transmission part drawing and assembly drawing.
Transmission gear for standard gear, gear number and transmission ratio and engine parameter matching, ensures that the car has good dynamic performance and fuel economy. The transmission has the advantages of simple operation, convenient, high transmission efficiency, and easy manufacture, low cost, convenient repair, adapted to the use of farm transport vehicle.
Lock ring synchronizer inertia, used for reverse gear sliding gear shift, can create more convenient. Transmissions gear lubrication with pressure lubrication, the gear radial drill 3-4 holes. While making a little trouble, but more reliable lubrication, and oil is a cycle. Keywords: transmission；gear；Transmission ratio
目 录
中文摘要 ................................................................ Ⅰ 英文摘要 ................................................................ Ⅱ 第1章 绪 论 ............................................................ 1 第2章 传动方案拟定 ...................................................... 2 2.1运动参数及动力参数计算 .............................................. 2 2.1.1 传动轴中心距 .................................................... 2 2.2各档齿轮齿数的分配 .................................................. 3 2.2.1 确定Ⅰ档齿轮的齿数 .............................................. 3 2.2.2 确定其他档位的齿轮齿数 .......................................... 3 2.2.3 确定倒档齿轮副的齿数 ............................................ 4 2.2.4根据传动比确定个齿轮齿数 ........................................ 4 2.3各轴转速计算 ........................................................ 5 2.3.1各轴输入功率 .................................................... 6 2.3.2各轴转矩 ........................................................ 6 第3章 齿轮（Ⅰ-Ⅱ轴）的设计与校核 ...................................... 7 3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .................................. 7 3.2按齿面接触强度设计 .................................................. 7 3.3按齿根弯曲强度设计 .................................................. 8 第4章 齿轮（Ⅱ-Ⅲ轴）的设计与校核 ...................................... 11 4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ................................. 11 4.2.按齿面接触强度设计 ................................................. 11 4.3按齿根弯曲强度设计 ................................................. 12 第5章 轴的设计计算 ..................................................... 15 5.1选择轴的材料 ....................................................... 15 5.2初算最小轴径 ....................................................... 15 5.3轴的校核与结构设计 ................................................. 15 参考文献 ................................................................ 19 致 谢 ................................................................... 20
第1章 绪 论
我国农用运输车诞生于20世纪80年代。我国农村运输车的特点是运量小，运距短，货物分散，道路条件差。由于吨位的柴油车较汽油车运载能力强，燃油价格低，且柴油保管无须特殊设备，又为广大农民所熟悉，所以，农用运输车运用柴油为动力。近年来，随着我国农用运输车保有量的大幅度增加，农用运输车已成为我国农村的主要交通运输工具。随着农村运输业的蓬勃发展，农用运输车修理行业有了迅速的发展，农用运输车的维修点和维修人员也逐渐形成体系
随着科技的进步，我国经济迅速发展，对农用车的要求也不断的提高，对农用车的动力性，经济性，舒适性的要求明显提高。本次设计的农用运输车变速器就是解决其在运用中的动力不足，通过对农用运输车变速器的设计和应用，可以提高农用运输车的动力性，提高它的载货能力，提高农用运输车的通过能力和爬坡的坡度。将农用运输车的变速器设置为四档变速器，通过对档位数的增加，可以提高其燃油经济性。
第2章 传动方案拟定
已知条件：
1）发动机功率6.5KW,转速2000r/min； 2）农用车采用后轮驱动型式； 3）农用车行使速度0－50km/h； 4）农用车额定载荷500kg；
5）变速箱传动比为： I档20.5，II档7.3，III档3.42，倒档23； 6）发动机至变速箱传动比230/130, 主变速器传动比57/15； 7）变速箱设计寿命为8年。 传动装置简图如下：
图1.1传动装置简图
2.1运动参数及动力参数计算
2.1.1 传动轴中心距
中心距地大小直接影响到变速器结构的紧凑性。因此，在保证传递发动机最大转矩、齿轮在足够的强度、机构布置有可能实现的情况下，应尽可能采用较小的中心距。 中心距的值主要取决于两个因素； a. 保证齿轮有必要的疲劳强度；
b. 应保证变速箱壳的轴承孔之间有必要的壁厚。 初选中心距时，可以利用经验公式；
A1= K k1
式中 Tk1——变速箱1档齿轮所传递的转矩。N.m; K——轴距系数，通常为17~~21。
由公式得: A1= K k1= (17.0～19.5)31= 79.95～ 91.7 mm
农用车变速器的中心距约在 80～110mm 范围内变化,初选 A=90mm。
2.2各档齿轮齿数的分配
2.2.1 确定Ⅰ档齿轮的齿数
已知Ⅰ档传动比igⅠ，且 igⅠ =
z3z5z7
（1-5） z1z4z7
为了确定 Z7、Z6 的齿数，先求其齿数和 Z∑ ：
直齿齿轮：
∑Z=2A/m （1-6） 初取m=2.5先取齿数和为整数，然后分配给 Z7、Z6。为了使 Z7/Z6 Z5 /Z4尽量大一些，应将 Z6 Z4取得 Z∑ 尽量小一些，这样，在 igⅠ已定的条件下Z3/Z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。Z6的最少齿数受到中间轴Z轴径的限制，因此Z6的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的Ⅰ档直齿轮的最小齿数为 19～24，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式（1-6）得：
∑Z=2A/m =2×90/2.5≈72
取 ∑Z =72，故取 Z7=15，得出Z6=72-15=57。
Z4Z5齿数确定考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17）
所以Z4=19 Z∑=2A/m =2×90/2.5≈72
取 ∑Z=70，故取 Z4=19，得出Z5=70-19=51，考虑到轴Ⅲ齿轮齿数啮合取Z5=50,此时igⅠ≈20.5
2.2.2 确定其他档位的齿轮齿数
Ⅱ档齿轮副：
igⅡ =Z5/Z8×Z7/Z6 （1-8）
由公式（1-6）和（1-8）联立方程求解 Z8、Z5。 因为igⅢ×q=3.516，所以先试凑Z8、Z5。 试凑出Z8=26、Z5=50。，此时igⅡ=7.3。 Ⅲ档齿轮副：
igⅢ= Z10/Z9×Z7/Z6 (1-9)
由公式（1-6）和（1-9）联立方程求解 Z10、Z9。
因为中心距Z10+Z9=Z8+Z5=76。 分配Z10、Z9齿数Z9=40、Z10=36 此时igⅢ=3.4
2.2.3 确定倒档齿轮副的齿数
通常Ⅰ档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数 Z1=20～23。 初选Z1=20 根据传动比 iR= Z11/Z1×Z5/Z4×Z7/Z6≈23 代入Z1Z5Z4Z7Z6齿数得Z11=46
2.2.4根据传动比确定个齿轮齿数
（1）Ⅰ档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z1=20 Z2=22 轴Ⅱ Z3=41 Z4=19 轴Ⅲ Z5=50 Z6=15 鼓轮 Z7=57
（2）Ⅱ档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z8=26 轴Ⅲ Z5=50 Z6=15 鼓轮 Z7=57
（3）Ⅲ档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z9=40 轴Ⅲ Z10=36 Z6=15 鼓轮 Z7=57
（4）R档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z1=20
轴Ⅱ Z11=46 Z4=19 轴Ⅲ Z5=50 Z6=15 鼓轮 Z7=57
2.3各轴转速计算
取发动机为0轴，高速轴为Ⅰ轴，中间轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为： Ⅰ档：
n0=nm=2000r/minnn0
1=i=1130r/min0
nn1
2=i=565r/min1
nn2
3=i=226r/min2
nn3
4=
i=56.5r/min3
Ⅱ档：
nn0
1=
i=1130r/min0
nn
3=1i=565r/min
1nn3
4=
i=141r/min3
Ⅲ档：
nn0
1=
i=1130r/min0
nn
13=i=1130r/min
1nn3
4=
i=282.5r/min3
R档：
n1=n2=n3=n4=
n0
=1130r/mini0
n1 =565r/mini1
n2
=226r/mini2
n3
=56.5r/mini3
2.3.1各轴输入功率
按发动机所需的工作功率Pd计算各轴输入功率：
P1=P0η1=6. 5⨯0.99≈6 .5kw
P2=P1η2η3=6 .5⨯0.99⨯0.97≈6.24kwP3=P2η2η3=6 .5⨯0.99⨯0.99⨯0.97≈6.05kw各轴传递效率：η1=0.99 ； η2=0.97； η3=0.97
2.3.2各轴转矩
T0=9550T1=9550T2=9550T3=9550
P0
=31N⋅mn0
P1
≈55N⋅mn1
P2
=105.5N⋅mn2
P3
≈255N⋅mn3
将以上计算结果整理如下表：
第3章 齿轮（Ⅰ-Ⅱ轴）的设计与校核
3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）农用车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
（3）材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为
45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 （4）选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数z11=i1z1=46
3.2按齿面接触强度设计
2KtT1u+1⎛ZE⎫
⎪由设计计算公式 d1t≥2.32⋅⎪ φdu σ⎝H⎭
3
2
确定公式各计算数值：载荷系数Kt=1.3； 齿数比u=2.3 小齿轮转矩：T1=55000 N·mm 齿宽系数φd=1
材料的弹性影响系数：ZE=189.8MPa
查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝500MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝450MPa； 计算应力循环次数：
N1＝60n1jLh＝60×1130×1×（2×8×300×15）＝4.88×109 N2＝N1/3.2＝1.562×109
查表查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.90
[σH]1=KHN1σHlim1
S
=570MPa
[σH]2
Kσ
=HN2Hlim2=495MPa
S
设计计算：
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较少值。
2KtT1u+1⎛ZH⎫
⎪=55.6mm d1t≥2.32⋅ φdεαu⎝σH⎪⎭
2）计算圆周速度v
3
2
v=
πd1tn1
60⨯1000
=3.29ms
3）计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t= 55.6mmm=
d1t
=2.38z1
h=2.25m=6.255mm=8.894） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=3.29m/s,7级精度，查表得动载系数KV=1.11；由表查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
查得KFβ=1.36
查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得
d1= 55.7mm 6） 确定齿轮模数m
m= 2.5mm
3.3按齿根弯曲强度设计
按下式计算：
m≥
32KT1YFaYSa
⋅ 2
φdz1σF查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
σFE2=350MPa 1）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得：
[σF]1=FKN1σFE1=303.57MPa
S
[σF]2=FKN2σFE2
S
=220.86MPa
2)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.565
3) 查取齿形系数
查表得YFa1=2.65，YFa2=2.26 4)查取应力校正系数
查表得YSa1=1.58，YSa2=1.764 5)计算小、大齿轮的
YFa1YSa1
YFaYSa
σF并加以比较
σF1
=0.01379
YFa2YSa2
=0.0178
σF2
大齿轮的数值较大。 设计计算
m≥2.02
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55mm来计算应有的齿数。于是由：
z1=
d1
=22 m
取z1=20，则z11=i1z1=20⨯2.3=46，取z11=46。 6）几何尺寸计算
计算中心距 d1=Z1m=50mm d2=Z11m=115mm
a(d1+d2)m
1=
2
=82.5mm
齿轮宽度 b= φdd1=50mm
第4章 齿轮（Ⅱ-Ⅲ轴）的设计与校核
4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
（3）材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为
45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 （4）选小齿轮齿数19，大齿轮齿数z5=i2z4=50
4.2.按齿面接触强度设计
2KtT1u+1⎛ZHZE
由设计计算公式 d1t≥2.32⋅
φdu ⎝σH3
⎫
⎪⎪ ⎭
2
确定公式各计算数值：载荷系数Kt=1.3； 齿数比u=2.5 小齿轮转矩：T1=105500 N·mm 齿宽系数φd=1
材料的弹性影响系数：ZE=189.8MPa
查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 计算应力循环次数：
N1＝60n1jLh＝60×565×1×（2×8×300×15）＝2.44×109 N2＝N1/2.5＝9，76×108
查表查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.90
[σH]1=KHN1σHlim1
S
=570MPa
[σH]2
Kσ
=HN2Hlim2=522.5MPa
S
设计计算：
3）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较少值。
2KtT1u+1⎛ZE⎫
⎪d1t≥2.32⋅⎪=69.3mm φdu σ⎝H⎭
3
2
4）计算圆周速度v
πd1tn1
v==3.81ms
60⨯1000
3）计算齿宽b及模数m
b=φdd1t=69.3mmm=
d1t
=2.5z4
h=2.25m=5.625mm=12.324） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=3.81m/s,7级精度，查表得动载系数KV=1.11；由表查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1+0.23×10 67.85=1.42 查得KFβ=1.36
查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 d1= 69.3mm 6）确定模数m m= 3.5mm
4.3按齿根弯曲强度设计
按下式计算：
m≥
32KT1YFaYSa
⋅ 2
φdz1σF查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
σFE2=350MPa
1）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得：
[σF]1=FKN1σFE1=303.57MPa
S
[σF]2
Fσ
=KN2FE2=220.86MPa
S
2)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.565
3) 查取齿形系数
查表得YFa1=2.65，YFa2=2.26 4)查取应力校正系数
查表得YSa1=1.58，YSa2=1.764 5)计算小、大齿轮的
YFa1YSa1
YFaYSa
σF并加以比较
σF1
=0.01379
YFa2YSa2
=0.0178
σF2
大齿轮的数值较大。
m≥2.5
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.3mm来计算应有的齿数。 于是由：
z4=
d1
=19 m
取z4=19，则z5=i2z4=19⨯2.5=47.5，取z5=50。 6）几何尺寸计算 d1=Z1m=47.5mm
d2=Z2m=125mm 齿轮宽度 b= dd1=47.5mm
第5章 轴的设计计算
5.1选择轴的材料
在减速器中有三根轴，传递的功率都属于中小型功率，故轴的材料可选择45钢，经调质处理。
5.2初算最小轴径
由公式：τT=
T≈WT
95500000.2d3
P
≤[τ]
由上式可得轴的直径d≥9550000
0.2τT9550000P9550000
=0.2τTn0.2τTP
n
=A0P
n
式中A0=（1) 高速轴的最小轴径为dmin=Ao取d1=20mm
（2) 中间轴的最小轴径为dmin=Ao取d2=25mm
（3) 低速轴的最小轴径为dmin=Ao取d3=30mm
P1
=19.07mm n1
P2
=23.6mm n2
P3
=29.3mm n3
5.3轴的校核与结构设计
（1）高速轴
先初步估算轴的最小直径,由于是齿轮轴,选取轴的材料为40Cr,调质处理。。
dmin=Ao3
P1
=19.07mm n1
1 2 3 4 5 6 7
图5.1轴Ⅰ
1）第一段轴的是带轮部分，d1=10mm，螺纹部分取l=14mm轴间l=3mm 2）第二段 轴的直径与长度：d2=13mm，l2=20mm
3）第三段 根据内机壁到轴承座端面的距离，轴承端盖凸缘厚度e=7.2mm,轴承端面到箱体内壁的距离△3=11mm,轴承宽为15mm,为了方便装拆,螺钉得长度为22mm,取端盖的外端面与带轴左端面间的距离l3=40mm,d3=28mm
4）第四段 初步选择球轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要求并根据d3=28mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7205C，其尺寸l3=100mm.d4=30mm 轴肩l=4mm d=3.5mm
5）第五段 轴肩d5=35mm l5=16mm 6）第六段 轴段l6=138mm d6=32mm
7）第七段 轴承段根据轴承参数设计轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7205C，轴段尺寸为l7=15mm d7=20mm。
（2）中速轴
1 2 3
图5.2轴Ⅱ
1）第一段跟第三段初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的触球轴承7208C，所以d1=d3=25mm l1=l3=18mm
2）第二段中间轴为光轴，用两个轴套定位三个齿轮，长度l2=140mm d2=28mm （3）低速轴
1 2 3 4 5
图5.3轴Ⅲ
1) 第一段和第五段初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准
精度级的触球轴承l1=17mm l5=16mm d1=d5=30mm 2) 第二段为第二阶梯轴 l2=28mm d2=36mm
3) 第三段为齿轮轴根据小齿轮的直径与轴相近,所以d3=60mm l3=30mm
4) 第四段为齿轮轴段 用轴套定位两齿轮，根据齿轮参数 所以d4=36mm l4=82mm （4）简单校核轴的强度校核
按轴的扭转强度条件计算，因为轴所受的弯矩不大，轴的扭转强度条件为：
T=WT
955000000.2d3
p
≤[τ]
T
τT=
由上式可得轴的最少直径：
d≥
3
9550000ppp
=A0
0.2τTnn
轴为45钢，由于轴弯矩较少，载荷较平稳，所以[τT]较大值40MPa。 轴Ⅰ：PⅠ=6.5kw nⅠ=1130 r/min
所以 d≥9550000⨯6.5
≈19.07mm
0.2⨯40⨯1130
轴Ⅰ最少直径为20mm 所以符合条件。 同理得
轴Ⅱ：d≥少于最少直径25mm
轴Ⅲ：d≥少于最少直径30mm。
9550000⨯6.05
≈28.6mm
0.2⨯40⨯255
9550000⨯6.24
≈23.6mm
0.2⨯40⨯565
参考文献
[1]陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，2005
[2]吉林大学汽车系.汽车构造.北京：人民交通出版社，2006 [3]吴社强等.汽车构造.上海:上海科学技术出版社，2003 [4]关文达.汽车构造.北京：清华大学出版社，2004 [5]王予望.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004 [6]董宝乘.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004 [7]高维山.变速器[M].北京:人民交通出版社,1981
[8]纪峻岭.传动轴、差速器、驱动桥及车桥 北京：化学工业出版社，2005 [9]徐石安，江发潮.汽车离合器.北京：清华大学出版社，2005
[10]周明衡.离合器、制动器选用手册.北京：化学工业出版社，2003 [11]张自华.汽车离合器的结构与维修. 北京：国防工业出版社，1999 [12]刘维信.机械最优化设计.北京：清华大学出版社，1994 [13]王先逵.机械制造工艺学.北京：机械工业出版社，1995
[14]李凯岭.机械制造技术基础. 济南：山东科学技术出版社，2005 [15]机械设计手册编委会.机械设计手册.北京：机械工业出版社，2005
致 谢
时间飞逝，将近三个月的毕业设计转眼结束了，虽然在设计的过程中困难重重，但是随着一个个难点的解决，我觉得自己对机械设计有了更深的了解也有了更大的兴趣。通过这次毕业设计，我基本上掌握了变速箱设计的方法和步骤，以及设计时应注意的问题等，另外也培养我自主学习的能力，自己亲自动手，通过各种渠道来查阅相关的资料等。
这次设计，我差不多将大学几年学习的知识从新的复习了一遍，虽然有点辛苦，但这使我的综合能力有了很大的提高，使自己对变速器有了更深的了解，同时也感觉的自己知识的匮乏，体会到一句话“活到老，学到老”。像我我所学的专业，知识是不断的更新的，随着技术的提高，人们对汽车的要求也不断的提高，这就需要我们不断地进行研发和改进。在此次的毕业设计中也让我体会到了团结的重要性，以及合作协调的能力。 本次设计是在马成习老师的精心指导下完成的，马老师经常为我解答一系列的疑难问题，通过马老师对提问和交流的过程中，让我体会到很多东西，明显感觉到自己知识的匮乏。在接近一个月的毕业设计中，他以严谨的工作态度、实事求是的作风要求我们，并且提供了很多相关的技术资料，在此衷心的感谢马老师给予我的悉心指导。
同时我还要感谢机制的全体同学，在毕业设计的阶段，他们给予了我很大的帮助和关照。
摘 要
关于简单三轴三档式变速箱的设计，首先选择的是齿轮模数，在总挡位和一档位速比确定后，合理分配变速器各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构和尺寸，绘制齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的机构和尺寸。最终完成变速器的零件图和装配图的绘制。
变速器的齿轮为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性。该变速器具有操作简单、方便、传动效率高，制造容易，成本低廉，维修方便的特点，适应农用运输车的使用。
对于倒档齿轮采用滑移齿轮进行换挡，可以使制造比较方便。变速器齿轮的润滑采用压力强制润滑，在齿轮径向钻3~4个孔。虽然制造有点麻烦，但润滑比较可靠，而且油液是循环的。
关键词：变速器，齿轮，传动比
Abstract
On the simple three axis three gear transmission design, the first choice of gear module, in the general gear and the gear ratio is determined, reasonable allocation of the transmission gear ratio, and calculate the gear parameters and the distance from the center, and on the gear strength checking, determining the gear structure and size, drawing gear parts, according to the empirical formula to calculate the size of the primary shaft, then for each gear shaft stiffness and strength checking, determine the axis of the body and size. According to the arrangement of bodies and the reference of similar models corresponding to the bearing, in accordance with the national standard to choose suitable bearing, and then on the bearing life calculation, finally complete the transmission part drawing and assembly drawing.
Transmission gear for standard gear, gear number and transmission ratio and engine parameter matching, ensures that the car has good dynamic performance and fuel economy. The transmission has the advantages of simple operation, convenient, high transmission efficiency, and easy manufacture, low cost, convenient repair, adapted to the use of farm transport vehicle.
Lock ring synchronizer inertia, used for reverse gear sliding gear shift, can create more convenient. Transmissions gear lubrication with pressure lubrication, the gear radial drill 3-4 holes. While making a little trouble, but more reliable lubrication, and oil is a cycle. Keywords: transmission；gear；Transmission ratio
目 录
中文摘要 ................................................................ Ⅰ 英文摘要 ................................................................ Ⅱ 第1章 绪 论 ............................................................ 1 第2章 传动方案拟定 ...................................................... 2 2.1运动参数及动力参数计算 .............................................. 2 2.1.1 传动轴中心距 .................................................... 2 2.2各档齿轮齿数的分配 .................................................. 3 2.2.1 确定Ⅰ档齿轮的齿数 .............................................. 3 2.2.2 确定其他档位的齿轮齿数 .......................................... 3 2.2.3 确定倒档齿轮副的齿数 ............................................ 4 2.2.4根据传动比确定个齿轮齿数 ........................................ 4 2.3各轴转速计算 ........................................................ 5 2.3.1各轴输入功率 .................................................... 6 2.3.2各轴转矩 ........................................................ 6 第3章 齿轮（Ⅰ-Ⅱ轴）的设计与校核 ...................................... 7 3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .................................. 7 3.2按齿面接触强度设计 .................................................. 7 3.3按齿根弯曲强度设计 .................................................. 8 第4章 齿轮（Ⅱ-Ⅲ轴）的设计与校核 ...................................... 11 4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ................................. 11 4.2.按齿面接触强度设计 ................................................. 11 4.3按齿根弯曲强度设计 ................................................. 12 第5章 轴的设计计算 ..................................................... 15 5.1选择轴的材料 ....................................................... 15 5.2初算最小轴径 ....................................................... 15 5.3轴的校核与结构设计 ................................................. 15 参考文献 ................................................................ 19 致 谢 ................................................................... 20
第1章 绪 论
我国农用运输车诞生于20世纪80年代。我国农村运输车的特点是运量小，运距短，货物分散，道路条件差。由于吨位的柴油车较汽油车运载能力强，燃油价格低，且柴油保管无须特殊设备，又为广大农民所熟悉，所以，农用运输车运用柴油为动力。近年来，随着我国农用运输车保有量的大幅度增加，农用运输车已成为我国农村的主要交通运输工具。随着农村运输业的蓬勃发展，农用运输车修理行业有了迅速的发展，农用运输车的维修点和维修人员也逐渐形成体系
随着科技的进步，我国经济迅速发展，对农用车的要求也不断的提高，对农用车的动力性，经济性，舒适性的要求明显提高。本次设计的农用运输车变速器就是解决其在运用中的动力不足，通过对农用运输车变速器的设计和应用，可以提高农用运输车的动力性，提高它的载货能力，提高农用运输车的通过能力和爬坡的坡度。将农用运输车的变速器设置为四档变速器，通过对档位数的增加，可以提高其燃油经济性。
第2章 传动方案拟定
已知条件：
1）发动机功率6.5KW,转速2000r/min； 2）农用车采用后轮驱动型式； 3）农用车行使速度0－50km/h； 4）农用车额定载荷500kg；
5）变速箱传动比为： I档20.5，II档7.3，III档3.42，倒档23； 6）发动机至变速箱传动比230/130, 主变速器传动比57/15； 7）变速箱设计寿命为8年。 传动装置简图如下：
图1.1传动装置简图
2.1运动参数及动力参数计算
2.1.1 传动轴中心距
中心距地大小直接影响到变速器结构的紧凑性。因此，在保证传递发动机最大转矩、齿轮在足够的强度、机构布置有可能实现的情况下，应尽可能采用较小的中心距。 中心距的值主要取决于两个因素； a. 保证齿轮有必要的疲劳强度；
b. 应保证变速箱壳的轴承孔之间有必要的壁厚。 初选中心距时，可以利用经验公式；
A1= K k1
式中 Tk1——变速箱1档齿轮所传递的转矩。N.m; K——轴距系数，通常为17~~21。
由公式得: A1= K k1= (17.0～19.5)31= 79.95～ 91.7 mm
农用车变速器的中心距约在 80～110mm 范围内变化,初选 A=90mm。
2.2各档齿轮齿数的分配
2.2.1 确定Ⅰ档齿轮的齿数
已知Ⅰ档传动比igⅠ，且 igⅠ =
z3z5z7
（1-5） z1z4z7
为了确定 Z7、Z6 的齿数，先求其齿数和 Z∑ ：
直齿齿轮：
∑Z=2A/m （1-6） 初取m=2.5先取齿数和为整数，然后分配给 Z7、Z6。为了使 Z7/Z6 Z5 /Z4尽量大一些，应将 Z6 Z4取得 Z∑ 尽量小一些，这样，在 igⅠ已定的条件下Z3/Z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。Z6的最少齿数受到中间轴Z轴径的限制，因此Z6的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的Ⅰ档直齿轮的最小齿数为 19～24，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式（1-6）得：
∑Z=2A/m =2×90/2.5≈72
取 ∑Z =72，故取 Z7=15，得出Z6=72-15=57。
Z4Z5齿数确定考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17）
所以Z4=19 Z∑=2A/m =2×90/2.5≈72
取 ∑Z=70，故取 Z4=19，得出Z5=70-19=51，考虑到轴Ⅲ齿轮齿数啮合取Z5=50,此时igⅠ≈20.5
2.2.2 确定其他档位的齿轮齿数
Ⅱ档齿轮副：
igⅡ =Z5/Z8×Z7/Z6 （1-8）
由公式（1-6）和（1-8）联立方程求解 Z8、Z5。 因为igⅢ×q=3.516，所以先试凑Z8、Z5。 试凑出Z8=26、Z5=50。，此时igⅡ=7.3。 Ⅲ档齿轮副：
igⅢ= Z10/Z9×Z7/Z6 (1-9)
由公式（1-6）和（1-9）联立方程求解 Z10、Z9。
因为中心距Z10+Z9=Z8+Z5=76。 分配Z10、Z9齿数Z9=40、Z10=36 此时igⅢ=3.4
2.2.3 确定倒档齿轮副的齿数
通常Ⅰ档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数 Z1=20～23。 初选Z1=20 根据传动比 iR= Z11/Z1×Z5/Z4×Z7/Z6≈23 代入Z1Z5Z4Z7Z6齿数得Z11=46
2.2.4根据传动比确定个齿轮齿数
（1）Ⅰ档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z1=20 Z2=22 轴Ⅱ Z3=41 Z4=19 轴Ⅲ Z5=50 Z6=15 鼓轮 Z7=57
（2）Ⅱ档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z8=26 轴Ⅲ Z5=50 Z6=15 鼓轮 Z7=57
（3）Ⅲ档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z9=40 轴Ⅲ Z10=36 Z6=15 鼓轮 Z7=57
（4）R档各齿轮齿数： 轴Ⅰ Z1=20
轴Ⅱ Z11=46 Z4=19 轴Ⅲ Z5=50 Z6=15 鼓轮 Z7=57
2.3各轴转速计算
取发动机为0轴，高速轴为Ⅰ轴，中间轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为： Ⅰ档：
n0=nm=2000r/minnn0
1=i=1130r/min0
nn1
2=i=565r/min1
nn2
3=i=226r/min2
nn3
4=
i=56.5r/min3
Ⅱ档：
nn0
1=
i=1130r/min0
nn
3=1i=565r/min
1nn3
4=
i=141r/min3
Ⅲ档：
nn0
1=
i=1130r/min0
nn
13=i=1130r/min
1nn3
4=
i=282.5r/min3
R档：
n1=n2=n3=n4=
n0
=1130r/mini0
n1 =565r/mini1
n2
=226r/mini2
n3
=56.5r/mini3
2.3.1各轴输入功率
按发动机所需的工作功率Pd计算各轴输入功率：
P1=P0η1=6. 5⨯0.99≈6 .5kw
P2=P1η2η3=6 .5⨯0.99⨯0.97≈6.24kwP3=P2η2η3=6 .5⨯0.99⨯0.99⨯0.97≈6.05kw各轴传递效率：η1=0.99 ； η2=0.97； η3=0.97
2.3.2各轴转矩
T0=9550T1=9550T2=9550T3=9550
P0
=31N⋅mn0
P1
≈55N⋅mn1
P2
=105.5N⋅mn2
P3
≈255N⋅mn3
将以上计算结果整理如下表：
第3章 齿轮（Ⅰ-Ⅱ轴）的设计与校核
3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）农用车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
（3）材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为
45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 （4）选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数z11=i1z1=46
3.2按齿面接触强度设计
2KtT1u+1⎛ZE⎫
⎪由设计计算公式 d1t≥2.32⋅⎪ φdu σ⎝H⎭
3
2
确定公式各计算数值：载荷系数Kt=1.3； 齿数比u=2.3 小齿轮转矩：T1=55000 N·mm 齿宽系数φd=1
材料的弹性影响系数：ZE=189.8MPa
查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝500MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝450MPa； 计算应力循环次数：
N1＝60n1jLh＝60×1130×1×（2×8×300×15）＝4.88×109 N2＝N1/3.2＝1.562×109
查表查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.90
[σH]1=KHN1σHlim1
S
=570MPa
[σH]2
Kσ
=HN2Hlim2=495MPa
S
设计计算：
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较少值。
2KtT1u+1⎛ZH⎫
⎪=55.6mm d1t≥2.32⋅ φdεαu⎝σH⎪⎭
2）计算圆周速度v
3
2
v=
πd1tn1
60⨯1000
=3.29ms
3）计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t= 55.6mmm=
d1t
=2.38z1
h=2.25m=6.255mm=8.894） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=3.29m/s,7级精度，查表得动载系数KV=1.11；由表查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
查得KFβ=1.36
查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得
d1= 55.7mm 6） 确定齿轮模数m
m= 2.5mm
3.3按齿根弯曲强度设计
按下式计算：
m≥
32KT1YFaYSa
⋅ 2
φdz1σF查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
σFE2=350MPa 1）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得：
[σF]1=FKN1σFE1=303.57MPa
S
[σF]2=FKN2σFE2
S
=220.86MPa
2)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.565
3) 查取齿形系数
查表得YFa1=2.65，YFa2=2.26 4)查取应力校正系数
查表得YSa1=1.58，YSa2=1.764 5)计算小、大齿轮的
YFa1YSa1
YFaYSa
σF并加以比较
σF1
=0.01379
YFa2YSa2
=0.0178
σF2
大齿轮的数值较大。 设计计算
m≥2.02
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55mm来计算应有的齿数。于是由：
z1=
d1
=22 m
取z1=20，则z11=i1z1=20⨯2.3=46，取z11=46。 6）几何尺寸计算
计算中心距 d1=Z1m=50mm d2=Z11m=115mm
a(d1+d2)m
1=
2
=82.5mm
齿轮宽度 b= φdd1=50mm
第4章 齿轮（Ⅱ-Ⅲ轴）的设计与校核
4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
（3）材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为
45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 （4）选小齿轮齿数19，大齿轮齿数z5=i2z4=50
4.2.按齿面接触强度设计
2KtT1u+1⎛ZHZE
由设计计算公式 d1t≥2.32⋅
φdu ⎝σH3
⎫
⎪⎪ ⎭
2
确定公式各计算数值：载荷系数Kt=1.3； 齿数比u=2.5 小齿轮转矩：T1=105500 N·mm 齿宽系数φd=1
材料的弹性影响系数：ZE=189.8MPa
查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 计算应力循环次数：
N1＝60n1jLh＝60×565×1×（2×8×300×15）＝2.44×109 N2＝N1/2.5＝9，76×108
查表查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.90
[σH]1=KHN1σHlim1
S
=570MPa
[σH]2
Kσ
=HN2Hlim2=522.5MPa
S
设计计算：
3）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较少值。
2KtT1u+1⎛ZE⎫
⎪d1t≥2.32⋅⎪=69.3mm φdu σ⎝H⎭
3
2
4）计算圆周速度v
πd1tn1
v==3.81ms
60⨯1000
3）计算齿宽b及模数m
b=φdd1t=69.3mmm=
d1t
=2.5z4
h=2.25m=5.625mm=12.324） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=3.81m/s,7级精度，查表得动载系数KV=1.11；由表查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1+0.23×10 67.85=1.42 查得KFβ=1.36
查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 d1= 69.3mm 6）确定模数m m= 3.5mm
4.3按齿根弯曲强度设计
按下式计算：
m≥
32KT1YFaYSa
⋅ 2
φdz1σF查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
σFE2=350MPa
1）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得：
[σF]1=FKN1σFE1=303.57MPa
S
[σF]2
Fσ
=KN2FE2=220.86MPa
S
2)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.565
3) 查取齿形系数
查表得YFa1=2.65，YFa2=2.26 4)查取应力校正系数
查表得YSa1=1.58，YSa2=1.764 5)计算小、大齿轮的
YFa1YSa1
YFaYSa
σF并加以比较
σF1
=0.01379
YFa2YSa2
=0.0178
σF2
大齿轮的数值较大。
m≥2.5
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.3mm来计算应有的齿数。 于是由：
z4=
d1
=19 m
取z4=19，则z5=i2z4=19⨯2.5=47.5，取z5=50。 6）几何尺寸计算 d1=Z1m=47.5mm
d2=Z2m=125mm 齿轮宽度 b= dd1=47.5mm
第5章 轴的设计计算
5.1选择轴的材料
在减速器中有三根轴，传递的功率都属于中小型功率，故轴的材料可选择45钢，经调质处理。
5.2初算最小轴径
由公式：τT=
T≈WT
95500000.2d3
P
≤[τ]
由上式可得轴的直径d≥9550000
0.2τT9550000P9550000
=0.2τTn0.2τTP
n
=A0P
n
式中A0=（1) 高速轴的最小轴径为dmin=Ao取d1=20mm
（2) 中间轴的最小轴径为dmin=Ao取d2=25mm
（3) 低速轴的最小轴径为dmin=Ao取d3=30mm
P1
=19.07mm n1
P2
=23.6mm n2
P3
=29.3mm n3
5.3轴的校核与结构设计
（1）高速轴
先初步估算轴的最小直径,由于是齿轮轴,选取轴的材料为40Cr,调质处理。。
dmin=Ao3
P1
=19.07mm n1
1 2 3 4 5 6 7
图5.1轴Ⅰ
1）第一段轴的是带轮部分，d1=10mm，螺纹部分取l=14mm轴间l=3mm 2）第二段 轴的直径与长度：d2=13mm，l2=20mm
3）第三段 根据内机壁到轴承座端面的距离，轴承端盖凸缘厚度e=7.2mm,轴承端面到箱体内壁的距离△3=11mm,轴承宽为15mm,为了方便装拆,螺钉得长度为22mm,取端盖的外端面与带轴左端面间的距离l3=40mm,d3=28mm
4）第四段 初步选择球轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要求并根据d3=28mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7205C，其尺寸l3=100mm.d4=30mm 轴肩l=4mm d=3.5mm
5）第五段 轴肩d5=35mm l5=16mm 6）第六段 轴段l6=138mm d6=32mm
7）第七段 轴承段根据轴承参数设计轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7205C，轴段尺寸为l7=15mm d7=20mm。
（2）中速轴
1 2 3
图5.2轴Ⅱ
1）第一段跟第三段初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的触球轴承7208C，所以d1=d3=25mm l1=l3=18mm
2）第二段中间轴为光轴，用两个轴套定位三个齿轮，长度l2=140mm d2=28mm （3）低速轴
1 2 3 4 5
图5.3轴Ⅲ
1) 第一段和第五段初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准
精度级的触球轴承l1=17mm l5=16mm d1=d5=30mm 2) 第二段为第二阶梯轴 l2=28mm d2=36mm
3) 第三段为齿轮轴根据小齿轮的直径与轴相近,所以d3=60mm l3=30mm
4) 第四段为齿轮轴段 用轴套定位两齿轮，根据齿轮参数 所以d4=36mm l4=82mm （4）简单校核轴的强度校核
按轴的扭转强度条件计算，因为轴所受的弯矩不大，轴的扭转强度条件为：
T=WT
955000000.2d3
p
≤[τ]
T
τT=
由上式可得轴的最少直径：
d≥
3
9550000ppp
=A0
0.2τTnn
轴为45钢，由于轴弯矩较少，载荷较平稳，所以[τT]较大值40MPa。 轴Ⅰ：PⅠ=6.5kw nⅠ=1130 r/min
所以 d≥9550000⨯6.5
≈19.07mm
0.2⨯40⨯1130
轴Ⅰ最少直径为20mm 所以符合条件。 同理得
轴Ⅱ：d≥少于最少直径25mm
轴Ⅲ：d≥少于最少直径30mm。
9550000⨯6.05
≈28.6mm
0.2⨯40⨯255
9550000⨯6.24
≈23.6mm
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参考文献
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致 谢
时间飞逝，将近三个月的毕业设计转眼结束了，虽然在设计的过程中困难重重，但是随着一个个难点的解决，我觉得自己对机械设计有了更深的了解也有了更大的兴趣。通过这次毕业设计，我基本上掌握了变速箱设计的方法和步骤，以及设计时应注意的问题等，另外也培养我自主学习的能力，自己亲自动手，通过各种渠道来查阅相关的资料等。
这次设计，我差不多将大学几年学习的知识从新的复习了一遍，虽然有点辛苦，但这使我的综合能力有了很大的提高，使自己对变速器有了更深的了解，同时也感觉的自己知识的匮乏，体会到一句话“活到老，学到老”。像我我所学的专业，知识是不断的更新的，随着技术的提高，人们对汽车的要求也不断的提高，这就需要我们不断地进行研发和改进。在此次的毕业设计中也让我体会到了团结的重要性，以及合作协调的能力。 本次设计是在马成习老师的精心指导下完成的，马老师经常为我解答一系列的疑难问题，通过马老师对提问和交流的过程中，让我体会到很多东西，明显感觉到自己知识的匮乏。在接近一个月的毕业设计中，他以严谨的工作态度、实事求是的作风要求我们，并且提供了很多相关的技术资料，在此衷心的感谢马老师给予我的悉心指导。
同时我还要感谢机制的全体同学，在毕业设计的阶段，他们给予了我很大的帮助和关照。