1、“.....也有利用两个联体齿轮的方案。本方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便。综合考虑，本次设计采用如图所示方案的倒挡换挡方式。其优点是结构简单，适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。图倒挡布置方案变速器操纵缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作而本次设计的题目是轻型货车变速器，所以采用三轴式变速器。变速器传动机构的分析根据所述，采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。换挡结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡。滑动齿轮换挡通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点滑动直齿轮换挡的优点是结构简单紧凑容易制造。换挡结构形式的选择目前......”。

2、“.....啮合套和同步器换挡。部分内容简介轴直接相连，得到直接挡，所以传动效率高，磨损小，噪声也小。而本次设计的题目是轻型货车变速器，所以采用三轴式变速器。变速器传动机构的分析根据所述，采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。换挡结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡。滑动齿轮换挡通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单紧凑容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式般仅用在Ⅰ挡和倒挡上。啮合套换挡用啮合套换挡，可以将结构为传动比的对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击......”。

3、“.....此外，因增设了啮合套和是常啮合齿轮，是变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器寿命短，维修不便。同步器换挡现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速无冲击无噪声换挡，而与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性经济性和行驶安全性。般倒挡和Ⅰ挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套，而本方案的Ⅰ挡及倒挡使用滑动直齿轮换挡，其余各挡采用同步器换挡方式。倒挡的形式及布置方案倒挡使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。为实现传动有些利用在前进挡的传动路线中，加入个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。本方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮......”。

4、“.....综合考虑，本次设计采用如图所示方案的倒挡换挡方式。其优点是结构简单，适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。图倒挡布置方案变速器操纵机构方案分析变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位，而且又不允许同时挂两个挡位。设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求要有锁止装置，包括自锁互锁和倒挡锁要使换挡动作轻便省力，以减轻驾驶员的疲劳强度应使驾驶员得到必要的手感。换挡位置设计操纵机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此应该注意以下三点按换挡次序来排列将常用挡放在中间位置，其它挡放在两边为了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时与Ⅰ挡组成排。根据以上三点......”。

5、“.....各个挡位的传动比为ⅠⅡⅢⅣ中心距的选择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。由于此次设计的变速器为三轴式变速器，其中心距可按如下经验公式初选式中中心距系数，对货车，取变速器在Ⅰ挡时，第二轴输出的转矩发动机的最大输出转矩，⋅变速器Ⅰ挡传动比η变速器传动效率，取初选η，代入上式中计算得取中心距为齿轮参数的确定齿轮模数的确定汽车变速器中有多对齿轮，从轮齿应力的合理性和强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，个变速器的齿轮模数应尽量统。因此多采用折中方案，即高挡齿轮用同个模数，而低挡齿轮使用另外个模数。对于本次设计，变速器的模数选择方案为Ⅰ挡和倒挡使用同个模数......”。

6、“.....应该都使用大的模数其他挡位齿轮为，常啮合齿轮和高挡齿轮法向模数。设计所选的模数值应符合国标的规定压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了增大重合度以降低噪声，应采用等小些的压力角对货车，为了提高齿轮的承载能力，应选用或等大些的压力角，实际上，因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。斜齿轮螺旋角的选择螺旋角应该选择合适。过小则不能发挥出斜齿轮的优越性。增大螺旋角能使齿轮啮合的重合度增大，承载能力增强，工作平稳，噪音降低，但齿轮工作时的轴向力也会增大，影响轴承的寿命。并且当时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高低挡齿轮的弯曲强度考虑，不能太大。般货车的螺旋角为。在变速器中，中间轴上齿轮的节圆半径从高挡向低挡逐渐减小，所以螺旋角也是逐挡递减......”。

7、“.....初选常啮合齿轮的螺旋角，其他各挡齿轮的螺旋角则根据计算所以，第二轴Ⅱ挡齿轮处的轴强度符合要求。对第二轴Ⅲ挡齿轮处的轴强度进行校核所以圆径所以，第二轴Ⅲ挡齿轮处的轴强度符合要求。轴承的选择与校核轴承的选择变速器轴承般根据结构布置并参考同类车型的相应轴承后，按国家规定的轴承标准选定，再进行其使用寿命的验算。本次设计是轻型货车变速器，第二轴齿轮与轴多处采用滚针轴承，在箱体支承多采用圆锥滚子轴承。第轴前端轴承为内径外径宽度的深沟球轴承。第二轴后端轴承为内径外经宽度的圆锥滚针轴承。中间轴前端选用的轴承为内径外径宽度的深沟球轴承。后端选用轴承为内径外经宽度的圆锥滚针轴承......”。

8、“.....外径，厚的无外缘轴瓦。轴承的选用为标准件。轴承寿命的校核根据我们学过机械设计的知识，轴承的名义寿命以转为单位与轴承的当量动载荷之间关系为对向心类轴承为径向当量动负荷，对推力类轴承为轴向当量动负荷对向心类轴承为径向当量动负荷，对推力类轴承为轴向当量动负荷ε寿命指数，对球轴承ε，对滚动轴承ε。校核轴承的寿命，需先计算出轴承的当量动载荷。而轴承的当量动载荷与轴承所受到的径向力和轴向力是紧密相关的，因此，要先分析轴承上所受到的力。轴承使用寿命的计算轴承的使用寿命按汽车的以平均车速行驶至大修前的总里程来计算汽车的平均车速空载满载车轮轮胎型号选择车轮半径发动机最大功率时的转速汽车的主减速比，。估算汽车的平均车速汽车大修前的总里程数取万千米，于是轴承的使用寿命为各挡位的使用率统计显示，轻型货车四挡变速器各挡位的使用率为ⅠⅡⅢⅣ计算得各挡位下二轴轴承的实际循环次数和当量循环次数......”。

9、“.....二轴的后轴承会承受轴向力和径向力的作用。在水平面上，轴承上的径向力是由齿轮的圆周力引起在垂直面上，轴承径向载荷是由齿轮的径向力和轴向力共同引起的。因此轴承上的径向力是水平面上径向力和垂直面上径向力的合力。轴承除承受径向力外，还要承受定的轴向力，该轴向力是由斜齿轮工作时产生的。根据受力分析，计算得各挡位下二轴后轴承和中间轴前后轴承上载荷如表表轴承受力表载荷径向力轴向力当量动载荷Ⅰ二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承Ⅱ二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承二轴后轴承Ⅲ中间轴前轴承中间轴后轴承Ⅳ二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承轴承总当量动载荷对于本次设计用的角接触球承，ε经计算得二轴后轴承额定动载荷为，因此，二轴后轴承寿命足够。计算得中间轴轴承的总动载荷为而中间轴后轴承的额定寿命为，所以中间轴轴承寿命足够......”。