某型汽车手动变速箱的仿真设计

1 绪论

1.1研究的意义

现代汽车一般采用往复活塞式内燃机提供动力，而汽车在起步、加速、上坡等等过程中，其需要的扭矩和速度都在发生很大的变化，但是发动机的转矩和转速变化范围较小，另外，发动机是只能是朝着一个方向，不能单独实现倒档功能，所以一个性能好的发动机必须配备性能优良匹配的变速器才能使车辆的性能很好的体现出来，变速器的主要功能为：

(l)在复杂工况下，通过改变汽车传动比, 从而使发动机传到驱动轮上的转矩和转速发生改变，使发动机时刻处于最有利的工况下工作；

(2)实现汽车的倒退行驶； (3)可以中断动力传输。

随着近年来车辆密度的不断增大，车辆对操作性、动力性，经济性，环保等方面的要求越来越高，这些都离不开变速器技术方面的发展，研究与发动机优配，工作效率高，操作方便，工作可靠的变速器的意义就十分重大了。

1.2变速器的分类和发展趋势

1.手动变速器

手动变速器，驾驶者通过操作变速箱操作杆来控制不同齿轮组的啮合，根据不同道路行驶工况下汽车速度和扭矩的大小，通过换挡操作杆控制轴上的不同大小齿轮的啮合，从而得到不同的转速比，使发动机在有利的工况下工作。由于锁止机构和互锁机构的作用，驾驶人在换挡时，必须要先踩下离合器踏板，而在变速箱处于某一档位下工作时，不能自动跳到另一档位。手动挡汽车对驾驶人驾驶技术要求较高，但其对汽车的操纵感强，更有驾驶的乐趣，而且相对而言更加省油一点。手动变速箱根据档位可以分为四档，五档变速箱等等，现在市场上常见的手动变速箱是中间轴式五档变速箱。

2. 自动变速器

自动变速器可以根据节气门踏板的变化自动进行变速，不需要人为操纵变速杆的动作，减少了驾驶人开车途中的很多频繁的换挡操作，它是通过液压油路控制对应的行星齿轮机构进行变速。目前市场上最常见的自动变速器是液力自动变

速器。

3. 无级变速器

无级变速器的结构简单，小巧，它可以使传动比任意自由改变，实现无级变速，它能克服突然换挡，节气门反应慢、油耗高等缺点。

4. 手动/自动变速器

手自一体变速器首先在保时捷车型上应用，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D 档时，可像手动挡一样自由变换档位。手自一体变速系统可以使用手动档来提供驾驶乐趣，使用自动档减轻操作量，减少驾驶疲劳。

5. 双离合变速器

DSG 变速器，由两组离合器相互配合共同控制发动机动力的传输，不会再驾驶者换挡时产生动力短暂中断的现象，结合了手动变速器和自动变速器两者的优点，既节油、驾驶舒适又满足驾驶的运动感要求。

1. 鉴于国内的经济状况，手动档变速器，自动档变速器都有很大的发张的空间。

2. 鉴于国内市场的多样性，各种变速器都有其发展的空间，在某个领域内占据自己一定的市场。

3. 从长远发展的角度看，双离合变速器结合了手动变速器和自动变速器各自的优点，其技术值得我国大力研究。

1.3本课题研究内容

本文首先在了解手动变速器的主要零部件及其工作原理的情况下，首先对变速箱的轴、齿轮、换挡机构等进行布置，然后根据与该变速箱匹配的发动机输入的最大扭矩，转速等，确定各个挡位合适的传动比，通过计算，定下变速箱的中心距和轴向尺寸，再对轴，齿轮等零件的参数进行合理选择，使得汽车的动力性和经济性达到好的效果，最后对手动变速箱的零件图进行三维绘制，并进行装配，进行操作演示，进行仿真分析。

2 手动变速箱的主要参数选择

2.1基本外部参数确定

此变速箱定于和微型商用车汽车上面的发动机相配合工作，参考一些商用车数据，暂定该微型商用车的基本参数, 其最大转矩169N.M ，最大功率为60KW, 发动机布置成前置后驱。

2.2手动变速器的主要零件型式选择

1. 齿轮型式

手动变速器的两种形式主要是直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。斜齿轮以其运转平稳、使用寿命长等优点，广泛应用在各类汽车中，本次设计中，因为倒档齿轮实际工况转速低, 承受的转矩小, 使用频率低, 故其可选用直齿圆柱齿轮，而对于其它齿轮，其工作环境恶劣，受载复杂，采用斜齿圆柱齿轮。

2. 轴的分析

本文设计采用中间轴式变速器，第一轴上的小齿轮做成齿轮轴的形式，中间轴采用旋转式结构, 该轴由前后两端的滚动轴承支承，输出轴上常啮合被动齿轮与轴过盈配合。

3. 轴承型式

第一轴的前端采用向心球轴承，后端用滚针轴承与第二轴连接，第二轴前端用带止动槽的向心球轴承, 后端用向心球轴承，使其能承受向外的轴向力，中间轴的前后端都用向心球轴承与变速器壳体座相连。最后还需要计算轴承的寿命，并对其进行验算。

4. 换档机构的分析

倒档和一档齿轮采用直齿轮啮合换挡，结构复杂、成本高和同步环使用寿命短等问题都广泛存在同步器中，但同步器可以轻便无冲击地换档，大幅提高延长齿轮传动的寿命，因此对汽车的性能有着很大的提升，汽车手动变速器的换档机构广泛采用同步器的结构型式，

3 汽车变速器的设计

3.1变速器总体尺寸和参数的确定

3.1.1 档数和各档传动比

手动变速器的档数范围可以再 3～20内，手动变速箱相邻档位之间的传动比最好在不高于1.8 ，而高档相邻档位的比值要求更小，因为汽车行驶时，高档的操作更加平凡，这有利于使频繁操作高档时，换挡工作容易进行。

这里的变速器的挡数取五挡，在五档变速器中，五档为超速挡，四档为直接挡，四挡以下的档位为减速挡。各档传动比之间按照几何级数变化。

参考一般汽车变速器的传动比大小，初步确定各档传动比值。

表3-1 各档传动比

档位 传动比

一 3.2

二 2.2

三 1.5

四 1.0

五 0.78

倒档 3.2

3.1.2 中心距

本文选的中间轴式变速箱的中心距是中间轴和第二轴之间的距离，其大小会影响中间轴和第二轴上的齿轮接触的面积及受力大小，从而使轮齿的接触强度受到影响。

根据公式：

A=Ka×(T emax×i 1×ηg)1/3 （3-1） 其中：

Ka 中心距系数(货车取8.6-9.6) Temax 发动机最大转矩, 取值169牛米 I 变速器一档传动比,3.2 ηg 变速器传动效率,0.96 计算可得A=71.24mm-77.03mm 初选中心距A=75mm 3.1.3 变速器的轴向尺寸

本设计微型商用车手动变速器的轴向尺寸可参考中心距的大小来初定其数据：

四档：(2.2-2.7) A 五档：(2.7-3.0) A 六挡:（3.0-3.4）A 因此，五档变速器的轴向尺寸大致为 202.5mm-225mm。

3.2齿轮的设计计算

3.2.1 齿轮参数的确定

1. 模数和压力角

根据齿轮所受载荷的大小，参考《机械设计》直齿轮和斜齿轮的取值，所有斜齿轮的模数均取m =4。标准压力角取国标规定的20，所以变速器齿轮的压力角普遍采用20。

2. 螺旋角及变位系数

变速器斜齿轮的螺旋角一般为10-30，取值24。设计时，可以使中间轴上的斜齿轮采用右旋，另外两边齿轮采用左旋，两者相互抵消。

3. 齿宽b

斜齿:b=Kcm, Kc为齿宽系数，取4.5～8 直齿:b=Kcm，Kc 取为6.0～8.5；均可取值为7。

4. 各档齿轮齿数的分配

图3-1 变速器传动方案示意图

(1)一档齿轮齿数计算

i 1=

Z 2Z 9Z 1Z 10

(3-2)

Z h =

2A cos βm

(3-3）

求得Zh=34，去Z9=21，则Z10=13

确定常啮合传动齿轮副的齿数：

由上式求出常啮合传动齿轮的传动比 Z2/Z1=2.17 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即

Z 1+Z 2=

2A cos βm n

Z2+Z1=34.3

取整得Z1=11,Z2=23,i1=3.38。 (2)前进档齿轮齿数

Z 7Z =i 21Z 8Z 2

Z7+Z8=2ACOSB/m=34.3 由上可得取整得:Z7=18,Z8=16

同理依次可以求得其他齿轮的齿数：Z3=9,Z4=25,Z5=14,Z6=20。 (3)倒档齿轮齿数的分配计算

倒挡齿轮Z13初选Z13=21,Z12=14,取Z11=11，则：

A =

1

m (Z 12+Z 13)=70mm 2

12和11的之间应保持0.5mm 以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应该为：

D e 12D

+0. 5+e 11=A 22

D e 11=2A -D e 12-1=85mm

Z n =

D e 11

-2=19.25mm m

计算倒挡轴和第二轴的中心距:

A =

1

m (Z 12+Z 13)=80mm 2

计算倒挡传动比:

i =

z 2z 13z 11

⨯⨯=2.84z 1z 12z 13

3.2.2 变速器齿轮损坏的主要形式及原因

轮齿折断：齿轮在冲击载荷、重复载荷日复一日的作用下，齿轮出现疲劳裂痕，渐渐地扩大，最后发生折断，这种断裂形式在变速器抵挡齿轮中比较常见，因为其齿数少，齿根强度较弱。

齿面点蚀：节圆顶部齿面长期在脉动的接触应力作用下会产生大量小麻点。齿轮长期在接触应力的作用下，产生一些裂纹，又在齿轮啮合工作时的相互挤压作用，裂纹脱落，产生好多小麻点。

齿面胶合：一些高速重载齿轮，齿轮之间的受力太大，或者速度太快，使齿轮产生高温，破坏了齿轮之间的润滑油膜，从而使得啮合的齿轮齿面与齿面之间产生相互粘结在一起。

齿轮的材料：变速器齿轮受力条件复杂，经常在各种交变载荷，静载荷等恶劣条件下工作，其材料必须符合相关强度和硬度标准，其材料多采用渗碳合金钢，并经过相关热处理，使其各种性能达到相关要求。 3.2.3 变速器齿轮强度校核计算

汽车变速器齿轮强度可以由以下公式求得： 计算各轴转矩：

输入轴 T 1=T e max η离η承=169×99%×96%=160.62N . m

中间轴 T 2=T 1η承η齿i 2-1=160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N. m 输出轴

1挡 T 31=T 2η承η齿i 9-10=319.18×0.96×0.99×21/13=634.27N. m 2挡 T 32=T 2η承η齿i 7-8=319.18×0.96×0.99×18/16=341.27N. m 3挡 T 33=T 2η承η齿i 5-6=319.18×0.96×0.99×14/20=212.34N. m 5挡 T 35=T 2η承η齿i 3-5=319.18×0.96×0.99×9/25=109.21N. m 倒挡

T 倒=T 2η承η齿i 11-12

=319.18×0.96×0.99×19/14=411.69N.m

1.斜齿轮的弯曲应力

(1)直齿轮弯曲应力：

σw =

2T g K σK f

式中：

πm 3zK c y (3-4)

σw —弯曲应力（MPa ）； Tg —计算载荷 （N.mm ）；

K σ

—应力集中系数，可近似取=1.65；

齿形系数如下图，可以查得：

图3-2 齿形系数图

最大转矩加载到变速器一轴上时，倒档直齿轮许用弯曲应力取值范围为：400~800MPA。如果在双向交变载荷的作用下可取其下限。

计算倒档齿轮的弯曲应力：

σw 11=

2T K σK f

πm 3z 11K c y 11

2T 2K σK f

=234.60MPa

=282.84MPa

σw 12=

πm z 12K c y 12

3

σw 13=

2T K σK f

πm z 13K c y 13

3

=247.98MPa

(2)斜齿轮弯曲应力

式中：

σw =

2T g cos βK σ

3πzm n yK c K ε (3-5)

T g

—计算载荷（N.mm ）；

m n —法向模数（mm ）；

Z —齿数；

β —斜齿轮螺旋角（°）；

K σ

—应力集中系数，查表可得：1.50；

y —齿形系数，

K c K ε

—齿宽系数 7.0； —重合度影响系数， 2.0。

当计算载荷为最大转矩Temax ，加载到变速器第一轴上，乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮的许用应力的范围是180～350MPa 。

计算一挡齿轮9，10的弯曲应力： 计算9,10齿轮的应力：

σw 9=

2T 31co s βK σ

=239.20MPa

πz 9m n y 9K c K ε

σw 10=

2T 2co s βK σ

=189.82MPa

πz 10m n y 10K c K ε

同理可求得其他斜齿轮的弯曲应力。

表3-2 各档齿轮弯曲应力

档位 直接挡 一档 二档 三档 五档 倒档

2. 轮齿接触应力计算

弯曲应力MPa

1: 104.37MPa

σj =0. 式中：

⎛11⎫ ⎪+ bd cos αcos β⎝ρz ρb ⎪⎭ （3-6）

T g E

σj

-轮齿的接触应力（MPa ）；

Tg —计算载荷（N .m）；

d —节圆直径(mm)；

α—节点处压力角（°）；

β—齿轮螺旋角（°）；

E —齿轮材料的弹性模量（MPa ）； b —齿轮接触的实际宽度(mm)；

ρz 、ρb —主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮, 斜齿轮分别为：

ρz =r z sin α、ρb =r b sin α，ρz =(r z sin αcos 2β、ρb =(r b sin αcos 2β R z -主、从动齿轮节圆半径(mm)。

弹性模量E=20.6×104 N·mm ，齿宽b=7×4=28mm。 计算一挡齿轮9，10的接触应力：

-2

T31=634.27N.m，T2 =319.18N.m

d 9=mz 9=84mm d 10=mz 10=52mm

ρz 10

d 52

=r sin α=sin α=sin 20 =8.89mm z 1022

d

b 9

84

ρb

9=r sin α=sin α=sin 20 =14.36mm

2

2

σj 9=0.41σj 10==1371.11MPa

2000M P a

=1236.20MPa

同理可求得其他齿轮的接触应力，如下表

表3-3 各档齿轮接触应力

挡数 一档 二档 三档 四档 五档 倒档

接触应力MPa

9: 1371.11MPa

3.计算各个齿轮的受力 一挡齿轮9，10的受力:

F t 9=F t 10=

2T 312⨯634.27

=⨯103=13691. 74N d 992. 65 2T 22⨯319.18

=⨯103=11130.95N d 1057.35

F r 9=F r 10=

F t 9tan αn

= 13691.71ta n20 /cos24. 95︒=5496. 31N

cos β9-10

F t 10tan αn

= 11130.95ta n20 /cos24.95︒=4468. 34N

cos β9-10

F a 9=F t 9tan β9-10=13691. 74tan24.95=6370. 02N F a 10=F t10tan β9-10=11130. 95tan24.95=5178. 63N

表3-4 各档齿轮受力

齿轮

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Ft （N ） 6619.4 6291.1 5500.4 5788.0 6876.3 7234.4 8595.1 9043.2 13691.7 11130.95 8399.5 11399.3 Fr(N) 2657.3 2525.5 2208.0 2323.5 2760.4 2904.1 3450.4 3630.3 5496.3 4468.3 3057.2 4149.0 Fa(N) 3079.7 2906.9 2559.0 2692.9 3199.2 3365.8 3998.9 4207.3 6370.0 5178.6

3.3变速器轴、轴承等零件的设计计算

3.3.1 轴类设计

1. 轴的功用及设计要求

设计汽车速器轴时主要考虑轴的结构形状，直径长度，轴上的花键形式和尺寸，最后对轴的强度和刚度进行校核。

2. 初选轴的直径 一轴初选直径：

d=22.12～25.43mm 中间轴跟第二轴初选直径: d=(0.45-60)A 变速器中心距A=75mm 中间轴最大直径d=33.75-45mm 第二轴最大直径d=33.75-45mm

d =K e max

（3-7）

轴的支承距离与最大直径的关系： 第一轴和中间轴：

d 1max

=0. 16～0. 18

L

第二轴：

d 2max

=0. 18～0. 21

L 2

故第一轴的支承长度为L1=133.33～150.0mm, 第二轴的支承受长度为L2=238.10～277.78mm, 中间轴的支承长度为L=277.78～312.5mm 。

3. 轴的刚度验算

分别算出各轴的垂直面挠度，水平面挠度，转角和全挠度。

F r a 2b 264F r a 2b 2

f c ==

3EIL 3πELd 4 （3-8）

F t a 2b 264F t a 2b 2

f s ==

3EIL 3πELd 4 （3-9）

δ=

F r ab (b -a )64F r a b (b -a )=3EIL 3πELd 4 (3-10）

0.2mm

f =

(3-11)

(1)第一轴常啮合齿轮副可以不用计算，因为其距离支撑点近，负荷又小，所以挠度不大。 (2)二轴受力图：

图3-3 二轴受力图

代入公式计算可得：

表3-5 二轴各挡齿轮饶度

fc fs F 一档齿轮二档齿轮三档齿轮五档齿轮

9 7 5 3 0.0084 0.033 0.0064 0.031 0.021 0.0859 0.016 0.078 0.023 0.092 0.017 0.084 倒档齿轮许用值 11

0.0159 0.05~0.10 0.0437 0.10~0.15 0.046 0.2 (3)中间轴受力图

图3-4 中间轴受力图

代入公式计算可得：

表3-6 中间轴各档齿轮饶度 一档 二档 三档 五档 常啮合 倒档 许用值

齿轮10 齿轮8 齿轮6 齿轮4 齿轮 齿轮12 fc 0.031 0.033 0.049 0.0133 0.0034 0.013 0.05~0.10 fs 0.079 0.0859 0.026 0.0335 0.0088 0.035 0.10~0.15 f 0.085 0.92 0.135 0.036 0.0094 0.037 0.2 δ 0.00022 -0.000022 0.00027 0.00009 0.0001 0.00045 0.002 4．轴的强度计算

(1)一轴常啮合齿轮副，负荷小，离支点也近，饶度小，可以不要计算。

(2)第二轴的受力分析图如下：

图3-5 二轴受力图

由图可知，因为一档的饶度最大，所以只要校核一档时的强度。 a. 求水平面内支反力R HA 、R HB 和弯矩M HC

R HA +R HB =F t 9

（3-12）

R HA L 1=R HB L 2 （3-13） 由以上两式可得R HA =9338.01N，R HB =4353.73N，M HC =-906.88N.m b. 求垂直面内支反力R VA 、R VB 和弯矩M VC

R VA R VB F r 9

+= （3-14）

F r 2L 1+

1

F a 9d 9=R VB L 2 （3-15）

求得：R VA =428.58N，R VB =5067.73N，M VC 左边 =81131.28N.mm，M VC 右=482424N.mm 按照第三强度理论公式：

222

M =M H +M V 906. 882+482. 422+0. 6⨯982. 662=1421. 54N.m 右+T 31=

σ=

c. 中间轴

32M

=115. 896MPa ≤[σ]=400MPa 3

πd 31

图3-6中间轴受力图

倒档齿轮跟常啮合齿轮饶度最大，校核其强度。

水平面内：

R HA +R HB +F t 2=F t 12

F t 2L 1+R HB L =F t 12(L 1+L 2)

由以上两式可得：

R HA =-4558.33N，R HB =13692.32N，

MHC =-131621.78N.mm，M HD =354288.78N.mm

垂直平面内：

R VA +R VB =F r 2+F r 12

F 1

r 2L 1+

2F a 2d 2+F r 12(L 1+L 2)=R VB L (3-19已知RVA=2206.N,RVB=5896.61N,MVCz=152574.78N.mm 由第三强度理论公式：

M C ==

505.04N m

M D ==580.34N m

σM

C =

32πd 3

=41. 18MPa ≤[σ]=400MPa 26

3-16）

3-17）

3-18）

）

（（（

σD =

32M

=37. 66MPa ≤[σ]=400MPa 3

πd 21

3.3.2 轴承与平键的选择与计算 1.变速器轴承的形式选择

第一轴的前端用向心球轴承，后端用滚针轴承。第二轴前端选用带止动槽的向心球轴承, 后端用向心球轴承，中间轴前后端都选用向心球轴承。 2.变速器轴承的寿命计算

(1)一轴的计算

fp 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计原理与设计》，取1.2。

P =f p (XF r 1+YF a 1) 23020.188=N

轴承寿命L h : ε为寿命系数，对球轴承ε=3；对滚子轴承ε=10/3。

106⎛C ⎫106⎛32500⎫

L h = ⎪= ⎪

60n ⎝P ⎭60⨯1200⎝23020.188⎭

ε

10/3

=43630.33h ＞L h =30000h 合格

(2)二轴的计算

一档时传递的轴向力最大，按同样方法计算可得：

106⎛C ⎫106⎛35800⎫L h == ⎪ ⎪

60n ⎝P ⎭60⨯342.86⎝7819. 34⎭

ε

10/3

=31144. 03h ＞L H =30000h 合格。

(3)中间轴的计算

初选轴承型号：由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号32007，查《机械设计实践》该轴承的C o =592000N，C r =432000N，e=0.44，预期寿命L h =30000h。· 按同样方法计算可得：

106⎛C r ⎫106⎛43200⎫

L h == ⎪ ⎪

60n ⎝P r ⎭60⨯573.91⎝5791.76⎭

ε

10/3

43062.43=h ＞L h =30000h ，合格。

3.平键的选择和计算

中间轴上选用花键，公称尺寸12×6(mm)，L=56mm，d=40mm。

T 2=T 1ηηi 2-1=160.62⨯0.96⨯0.99⨯23/11=319.18N . m

σp =

2T 2T 2

=

dkl dkl

其中，l 为键的工作长度,A 型，l=L-b（mm ）,k 为键与轮毂的接触高度，平

键k=0.4h（mm ）；

σp =

2T 22⨯319180

==79. 16

1. 5dkL 1. 5⨯40⨯2. 4⨯56

满足强度要求。

3.4同步器的设计

同步器可以使变速器轻便无冲击地换档，大幅提高延长齿轮传动的寿命，提高汽车动力性和燃油经济性，故广泛的应用在各类汽车的换挡机构中，除倒档和一档齿轮受力情况简单，直接用直齿轮换挡，其他档位都装用同步器换挡。 同步环结构参数及尺寸的确定：

图3-7 同步环的结构

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

由图可推算出：φ=2R锥+B×tgα；D=φ/0.8～0.85；B=（0.25～0.40）R 锥。

目前应用最多的是锁环式同步器，其基本尺寸选择：

1. 摩擦系数μs 推荐采用0.10, 故锥面角α一般可取6°～7°30′。对于摩擦力矩较大的多锥面同步器，锥面角可取适当加大，取8°或8°30′。

2. 同步环的几个结构尺寸： (1) R锥和W 的取值

受到变速器齿轮中心距和相关结构空间的限制。在许可范围内的情况下，摩擦锥面的平均半径R 锥和同步锥环的径向厚度W 的大小的选择应该越大越好。

(2)B的取值

同步锥环的工作面宽度B 大时会影响同步器轴向尺寸加大，但锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积与其宽度大小有着直接关系。一般在设计时，R 锥与B 成正比关系所以R 锥越大时B 也要相应的越大些。具体取值可以参考经验公式：B≈（0.25～0.40）R 锥。

(3)同步锥环内锥面上的螺纹线要求

一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10；螺距取0.6～0.75；螺纹角取60°，螺纹深取0.25～0.40。

3.5 箱体的设计

3.5.1 箱体材料与毛坯种类

材料HT200的选箱是根据减速器的工作环境而选择的，因为其铸造箱体的刚性、外形有独特的优点，采用铸造工艺以获得毛坯还易进行切削加工，吸震和除噪。

3.5.2 箱体的主要结构尺寸的计算

箱座壁厚 箱盖壁厚 箱体凸缘厚度

δ

0. 25a +3≥8, 取δ=10

0. 25a +3≥8，取δ=10

δ1

b 、b 1、b 2

箱座b =1. 5δ=15，箱盖b 1=1. 5δ=15箱底b 2=2. 5δ=25

箱座加强筋厚度

箱盖加强筋厚度

地脚螺钉直径 地脚螺钉数目

m

m 1

d f

m =0. 85δ=8. 5

m 1=0. 85δ1=7. 23

d f =0. 036a +12=14. 7取M 16

a ≤250, ∴n =4

n

轴承旁连接螺

d 1

栓直径

箱盖、箱座连

d 2

接螺栓直径 轴承该螺钉直

d 3、n 径、数目

轴承盖外径

D 1 观察孔盖螺钉直径

箱盖箱座连接螺栓直径

d 1=0. 75d f 取M18

d 2=0. 5d f =0. 58⨯17. 33=8. 665, 取M 取M

d 3=8，n =4(表9—9)

D 1=72D +(5-5. 5) d f ; D -轴承外径

d 4 d 2

d 4=0. 3d f =0M . 36⨯17. 33=5. 199，取M 取

d 2=(0. 5-0. 6) d f 取M 8

4 手动变速箱主要零件的三维仿真设计

手动变速箱的零件包括轴，齿轮，同步器，花键，轴承等等，由于轴和齿轮

的工作条件最为恶劣，复杂，故对其进行三维仿真分析。

4.1轴类零件的三维设计

图4-1 输入轴

具体操作步骤如下：用旋转指令，得到大概的一轴图形，然后第二个阶梯面，反向拉伸去除上面的壳，在用阵列指令，均匀得到如图的矩阵特性，然后再装配一轴的常啮合齿轮，创建一轴的结合齿部分，装配到一轴上面。

图4-2 中间轴

具体操作步骤如下：先用选择指令，得到大概的中间轴三维图形，然后选择最右边圆形面，对其绘制矩形的扫描剖面，使用拉伸指令，设置剪切方向垂直轴表面向内，得到一个除壳的剪切特性，再用阵列指令，选中上一步得到的剖面扫

描特性，得到如图所示的阵列特征，同理，其他圆柱面上的阵列特征都可以绘制出来。

图4-3 输出轴

具体操作步骤如下：输出轴的三维建模就更加简单了，先用旋转指令得到大概的输出轴三维图形，然后对最大的圆柱面选择拉伸指令，先选择基准圆，绘制梯形的扫描剖面，设置剪切方向垂直轴表面向内，得到一个除壳的剪切特性，再用阵列指令，得到如图所示的阵列特性。

图4-4 倒档轴

倒档轴是轴里面结构最简单的，直接选择旋转命令，确定选择中心线，直接旋转得到如图所示倒档轴的三维模型。

4.2齿轮的三维仿真设计

图4-5 直齿轮

图4-6 斜齿轮

4.3变速器三维装配总成

在proe 软件，点击『新建』，点击『装备体』，确定。选择插入零部件，点击浏览，弹出对话框，选择要装备的零部件，进行配合处理，组建完毕最后得到变速箱装配图如下：

图4-7 变速箱三维装配图

1

图4-8 变速箱三维总装配图

总结

本设计是汽车手动挡变速箱的仿真设计，融和了先修课程的理论知识，进行了实地的观察和学习，确定了手动变速箱设计方案。通过反复的设计计算，顺利的完成了本设计，变速箱的装配、齿轮，轴的布置都达到了设计的要求。

同时，毕业设计能培养学生的综合能力，从中我们可以学到：

1. 通过毕业设计，学会了运用标准、规范、手册、图纸和查阅有关技术资料，为以后的工作打下了基础。

2. 学会了从机器功能的要求出发，合理的选择传动机构类型，制定设计方案，正确计算零件的工作能力，确定它的尺寸、形状、结构和材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全问题，培养了机械设计能力；

3. 通过毕业设计，综合运用大学四年所学课程的理论知识和实际知识，掌握了机械设计的一般规律，树立了正确的设计思想，培养了分析和解决问题的能力。

感谢

本设计是在魏占国等老师精心指导下完成的。从选题到设计，从图纸的绘制到说明书的编写，无不饱含着老师的辛勤指导。设计期间各位指导老师严谨的治学之风、丰富的学识，亦使我在专业及生活上受益终生。在此祝他们身体健康，工作顺利！同时感谢帮助我的各位同学。

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