某型汽车手动变速箱的仿真设计说明

1、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，

2、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。

3、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“+”、“

4、 - ”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

5、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 ，

6、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

7、，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

8、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各档传动比档位一二三四五倒档传动比3.22.21.51.00.73.283.1.2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×(Temax× i 1

9、5; g)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 ,3.2g变速器传动效率 ,0.96计算可得 A=71.24mm-77.03mm初选中心距 A=75mm3.1.3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

10、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Z2Z 9i1Z1Z102 A cosZ hm(3-2)(3-3 ）求得 Zh=34 ，去 Z9=21 ，则 Z10

11、=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2 AcosZ1Z2mnZ2+Z1=34.3取整得 Z1=11,Z2=23,i1=3.38。(2)前进档齿轮齿数Z 7Z 1Z 8i 2 Z 2Z7+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：An1 m Z122Z1370mm12 和11的之间应保持0.5mm以上

12、的间隙，则齿轮11 的齿顶圆直径应该为：D e120.5De11A22De11 2 ADe12 1 85mmZnDe112 19.25mmm计算倒挡轴和第二轴的中心距:An1m Z12Z13 80mm2计算倒挡传动比 :inz2z13z112.84z1z12z133.2.2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

13、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 T1 = Te max 离 承 =169 × 99%× 96%= 160.62N . m中间轴 T2

14、= T1 承 齿 i 2 1 =160.62 × 0.96 × 0.99 × 23/11=319.18N. m输出轴1 挡T31T2承 齿 i9 10 =319.18× 0.96 × 0.99 × 21/13=634.27N.m2 挡TT承 齿 i78=319.18× 0.96 × 0.99 × 18/16=341.27N. m3223 挡T33T2承 齿 i56 =319.18× 0.96 × 0.99 × 14/20=212.34N. m5 挡T35T2承 齿 i35 =

15、319.18× 0.96 × 0.99 × 9/25=109.21N.m倒挡T倒T2承 齿 i11 12 =319.18×0.96 ×0.99 ×19/14=411.69N.m1. 斜齿轮的弯曲应力(1)直齿轮弯曲应力：2Tg KK fwm3 zKc y(3-4)式中：w 弯曲应力（MPa ）；Tg计算载荷（N.mm ）；K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：400800MPA。如果在双向交变载荷的作用下可取其下限。计算倒档齿

16、轮的弯曲应力：2Tn K K fw11234.60MPa 400 850MPam3z11K c y112T2 K K f282.84MPa400 850M Paw12m3 z12 Kc y122Tn K K f247.98MPaw13400 850MPam3z13 Kc y13(2)斜齿轮弯曲应力2Tg cos Kwzmn3 yK c K(3-5)式中：Tg 计算载荷（ N.mm ）；mn 法向模数（ mm ）；Z 齿数；斜齿轮螺旋角（°）；K应力集中系数，查表可得：1.50 ；y齿形系数，K c 齿宽系数7.0 ；K 重合度影响系数，2.0 。当计算载荷为最大转矩Temax ，加载

17、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：2T31 cosK100 250MPaw9239.20MPaz9 mn3 y9 Kc K2T2 cosK100 250MPaw10189.82MPaz10 mn3 y10K c K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弯曲应力 MPa1:104.37MPa<100直接挡250MPa2: 95.87MPa<100250MPa9:239.20MPa<100250MPa一档10:189.82MPa<10

18、0250MPa7:118.39MPa<100250MPa二档8:132.19MPa<100250MPa5:117.26MPa<100250MPa三档6:131.75MPa<100250MPa3: 61.56MPa<100250MPa五档4: 64.44MPa<100 250MPa11:234.60MPa<400850MPa12:282.84MPa<400倒档850MPa13:247.98MPa<400850MPa2. 轮齿接触应力计算Tg E11j0.418bd cos coszb（3-6）式中：j - 轮齿的接触应力（ MPa ）；Tg计

19、算载荷（ N .m ）；d 节圆直径 (mm) ；节点处压力角（°）；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) ；z 、b 主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm) ，直齿轮 ,斜齿轮分别为：zrz sin、brb sin，zr z sincos2、brb sincos2Rz -主、从动齿轮节圆半径 (mm) 。弹性模量 E=20.6 × 104 N · mm 2 ，齿宽 b=7 ×4=28mm 。计算一挡齿轮 9 ， 10 的接触应力：T31=634.27N.m， T2 =319.18N.md9mz98

20、4mm d10mz1052mmz10rsind10 sin52 sin 208.89mmz1022d84b9rsin9 sinsin 2014.36mm2b920.418T31E111900 2000M Paj 91371.11MPabd9 cosz10b90.418T2 E111900 2000MPaj101236.20 MPabd10 cosz10b 9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接触应力 MPa9: 1371.11MPa<19002000MPa一档10:1236.20MPa<19002000MPa7: 1010.97MPa<1300

21、1400MPa二档8: 1037MPa<13001400MPa5: 857.49MPa<1300 1400MPa三档6 ：940.32MPa<13001400MPa1: 1010.14MPa<13001400MPa四档2: 984.76MPa<1300 1400MPa五档3: 916.72MPa<1300 1400MPa4: 940.32MPa<1300 1400MPa 11:940.32MPa<1300 1400MPa倒档12:940.32MPa<1300 1400MPa13:1187.7MPa<1900 2000MPa3. 计算各

22、个齿轮的受力一挡齿轮 9 ，10 的受力 :Ft 92T312634.2710313691 .74 Nd 992.65Ft 102T22319.1810 311130.95Nd1057.35Fr 9Ft 9 tann13691.71ta n20/cos 24 .955496 .31 Ncos910Fr 10F t 10tann11130.95ta n20/cos 24.954468 .34 Ncos 9 10Fa 9Ft 9 tan91013691 .74 tan24.956370 . 02 NFa 10Ft10tan9 1011130 .95 tan24.955178 .63 N表 3-4各

23、档齿轮受力齿轮Ft （N）Fr(N)Fa(N)16619.42657.33079.726291.12525.52906.935500.42208.02559.045788.02323.52692.956876.32760.43199.267234.42904.13365.878595.13450.43998.989043.23630.34207.3913691.75496.36370.01011130.94468.35178.65118399.53057.21211399.34149.03.3 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

24、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：dK3 T e m ax（3-7）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轴的支承距离与最大直径的关系：第一轴和中间轴：d1max0.160.18L第二轴：d 2max0.18 0.21L2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=238.10277.78mm,中间轴的支承长度为L=277.78 312.5mm。3

25、. 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。fcFr a2 b 264Fr a2b 23EIL3 ELd 4（3-8 ）Ft a 2 b264Ft a2b2f s3 ELd 4（3-9 ）3EILFr ab ba64Fr a b ba3EIL3 ELd 4(3-10 ）ffc2f s20.2mm(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：aFrbL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一档齿轮二档齿轮三档齿轮五档齿轮倒档齿轮许用值975311fc0.00840.0330.00

26、640.0310.01590.050.10fs0.0210.08590.0160.0780.04370.100.15F0.0230.0920.0170.0840.0460.20.00021-0.000020.000270.000480.000440.0022(3)中间轴受力图FrabL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12fc0.0310.0330.0490.01330.0030.0130.050.140fs0.0790.08590.0260.03350.0080.0350.100.185f0.

27、0850.920.1350.0360.0090.0370.240.0002-0.000020.00020.00000.0000.00040.0022279154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RHA 、 RHB 和弯矩 M HCRHA + RHB = Ft 9（ 3-12 ）RHA L1RHB L2（ 3-13 ）由以上两式可得 RHA =9338.01N ，RHB =4353.73N， M HC =-906.88N.mb

28、. 求垂直面内支反力 RVA 、 RVB 和弯矩 M VCRVA + RVB = Fr 9（3-14 ）Fr 2 L1 1 Fa 9d9 RVB L（3-15 ）2求得：RVA =428.58N，RVB =5067.73N ，M VC 左边=81131.28N.mm ，M VC右=482424N.mm按照第三强度理论公式：MM H2MV2右 T321906.882482.4220.6 982.6621421.54N.m32M115.896MPa400MPad 313c. 中间轴图 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：RHA + RHB + Ft 2 = Ft

29、12（ 3-16 ）Ft 2 L1RHB L Ft12 L1L2（3-17）由以上两式可得：RHA =-4558.33N，RHB =13692.32N，M HC =-131621.78N.mm，M HD =354288.78N.mm垂直平面内：RVA + RVB = Fr 2 + Fr 12（3-18 ）Fr 2 L11 Fa 2 d 2 Fr 12 L1 L2RVB L2(3-19 ）已知 RVA=2206.N,RVB=5896.61N,MVCz=152574.78N.mm由第三强度理论公式：MCM 2M 2T 2505.04N mHCVC n2gM DM HD2M VD2T22580.34

30、N gmC32 M41.18MPa400MPad 26332M37.66MPa400MPaDd2133.3.2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 pXFr1 YFa123020.188 N轴承寿命 L h :为寿命系数，对球轴承=3 ；对滚子轴承=10/3 。106C1063250010/3合格LhP60 120023020.188

31、43630.33h Lh30000h60n(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：106C10610/33580030000h合格。LhP60 342.8631144.03hLH60n7819.34(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Co =592000N ，C r =432000N， e=0.44 ，预期寿命L h=30000h 。·按同样方法计算可得：106Cr10 610/34320030000h，合格。LhPr60 573.9143062.43 h Lh60n5791.763. 平键的选

32、择和计算中间轴上选用花键，公称尺寸12 ×6(mm) ， L=56mm ， d=40mm 。T2T1 nn i2 1160.620.960.9923/11319.18N .mp2T2T2dkldkl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 ）；2T 2231918079.16p1.5 40 2.4 561.5dkL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

33、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 分度圆直径同步环大端直径同步环锥面角 B 同步环锥面宽由图可推算出：=2R锥+B× tg ； D= /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 s推荐采用 0.10, 故锥面角 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

34、。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 HT

35、200 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表 3-7箱体的主要结构尺寸名称符号减速器型式及结构尺寸箱座壁厚0.25 a38, 取10箱盖壁厚1箱体凸缘厚度b、 b1、 b2m箱座加强筋厚度箱盖加强筋厚m1度地脚螺钉直径d fn地脚螺钉数目轴承旁连接螺d1栓直径箱盖、箱座连d2接螺栓直径轴承该螺钉直d3、 n径、数目轴承盖外径D1观察孔盖螺钉d40.25a38，取10箱座b 1.5，箱盖b11.5 1515箱底 b22.525m 0.858.5m10.85 17.2

36、3d f0.036a1214.7取 M 16a250,n4d10.75df取 M18d0.5d0.5 17.33 8.665, 取 M2f 取M 8d3， n4表998D725.5)dD轴承外径1D (5f ;d 40.3d f0.3，取17.33 5.199M取M 6直径箱盖箱座连接螺栓直径d 2d 2(0.50.6)df取 M 84 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

37、，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，

38、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