手动变速器设计说明书(机械CAD图纸).doc

本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828
目 录
1 选题背景 3
1.1 问题的提出 3
1.2 文献综述（即研究现状） 4
1.3 设计的技术要求及指标 5
2 机构选型 6
2.1 设计方案的提出 6
2.2 设计方案的确定 8
3 尺度综合 10
3.1 机构关键尺寸计算 10
4 受力分析 17
4.1 机构动态静力描述 17
5 机构建模 18
5.1 机构运动简图及尺寸标注 18
5.2 机构关键构件建模过程 19
5.3 机构总体装配过程 25
6 机构仿真 28
6.1 机构仿真配置 28
6.2 机构仿真过程描述 28
6.3 仿真参数测量及分析 30
6.4 仿真中存在的不足 33
7 设计总结 34
8 收获及体会 34
9 致谢 35

引 言
本设计的任务是设计一台用于轿车上的五档手动变速器。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。
设计部分叙述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表，齿轮的强度计算。
该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。
关键词：变速器 齿轮 轴

1 选题背景
1.1 问题的提出
从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。
手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。
曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。
首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。
其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。
第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。

1.2 文献综述（即研究现状）
在汽车变速箱[2]100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器[3]为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。
它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。
在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。从2002到2007年间自动档变速器市场占有率从9%增长到26%，Global Insight公司预计到2012年自动档变速器将占据33%的份额，而乘用车市场自动档所占的比例可能达到44%。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。
针对中国变速器市场发展趋势，Global Insight的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了几点自己的见解：
一、在短期内，手动档变速器仍然占据主要份额，而自动档变速器将有更大的增长空间。
二、鉴于中国市场情况的复杂性，长期来看变速器不是单一式的发展趋势，没有哪一种形式变速器会成为最后的赢家。
三、在中国市场，从技术支持、目前的市场份额以及设备提供这几个方面来看AMT与LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合动力以及DCT和柴油都具有相似性。
四、从长远来看，中国本土的企业应该更加关注DCT这个产品，因为它将有非常好的前景。

1.3 设计的技术要求及指标
变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。
为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求[4]。
1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。
2. 设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。
3. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。
4. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。
5. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。
6. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。
7. 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。
8. 需要时应设计动力输出装置。

2 机构选型
2.1 设计方案的提出
1． 变速器传动机构的结构分析与型式选择
有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.96~0.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。
设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。
传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.0~4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0~8.0；越野车与牵引车为10.0~20.0。
通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达6~16个甚至20个。
变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。
有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。
三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。
三轴式变速器，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。
两轴式变速器。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端。
两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。
2.倒档传动方案
下图为常见的倒挡布置方案。图b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图c所示方案。图e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

变速器倒档传动方案

因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。

2.2 设计方案的确定
1）档位：5个前进挡，一个倒档;
2）轴：三轴式;
3）传动机构简图:

4）倒档示意图:

3 尺度综合
3.1 机构关键尺寸计算
一 档数和传动比
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计采用5个档位。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有

则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

式中 m----汽车总质量；
g----重力加速度；
ψmax----道路最大阻力系数；
rr----驱动轮的滚动半径；
Temax----发动机最大转矩；
i0----主减速比；
----汽车传动系的传动效率。
根据驱动车轮与路面的附着条件

求得的变速器I档传动比为：　　　　　　　　　　　　　　　　　　

式中 G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；
φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5。
本设计采用5各档位，传动比I分别为：
传动比
档位
一档
二档
三档
四档
五档
倒档
传动比
6.24
3.08
1.89
1
0.84
-6.79

二 中心距
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。三轴式变速器的中心局A可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

式中 K A----中心距系数。对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；对多档
主变速器，K A =9.5~11；
TI max ----变速器处于一档时的输出扭矩：
T=Tiη
轿车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80～170mm范围内变化。
根据以上公式，经过计算
输入轴与中间轴的中心距：120 mm
中间轴与倒档轴的中心距：86 mm
输入轴与倒档轴的中心距：142 mm
三 齿轮参数
（1）齿轮模数
齿轮模数选取的一般原则：
  ⑴为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；
⑵为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；
⑶从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；
⑷从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。
⑸对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；
⑹对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。
⑺低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数
变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为2.25～2.75；中级轿车为2.75～3.0；重型货车为4.25～6.0。所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。建议用下列各式选取齿轮模数。
第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn

mm

其余齿轮模数根据后面的设计再进行计算。
（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。
表2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

项目
车型
齿形
压力角α
螺旋角β
轿车
高齿并修形的齿形
14.5°、15°、16°、16.5°
25～45°
一般货车
GB1356-78规定的齿形
20°
20～30°
重型车
同上
低档、倒档齿轮22.5°、25°
小螺旋角

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°,斜齿轮螺旋角β取30°。
应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm
啮合套的工作宽度初选时可取为2～4mm。
第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。本设计中取第一轴一档齿轮的齿宽为29mm，其他的齿宽根据后面的设计再进行计算。
四 各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。
1） 确定一档齿轮的齿数
一档齿轮9和10选用直齿圆柱齿轮
一档传动比

（2-7）
为了确定Z9和Z10的齿数，
先求其齿数和:

（2-8）
其中 A =120mm、m =3.75故
有
图2-1 五档变速器示意图
轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数可在15～17之间选取；货车可在12～17之间选取。一挡大齿轮齿数用Z=-计算求得。取=14，则可得出=49。
2） 确定常啮合齿轮副的齿数
由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比

由已经得出的数据可确定　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
而常啮合齿轮的中心距一档齿轮的中心距相等

由此可得：

而根据已求得的数据可计算出：。 　
联立可得：=23、=41。
可计算出一档实际传动比为
3 ） 确定其他档位的齿数
二档传动比

对于直齿圆柱齿轮，
故有： 。
联立得：
按同样的方法可分别计算出：三档齿轮齿数，实际传动比为；四档齿轮实际传动比为;五档齿轮齿数，实际传动比为。
4 ） 确定倒档齿轮的齿数
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取6.79。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。
而通常情况下，倒档轴齿轮取21~23，此处取=27。
由

可计算出
故可得出中间轴与倒档轴的中心距

=86mm
而倒档轴与输入轴（输出轴）的中心:

=142mm。

5）齿轮变位系数的选择
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。
变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。
有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。
变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。
总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。
根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。
变位系数

式中 Z为要变位的齿轮齿数。
齿轮参数表

输入轴
中间轴
输出轴
倒档轴
常啮合
常啮合
取力齿轮
第五档
第三档
倒档
第二档
第一档
第五档
第三档
第二档
第一档、倒档
大齿轮
小齿轮
M
3.75
3.75
4.23
3.75
3.75
4.23
4.23
4.23
3.75
3.75
4.23
4
4
4
Z
23
41
38
44
31
16
22
14
20
33
38
49
27
22
ALPHA
20
20
20
20
20
20
20
20
20
20
20
20
20
20
HAX
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
CX
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
0.25
X
0
0
0.1
-0.2
0
0.1
0.1
0.3
0.2
0
-0.2
0
-0.1
0.3
Bmm
29
30
20
30
31
32
26
28
30
30
28
9
26
24
4 受力分析
4.1 机构动态静力描述
本设计为6各档位的手动变速器，其原理都是各级齿轮的啮合传动，现在对手动变速器做受力分析，以输入轴的常啮合齿轮为例，其他的都是同样的原理来分析:
根据机械设计学到的斜齿圆柱齿轮传动的受力分析知识，对输入轴的常啮合齿轮进行受力分析，在切于两基圆柱的啮合平面内，法向力可分解为三个互相垂直的分力：
法向力
圆周力
径向力
轴向力

以下为该斜齿圆柱齿轮的基本参数：

进过仿真时的测量，当输入角速度为，该齿轮的驱动转矩
则根据上述公式，进行计算得到：

5 机构建模
5.1 机构运动简图及尺寸标注
传动机构建构简图

序号
名称
序号
名称
1
输入轴
9
中间轴第一档齿轮
2
输入轴常啮合齿轮
10
倒档轴输出齿轮
3
输出轴
11
倒档轴
4
输出轴第五档齿轮
12
倒档输入齿轮
5
输出轴第三档齿轮
13
中间轴第五档齿轮
6
输出轴第二档齿轮
14
中间轴取力齿轮
7
输出轴第一档齿轮
15
中间轴常啮合齿轮
8
中间轴第二档齿轮
16
中间轴

倒档装置示意图

5.2 机构关键构件建模过程
上盖建模过程
1. 新建零件 选择“mmns_part_solid”模板，创建名为“2015”的新文件。
2. 创建上盖基体，单击，选择使用RIGHT基准面作为草绘平面，绘制如下截面，拉伸深度为10，完成基体创建。

3. 创建上盖的主体部分
1) 单击，选择使用FRONT基准面作为草绘平面，绘制如下截面，单击，拉伸深度为160mm，完成创建。

2) 单击，选择使用FRONT基准面作为草绘平面，绘制如下截面，单击，拉伸深度为122mm，完成创建。

3）单击，选择使用FRONT基准面作为草绘平面，绘制如下截面，旋转监督为360°，完成创建。

4. 创建上盖的凸台
1）创建操纵杆的定位螺栓凸台，单击，选择FRONT基准面，偏距为32.5，生成DTM1。单击，选择DTM1基准面作为草绘平面，绘制如下剖截面，拉伸深度为10mm，形成凸台。

2）创建上盖凸缘上的螺栓的凸台。单击，选择地板上顶面作为草绘平面，绘制如下截面，拉伸深度为10mm，形成凸台。

5. 去除材料形成上盖箱体
1） 单击【插入】/【高级】/【槽】命令，选取【拉伸】/【实体】/【完成】。截面定义如下所示，截面形状为盲孔，深度为5mm，完成凹槽的创建。

2） 单击【插入】/【高级】/【槽】命令，去除材料，创建放置变速叉的槽。
3） 单击，选取，拉伸深度为65mm，创建变速叉的凹槽。
4）单击，选取，选取FRONT平面进行草绘，创建操纵杆的轴孔。

6. 孔的创建
1） 创建变速叉的轴孔。单击，选取RIGHT平面作为参照，偏移距离为28mm，生成基准平面DTM2。
2） 单击 轴，选择FRONT和DTM2平面作为参考，生成两面相交轴A24，作为变速叉孔的基准轴。
3） ，选取基准轴A24为主参照，创建一个变速叉轴孔，再将这个轴孔阵列3个。
4）
7. 筋的创建
单击，使用DTMJ1基准面作为草绘平面，输入拉伸深度为5mm，完成筋特征的创建。

8. 完成其他辅助特征的创建（倒脚）
9. 最终效果图如下：

5.3 机构总体装配过程
1）三轴的装配过程：
三轴的装配过程基本相似，
基本过程如下：根据已经创建的轴为核心，在轴上装配其他零件（轴承，齿轮，卡环，套圈等）；
主要的约束条件：轴对齐和关键的面匹配
用户定义类型：刚性
（注：输出轴上的第一档和第二档齿轮，需要手动调节其位置，故用户定义类型为：滑动杆）

输入轴 中间轴

输出轴
2）下箱体装配过程
以下为下箱体装配过程：
首先导入下箱体壳，在下箱体壳的基础上装配其他零件（输入轴，输出轴，中间轴，轴承套等）；
主要的约束条件：轴对齐和关键的面匹配
用户定义类型：
a) 轴的用户定义类型为销钉（目的：在虚拟仿真过程中，实现齿轮的正常啮合运动）；
b) 其他的用户类型主要为刚性
装配顺序过程：
1. 下箱体壳
2. 倒档轴
3. 输入轴
4. 输出轴
5. 中间轴
6. 轴承套及固定螺钉
7. 总体效果图

下箱体壳 倒档轴

输入轴 输出轴
中间轴 轴承套

总体效果图
3）上盖装配
【上盖体】 【变速叉机构】 【操纵杆】 【上盖效果图】

6 机构仿真
6.1 机构仿真配置
在Pro/e三维建模软件实现运动仿真，机构运动模块中，通过添加机构的运动副，使其随伺服电动机一起运动，并且在不考虑作用在系统上力的情况，分析其运动。使用运动分析可观察机构的运动，并测量主体的位置、速度、加速度，在动态仿真情况下，分析其受力情况。
6.2 机构仿真过程描述
仿真过程
以倒档仿真过程为例：

1. 定义齿轮副机构
1) 定义输入轴与中间轴上常啮合齿轮副。打开下箱体装配模型，隐藏下箱体。单击【应用程序】/【机构】命令，单击，进行输入轴与中间轴常啮合齿轮副的定义。
单击输入轴旋转轴线作为连接轴，输入【齿轮1】的节圆半径为23；
单击【齿轮副定义】对话框内【齿轮2】，选取中间轴轴旋转轴线作为连接轴，输入【齿轮2】的节圆半径为41；
2) 定义中间轴与倒档轴上倒档齿轮副。单击，进行中间轴与倒档轴齿轮副的定义。
单击中间轴旋转轴线作为连接轴，输入【齿轮1】的节圆半径为16；
单击【齿轮副定义】对话框内【齿轮2】，选取倒档轴轴旋转轴线作为连接轴，输入【齿轮2】的节圆半径为27；
3) 定义倒档轴与输出轴上倒档齿轮副。单击，进行倒档轴与输出轴齿轮副的定义。
单击倒档旋转轴线作为连接轴，输入【齿轮1】的节圆半径为22；
单击【齿轮副定义】对话框内【齿轮2】，选取输出轴轴旋转轴线作为连接轴，输入【齿轮2】的节圆半径为49；
2. 定义伺服电机 单击,弹出【伺服电动机】对话框，选取输入轴的回转轴线作为电动机与变速器输入轴的连接轴，单击【轮廓】，定义速度常数为“1000deg/dec”
3. 分析定义 单击，在【优先选项】对话框中，定义帧数、时间，点击【运行】，可以观看模型的运动情况。

6.3 仿真参数测量及分析
结果分析：
1. 测量轴受力
单击“运动”工具栏中的，打开【测量结果】对话框，接受【图形类型】，选择【测量与实践】选项，再单击新建，名称定义为“measure_轴受力”，在【类型】中选择【连接反作用】，单击【连接】，在图形区选取运动轴作为分析对象，在【分量】列表中选取【径向力】，完成【测量定义】对话框的定义。
单击【确定】，返回【测量结果】对话框，选中结果集和测量项目，绘制测量图形。
2. 用同样的方法测量其他的轴的受力情况。
3. 以下为倒档仿真过程的测量结果集。
以下结果均为实际测量的平均受力情况：

输入轴
中间轴
输出轴
倒档轴
径向力(N)
1.68E+06
5.19E+07
1.57E+06
4.44E+05
径向力X(N)
1.12E+06
3.67E+07
-3.85E+04
1.97E+05
径向力Y(N0
-1.26E+06
3.67E+07
-1.52E+06
3.97E+05
径向力矩（mm·N)
9.42E+06
1.20E+10
1.05E+08
2.50E-03
径向力矩X（mm·N)
-5.75E+06
8.40E+09
1.26+07
2.20E-03
径向力矩Y（mm·N)
7.46E+06
8.39E+09
-1.00E-03
-1.10E-03

以下为测量曲线：
输入轴

径向力 径向力X 径向力Y

径向力矩 径向力矩X 径向力矩Y
中间轴

径向力 径向力X 径向力Y

径向力矩 径向力矩X 径向力矩Y
倒档轴

径向力 径向力X 径向力Y

径向力矩 径向力矩X 径向力矩Y

输出轴

径向力 径向力X 径向力Y

径向力矩 径向力矩X 径向力矩Y
仿真测量结果分析
1. 各轴所受的径向力和径向力矩均为恒定的值，表示仿真过程顺畅，没有冲击之类的；
2. 各轴的径向力分析、径向力矩分量都非常符合实际的齿轮轴受力情况；
3. 综上所诉，本手动变速器的传动机构仿真成功。

6.4 仿真中存在的不足
1. 传动机构的仿真，没有实现轴的受力分析；
2. 未能实现手动变速器的操纵机构的仿真。

7 设计总结
经过一个学期的课程设计，从最初方案的提出，方案的确定，到结构的设计与采用，尺寸的设计、优化，再到实际图纸上的绘制、Pro/e上零部件的建模，虚拟装配和仿真，其中凝集了许多心血和汗水。
在此次的设计过程中，我们逐渐摸索着将机械原理、机械设计理论的知识应用于实际生活中，解