某型汽车手动变速箱的仿真设计.doc

1、中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第1页1绪论11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

2、，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。12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

3、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中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第2页速器。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

4、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

5、，其技术值得我国大力研究。13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。中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第3页2手动变速箱的主要参数选择21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，

6、暂定该微型商用车的基本参数,其最大转矩169NM，最大功率为60KW,发动机布置成前置后驱。22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

7、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，中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第4页3汽车变速器的设计31变速器总体尺寸和参数的确定311档数和各档传动比手动变速器的档数范围可以再3

8、20内，手动变速箱相邻档位之间的传动比最好在不高于18，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31各档传动比档位一二三四五倒档传动比3222151007832312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AKATEMAXI1G1

9、/3（31）其中KA中心距系数货车取8696TEMAX发动机最大转矩,取值169牛米I变速器一档传动比,32G变速器传动效率,096计算可得A7124MM7703MM初选中心距A75MM313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中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第5页四档2227A五档2730A六挡（3034）A因此，五档变速器的轴向尺寸大致为2025MM225MM。32齿轮的设计计算321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M4。标准压力角取国标规定的20

10、，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1030，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BKCM,KC为齿宽系数，取458直齿BKCM，KC取为6085；均可取值为7。4各档齿轮齿数的分配图31变速器传动方案示意图中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第6页1一档齿轮齿数计算101921ZZZZI32MAZHCOS233）求得ZH34，去Z921，则Z1013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/Z1217常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等

11、，即NMAZZCOS221Z2Z1343取整得Z111,Z223,I1338。2前进档齿轮齿数21287ZZIZZZ7Z82ACOSB/M343由上可得取整得Z718,Z816同理依次可以求得其他齿轮的齿数Z39,Z425,Z514,Z620。3倒档齿轮齿数的分配计算倒挡齿轮Z13初选Z1321,Z1214,取Z1111，则12131270MMAMZZ12和11的之间应保持05MM以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应该为ADDEE2502111211122185EEDADMM11N21925EDZMMM计算倒挡轴和第二轴的中心距12131802AMZZMM计算倒挡传动比中南林业科技大学本科毕业

12、设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第7页1321111213284ZZZIZZZ322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

13、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。323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1T承离MAXET169999616062NM中间轴2T121IT齿承1606209609923/1131918NM输出轴1挡109231ITT齿承3191809609921/1363427NM2挡87232ITT齿承3191809609918/1634127NM3挡65233ITT齿承3191809609914/2021234NM5挡53

14、235ITT齿承319180960999/2510921NM倒挡12112ITT齿承倒3191809609919/1441169NM1斜齿轮的弯曲应力中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第8页1直齿轮弯曲应力YZKMKKTCFGW3234式中W弯曲应力（MPA）；TG计算载荷（NMM）；K应力集中系数，可近似取165；齿形系数如下图，可以查得图32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。计算倒档齿轮的弯曲应力1131111234604002085FWCTKKMZKYMPAMPA2123

15、1212282844000285FWCTKMPAMKMAZPKY中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第9页1331313247984002085FWCTKKMZKYMPAMPA2斜齿轮弯曲应力KYKZMKTCNGW3COS235式中GT计算载荷（NMM）；NM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150；Y齿形系数，CK齿宽系数70；K重合度影响系数，20。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180350MPA。计算一挡齿轮9，10的弯曲应力计算9,10齿轮的应力3193992392

16、01002CO250SWNCMPAMPTKZMYKKA21031010218982CO1005S20WNCTKZMYKMPAMPAK同理可求得其他斜齿轮的弯曲应力。中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第10页表32各档齿轮弯曲应力档位弯曲应力MPA直接挡110437MPA100250MPA29587MPA100250MPA一档923920MPA100250MPA1018982MPA100250MPA二档711839MPA100250MPA813219MPA100250MPA三档511726MPA100250MPA613175MPA100250MPA五档36156MPA100

17、250MPA46444MPA100250MPA倒档1123460MPA400850MPA1228284MPA400850MPA1324798MPA400850MPA2轮齿接触应力计算BZGJBDET11COSCOS4180（36）式中J轮齿的接触应力（MPA）；TG计算载荷（NM）；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SINZZR、SINBBR，2COSSINZZR、2COSSINBBRRZ主、从动齿轮节圆半径MM。弹性模量E206104N2MM，齿宽B7428M

18、M。计算一挡齿轮9，10的接触应力中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第11页T3163427NM，T231918NM84MM99MZDMMMZD521010889MM20SIN252SIN210SIN1010DZRZ1436MM20SIN284SIN29SIN99DBRB319910911041371111900200801COSJZBTMPAMEABDP210101091123620190010418CO0S200JZBMPAMPATEBD同理可求得其他齿轮的接触应力，如下表表33各档齿轮接触应力挡数接触应力MPA一档9137111MPA19002000MPA10123

19、620MPA19002000MPA二档7101097MPA13001400MPA81037MPA13001400MPA三档585749MPA13001400MPA694032MPA13001400MPA四档1101014MPA13001400MPA298476MPA13001400MPA五档391672MPA13001400MPA494032MPA13001400MPA倒档1194032MPA13001400MPA1294032MPA13001400MPA1311877MPA19002000MPA3计算各个齿轮的受力一挡齿轮9，10的受力N7413691106592634272239319DT

20、FT32101022319181011130955735TTFND中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第12页N3154969524/COSN201369171TACOSTAN109N99TRFFN3444684952/COSN201113095TACOSTAN109N1010TRFFN026370TAN24957413691TANF1099T9AFN635178TAN24959511130TANF109T1001AF表34各档齿轮受力齿轮FT（N）FRNFAN166194265733079726291125255290693550042208025590457880232

21、35269295687632760431992672344290413365878595134504399898904323630342073913691754963637001011130954468351786118399530572121139934149033变速器轴、轴承等零件的设计计算331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3MAXETKD（37）D22122543MM中间轴跟第二轴初选直径D04560A变速器中心距A75MM中间轴最大直径D337545MM第二轴

22、最大直径D337545MM中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第13页轴的支承距离与最大直径的关系第一轴和中间轴180160MAX1LD第二轴2101802MAX2LD故第一轴的支承长度为L1133331500MM,第二轴的支承受长度为L22381027778MM,中间轴的支承长度为L277783125MM。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。422R22R3AF643ELDBEILBAFFC（38）422223AF643ELDBEILBAFFTTS（39）43AF643ELDABBEILABABFRR310）2202CSFFFMM3111第一

23、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33二轴受力图代入公式计算可得ABLFR中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第14页表35二轴各挡齿轮饶度一档齿轮9二档齿轮7三档齿轮5五档齿轮3倒档齿轮11许用值FC00084003300064003100159005010FS0021008590016007800437010015F0023009200170084004602000021000002200002700004800004400023中间轴受力图图34中间轴受力图代入公式计算可得表36中间轴各档齿轮饶度一档齿轮10二档齿轮

24、8三档齿轮6五档齿轮4常啮合齿轮倒档齿轮12许用值FC00310033004900133000340013005010FS007900859002600335000880035010015F0085092013500360009400370200002200000220000270000090000100004500024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ABLFR中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第15页图35二轴受力图由图可知，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

25、和弯矩MHCHARHBR9TF（312）21LRLRHBHA（313）由以上两式可得RHA933801N，RHB435373N，MHC90688NMB求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVCVARVBR9RF（314）LRDFLFVBAR991221（315）求得RVA42858N，RVB506773N，MVC左边8113128NMM，MVC右482424NMM按照第三强度理论公式NM5414216682960424828890622221322TMMMVH右MPA400MPA89611532331DMC中间轴中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第16页图36中间轴受力图

26、倒档齿轮跟常啮合齿轮饶度最大，校核其强度。水平面内HARHBR2TF12TF（316）211212THBTFLRLFLL（317）由以上两式可得RHA455833N，RHB1369232N，MHC13162178NMM，MHD35428878NMM垂直平面内VARVBR2RF12RF（318）LRLLFDFLFVBRAR2112221221319）已知RVA2206N,RVB589661N,MVCZ15257478NMM由第三强度理论公式222250504CHCVCMMMTNM222258034DHDVDMMMTNMMPA400MPA184132326DMC中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车

27、手动变速箱的仿真设计第17页MPA400MPA663732321DMD332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12。1123020188PRAPFYFNXF轴承寿命LH为寿命系数，对球轴承3；对滚子轴承10/3。10/3661010325006060120023020188436303330000HHCHLLNHP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

28、得10/366101035800606034286781311449033003400HHCLNHLHP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CO592000N，CR432000N，E044，预期寿命LH30000H。按同样方法计算可得10/366101043200606057391579430624330001760RHHRHLCLNPH，合格。3平键的选择和计算中间轴上选用花键，公称尺寸126MM，L56MM，D40MM。21211606209609923/1131918TTNMIDKLTDKLTP222其中，L为键的工作长

29、度,A型，LLB（MM）,K为键与轮毂的接触高度，平中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第18页键K04H（MM）；16795642405131918025122DKLTP满足强度要求。34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37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BTG；D/08085；B（025040）R锥。目前应用最多的

30、是锁环式同步器，其基本尺寸选择1摩擦系数S推荐采用010,故锥面角一般可取6730。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830。中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第19页2同步环的几个结构尺寸1R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。2B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

31、经验公式B（025040）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0025010；螺距取06075；螺纹角取60，螺纹深取025040。35箱体的设计351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。352箱体的主要结构尺寸的计算表37箱体的主要结构尺寸名称符号减速器型式及结构尺寸中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第20页箱座壁厚10,83250取A箱盖壁厚11083250，取A箱体凸缘厚度21BBB、25521551155121BBB箱底，

32、箱盖箱座箱座加强筋厚度M58850M箱盖加强筋厚度1M23785011M地脚螺钉直径FD16M714120360取ADF地脚螺钉数目N4,250NA轴承旁连接螺栓直径1DM187501取FDD箱盖、箱座连接螺栓直径2D10M,6658331750502取FDD8M取轴承该螺钉直径、数目ND、399483表，ND轴承盖外径1D721D轴承外径DDDF555观察孔盖螺钉直径4D6M1995331730304，取FDD6M取箱盖箱座连接螺栓直径2D2D8M6050取FD4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，由于轴和齿轮中南林业科技大学本科毕业设计某型

33、汽车手动变速箱的仿真设计第21页的工作条件最为恶劣，复杂，故对其进行三维仿真分析。41轴类零件的三维设计图41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42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中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第22页描特性，得到

34、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43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44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。中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第23页42齿轮的三维仿真设计图45直齿轮图46斜齿轮中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第24

35、页43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47变速箱三维装配图1图48变速箱三维总装配图中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第25页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

36、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。中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第26页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

37、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。中南林业科技大学本科毕业设计某型汽车手动变速箱的仿真设计第27页参考文献1彭文生，张志明机械设计北京高等教育出版社2005961382董宝承汽车底盘北京机械工业出版社200432813刘鸿文简明材料力学北京高等教育出版社20012542594刘惟信汽车设计北京清华大学出版社20011582005张洪欣汽车设计北京机械工业出版社19991061266张文春汽车理论北京机械工业出版社200570837朱新涛汽车变速器设计北京机械工业出版社200849658陈殿云，张淑芬，杨民献工程力学兰州兰州大学出版设20031821969葛志祺简明机械零件设计手册北京冶金工业出版社20021416，11311510濮良贵，纪名刚机械设计第七版北京高等教育出版社200518422311王昆，何小柏，汪信远课程设计手册北京高等教育出版社2008474912侯洪生，王秀英机械工程图学北京科学出版社200122533313徐清富国外汽车最新图册北京机械工业出版社2008657814中国第一汽车集团公司中国轿车丛书北京北京理工出版社1998324215王望予汽车设计北京机械工业出版社2003254916吴际璋汽车构造北京人民交通出版社2004356817刘博军变速器设计长春汽车研究所1998102152