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摘 要
變速器是汽車重要的傳動系組成，在較大范圍內(nèi)改變汽車行駛速度的大小和汽車驅(qū)動輪上扭矩的大小。變速器能在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車倒退行駛，而且利用擋位可以中斷動力的傳遞。所以變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性直接影響到汽車動力性和經(jīng)濟(jì)性。設(shè)計要求達(dá)到換擋迅速、省力、方便、有較高的工作效率、工作噪聲低。
本次設(shè)計的是輕型客車變速器設(shè)計。它的布置方案采用中間軸式5+1擋和鎖環(huán)式同步器換擋，并對倒擋齒輪和撥叉進(jìn)行合理布置，其中一軸和第二軸的軸線在同一直線上。這種布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下，減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊。
首先利用已知參數(shù)確定變速器各擋傳動比、中心矩，然后確定齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長度、高度和中間軸及二軸的軸徑，然后對中間軸和各擋齒輪進(jìn)行校核，驗證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖及零件圖。
設(shè)計結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強度的校核滿足設(shè)計要求，設(shè)計結(jié)構(gòu)合理。
關(guān)鍵詞：客車；變速器；同步器
Abstract
The transmission gearbox, as an important part in automobile driving system is used to make up the shortcoming of engine torque and rotary speed. It can change the vehicle speed and type torque in a big scope, cut off the power transfer from the engine, and also provides a reverse traveling direction for the vehicle. Therefore, the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehicle's dynamic performance. It is usually required shifting gears rapidly and conveniently, saving force, and having a higher working efficiency and low working noises.
This thesis designed a manual transmission gearbox of the Light bus. A scheme of structure with middle shafts, six (5+1) shifts and synchronizer was adopted here, Combine to pour to block wheel gear and stir fork to carry on a reasonable decoration .where the first and second shafts were arranged in line. This kind of structure reduces the gearbox dimension in the axis direction, in assurance block to count under the constant circumstance, decrease wheel gear number. Therefore makes the designed transmission gearbox more compact.
Using the given basic parameters, it was firstly determined the transmission ratio of each shift, the shaft center distances, the gear modulus, the gear pressing angles and widths, and so on. And then the general dimension of the gearbox, including its length, width and height. The stresses of the intermediate shaft and the gears were validated by using both the calculator and a self-made MATLAB program. Finally, some engineering drawings were carried out.
The calculated results show: the determined dimensions and stresses of the designed gears and shafts satisfied the design requirements; the adopted structure is reasonable.
Key words:Light ; Transmission gearbox; Synchronizer
目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 變速器的簡介 1
1.2變速器的分類 1
1.3變速器的功用 2
1.4變速器的構(gòu)成 3
第2章 變速器設(shè)計方案及論證 4
2.1變速器的要求： 4
2.2變速器設(shè)計方案論證 4
第3章 各主要參數(shù)的設(shè)計計算 7
3.1傳動比的確定 7
3.2中心距的初步確定 7
3.3變速器的外形尺寸 8
3.4軸的直徑的初步確定 8
3.5齒輪參數(shù)設(shè)計 8
3.6各擋齒數(shù)的分配 10
3.6.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 11
3.6.2二擋斜齒輪齒數(shù)的確定 12
3.6.3三擋齒輪齒數(shù)的確定 12
3.6.4五擋齒輪齒數(shù)的確定 13
3.6.5倒擋齒輪齒數(shù)的確定 13
3.7齒輪變位系數(shù)的確定 13
第4章 變速器各擋齒輪的校核 15
4.1齒輪彎曲應(yīng)力計算 15
4.1.1中間軸一擋直齒輪Z校核 15
4.1.2中間軸二擋斜齒輪Z校核 16
4.1.3中間軸三擋斜齒輪Z校核 16
4.1.4中間軸四擋斜齒輪Z校核 16
4.1.5中間軸五擋斜齒輪Z校核 16
4.2齒輪接觸應(yīng)力計算 17
4.2.1 中間軸一擋直齒輪Z校核 17
4.2.2中間軸二擋斜齒輪Z校核 18
4.2.3中間軸三擋斜齒輪Z校核 18
4.2.4中間軸四擋齒輪Z校核 19
4.2.5中間軸五擋齒輪Z校核 19
第5章 變速器中間軸的校核 21
5.1對中間軸四擋齒輪處進(jìn)行強度校核 22
5.2對中間軸五擋齒輪處進(jìn)行強度校核 23
5.3對中間軸三擋齒輪處進(jìn)行強度校核 24
5.4對中間軸二擋齒輪處進(jìn)行強度校核 24
5.5對中間軸一倒擋齒輪處進(jìn)行強度校核 25
第6章 同步器的設(shè)計 27
6.1 同步器的工作原理 27
6.2同步器的參數(shù)的確定 28
6.2.1摩擦因數(shù) 28
6.2.2同步環(huán)主要尺寸確定 28
第7章 變速器操縱機構(gòu) 30
7.1 對變速器操縱機構(gòu)的要求 30
7.2 直接操縱手動換擋變速器 30
7.3 遠(yuǎn)距離操縱手動換擋變速器 31
7.4 變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置 31
7.4.1自鎖裝置 31
7.4.2互鎖裝置 32
7.4.3倒擋鎖裝置 32
第8章 變速器軸承 33
第9章 變速器的潤滑與密封 34
第10章 結(jié) 論 35
參考文獻(xiàn): 36
致 謝 37
附錄Ⅰ 38
IV
第1章 緒 論
1.1 變速器的簡介
變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置。又稱變速箱。變速器由傳動機構(gòu)和變速機構(gòu)組成，可制成單獨變速機構(gòu)或與傳動機構(gòu)合裝在同一殼體內(nèi)。傳動機構(gòu)大多用普通齒輪傳動，也有的用行星齒輪傳動。普通齒輪傳動變速機構(gòu)一般用滑移齒輪和離合器等。滑移齒輪有多聯(lián)滑移齒輪和變位滑移齒輪之分。用三聯(lián)滑移齒輪變速，軸向尺寸大；用變位滑移齒輪變速 ，結(jié)構(gòu)緊湊 ，但傳動比變化小。離合器有嚙合式和摩擦式之分。用嚙合式離合器時，變速應(yīng)在停車或轉(zhuǎn)速差很小時進(jìn)行，用摩擦式離合器可在運轉(zhuǎn)中任意轉(zhuǎn)速差時進(jìn)行變速，但承載能力小，且不能保證兩軸嚴(yán)格同步。為克服這一缺點，在嚙合式離合器上裝以摩擦片，變速時先靠摩擦片把從動輪帶到同步轉(zhuǎn)速后再進(jìn)行接合。變速器廣泛用于機床、車輛和其他需要變速的機器上 。 機床主軸常裝在變速器內(nèi)，所以又也叫主軸箱，其結(jié)構(gòu)緊湊，便于集中操作。在機床上用以改變進(jìn)給量的變速器稱為進(jìn)給箱[1]。
現(xiàn)今社會發(fā)生了巨大的變化，變速器也經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動比→手動變速器→有級自動變速器→無級自動變速器的發(fā)展歷程。變速器的作用:①改變汽車的傳動比,擴(kuò)大驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的范圍,使發(fā)動機在理想的工況下工作;②在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩方向不變的前提下,實現(xiàn)汽車的倒退行駛;③實現(xiàn)空擋,中斷發(fā)動機傳遞給車輪的動力,使發(fā)動機能夠起動、怠速。
手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理,變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副,汽車行駛時的換擋就是通過操縱機構(gòu)使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時,讓傳動比大的齒輪副工作;而在高速時,讓傳動比小的齒輪副工作。由于每擋齒輪組的齒數(shù)是固定的,所以各擋的變速比是定值。常見的手動變速器由鑄鐵或鋁制變速器殼體、軸、軸承、齒輪、同步器和換擋機構(gòu)組成。
1.2變速器的分類
1.按傳動比的變化方式劃分，變速器可分為有級式、無級式和綜合式三種[2]。
(1)有級式變速器：采用齒輪傳動具有若干個可選擇的定值傳動比；按所用輪系形式不同又可分為：齒輪軸線固定的普通齒輪變速器和部分齒輪(行星齒輪)軸線旋轉(zhuǎn)的行星齒輪變速器兩種。應(yīng)用最為廣泛。
(2)無級式變速器:傳動比可在一定范圍內(nèi)可按無限多級變化,常見的有液力式（動液式）和電力式兩種。
(3)綜合式變速器：由有級式變速器和無級式變速器共同組成的，其傳動比可以在最大值與最小值之間幾個分段的范圍內(nèi)作無級變化，目前應(yīng)用較多。
2.按操縱方式劃分，變速器可以分為手動操縱式，自動操縱式和半自動操縱式三種[2]。
(1)手動操縱式變速器：靠駕駛員直接操縱變速桿換檔。
(2)自動操縱式變速器：傳動比的選擇和換檔是自動進(jìn)行的。駕駛員只需操縱加速踏板，變速器就可以根據(jù)發(fā)動機的負(fù)荷信號和車速信號來控制執(zhí)行元件，實現(xiàn)檔位的變換。
(3)半自動操縱式變速器：可分為兩類，一類是部分檔位自動換檔，部分檔位手動(強制) 換檔；另一類是預(yù)先用按鈕選定檔位，在采下離合器踏板或松開加速踏板時，由執(zhí)行機構(gòu)自行換檔。
3.根據(jù)軸的形式，分為固定軸式變速器、旋轉(zhuǎn)軸式變速器，固定軸式變速器包括兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器[3]。變速器是由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成，需要時，還可以加裝動力輸出器。根據(jù)前進(jìn)擋數(shù)分為三擋變速器、四擋變速器、五擋變速器、多擋變速器。
1.3變速器的功用
(1)改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件（如起步、加速、上坡等），同時使發(fā)動機在有利的工況下工作。它能在較大范圍內(nèi)改變汽車行駛速度的大小和汽車驅(qū)動輪上扭矩的大小，而汽車發(fā)動機的特性是轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而轉(zhuǎn)矩變化范圍更不能滿足實際路況需要。
(2)在發(fā)動機曲軸旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛。
(3)中斷動力傳遞，在發(fā)動機起動，怠速運轉(zhuǎn)，汽車換檔或需要停車進(jìn)行動力輸出時，中斷向驅(qū)動輪的動力傳遞。
(4)實現(xiàn)空檔，當(dāng)離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如，可以保證駕駛員在發(fā)動機不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。
1.4變速器的構(gòu)成
變速箱由變速傳動機構(gòu)和變速操縱機構(gòu)兩部分組成。變速傳動機構(gòu)的主要作用是改變轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的數(shù)值和方向；操縱機構(gòu)的主要作用是控制傳動機構(gòu)，實現(xiàn)變速器傳動比的變換，即實現(xiàn)換檔，以達(dá)到變速變矩。
第2章 變速器設(shè)計方案及論證
2.1變速器的要求：
(1)正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好動力性能，對于CA6440輕型客車來說采用5+1檔能使汽車具有良好的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，對于本車來說傳動比大致范圍在3~5，同時應(yīng)使變速器結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，體積小，降低制造成本。
(2)優(yōu)化變速器結(jié)構(gòu)，如操作機構(gòu)設(shè)置使其換擋輕便，完善其安全機構(gòu)使得變速器在任何情況下都能準(zhǔn)確，安全可靠的工作。對于本車因其發(fā)動機前置后驅(qū)（變速器采用中間軸式）可采用的直接操縱機構(gòu)，使操縱機構(gòu)簡化使得操縱輕便，換檔簡單，從而可以減輕駕駛員的勞動強度。
(3)選擇合理的齒輪型式和結(jié)構(gòu)參數(shù)，同時提高制造和安裝精度，從而使得變速器的傳動效率提高，并且使噪聲降到最低，本車采用嚙合斜齒輪傳動，提高變速器齒輪的使用壽命。
(4)滿足零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用及總成系列化等要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。
除此以外，變速器操作需要有避免沖擊布置的同步器，操縱機構(gòu)還要求有自鎖和互鎖裝置。轎車多采用兩軸式變速器，客車、貨車多采用三軸式變速器。同步器設(shè)計采用鎖環(huán)式同步器。
2.2變速器設(shè)計方案論證
1）傳動機構(gòu)布置方案分析
變速器傳動機構(gòu)有兩種分類方法。根據(jù)前進(jìn)擋數(shù)分為：三擋變速器、四擋變速器、五擋變速器、多擋變速器。根據(jù)軸的形式；固定軸式、旋轉(zhuǎn)軸式。固定軸式可分：兩軸式變速器、中間軸式變速器、雙中間軸式變速器、多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。然后對CA6440輕客汽車來說，可采用中間軸式變速器，并且能設(shè)計直接檔其傳遞效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的優(yōu)點。其驅(qū)動形式為4×2，后輪驅(qū)動。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比。綜上所述，CA6440輕型客車應(yīng)選三軸式,采用“5+1” 擋變速器。
2)變速器主要參數(shù)
(1)檔數(shù)
增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換檔頻率也增高。由于本設(shè)計為CA6440輕型客車，根據(jù)給定參數(shù)采用“5+1”檔變速器。
(2)傳動比范圍
變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉(zhuǎn)動比的比值。轉(zhuǎn)動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。
(3)中心距A
對中間軸式變速器,是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距.其大小不僅對變速器的外形尺寸,體積和質(zhì)量大小,而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。
3)換擋方式的確定
變速器的換檔結(jié)構(gòu)方式有三種，即滑移齒輪，嚙合套和同步器換檔。滑移齒輪換檔有著結(jié)構(gòu)緊湊，容易制造等優(yōu)點，但是換檔時齒端面會承受著很大的沖擊，會導(dǎo)致齒輪過早損壞,并且伴隨著很大的噪聲，而嚙合套換檔多用于要求不高的檔位和重型貨車變速器上。同步器換檔可以保證迅速,沒有沖擊和無噪聲的換檔,同時汽車的加速性和行車安全性都有不同程度的提高。本設(shè)計為CA6440輕型客車，所以第一擋與倒擋采用滑移齒輪換擋，其他擋位則可采用同步器換擋。
4)變速器的設(shè)計與計算
(1)齒輪的損壞形式
輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換檔齒輪端部破壞[2]。
輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。
(2)齒輪強度計算
與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用田間仍是相似 的。此外，機車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83，6級 和7級。
5）同步器設(shè)計
慣性同步器能確保同步嚙合換檔，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應(yīng)用。用得最廣的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結(jié)構(gòu)有別，但工作原理無異，都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。鎖環(huán)式同步器其工作可靠、耐用，因摩擦錐面半徑受限，轉(zhuǎn)矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛用于轎車及輕型客、貨汽車。鎖銷式同步器其摩擦錐面徑向尺寸大，轉(zhuǎn)矩容量大，廣泛用于中、重型汽車上。本設(shè)計為CA6440輕型客車，所以采用鎖環(huán)式同步器。
6)軸承的確定
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同[2]。此次畢業(yè)設(shè)計我所設(shè)計的CA6440輕型客車因其承受扭矩不第一軸可采用深溝球軸承；第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中采用滾針軸承；第二軸與其齒輪之間是活動連接也采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間前、后軸承，按直徑系列一般選用輕系列球軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm。
7）變速器操縱機構(gòu)
根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構(gòu)完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。變速器操縱機構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換擋時只能掛人一個擋位，換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。
直接操縱是最簡單的操縱方案，在各種類型的汽車上得到了廣泛的應(yīng)用。其傳統(tǒng)的市置方法是將變速桿安裝在變速器蓋上并由駕駛座椅旁的地板伸出，以便司機可直接用手操縱變速桿進(jìn)行 換檔。因為本次設(shè)計的CA6440輕型客車是前置后驅(qū)，所以采用直接換擋機構(gòu)[2]。
第3章 各主要參數(shù)的設(shè)計計算
3.1傳動比的確定
確定一擋傳動比主要考慮：1 .最大爬坡度2 .附著率3 .汽車最低穩(wěn)定車速
根據(jù)公式：
經(jīng)查相關(guān)參數(shù)得：其中取,i=5.143, =0.1,又已知T=157N.m, =0.89，r=(6+7)0.0254=0.3302m,G=22959.8=22491N
計算得：
[3]
由上述條件初選一擋傳動比為4.218，四擋為直接擋，傳動比為1
因為汽車傳動系各擋傳動比大體按等比級數(shù)分配，即
初選
驗算：，比值均為小于1.8，符合規(guī)定。
3.2中心距的初步確定
初選中心矩可用下式計算
[3]
式中：
——中心距系數(shù)，取值范圍8.6—9.6 取
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，
——變速器一擋傳動比，
——變速器傳動效率，
求得 符合商用車的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。
3.3變速器的外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪 直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。
影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(gòu)形式以及齒輪形式。
商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：
四擋 （2.2～2.7）A
五擋 （2.7～3.0）A
六擋 （3.2～3.5）A[3]
當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。
對于本例CA6440輕型客車，五擋變速器殼體尺寸取3.0A，取整得L=243mm。
3.4軸的直徑的初步確定
變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A，軸的最大直徑D和支撐間距離L的比值，對中間軸，D/L=0.16～0.18,對第二軸，D/L=0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：
[3]
式中：
K——經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0-4.6，取K=4.3
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 求得D=23.20mm
3.5齒輪參數(shù)設(shè)計
（1） 齒輪模數(shù)
遵循的一般原則：
1） 為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；
2） 為使質(zhì)量小，增加齒數(shù)，同時減少尺寬；
3） 從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，
4） 從強度方面考慮，各檔齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。
5） 對于貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。
6） 對于客車減少齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選小些；
7） 低檔齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他檔位選另一種模數(shù)。本設(shè)計汽車變速 器各檔由于扭矩小齒輪均選用相同的模數(shù)。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原因，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。全部齒輪選用一種模數(shù)是合理的，乘用車和貨車質(zhì)量在1.8～14t,模數(shù)取直范圍為2.0～3.5mm。根據(jù)齒輪模數(shù)選用的優(yōu)先原則及本變速器的特點，進(jìn)行模數(shù)的選取，直齒輪為2.5mm,斜齒輪為2.25mm。
（2） 齒輪壓力角的選擇
壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對客車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。國家規(guī)定的壓力角為20°,本設(shè)計變速器齒輪也采用20°,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30[3]°。
（3） 螺旋角的確定
斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響，因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設(shè)計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15°～25°為宜；而從提高齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。
（4） 齒寬的設(shè)計計算
應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響?？紤]到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應(yīng)該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應(yīng)力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常更據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。
直齒：b=, 為齒寬系數(shù)，取值范圍為4.5～7.0
斜齒：b=，取值范圍為6.0～8.5
根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬：
直齒：b=，為齒寬系數(shù)，取4.5～8.0
斜齒：b=，取6.0～8.5[4]
各擋齒輪的齒寬值如下：
中間軸一擋直齒：b=6.22.5=16
中間軸二擋斜齒：b=6.22.25=14
中間軸三擋斜齒：b=6.22.25=14
中間軸四擋斜齒：b=6.22.25=14
中間軸常嚙合齒：b=6.22.25=14
一軸常嚙合斜齒：b=6.22.25=14
二軸一擋直齒：b=6.22.5=16
二軸二擋斜齒：b=6.22.25=14
二軸三擋斜齒：b=6.22.25=14
二軸四擋斜齒：b=6.22.25=14
二軸倒擋直齒：b=6.22.5=16
3.6各擋齒數(shù)的分配
在初選中心距、齒輪螺旋角之后，可根據(jù)預(yù)選確定的變速器擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配齒輪的齒數(shù)。下圖為結(jié)構(gòu)簡圖，以便說明各擋齒數(shù)的分配。
圖3.1變速器簡圖
3.6.1確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋傳動比
（1）
一擋為直齒輪，則Z==64.824取65；A=81.03
中間軸一擋齒輪數(shù)受中間軸徑尺寸限制，即受剛度的限制?？蛙囋?2～17之間，選為16個齒，則= Z-=65－16=49
（2） 對中心距進(jìn)行修正
A= m×Z/2=81.25mm 取82mm
（3）確定常嚙合齒輪的齒數(shù)
=4.250×= 1.388
[4] 取
由以上兩個公式求得取整為
=82.51
反算 為相差不大，符合要求。
實際傳動比=4.218 求得傳動比=4.266 相關(guān)不大，符合要求。
3.6.2二擋斜齒輪齒數(shù)的確定
=2.640×=1.895
， 取
校合螺旋角
1.662與1.684相差不大，可取
由以上兩個公式求得
=81.53 =
實際傳動比=2.637 求得傳動比=2.683
3.6.3三擋齒輪齒數(shù)的確定
=1.630×=1.170
，取
校合螺旋角
1.370與1.270相差不大，可取
由以上兩個公式求得
=81.62 =
求得的傳動比=1.610與1.646相差不大，可取
3.6.4五擋齒輪齒數(shù)的確定
=0.830×=0.596
，取
由以上兩個公式求得
校合螺旋角
0.907與0.935相差不大，可取
=81.29 =
求得的傳動比=0.829與0.845相差不大，可取
3.6.5倒擋齒輪齒數(shù)的確定
倒擋齒輪選取的模數(shù)往往與一擋相同，初選Z=23
中間軸與倒擋軸的中心距為：
48.75mm取49mm
D=－D－1=57mm
=D/m =22.8取23
=4.266
此時=4.266與4.295相差不大，故可取二軸與倒擋軸的中心距為：
mm
3.7齒輪變位系數(shù)的確定
采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達(dá)到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有調(diào)蓄變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。
有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可區(qū)碼得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多 。對斜齒輪傳動，珠海宏利藥業(yè)可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。
變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作， 有進(jìn)還承受沖擊負(fù)荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。
總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。
根據(jù)上述理由，本車CA6440為輕型客車，扭拒不大，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)選用較小的一引動數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)17，因此一檔齒輪需要變位。
采用角度變位，變位系數(shù)確定：
對于本次設(shè)計，當(dāng)直齒輪17時，采用正變位，和它相嚙合的齒輪則采用負(fù)變位。而對于斜齒輪，是當(dāng)量直齒標(biāo)準(zhǔn)齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)。而不根切的最小變位系數(shù)ξmin分別為：
[5]
式中：——齒頂高系數(shù)。
當(dāng)=1，=20°
采用非變位齒輪，變位系數(shù)為
第4章 變速器各擋齒輪的校核
4.1齒輪彎曲應(yīng)力計算
直齒： 表4-1 齒形系數(shù)圖
（4-1）
斜齒：
（4-2）
式中：
—彎曲應(yīng)力（）
T—計算載荷（N·mm）
K—齒寬系數(shù)
K—應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪
K=1.65 斜齒輪K=1.5
K—重合度影響系數(shù)，主動齒輪K=1.1 從動齒輪K=0.9
K—重合度影響系數(shù)，K=2
y—齒形系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù)
4.1.1中間軸一擋直齒輪Z校核
=691.43N/mmN/mm
所以的彎曲強度合格
4.1.2中間軸二擋斜齒輪Z校核
Z＝24
β= 16.19°
=217.92N/mmN/mm
所以Z的彎曲強度合格
4.1.3中間軸三擋斜齒輪Z校核
Z＝32
β= 18.8°
=159.88N/mmN/mm
所以Z的彎曲強度合格
4.1.4中間軸四擋斜齒輪Z校核
Z＝39
β= 16.19°
=181.03N/mmN/mm所以Z的彎曲強度合格
4.1.5中間軸五擋斜齒輪Z校核
Z＝42
β=23.19°
=106.88N/mmN/mm
所以Z的彎曲強度合格
4.2齒輪接觸應(yīng)力計算
直齒：
（4-3）
斜齒：
（4-4）
式中：
F—齒面上的法向力
E—齒輪材料的彈性模量，取2.1×10Mpa
b—齒輪接觸實際寬度
d—節(jié)圓直徑
、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑
直齒輪：= =
斜齒輪：
4.2.1 中間軸一擋直齒輪Z校核
b=16mm m=2.5mm
mm
===20mm
==20.95mm
==6.84mm
=1364.53
所以的接觸強度合格
4.2.2中間軸二擋斜齒輪Z校核
b=14mm m=2.25mm
mm
mm
=19.64mm
=10.25mm
=1097.32
所以的接觸
4.2.3中間軸三擋斜齒輪Z校核
b=14mm m=2.25mm
mm
mm
=15.74
=14.3
=900.42
所以的接觸強度合格
4.2.4中間軸四擋齒輪Z校核
b=14mm m=2.25mm
mm
mm
=14.13mm
=19.68mm
=778.90
所以的接觸強度合格
4.2.5中間軸五擋齒輪Z校核
b=14mm m=2.25mm
mm
mm
=12.07mm
=20.27mm
=782.63
所以的接觸強度合格
第5章 變速器中間軸的校核
軸的校核是評定變速器是否滿足所要求的強度、剛度等條件，是否滿足使用要求，是設(shè)計過程中的重要步驟，主要是為了對設(shè)計的數(shù)據(jù)校核，達(dá)到設(shè)計的要求。[11]
由于中間軸支撐點較長，所以只對中間軸進(jìn)行校核若符合要求則其他軸不用計算。
二軸、中間軸最大直徑可取d=0.45A=0.4582=36.9mm取37mm
本例CA6440輕型客車，由圖紙可量得L=268mm，中間軸支承間的距離小于變速器殼體的軸向尺寸L，可近似取231mm
中間軸： d/L=0.16 符合要求
二軸： d/L=0.172 L=216mm
變速器齒輪在軸上的位置如圖：
圖5.1 變速器齒輪在軸上位置圖
軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面為，轉(zhuǎn)角為，則
； （5-1）
； （5-2）
； （5-3）
～為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力。
～為齒輪齒寬在中間面上的徑向力。
E～為彈性模量，Mpa
I～為慣性力矩，對于實心軸：
（5-4）
D～為軸的直徑，花鍵處按平均直徑
a 、b～為齒輪上作用力矩與支座A、B的距離
L～為支座間的距離
軸的全撓度為 ；
（5-5）
在其作用下應(yīng)力為（5-6）
M～ （5-7）
W～為抗彎截面系數(shù)
軸在垂直面和水平面撓度的允許值為f=0.05～0.10mm，f=0.10～0.15mm.齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。
5.1對中間軸四擋齒輪處進(jìn)行強度校核
N
N
N
；
所以
合格
合格
合格
； 合格
5.2對中間軸五擋齒輪處進(jìn)行強度校核
； N
N
N
；
所以
合格
合格
合格
； 合格
5.3對中間軸三擋齒輪處進(jìn)行強度校核
； N
N
N
；
所以
合格
合格
合格
； 合格
5.4對中間軸二擋齒輪處進(jìn)行強度校核
； N
N
N
；
所以
合格
合格
合格
； 合格
5.5對中間軸一倒擋齒輪處進(jìn)行強度校核
；N
N
N
；
所以
合格
合格
合格
； 合格
第6章 同步器的設(shè)計
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設(shè)有專設(shè)機構(gòu)保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。
由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉(zhuǎn)，變換擋位時合存在一個“同步”問題。兩個旋轉(zhuǎn)速度不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪。因此，舊式變速器的換擋要采用“兩腳離合” 的方式，升擋在空擋位置停留片刻，減擋要在空擋位置加油門，以減少齒輪的轉(zhuǎn)速差。但這個操作比較復(fù)雜，難以掌握精確。因此設(shè)計師創(chuàng)造出“同步器”，通過同步器使將要嚙合的齒輪達(dá)到一致的轉(zhuǎn)速而順利嚙合。
變速器的換擋操作，尤其是從高擋向低擋的換擋操作比較復(fù)雜，而且很容易產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊。為了簡化操作，并避免齒間沖擊，可以在換擋裝置中設(shè)置同步器。本設(shè)計CA6440輕型客車采用鎖環(huán)式同步器。
6.1 同步器的工作原理
同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段：同步器離開中間位置，做軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖6-1所示，由于齒輪3的角速度ω3，和滑動齒套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下鎖銷4相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段：來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于，ω3和ωl不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力。滑動齒套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動零件相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差Δω=|ω1-ω3|減小了。在Δω=0瞬間同步過程結(jié)束。第三階段：Δω=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止?fàn)顟B(tài)，此時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換擋位置。相鄰擋位相互轉(zhuǎn)換時，應(yīng)該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動齒輪換擋的情況，只是前者的待接合齒圈與接合套的轉(zhuǎn)動角速度要求一致，而后者的待接合齒輪嚙合點的線速度要求一致，但所依據(jù)的速度分析原理是一樣的[9]。
圖6.1同步器工作原理
6.2同步器的參數(shù)的確定
6.2.1摩擦因數(shù)
摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度差，在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)因使用壽命短，已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1。摩擦因數(shù)對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。
6.2.2同步環(huán)主要尺寸確定
（1） 同步環(huán)錐面上的螺紋槽
如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大， 隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個,槽寬3～4mm。同步環(huán)螺紋齒頂寬對摩擦系數(shù)的影響較大,在設(shè)計時,一般螺紋齒頂寬為0.15mm～0.2mm,螺紋牙形角為50°,螺距為0.65mm～0.9mm[14]。
（2） 錐面半錐角
摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana≥6°～8°。一般取a=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時，則有粘著和咬住的傾向；在 a=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
（3） 鎖止角
鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角選取的因素主要有摩擦因數(shù) 擦錐面的平均半徑R,鎖止面平均半徑和錐面半錐角 。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～46°范圍內(nèi)變化。
（4） 摩擦錐面平均半徑R
R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，盡可能將R取大些。
（5） 同步時間
同步器工作時，要連接的兩個部分達(dá)到同步的時間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下屬范圍內(nèi)選取：對轎車變速器高檔取0.15～0.30s,低檔取0～0.80s;對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。
（6） 轉(zhuǎn)動慣量的計算
換檔過程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動慣量的計算：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后按不同檔位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出;若零件未制成,可將這些零件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體,并按數(shù)學(xué)公式合成求出轉(zhuǎn)動慣量。
第7章 變速器操縱機構(gòu)
變速器操縱機構(gòu)能讓駕駛員使變速器掛上或摘下某一檔，從而改變變速器的工作狀態(tài)。根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構(gòu)完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。變速器操縱機構(gòu)按照變速操縱桿(變速桿)位置的不同，可分為直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式兩種類型。
變速器操縱機構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。
用于機械式變速器的操縱機構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器[16]。
7.1 對變速器操縱機構(gòu)的要求
為了保證變速器的可靠工作，變速器操縱機構(gòu)應(yīng)能滿足以下要求：
（1）掛擋后應(yīng)保證結(jié)合套于與結(jié)合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進(jìn)入嚙合）。在振動等條件影響下，操縱機構(gòu)應(yīng)保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構(gòu)中設(shè)有自鎖裝置。
（2）為了防止同時掛上兩個擋而使變速器卡死或損壞，在操縱機構(gòu)中設(shè)有互鎖裝置。
（3）為了防止在汽車前進(jìn)時誤掛倒擋，導(dǎo)致零件損壞，在操縱機構(gòu)中設(shè)有倒擋鎖裝置。
7.2 直接操縱手動換擋變速器
這種形式的變速器布置在駕駛員座椅附近，變速桿由駕駛室底板伸出，駕駛員可以直接操縱，本次設(shè)計的五擋變速器的操縱機構(gòu)就采用這種形式，多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的車輛。
撥叉軸的兩端均支承于變速器蓋的相應(yīng)孔中，可以軸向滑動。所有的撥叉和撥塊都以彈性銷固定于相應(yīng)的撥叉軸上。三、四擋撥叉的上端具有撥塊。撥叉和撥塊的頂部制有凹槽。變速器處于空擋時，各凹槽在橫向平面內(nèi)對齊，叉形撥桿下端的球頭即伸人這些凹槽中。選擋時可使變速桿繞其中部球形支點橫向擺動，則其下端推動叉形撥桿繞換擋軸的軸線擺動，從而使叉形撥桿下端球頭對準(zhǔn)與所選擋位對應(yīng)的撥塊凹槽，然后使變速桿縱向擺動，帶動撥叉軸及撥叉向前或向后移動，即可實現(xiàn)掛擋。例如，橫向擺動變速桿使叉形撥桿下端球頭深入撥塊頂部凹槽中，撥塊連同撥叉軸和撥叉沿縱向向前移動一定距離，便可掛擋；若向后移動一段距離，則掛人另一擋。
各種變速器由于擋位數(shù)及擋位排列位置不同，其撥叉和撥義軸的數(shù)量及排列位置也不相同。例如，本設(shè)計的CA6440五擋變速器的五個前進(jìn)擋和一個倒擋用了三根撥叉軸，而東風(fēng)解放CAl091的六擋變速器具有四根撥叉軸，其倒檔占一根撥叉軸。
7.3 遠(yuǎn)距離操縱手動換擋變速器
在有些汽車上，由于變速器離駕駛員座位較遠(yuǎn)，則需要在變速桿與撥叉之間加裝一些輔助杠桿或一套傳動機構(gòu)，構(gòu)成遠(yuǎn)距離操縱機構(gòu)。這種操縱機構(gòu)多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的轎車，如桑塔納2000轎車的五擋手動變速器，由于其變速器安裝在前驅(qū)動橋處，遠(yuǎn)離駕駛員座椅，因此需要采用這種操縱方式。而在變速器殼體上則具有類似于直接操縱式的內(nèi)換擋機構(gòu)。
另外，有些轎車和輕型貨車的變速器，將變速桿安裝在轉(zhuǎn)向柱管上。因此，在變速桿與變速器之間也是通過一系列的傳動件進(jìn)行傳動，這也是遠(yuǎn)距離操縱方式。它具有變速桿占據(jù)駕駛室空間小，乘坐方便等優(yōu)點。
7.4 變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置
7.4.1自鎖裝置
自鎖裝置用于防止變速器自動脫擋或掛擋，并保證輪齒以全齒寬嚙合。大多數(shù)變速器的自鎖裝置都是采用自鎖鋼球?qū)懿孑S進(jìn)行軸向定位鎖止。在變速器蓋中鉆有三個深，孔中裝入自鎖鋼球和自鎖彈簧，其位置正處于撥叉軸的正上方，每根撥叉軸對著鋼球的表面沿軸向設(shè)有三個凹槽，槽的深度小于鋼球的半徑。中間的凹槽對正鋼球時為空擋位置，前邊或后邊的凹槽對正鋼球時則處于某一工作擋位置，相鄰凹槽之間的距離保證齒輪處于全齒長嚙合或是完全退出嚙合。凹槽對正鋼球時，鋼球便在自鎖彈簧的壓力作用下嵌入該凹槽內(nèi)，撥叉軸的軸向位置便被固定，不能自行掛擋或自行脫擋。當(dāng)需要換擋時，駕駛員通過變速桿對撥叉軸施加一定的軸向力，克服自鎖彈簧的壓力而將自鎖鋼球從撥叉軸凹槽中擠出并推回孔中，撥叉軸便可滑過鋼球進(jìn)行軸向移動，并帶動撥叉及相應(yīng)的接合套或滑動齒輪軸向移動，當(dāng)撥叉軸移至其另一凹槽與鋼球相對正時，鋼球又被壓入凹槽，駕駛員具有很強的手感，此時撥叉所帶動的接合套或滑動齒輪便被撥入空擋或被撥入另一工作擋位[16]。
7.4.2互鎖裝置
互鎖裝置用于防止同時掛上兩個擋位?；ユi裝置由互鎖鋼球和互鎖銷組成。當(dāng)變速器處于空擋時，所有撥叉軸的側(cè)面凹槽同互鎖鋼球、互鎖銷都在一條直線上。當(dāng)移動中間撥叉軸2時，軸2兩側(cè)的內(nèi)鋼球從其側(cè)凹槽中被擠出，而兩外鋼球則分別嵌入兩根撥叉軸的側(cè)面凹槽中，因而將兩根撥叉軸剛性地鎖止在其空擋位置。若欲移動撥叉軸，則應(yīng)先將撥叉軸退回到空擋位置。于是在移動撥叉軸時，鋼球便從軸的凹槽中被擠出，同時通過互鎖銷和其他鋼球?qū)⑤S和軸均鎖止在空擋位置。同理，當(dāng)移動撥叉軸時，則兩根軸被鎖止在空擋位置，由此可知，互鎖裝置：作用的機理是當(dāng)駕駛員用變速桿推動某一撥叉軸時，即可自動鎖止其余的撥叉軸，從而防止同時掛上兩個擋位。
7.4.3倒擋鎖裝置
倒擋鎖裝置用于防止誤掛倒擋。常見的鎖銷式倒擋鎖裝置。當(dāng)駕駛員想掛倒擋時，必須用較大的力使變速桿下端壓縮彈簧，將鎖銷推人鎖銷孔內(nèi)，才能使變速桿下端進(jìn)入撥塊的凹槽中進(jìn)行換擋。由此可見，倒擋鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，才能掛入倒擋，因而可以起到警示注意作用，以防誤掛倒擋。
第8章 變速器軸承
變速器軸承常用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承、圓錐滾針軸承、滑動軸
套等，軸承在變速器中起支撐作用，其選擇需依據(jù)軸的直徑，公差配合，還要保
證能夠軸向定位，饒徑向轉(zhuǎn)動。
輕型客車變速器多處采用滾針軸承，在箱體處的支撐采用深溝球軸承。因此，其選用對變速器的實用性能有很大影響。本設(shè)計一軸導(dǎo)向軸承采用內(nèi)徑20mm，外徑47mm，厚14mm的深溝球軸承，即選自GB/T276-1994深溝球軸承型號為60000型02系列，后軸承采用內(nèi)徑40mm，外徑80mm，厚18mm的深溝球軸承，即選自GB/T276-1994深溝球軸承，軸承型號為60000型02系列。二軸后采用內(nèi)徑25mm，外徑52mm，厚15mm深溝球軸承，中間采用滾針軸承K系列。中間軸前后面的圓錐滾子軸承均采用內(nèi)徑20mm，外徑47mm，厚14mm系列。即選自GB/T297-1994圓錐滾子軸承30000型02系列。
軸承的選用應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的系列，同時包括軸的直徑，但應(yīng)以齒輪作為選取軸承的標(biāo)準(zhǔn)，因為軸承是標(biāo)準(zhǔn)件。再有就是可實現(xiàn)系列化，盡量能滿足三化的要求。[19]
第9章 變速器的潤滑與密封
在第一軸常嚙合傳動齒輪和第二軸上的齒輪上鉆有徑向油孔或是開有徑向油槽，以便潤滑所在部位的滾針軸承。為了防止?jié)櫥蛷牡谝惠S與軸承蓋之間的間隙流入離合器而影響其摩擦性能，在軸承蓋內(nèi)安裝了橡膠油封，并在殼體上開有回油孔。為了防止?jié)櫥蛷牡诙S后端流到中央制動器的工作表面上，在變速器后蓋內(nèi)也裝有橡膠油封，并在各軸承蓋、后蓋、上蓋等集合面間裝入密封紙墊。近年來，在這些表面上又涂了密封膠，對防止漏油有明顯效果。為了防止變速器工作時油溫升高，氣壓增大而造成潤滑油滲漏現(xiàn)象，在變速器上裝有通氣塞。為減少內(nèi)摩擦引起的零件磨損和功率損失，須在殼體內(nèi)注入齒輪油，采用飛濺方式潤滑各齒輪副，軸與軸承等零件表面。因此，殼體一側(cè)有加油口，殼體底部有放油塞，油面高度即由加油口控制。
除此之外，對脂潤滑與稀油潤滑等予以區(qū)分，并掌握潤滑方式和密封方式，他們對變速器的密封與潤滑起決定性作用。采用