商用車變速器設計3（課程設計）

商用車變速器設計3（課程設計）,商用,變速器,設計,課程設計 本科課程設計說明書 商用車變速器設計 學 院 機械與汽車工程 專 業(yè) 車輛工程 學生姓名 林偉鋒 學生學號 200930083122 指導教師 趙克剛 提交日期 2012 年 月 日 附錄 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車學院 班級 姓名 一．設計任務：商用汽車變速器設計(I) 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設計同學完成車輛性能計算后確定 三．設計內容 主要進行變速器總成設計，設計的內容包括： 1．查閱資料、調查研究、制定設計原則 2．根據(jù)給定的設計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩，傳動系傳動比，驅動輪類型與規(guī)格，汽車總質量和使用工況)，選擇變速器總成的傳動方案及零部件方案，協(xié)同設計完成一套完整的變速器裝置，設計過程中要進行必要的計算。 3．變速器結構設計和主要技術參數(shù)的確定 （1）主要參數(shù)的選擇和計算 中心距，外形尺寸，檔位數(shù)(不少于5擋)，各擋齒數(shù)等 （2）輸入軸(一軸)及輸出軸(二軸)主要零部件的設計與計算 齒輪強度計算，軸的強度計算， 3．結合同組“商用汽車變速器設計(II)”設計結果，繪制變速器裝配圖及主要零部件的零件圖 四．設計要求 1．變速器總成的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術要求部分應寫出總成的調整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3． 編寫設計說明書。 五．設計進度與時間安排（本課程設計為3周） １．明確任務，分析有關原始資料，復習有關講課內容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設計計算 1.0周 ３．繪圖 1.0周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 七．注意事項 （1）為保證設計進度及質量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制裝配圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 出勤情況（20%） 設計方案與性能計算（40%） 圖紙質量（20%） 說明書質量（20%） 評 語 總 成 績 指導教師 注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁。 目錄 附錄 1 一、基本數(shù)據(jù)選擇 4 1.1 傳動方案和零部件方案的確定 4 1.1.1傳動方案初步確定 4 1.1.2 零部件結構方案 4 1.2 主要參數(shù)的選擇和計算 4 1.2.1 確定最小傳動比 5 1.2.2確定最大傳動比 5 1.2.3 擋位數(shù)確定 6 1.2.4初選中心距A 6 1.2.5 外形尺寸(初選) 7 1.2.6 齒輪參數(shù) 7 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位 7 1.3.1 確定1擋齒輪的齒數(shù) 8 1.3.2 確定其他各擋的齒數(shù) 9 二、齒輪校核 13 2.1 輪齒彎曲強度計算 13 2.2輪齒接觸應力σj 15 三、軸及軸上支承的校核 17 3.1 軸的工藝要求 17 3.2 軸的強度與剛度計算 17 3.2.1 初選軸的直徑 17 3.2.2軸的強度校核 18 四 同步器的選擇 21 4.1 選用慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器 21 五、操縱機構 21 5.1 直接操縱式 22 六、變速器箱體 22 6.1變速箱結構 22 6.2 箱體軸向尺寸 22 一、基本數(shù)據(jù)選擇 1.1 傳動方案和零部件方案的確定 根據(jù)題目給定參數(shù)和總體設計結果可以確定，作為一輛前置后驅的貨車，毫無疑問應該選用中間軸式多擋位機械式變速器。其特點是：（1）設有直接擋（2）1擋有較大的傳動比（3）擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動（4）除1擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋（5）除直接擋以外，其他擋位工作時，傳動效率略低（6）適用于前置后驅的汽車。 1.1.1 傳動方案初步確定 （1）變速器第1軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經軸承支承在第1軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。 （2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒擋，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。 （3）傳動方案采用的2、3、5擋用常嚙合齒輪傳動，4擋為直接擋，而1、倒擋用直齒滑動齒輪換擋。 1.1.2 零部件結構方案 （1）齒輪形式 齒輪形式為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于1擋和倒擋。 （2）換擋機構形式 此變速器換擋機構有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。1擋和倒擋采用結構簡單的直齒滑動齒輪換擋，使用率高的其他擋位采用同步器換擋。 （3）變速器軸承 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。 變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結構的情況下，應盡量使用滾針軸承。 1.2 主要參數(shù)的選擇和計算 由給定主要參數(shù) 額定裝載質量(Kg) 最大總質量(Kg) 最大車速（Km/h） 縱梁尺寸 背角與臀角 組號 3000 6000 120 180*6 α=15°β=95° 6 及總體設計中設計參數(shù)，有 最大轉矩： 發(fā)動機最大功率：Pmax=127.8Kw 最大轉矩轉速： 車輪：后輪選擇7.50R16LT ； 前輪選擇8.25R16LT 傳動系機械效率 1.2.1 確定最小傳動比 為了滿足足夠的動力性能，需要校核最高擋動力因數(shù)。由于我們選定設計的是中型貨車，因此最高擋動力因數(shù)取值范圍為，此處我們取，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)有如下關系 式中：為最高擋時，發(fā)動機發(fā)出最大扭矩時的最大車速，。 其他參數(shù)如下表。 最大總質量(Kg) 空氣阻力系數(shù) 迎風面積 A（） 0.90 418.8 6000 0.85 3.5 根據(jù)式子可得，。由主減速器傳動比得， 1.2.2確定最大傳動比 傳動系最大傳動比，需要滿足滿載最大爬坡度及滿足附著條件。 （1）滿足最大爬坡度。 其中，取一般貨車最大爬坡度16.7° （2）滿足附著條件。 即 取 因此，變速器傳動比范圍是0.88～5.14，傳動系最大傳動比 1.2.3 擋位數(shù)確定 經計算按照等比級數(shù)分配，對3擋、4擋間速比根據(jù)情況調整。 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，， 則各擋速比為 ，，，， (注意，本方案并不是嚴格按照等比分配傳動比) 1.2.4初選中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經驗公式 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，貨車：=8.6～9.6，取8.6 ； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）； —變速器1擋傳動比， ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機最大轉矩，。 則， 1.2.5 外形尺寸(初選) 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關，5擋為（2.7～3.0）A，在此取3A。 軸向尺寸，取整數(shù)為325mm。 1.2.6 齒輪參數(shù) （1）模數(shù)。 一般同一變速器齒輪模數(shù)不相等，對于貨車減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應選用大些的模數(shù)，變速器低擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。根據(jù)國家規(guī)定，GB/T 1357—1987《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定，考慮貨車的最大質量為， 而小于14t。因此1擋直齒齒輪，其他擋位為4mm（）。 嚙合套和同步器的結合齒多數(shù)采用漸開線齒形，由于工藝上的原因，同一變速器中的結合齒模數(shù)相同?？傎|量在（1.8～14）t的貨車模數(shù)為2.0～3.5mm，選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多，有利于換擋。在此取2.5mm。 （2）壓力角 遵照國家規(guī)定取標準壓力角為20°，嚙合套或同步器的壓力角為30°。 （3）螺旋角 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器：18°～26°,初選24°。 （4）齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取8.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取8.5。 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取3mm。 斜齒輪寬度取，滑動直齒齒輪寬度取。 （5）齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.0。 1.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及齒輪變位 在初選中心距A、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。5擋變速器傳動方案如右圖所示。 1.3. 1 確定1擋齒輪的齒數(shù) 1擋傳動比 1擋采用常嚙合斜齒輪傳動，取螺旋角為11.7.模數(shù)m為4，中心距，代入計算后得，取為整數(shù)52，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。經驗算，中間軸上的1擋齒輪取 ，因此1擋大齒輪齒數(shù)為 2)對中心距A進行修正 通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為。 3）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式子求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 而常嚙合傳動齒輪的中心距與1擋齒輪的中心距相等，即 其中，常嚙合齒輪、采用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)，初選螺旋角，代入上兩式子，求得 ，取整為49 ，求得并取整 ， 。 核算1擋傳動，齒數(shù)分配合理。 根據(jù)所確定的齒數(shù)，由式子，根據(jù)圓整后的齒數(shù)，精算出螺旋角β=24o。 變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 因= 1.3.2 確定其他各擋的齒數(shù) ①2擋齒輪齒數(shù)。 由于2擋為斜齒輪，模數(shù)與1擋齒輪相同。 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 取，進行試湊 取已是極限，代入式子，聯(lián)立，可求出，和三個參數(shù)。求得取整為24，取整為27，驗證傳動比，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為19.2°。 對2擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 =0 ②3擋齒輪齒數(shù)。 3擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)大小和2擋一樣。 由，得 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 進行試湊，求得2=20.7o，代入得Z5=19.93,圓整為20；Z6=30.58，圓整為31。驗證傳動比，傳動比變化不大，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為19.2°。 對3擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 ③4擋為直接擋 ④5擋齒輪齒數(shù) 5擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)大小和3擋一樣。 ， 此外，從抵消或減小中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 進行試湊， 求得 ，代入式子，聯(lián)立，可求出，和三個參數(shù)。求得取整為36，取整為13，驗證傳動比，齒數(shù)分配合適。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子算出精確的螺旋角值為24.85°。 對5擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 端面壓力角 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0 5)確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒擋齒輪有直齒輪副、和。初選、后，螺旋角選，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選，，，則： 由可求出。 確定倒擋軸與第二軸的中心距 二、齒輪校核 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。 注：本課程設計只進行低擋位的齒輪彎曲強度校核與高擋位的齒輪疲勞接觸強度校核以及常嚙合齒輪的彎曲強度與接觸疲勞強度校核。 2.1 輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 齒形系數(shù)圖 式中：—彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如上圖。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，1、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 計算1擋主動齒輪10的彎曲應力 計算倒擋齒輪12的彎曲應力 （2）斜齒輪彎曲應力 （2.2） 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=8.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，對貨車為100～250MPa。 1）計算2擋齒輪8的彎曲應力 2）計算常嚙合齒輪1的彎曲應力 2.2輪齒接觸應力σj 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —齒面上的法向力（N），；為圓周力； —斜齒輪螺旋角( °)； —齒輪材料的彈性模量（MPa）, —齒輪接觸的實際寬度(mm) ，齒寬； —主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪； —從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪， 斜齒輪 ； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表。 　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 1）計算第5擋的齒輪4的接觸應力 2）計算常嚙合齒輪的接觸應力 3）計算3檔直齒齒輪接觸應力 3）計算2檔直齒齒輪接觸應力 4）計算1檔直齒齒輪接觸應力 4）計算倒檔直齒齒輪接觸應力 因此，本設計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 三、軸及軸上支承的校核 3.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度[16]。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少[17]。 3.2 軸的強度與剛度計算 3.2.1 初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距=108mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選 式中：—經驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑；第二軸和中間軸最大直徑 最大軸支承之間的長度，第二軸支承之間的長度； 中間軸支承之間長度，取，代入上述設計公式，均符合要求。 第二軸：；中間軸： 均符合要求。 3.2.2軸的強度校核 （1）軸的剛度驗算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉矩應取。 軸的撓度和轉角可按《材料力學》有關公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷又小，通常撓度不大，故可不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖2所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，則可分別用下式計算 全撓度 式中： —齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；） —彈性模量（MPa）, —慣性矩(mm)，對于實心軸，； —軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算； 、—為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算常嚙合齒輪的強度和剛度即可，變速器軸向尺寸L=325mm，取a=35mm，則b=L-a=290mm 取該處d=54， 代入上式得： 滿足設計要求。 （2）軸的強度驗算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力Fc和Fs之后，計算相應的彎矩Mc，Ms。軸在轉矩Tn和彎矩的共同作用下，其應力為： 式中： —計算轉矩，N·mm; —軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm； —彎曲截面系數(shù)，mm； —在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm； —在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； —許用應力。 變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。 對于本例支點A的水平面內和垂直面內支反力為： 強度滿足設計要求。 四 同步器的選擇 4.1 選用慣性式同步器中的鎖環(huán)式同步器 鎖環(huán)式同步器的結構如圖五（A）所示。變速時，換擋機構通過撥叉推動嚙合套，由于同步器推塊一起移動，當同步器推塊與同步環(huán)接觸時遍推動同步環(huán)向齒輪上的齒環(huán)移動，使兩錐面相接觸見圖五（C）。由于嚙合套上有推力，兩錐面間存在正壓力，且二者存在轉速差，故二者一經接觸便產生摩擦力矩，此力矩帶動同步環(huán)相對于嚙合套轉動，直至同步環(huán)推塊槽靠在推塊的一側為止見圖五（D），此時嚙合套與同步環(huán)同步旋轉，嚙合套齒端倒角與同步環(huán)齒端倒角正好相抵觸（設計上使推塊槽比推塊寬半個齒距），而不能進入接合，起到了鎖止作用。同步環(huán)齒端倒角上的正壓力分解為軸向力和切向力兩個分力，軸向力使兩錐面間存在正壓力，而產生摩擦力矩，切向力產生撥環(huán)力矩,撥環(huán)力矩力圖使同步環(huán)反轉,而同步環(huán)上的摩擦力矩又阻止同步環(huán)反轉，只要設計上保證摩擦力矩大于撥環(huán)力矩，不管換擋力有多大，嚙合套與同步環(huán)齒端倒角總是相抵觸而不能接合，起到了鎖止作用見圖五（E）。 由于換擋力的繼續(xù)作用和增大，摩擦力矩增大，使齒輪的速度降低或升高，當摩擦力矩等于慣性力矩時，齒輪、同步環(huán)和嚙合套三者達到了同步運轉。這樣，齒輪和同步環(huán)間無相對運動，慣性力矩消失，撥環(huán)力矩將使同步環(huán)相對嚙合套反向轉過一個角度，花鍵齒不再相抵觸，使嚙合套越過同步環(huán)與齒輪上的齒環(huán)嚙合，而完成換擋見圖五（B）。 4.2同步器主要尺寸的確定 詳細見負責同步器設計的林偉鋒同學。 五、操縱機構 5.1 直接操縱式 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。如圖所示，多用于發(fā)動機前置后輪驅動的車輛。 撥叉軸7、8、9和10的兩端均支承于變速器蓋的相應孔中，可以軸向滑動。所有的撥叉和撥塊都以彈性銷固定于相應的撥叉軸上。三、四擋撥叉2的上端具有撥塊。撥叉2和撥塊3、4、14的頂部制有凹槽。變速器處于空擋時，各凹槽在橫向平面內對齊，叉形撥桿13下端的球頭即伸入這些凹槽中。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13繞換擋軸11的軸線擺動，從而使叉形撥桿下端球頭對準與所選擋位對應的撥塊凹槽，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3頂部凹槽中，撥塊3連同撥叉軸9和撥叉5即沿縱向向前移動一定距離，便可掛入二擋；若向后移動一段距離，則掛入一擋。當使叉形撥桿下端球頭深入撥塊14的凹槽中，并使其向前移動一段距離時，便掛入倒擋。 各種變速器由于擋位數(shù)及擋位排列位置不同，其撥叉和撥叉軸的數(shù)量及排列位置也不相同。例如，上述的變速器的前進擋用了三根撥叉軸，倒擋獨立使用了一根撥叉軸，共有四根撥叉軸。 六、變速器箱體 6.1變速箱結構 五擋系列變速箱為三軸式。單中間軸定軸傳動，有五個前進擋，一個倒擋，二到五擋齒輪為斜齒輪，一倒擋為直齒輪。二軸上的各擋齒輪均裝在雙列滾針軸承上，二、三擋裝有鎖銷式慣性同步器，四、五擋裝有鎖環(huán)式慣性同步器，一、倒擋為直齒滑動齒輪傳動?？蓪崿F(xiàn)遠距離雙桿或單桿手動操作，變速箱殼體是整體式箱型，呈“立式”安裝，與發(fā)動機——離合器總成直接連接。變速箱的潤滑采用“飛濺式”。 6.2 箱體軸向尺寸 箱體軸向尺寸初選為325mm，最終確定330.5mm 第 I 條 參考文獻 【1】 陳家瑞主編 汽車構造（第三版）北京：機械工業(yè)出版社2009.2 【2】 朱文堅 黃平 劉小康主編 機械設計（第二版）北京：高等教育出版社 2008.10 【3】 王望予主編 汽車設計（第四版）北京：機械工業(yè)出版社 2004.8 【4】 余志生主編 汽車理論（第五版）北京：機械工業(yè)出版社2009.3 【5】 林學東主編 發(fā)動機原理 北京：機械工業(yè)出版社 2008.5 24