操纵与远距离操纵。
直接操纵是最简单的操纵方案，在各类汽车上得到广泛应用。依靠手力换挡的变速器称为手动变速器。而驾驶员手力只通过变速器外部一根杠杆直接完成换挡功能的手动变速器，又称为直接换挡变速器。近年来单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变
速叉轴且各挡用同一组自锁装置，因而使操纵机构结构简化，但它要求换挡行程相等。
远距离操纵，受布局限制，有些车辆变速器距驾驶员座椅较远，此时换挡手力需要通过转化机构才能完成换挡的功能，这种手动换挡变速器称为远距离操纵变速器。这时整套机构应有足够的刚度，且各连接件间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。
本次设计中，采用手动换挡直接操纵变速器。
1.换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：
图2-8变速器自锁与互锁结构
1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖
4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴
2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图2-8所示）。
汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。
3变速器设计计算
3.1变速器主要参数的选择
3.1.1传动比的选择
汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时：
Fkmax?Ff?Fimax （3-3） 式中：
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Fkmax——最大驱动力；即 Fkmax= Temaxi1i0?/R0
Ff——滚动阻力；即 Ff=fmgcos?max Fimax——最大上坡阻力。即 Fimax=mgsin?max 把以上参数代入（3-3）得： i1?m?g?(f?co?smax?sin?ma)xR0 （3-4）
Temax?i0??以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：
Temax——发动机最大扭矩，Temax=911.5 N·m； i1——变速器一档传动比；
i0——主传动器传动比，i0=5；
m——汽车总质量，m＝31000kg；
f——道路滚动阻力系数取0.020；
?——传动系机械效率，取0.84；
g——重力加速度；取g=9.8ms2；
R0——驱动轮滚动半径，取0.5291m；
?max——汽车最大爬坡度为30％，即?max＝16.7?
取i1>=12.8
（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定
ig1?G2rr?
Temaxi0?t式中G2——汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；G2=mg×60%。 ?——道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。 则
G2rr?=18.8 ig1?Temaxi0?tg1所以选i=15
速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档为直接档，本设计变速器次高档十挡为直接挡,i10=1.0。[6]
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一般汽车各挡传动比大致符合如下关系
ig1iiiiiiiii?g2?g3?g4?g5?g6?g7?g8?g9?q（即q?n?1g1）
ignig2ig3ig4ig5ig6ig7ig8ig9ig10则q=1.35；
ig4=6.09； ig1=15；g2=11.1；g38.22；ig6=3.34；ig81.83；ig9=1.36；ig5=4.51；ig7=2.48；
iiig101；
由于我们采取的是一个五档的主变速器加一个后置副变速器所以，我们组决定主变速器的各传动比为ig1=15；ig28.22；ig3=4.51；ig4=2.48；ig5=1.36；副变速器的传动比为ig1=1；ig2=1.35；
3.1.2中心矩A
对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A
初选中心矩A时，可根据经验公式计算
A=Ka?3Temax?i1??g (3-5)
Ka—— 中心距系数：Ka=8.6~9.6,取9.0； i1 —— 变速器一档传动比；
?g —— 变速器传动效率：取?g＝96％；
Temax —— 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）； ∴A=9.0×(911.5×15×0.96)1/3 取A=212mm
3.2齿轮参数选择 3.2.1模数的选择
影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。
重型货车变速器齿轮的模数为4.5-6，在根据优先数初步选择模数为m=5
3.2.3压力角α的选择
压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5°,15°，16°，16.5°等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压
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力。实际上，因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。
啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。
3.2.4螺旋角β
选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着β增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30°时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。
货车变速器斜齿螺旋角β的选择范围：18°～26°。初选?1,2=25°，
?3,4=?5,6=?7,8=?9,10=20°
3.2.5齿宽b
齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿
强度和齿轮工作时受力的均匀程度。 通常根据模数m（mn）来选择齿宽： 直齿：b=Kcm,Kc为齿宽系数，取4.5～8.0 斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.0～8.5； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约5～10，所以有 1、直齿 b=(4.5～8.0)×5=22.5～40(mm)
b11=30mm, b12=32mm, b13=30mm
2、斜齿 b=(6.0～8.0)×5=30～40(mm)
因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取:
b1=30mm, b2=30mm, b3=30mm, b4=30mm
b5=20mm, b6=30mm, b7=20mm, b8=30mm；b9=30mm；b10=32mm 5）齿顶高系数
一般齿轮的齿顶高系数f0＝1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。 变速器基本参数列入表2-2：
表2-2变速器参数 模数 压力角 螺旋角 5 20° 25° 齿宽系数 7 齿顶高系数 1 参数值 9
3.3齿轮设计计算
3.3.1各档齿数Z
齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。 1 一档齿轮齿数 一档传动比为
i1?Z2Z9 Z1Z10为了求Z1，Z1的齿数，先求其齿数和Zh，一挡齿轮为斜齿齿轮，
2Acos?=76.8。取整为77。 m由Zh= Z9+ Z10进行大小齿轮齿数分配，为使的动比更大些，取 Z9=59 Z10 =18； Zh?(Z9+ Z10)/(2×cos?7,8) A=mn×
=5×(59＋18)/(2 ×cos20°)=204.8mm
取A＝212mm；
Z2/Z1＝i1 Z10/ Z9
=15×18/59=10.9；
(Z1+Z2)/(2×cos?1,2) A= mn×
Z1+Z2＝2×212×cos25°/5=76.8 取Z1=14，Z2=63（圆整）； 修正i1
i1=Z2×Z9/(Z1×Z10) =59×63/（14×18）
=14.75
i%=|15-14.75|/15=1.6%<5% (合格)； 修正?
(Z1+Z2)/（2×cos?1,2） 由A＝mn×
(Z1+Z2)/（2×A） 得?1,2＝arccos［mn×］= 24.7°同理 β
9,10＝arccos［mn×(Z9+ Z10)/（2×A） ］= 24.7°
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