械式变速器设计课件

大家好大家好机械式变速器设计机械式变速器设计本章主要学习本章主要学习（1）变速器的基本设计要求；）变速器的基本设计要求；（2）各种形式变速器的特点；）各种形式变速器的特点；（3）变速器主要参数的选择）变速器主要参数的选择；（4）齿轮变位系数的选择原则）齿轮变位系数的选择原则；（5）各挡齿轮齿数的分配）各挡齿轮齿数的分配；（6）变速器操纵机构）变速器操纵机构。第一节第一节概述概述第二节第二节变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案第三节第三节变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择第四节第四节变速器的设计和计算变速器的设计和计算第五节第五节同步器设计同步器设计第六节第六节变速器操纵机构变速器操纵机构第七节第七节变速器结构元件变速器结构元件第一节第一节概述概述变速器功用：变速器功用：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较功率较高而油耗较低低)的工况下工作；的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶；）在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并）利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。便于变速器换档或进行动力输出。组成：组成：变速器是由变速器是由变速传动机构变速传动机构和和操纵机构操纵机构组成，需要时，还可组成，需要时，还可以加装动力输出器。以加装动力输出器。变速器的基本设计要求：变速器的基本设计要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置。）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。象发生。7）变速器应有高的工作效率。）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。造成本低、维修方便等要求。变速器的分类变速器的分类根据前根据前进挡数进挡数三挡变速器三挡变速器四挡变速器四挡变速器五挡变速器五挡变速器多挡变速器多挡变速器根据轴根据轴的形式的形式固定轴式固定轴式旋转轴式旋转轴式固定轴式固定轴式两轴式变速器两轴式变速器(图图3-1)中间轴式变速器中间轴式变速器(图图3-23-4)双中间轴式变速器双中间轴式变速器多中间轴式变速器多中间轴式变速器固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。第二节第二节变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案1、两轴式变速器的特点、两轴式变速器的特点两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。两轴式变速器两轴式变速器多用于前置前驱、后置后驱型式汽车多用于前置前驱、后置后驱型式汽车。两轴式变速器结构特点：两轴式变速器结构特点：（1）输出轴与主减速主）输出轴与主减速主动齿轮成一体动齿轮成一体（2）除倒挡外，其它）除倒挡外，其它挡均用常啮合齿轮传动挡均用常啮合齿轮传动（3）同步器多数装在输出）同步器多数装在输出轴上轴上（4）各前进挡均经过一对）各前进挡均经过一对齿轮传递动力齿轮传递动力（5）只有两个轴）只有两个轴两两轴五五档档变速器速器组成与组成与传动简图与传统的三轴变速与传统的三轴变速器相比，由于器相比，由于省去省去了中间轴了中间轴，所以一，所以一般档位传动效率要般档位传动效率要高一些；但是任何高一些；但是任何一档的传动效率又一档的传动效率又都不如三轴变速器都不如三轴变速器直接档的传动效率直接档的传动效率高。高。输入轴输入轴结合套结合套同步环同步环输出轴输出轴主减速器主动齿轮主减速器主动齿轮主减速器从动齿轮主减速器从动齿轮差速器差速器空转齿轮空转齿轮花键毂的花键毂的外花键外花键两两轴五档式五档式变速器速器实物图（实物图（3-9）变速器变速器输入轴输入轴变速器变速器输出轴输出轴主减速器主减速器主动齿轮主动齿轮主减速器从主减速器从动齿轮动齿轮发动机横置！发动机横置！两轴式变速器基本结构（两轴式变速器基本结构（3-8）变速器变速器输入轴输入轴变速器变速器输出轴输出轴主减速器主减速器主动齿轮主动齿轮主减速器从主减速器从动齿轮动齿轮发动机纵置发动机纵置动力传递路线示例动力传递路线示例1、2档同步器档同步器（倒档齿）（倒档齿）3、4档同档同步器步器5档同步器档同步器?变速器变速器输入轴输入轴非常啮合非常啮合齿轮对！齿轮对！变速器变速器输入轴输入轴变速器变速器输入轴输入轴1、2档同步器档同步器（倒档齿）（倒档齿）2.中间轴式变速器中间轴式变速器多用于前置后驱的型式汽车。结构特点：多用于前置后驱的型式汽车。结构特点：（1）第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，可以布置直）第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，可以布置直接挡；接挡；（2）除直接挡外其他各挡均经过两对齿轮传递动力，）除直接挡外其他各挡均经过两对齿轮传递动力，故在中心距不大的情况下，可以提高传动比；故在中心距不大的情况下，可以提高传动比；(3)一挡有较大的传动比；一挡有较大的传动比；(4)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；(5)除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；(6)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。三轴五档变速器传动简图三轴五档变速器传动简图此变速器有五个前进档此变速器有五个前进档和一个倒档。由壳体、和一个倒档。由壳体、第一轴（第一轴（输入轴输入轴）、中）、中间轴、第二轴（间轴、第二轴（输出轴输出轴）、倒档轴倒档轴、各轴上齿轮、各轴上齿轮、操纵机构等几部分组成。操纵机构等几部分组成。输入轴与输出轴平行共输入轴与输出轴平行共线。线。输入轴输入轴输入轴输入轴输出轴输出轴输出轴输出轴中间轴中间轴中间轴中间轴倒档轴倒档轴三三轴五档五档变速器速器剖视图剖视图输入入轴输出出轴倒档倒档轴换换档档杆杆轴（操纵机构）（操纵机构）中间中间轴图3-2中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为图3-2a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，图3-2c所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图3-2 中间轴式四挡变速器传动方案 凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，挡位以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。各种中间轴式变速器区别：各种中间轴式变速器区别：（1）常啮合齿轮对数不同；）常啮合齿轮对数不同；（2）换挡方式不同）换挡方式不同；（3）倒挡传动方案不同。）倒挡传动方案不同。中间轴式变速器的特点中间轴式变速器的特点图图3-4为中间轴式六挡变速器传动方案。图为中间轴式六挡变速器传动方案。图3-4a所示方案中的一挡、所示方案中的一挡、倒挡和图倒挡和图3-4b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均匀常所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均匀常啮合齿轮。啮合齿轮。常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。同一变速器中，一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。图图3-4中间轴式六挡变速器传动方案中间轴式六挡变速器传动方案两轴式与中间轴式的比较：两轴式与中间轴式的比较：形式形式两轴式两轴式中间轴式中间轴式结构复杂程度结构复杂程度简单简单复杂复杂工作噪声工作噪声低低高高传动效率传动效率 高高低低传动比范围传动比范围 小小大大有无直接档有无直接档 没有没有 有有二、零、部件结构方案分析二、零、部件结构方案分析1齿轮形式齿轮形式齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、时噪声低的优点；时噪声低的优点；缺点缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。（一）（一）齿轮形式的形式的选择斜斜 齿齿直直 齿齿工作时有轴向力工作时有轴向力工作时无轴向力工作时无轴向力寿命长寿命长短短噪声低噪声低高高用于二档以上用于二档以上用于低档、倒档用于低档、倒档2换挡机构形式换挡机构形式变速器换挡机构有变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡步器换挡三种形式。三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。直直齿滑滑动齿轮缺点：缺点：换挡时齿轮端面有冲端面有冲击噪声，使噪声，使驾驶员紧张，舒适性降低，舒适性降低优点：点：结构构简单常啮合齿轮可用移动常啮合齿轮可用移动啮合套啮合套换挡。因承受换挡冲击载换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。目前这种换挡方法只在某些要求不高消除换挡冲击。目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。的挡位及重型货车变速器上应用。使用使用同步器同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸广泛应用。但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大。大。利用利用同步器或啮合套同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比换挡，其换挡行程要比滑动齿轮滑动齿轮换挡行程小。换挡行程小。3、防止自动脱挡的结构措施：、防止自动脱挡的结构措施：（1）结合齿啮合位置错开）结合齿啮合位置错开（2）前齿圈齿厚切薄）前齿圈齿厚切薄（3）将接合齿工作面加工成斜面）将接合齿工作面加工成斜面4变速器轴承变速器轴承变速器轴承常采用变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱圆柱滚子轴承，滚子轴承，若空间不足则采用若空间不足则采用滚针轴承。滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套滚针轴承、滑动轴承套滚针轴承、滑动轴承套滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连主要用在齿轮与轴不是固定连主要用在齿轮与轴不是固定连主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。接，并要求两者有相对运动的地方。接，并要求两者有相对运动的地方。接，并要求两者有相对运动的地方。圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽因而容量大、因有直径较小、宽度较宽因而容量大、因有直径较小、宽度较宽因而容量大、因有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷和通过轴承预紧能消除轴向间隙及轴向可承受高负荷和通过轴承预紧能消除轴向间隙及轴向可承受高负荷和通过轴承预紧能消除轴向间隙及轴向可承受高负荷和通过轴承预紧能消除轴向间隙及轴向跳动等优点，故在一些变速器上得到广泛应用。但也跳动等优点，故在一些变速器上得到广泛应用。但也跳动等优点，故在一些变速器上得到广泛应用。但也跳动等优点，故在一些变速器上得到广泛应用。但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。齿轮正确啮合的缺点。齿轮正确啮合的缺点。齿轮正确啮合的缺点。5、其它问题、其它问题1.挡位布置：考虑到径向力对轴的影响，挡位布置：考虑到径向力对轴的影响，1挡布置挡布置在靠近壳体的位置；在靠近壳体的位置；2.变速器孔口：开在上方，侧面变速器孔口：开在上方，侧面3.加油孔：考虑油量确定油孔位置加油孔：考虑油量确定油孔位置4.变速器壳体易设计制造，装拆和调整方便变速器壳体易设计制造，装拆和调整方便第三节第三节变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择一、挡数一、挡数增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。性。挡数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和挡数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。小，使换挡工作容易进行。挡数选择的原则挡数选择的原则挡数选择的原则挡数选择的原则相邻挡位之间的传动比比值在相邻挡位之间的传动比比值在相邻挡位之间的传动比比值在相邻挡位之间的传动比比值在1.81.8以下，该值越小换以下，该值越小换以下，该值越小换以下，该值越小换挡操作越容易挡操作越容易挡操作越容易挡操作越容易高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。（高档使用更频繁！）邻挡位之间的比值小。（高档使用更频繁！）邻挡位之间的比值小。（高档使用更频繁！）邻挡位之间的比值小。（高档使用更频繁！）目前，乘用车一般用目前，乘用车一般用目前，乘用车一般用目前，乘用车一般用4 45 5个挡位变速器，个挡位变速器，个挡位变速器，个挡位变速器，商用车商用车商用车商用车变速器采用变速器采用变速器采用变速器采用4 45 5个挡或多挡，多挡变速器多用于个挡或多挡，多挡变速器多用于个挡或多挡，多挡变速器多用于个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。重型货车和越野汽车。重型货车和越野汽车。重型货车和越野汽车。各档传动比近似构成等比数列，但实际使用中按照各档传动比近似构成等比数列，但实际使用中按照各档传动比近似构成等比数列，但实际使用中按照各档传动比近似构成等比数列，但实际使用中按照使用频繁程度修正。（汽车理论）使用频繁程度修正。（汽车理论）使用频繁程度修正。（汽车理论）使用频繁程度修正。（汽车理论）二、传动比范围二、传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值。挡传动传动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。之间，其它货车则更大。ig超速档超速档轿车轿车3.04.50.70.8货、大客货、大客5.08.0越野、牵引车越野、牵引车1020最高挡通常是直接挡，传动比为最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速；有的变速器最高档为超速挡，传动比为器最高档为超速挡，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩、要求的最大爬坡能力、主发动机的最大转矩、要求的最大爬坡能力、主减速器的减速比、要求的最低稳定车速。减速器的减速比、要求的最低稳定车速。三、中心距三、中心距A对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。强度来确定。初选中心距初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算时，可根据下面的经验公式计算式中，KA为中心距系数，乘用车：KA=8.99.3，商用车：KA=8.69.6，多挡变速器：KA=9.511.0。乘用车变速器的中心距在6580mm范围内变化，而商用车的变速器中心距在80170mm范围内变化。中心距系数中心距系数KA原则上，总质量小的车中心距也小！建议在已有设计原则上，总质量小的车中心距也小！建议在已有设计基础上，由相似性原则确定！基础上，由相似性原则确定！四、外形尺寸四、外形尺寸变速器变速器横向尺寸，横向尺寸，可根据齿轮直径及换挡机构初步确定；可根据齿轮直径及换挡机构初步确定；乘用车四挡变速器壳体的乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸轴向尺寸为为（3.03.4）A。商。商用车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据用车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：选用：四挡四挡（2.22.7）A五挡五挡（2.73.0）A六挡六挡（3.23.5）A当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。给出范围的上限。变速器前端面到后端面的距离速器前端面到后端面的距离L，对传动轴的的夹角、角、传动轴的的长度、度、质量有影响，与量有影响，与挡数、数、换挡方式有关系，方式有关系，同步器同步器长则轴向尺寸向尺寸长。货车 四四挡（2.22.7）A 五五挡（2.73.0）A 轿车 六六挡（3.23.5）A 四四挡（3.03.4）A 五、轴的直径五、轴的直径（参机械设计，功率线、传动比线定）（参机械设计，功率线、传动比线定）中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A，轴的最大直径，轴的最大直径d和支承间距离和支承间距离L的比值，对中间轴，的比值，对中间轴，d/L0.160.18，对第二轴，对第二轴，d/L0.180.21。第一轴花键直径第一轴花键直径d（mm）可按下式初选）可按下式初选式中：式中：K为经验系数，为经验系数，K=4.04.6；Temax为发动机最大为发动机最大转矩（转矩（Nm）。）。六、齿轮参数六、齿轮参数1模数的选取模数的选取齿轮模数选取的一般原则：齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。所选模数值应符合国家标准的规定。所选模数值应符合国家标准的规定。所选模数值应符合国家标准的规定。车型车型微微、轻轻型型轿轿车车中中 级级 以以 上上轿车轿车中型货车中型货车重型货车重型货车模数模数2.252.752.753.03.54.54.56.0变速器齿轮模数范围大致如下变速器齿轮模数范围大致如下变速器齿轮模数范围大致如下变速器齿轮模数范围大致如下2压力角压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较压力角较小时，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低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或或25等等大些的压力角。大些的压力角。国家规定的标准压力角为国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压，所以普遍采用的压力角为力角为20。啮合套或同步器的压力角有啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普等，普遍采用遍采用30压力角。压力角。3螺旋角螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。加，因而工作平稳、噪声降低。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角选用范围：斜齿轮螺旋角选用范围：轿车变速器：轿车变速器：两轴式为两轴式为2025中间轴式为中间轴式为2234货车变速器：货车变速器：1826斜齿轮传递转矩时，要产生轴斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。轮产生轴向力平衡。根据图根据图3-7可知，欲使中间轴可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：满足下述条件：Fa1=Fn1tan1 Fa2=Fn2tan2由于由于T=Fn1r1=Fn2r2，为使两，为使两轴向力平衡，必须满足轴向力平衡，必须满足图3-7 中间轴轴向力的平衡 式中，式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承为作用在中间轴承齿轮齿轮1、2上的轴向力；上的轴向力；Fn1、Fn2为为作用在中间轴上齿轮作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周上的圆周力；力；r1、r2为齿轮为齿轮1、2的节圆半径；的节圆半径；T为中间轴传递的转矩为中间轴传递的转矩。齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。损不均匀。4齿宽齿宽b直齿：直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为为齿宽系数，取为4.58.0斜齿：斜齿：b=Kcmn，K c取为取为6.08.5啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（为（24）mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。稳性和齿轮寿命。通常根据齿轮模数通常根据齿轮模数m（mn）的大小）的大小来选定齿宽来选定齿宽b5齿轮变位系数的选择原则齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮的原因：采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。）降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：变位齿轮主要有两类：高度变位高度变位和和角度变位角度变位。高度变。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。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接近位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则变位系数的选择原则：1）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。数。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。齿轮变位系数的选择齿轮变位系数的选择高挡：以降低噪声为目的，总变位系数选取较小值高挡：以降低噪声为目的，总变位系数选取较小值低挡：以提高轮齿强度为目的，选较大值低挡：以提高轮齿强度为目的，选较大值在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。下面以下面以下面以下面以图图图图3-183-18所示所示所示所示四挡变速器为例，说明分配齿数的四挡变速器为例，说明分配齿数的四挡变速器为例，说明分配齿数的四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。方法。方法。方法。七、各挡齿轮齿数的分配七、各挡齿轮齿数的分配三轴四挡变速器传动方案三轴四挡变速器传动方案 1确定一挡齿确定一挡齿轮的齿数轮的齿数一挡传动比一挡传动比（3-1）如果如果z7和和z8的齿数的齿数确定了，则确定了，则z2与与z1的传动比可求出。的传动比可求出。为了求为了求z7、z8的齿的齿数，先求其齿数和数，先求其齿数和zh（3-23-2）计算后取计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。乘用车中间轴式变速器一挡传动比乘用车中间轴式变速器一挡传动比i i1 1=3.5-3.8=3.5-3.8时，中时，中间轴上一挡齿轮齿数间轴上一挡齿轮齿数z z8 8可在可在15151717之间选取；货车之间选取；货车z z8 8可在可在12121717之间选取。一挡大齿轮齿数用之间选取。一挡大齿轮齿数用z z7 7=z=zh h-z-z8 8计计算求得。算求得。因为计算齿数和因为计算齿数和z zh h后，经过取整数使中心距有了后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的变化，所以应根据取定的z zh h和齿轮变位系数重新和齿轮变位系数重新计算中心距计算中心距A A，再以修正后的中心距，再以修正后的中心距A A作为各挡齿作为各挡齿轮齿数分配的依据。轮齿数分配的依据。2对中心距对中心距A进行修正进行修正3确定常啮合传动齿轮副的齿数确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比）求出常啮合传动齿轮的传动比（3-3）常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即（3-4）解方程式（解方程式（3-3）和式（）和式（3-4）求）求z1与与z2，求出的，求出的z1、z2都都应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式（按式（3-4）算出精确的螺旋角值。）算出精确的螺旋角值。若二挡齿轮是直若二挡齿轮是直齿轮，模数与一齿轮，模数与一挡齿轮相同时，挡齿轮相同时，则得则得4确定其它各挡确定其它各挡的齿数的齿数（3-6）（3-5）二挡齿轮是斜齿二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角轮，螺旋角 6与与常啮合轮的常啮合轮的 2不不同时，由式（同时，由式（3-5）等得：）等得：联解此三个方程式，可求出联解此三个方程式，可求出联解此三个方程式，可求出联解此三个方程式，可求出z z5 5、z z6 6和和和和 2三个参数。但解此方程组比较麻三个参数。但解此方程组比较麻三个参数。但解此方程组比较麻三个参数。但解此方程组比较麻烦，可采用比较方便的烦，可采用比较方便的烦，可采用比较方便的烦，可采用比较方便的试凑法试凑法试凑法试凑法 。其它各挡齿轮的齿数用同一方法确其它各挡齿轮的齿数用同一方法确其它各挡齿轮的齿数用同一方法确其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。定。定。定。5确定倒挡齿轮齿数确定倒挡齿轮齿数图3-18所示的倒挡齿轮z10的齿数，一般在2123之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为 根据求得的根据求得的根据求得的根据求得的D De9e9 ，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆使齿顶圆使齿顶圆使齿顶圆D De9e9符合式（符合式（符合式（符合式（3-103-10）。最后计算倒挡轴与第二）。最后计算倒挡轴与第二）。最后计算倒挡轴与第二）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。轴的中心距。轴的中心距。轴的中心距。6、齿轮其它尺寸其它尺寸（参（参设计机械手册）机械手册）D1=(1.251.4)d2 C=(1.21.4)d2=(46)m61 第第四四节 变速器的速器的设计与与计算算（参机械（参机械设计）一、一、齿轮的的损坏形式坏形式u轮齿折断折断原因：大原因：大载荷冲荷冲击、反复承、反复承载疲疲劳破坏破坏u齿面疲面疲劳剥落（点剥落（点蚀）原因：原因：齿面面挤压磨磨损，表面出，表面出现块状剥落状剥落u移移动换挡齿轮端部破坏端部破坏原因：原因：换挡时存在角速度差，端部承受冲存在角速度差，端部承受冲击62 二、二、轴刚度、度、强度度计算算计算算轴上的支反力，必上的支反力，必须从从输出出轴开始开始计算算各各挡位都位都应进行行验算算作用于第一作用于第一轴上的上的转矩矩为Temax 1.强度度计算算2.刚度度计算算要求：全要求：全挠度度a ab bL LF F f f64 fc0.050.10mmfs0.100.15mm 常常啮合合齿轮（靠近壳体（靠近壳体处）可不）可不计算，算，应尽量尽量增大增大d降低降低f和和一、无同步器时变速器的换档过程一、无同步器时变速器的换档过程 变速器在换档过程中，必须使所选档位的一对待啮合变速器在换档过程中，必须使所选档位的一对待啮合齿轮轮齿的圆周速度相等（同步），才能使之平顺地进入齿轮轮齿的圆周速度相等（同步），才能使之平顺地进入啮合而挂上档。啮合而挂上档。理论分析和实际操作表明：欲使一般变速器换档时不理论分析和实际操作表明：欲使一般变速器换档时不产生轮齿或花键齿间的冲击，需要进行较复杂的操作，并产生轮齿或花键齿间的冲击，需要进行较复杂的操作，并应在短时间内迅速而准确地完成。这对于即使是技术很熟应在短时间内迅速而准确地完成。这对于即使是技术很熟练的驾驶员，也容易造成疲劳。练的驾驶员，也容易造成疲劳。同步器既保证挂档平顺，同步器既保证挂档平顺，又使换档操作简化，减轻驾驶员劳动强度。又使换档操作简化，减轻驾驶员劳动强度。二、同步器的构造及工作原理二、同步器的构造及工作原理同步器是在结合套换档机构基础上发展起来的，同步器是在结合套换档机构基础上发展起来的，基本部分基本部分是结合套、花键毂、对应齿轮上的结合齿圈，同时还增设是结合套、花键毂、对应齿轮上的结合齿圈，同时还增设了了使结合套与对应结合齿圈的圆周速度迅速达到一致使结合套与对应结合齿圈的圆周速度迅速达到一致（同同步步）的机构，以及）的机构，以及阻止两者在未达到同步前的结合阻止两者在未达到同步前的结合装置。装置。第第5节 同步器同步器设计 同步器有常压式、惯性式和惯性增力式同步器有常压式、惯性式和惯性增力式等三种。这里仅介绍目前广泛采用的等三种。这里仅介绍目前广泛采用的惯性式惯性式同步器。同步器。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专门机构保证的，在其上面设有专门机构保证接合套接合套与与待待接合的花键齿圈接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击。从而避免了齿间冲击。惯性同步器按结构又分为惯性同步器按结构又分为锁环式和锁销锁环式和锁销式两种。式两种。锁环式锁环式同步器同步器视频（复习）视频（复习）锁环式同步器组成锁环式同步器组成花键毂花键毂同步环同步环同步环同步环同步环同步环同步环同步环结合套结合套滑块、槽滑块、槽结合套结合套空转齿轮花键空转齿轮花键毂的外花键毂的外花键空转齿轮花键空转齿轮花键毂的外花键毂的外花键锁环式同锁环式同步器工作步器工作原理原理滑块、槽滑块、槽花键毂花键毂结合套结合套结合套结合套同步环同步环同步环同步环同步环同步环花键毂与轴上花键毂与轴上的外花键连接，的外花键连接，用垫片和卡环用垫片和卡环作轴向定位作轴向定位 空转齿轮花键空转齿轮花键毂的外花键毂的外花键在花键毂两端在花键毂两端与空转齿轮花与空转齿轮花键毂之间，各键毂之间，各有一个青铜制有一个青铜制成的同步环成的同步环 同步环上短花键同步环上短花键齿的断面轮廓尺齿的断面轮廓尺寸与空转齿轮花寸与空转齿轮花键毂的外花键齿、键毂的外花键齿、同步器花键毂上同步器花键毂上的外花键齿均相的外花键齿均相同同 在两个同步环上，在两个同步环上，花键齿对着接合套花键齿对着接合套的一端都有倒角的一端都有倒角（锁止角），且与（锁止角），且与接合套齿端的倒角接合套齿端的倒角相同相同 同步环具有与空转同步环具有与空转齿轮上的摩擦面锥齿轮上的摩擦面锥度相同的内锥面，度相同的内锥面，内锥面上制出细牙内锥面上制出细牙的螺旋槽，以便两的螺旋槽，以便两锥面接触后破坏油锥面接触后破坏油膜，增加锥面间的膜，增加锥面间的摩擦。摩擦。三个滑块分别嵌合在三个滑块分别嵌合在花键毂的三个轴向槽花键毂的三个轴向槽内，并可沿槽轴向滑内，并可沿槽轴向滑动。在两个弹簧圈动。在两个弹簧圈6的的作用下，滑块压向接作用下，滑块压向接合套，使滑块中部的合套，使滑块中部的凸起部分正好嵌在接凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽合套中部的凹槽10中，中，起到空档定位作用。起到空档定位作用。滑块滑块2的两端伸入同步的两端伸入同步环的三个缺口环的三个缺口12中。中。只有当滑块位于缺口只有当滑块位于缺口12的中央时，接合套的中央时，接合套与同步环的齿方可能与同步环的齿方可能接合。接合。同步器换挡过程同步器换挡过程小结：结合套小结：结合套“1 1套套3”3”：花键花键毂毂、同步环同步环、空转空转齿轮花键毂的外齿轮花键毂的外花键花键同步环同步环同步环同步环结合套结合套花键毂花键毂轴上外花键（与花轴上外花键（与花键毂内花键结合）键毂内花键结合）滚针轴承滚针轴承同步环外缘同步环外缘短花键齿圈短花键齿圈空转齿轮花键空转齿轮花键毂外花键毂外花键空转空转齿轮齿轮同步器工作过程小结：同步器工作过程小结：用结合套内花键套住用结合套内花键套住同步同步环外缘短花键齿圈、空转齿轮花键毂外花键环外缘短花键齿圈、空转齿轮花键毂外花键，实，实现空转齿轮与轴的周向固定现空转齿轮与轴的周向固定三、主要参数的确定三、主要参数的确定1、摩擦因数、摩擦因数f的确定的确定:指同步环内锥面与空转齿轮花键指同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面之间的摩擦因数毂上的外锥面之间的摩擦因数2、同步环主要尺寸的确定、同步环主要尺寸的确定（1）同步锥面上的细牙螺纹槽（图）同步锥面上的细牙螺纹槽（图3-32）（2）锥面半锥角）锥面半锥角（图（图3-29）三、主要参数的确定三、主要参数的确定2、同步环主要尺寸的确定、同步环主要尺寸的确定（3）摩擦锥面平均半径）摩擦锥面平均半径R，锥面工作长度结构允许的，锥面工作长度结构允许的情况下，情况下，R尽量取大一些；尽量取大一些；（4）锥面工作长度）锥面工作长度b（图（图3-23）（5）同步环径向厚度，强度准则）同步环径向厚度，强度准则J Jr r J Jc c F F MMmm c c r r 为使使rc需要的摩擦力矩需要的摩擦力矩Mm为：n同步器的计算同步器的计算又，锥面上的摩擦力矩：又，锥面上的摩擦力矩：设变速杆手柄上的法向力速杆手柄上的法向力Fs（60100N），手柄），手柄到到啮合套的合套的传动比比igs，则同步器同步器齿套上的力：套上的力：J Jr r J Jc c F F MMmm c c r r 同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面的平均半径的平均半径在（同步器）结合套换挡过程中，有两个锥（斜）面在（同步器）结合套换挡过程中，有两个锥（斜）面起作用：起作用：一个是同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面一个是同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面（平均半径为（平均半径为R）另一个是锁止面，设置在锁环花键齿与结合套内花键另一个是锁止面，设置在锁环花键齿与结合套内花键齿之间（平均半径为齿之间（平均半径为r）！（参视频）！（参视频）在（同步器）结合套换挡过程中，两个锥（斜）面起在（同步器）结合套换挡过程中，两个锥（斜）面起作用的顺序是：锁止面在前，同步环内锥面与空转齿作用的顺序是：锁止面在前，同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面在后。轮花键毂上的外锥面在后。翻翻译成数学成数学语言即，同言即，同样的的F在两在两锥面上面上产生的摩擦生的摩擦力矩不等，力矩不等，应满足：足：F1F2在（同步器）结合套换挡过程中，两个锥（斜）面起在（同步器）结合套换挡过程中，两个锥（斜）面起作用的顺序是：锁止面在前，同步环内锥面与空转齿作用的顺序是：锁止面在前，同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面在后。轮花键毂上的外锥面在后。翻翻译成数学成数学语言即，同言即，同样的的F在两在两锥面上面上产生的摩擦生的摩擦力矩不等，力矩不等，应满足：足：F1F2其中其中F1为作用在作用在同步环内锥面与空转齿轮花键毂上同步环内锥面与空转齿轮花键毂上的外锥面之间的摩擦力，的外锥面之间的摩擦力，F2为作用在锁止面（为作用在锁止面（在锁在锁环花键齿与结合套内花键齿之间环花键齿与结合套内花键齿之间）上的摩擦力）上的摩擦力F1F2要保证锁止和滑动齿套不可能继续移动，必须满足条件：越小则越小则越小则越小则MMmm越大，越大，越大，越大，tg tg f f 时自锁，故时自锁，故时自锁，故时自锁，故=6=6 88，f f 取大些取大些取大些取大些好，一般好，一般好，一般好，一般f=0.1f=0.126425、转动惯量的计算（略）、转动惯量的计算（略）3、锁止角、锁止角4、同步时间、同步时间t第六节 变速器操纵机构 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。变速器操纵机构应满足如下主要要求：（1）换挡时只能挂入一个挡位；（2）换挡后应使齿轮在全齿长上啮合；（3）防止自动脱挡或自动挂挡；（4）防止误挂倒挡；（6）换挡轻便。机械式变速器的操纵机构一般是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成。依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。1直接操纵手动换挡变速器直接操纵手动换挡变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。2远距离操纵手动换挡变速器 平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器距驾驶员座椅较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵的动换挡变速器。图3-9 远距离操纵手动换挡 变速器工作原理简图 图3-9示出远距离操纵手动换挡变速器的工作原理简图。要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。3电控自动换挡变速器 在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换挡时刻的判断，自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器接合和油门等一系列动作，使汽车动力性、经济性有所提高。其工作原理框图见图3-10。图3-10 电控自动换挡变速器 工作原理框图 电控自动换挡变速器工作原理图组第七节第七节 变速器结构元件变速器结构元件1 1、变速器齿轮、变速器齿轮