登入帳戶　 |　訂單查詢　 |　購物車/收銀台( 0 )　|　在線留言板　 |　付款方式　 |　聯絡我們　 |　運費計算　 |　幫助中心　|　 加入書簽
	全部範圍 - 圖書 - 　- 中文簡體書(大陸書) - 　- 英文書（原版） - - 音碟 - 　- 音樂 - 　- 影視 - - 雜誌 - 全文 精確	會員登入 新註冊 |　新用戶登記

HOME新書上架暢銷書架好書推介特價區會員書架精選月讀2023年度TOP分類閱讀雜誌

香港／國際用戶

最新/最熱/最齊全的簡體書網

品種：超過100萬種書，正品正价，放心網購，悭钱省心

送貨：速遞 / EMS，時效：出貨後2-3日

新書推薦： 《 我，毕加索 》 售價：NT$ 280.0 《 投资真相 》 售價：NT$ 381.0 《 非洲大陆简史（萤火虫书系） 》 售價：NT$ 437.0 《 中国龙的发明：近现代中国形象的域外变迁 》 售價：NT$ 559.0 《 和离：完结篇 》 售價：NT$ 296.0 《 知宋·宋代之军事 》 售價：NT$ 442.0 《 我能帮上什么忙？——一位资深精神科医生的现场医疗记录（万镜·现象） 》 售價：NT$ 381.0 《 智慧宫丛书026·增长：从细菌到帝国 》 售價：NT$ 840.0

建議一齊購買： + NT$ 563 《 经济学（微观部分） 》 + NT$ 338 《 婚姻家事法律师实务 》 + NT$ 518 《 刑法学（第七版） 》 + NT$ 331 《 统计学（第六版）（21世纪统计学系列教材；“十二五”普通高等教育本科国家级规划教材；教育部推荐教材；国家统计局优秀统计教材） 》 + NT$ 304 《 大学生心理健康教育 》 + NT$ 828 《 系统解剖学（第八版/本科临床/十二五规划） 》 編輯推薦： 本书系统地介绍了汽车设计理论与计算方法，是高等院校车辆工程专业教材，也可作为汽车行业及相关行业工程技术人员的参考书。 內容簡介： 本书系统地介绍了汽车设计理论与计算方法，包括整车及底盘各主要总成设计所需要的基本知识。内容包括汽车总体设计； 离合器、机械式变速器、万向传动装置、驱动桥、悬架、转向系统和制动系统等各总成设计应满足的要求、结构方案分类与分析，主要参数的确定原则，零部件的计算载荷确定方法，强度计算方法，主要结构元件分析； 以及最新设计方法及其在汽车设计中的应用等。本书还介绍了近年来在汽车设计中得到应用的最新成果以及一些现代汽车设计方法。 本书可作为高等院校车辆工程专业教材，也可作为汽车行业及相关行业工程技术人员的参考书。 目錄： 第1章汽车总体设计 1.1概述 1.1.1总体设计应满足的基本要求 1.1.2汽车开发程序 1.2汽车产品型号和形式的确定 1.2.1汽车的分类 1.2.2汽车的产品型号 1.2.3汽车的形式 1.3汽车主要参数的选择 1.3.1汽车主要尺寸参数的确定 1.3.2汽车质量参数的确定 1.3.3汽车性能参数的确定 1.4发动机的选择 1.4.1发动机形式的选择 1.4.2发动机主要性能指标的选择 1.4.3发动机的悬置 1.5车身形式 1.5.1轿车的车身形式 1.5.2客车的车身形式 1.6轮胎的选择 1.7汽车的总体布置 1.7.1整车布置的基准线面零线的确定 1.7.2各部件的布置 习题 第2章离合器设计 2.1概述 2.2离合器的结构方案分析 2.2.1从动盘数的选择 2.2.2压紧弹簧及布置形式的选择 2.2.3膜片弹簧离合器 2.2.4压盘的驱动方式 2.2.5金属陶瓷离合器 2.2.6湿式离合器 2.3离合器主要参数的选择 2.4离合器的设计与计算 2.4.1圆柱螺旋弹簧 2.4.2圆锥螺旋弹簧 2.4.3膜片弹簧 2.5扭转减振器的设计 2.5.1扭转减振器的分类 2.5.2减振器的主要参数 2.5.3其他减振措施 2.6离合器的操纵机构 2.7离合器的结构元件 2.7.1从动盘总成 2.7.2离合器盖总成 习题 第3章机械式变速器设计 3.1概述 3.2变速器传动机构布置方案 3.2.1两轴式变速器 3.2.2中间轴式变速器 3.2.3组合式变速器 3.2.4倒挡的布置 3.2.5部件结构方案分析 3.3变速器主要参数的选择 3.3.1挡数 3.3.2传动比范围 3.3.3中心距A 3.3.4外形尺寸 3.3.5轴的直径 3.3.6齿轮参数 3.3.7各挡齿轮齿数的分配 3.4变速器的设计与计算 3.4.1齿轮的损坏形式 3.4.2齿轮强度计算 3.4.3轮齿弯曲强度计算 3.4.4轴的强度计算 3.5同步器设计 3.5.1惯性式同步器 3.5.2惯性增力式同步器 3.5.3同步器的工作原理 3.5.4主要参数的确定 3.5.5同步器的计算 习题 第4章万向传动轴设计 4.1概述 4.2万向节结构方案分析 4.2.1十字轴万向节 4.2.2准等速万向节 4.2.3等速万向节 4.2.4挠性万向节 4.3万向节传动的运动和受力分析 4.3.1单十字轴万向节传动 4.3.2双十字轴万向节传动 4.3.3多十字轴万向节传动 4.3.4等速万向节传动 4.4万向节设计 4.4.1万向传动的计算载荷 4.4.2十字轴万向节设计 4.4.3球笼式万向节设计 4.5传动轴结构分析与设计 4.6中间支承结构分析与设计 4.7设计实例 4.7.1传动轴的形式 4.7.2设计依据 4.7.3传动轴的临界转速确定 4.7.4传动轴轴管扭转应力的校核计算 习题 第5章驱动桥设计 5.1概述 5.2驱动桥的结构方案分析 5.3主减速器设计 5.3.1主减速器的结构方案分析 5.3.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 5.3.3主减速器锥齿轮的主要参数 5.3.4主减速器锥齿轮的强度计算 5.3.5主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 5.3.6锥齿轮的材料 5.4差速器设计 5.4.1差速器结构形式选择 5.4.2普通锥齿轮差速器的齿轮设计 5.4.3黏性联轴器结构及其在汽车上的布置 5.5车轮传动装置设计 5.5.1结构形式分析 5.5.2半轴计算 5.5.3半轴可靠性设计 5.5.4半轴的结构设计 5.6驱动桥壳设计 5.6.1驱动桥壳结构方案分析 5.6.2驱动桥壳的强度计算 习题 第6章悬架设计 6.1概述 6.2悬架结构形式分析 6.2.1非独立悬架和独立悬架 6.2.2独立悬架结构形式分析 6.2.3前、后悬架方案的选择 6.2.4辅助元件结构分析 6.3悬架主要参数的确定 6.3.1悬架静挠度fc 6.3.2悬架动挠度fd 6.3.3悬架的弹性特性 6.3.4后悬架主、副簧刚度的分配 6.3.5悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 6.4弹性元件的计算 6.4.1钢板弹簧 6.4.2扭杆弹簧 6.5独立悬架导向机构的设计 6.5.1设计要求 6.5.2导向机构的布置参数 6.5.3双横臂式独立悬架导向机构设计 6.5.4麦弗逊式独立悬架导向机构设计 6.6减振器 6.6.1减振器的分类 6.6.2相对阻尼系数 6.6.3减振器阻尼系数 6.6.4最大卸荷力F0 6.6.5简式减振器的工作缸直径D 6.7悬架的结构元件 6.7.1控制臂与连杆拉杆 6.7.2接头 习题 第7章转向系统设计 7.1概述 7.2机械式转向器方案分析 7.2.1机械式转向器方案分析 7.2.2防伤安全机构方案分析与计算 7.3转向系统主要性能参数 7.3.1转向器的效率 7.3.2传动比的变化特性 7.3.3转向器传动副的传动间隙t 7.4机械式转向器的设计与计算 7.4.1转向系统计算载荷的确定 7.4.2齿轮齿条式转向器的设计 7.4.3循环球式转向器设计 7.5动力转向机构 7.5.1对动力转向机构的要求 7.5.2动力转向机构布置方案分析 7.5.3动力转向机构的计算 7.6前轮主动转向系统及线控转向系统 7.6.1前轮主动转向系统 7.6.2线控转向系统 7.7转向梯形 7.7.1转向梯形结构方案分析 7.7.2整体式转向梯形机构优化设计 7.8转向传动机构强度计算 7.9转向系统结构元件 习题 第8章制动系统设计 8.1概述 8.2制动器的结构方案分析 8.2.1鼓式制动器 8.2.2盘式制动器 8.3制动器主要参数的确定 8.3.1鼓式制动器的主要参数 8.3.2盘式制动器的主要参数 8.4制动器的设计与计算 8.4.1鼓式制动器的设计计算 8.4.2盘式制动器的设计计算 8.4.3衬片磨损特性的计算 8.4.4前、后轮制动器制动力矩的确定 8.4.5应急制动和驻车制动所需的制动力矩 8.5制动驱动机构 8.5.1制动驱动机构的形式 8.5.2分路系统 8.5.3液压制动驱动机构的设计计算 8.6制动力调节机构 8.6.1限压阀 8.6.2制动防抱死机构ABS 8.7制动器的主要结构元件 8.7.1制动鼓 8.7.2制动蹄 8.7.3摩擦衬片衬块 8.7.4蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 8.8辅助制动系统 8.8.1发动机缓速装置 8.8.2电涡流缓速器 8.8.3液力缓速器 习题 第9章现代汽车设计方法 9.1概述 9.2计算机辅助设计 9.2.1CAD的发展状况 9.2.2CAD技术在汽车行业中的应用 9.2.3CAD技术的发展趋势 9.2.4CAD系统的结构 9.2.5CAD的功能 9.2.6CAD的应用实例 9.3汽车优化设计 9.3.1概述 9.3.2优化问题的数学模型 9.3.3优化方法 9.3.4解决优化设计问题的一般步骤 9.4汽车机构动态仿真 9.4.1仿真概念 9.4.2仿真模型和仿真方法 9.4.3汽车机构运动学仿真 9.4.4汽车机构动力学仿真 9.5有限元分析法 9.5.1概述 9.5.2有限元法的分析过程 9.5.3有限元结构分析软件简介 9.5.4有限元法在汽车设计中的应用 习题 参考文献 內容試閱： 本书是由上海工程技术大学资助出版，根据卓越工程师教育培养计划要求而编写的。作者力图以科学性、先进性、系统性和实用性为宗旨编写本书。本书在编写的过程中，注重对学生能力的培养，注重分析解决问题的思路，努力反映现代汽车设计中的先进技术和新的研究成果，并注重理论联系实际。本书共9章，第1章为汽车总体设计，第2~8章分别为离合器、机械式变速器、万向传动装置、驱动桥、悬架、转向系统和制动系统设计，第9章为现代汽车设计方法。除第1章和第9章外，其余各章的主要内容包括： 设计应当满足的主要要求、结构方案分类和分析、主要参数的确定原则、主要零件的强度计算和结构元件分析等。各章还附有应由学生独立完成的习题。通过对课程中基本概念和设计实例深入浅出的剖析和应用，学生应掌握正确的思维方法，以提高分析和解决实际问题等方面的能力。通过对新技术的介绍，激励学生的求知欲，启迪学生的创新意识。在本书的编写过程中，得到了上海工程技术大学车辆工程机电液系列课程教学团队的关心和支持，并为本书的编写提供了宝贵的意见。研究生叶克宝、向绪爱、赵培腾和彭博为本书做了大量的文字编辑工作，在此一并表示感谢。本书可作为高等院校汽车专业汽车设计课程的教材，也可以作为其他有关专业的参考书，并可供有关的工程技术人员参考。由于本书编写时间仓促，编者水平有限，书中难免有错漏之处，诚恳地欢迎使用本书的师生及广大读者批评指教，以便再版时订正。编者2016年6月 第3章机械式变速器设计 教学内容： 改变变速器传动比可以使汽车在不同的使用条件下得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。本章主要讲解变速器传动机构的布置方案、主要参数的选择和典型零件的设计计算，同步器的工作原理和设计计算等基本内容，以及变速器换挡机构的结构方案。教学要求： 掌握变速器传动机构的布置方案、变速器操纵机构和变速器结构元件，掌握变速器主要参数、变速器的设计计算，了解同步器的结构与设计。3.1概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，其目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡，需要时变速器还有动力输出功能。变速器由变速传动机构和操纵机构组成，须满足以下基本要求：（1） 保证汽车有必要的动力性和经济性。（2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。（3） 设置倒档，使汽车能倒退行驶。（4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。（5） 换挡迅速，省力，方便。（6） 工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。（7） 有高的工作效率。（8） 工作噪声低。除此以外，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。汽车应具有必要的动力性和经济性指标，其实现与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。若在原变速传动机构的基础上再附加一个副箱体，这就可实现在结构变化不大的前提下增加变速器挡数的目的。3.2变速器传动机构布置方案 机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。3.2.1两轴式变速器变速器传动机构有两种分类方法。（1） 根据前进挡数的不同，有三、四、五和多挡变速器。（2） 根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又分为两轴式、中间轴式、双中间轴式变速器。固定轴式变速器应用广泛，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。与中间轴式变速器比较，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。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的挡速比不可能设计得很大。 图31两轴式变速器传动方案 图31所示为用于发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案，其特点为： 变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮，发动机横置时则采用圆柱齿轮； 多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其他挡位均用常啮合齿轮传动。图31（f）中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡。同步器多数装在输出轴上，这是因为1挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，也有高档同步器安装在输入轴的后端，见图31（d）、（e）。图31（d）所示方案的变速器有辅助支承,用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图31（f）所示为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品。3.2.2中间轴式变速器图32~图34所示分别为中间轴式四、五挡变速器传动方案，其共同特点为：（1） 变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将其连接可得到直接挡。使用直接挡时，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损小。由于直接挡的利用率高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿命。（2） 在其他前进挡位工作时，变速器传递的动力需经设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍有较大的传动比。（3） 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。（4） 多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡。（5） 各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率会略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的前提下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、换挡方式和倒挡传动方案上有差别。 图32中间轴式四挡变速器传动方案 图32所示为中间轴式四挡变速器的不同传动方案。图32（a）、（b）所示方案中有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡； 图32（c）所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一挡、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图33所示为中间轴式五挡变速器的不同传动方案。图33（a）所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图33（b）、（c）、（d）所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动。图33（d）所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡时形成一个只有四个前进挡的变速器。 图33中间轴式五挡变速器传动方案 以上各种方案中，凡采用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。若同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的轿车多采用中间轴式变速器。为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图32（a）、（b）所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减小变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图33（c）所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。此时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图33（c）所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距内，中间挡的同步器布置在中间轴上是该方案的特点。3.2.3组合式变速器对于重型商用车，由于汽车每吨车重所占有功率要比乘用车小得多，为了能使汽车具有更大的比牵引力，必须要加大传动系统的传动比，并增加变速器的挡位数。一般来说，当变速器的挡位数超过六时，如仍采用单一变速器，其结构会非常庞大。此时，可采用组合式变速器，即在主变速器之前或之后再增加一副变速器，两者组合在一起。副变速器一般只有两个挡位，如主变速器有四个挡位，两者组合在一起就有42=8个挡位。换挡时，主、副变速器联合操作。根据操作方式的不同，组合式变速器又有两种组合方式： 插入式和分段式。插入式的副变速器一般布置在主变速器之前。当汽车升速按由低向高换挡时，过程如下： 副变速器挂低挡（L），主变速器挂一挡，接着一挡不动，副变速器挂高挡（H）； 此后，副变速器和主变速器同时换挡，一个变成低挡，一个变成二挡； 如此循环下去，直到最高挡为止。为了使各挡传动比之间间隔均匀，副变速器的高挡（H）若为直接挡，则其低挡传动比在1.2~1.4之间。分段式副变速器一般布置在主减速器之后，换挡过程如下： 副变速器挂低挡（L），主变速器由一挡开始连续换至最高挡； 然后，副变速器换为高挡（H），主变速器又回到一挡，再重新连续换挡。对于分段式副变速器，其低挡传动副的选择要高于主变速器一挡的传动比。组合式变速器的结构中还有采用双中间轴的。若变速器要传递较大的转矩，挡位之间的传动比的间隔较小，同时又希望减小变速器的尺寸和质量，则可以采用双中间轴结构。如图34所示，为了降低变速器的高度，从侧面看，第二轴和中间轴所决定的平面和水平面呈19夹角。为使第二轴2和双中间轴1上的齿轮很好地啮合，第二轴2要做成浮动的，加工方法为： 在第二轴的两端各镗一个不通的孔，孔内分别压入柔性杆3、13，前柔性杆13的前端由输入轴14（第一轴）齿轮内端孔中的轴承支承，后柔性杆3的后端做成球形，直接由副变速器输入齿轮9内孔中的钢盘支承。当变速器传递转矩时，柔性杆3和13发生变形，直至双中间轴1施加第二轴2上负荷平衡为止。由于双中间轴1以及第二轴2上齿轮为径向对置，双中间轴1上径向对置齿轮的轮齿负荷在任何时刻都相等，这就可使轮齿的面宽减小4%。此外，由于第二轴2在径向方面浮动，这就极大地减小了因制造中齿廓产生的微小误差所引起的动负荷。对于双中间轴组合变速器，多采用直齿轮传动以减小轴向力。由于齿轮传动负荷平衡，工作时平稳安静。 图34双中间轴分段组合式变速器 （a） 变速器结构； （b） 传动路线 1双中间轴； 2第二轴（浮动）； 3，13柔性杆； 4副变速器中间轴第一级齿轮； 5副变速器中间轴第二级齿轮； 6输出轴； 7输出轴齿轮； 8换挡机构； 9副变速器输入齿轮； 10中间轴多联齿轮； 11接合齿套； 12中间轴常啮合齿轮； 14第一轴（输入轴） 3.2.4倒挡的布置与前进挡位比较，倒挡的使用率不高，且都是在汽车停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换挡。为实现倒挡传动，有些方案采用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，见图31（a）、（b）、（c）和图32（a）、（b）等； 也有采用两个联体齿轮方案的，见图32（c）和图33（a）、（b）等。前者虽然结构简单，但中间传动齿轮的轮齿处于最不利的正负交替、对称变化的弯曲应力状态下工作； 而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，且倒挡传动比略有增加。图35所示为常见的倒挡布置方案。图35（b）所示方案的优点是可以在换倒挡时借用中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图35（c）所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图35（d）所示方案针对图35（c）方案的缺点做了修改，因而取代了前者。图35（e）所示方案是将中间轴上的一挡、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图35（f）所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮情况，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图35（g）所示方案。其缺点是一挡、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 图35换挡布置方案 由于变速器在一挡和倒挡工作时受到较大的力，因此无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以减小轴的变形，保证齿轮重合度下降较少，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但由于使用时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，如图32（b）、图33（a）、图33（b）等所示，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮的磨损与噪声在短时间内略有增加，但与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。倒挡设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设置一个需克服弹簧的力，用来提醒驾驶员注意。从这一点出发，图36（a）、（b）的换挡方案比图36（c）更合理。图36（c）所示方案在挂一挡时也需克服用来防止误挂倒挡所产生的力，这对换挡技术不熟练的驾驶员是不利的。除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况是有影响的，见图37。 图36变速杆换挡位置与顺序 图37倒挡轴的左、右位置布置及其受力分析图 3.2.5部件结构方案分析1. 齿轮形式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低等优点； 缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2. 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。1） 直齿滑动齿轮换挡汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这会使齿轮端部的磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员运用熟练的操作技术（如两脚离合器）使齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡、倒挡外已很少使用。2） 啮合套换挡由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，因此可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，且轮齿不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。因此，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。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件间的角速度差也小，因此可采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及缩短变速器尺寸。3） 同步器换挡使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，且与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。与上述两种换挡方法相比，虽然同步器换挡具有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。同步器或啮合套换挡的换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更加明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能相等。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上可采取的有效措施有以下几种：（1） 将两接合齿的啮合位置错开，使啮合时接合齿端部超过被接合齿1~3mm。使用中两齿接触部分相互挤压磨损，从而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。（2） 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3~0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡。（3） 将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2~3），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。3. 变速器轴承的选择及对中变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等，至于具体选择的轴承类别，受结构限制并由所承受的载荷特点决定。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，有足够大的空间，采用球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以； 但当在壳体前端面布置轴承盖有困难时，就必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，因此不适用于线膨胀系数较大的铝合金壳体。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承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承、滑动轴套主要用于齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。变速器箱体和发动机的飞轮壳体若是分别加工制造，要通过螺栓把变速器和发动机组装在一起。组装时，变速器的第一轴前端要插入飞轮孔内的导向轴承中，此时一定要保证变速器的第一轴和发动机曲轴的同轴度，否则会造成轴承早期损坏并产生噪声。生产装配时利用第一轴的轴承盖的外圆与轴承相配合的内孔的同心度，以及与轴承盖外圆安装配合的飞轮壳孔及飞轮壳上的定位销等同心工艺措施，从结构和工艺上确保变速器第一轴和发动机曲轴同轴。4. 密封和润滑变速器的轴承和齿轮经常高速转动，在箱体中应加注润滑油，用以润滑齿轮和轴承以减小其摩擦和磨损。为防止变速器漏油，要注意密封。密封分为两种状态： 静态和动态。两个不动的静止件之间（如箱体与盖间）的密封属静态密封，若构件间有相对运动（如转动的轴与变速器箱体之间）就为动态密封。变速器润滑的主要作用是在齿轮上形成稳定的油膜，防止轮齿啮合时金属直接接触。润滑油膜应有足够的黏着特性，不因轮齿间的滚压、滑动而受到破坏，或因轮齿的高速旋转而被甩出。此外，润滑油也可作冷却液，且可以保护齿轮免受大气锈蚀。润滑油的黏度是一项重要的指标，黏度太高会影响传动效率和换挡动作，且会集聚形成油道滴油，使齿面上得不到足够的润滑油； 而太低则可能承受不了高的轮齿负荷。一般润滑油用发动机机油或主减速器润滑油，由厂商推荐。变速器润滑的主要方式有飞溅式和压力式两种。3.3变速器主要参数的选择3.3.1挡数 增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，且尺寸轮廓和质量越大，同时操纵机构越复杂，使用时换挡频率也越高。在最低挡传动比不变的前提下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，使换挡工作容易进行。一般要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该比值越小，换挡工作越容易进行。高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区的小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4~5个挡位，级别高的轿车多用5个挡，货车变速器采用4~5个挡位或更多。装载质量在2~3.5t的货车采用五挡变速器，装载质量在4~8t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。3.3.2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挡传动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在3~4之间，轻型货车在5~6之间，其他货车则更大。3.3.3中心距A 中间轴式变速器的中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，不仅会影响变速器的外形尺寸、体积和质量等参数,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。最小允许中心距由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从轴承的布置、安装和维修方便以及不影响壳体的强度等方面考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，中心距也要大些。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算： A=KA3Temaxi1g 式中，A为中心距； KA为中心距系数,轿车取KA=8.9~9.3,货车取KA=8.6~9.6,多挡变速器取KA=9.5~11.0； Temax为发动机最大转矩； i1为变速器一挡传动比； g为变速器传动效率，取96%。轿车变速器的中心距为65~80mm，货车的为80~170mm。原则上总质量小的汽车，变速器中心距也小些。3.3.4外形尺寸变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初

書城介紹　 |　合作申請　|　索要書目　 |　新手入門　|　聯絡方式　 |　幫助中心　|　找書說明　 |　送貨方式　|　付款方式	香港用户　 |　台灣用户　|　海外用户
megBook.com.tw
Copyright (C) 2013 - 2024 （香港）大書城有限公司　All Rights Reserved.