資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 本科學生畢業(yè)設計 雙離合器式自動變速器 的六檔齒輪變速器設計 院系名稱： 專業(yè)班級： 學生姓名： 指導教師： 職 稱： The Graduation Design for Bachelor's Degree Design on six-speed gear transmission of dual-clutch automatic transmission Candidate： Specialty： Class： Supervisor 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1課題研究的目的和意義 1 1.2課題國內外研究現(xiàn)狀 1 1.3雙離合器式自動變速器的結構特點及工作原理 4 1.3.1雙離合器式自動變速器的結構特點 4 1.3.2雙離合器式自動變速器的工作原理 7 1.4課題研究的主要內容與技術路線 8 第2章 雙離合器式變速器設計方案的選擇 10 2.1變速器傳動機構分析和布置方案的確定 10 2.1.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析 10 2.1.2變速器倒檔布置方案分析 11 2.2變速器零、部件結構方案分析確定 12 2.2.1齒輪形式 12 2.2.2變速器自動脫檔機構形式分析 12 2.3本章小結 13 第3章 變速器主要參數(shù)的設計計算 14 3.1變速器各檔傳動比確定 14 3.1.1設計的給定參數(shù) 14 3.1.2主減速比的確定 14 3.1.3 變速器一檔傳動比的確定 15 3.1.4變速器各檔傳動比的確定 16 3.2變速器中心距的確定 17 3.3變速器的齒輪參數(shù)的確定 18 3.3.1齒輪模數(shù) 18 3.3.2壓力角及螺旋角 18 3.3.3齒寬 19 3.3.4齒頂高系數(shù) 19 3.3.5齒輪的修正 20 3.4變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配 21 3.4.1確定各檔齒輪齒數(shù)及其參數(shù) 21 3.5本章小結 24 第4章 變速器齒輪的材料選擇及校核計算 25 4.1 齒輪的材料選擇 25 4.1.1 齒輪的失效形式 25 4.1.2 齒輪的常用材料及材料的選擇 26 4.2齒輪的強度計算 26 4.2.1輪齒的彎曲應力 27 4.2.2輪齒接觸應力 29 4.2.3各檔齒輪的強度計算校核 30 4.3本章小結 33 第5章 變速器軸和軸承的設計及校核計算 34 5.1軸的設計 34 5.1.1軸的功用及其設計要求 34 5.1.2軸的尺寸 34 5.2軸的剛度驗算 35 5.2.1軸剛度計算公式 35 5.2.2一檔主動齒輪處軸的剛度計算 36 5.2.3一擋從動齒輪處軸的剛度校核 37 5.2.4二檔主動齒輪處軸的剛度計算 39 5.2.5二擋從動齒輪處軸的剛度校核 40 5.2.6三檔主動齒輪處軸的剛度計算 42 5.2.7三擋從動齒輪處軸的剛度校核 43 5.2.8四檔主動齒輪處軸的剛度計算 45 5.2.9四擋從動齒輪處軸的剛度校核 46 5.2.10五檔主動齒輪處軸的剛度計算 48 5.2.11五擋從動齒輪處軸的剛度校核 49 5.2.12六檔從動齒輪處軸的剛度計算 51 5.2.13倒擋的剛度校核 53 5.3軸的強度計算 57 5.3.1實心輸入軸的強度校核 58 5.3.2一擋輸出軸段的強度校核 59 5.3.3空心輸入軸的強度校核 61 5.3.4倒檔軸的強度校核 63 5.3.5倒擋輸出軸段的強度校核 64 5.4軸承的選擇及校核 66 5.4.2一擋輸出軸承的校核 68 5.4.3倒擋軸軸承的校核 69 5.4.4倒擋時輸出軸承的校核 70 5.5本章小結 71 第6章 同步器的確定 72 6.1鎖環(huán)式同步器 72 6.2本章小結 76 結論 77 參考文獻 78 致謝 80 附錄 81 附錄A 外文文獻原文 81 附錄B 外文文獻中文翻譯 84 摘 要 本設計是雙離合式自動變速器的六擋齒輪變速器設計，根據(jù)前期的資料收集，可以了解到DSG結構上的特點和其傳動原理，根據(jù)收集的資料DSG大體可分為三種結構形式，分別為單輸出軸式、雙輸出軸式、三輸出軸式。對于單輸出軸式由于軸向尺寸大，多用于后驅車上，對于雙輸出軸式和三輸出軸式由于軸向尺寸小多用于發(fā)動機前置前驅上。本文設計研究了三輸出軸式六擋齒輪變速器，其目的主要是將汽車設計材料力學、機械設計、機械制圖等相關知識的有機結合、熟練運用。對變速器中的相關部件進行設計計算，用AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖等。設計過程完成以下內容：撰寫變速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，了解國內外變速器的發(fā)展現(xiàn)狀。結合收集的資料選著傳動方案，明確所設計變速器的結構特點及工作原理。結合任務書中所給定的數(shù)據(jù)進行齒輪的設計計算，包括齒輪基本參數(shù)計算以及齒輪的強度校核計算。軸和軸承的設計計算，包括軸的剛度校核和強度校核。強度校核要畫出相應的彎矩、扭矩圖。對同步器的工作原理、設計過程及選擇方法進行闡述，以便選擇合適的同步器。 關鍵詞：雙離合器；齒輪變速器；自動變速器；軸；齒輪；變位系數(shù) ABSTRACT This design is a dual-clutch six-speed automatic transmission. According to the preliminary data collection, I understand the structural characters of DSG and its drive principle. DSG can be roughly divided into three stractural forms, single-output shaft, dual-output shaft and three-output shaft. Because of the big size of the single-output shaft, it is usually used on the back opposite the other two. This thesis discuss six-speed gear transmission of the three-output shift. The purpose is to put design material, mechanics automatic design and mechanicle drawing together. This article calculates the relevant parts of the transmission and draws patterns by Auto CAD. Following completion of the design process,Write transmission’s history current situation and comprehend the development of transmission in and out our country. Pick out the plan according to the data and make clear the stracture features and working principle. Calculate the gear on the basic parameter and gear strength check calculation. The calculation of shaft and bearing including the stiffness and strength. In order to pick out the right synchronizer, this article expounds the synchronizer’s working principle, design process and selection methods. Key words: dual- clutch;gear transmission ;automatic transmission ;axis;gear ;variable coefficient II 第1章 緒 論 1.1課題研究的目的和意義 雙離合器自動變速器(Dual Clutch Transmission，即DCT)是一種機械式自動變速器，采用液壓以及電子系統(tǒng)控制檔位的變換，能夠有效的縮短換檔時間，有效提高換檔品質。而且這種換檔方式也可以方便的應用于混合動力車輛，具有優(yōu)異的性能和廣闊的應用前景，是一種很新的技術雙離合器自動變速器既繼承了手動變速箱傳動效率高、安裝空間緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點，而且實現(xiàn)了換檔過程的動力換檔，即在換檔過程中不中斷動力，在換檔過程中，發(fā)動機的動力始終不斷的被傳遞到車輪，所以這樣完成的換檔過程為動力換檔。車輛實現(xiàn)了動力換檔過程，將大大提高換檔舒適性，同時也保證車輛具有良好的燃油經(jīng)濟性，使車輛油耗和排放等方面得到改善，所以對節(jié)能減排具有重大意義。通過對雙離合器式自動變速器設計過程的了解，使我對其結構形式原理都有了深刻的認識，同時也對變速器的發(fā)展進以及發(fā)展形勢程有了一定的了解，這也能鍛煉我獨立思考和繪圖的能力，在變速器的設計過程中，變速器的基本參數(shù)的選擇是十分重要的，因為這些與汽車的動力性，經(jīng)濟性，行駛穩(wěn)定性等都是密切相關的，通過對雙離合式自動變速器的設計讓我更加的了解變速器參數(shù)的選擇過程對汽車性能的影響，變速器的設計是一個復雜的過程，所以這對設計者有著較高的要求，同時也使我對雙離合式自動變速器的設計過程以及設計方法有了一定的認識。 1.2課題國內外研究現(xiàn)狀 現(xiàn)今的汽車變速器發(fā)展的十分迅速，各大公司紛紛推出新的產(chǎn)品，但是變速器技術的每次革新都與汽車相關科學的發(fā)展密切相關，計算機技術,先進制造技術，機械自動化技術，模擬仿真材料科學等都為變速器的發(fā)展提供了有力的保障，同時變速器的發(fā)展也為相關科學技術提出了更高的要求。 1894年，一個法國工程師給一輛汽車裝上世界上第一個變速器至今，汽車變速器已經(jīng)經(jīng)過了一百多年的發(fā)展。變速器，英文Transmission，作為汽車重要的組成部分，是承擔放大發(fā)動機扭矩，實現(xiàn)理想動力傳遞，從而適應各種路況實現(xiàn)汽車行駛的主要裝置。從最初采用側鏈傳動到手動變速器，及至液力自動變速器和電控機械式自動變速器，再到現(xiàn)在無級自動變速器的普及，在汽車工業(yè)技術不斷前進的同時，變速器也向著更平順、更省油、更富駕駛樂趣的方向不斷發(fā)展。直至雙離合自動變速器的出現(xiàn)，變速器技術又伴隨著速度和夢想，邁向了一個全新的高度[3]。 人們所熟知的變速器一般有手動變速器和自動變速器。傳統(tǒng)的變速器利用不同的齒輪搭配實現(xiàn)了上述目的，而齒輪搭配的變換就只有靠腳踩離合手拉擋桿來實現(xiàn)，這就是所謂的手動變速器。為實現(xiàn)輕松換擋，取消離合腳踏和手動掛擋的AT(AutomaticTransmission)變速器出現(xiàn)了，它主要利用液力變扭器配合傳統(tǒng)機械齒輪箱實現(xiàn)換擋功能。人們通常所說的自動變速汽車就是使用了這種AT。 隨著市場對于車輛平順舒適、高效節(jié)能的要求不斷升級，大眾公司和博格華納攜手突破技術界限，打造出了一款換檔平順動感，大幅度減少能耗，且能夠配合于大扭矩，大排量發(fā)動機的變速器——DSG雙離合自動變速器。 雙離合器自動變速器(DCT)是一種機械式自動變速器，它保持了AMT的各種優(yōu)點，但其動力傳遞通過兩個離合器聯(lián)結兩根輸入軸，相鄰各檔的被動齒輪交錯與兩輸入軸齒輪嚙合，配合兩離合器的控制，能夠實現(xiàn)在不切斷動力的情況下轉換傳動比，從而縮短換檔時間，有效提高換檔品質。而且這種換檔方式也可以方便的應用于混合動力車輛，具有優(yōu)異的性能和廣闊的應用前景，是一種很新的技術 。雙離合器自動變速器既繼承了手動變速箱傳動效率高、安裝空間緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點，而且實現(xiàn)了換檔過程的動力換檔，即在換檔過程中不中斷動力，保留了AT,CVT等換檔品質好的優(yōu)點，這對電控機械式自動速器來說，是一個巨大的進步[1]。 雙離合器自動變速器具有高效率和舒適性，自從問世以來，已經(jīng)取得了巨大的市場。開發(fā)雙離合自動變速器技術的核心就在于雙離合器模塊、扭振減震器模塊和控制模塊的技術。這些模塊是雙離合器自動變速器中的關鍵零部件，是這種先進的自動變速器的心臟和大腦。2003年世界首款雙離合器自動變速器投放市場，使用的就是美國博格華納公司生產(chǎn)的模塊。目前雙離合變速器的核心技術掌握在美國博格華納(BorgWarner)和德國舍弗勒(Schaeffler)集團手中。博格華納是大眾第一代六速DSG（大眾的DCT）關鍵技術的提供者，為大眾DSG提供濕式雙離合。大眾推出了新一代干式七速雙離合變速器，由德國舍弗勒集團旗下的LucK公司提供。 2003年初率先在GolfR32和AudiTT3.2兩款車型上使用。博格華納因其產(chǎn)品創(chuàng)新和加工精細而贏得了2005年度北美供應商超級大獎。雙離合器自動變速技術使得手動變速器具備自動性能，同時大大改善了汽車的燃油經(jīng)濟性，應用該技術可以保證變速器在換檔時消除汽車動力中斷現(xiàn)象。 DCT工作時，車輛先以某個與一個離合器相連的檔位運行，車輛自動變速器電控單元可以根據(jù)相關傳感器的信號判斷即將進入工作的與另一個離合器相連的下一檔位，因該檔位還未傳遞動力，故指令液壓控制電磁閥十分方便的控制換檔執(zhí)行機構，預先嚙合這一檔位，在車輛運行達到換檔點時，只需要將正在工作的離合器分離，同時將另一個離合器接合，則使汽車以下一個檔位行駛。在換檔過程中，發(fā)動機的動力始終不斷的被傳遞到車輪，所以這樣完成的換檔過程為動力換檔。車輛實現(xiàn)了動力換檔過程，將大大提高換檔舒適性，同時也保證車輛具有良好的燃油經(jīng)濟性，使車輛油耗和排放等方面得到改善[1]。 早在上世紀80年代，汽車工程界就弄出了一個雙離合系統(tǒng)變速器，簡稱DSG（英文全稱：Direct Shift Gearbox），裝配在賽車上，能消除換檔離合時的動力傳遞停滯現(xiàn)象。例如 布加迪EBl6.4 Veyron的新型7速變速器是裝置了雙離合器，從一個檔位換到另一個檔位，時間不會超過0.2秒?，F(xiàn)在，這種雙離合器已經(jīng)從賽車應用到一般跑車上。奧迪汽車公司的新型奧迪TT跑車和新奧迪A3都已經(jīng)裝置了這種DSG。這些汽車裝配DSG的目的是可以比自動變速器更加平順地換檔，不會有遲滯現(xiàn)象。 到了20世紀90年代末期，大眾公司和博格華納攜手合作生產(chǎn)第一個適用于大批量生產(chǎn)和應用于主流車型的DualTronic(R) 技術雙離合變速器，稱之為DSG。博格華納公司通過使用新的電子液壓元件使DCT變成了實用性很強的變速器。2002年，DSG應用在德國大眾高爾夫R32和奧迪TT V6上。2003年，其相繼推廣到高爾夫等其他車型上?！? 在我國汽車市場規(guī)模的高速增長的情況下，汽車關鍵零部件進入高速發(fā)展期。變速器作為汽車動力總成的重要組成部分，也得到了很大的發(fā)展，自動變速器，自從1939年被美國通用汽車公司首次在轎車上應用，至今已經(jīng)成為全球汽車業(yè)的主流選擇。目前在產(chǎn)業(yè)化過程中實際得到應用的自動變速器主要有四種類型：液力自動變速器（AT）、機械自動變速器（AMT）、無極變速器（CVT）、雙離合自動變速器（DCT）。四類自動變速器關鍵技術相似，各有特色部件，制造難易程度不同，使用性能各有優(yōu)缺點，適應不同的細分市場?，F(xiàn)今，日本多倡導CVT，北美市場則是AT占主導，在歐洲則是DCT被大量采用。上汽與GIF科技公司合作開發(fā)DCT，正是采用技術合作聯(lián)合開發(fā)的模式。而GIF公司針對我國汽車市場對節(jié)能環(huán)保小排量車的需求，又通過其獨資企業(yè)GRC吉孚動力技術（中國）有限公司將專門為經(jīng)濟型小車設計的KRG變速器技術帶到中國市場，希望尋找整車廠進行技術合作。這種變速器由于沒有液壓裝置，成本可以降低一半，同時又可以滿足降低油耗和二氧化碳排放的要求，是非常適合小型車的自動變速器。表1.1 為對各型變速器在歐洲市場占有率的預估。 表1.1 各種變速器市場占有率 變速器型式 市場占有率 2000年 2010年 AT 11.9% 25% CVT 0.5% 5% MT 87% 45% AMT 0.6% 12% DCT 0% 13% 我國汽車工業(yè)起步較晚，現(xiàn)在的生產(chǎn)線也多以生產(chǎn)手動擋變速器為主，高檔的自動變速器主要依靠進口，而生產(chǎn)DCT變速器可以充分利用原有手動變速器的生產(chǎn)設備，新增投資較少，比較適合我國國情[4]。 1.3雙離合器式自動變速器的結構特點及工作原理 1.3.1雙離合器式自動變速器的結構特點 DCT主要包括帶扭轉減振器的濕式離合器系統(tǒng)、按DCT工作原理配置的變速器及換擋系統(tǒng)和相應的控制系統(tǒng)。 （1）扭轉減振系統(tǒng) 由于在DCT中沒有使用液力變矩器等可以吸收系統(tǒng)振動的元件，所以需要采用扭轉減振器來吸收系統(tǒng)的扭轉振動。 在DCT系統(tǒng)中，可以采用普通的單級或多級扭轉減振器，其安裝位置在發(fā)動機飛輪與DCT動力輸入部件之間，因此需要將飛輪的轉動慣量與DCT動力輸入件的慣量綜合匹配，并確定系統(tǒng)的扭轉剛度來設計扭轉減振器。 但是，為了使整車實現(xiàn)更高的舒適性，可以將扭轉減振系統(tǒng)設計為帶有雙質量飛輪式的扭轉減振器，這樣可以非常有效地控制汽車動力傳動系的扭轉振動及噪聲。與傳統(tǒng)的離合器從動盤式扭轉減振器相比，雙質量飛輪式扭轉減振器還可加大減振彈簧位置半徑，降低減振彈簧剛度并允許增大轉角，不僅在常用車速范圍內的減振和隔振效果好，而且對怠速噪聲也能實現(xiàn)更有效的控制，堪稱高效能廣譜減振器。裝備這種減振器的德國BMW324D汽車曾被稱之為“世界上最安靜的柴油車”。圖1.1分別為采用傳統(tǒng)減振器與采用雙質量飛輪式扭轉減振器時變速器后端振動加速度的比較[2]。 圖1.1 變速器后端振動加速比較 （2）離合器系統(tǒng) 在DCT中，既可以采用干式離合器，也可以采用濕式離合器，但兩者的工作特性存在較大的差別。 干式離合器可以通過壓板和飛輪吸收較大熱量，對滑磨產(chǎn)生熱量的速度不敏感，但因為空氣散熱較慢，熱量不易在短時間內散發(fā)出去，因此它受滑磨產(chǎn)生的總熱量的限制。干式離合器適于在短時間內結合，這樣滑磨時間短，產(chǎn)生熱量少。其滑磨功特性曲線如圖1.2（a）所示[2]。 濕式離合器用油冷卻摩擦片，它受限于產(chǎn)生熱量的速度，但不受產(chǎn)生的總熱量的限制，所以適用于離合器結合過程中壓力逐步增加、發(fā)熱速度較慢的場合。其滑磨功特性如圖1.2（b）,所示。在設計中可以選用較小的離合器儲備系數(shù)，并控制加壓油缸的油壓增長速度，使摩擦扭矩逐步增加。 另外，干式離合器的結構尺寸較大，特別是軸向尺寸長，這樣，在車上布置2個干式離合器，而且還要布置2個離合器的操縱機構時需要的空間很大并且，在離合器片磨損后，需要定期更換摩擦片。這都給DCT采用干式離合器帶來了困難。 相對而言，在DCT中使用濕式離合器更具有優(yōu)勢：其傳遞扭矩大，可以通過增加摩擦片數(shù)來提高摩擦扭矩；結構布置方便，摩擦片磨損均勻，使用中不需要專門調整摩擦片間隙；可以較容易的通過控制濕式離合器的工作壓力來控制其傳遞扭矩的大小，實現(xiàn)動力傳動系統(tǒng)的扭矩控制。類似于變扭器，濕式多片式離合器是利用液壓壓力來驅動齒輪。當離合器結合時，離合器活塞內的液壓使一組螺旋彈簧零件受力，這將驅使一組離合器盤和摩擦盤壓在固定的壓力盤上，油壓的建立是由變速箱控制器指令電磁閥來控制的。摩擦片內緣處有內花鍵齒，以便與離合器鼓上的外花鍵相嚙合。離合器鼓與齒輪組相連，這樣就可以接受傳遞過來的力。為分離離合器，離合器活塞中的液壓就會降低，在彈簧的作用下，離合器就會分開。奧迪的DSG變速箱在濕式多片式離合器中既有小的螺旋彈簧也有大的膜片彈簧。雙離合器變速箱(DCT)中有2個離合器，他們的工作狀態(tài)是相反的，不會發(fā)生2個離合器同時接合的情形。 （a）干式 （b）濕式 圖1.2 干式、濕式離合器產(chǎn)生的滑磨功 （3）液壓控制系統(tǒng) DCT的液壓控制系統(tǒng)主要負責接受電控系統(tǒng)的控制指令，對離合器和變速器的換擋機構進行操縱。液壓控制系統(tǒng)主要包括：雙離合器控制部分、換擋機構控制部分和冷卻部分。 雙離合器控制部分是通過對離合器油缸充入和釋放高壓油來實現(xiàn)離合器的分離和接合的。離合器油缸通過直接使用電磁閥或采用電磁閥做先導閥進行動作控制，并且也可以使用線性電磁閥對離合器接合實現(xiàn)壓力控制，這對實現(xiàn)動力傳動系統(tǒng)的扭矩控制有利。 雙離合器變速箱(DCT)的檔位切換是由檔位選擇器來操作的，檔位選擇器實際上是個液壓馬達，推動撥叉就可以進入相應的檔位，由液壓控制系統(tǒng)來控制它們的工作。以一個典型的6檔雙離合器變速箱(DCT)為例，液壓控制系統(tǒng)中有6個油壓調節(jié)電磁閥，用來調節(jié)2個離合器和4 個檔位選擇器中的油壓壓力，還有5 個開關電磁閥，分別控制檔位選擇器和離合器的工作。 在DCT中，必須實現(xiàn)換擋過程的自動化，這就要增加自動換擋機構來完成換擋任務。通常使用多個換擋油缸直接控制每一個同步器，其控制過程與 AMT類同。 （4）電子控制系統(tǒng) DCT的電子控制系統(tǒng)負責采集車輛運行信息、駕駛員的操作指令，實時在線的對車輛的運行狀態(tài)進行綜合處理和判斷，并控制DCT的運行。同時，電控系統(tǒng)還要負責與發(fā)動機電控單元以及其它系統(tǒng)的電控單元協(xié)調工作。圖1.3為電子控制系統(tǒng)框圖[2]。 圖1.3 DCT 電子控制系統(tǒng)框圖 1.3.2雙離合器式自動變速器的工作原理 雙離合器變速箱使用兩個離合器，但沒有離合器踏板。最新的電子系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)控制著離合器，正如標準的自動變速箱中的一樣。在雙離合器變速箱中，離合器是獨立工作的。一個離合器控制了奇數(shù)檔位(如：1 檔、3 檔、5 檔和倒檔)，而另一個離合器控制了偶數(shù)檔位(如：2檔、4檔和6檔)。使用了這個布局，由于變速箱控制器根據(jù)速度變化，提前嚙合了下一個順序檔位，因此換檔時將沒有動力中斷。其中最具創(chuàng)意的核心部分是雙離合器和機械部分變速箱中的兩軸式的輸入軸。這個精巧的兩軸式結構分開了奇數(shù)檔和偶數(shù)檔。不象傳統(tǒng)的手動變速箱將所有檔位集中在一根輸入軸上，雙離合器變速箱(DCT)將奇數(shù)檔和偶數(shù)檔分布在兩根輸入軸上。 以6檔變速箱為例，內部輸入軸上安裝了1檔、3檔、5檔和倒檔的齒輪，外部輸入軸上安裝了2檔、4檔和6檔的齒輪。這使得快速換檔成為可能，維持了換檔時的動力傳遞。標準的手動變速箱是做不到這點的，因為它必須使用一個離合器來控制所有的奇數(shù)檔和偶數(shù)檔。以DSG變速箱為例，簡單介紹雙離合器變速箱(DCT)的工作過程：在 1 檔起步行駛時，動力傳遞路線如下圖中直線和箭頭所示，外部離合器接合，通過內部輸入軸到1 檔齒輪，再輸出到差速器。同時，圖中虛線和箭頭所示的路線是2 檔時的動力傳輸路線，由于離合器2是分離的，這條路線實際上還沒有動力在傳輸，是預先選好檔位，為接下來的升檔做準備的。當變速器進入2 檔后，退出1 檔，同時3 檔預先結合。所以在DSG 變速器的工作過程中總是有2 個檔位是結合的，一個正在工作，另一個則為下一步做好準備如圖1.4所示。DSG變速器在降檔時換擋過程同升擋過程。DSG變速器的升檔或降檔是由變速箱控制器(TCU)進行判斷的，踩油門踏板時，變速箱控制器(TCU)判定為升檔過程，作好升檔準備；踩制動踏板時，變速箱控制器(TCU)判定為降檔過程，作好降檔準備。一般變速器升檔總是一檔一檔地進行的，而降檔經(jīng)常會跳躍地降檔，DSG 變速器在手動控制模式下也可以進行跳躍降檔。在跳躍降檔時，如果起始檔位和最終檔位屬于同一個離合器控制的，則會通過另一離合器控制的檔位轉換一下，如果起始檔位和最終檔位不屬于同一個離合器控制的，則可以直接跳躍降至所定檔位。 圖1.4　DCT變速器 1.4課題研究的主要內容與技術路線 我在設計中參考了大眾車系02E直接換擋變速器，采用了鎖環(huán)式同步器的換檔。在設計中，除了對汽車變速器的結構進行了合理的布置外，還運用了汽車設計、機械制圖、機械設計、材料力學等知識，對變速器的重要零件—軸和齒輪進行受力分析，由于變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面點蝕、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。故對對齒輪進行了彎曲疲勞強度校核和接觸疲勞強度校核，對于軸來說，變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對軸的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響，因此要對變速器的軸進行了強度和剛度校核，同時也要考慮零件選擇合理的工程材料和熱處理方法，使其獲得良好的力學性能，同時確定同步器的主要參數(shù)，選擇同步器。查閱相關資料，了解DSG變速器的結構特點以及其總體的布置形式，綜合各種布置形式，結合任務書中的數(shù)據(jù)以及參考車型確定變速器的總體布置方案， 本次設計主要是依據(jù)參考的大眾車系02E直接換擋變速器，通過對變速器各組成部分參數(shù)的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動6擋變速器。本次設計的主要內容： （1）變速器基本參數(shù)的計算。包括變速器滾動半徑的近似計算、傳動比的范圍計算、各檔位傳動比分配計算、初選中心距計算、確定中心距計算、各檔齒輪齒 數(shù)的分配、齒輪參數(shù)計算； （2）變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇； （3）變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度校核、剛度計算； （4）變速器軸承的選擇及校核； （5）同步器的主要參數(shù)的確定與選擇； 第2章 雙離合器式變速器設計方案的選擇 2.1變速器傳動機構分析和布置方案的確定 由于DSG實際是在傳統(tǒng)的機械式變速器的基礎上結合雙離合技術實現(xiàn)自動換擋的變速器，可將DSG拆分為機械式變速器和雙離合器兩部分。故其變速器部分設計方法同機械式變速器，而機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括齒輪副的數(shù)目、齒輪的轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 通常，變速器的擋數(shù)可在3~20個擋位范圍內變化。通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋以后，可在6擋以下的主變速器基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且是輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，而且相鄰擋位之間的比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進行。因高擋使用頻率高，所以又要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。今年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前乘用車一般用4~5個擋位的變速器，發(fā)動機排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4~5個擋或是多擋。載質量在2.0~3.5t的貨車采用五擋變速器，載質量在4.0~8.0t的貨車采用六擋變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野車上。變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7~0.8。影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力（這里取最大爬坡度為16.7°）、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0~4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0~8.0之間，其他商用車則更大。 2.1.1兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析 DSG的機械變速器部分與兩軸式和中間軸式變速器的結構上是不同的，但DSG中齒輪布置、軸的設計計算均可借鑒于兩軸軸式和中間軸變速器，所以在這里要簡單的了解一下兩軸及中間軸式變速器的特點。 1．兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應用廣泛。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。它的結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因為只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低擋傳動比取值上限也受到較大限制，但這一缺點可以通過減小各高擋傳動比同時增大主減速比來消除。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出州的轉動方向相同。 2．中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔，變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率要高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除了一檔以外的其他檔位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或結合套換擋，還有各檔同步器或結合套多數(shù)情況下裝在第二軸上[17]。 2.1.2變速器倒檔布置方案分析 與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案；也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正、負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作；而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。也有少數(shù)變速器采用結構復雜和使成本增加的嚙合套或同步器方案換入倒檔。 圖2.1為常見的倒檔布置方案。圖2.1b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2.1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.1d所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便，且能獲得較大的倒檔傳動比。圖2.1e所示方案針對圖2.1c所示方案的缺點做了修改，因而取代了圖2.1c所示方案。圖2.1f所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.1g所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采用圖2.1h所示方案。其缺點是一、倒檔須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 2.2變速器零、部件結構方案分析確定 圖2.1 倒檔布置方案 2.2.1齒輪形式 變速器齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較,斜齒圓柱齒輪運轉平穩(wěn)、作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時工藝復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔[17]。 2.2.2變速器自動脫檔機構形式分析 自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 1．將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2.2a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫檔。 2．將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔，如圖2.2b所示。 3．將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力，如圖2.2c所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫檔的效果[16]。 a） b) c) 圖2.2防止自動脫擋的機構措施 2.3本章小結 本章主要針對變速器傳動機構進行分析和布置方案方案的確定以及變速器零、部件的結構的確定，為總體設計提供必要依據(jù)。 第3章 變速器主要參數(shù)的設計計算 3.1變速器各檔傳動比確定 3.1.1設計的給定參數(shù) 選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮確定。對于本設計任務書中已給出擋位數(shù)目為6擋變速器。 根據(jù)現(xiàn)在任務書中提供的設計數(shù)據(jù)如表3.1。 表3.1 任務書給定參數(shù) 發(fā)動機最大輸出功率 96KW 發(fā)動機最大扭矩 220N·m 發(fā)動機最大扭矩轉速 1750~3500RPM 發(fā)動機最大功率轉速 5000RPM 汽車最高車速 200Km/h 輪胎類型與規(guī)格 205/55R16 汽車前軸負荷 8000N 汽車后軸負荷 7000N 3.1.2主減速比的確定 (3.1) 式中； ——汽車行駛速度（km/h）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 ——發(fā)動機最大功率轉速（r/min） 已知：最高車速==200km/h；最高檔為直接檔，傳動比=0.8；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/55R16得到==0.31595m；發(fā)動機最大功率轉速n==5000(r/min)發(fā)動機；得到主減速器傳動比： 3.1.3 變速器一檔傳動比的確定 在選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮來確定。 汽車行駛方程式 (3.2) 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。由最低穩(wěn)定車速，最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7~0.8，本設計取最高擋傳動比為=0.8故有： 一般貨車的最大爬坡度約為30%，即=16.7°則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為： 式中：——汽車載荷，； ——道路附著系數(shù)，； ——驅動車輪的滾動半徑，m； ——發(fā)動機最大轉矩，N·m ——主減速比，； ——汽車傳動系的傳動效率，。 將各數(shù)據(jù)代入公式： 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件： (3.3) 可求得變速器一檔傳動比為： (3.4) 式中：——汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷，在任務書中已給出前軸載荷為8000N ——附著系數(shù)，計算時?。? 將各數(shù)據(jù)代入上述公式得： 通過以上計算可得到1.84＜＜2.6008，，轎車變速器傳動比變化范圍是3~4，中、輕型貨車約為5~6，其他貨車在7以上。所以在本設計中，取。 3.1.4變速器各檔傳動比的確定 變速器各檔傳動比之間的關系基本是幾何級數(shù),實際上，汽車傳動系各擋的傳動比大體上是按等比級數(shù)分配的。按等比級數(shù)分配傳動比的主要目的還在于充分利用發(fā)動機提供的功率，提高汽車的動力性。當汽車需要大功率時，若排擋選擇恰當，具有按等比分配傳動比的變速器，能使發(fā)動機經(jīng)常在接近外特性最大功率處的大功率范圍內運轉，從而增加了汽車的后備功率，提高了汽車的加速或上坡能力。 本設計變速器的最高檔為超速擋，其傳動比為0.8，一檔傳動比初選為2.4，中間各檔的傳動比按理論公式 （其中n為檔位數(shù)）求得公比。 因為，滿足要求（擋數(shù)多少影響擋與擋之間的傳動比比值，比值越大會造成換擋困難，一般認為比值不宜大于1.7~1.8）。所以： 3.2變速器中心距的確定 中心距是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 變速器的中心距(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選，經(jīng)驗公式為： (3.5) 式中：——中心距系數(shù)，乘用車： ，商用車： ——發(fā)動機的最大轉矩(N·m)； ——變速器一擋傳動比； ——變速器的傳動效率，取96%； 將各數(shù)代入式(4.9)中得 取A=75mm 3.3變速器的齒輪參數(shù)的確定 3.3.1齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數(shù)時應考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則應重視減小質量。 表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)（mm） 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 設計時所選模數(shù)應符合國標GB1357-78規(guī)定（表3.2）并滿足強度要求。 表3.3汽車變速器常用齒輪模數(shù)（mm） 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 — 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換檔。 3.3.2壓力角及螺旋角 壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，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。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要考慮它對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角，以15°~25°為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。 3.3.3齒寬 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減少質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0； 斜齒，取為6.0～8.5。 采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取的稍大。 3.3.4齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1。 3.3.5齒輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種： 1．加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位； 2．改變刀具的原始齒廓參數(shù)； 3．改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，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，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。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。角度變位既具有高度變位的優(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，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。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，為降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 3.4變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配 變速器的傳動示意圖見下圖3.1 圖3.1變速器傳動示意圖 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 取各擋的模數(shù)均為2.75mm，壓力角均為20°，螺旋角均為20°。 3.4.1確定各檔齒輪齒數(shù)及其參數(shù) 一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)=2.75mm，壓力角20°螺旋角=20° 先求其齒數(shù)和 斜齒: ==51.26取整為51 即15，51-15=36 一擋實際傳動比為 當量齒數(shù)為： 總的邊位系數(shù)為： 齒頂高變動系數(shù)： 由當量齒數(shù)和查表可得： ==74.6257mm取整為=75mm。 對一檔齒輪進行變位： 端面壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動系數(shù)： 變位系數(shù)之和： 查變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 計算一檔齒輪、參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 節(jié)圓直徑: 其余各齒輪參數(shù)見下表3.4 注：當z1與z2嚙合時，節(jié)圓半徑為44.12mm。當z1與z13嚙合時，節(jié)圓半徑為43.96mm。當z7與z8嚙合時，節(jié)圓半徑為68.08mm。當z7與z12嚙合時，節(jié)圓半徑為68.08mm。當z18與z16嚙合時，節(jié)圓半徑為47.33mm。當z18與z17嚙合時，節(jié)圓半徑為69.38mm。或者通過各軸的中心距推算，也可算出z1、z7、z18與齒輪嚙合時的節(jié)圓半徑。 一、二、三、四擋中心距為75mm,五、六擋中心距為74mm,倒擋輸入軸與倒擋軸及倒擋軸與倒檔輸出軸中心距均為63mm. 表3.4 各齒輪基本參數(shù) 邊位系數(shù)xn 齒頂高ha mm 齒根高 hf mm 分度圓直徑 d1 mm 齒頂圓直徑 da mm 齒根圓直徑 df mm 節(jié)圓直 徑d mm Z1 0.4 3.84 2.34 43.9 51.58 39.22 Z2 -0.2604 2.03 4.15 105.35 109.41 97.05 105.88 Z3 0.32 3.62 2.56 49.75 56.99 44.63 50 Z4 -0.1804 2.25 3.93 99.5 104 91.64 100