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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 摘　　要 雙離合器自動(dòng)變速器由電控機(jī)械式自動(dòng)變速器發(fā)展而來(lái)，它綜合了液力機(jī)械自動(dòng)變速器（AT）和電控機(jī)械自動(dòng)變速器（AMT）的優(yōu)點(diǎn)，能夠?qū)崿F(xiàn)動(dòng)力換擋、減少了換檔時(shí)間、提高了換檔品質(zhì)、極大地提高了汽車(chē)的舒適性和操縱性。 本設(shè)計(jì)以雙離合器式自動(dòng)變速器的結(jié)構(gòu)和工作原理為基礎(chǔ)，針對(duì)干式雙離合器自動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)方法，分析了各種不同變速器的布置方案并選定了本變速器的最終布置方案。對(duì)變速器中的主要零件包括齒輪形式、換擋結(jié)構(gòu)形式作了闡述并進(jìn)行了選擇并對(duì)變速器的傳動(dòng)比的范圍、中心距做初步的選擇和設(shè)計(jì)。對(duì)變速器中的齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、進(jìn)行了選擇并計(jì)算出齒輪其他的相關(guān)參數(shù)和對(duì)齒輪的校核。對(duì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行設(shè)計(jì)和軸承的選用并對(duì)其進(jìn)行了校核。 關(guān)鍵詞：雙離合器；自動(dòng)變速器；傳動(dòng)比；齒輪；軸 ABSTRACT DCT duo to Mechanical Transmission.Itinherits the advantages of Automatic Transmission(AT) and Automated Mechanical Transmission (AMT).It has the ability of power shifing that can reduce shift time andimprove shift quality.And the comfort and maneuverability of vehicle will be greatly improved. In this thesis,the study of dry type Dual Clutch Transmission is based on the Structural characteristics and working principle of DCT. For dry-type dual-clutch automatic transmission design, analyzed the layout of the various transmission options and selected the final layout of the transmission scheme. The major part of gear, including gear form, elaborated shift structure and make the choice and range of transmission gear ratio, center distance a preliminary selection and design. The gear on the transmission module, pressure angle, helix angle, were calculated gear selection and other relevant parameters and checking on the gear. Structural dimensions of the shaft and bearing design and its selection was checked. Key words: Dual Clutch Transmission；Automatic transmission；Transmission Ratio；Gear ；Axis II 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) II 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 課題的研究現(xiàn)狀 3 1.3 課題的研究?jī)?nèi)容及技術(shù)路線(xiàn) 5 第2章 雙離合器自動(dòng)變速器傳動(dòng)方案的確定 7 2.1 DCT結(jié)構(gòu)的分析 7 2.2 DCT雙離合器形式的分析 11 2.2.1 干式雙離合器性能分析 11 2.2.2 濕式雙離合器性能分析 12 2.3 DCT基本結(jié)構(gòu)方案的確定 13 2.4 本章小結(jié) 13 第3章 雙離合器自動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 14 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 14 3.1.1 傳動(dòng)比范圍 14 3.1.2 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 14 3.1.3 中心距的選擇 16 3.1.4 變速器的外形尺寸 17 3.1.5 齒輪參數(shù)的選擇 17 3.1.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配 19 3.1.7 變速器齒輪的變位 21 3.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核 26 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 26 3.2.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 27 3.2.3 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 27 3.2.4 輪齒接觸應(yīng)力校核 32 3.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì) 34 3.3.1 初選軸的直徑 34 3.4 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 36 3.4.1 軸的剛度計(jì)算 36 3.4.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算 42 3.5 軸承選擇與壽命計(jì)算 50 3.5.1 輸出一軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 50 3.5.2 輸出二軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 55 3.6 本章小結(jié) 58 第4章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(jì) 59 4.1 同步器設(shè)計(jì) 59 4.1.1 同步器的功用及分類(lèi) 59 4.1.2 鎖環(huán)式同步器 59 4.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 61 4.1.4 主要參數(shù)的確定 62 4.2 變速器殼體 64 4.3 本章小結(jié) 64 結(jié)　　論 65 參考文獻(xiàn) 67 致　　謝 69 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第1章 緒 論 汽車(chē)自動(dòng)變速技術(shù)是人們長(zhǎng)期以來(lái)一直努力追求的目標(biāo)，是車(chē)輛改進(jìn)和完善傳動(dòng)系統(tǒng)的重要方向。自動(dòng)變速技術(shù)始于1960年左右，到現(xiàn)在車(chē)輛的自動(dòng)變速技術(shù)已取得了長(zhǎng)足的進(jìn)步。裝備自動(dòng)變速器的汽車(chē)，具有操縱方便、起步平穩(wěn)、乘坐舒適性好、燃油經(jīng)濟(jì)性高、安全可靠等一系列優(yōu)點(diǎn)，使得市場(chǎng)上對(duì)裝備自動(dòng)變速器的汽車(chē)的需求日漸高漲。汽車(chē)自動(dòng)變速器的研究和應(yīng)用有著更加重要的現(xiàn)實(shí)意義，各主要工業(yè)國(guó)家均在這方面投入了大量人力和財(cái)力，研制出種類(lèi)繁多的各類(lèi)自動(dòng)變速器。自動(dòng)變速器技術(shù)越來(lái)越完善，在越來(lái)越多的車(chē)輛上得到應(yīng)用，成為現(xiàn)代汽車(chē)與現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展的標(biāo)志之一。隨著我國(guó)的經(jīng)濟(jì)發(fā)展，家庭汽車(chē)的普及程度越來(lái)越高，且對(duì)乘用車(chē)的乘坐舒適性、燃油經(jīng)濟(jì)性和排放性能有了更高的要求。因此研究和開(kāi)發(fā)既有高質(zhì)量、操縱方便又有經(jīng)濟(jì)實(shí)用等特點(diǎn)的車(chē)輛具有廣闊發(fā)展前景，來(lái)滿(mǎn)足日益增長(zhǎng)的廣大消費(fèi)者的需求。要實(shí)現(xiàn)這些功能，滿(mǎn)足這些要求，就必須開(kāi)發(fā)和研制出傳動(dòng)系中既能夠高效傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力，又具有操縱方便的自動(dòng)變速器[1]。 1.1 課題研究的目的和意義 由于汽車(chē)傳動(dòng)方式和控制方式的不同，汽車(chē)自動(dòng)變速系統(tǒng)存在多種不同的類(lèi)型。根據(jù)傳動(dòng)方式的不同，可以分為以下五類(lèi)：液力傳動(dòng)、液壓傳動(dòng)、機(jī)械傳動(dòng)、儲(chǔ)能傳動(dòng)、電傳動(dòng)。汽車(chē)上應(yīng)用較多的自動(dòng)變速器主要有液力機(jī)械自動(dòng)變速器（Automatic Transmission，AT）、無(wú)級(jí)變速器（Continuously Variable Transmission，CVT）和電控機(jī)械自動(dòng)變速器（Automated Manual Transmission，AMT）以及最近發(fā)展的雙離合器自動(dòng)變速器（Dual Clutch Transmission，DCT）等四種。 AT具有起步平穩(wěn)、柔和，以及換擋迅速、無(wú)沖擊等優(yōu)點(diǎn)。除其裝有的液力變矩器可以改善車(chē)輛性能外，還主要?dú)w功于它實(shí)現(xiàn)了動(dòng)力換擋，即換擋過(guò)程中不切斷動(dòng)力傳遞，只是通過(guò)兩個(gè)離合器(或制動(dòng)器)間的切換完成，換擋時(shí)間極短，換擋品質(zhì)與車(chē)輛性能好。但是它也具有效率低、動(dòng)力性略差、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高等缺點(diǎn)[1]；CVT雖具有速比無(wú)級(jí)變化的優(yōu)點(diǎn)，可以實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)矩的無(wú)級(jí)傳遞，提高無(wú)級(jí)自動(dòng)變速汽車(chē)的乘車(chē)舒適性、加速性以及燃油經(jīng)濟(jì)性。但是其起動(dòng)性能差，一般需另加起動(dòng)裝置，并且無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器的設(shè)備更換量大、制造困難和價(jià)格也較高等缺點(diǎn)。AMT的工作原理決定了它在換擋過(guò)程中首先要分離離合器，然后將變速器摘空擋，再選擋、換擋，最后接合離合器。這樣，當(dāng)離合器分離后，直到離合器再重新接合之前，發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力將不能被傳遞到車(chē)輪去驅(qū)動(dòng)車(chē)輛運(yùn)行，所以換擋過(guò)程中產(chǎn)生了動(dòng)力傳遞的中斷，這對(duì)車(chē)輛的動(dòng)力性、舒適性以及燃油經(jīng)濟(jì)性和排放帶來(lái)了一定的影響。特別是在舒適性方面，由于換擋過(guò)程的動(dòng)力中斷，必然會(huì)產(chǎn)生動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的沖擊，影響了汽車(chē)的行駛平順性，使得其在對(duì)舒適性要求高的車(chē)型上的應(yīng)用受到了限制。同時(shí)動(dòng)力中斷也會(huì)造成一定的動(dòng)力損失，影響了汽車(chē)的加速性能。 為了解決中斷動(dòng)力換擋給車(chē)輛性能帶來(lái)的影響，需要對(duì)電控機(jī)械式自動(dòng)變速器的換擋過(guò)程進(jìn)行精確的控制。特別是為了減少換擋過(guò)程中的沖擊度，需要對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器構(gòu)成的動(dòng)力總成在轉(zhuǎn)速差、轉(zhuǎn)矩等方面進(jìn)行精確匹配和控制，但是這些僅在一定程度上改善其換擋性能，并不能從根本上解決問(wèn)題。如果要進(jìn)一步提高電控機(jī)械式自動(dòng)變速器的性能，則需要增加發(fā)動(dòng)機(jī)起、停等一些其它控制手段，反而增加了車(chē)輛的復(fù)雜程度和成本，得不償失。所以，電控機(jī)械式自動(dòng)變速器在對(duì)車(chē)輛舒適性等方面要求不高的車(chē)型上，例如低擋轎車(chē)、軍用車(chē)輛、公共汽車(chē)、載重車(chē)等，由于其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低等優(yōu)點(diǎn)，仍具有優(yōu)勢(shì)，但是在對(duì)舒適性要求高的車(chē)型上，其應(yīng)用就具有了局限性。為了既可以充分利用AMT所具有的優(yōu)點(diǎn)，又可以消除AMT中斷動(dòng)力換擋的缺點(diǎn)，雙離合器式自動(dòng)變速器（DCT）應(yīng)運(yùn)而生，它繼承了手動(dòng)變速器傳動(dòng)效率高、安裝空間緊湊、重量輕、價(jià)格便宜等許多優(yōu)點(diǎn)。DCT的優(yōu)點(diǎn)體現(xiàn)在對(duì)車(chē)輛性能的提高和對(duì)自動(dòng)變速器生產(chǎn)成本的降低兩個(gè)方面。 首先，因?yàn)镈CT是按照動(dòng)力換擋的原理來(lái)設(shè)計(jì)的，在換擋過(guò)程中避免了動(dòng)力中斷，保留了AT、CVT等換擋品質(zhì)好的優(yōu)點(diǎn)。車(chē)輛在換擋過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力始終可以傳遞到車(chē)輪，換擋迅速平穩(wěn)，不僅保證了車(chē)輛的加速性，而且由于車(chē)輛不再產(chǎn)生由于換擋時(shí)動(dòng)力中斷引起的沖擊，也極大的改善了車(chē)輛運(yùn)行的舒適性。而且，它大大縮短了換擋時(shí)間，兩個(gè)離合器的切換時(shí)間通常在0.3～0.4秒左右，換擋完成時(shí)間非常短，所以不易被車(chē)輛乘客感覺(jué)到，極大的提高了換擋舒適性，保證了車(chē)輛具有良好的動(dòng)力性與換擋品質(zhì)[2]。 其次，由于雙離合器式自動(dòng)變速器是在傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器基礎(chǔ)上進(jìn)行自動(dòng)化的，從而以結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的平行軸式結(jié)構(gòu)達(dá)到了結(jié)構(gòu)復(fù)雜的旋轉(zhuǎn)軸（行星齒輪）式自動(dòng)變速器的效果，但結(jié)構(gòu)更加緊湊，成本更低。并且擋位是在離合器分離的情況下預(yù)先掛擋的，因此可以有較充分的轉(zhuǎn)速同步時(shí)間，原來(lái)的同步器還可以改用嚙合套，其結(jié)構(gòu)更為簡(jiǎn)單，其成本遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于AT、CVT等自動(dòng)變速器。所以它與AMT一樣、可以充分利用原有手動(dòng)變速器的生產(chǎn)設(shè)備，只需增加少量的生產(chǎn)設(shè)備即可，生產(chǎn)繼承性好，很適合現(xiàn)有的手動(dòng)變速器生產(chǎn)廠，具有很高的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益。 總之，雙離合器自動(dòng)變速器既繼承了手動(dòng)變速器傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、價(jià)格便宜等許多優(yōu)點(diǎn)，而且實(shí)現(xiàn)了自動(dòng)變速器的動(dòng)力性換擋，又保留了液力機(jī)械自動(dòng)變速器和無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器換擋品質(zhì)好的優(yōu)點(diǎn)，使車(chē)輛具有很好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，相對(duì)于電控機(jī)械式自動(dòng)變速器，是一個(gè)巨大的進(jìn)步。 1.2 課題的研究現(xiàn)狀 雙離合器自動(dòng)變速器的概念從產(chǎn)生到現(xiàn)在已經(jīng)有七十年左右的歷史。RudolfFranke在上個(gè)世紀(jì)30年代末首先提出將手動(dòng)變速器變?yōu)閯?dòng)力換擋變速器的概念，用于改善卡車(chē)變速器的換擋品質(zhì)。1939年德國(guó)人Kegresse.A第一個(gè)申請(qǐng)了雙離合器變速器的專(zhuān)利，圖1.1為Kegresse.A發(fā)明的雙離合器自動(dòng)變速器，其提出了將手動(dòng)變速器分為兩部分的設(shè)計(jì)概念。即一部分傳遞奇數(shù)擋，另一部分傳遞偶數(shù)擋。且其動(dòng)力傳遞通過(guò)兩個(gè)離合器聯(lián)結(jié)兩根輸入軸，相鄰各擋的從動(dòng)齒輪交錯(cuò)與兩輸入軸齒輪嚙合，配合兩個(gè)離合器的控制，能夠?qū)崿F(xiàn)在不切斷動(dòng)力的情況下，改變傳動(dòng)比，從而縮短了換擋時(shí)間，有效地提高換擋品質(zhì)，并在載貨車(chē)上進(jìn)行過(guò)相關(guān)的試驗(yàn)，但這種變速器并沒(méi)有投入批量生產(chǎn)。 圖1.1 1939年Kegresse發(fā)明的雙離合器自動(dòng)變速器 上世紀(jì)80年代，保時(shí)捷公司重新設(shè)計(jì)發(fā)明了專(zhuān)用于賽車(chē)的雙離合變速器(PDK Porsche Doppel Kupplungen)，如圖1.2所示，消除了換擋時(shí)的動(dòng)力傳遞停滯現(xiàn)象，但也未能將DCT技術(shù)投入批量生產(chǎn)[3]。 隨著電子控制技術(shù)的飛速發(fā)展，雙離合器自動(dòng)變速器的研究開(kāi)發(fā)取得了很大的突破，并且其量產(chǎn)和大范圍的應(yīng)用于普通轎車(chē)也成為可能性。2005年，由Ricardo公司研發(fā)的7擋DCT已經(jīng)裝配于Bugatti Veyron上；2008年4月，配備LuK干式雙離合器的7擋DSG變速器在德國(guó)大眾汽車(chē)公司進(jìn)入量產(chǎn)，這款變速器有較強(qiáng)的抗疲勞強(qiáng)度的能力，在結(jié)構(gòu)緊湊型、燃油經(jīng)濟(jì)性方面比濕式雙離合器更勝一籌；截至2010年底，除大眾公司外，另有保時(shí)捷、寶馬、尼桑、福特、沃爾沃、奧迪等多家公司向市場(chǎng)推出了配備DCT的車(chē)型。預(yù)計(jì)到2011年底歐洲生產(chǎn)的車(chē)輛約6.5%采用雙離合器傳動(dòng)技術(shù)，而福特汽車(chē)將成為采用雙離合器傳動(dòng)汽車(chē)的第二大汽車(chē)生產(chǎn)商。 圖1.2 1985年保時(shí)捷應(yīng)用于賽車(chē)上的雙離合器自動(dòng)變速器 與國(guó)外相比，國(guó)內(nèi)對(duì)雙離合器自動(dòng)變速器的研究較晚、較少。2006年，國(guó)家將雙離合器自動(dòng)變速器列為“十一五”國(guó)家863計(jì)劃重點(diǎn)項(xiàng)目進(jìn)行研究，從此其在國(guó)內(nèi)得到了迅速發(fā)展； 2008年杭齒集團(tuán)等研究結(jié)構(gòu)研究的6擋干式DCT獲得重大突破；上汽集團(tuán)2008年開(kāi)始DCT的研究，并于2009年生產(chǎn)出樣機(jī)；2009年吉利集團(tuán)推出其研究的DCT樣機(jī)。在渝舉行的“中國(guó)工程科技論壇——2010中國(guó)汽車(chē)自主創(chuàng)新”上獲悉，上汽正加速研發(fā)我國(guó)自主創(chuàng)新、擁有國(guó)際領(lǐng)先技術(shù)的濕式雙離合器自動(dòng)變速箱，并表示該項(xiàng)產(chǎn)品將于不久正式面世。同時(shí)，2011年2月比亞迪也推出自主研發(fā)的雙離合器式自動(dòng)變速器。 1.3 課題的研究?jī)?nèi)容及技術(shù)路線(xiàn) 我國(guó)是以平行軸式變速器生產(chǎn)為主的國(guó)家，生產(chǎn)雙離合器自動(dòng)變速器可以充分利用原有手動(dòng)變速器的生產(chǎn)設(shè)備，只需增加少量的生產(chǎn)設(shè)備即可，生產(chǎn)繼承性好，可以大大的減小成本，因此發(fā)展和研究雙離合器自動(dòng)變速器將是實(shí)現(xiàn)汽車(chē)自主創(chuàng)新的一個(gè)重要方向。所以本課題旨在通過(guò)對(duì)雙離合器自動(dòng)變速器的結(jié)構(gòu)、工作原理的分析與比較，為以后的設(shè)計(jì)工作提供一定的參考。主要進(jìn)行以下工作： 1、首先以DCT系統(tǒng)的工作原理為基礎(chǔ)，總結(jié)歸納出各種可能的雙離合器自動(dòng)變速器的結(jié)構(gòu)和布置型式，以及其各個(gè)結(jié)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)，從中選擇適合原型車(chē)的布置形式，同時(shí)對(duì)換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案進(jìn)行比較分析。 2、根據(jù)對(duì)雙離合器自動(dòng)變速器的分析，提出齒輪軸系的參數(shù)選擇原則和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方法。 3、根據(jù)原型車(chē)參數(shù)，應(yīng)用已經(jīng)確定的DCT結(jié)構(gòu)和尺寸的設(shè)計(jì)原則與方法，設(shè)計(jì)干式雙離合器自動(dòng)變速器的基本結(jié)構(gòu)。 技術(shù)路線(xiàn)圖如圖1.3所示。 雙離合器自動(dòng)變速器的原理分析 雙離合器自動(dòng)變速器的結(jié)構(gòu)分析及確定 雙離合器結(jié)構(gòu)形式分析及確定 雙離合器自動(dòng)變速器的主要參數(shù)計(jì)算 齒輪參數(shù)計(jì)算 各軸的結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算 齒輪校核 各軸的校核 軸承的選用及校核 圖1.3 技術(shù)路線(xiàn)圖 第2章 雙離合器自動(dòng)變速器傳動(dòng)方案的確定 雙離合器自動(dòng)變速器既可以充分利用AMT的一系列的優(yōu)點(diǎn)，又可以消除中斷動(dòng)力換擋的缺點(diǎn)。目前各大汽車(chē)公司研制的DCT采用的結(jié)構(gòu)不盡相同，每種結(jié)構(gòu)類(lèi)型都有其適用的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，所以對(duì)不同的DCT結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行分析，以確定傳動(dòng)方案合理性是DCT設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)的重要基礎(chǔ)。雙離合器自動(dòng)變速器系統(tǒng)主要由雙離合器、變速器、雙離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)、變速器換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)、ECU和各種傳感器等組成。DCT的基本原理相當(dāng)于采用兩套變速器和兩個(gè)離合器。一個(gè)變速器處于工作狀態(tài)時(shí)，另一變速器空轉(zhuǎn)。通過(guò)兩個(gè)離合器的切換來(lái)實(shí)現(xiàn)兩變速器交替進(jìn)入工作狀態(tài)，可在動(dòng)力切斷時(shí)間很短的情況下完成換擋。換擋過(guò)程非常迅速，換擋時(shí)間不會(huì)超過(guò)0.2s，從而消除了切斷動(dòng)力換擋帶來(lái)的問(wèn)題。 2.1 DCT結(jié)構(gòu)的分析 DCT是基于手動(dòng)變速器的基礎(chǔ)上發(fā)展的，DCT是通過(guò)將變速器按照奇、偶數(shù)分別布置在兩個(gè)離合器所連接的兩個(gè)輸入軸上，通過(guò)控制離合器的切換完成換擋過(guò)程。其齒輪及軸系采用機(jī)械變速器定軸式結(jié)構(gòu)，有多種傳動(dòng)方案[4]。 在車(chē)輛處于停車(chē)狀態(tài)時(shí)，兩個(gè)離合器都處于分離狀態(tài)，即兩個(gè)離合器是常開(kāi)式的。起步時(shí)，先將擋位切換為1擋，然后離合器CL1接合，車(chē)輛開(kāi)始起步運(yùn)行，離合器CL2仍處于分離狀態(tài)，不傳遞動(dòng)力。當(dāng)車(chē)輛加速接近擋的換擋點(diǎn)時(shí)，由ECU控制自動(dòng)換擋機(jī)構(gòu)將擋位提前換入擋。當(dāng)達(dá)到2擋的換擋點(diǎn)時(shí)，CL1離合器開(kāi)始分離，同時(shí)CL2離合器開(kāi)始接合，兩個(gè)離合器交替切換，直到離合器CL1完全分離，離合器CL2完全接合，換擋過(guò)程結(jié)束。進(jìn)入2擋后，TCU通過(guò)相關(guān)傳感器信號(hào)判斷車(chē)輛當(dāng)前運(yùn)行狀態(tài)，進(jìn)而計(jì)算出車(chē)輛即將進(jìn)入運(yùn)行的擋位，如果車(chē)輛加速，則下一個(gè)擋位為3擋，如果車(chē)輛減速，則下一個(gè)擋位為1擋。而1擋和3擋均連接在離合器CL1上，因?yàn)樵撾x合器處于分離狀態(tài)，不傳遞動(dòng)力，故可以控制選換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)預(yù)先換入即將進(jìn)入工作的擋位，當(dāng)車(chē)輛運(yùn)行達(dá)到換擋點(diǎn)時(shí)，只需要將正在工作的離合器CL2分離，同時(shí)將另一個(gè)離合器CL1接合，配合好兩個(gè)離合器的切換時(shí)序即可方便地實(shí)現(xiàn)整個(gè)換擋過(guò)程。車(chē)輛繼續(xù)行駛時(shí)，其它擋位的切換過(guò)程與上述分析類(lèi)似。雙離合器自動(dòng)變速系統(tǒng)中換擋過(guò)渡過(guò)程實(shí)際就是兩個(gè)離合器分離和結(jié)合的過(guò)渡過(guò)程。在換擋過(guò)程中，動(dòng)力始終不會(huì)中斷，這樣完成的換擋過(guò)程成為動(dòng)力換擋，這與液力自動(dòng)變速器的換擋過(guò)程是一樣的，其控制原理如圖2.1所示[6]。 圖2.1 雙離合器自動(dòng)變速系統(tǒng)控制原理圖 為了使汽車(chē)具有較好的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，雙離合器自動(dòng)變速器通常設(shè)有5個(gè)或6個(gè)前進(jìn)擋和一個(gè)倒擋，有的也有7個(gè)前進(jìn)擋。按中間軸的數(shù)量，其可分為兩軸式、 單中間軸和雙中間軸式三種型式[7]。 兩軸式DCT沒(méi)有中間軸，兩根輸入軸中的常嚙合齒輪直接與輸出軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，動(dòng)力從輸出軸傳出。圖2.2為兩軸式DCT傳動(dòng)簡(jiǎn)圖。兩軸式DCT結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。其缺點(diǎn)是擋位數(shù)不宜過(guò)多，增加擋位數(shù)會(huì)增加實(shí)心輸入軸和輸出軸的長(zhǎng)度。由于沒(méi)有直接擋，因此在高擋工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，噪聲較大，也增加了磨損，這也是它的缺點(diǎn)。兩軸式DCT多在前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)或后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的中型和緊湊型轎車(chē)上使用。 圖2.2 兩軸式雙離合器自動(dòng)變速器 圖2.3為單中間軸式雙離合器自動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。單中間軸式雙離合器變速器主要由雙離合器、兩根輸入軸、一根輸出軸、各擋齒輪及與其對(duì)應(yīng)的同步器組成。其1、3、5擋與離合器與CL1連接在一起，2、4、6擋連接在CL2離合器上，即將變速器的擋位按奇、偶數(shù)分別與兩個(gè)離合器分開(kāi)配置，變速器換擋所用的同步器等與原來(lái)的普通手動(dòng)變速器完全相同[7]。 圖2.3 單中間軸式雙離合器自動(dòng)變速器 單中間軸式DCT的兩個(gè)輸入軸中的常嚙合齒輪直接與中間軸中相應(yīng)的齒輪嚙合，中間軸再通過(guò)兩個(gè)齒輪將動(dòng)力傳遞到輸出軸。中間軸自動(dòng)變速器只有一根中間軸，動(dòng)力從輸入軸通過(guò)齒輪副傳遞到中間軸，再?gòu)闹虚g軸傳遞到輸出軸。輸入軸與輸出軸在同一條直線(xiàn)上，中間軸平行于輸入軸布置。由于只有一根中間軸，除直接擋外，所有擋位的從動(dòng)齒輪都布置在中間軸上，這就使得中間軸的軸向長(zhǎng)度很大。為了保證中間軸具有足夠的剛度，在中間布置了軸的支柱使得自動(dòng)變速器的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。因?yàn)閱沃虚g軸DCT的輸入軸和輸出軸的軸線(xiàn)在同一條直線(xiàn)上，所以能方便布置直接擋。直接擋是中間軸DCT最大的優(yōu)點(diǎn)。單中間軸DCT的缺點(diǎn)是除直接擋外，其他擋位傳動(dòng)效率有所降低，當(dāng)前進(jìn)擋擋位較多時(shí)，實(shí)心輸入軸和中間軸都較長(zhǎng)，所以單中間軸式DCT一般應(yīng)用于對(duì)變速器軸向尺寸要求不高的車(chē)輛上。 雙中間軸式雙離合器變速器主要由雙離合器、兩根輸入軸、兩根中間軸、一根輸出軸、各擋齒輪及與其對(duì)應(yīng)的同步器組成。圖2.4為雙中間軸式雙離合器自動(dòng)變速器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。兩個(gè)離合器各自與不同的輸入軸相連，離合器CL1通過(guò)空心軸和憜輪與奇數(shù)擋位1、3、5和倒擋相連，離合器CL2則通過(guò)實(shí)心軸與偶數(shù)擋位2、4、6相連。發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸通過(guò)飛輪與兩個(gè)離合器主動(dòng)部分連接。雙中間軸式DCT的工作過(guò)程與單中間軸式相同。 雙中間軸DCT與單中間軸DCT最大的區(qū)別就是用兩根中間軸代替了一根中間軸，分別傳遞輸入軸到輸出軸的轉(zhuǎn)矩。這種結(jié)構(gòu)布置的優(yōu)點(diǎn)是能有效減小變速器的軸向尺寸，缺點(diǎn)是增加了變速器的徑向尺寸。因?yàn)殡p中間軸DCT每一擋位至少通過(guò)兩對(duì)齒輪嚙合才能將動(dòng)力輸出，所以與兩軸式DCT相比，雙中間軸自動(dòng)變速器的傳動(dòng) 效率較低，但是由于其能有效的減小變速器軸的長(zhǎng)度，減小自動(dòng)變速器的尺寸，且適 圖2.4 雙中間軸式雙離合器自動(dòng)變速器 合于布置較多擋位數(shù)，所以在對(duì)變速器的軸向尺寸要求較高的情況下，如前置前驅(qū)動(dòng)乘用車(chē)的變速器布置為橫置工作時(shí)，或者中、重型商用車(chē)傳遞轉(zhuǎn)矩大，為提高其強(qiáng)度與剛度時(shí)，一般采用此傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，尤其在中、大型和豪華型轎車(chē)中得到廣泛使用。 2.2 DCT雙離合器形式的分析 DCT系統(tǒng)的性能特點(diǎn)主要源于所采用的雙離合器的形式。雙離合器作為DCT的重要部件之一，其工作性能直接關(guān)系到車(chē)輛的是否正常起步及換擋品質(zhì)。為確保傳動(dòng)可靠、分離徹底、結(jié)合柔順、換擋快速、體積小、質(zhì)量輕、壽命長(zhǎng)和易制造等特點(diǎn)，所以從性能、結(jié)構(gòu)、生產(chǎn)制造方式和操縱控制方面，都對(duì)雙離合器提出了較高要求[8]。目前,在DCT系統(tǒng)中通常采用干式單片或濕式多片兩種結(jié)構(gòu)型式[9]。 2.2.1 干式雙離合器性能分析 干式雙離合器具有從動(dòng)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、調(diào)整方便、分離徹底、轉(zhuǎn)矩過(guò)載保護(hù)、效率高、成本相對(duì)較低、不需輔助動(dòng)力等優(yōu)點(diǎn)。兩個(gè)離合器一般采用軸向并排布置，通過(guò)兩組分離杠桿分別控制兩個(gè)離合器的分離和接合。這種結(jié)構(gòu)的雙離合器往往軸向尺寸較大，給總體布置帶來(lái)一定的難度。 干式雙離合器可以通過(guò)壓盤(pán)和飛輪吸收較大熱量，對(duì)滑磨產(chǎn)生熱量的速度不敏感，但因空氣散熱較慢，熱量不易在短時(shí)間內(nèi)散發(fā)出去，因此受到滑磨產(chǎn)生的總熱量的限制。干式離合器適于在短時(shí)間內(nèi)結(jié)合，因?yàn)檫@樣滑磨的時(shí)間短，產(chǎn)生熱量少，所以干式雙離合器適用于小轉(zhuǎn)矩作用，短時(shí)間滑磨的工況。 干式雙離合器則通過(guò)離合器從動(dòng)盤(pán)上的摩擦片來(lái)傳遞轉(zhuǎn)矩，由于節(jié)省了相關(guān)液力系統(tǒng)再結(jié)合干式離合器本身所具有的傳遞轉(zhuǎn)矩的高效性，干式系統(tǒng)很大程度地提高了燃油經(jīng)濟(jì)性，電機(jī)驅(qū)動(dòng)的干式雙離合器的油耗通常比液壓驅(qū)動(dòng)的濕式雙離合器低4%～6%。但由于干式離合器的熱容量遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于濕式離合器，在大功率輸入的情況下，系統(tǒng)很快就會(huì)達(dá)到熱容極限，導(dǎo)致其使用壽命降低，承載能力下降。 采用干式雙離合器的變速器系統(tǒng)的效率得以顯著提高。變速器可以省去吸濾器、油冷器和變速器殼體中的高壓油管。使其可以設(shè)計(jì)的更加緊湊。干式雙離合器的外形尺寸比濕式雙離合器稍大，特別是軸向尺寸長(zhǎng)，這是由雙離合器的布局和所選用的摩擦材料所決定的。這樣，在車(chē)上布置兩個(gè)干式離合器，而且還要布置兩個(gè)離合器的操縱機(jī)構(gòu)需要的安裝空間很大；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(lái)了困難。采用膜片彈簧作壓緊彈簧可以彌補(bǔ)干式離合器的上述缺點(diǎn)：首先，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使得離合器結(jié)構(gòu)大為簡(jiǎn)化，質(zhì)量減輕，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤(pán)在整個(gè)圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損比較均勻。另外，由于膜片彈簧具有非線(xiàn)性的彈性特性，故在從動(dòng)盤(pán)磨損后，仍能可靠地傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩而不致產(chǎn)生滑磨。此外，因膜片彈簧是一種旋轉(zhuǎn)對(duì)稱(chēng)零件，平衡性好，高速下其壓緊力降低很少[10]。 2.2.2 濕式雙離合器性能分析 濕式離合器有較好的可控性和控制品質(zhì),結(jié)構(gòu)比較單一，具有壓力分布均勻、磨損小且均勻、傳遞轉(zhuǎn)矩容量大、不用專(zhuān)門(mén)調(diào)整摩擦片間隙等特點(diǎn)。由于它用液壓油強(qiáng)制冷卻，允許起步時(shí)較長(zhǎng)時(shí)間打滑，并且高擋起步時(shí)不會(huì)燒損襯面，壽命可達(dá)干式離合器的5~6倍。 濕式雙離合器受限于產(chǎn)生熱量的速度，但不受產(chǎn)生的總熱量的限制。在結(jié)合過(guò)程，盡管會(huì)產(chǎn)生較多的熱量，但因冷卻油能不斷把熱量帶走，離合器仍能保持很好的工作狀態(tài)。濕式離合器具有良好的散熱特點(diǎn)，適用于離合器結(jié)合過(guò)程中壓力逐步增加、發(fā)熱速度較慢的工作狀況。 濕式雙離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞通過(guò)浸沒(méi)在油中的濕式離合器摩擦片來(lái)實(shí)現(xiàn)。濕式離合器工作環(huán)境對(duì)外全封閉，免受外界溫度、粉塵及內(nèi)部機(jī)油的影響，工作性能穩(wěn)定。摩擦副間有油膜存在，接合過(guò)程中為混合摩擦狀態(tài)，接合過(guò)程平順。但濕式離合器摩擦片與對(duì)偶鋼片均較薄，其損壞形式多為瞬時(shí)溫升過(guò)高或溫度分布不均導(dǎo)致的燒蝕或翹曲，而不是摩擦片的磨損。工作過(guò)程中需要強(qiáng)制冷卻系統(tǒng)，從而造成功率損失。同時(shí)由于液壓油的存在，導(dǎo)致離合器不能徹底分離，產(chǎn)生功率損失，其結(jié)構(gòu)比干式復(fù)雜，因而制造難度大，制造成本高。 通過(guò)干式與濕式離合器性能比較可知，雖然濕式雙離合器采用強(qiáng)制冷卻措施具有散熱效果好的明顯優(yōu)點(diǎn)，但其復(fù)雜的結(jié)構(gòu)增加了制造難度與成本。而與之相比，由于目前膜片彈簧的引用彌補(bǔ)了干式離合器結(jié)構(gòu)尺寸較大的缺點(diǎn)，使得開(kāi)發(fā)具有良好的生產(chǎn)繼承性、較高的傳動(dòng)效率、相對(duì)較低的生產(chǎn)成本等特點(diǎn)。另外，對(duì)于輕型轎車(chē)，因其工作轉(zhuǎn)矩小，更符合干式雙離合器適用于小轉(zhuǎn)矩作用工況的條件[11]。 2.3 DCT基本結(jié)構(gòu)方案的確定 根據(jù)上述DCT的雙離合器模塊、齒輪軸系結(jié)構(gòu)及執(zhí)行機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式特點(diǎn)，結(jié)合本文研究的原型車(chē)特點(diǎn)和要求，確定所要開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)的DCT雙離合器、機(jī)械系統(tǒng)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)的基本結(jié)構(gòu)方案。 1、結(jié)合原型車(chē)的參數(shù)要求，本文中研究的DCT采用干式雙離合器的結(jié)構(gòu)方案。 2、根據(jù)常見(jiàn)的DCT結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及其適用的乘用車(chē)的布置形式，選擇雙中間軸式的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案。 2.4 本章小結(jié) 本章詳述了雙離合器自動(dòng)變速器的基本工作原理。對(duì)不同結(jié)構(gòu)的DCT結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行了分析，主要分析了兩軸式、單中間軸式、雙中間軸式的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，分析了干式和濕式離合器的特性，為結(jié)構(gòu)選型提供參考。對(duì)DCT的執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案進(jìn)行了分析，根據(jù)原車(chē)的結(jié)構(gòu)和相關(guān)參數(shù)，確定設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)方案。 第3章 雙離合器自動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是在給定主要整車(chē)參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示。 表3.1 整車(chē)主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 200/6200（kw/rpm） 車(chē)輪型號(hào) 245/40R18 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 250/5000（Nm/rpm） 最高車(chē)速 250km/h 前軸負(fù)荷 8000N 后軸負(fù)荷 7000N 輪胎氣壓 2.5MPa 轉(zhuǎn)向盤(pán)操縱力 不超過(guò)200N 3.1.1 傳動(dòng)比范圍 變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē)最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車(chē)速等。目前乘用車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車(chē)在5.0～8.0之間，其它商用車(chē)則更大[14]。 本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為0.8。 3.1.2 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 1、主減速器傳動(dòng)比的確定 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車(chē)行駛速度之間的關(guān)系式為： （3.1） 式中： ——汽車(chē)行駛速度（km/h）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車(chē)輪滾動(dòng)半徑（m）； ——變速器傳動(dòng)比； ——主減速器傳動(dòng)比。 已知：最高車(chē)速==250 km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.8；車(chē)輪滾動(dòng)半徑(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==6200（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式： (3.2) 2、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿(mǎn)足最大通過(guò)能力條件，即用一檔通過(guò)要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）[16]。用公式表示如下： （3.3） 式中： G ——車(chē)輛總重量(N)； ——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02)； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動(dòng)比； ——變速器傳動(dòng)比； ——為傳動(dòng)效率（0.85~0.9）； R ——車(chē)輪滾動(dòng)半徑； ——最大爬坡度（一般轎車(chē)要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （3.4） 已知：；；r=0.3266m； N·m；；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與地面輻照條件確定： 即： 為道路附著系數(shù)，取值范圍為0.5~0.6，取為0.6 為汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里取70%mg， 把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是： 校核最大傳動(dòng)比：=3.0~4.5 校核得到=3.5 在3.0~4.5之間，故 3、變速器各檔速比的配置 按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即： 3.1.3 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： （3.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，多檔的變速器=8.9~9.3； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為250（N·m）； ——變速器一檔傳動(dòng)比為2.8； ——變速器傳動(dòng)效率，取96%。 （8.9~9.3）=78.83mm 初取A=80mm。 3.1.4 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。 乘用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長(zhǎng)度為270mm。 3.1.5 齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。 轎車(chē)模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表3.2選取其他各檔模數(shù)為，由于轎車(chē)對(duì)降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 表3.2 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù) 車(chē) 型 乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L 貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t 1.014 對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角[15]。 本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。 本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為24°。 4、齒寬 齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)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小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)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)的大小來(lái)選定齒寬： 斜齒，取為6.0～8.5 斜齒輪取7.0，mm 5、齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)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(yīng)力也減少。在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒[19]。 本設(shè)計(jì)取為1.00。 3.1.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配 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(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)。 圖3.1 變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 一擋： = = =48.72取=49，則=12.895，取=14則=35 修正中心距：=則A=80.45取A=71·則=24.85o 二擋： = = =48.72取=49，則=14.94，取=15，則 = 34 則A=80.45取A=71 則=24.85o 三擋：==1.85， = =48.72取=49 則Z12=17.19取=17 則=32 則A=80.45取A=71 則=24.85o 四擋： = = =48.72取=49 則=19.6取Z1=19則=30 則A=80.45取A=71 則=24.85o 五檔： = = =48.72取=49 則=22.07取Z16=23則=26 則A=80.45取A=71 則=24.85o 六檔： = = =48.72取=49 則=24.62取Z3=25則=24 則A=80.45取A=71 則=24.85o 七檔： = = =48.72取=49 則=27.22取Z14=27則=22 則A=80.45取A=71 則=24.85o 倒擋齒輪：（直齒） 倒擋選用的模數(shù)往往與一擋相近，故選用為=3.00 倒擋傳動(dòng)比比一擋略大些取=3.0 初選倒擋齒輪Z7=14 Z8=19 Z9=30 3.1.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 各擋齒輪的變位系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)線(xiàn)圖來(lái)選取： 圖3.2 變位系數(shù)線(xiàn)圖 1、一檔齒輪的變位 =80.45 A=81 A 進(jìn)行角度變位： 則計(jì)算得=21.57 則計(jì)算得 通過(guò)選擇變位系數(shù)線(xiàn)圖查得： 由u= 則在線(xiàn)圖的左側(cè)可以查得：，則 則 2、其它各檔齒輪的變位 采用與一檔齒輪變位的方法和公式，得到其余各檔的變位系數(shù)如表3.3： 表3.3 各檔齒輪的變位系數(shù) 檔位 總變位系數(shù) 主動(dòng)齒輪變位系數(shù) 從動(dòng)齒輪變位系數(shù) 二檔 0.23 0.41 -0.18 三檔 0.23 0.33 -0.1 四檔 0.23 0.22 0.01 五檔 0.23 0.2 0.03 六檔 0.23 0.2 0.03 七檔 0.23 0.2 0.03 倒檔 0.05 0.22 0.214 0.237 0.183 0.054 3、齒輪參數(shù)的計(jì)算 一擋齒輪參數(shù)：已知，，Z11=35，mm,mm 分度圓直徑 =3×14/cos24.85°=46.286mm =3×35/cos24.85°=115.714mm 齒頂高 =4.08mm =2.31mm 齒根高 =2.52mm =4.29mm 齒全高 =6.6mm 齒頂圓直徑 =54.446mm =120.334mm 齒根圓直徑 =41.246mm =107.134mm 節(jié)圓直徑 mm mm mm mm 采用與一檔齒輪變位的方法和公式，得到其余各檔齒輪的參數(shù)見(jiàn)表3.4、表3.5、表3.6。 表3.4 一檔、二檔、三檔齒輪參數(shù) 齒輪 一檔 二檔 三檔 10 11 5 6 12 13 法向模數(shù) 3 壓力角 20 螺旋角 24.85 齒頂高系數(shù) 1.0 頂隙系數(shù) 0.25 齒數(shù) 14 35 15 34 17 32 理論中心距 80.45 80.45 80.45 齒輪 一檔 二檔 三檔 實(shí)際中心距 81 81 81 分度圓直徑 46.286 115.714 49.592 112.408 56.204 105.796 齒頂高 4.08 2.31 4.08 2.31 3.84 2.55 齒根高 2.52 4.29 2.52 4.29 2.76 4.05 齒全高 6.6 6.6 6.6 6.6 6.6 6.6 齒頂圓直徑 54.446 120.334 57.752 117.028 57.884 110.896 齒根圓直徑 41.246 107.134 44.552 103.828 50.684 97.696 節(jié)圓直徑 46.29 115.71 49.59 112.41 56.20 105.80 節(jié)圓半徑 23.145 57.855 24.795 56.205 28.1 52.9 總變位系數(shù) 0.23 0.23 0.23 變位系數(shù) 0.41 -0.18 0.41 -0.18 0.33 -0.1 表3.5四檔、五檔、六檔齒輪參數(shù) 齒輪 四檔 五檔 六檔 1 2 16 17 3 4 法向模數(shù) 3 壓力角 20 螺旋角 24.85° 齒頂高系數(shù) 1.0 頂隙系數(shù) 0.25 齒數(shù) 19 30 23 26 25 24 理論中心距 80.45 80.45 80.45 實(shí)際中心距 81 81 81 分度圓直徑 62.82 99.18 76.04 85.96 86.25 79.35 齒頂高 3.51 2.88 3.45 2.94 3.45 2.94 齒根高 3.09 3.72 3.15 3.66 3.15 3.66 齒輪 四檔 五檔 六檔 齒全高 6.6 6.6 6.6 6.6 6.6 6.6 齒頂圓直徑 69.84 104.94 82.94 91.84 89.55 85.23 齒根圓直徑 56.64 91.74 69.74 78.64 76.35 72.03 節(jié)圓直徑 62.82 99.18 76.04 85.96 82.65 79.35 節(jié)圓半徑 31.41 49.59 38.02 42.98 41.325 39.675 總變位系數(shù) 0.23 0.23 0.23 變位系數(shù) 0.22 0.01 0.2 0.03 0.2 0.03 表3.6七檔、倒檔、主減速器齒輪參數(shù) 齒輪 七檔 倒檔 14 15 7 8 9 法向模數(shù) 3 壓力角 20° 螺旋角 24.85° 齒頂高系數(shù) 1.0 `頂隙系數(shù) 0.25 齒數(shù) 27 22 14 19 28 理論中心距 80.45 實(shí)際中心距 81 63 63 49.5 分度圓直徑 89.26 72.74 42 57 84 齒頂高 3.45 2.94 3.9 2.37 2.37 齒根高 3.15 3.66 4.65 4.38 4.38 齒全高 6.6 6.6 7.74 6.75 6.75 齒頂圓直徑 96.16 78.62 49.8 61.74 88.74 齒根圓直徑 82.96 65.42 32.7 48.24 75.24 齒輪 七檔 倒檔 節(jié)圓直徑 89.27 72.73 42 57 84 節(jié)圓半徑 44.635 36.365 21 28.5 42 總變位系數(shù) 0.23 -0.72 變位系數(shù) 0.2 0.03 -0.3 -0.21 -0.21 3.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 1、滿(mǎn)足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠 合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪[18]。 由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。 3.2.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為250N.m，最高車(chē)速5250Km/h，齒輪傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。 輸入軸 ==250N.m 輸出軸 ==250×0.96×0.99=237.6N.m 3.2.3 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 輪齒強(qiáng)度計(jì)算 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （a）直齒輪彎曲應(yīng)力 圖3.3齒形系數(shù)圖 (3.6) 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計(jì)算載荷（N.mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖3.3。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 計(jì)算倒擋齒輪7，8，9的彎曲應(yīng)力，， =14，=23，=29， =0.165,=0.121，=0.126， = =641.04MPa<400～850MPa = =464.02MPa<400～850MPa = =600.54MPa<400～850MPa = =734MPa<400～850MPa (b)斜齒輪彎曲應(yīng)力 (3.7) 式中：—計(jì)算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100～250MPa。 （1）計(jì)算一擋齒輪10，11的彎曲應(yīng)力 =14，=35，=0.17，=0.165，=250Nm， =24.85° = =240.91MPa<100～250MPa =267.31MPa<180～350MPa （2）計(jì)算二擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =15，=34，=0.168，=0.171，=250N.m，=24.85° =269.53MPa<180～350MPa =173.87MPa<180～350MPa （3）計(jì)算三擋齒輪12，13的彎曲應(yīng)力 =17，=32，=0.176，=0.173，=250N.m， =24.85° =210.80MPa<180～350MPa =230.96MPa<180～350MPa （4）計(jì)算四擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 =19，=30，=0.181，=0.174，=250N.m，=394.74N.m， =24.85° =197.51MPa<180～350MPa =222.58MPa<180～350Mpa4） （5）計(jì)算五擋齒輪16，17的彎曲應(yīng)力 =23，=26，=0.182，=0.173，=250N.m，=282.61N.m， =24.85° =150.67Pa<180～350MPa =188.12MPa<180～350Mpa （6）計(jì)算六擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =25，=24，=0.185，=0.183，=250N.m，=24.85° =146.86MPa<180～350MPa =160.84MPa<180～350MPa （7）計(jì)算四擋齒輪14，15的彎曲應(yīng)力 =27，=21，=0.183，=0.168，=250N.m， =24.85° =137.47MPa<180～350MPa =162.22MPa<180～350MPa 3.2.4 輪齒接觸應(yīng)力校核 (3.8) 式中： 　——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），； 　——計(jì)算載荷（N·mm）；