毕业设计（论文）汽车双离合式自动变速箱结构设计

学号密级哈尔滨工程大学学士学位论文汽车双离合式自动变速箱结构设计院（系）名称：专业名称：学生姓名：指导教师：2014年6月汽车双离合式自动变速箱结构设计杨明哈尔滨工程大学学号密级汽车双离合式自动变速箱结构设计Design of Double Clutch TypeAutomatic TransmissionStructure学生姓名：所在学院：所在专业：指导教师：所在单位：论文提交日期：2014年6月12日论文答辩日期：2014年 6 月22日学位授予单位：学士学位论文摘要双离合式自动变速箱是新一代的自动变速器。它结合了液力机械自动变速器和电控机械自动变速器的优点，实现了动力换挡、减少了换挡时间、提高了换挡品质、极大地提高了汽车的舒适性和操纵性，已成为汽车变速器新的发展方向。双离合自动变速箱的结构设计对于变速箱换挡性能和制造成本、制造复杂程度的影响至关重要。本文主要展开了双离合式自动变速器的结构设计，主要进行了以下的工作：在分析了常见的双离合式自动变速箱的结构形式和工作原理基础上首先确定了干式双离合的双中间轴式自动变速器的总体方案。针对双中间轴式DCT的齿轮箱的传动比进行分配就算，确定齿轮轴系的结构，然后对双离合式自动变速器的箱体部分进行设计，最后对主要的零部件：齿轮轴、齿轮、轴承等进行计算校核，结果表明本文的结构设计满足强度要求，设计合理。本文所设计的干式双中间轴式自动变速器其具体设计过程和校核分析作为具体案例具有参考意义。关键词：双离合器自动变速器；干式双离合器；双中间轴式IABSTRACTDualclutch automatic gearbox is a new generation of automatic transmissions. It combines the advantages of hydromechanical automatic transmission and electronically controlled mechanical automatic transmission to achieve a power shift, reducing the shift time, improved shift quality, which greatly improves the cars comfort and maneuverability, has become a vehicle new direction transmission, and has broad market prospects. Structural design for the dual-clutch automatic transmission gearbox shift performance and manufacturing costs, manufacturing is crucial influence complexity.In this paper launched a design dual-clutch automatic transmission, mainly for the following tasks: the analysis of the basic structure and operating principle of the common dual-clutch automatic gearbox on first determine the twin countershaft dual dry clutch Overall program type automatic transmission. For dual-DCT gearbox intermediate shaft gear ratio allocated even to determine the structure of the gear shaft, and then on the housing portion of the dual-clutch automatic transmission design, the final major components: gear shafts, gears, bearings such as checking calculations, the results indicate that the structural design of this paper to meet the strength requirements, reasonable design.This article is designed dry dual countershaft type automatic transmission to their specific design and verification process analysis with the reference value as a specific case.Keywords:Dual Clutch Transmission;dry dualclutch;twin countershafttype学士学位论文目录第1章绪论11.1双离合器自动变速器的产生背景11.2 DCT的研究目的及意义11.3国内外研究现状21.3.1 国外研究现状21.3.2 国内研究现状31.4选题的研究内容4第2章DCT的总体方案52.1整车主要技术指标52.2 DCT的组成和工作原理52.2.1 DCT的组成52.2.2 DCT工作原理52.2.3换档过程62.3 DCT常用结构形式72.4 双离合器的分析及选用102.5 DCT总体设计方案的确定112.6 本章小结12第3章DCT变速箱结构设计计算133.1 DCT变速箱总体结构设计133.2 DCT齿轮箱结构基本参数设计计算143.2.1 DCT的挡位数和传动比设计143.2.2 中心距设计173.3 DCT齿轮结构参数设计计算183.3.1 齿轮形式和材料183.3.2 齿轮参数设计183.3.3 各挡位齿轮齿数的分配193.4 DCT轴的参数设计计算233.4.1 轴的结构分析233.4.2 轴的结构设计计算233.5轴承分析及选用263.6变速箱箱体结构设计和密封润滑273.6.1 箱体结构设计273.6.2 变速箱的密封和润滑283.7本章小结29第4章齿轮轴系的校核304.1齿轮强度校核304.1.1斜齿轮弯曲强度计算304.1.2齿轮接触应力计算324.2轴强度校核334.2.1轴的刚度验算334.2.1轴的强度验算364.3轴承强度校核384.4本章小结39结论40参考文献41攻读学士学位期间发表的论文和取得的科研成果43致谢44IV第1章绪论第1章绪论1.1双离合器自动变速器的产生背景随着社会经济的快速发展，汽车已成为日常中必备的交通工具，步入千家万户，人们对于汽车驾驶的追求已经不再是简单的代步工具。为了满足更多的不同种类的需求，汽车需要有更好的操纵系统，车辆操纵系统已从最开始的手动变速发展到现在的多种自动化变速。如今越来越多汽车公司将生产出来的车辆装备自动变速箱，先后出现了多种自动变速器。这些变速器都是采用机械式传动的自动变速器，可以把传动效率、结构紧凑和复杂度、工作可靠性、燃油经济性和动力性协调到平衡状态，但都有一个问题就是在换挡过程中动力传输中断严重恶化了换挡动力性，降低了换挡舒适性。为了克服换挡动力中断这一问题，通过巧妙的机械结构设计将两个独立的离合器有机耦合为一体的机械离合器自动变速器，这样就可以充分的利用传统变速器的结构简单紧凑、传动效率高、工作可靠的优点1。最终由德国工程师设计出世界上第一种采用双离合器结构的机械式自动变速器（DCT）。1.2DCT的研究目的及意义现在主流车辆上应用的变速箱有手动和自动两种变速箱，他们各有优缺点，在不同的驾驶者手里存在不同的感觉。手动挡变速箱换挡时的操控性能够带给驾驶者驾驶的乐趣，但手动变速箱存在换挡动力中断的现象；自动变速箱带给驾驶者的是换挡连贯性，但自动变速箱结构复杂，导致换挡慢，使体验降低。双离合式自动变速箱是一种综合传统的自动变速箱的特点，并发展了它们的优点的新一代自动变速箱。双离合式自动变速箱的主要优势有两方面：第一是对车辆性能的提高，包括对换挡时间、换挡冲击、燃油经济性、加速性能方面都得到了提高；第二方面是能降生产成本，包括采用平行轴式的布置代替结构复杂的行星轮和液力变矩器，使结构简单紧凑，制造复杂程度降，同时因其传动结构与传统的机械齿轮传动相似，只需要在原有手动变速器的生产设备基础上再购入一些特定设备即可生产，生产继承性好，这对于国内很多车企如何解决刚起步就面临转型的压力具有借鉴学习的意义2-3。进入二十一世纪以来随着汽车行业的快速发展，我国开始意识到能否掌握自动变速箱技术的自主研发在未来汽车发展中将起到重要影响。双离合器自动变速器在国内的研究才刚刚起步，车企的研发机构和大学校园的研究课题主要针对结构设计、控制理论的研究，在不久的将来能把研究理论结合车企的实际生产，生产出装备自主品牌的双离合变速箱将对我国自动变速箱的发展起到重要意义。1.3国内外研究现状1.3.1国外研究现状双离合自动变速器最早出现在二十世纪三十年代末，由德国工程师Kegresse.A设计出第一代的双离合变速器，如下图1.1所示。这是人类汽车史上重大变革，他第一次把手动变速箱改为两大部分来进行设计。其动力通过双个离合器分别传递到与他们相连的两根输入轴上，相邻各挡的从动齿轮分别布置在中间轴上，换挡时，通过控制两个离合器的分离与闭合带动要换挡齿轮交错与两输入轴上主动齿轮啮合，不用切断发动机与变速箱之间连接就能实现传动比的转换。第一代双离合变速箱没有量产，只是在载货车上进行过试验4-5。图1.11939 年Kegresse发明的双离合器自动变速器二十世纪70年代，Porsche把双离合变速器应用到专业赛车上。这种变速器实现了换挡时因动力断开产生的停滞现象，它也没有在赛车之外的车辆上得到广泛应用。随着电脑集成控制技术快速发展，对双离合式自动变速器的控制方法有了更大的进步空间，并将电子控制的DCT应用到越来越多的车辆上。进入21世纪以来，汽车变速器的研发进入快车道，联合研发使变速器更新换代更快。近年来获得最大成功的要数德国Volkswagen公司与美国Borg Warner联合开发的DCT变速器，如图1.2所示。其中Volkswagen公司主要对变速器主体结构进行制造并对变速器进行初步组装；而Borg Warner公司主要供应双离合器和机电控制部件，这些部件可以把手动变速器升级为双离合自动变速器。截至2008年底，除Volkswagen公司外，已有Porsche、BMW、NISSAN、Ford Motor Company、Volvogroup、AudiAG等多家汽车公司生产装备DCT 的车型6。图1.2大众与博格华纳合作生产的 DCT 系统1.3.2国内研究现状21世纪初，我国才开始对双离合器自动变速器进行具体的研究。主要研究方向也集中在操控方面，做这些研究的多是大学研究机构或者车企的相关研究所。如吉林大学的牛铭奎、程秀生、葛安林7-8等和同济大学的杨伟斌、吴光强9-10等对双离合器式自动变速器换档特性及换档品质的研究；重庆大学姚晓涛、秦大同11等对干式双离合器自动变速器起步的控制研究；北京理工大学郭晓林12、马彪13等对湿式离合器充放油过程动态特性的研究。我国在“十一五”863项目中关于“汽车开发先进技术”重大项目中变速器的开发占了重要比重。2008年8月，中联发实业有限公司成立，通过引进双离合器自动变速器技术，走向自主研发的道路。在国内，几大汽车企业正在转变发展方向，由直接引进到自主研发自动变速器的过渡。一汽大众正在研发双离合器自动变速器的主要控制单元，上汽集团正在扩大生产线，提高产品竞争力，并且生产出装备自主品牌DCT的车型了。奇瑞汽车经过近十年的研究，在国家863计划的部分DCT成功得到展示，奇瑞第一款干式双离合式自动变速器装在车A520上。目前，比亚迪等大型车企也已研究出自主品牌的DCT，并实现了下线装备14。安装双离合自动变速器的车型在中国正在进一步受到热捧，政府和企业研究机构正加大投入，使自主品牌的DCT占有更大的市场份额。1.4选题的研究内容本课题设计的汽车双离合式自动变速箱，涵盖发动机、双离合器本体、双离合器电机执行机构、双中间轴式变速器、驱动轴车轮总成。通过查阅文献资料，确定总体结构设计方案，分析校核计算，选择合适的零部件，并绘制装配图即零件图。课题研究内容：1) 对常见的双离合式自动变速箱的结构形式和工作原理进行分析，选择出本设计所选用的布置结构；比较干式与湿式双离合器的性能差异，选出双离合器；并确定出本文所涉及的总体结构方案。2) 根据所选总体结构布置方式设计本文所要设计的变速器挡位和分配传动比；根据机械式齿轮传动的特点，设计齿轮轴系的具体结构尺寸；参考相关车型的双离合变速箱箱体结构，设计本文的变速箱箱体结构和密封润滑方式。3) 最后对变速箱齿轮轴系部分进行校核，包括传动齿轮、齿轮轴、轴承等的校核计算。确定本文设计的变速箱是否合理。41第2章DCT的总体方案第2章 DCT的总体方案2.1整车主要技术指标本文对双离合器自动变速器总体方案的设计主要是对自动变速箱齿轮轴系和变速箱箱体的设计。现在在汽车上已经有比较成熟的双离合式自动变速器，参考同型号的相关车型选出本文设计的主要技术指标如表2.1所示。表2.1 整车主要参数质量参数整车总质量2t发动机参数最大转矩186.2Nm最大转速6500rpm车轮滚动半径308mm排量2.0L其他的要求：箱体的设计参数要参考相关车型变速箱的具体布置和安装尺寸来综合考虑。2.2 DCT的组成和工作原理2.2.1DCT的组成双离合式自动变速器大体可分为：双离合器部分、齿轮箱和机电控制部分。三大部分中双离合器模块和齿轮箱是负责动力传输的，把发动机的动力通过离合器和齿轮传动输出到驱动桥上；机电控制部分是双离合自动变速器的大脑，它通过分析行驶状况控制双离合器闭合和挂挡，包括双离合器与换挡的执行机构和各种传感器等。本设计主要考虑机械传动部分，即设计主要为齿轮箱的传动齿轮轴系和齿轮箱箱体的设计。2.2.2 DCT工作原理现在主流的自动变速箱都只有一台离合器，换挡过程要分为三个步骤：第一步离合器分离，第二步拨叉拨动同步器换挡，第三步离合器再结合，所有的挡位切换都要完成这三步。驾驶者在换挡时要先踩下离合器踏板，使离合器断开接触，再另所挂挡齿轮啮合，完成齿合后再松开离合器，再接通发动机动力，这就不能实现动力传递的连续性。双离合式自动变速器的传动部分是机械式齿轮传动，与传统的手动变速器相似。其工作原理可以理解为两台手动变速箱分别工作，每当换挡时总是两台变速箱交替工作，并把他们放在一个变速箱内。汽车运行时，总有一个挡位的齿轮组啮合，在驾驶者根据路况要换挡时，车载电脑会根据汽车在不同路况的行驶对驾驶者的换挡意图做出判断，并且预先准备将另一台离合器接合，实际上还没有接合；当换挡时，使用中的离合器分离，带动使用中挡位的齿轮与发动机传来动力中断，同时另一台离合器闭合，已被预先准备挂挡的齿轮啮合。在车辆形式过程中，每个挡位的转换始终都会有一个挡位的齿轮在输出动力，从而不会发生动力传递中断的情形。换挡时只要切换双离合器交替闭合与断开就行，所以，变速器挡位数量的多少，对DCT的工作原理都不会有影响。从换挡开始到结束时间不会超过0.5s，不会让驾驶者感到换挡时所产生的不流畅15。2.2.3换档过程以双中间轴式布置的自动变速器换挡过程为例，其运动简图如下图2.1所示。图2.1双离合自动变速器内部运动简图如图2.1所示，车辆在行驶时需要从2挡挂到3挡时的换挡过程的动力由发动机输入轴离合器22挡主动齿轮2挡被动齿轮同步器中间轴差速器输出轴。挂到3挡后，车载电脑会根据不同路况的行驶情况进行判断，如果车速减慢，则会预挂2挡，如果车辆加速行驶，则会判断可能要加速，预挂4挡。换其他挡位时也是如此。图2.2双离合器自动变速系统控制原理图DCT完成换挡过程与液力自动变速器的换挡时的控制过程相同。其控制原理如图2.2所示16-17。2.3DCT常用结构形式现在国内车上比较常用的自动变速器是五挡的，五挡为最高速度的直接挡，进口车型或者中高档车型有使用六挡自动变速箱的，最高档可设置成超速挡，次高挡为直接挡。乘用车的变速器一般都只设置一个倒挡，只有少数跑车等车型才会有两个倒挡。双离合式自动变速器的挡位设置也遵循主流挡位设计，但倒挡的布置却根据结构的不同会有两种形式。一种是倒挡只用一个惰轮传递动力，这就造成这个惰轮要同时承受来自主动齿轮与中间轴上所带来的弯曲应力影响。第二种倒挡是布置两个惰轮，两个惰轮在一根倒挡轴上，一个倒挡齿轮和输入轴上的齿轮连接带动倒挡轴转动，另一个倒挡齿轮通过倒挡轴再与倒挡输出齿轮啮合，传出动力，实现车辆倒退，这样设计使每个倒挡齿轮只受一次弯曲载荷，工作环境更稳定，还可以增大倒挡传动比18。DCT的结构有多种设计形式，在本文中按照齿轮轴的中间轴布置形式分为，可以将其分为两轴式、单中间轴和双中间轴式三种型式。两轴式DCT：不布置中间轴，将各挡主动齿轮按奇偶挡分别布置在实心输入轴与空心输入轴上，与他们啮合的从动齿轮布置在输出轴上，挂挡时动力传输直接从输出轴输出，如图2.3所示。优点：结构简单、紧凑。缺点：（1）挡位不能过多。由于两轴式变速器的挡位都是布置在实心输入轴和输出轴上，挡位数过多时，会增加轴向长度，易使轴弯曲变形。（2）噪声大，磨损较大。车辆行驶时，高挡位使用时间更久，而两轴式没有直接挡，因此长时间使用高挡位工作会造成齿轮和轴承均受较大负荷，噪声大，也增加了磨损。应用：这种布置多在中、小型轿车上常见。图2.3两轴式 DCT 传动简图单中间轴式 DCT ：单中间轴式自动变速器动力传输过程是通过发动机动力双离合器输入轴各挡齿轮副中间轴输出轴齿轮输出轴。输入轴和输出轴同轴线布置，中间轴平行布置外侧。如图 2.4所示单中间轴式DCT结构简图。优点：能够布置直接挡。缺点：（1）轴向长度过长。与两轴式一样，单中间轴式DCT的各挡位齿轮都沿轴向布置，挡位数过多会增加轴的长度，使轴强度刚度较低，易变形，不稳定。（2）结构较复杂。每挡的从动齿轮都经过中间轴再传递回输入轴，增加长度的同时还要保证刚度，在中间轴中间要布置支撑保证强度，使箱体变复杂。（3）传动效率低。只有在最高速挡运行时传动效率才比较高，其他挡位传动效率都不高。应用：常见于较宽的车型上。图2.4 单中间轴式双离合器自动变速器结构简图双中间轴 DCT：布置有两根中间轴，两根中间轴上分别布置者奇数挡位和偶数挡位，奇数挡位的齿轮与实习输入轴连接，偶数挡位的齿轮与空心输入轴连接，换挡时通过控制双离合器的闭合与分离，带动实心输入轴上挡位的齿轮输出动力或空心输入轴上的齿轮输出动力。其结构简图如图 2.5 所示。图2.5双中间轴式 DCT 结构简图优点：（1）轴向尺寸较小。奇偶挡从动齿轮分别布置在两根中间轴上，能有效减小轴向尺寸。（2）能布置多个挡位。把挡位分为奇偶挡分别布置在两根中间轴上，使结构紧凑，减小了轴向尺寸和变速器的尺寸。（3）轴强度高。相对于单中间轴和两轴式布置的变速器，双中间轴布置使轴向长度大大减小，有效的提高了轴强度。缺点：（1）径向尺寸变大。由于采用两根中间轴与输入轴的平行布置，在减少轴向尺寸的同时，径向尺寸不得不变大。（2）传动效率较低。每一挡位的动力输出都要经过至少两对齿轮啮合才能将动力输出，每一级齿轮传动都会使传动效率变低，在三种布置中，它的效率最低。应用：常用在前置前驱动乘用车上，或在需要较大转矩的车型中。2.4 双离合器的分析及选用DCT的第一部分为双离合器，双离合器的选择是设计变速箱的第一步。从Luk公司提供的离合器负载指数和能力指数的对比图，让我们对离合器的选用有了更为明确的方向，如图 2.6所示。图2.6 负载指数和能力指数对比分析在选择双离合器用干式还是湿式时，可以根据表2.2所提供的两种离合器性能对比进行综合考虑19。结合图2.6和表2.2的分析可以知道：湿式双离合器有快速冷却装置，能使离合器因为摩擦产生的热量迅速冷却，但是结构复杂，成本高。而与之相比，膜片弹簧在干式离合器上的使用弥补了它尺寸大的不足，同时还使干式离合器更易于制造，传动效率也变高，唯一的不足就是不能提供大的转矩，只能应用于轻型车上。表2.2两种离合器的性能比较项目干式 DCT湿式 DCT热负荷性能低高负载性能50N.m250N.m250 N.m 450N.m传动效率90%左右85%左右燃油经济性高较高成本及维护成本低、易维护成本较高、不易维护结构简单紧凑复杂质量轻较重适用车型中、小型乘用车大型轿车、越野车、赛车储备系数大小换挡可控性好较好2.5 DCT总体设计方案的确定根据上述DCT的组成、工作原理和所确定的传动方案，并结合本文参考的原型车特点和要求，确定本文所要设计的DCT总体方案： 通过双离合器的选择分析，本文采用干式双离合器的结构。图2.7双中间轴式DCT结构简图 通过对常见的三种DCT结构优缺点及其适用的乘用车的布置形式的分析，确定了采用双中间轴式DCT的布置形式：1挡、2挡、3挡和4挡布置在中间轴1上，5挡和6挡以及倒挡布置在中间轴2上，外加一根倒挡轴用于布置倒挡的两个惰轮。1挡和倒挡齿轮工作时承受较大的载荷，设计时一般都把它们放在支撑附近。其结构简图如图2.7所示。 箱体的设计和润滑密封要参考有关车型的变速箱结构，还要考虑齿轮轴的装配和变速箱在整车上的安装。2.6本章小结本章详述了双离合器自动变速器的基本工作原理和结构特点。双离合器自动变速器的基本工作原理相当于采用了两个机械式自动变速器交替工作，使车辆在行驶换挡过程中实现动力的不中断传递。分析了DCT的三种布置形式的结构特点，通过分析比较最终确定了双中间轴式布置的机械式齿轮传动结构，变速器具有轴向间距小，能够布置6个挡位，安装在前置发动机的车辆上。比较了干式与湿式双离合器的特性，通过性能分析、适用范围分析以及参考同类型车型的相关应用选出本设计的双离合器为干式双离合器。第3章 DCT变速箱结构设计计算第3章 DCT变速箱结构设计计算3.1DCT变速箱总体结构设计本文设计的DCT齿轮箱总体结构如图3.1所示。两根输入轴分别与双离合器相连，换挡时通过对两个离合器的离合，控制两根输入轴传递动力。1挡、2挡、3挡和4挡从动齿轮布置在中间轴1上，5挡和6挡从动齿轮布置在中间轴2上，并且奇数挡主动齿轮布置在实心输入轴上，偶数挡主动齿轮布置在空心输入轴上，倒挡采用两个惰轮布置在倒挡轴上。从动齿轮通过同步器与输出轴连接传递动力。各轴的布置位置如图3.2所示。图3.1 双中间轴式变速箱装配图12挡齿轮；24挡齿轮；33挡齿轮；41挡齿轮；55挡齿轮；6倒挡齿轮R1；76挡齿轮；8倒挡齿轮R2；9倒挡轴；10中间轴2；11空心输入轴；12实心输入轴；13中间轴1变速箱采用整体式箱体，分为两部分，主箱体主要是安装齿轮轴系，箱体盖主要是用于离合器的安装和变速箱整体安装在车上。箱体两部分采用密封圈密封，也用调整轴向间隙。各部件具体设计过程如下。图3.2 各轴的空间布置1中间轴1；2实心输入轴与空心输入轴；3倒档轴；4中间轴23.2 DCT齿轮箱结构基本参数设计计算3.2.1DCT的挡位数和传动比设计本设计采用的是六挡自动变速器，计算具体齿轮轴系需要先确定各挡的传动比，再根据传动比和齿轮模数才能设计出具体齿轮轮轴系的布置位置。 挡位数的选择本文设计的车型变速箱的安装为前横置，发动机和变速器安装在同一轴线上。如图3.3所示。图3.3 前横置布置的发动机与变速箱目前在所有小型和中型的车辆通常都采用前横置传动系，前横置传动布置能够为乘用车传递更大转矩，同时能提高其强度与刚度。双离合器自动变速器的挡位数选择参考表 3.1 。表3.1挡位的最优组合转矩手动变速器自动变速器350 Nm6 挡6 挡根据整车设计参数选择设计为6挡变速器，即有六个前进挡和一个倒退挡构成20-22。 传动比的初步确定变速器的设计步骤先从传动比的计算开始。汽车变速器的直接挡传动比为1.0，超速挡的传动比为0.70.8。本设计为六挡变速器，其中五挡设为直接挡，即传动比为1，六挡为超速挡，传动比小于1。传动比的确定要先确定最低挡的传动比，再根据初定的直接档计算出其它挡位传动比。1挡传动比的确定主要考虑两方面：一是汽车爬最大坡度时用1挡传动，输出扭矩最大；二是在1挡低速行驶时，车辆在路面上不能出现驱动轮打滑现象。汽车爬坡为最大角度时，需要用最大转矩，即挂1挡行驶，此时行驶速度很慢，忽略空气阻力，转化成物理受力分析，则最大驱动力要大于等于轮胎与地面间的滚动摩擦力及汽车重量在沿斜面的分力。故有： (3-1)则由式（3-1）可计算出车辆爬最大坡度时所需要的传动比为范围： (3-2)式中：m汽车总质量，由设计参数得m=2000kgg重力加速度，g=9.8m/s2f滚动阻力系数，选0.018最大爬坡角，乘用车的最大爬坡度约为30%，即16.7，取=20道路最大阻力系数驱动车轮的滚动半径,驱动车轮滚动半径根据设计参数为=0.308m发动机最大转矩，即186.2Nm主减速比，轿车在34.5之间，取=4.5汽车传动系的传动效率，有极机械变速器传动系的轿车，其传动效率可取为0.90.92，取为0.9带入式（3-2）数据计算得：水平路面行驶时，车辆驱动轮不能打滑。驱动轮上的动力要大于附着力。根据驱动车与路面的附着条件： (3-3)则由式（3-3）可得： (3-4)式中：汽车总重在水平路面时给地面的载荷,=mg，是轴荷分配百分比。根据前置车辆变速箱布置选=60%路面附着系数，平时车辆行驶路面，值为0.70.8，取0.75根据式（3-4）带入数据计算得：所以可以得到一档传动比的取值范围：初选3.20各挡为近似等比数列，公比为： (3-5)式中：n为挡数。汽车在行驶时除去起步阶段或特殊路况，一般都是挂高速挡行驶的，所以在实际设计时高挡区的传动比比低挡区的小。即： (3-6)五档为直接档，传动比为,根据式（3-5）得q=由式（3-5）和式（3-6）可以初步选择各挡传动比如表3.2所示：表3.2 各挡传动比档位123456传动比3.202.181.561.2010.83本设计的传动比范围，符合乘用车的传动比范围3.04.5之间。倒档传动比与1挡传动比类似，比1挡略大选为。3.2.2 中心距设计双中间轴式布置两个中心距、，即输入轴与中间轴的距离。中心距的大小主要由各挡位传动比和齿数确定的，它能影响自动变速器的尺寸、体积及质量，可以进行微调，调整时首先要能保证齿轮的接触强度。本文设计的双中间轴式DCT采用了共用齿轮设计，因为齿轮模数相同但齿数不同，所以要使两组齿轮正常啮合，两个中间距不能相等，即。这样设计还能够简化结构，使制造方便。DCT的中心距一般根据下述经验公式计算： (3-7)式中：A变速器中心距中心距系数，乘用车:=8.99.3，取=8.9发动机最大转矩，为186.2N/m变速器一档传动比变速器传动效率，取96%中心距可先由公式（3-7）计算得到，即：式中：中间轴1与实心输入轴距离为中间轴与空心轴的中心距。等确定了齿轮模数和所布置的挡位齿轮数后，可计算出。3.3DCT齿轮结构参数设计计算3.3.1 齿轮形式和材料现在生产的双离合器自动变速器为实现具有运转平稳、噪声低、寿命长等突出的特点，全部采用斜齿轮传动方案。汽车变速器的齿轮多采用渗碳合金钢制作，为渗碳合金钢20CrMnTi。齿轮精度不低于7级。输入轴上的齿轮选择左旋。3.3.2齿轮参数设计 齿轮模数的确定模数是齿轮的重要参数，它能影响齿轮的强度、质量、噪声、工艺等。模数的选取一般遵循的原则：在中心距相同的条件下，小模数齿轮有更宽的齿宽和更多的齿数，能增加两齿轮啮合的重合度，减少因接触过小而产生的震荡，减小噪声；大模数的齿轮可以减小齿数和齿宽，减轻齿轮重量；齿轮尽量选择一样的模数，这将方便生产。按表3.3选取汽车变速器齿轮的模数。表3.3汽车变速器齿轮模数发动机排量V / L1.0 V 1.61.6 V 2.5模数/ mm2.252.752.753.00选取较小模数并增多齿数有利于换档，所选模数值应符合国家标准。选=2.75。 压力角、螺旋角压力角的选择：乘用车选择的压力角主要考虑噪声影响，应选择小些的压力角，根据国家规定的标准压力角为20，本文压力角采用=20。螺旋角的选择：一般选择为15 25，螺旋角越大，齿轮强度越高。初选螺旋角。 齿宽b齿宽b的选择：斜齿轮齿宽:，为齿宽系数，取为6.08.5。齿宽系数选为8.0。则齿宽b=22mm 齿顶高系数齿顶高系数的选择：汽车变速器齿轮的齿顶高系数规定为=1.0。 齿轮修正齿轮修正常采用变位齿轮。变位系数的分析选择：变为齿轮能够避免齿轮根部相切，提高齿轮运行时的平稳性，避免不必要磨损降低齿轮使用寿命。变位系数的选择要结合本文设计的中心距情况而定。中心距确定，则1挡、2挡、3挡和4挡齿轮应采用高度变位，5挡和6挡齿轮确定后计算出中心距，也可以使用高度变位齿轮。3.3.3各挡位齿轮齿数的分配变速箱各挡齿轮的布置如图2.7所示，下面是计算每个挡位的啮合齿轮齿数。 1挡齿轮副齿数的计算1挡传动比：式中：1挡主动齿轮齿数1挡从动齿轮齿数1挡啮合齿轮齿数和为，计算公式为：（3-8）由初算的和角，代入式（3-8）可计算出在取齿数和时应注意最好不使为偶数，以减少大小齿轮有公约数的机会，否则会出现齿面的不均磨损。所以取整为51。的最小齿数受到中间轴轴径的限制，尽可能取小些，的选定应与中间轴轴径统一考虑，=12，=39。核算1挡传动比：计算结果与3.20近似相等，故确定1挡传动齿轮的齿数=12，=39。 修正中心距和螺旋角确定齿数后，按式(3-8)反算中心距，修正后的中心距中心距准确值为=75mm。修正后的中心距则为各挡分配的依据。由式（3-4）计算出1挡齿轮的螺旋角 中间轴1上其他挡位齿轮副计算1) 2挡齿轮副齿数计算2挡齿轮的齿数和式中：2挡主动齿轮齿数2挡从动齿轮齿数齿数和选51。2挡初选的传动比为2.18，计算得=16,=35。校核2挡传动比：结果与2.18近似相等，可以确定 2 挡传动齿轮的齿数=16,=35。修正2挡齿轮的螺旋角2) 3挡齿轮副齿数的计算3挡齿轮的计算过程与2挡类似，取为51。由初选的，根据式（3-8）可计算出，。核算3挡传动比的大小：式中：3挡主动齿轮齿数3挡从动齿轮齿数计算结果与1.56近似相等，确定3挡齿轮齿数，。3) 4挡齿轮副齿数的计算根据初选的4挡传动比，可计算出4挡齿轮齿数，。校核4挡传动比大小：式中：4、6挡主动齿轮齿数4挡从动齿轮齿数计算结果与1.20近似相等，确定4挡齿轮齿数，。 6挡齿轮副齿数的计算因为6挡与4挡共用空心输入轴上的主传动齿轮，已计算出和初选的，根据式（3-8）可计算出。核算6挡传动比大小：式中：6挡从动齿轮齿数4、6挡主动齿轮齿数计算结果与0.83相等，确定6挡齿轮齿数。 中心距的计算算出了4挡和6挡传动齿轮齿数后，可根据它们共用公共齿轮计算中间轴2与空心输入轴的中心距： (3-9)式中：中心距2，5、6挡从动齿轮所在轴与空心输入轴距离 5挡齿轮齿数的计算根据式（3-9）所计算出的中心距，可计算出5挡齿轮齿数。5挡传动齿轮齿数和：初选43，由5挡传动比和齿轮齿数选择原则，选，。核算5挡传动比大小： 惰轮齿数的计算1) 倒挡齿数的计算倒挡齿轮模数为。惰轮2的齿数一般在2123之间，为避免干涉，齿轮2和3的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，则有： (3-10)式中：齿轮2的齿顶圆直径齿轮3的齿顶圆直径 (3-11)将式（3-11）代入式（3-10），并带入数值可计算的，符合齿数选择要求。参考原型车变速器的倒挡齿数，初选由倒挡传动比 (3-12)式中：倒挡常啮合齿轮10、11的传动比倒挡常啮合齿轮1、2的传动比将数据代入式（3-12）可得。2) 计算倒挡轴和输入轴之间的中心距根据式（3-8）代入数据可得3) 计算倒挡轴和中间轴2的中心距根据式（3-8）代入数据可得4) 校核倒挡传动比计算值比与3.50近似相等。经过计算所得各挡传动比和各挡的两个传动齿轮齿数如下表3.4齿轮结构参数所示表3.4齿轮结构参数挡位123456R1R2传动比3.252.191.551.210.960.832.251.53主动齿轮齿数1216202322231215从动齿轮齿数39353128211927233.4 DCT轴的参数设计计算3.4.1 轴的结构分析双中间轴式DCT的布置由两根输入轴，两根中间轴，一根倒挡轴组成，它们成平行轴式的分布。其中两根输入轴，一根为实心输入轴，另一根为空心输入轴，空心输入轴套在实心输入轴上，两个轴共轴线，转动时通过轴承分开，不会产生影响。把挡位分为奇偶挡分别布置在两根输入轴上，其中实心输入轴上布置的是1挡、3挡和5挡主动齿轮，空心输入轴上布置的是2挡、4挡和6挡主动齿轮，并且4挡和6挡共用空心轴上的主动齿轮。倒挡轴上的从动齿轮与1挡共用实心输入轴上的主动齿轮，倒挡轴上的主动齿轮与中间轴2上的从动轮啮合。实心输入轴在空心输入轴中转动，两根轴都采用阶梯轴的结构形式设计。参考相关车型的变速箱轴设计，实心轴上的1挡主动齿轮做成齿轮轴，与轴设计成一体的，3挡和5挡主动齿轮通过花键安装在实心输入轴上。轴上还有脉冲信号轮，轴的长度要根据齿轮宽度，脉冲信号轮、弹性挡圈等标准件和安装要求来设计。空心轴上的2挡和4、6挡主动齿轮参考原型车设计为空心齿轮轴，其上也有脉冲信号轮检测速度。具体轴长尺寸要考虑安装在实心输入轴的尺寸和安装要求进行设计。两根中间轴主要设计尺寸要考虑轴承的安装尺寸，一般也要设计成阶梯轴的形式。中间轴1和中间轴2上都有两个同步器，同时输出轴齿轮也在两个中间轴上，所以中间轴的长度要考虑各挡位齿轮的布置、同步器布置、输出轴齿轮、弹性挡圈等标准件和安装方便等方面因素。倒档轴上只有两个惰轮用于传递倒挡时的动力，布置形式主要考虑安装方面。3.4.2 轴的结构设计计算初选轴径，用以确定轴的阶梯。1) 在已知变速器中间距的情况下，中间轴的最大直径可根据经验公式可计算出来中心距初选公式： (3-13)系数选为0.5，中间轴1和中间轴2的最大直径按式（3-13）计算得：式中：中间轴1的直径中间轴2的直径2) 实心输入轴的花键部分直径也可按经验公式选择： (3-14)式中：K为经验系数，K=4.04.6；发动机最大转矩（Nm）根据式（3-14）可计算出实心轴花键部分直径，选取经验系数4.0，则具体尺寸要结合设计过程中所选花键具体确定，但不会相差太大。3) 对于空心输入轴的内外径有如下关系： (3-15)式中：空心输入轴内径空心输入轴外径在初选出每轴的尺寸后根据具体安装情况画出零件图。图3.4 实心输入轴实心输入轴如图3.4所示。实心输入轴上有两个花键轴分别与5挡和3挡主动齿轮啮合，选择的花键为45渐开线花键。轴上有一个脉冲信号轮，一个定位卡簧，轴向有三个主动齿轮，宽度为22mm，其中1挡主动齿轮与轴设计成一体，考虑到重合度，应略宽2mm，另外空心轴上还有两挡齿轮的齿宽长度和空心轴脉冲信号轮，最后考虑两端安装支撑的选用轴承的长度和安装直径。空心输入轴如图3.5所示。空心输入轴上4挡、6挡共用的主动齿轮和2挡主动齿轮都为齿轮轴，这样设计能够提高轴的强度。空心轴的内外直径按式（3-15）设计，内径的尺寸要考虑安装滚针轴承的大小。空心输入轴的长度主要是两个齿轮齿宽和支撑端轴承安装长度，还有2挡和4、6挡齿轮之间同步器的安装长度。另外其上也有速度脉冲信号轮，检测转速。图3.6 中间轴1图3.5 空心输入轴中间轴1如图3.6所示。中间轴1上布置了4个挡位的空转从动齿轮，当挂挡时由换挡拔插拨动同步器与齿轮上的啮合齿啮合，从而带动中间轴旋转，再通过输出齿轮与减速器啮合输出发动机动力到车轮。中间轴上有两个同步器，同步器轴的连接是靠渐开线花键连接，在初选最大直径之后，根据具体安装要设计成阶梯状，在根据接替情况具体选择花键尺寸。同步器与轴的轴向用卡簧固定。中间轴2如图3.7所示。中间轴2上有三个挡从动齿轮齿宽长度。与中间轴1的设计相似，中间轴2的设计还要考虑倒挡惰轮R1的情况，因为倒挡用了两个齿轮传递动力，齿轮R1要和输入轴一挡主动齿轮啮合，齿轮R2要和中间轴2上的齿轮啮合。只能采用空间三角布置。倒挡与6挡的空转从动齿轮通过同步器与中间轴2连接，5挡单独用一个同步器。这样设计6挡从动齿轮的轴向定位就得用套筒定位。根据脉冲信号轮图3.7 中间轴2的大小和其他挡位的布置情况，及安装要求，最终确定了中间轴2的轴结构。图3.8 倒挡轴倒档轴如图3.8所示。倒挡轴上只有两个倒挡齿轮通过花键与轴相连。轴的长度要根据安装要求和与输入、输出齿轮的配合来定。齿轮的定位采用套筒与轴肩两边定位。3.5轴承分析及选用实心输入轴和空心输入轴之间要能够同轴线转动，但不能产生摩擦，现在汽车设计为了解决这个问题采用滚针轴承使两根轴能够相对转动。由于安装空间狭小，用冲压外圈滚针轴承，具体选择型号根据轴的尺寸确定后选择。中间轴上的常啮合空转齿轮为了实现空转并且安装空间狭小的要求，选择的轴承也为滚针轴承，选择向心滚针和保持架组件的滚针轴承。每根轴的两端都要用轴承支撑，考虑到传动齿轮为斜齿，传动时产生轴向力，所以选择的为圆锥滚子轴承。具体型号可以在设计出阶梯轴轴端时结合圆锥滚子轴承尺寸进行选择。应用到的圆锥滚子轴承都为30000型：倒挡轴选用型号：30302；中间轴2选用型号：30203；中间轴1选用型号：30204；输入轴选用型号：30205。应用到的滚针轴承型号有两种：向心滚针和保持架组件滚针轴承选用的型号：5挡从动齿轮选用型号K202620；1挡从动齿轮选用型号K253120；6挡从动齿轮选用型号K283520；3、4挡从动齿轮和倒挡从动齿轮选用型号K323930；2挡从动齿轮选用型号K384630。冲压外圈滚针轴承选用的型号：HKH1218和HK2520。3.6变速箱箱体结构设计和密封润滑3.6.1 箱体结构设计图3.9 主箱体（a）主视图；（b）左视图；（c）俯视图（a）（b）（c）变速箱箱体主要参考相关车型的变速箱进行设计，如图3.9所示为主箱体和图3.10所示为箱体盖。箱体是能够安装支撑轴承，为齿轮传动提供保证，还可以起到密封作用，保证内部的齿轮轴不会进尘，同时还能保证内部的润滑不外漏。箱体的壁厚参考减速箱设计，轴承支撑部分设计肋板，提高强度。箱体的设计不仅要考虑内部安装还要考虑在整车的安装。在箱盖部分设计了与发动机部分相连的连接孔。变速箱箱体材料一般用铸件，材料为ZL107，ZL107为铸造铝合金。箱体为剖分式结构。因为传动轴是空间布置的没有都在一条水平线上，所以不能采用水平剖分，参考原车型变速箱箱体，将箱体沿一侧轴承分开。安装时先在盘形的一段将轴安装上，之后再沿各轴将齿轮等件安装上，追后套上桶形的另一半箱体。图3.10 箱体盖（a）主视图；（b）俯视图；（c）剖切面c-c（a）（b）（c）3.6.2 变速箱的密封和润滑汽车变速器是整个汽车传动过程中重要部分，它能把发动机的转速按不同的速度传递到车轮上，也能把发动机的转矩按不同的需要传递到车轮上。变速箱主要是齿轮传动，齿轮传动就导致啮合齿轮、齿轮和轴之间产生摩擦。为避免机械部件的直接摩擦，需要对齿轮之间进行润滑，在齿轮工作面之间形成一层保护的膜，油膜能够使工作面隔开，从而保证了齿轮等接触的机械机构的工效和长久的使用寿命。润滑油从变速器进油螺塞处注入变速箱内，浸入润滑油的齿轮高速转动时，甩动润滑油，从而把其他零件表面润滑，还可以把摩擦产生的热带走。对于轴承的润滑可以通过齿轮侧的油槽使溅射的油润滑轴承，从而实现轴承的润滑。密封是能够保证齿轮箱能够正常安全的润滑，避免泄漏和防止杂物的进入。同时密封材料还要与润滑油的化学性能相适应。从而避免了密封材料的膨胀、硬化和溶化，使密封变差。密封一般为轴透盖部分加密封毛毡，根据空心轴的外径尺寸和转速计算出线速度小于3m/s，选择的粗毛毡密封。对于两部分箱体接合的部分采用密封垫圈，密封垫圈根据同一变速箱统一生产23，不仅能够防止润滑油渗漏和箱外杂质的侵入，还能作为弹性调整垫圈调整轴承间隙。3.7本章小结本章根据汽车变速箱设计步骤，按照双中间轴式自动变速箱的结构和设计方法，对变速箱内部的齿轮传动比、齿数、中心距和初选轴的大小进行了计算，计算结果确定了各轴间的布置距离；再根据阶梯轴的设计原则，设计出实心输入轴、空心输入轴、中间轴1和中间轴2及倒档轴的具体结构；同时结合轴的设计选择出所用轴承；最后对变速箱箱体进行了结构分析和初步设计。第4章齿轮轴系的校核第4章 齿轮轴系的校核4.1齿轮强度校核汽车变速箱的机械式齿轮传动的传动形式和使用条件都是相似的，因此，计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式与通用齿轮强度的计算公式同样可以获得较为准确的结果。4.1.1斜齿轮弯曲强度计算斜齿弯曲强度计算斜齿弯曲应力: (4-1)式中：圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）d节圆直径（mm），应力集中系数,=1.50b齿面宽度（mm） t法向齿距（mm），y齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图4.1查得图4.1 齿形系数y重合度影响系数，将上述参数代入式（4-1），计算得： (4-2)计算载荷按发动机的最大输入转矩计算，乘用车许用应力在180350MPa范围选取。1) 1挡齿轮的弯曲应力计算：在式（4-2）中只有齿形系数是要选取的，其他的参数都在前面已经计算或选出。当量齿数：1挡的变位系数，选。查表4.1，选择齿形系数y=0.21将数据代入式（4-2），可计算出1档主动齿轮弯曲应力在许用应力范围内，齿轮弯曲强度符合要求。1挡从动齿轮的弯曲应力计算同1挡主动齿轮当量齿数计算一样，1挡从动齿轮当量齿数：，查表4.1，选择齿形系数y=0.19，1当从动齿轮的计算着载荷：=6.05105Nm，将数据代入式（4-2），可计算出1挡从动齿轮弯曲应力在许用应力范围内，齿轮弯曲强度符合要求。2) 2、3、4、5、6挡和倒挡齿轮的弯曲应力也按1挡齿轮的计算公式计算，各挡的弯曲应力计算结果如下表4.1表4.1各挡的弯曲应力计算结果（/MPa）挡位123456R1R2主动齿轮弯曲应力198.37164.47138.89127.88137.74144.93230.74170.62从动齿轮弯曲应力219.31175.99138.89127.10138.53145.62322.88294.714.1.2齿轮接触应力计算齿轮接触应力计算公式为： (4-3)式中：齿轮的接触应力（MPa）F齿面上的法向力（N），为圆周力，同齿轮弯曲应力计算参数，d为节圆直径（mm），同齿轮弯曲应力计算参数E齿轮材料的弹性模量（MPa），钢材取2.1105MPab齿轮接触的实际宽度（mm），由齿轮参数选出b=22mm、主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），斜齿轮：, ，、为主、从动齿轮节圆半径（mm）将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.2表4.2许用接触应力齿轮/MP