雙離合自動變速器的七檔齒輪變速器設計
雙離合自動變速器的七檔齒輪變速器設計,雙離合自動變速器的七檔齒輪變速器設計,離合,自動變速器,齒輪,變速器,設計
哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）任務書
姓 名： 董偉 院 （系）：汽車工程系
專 業(yè)：汽車車輛工程工程 班 號：0893112
任務起至日期： 2011年 10月 11日至2011年 12月 28日
畢業(yè)設計（論文）題目：
雙離合自動變速器的七檔齒輪變數器設計
立題的目的和意義：
雙離合器式自動變速器（DualClutehTransmission，即DCT），是由雙軸式手動變速器發(fā)展而來的。他即保留了結構簡單、傳動效率高的優(yōu)點，又具有電液控制方式的優(yōu)點，改善了換擋品質，降低了油耗、故障率和制造成本。目前國內外有許多汽車大公司與學者在致力于雙離合式自動變速器的開發(fā)與研究，并已在多款車上應用。因此研究雙離合自動變速器的工作特性，并對其齒輪變速器進行設計，是非常重要和必須的。
本課題的選擇充分考慮了研究課題對汽車專業(yè)學生學習和工作的指導作用，對本課題的研究能夠使學生了解汽車總成部件的設計方法，通過本課題的研究學生可以完成專業(yè)課程的實踐總結，獲得一定的工程設計工作方法。
技術要求與主要內容：
（1） 發(fā)動機最大轉矩（Nm/rpm）：250/5000；發(fā)動機最大功率（Kw/rpm）:200/6200; 輪胎類型與規(guī)格：245/40R18;汽車最高車速：250Km/h; 前軸負荷：8000N； 后軸負荷：7000N 輪胎氣壓：2.5MPa；轉向盤操縱力：不超過200N；
（2） 設計方法與設計過程參照汽車設計變速器設計規(guī)定進行。
（3） 要求研究汽車汽車設計、機械制圖、機械設計、材料力學等相關知識，并將這些知識有機結合、熟練運用；
（4） 要求對雙離合器式自動變速器的七檔齒輪變速器進行主要參數的選擇與設計計算，工藝合理、成本低、可靠性高；
（5） 用AutoCAD完成裝配圖、零件圖，設計表達設計
一、其中主要的設計內容有：
1. 變速器主要參數的選擇
2. 變速器齒輪參數的確定
3. 變速器結構元件的設計
4. 齒輪的強度計算及校核、軸的計算和校核以及其他零部件的強度計算及校核，
最后進行變速器整體的性能分析，在對各種結構件進行了分析計算后，繪制變速器的整體裝配圖及各主要零部件的零件圖。
二、論文要求
1.參考文獻篇數：10篇以上（其中不少于2篇外文文獻）
2.內容充實，結構清晰合理，符合規(guī)范
3.必須進行大量的實地調查
4.撰寫設計說明書15000字以上。
三、設計（論文）完成后應提交的成果
進度安排：
第1-2周：選題，進行調研，收集資料，完成開題報告。
第3周：研究結構原理、設計步驟與設計方法，確定總體方案。
第4-7周：主要參數的選擇與設計計算。
第8-10周：完成所設計裝配圖與零件圖圖紙。
第11周：完成設計修改;整理完成設計說明書，結題。
第12周：準備答辯
指導教師簽字___________________
年 月 日
系（教研室）主任意見：
系（教研室）主任簽字___________________
年 月 日
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院
畢業(yè)設計（論文）
題 目 雙離合器自動變速器的
七檔齒輪變速器設計
專 業(yè) 車輛工程
學 號 1089311224
學 生 董偉
指 導 教 師 趙雨旸
答 辯 日 期
哈爾濱華德學院
畢業(yè)論文開題報告
學生姓名
董偉
系部
汽車工程系
專業(yè)、班級
車輛工程08-2班
指導教師姓名
趙雨旸
職稱
副教授
從事
專業(yè)
車輛工程
是否外聘
■是□否
題目名稱
雙離合器自動變速器的七檔齒輪變速器設計
一、論文的目 的、意義及研究發(fā)展方向
1、課題研究的目的、意義
傳統(tǒng)的汽車自動變速器主要有液力機械式自動變速器（AT）、無級自動變速器（CVT）以及近幾年開發(fā)的電控機械式自動變速器（AMT）。AT具有較好的駕駛舒適性，操作簡單，技術成熟，但結構復雜、成本高、傳動效率低、油耗較高;CVT具有良好的操作性、駕駛舒適性和較高的傳動效率，但成本也較高，且目前只適用于小排量轎車；AMT是通過在手動變速器上加裝計算機控制的操縱系統(tǒng)來實現自動變速控制具有機構簡單、效率高、成本低等特點，使用手動變速器實現自動換擋成為可能。但換擋時要切斷動力（分離離合器），在動力切斷和再次接合時必然引起傳動系統(tǒng)沖擊，同時動力切斷過程也造成了動力損失，影響了車輛的乘坐舒適性和動力性，目前只能在低檔轎車和重型車輛上應用。
為從根本上解決AMT切斷動力換擋帶來的問題，近年來出現了一種雙離合器式自動變速器(DCT)，DCT是基于平行軸手動變速器發(fā)展而來，它繼承了手動變速器傳動效率高、安裝空間緊湊、質量輕、價格低等許多優(yōu)點，而且實現了動力換擋，這不僅保證了車輛的加速性，而且由于車輛不再產生由于換擋引起的急劇減速情況，也極大地改善了車輛運行的舒適性。所以我設計一款雙離合器自動變速器的七檔齒輪變速器。
DCT在推廣使用方面的一個顯著的優(yōu)點是它幾乎不受傳遞功率的限制，應用范圍廣，它既可以應用在大型載重汽車、城市公共汽車、工程機械、中型貨車等大中型車輛上，使駕駛員免于頻繁的換擋操作，而且由于它的換擋時間很短，也可以應用在運動型車輛上。通常在功率較大的車輛中，它的應用更為有利。這是因為，一般情況下它有兩根傳動軸是同心的，即中間的一根傳動軸是實心的，而套在他外面的則是一根空心的，由于軸的剛度、強度以及結構尺寸等方面的原因，較大的傳動軸軸徑有利于雙離合自動變速器的設計，多適合功率較大的車輛，對于小功率車輛，如果要開發(fā)設計雙離合器式自動變速器，也可以采用雙中間軸的布置方案。這種方案不再采用軸套的方式，而是采用了兩個獨立的中間軸，其剛度和強度都不再有問題，而且這樣設計的雙離合器式自動變速器軸向尺寸非常緊湊。
DCT在推廣使用方面的另一個顯著的優(yōu)點生產成本低。它是靠離合器和齒輪傳遞動力的，復雜程度低，對現有的手動擋變速器生產線稍加改造就可以轉而生產DCT，充分利用原有手動變速器生產設備，生產廠將產品升級到自動變速器。
2、課題研究發(fā)展方向
DCT的動力傳遞通過兩個離合器聯接兩根輸入軸,相鄰各檔的被動齒輪交錯與兩輸入軸齒輪技術導向嚙合,配合兩離合器的控制,能夠實現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。DCT既繼承了手動變速器傳動效率高、安裝空間緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點,而且實現了換檔過程的動力換檔,即在換檔過程中不中斷動力,這不僅對AMT來說是一個巨大的進步,而且還保留了AT、CVT等換檔品質好的優(yōu)點,因此是自動變速器的發(fā)展方向。
3、課題國外的研究狀況
1940年,Darmstadt大學教授RudolphFranke第一個申請了DCT專利,隨后保時捷也發(fā)明了專用于賽車的雙離合變速器(PDK)。然而,在那個時代,未能成功將DCT/PDK技術投入批量生產。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第一個適用于大批量生產和應用于主流車型的DCT。2002年,DCT應用在德國大眾高爾夫R32和奧迪TTV6上。2003年,其相繼推廣到高爾夫等其他車型上。2004年,DCT在德國大眾途安車型上首次與TDI柴油發(fā)動機匹配。到2006年,搭載DCT的大眾車型累計達到70萬輛。2007年,法拉利、雷諾等公司紛紛推出了各自的賽車,一個共同的特點是全都搭載了類似DCT的變速器。同時,Recardo公司開發(fā)出了DCT樣機,并裝備在Bugatti-Veyron跑車上。LuK公司與Ford、Getrag公司合作,共同開發(fā)帶有干式離合器的DCT,稱為平行軸式變速器(PSG)。目前的DCT車型多為扭矩在350Nm左右的中級車,現在正準備向扭矩在150Nm左右的小型車發(fā)展。日本一家小型車巨頭已經確定引入DCT,不久將會有DCT版的小型車批量推向市場。
4、課題國內的研究狀況
目前，國內DCT項目模式為中發(fā)聯提供DCT核心模塊，國內整車廠自己生產箱體和總成。由于各個成員間開發(fā)實力以及條件的原因，DCT二次合資并未成功。其中，一汽在長春的DCT總成合資公司預計2011年底投產；上汽則在吉孚的幫助下自行開發(fā)DCT總成；長安、江淮將組團開發(fā)總成的研發(fā)成果和生產線；合資后的廣汽將利用杭州IVECO生產DCT總成；手握DSI的吉利也具備了研制和制造總成的能力；奇瑞將利用自建的總成生產線以及來自于DSI的變速器技術人員來開發(fā)DCT總成；華晨和長城則計劃從上汽或一汽采購總成?！岸魏腺Y”的失敗在一定層面上說明國內自主OEM在DCT產品上都急切想邁出市場“第一步”。國內自主品牌也在同步進行著DCT整機的實驗開發(fā)，并取得了相當大的進步和一些值得推崇的經驗，比如一汽、吉利、上汽以及江淮等等。 目前一汽的第一款DCT產品6DT-200的研發(fā)工作已經完成，在重量、動力性和燃油經濟性方面具有明顯優(yōu)勢。
二、論文基本內容
1、變速器總體概述
2、雙離合器式自動變速器的七檔齒輪變速器變速器結構方案分析
3、雙離合器式自動變速器的七檔齒輪變速器主要參數確定
4、雙離合器式自動變速器的七檔齒輪變速器主要參數的選擇與設計計算；
5、同步器的主要參數的確定
三、研究方法
1、本課題的技術路線如下圖
變速器主要參數選擇
變速器的基本設計方案
變速器軸的設計計算
變速器各檔齒輪的設計計
滾動軸承選擇和計算
變速器齒輪的校核
變速器軸的校核
2、要解決的主要問題和技術關鍵
1）、變速器的結構型式及的選擇；
2）、變速器軸的結構選擇；
3）、校核部件解決變速器的壽命問題;
4）、設計方法與設計過程參照汽車設計變速器設計規(guī)定進行。
5）、運用汽車汽車設計、機械制圖、機械設計、材料力學等相關知識，并將這些知識有機結合、熟練運用；
6）、工藝合理、成本低、可靠性高；
7)、用AutoCAD完成裝配圖、零件圖，設計表達設計
四、設計（論文）進度安排
第1~2周：選題，進行調研，收集資料，完成開題報告。
第3周：研究結構原理、設計步驟與設計方法，確定總體方案。
第4~7周：主要參數的選擇與設計計算。
第8~10周：完成所設計裝配圖與零件圖圖紙。
第11周：完成設計修改;整理完成設計說明書，結題。
第12周：準備答辯
五、主要參考資料
[1] 郭新華.汽車構造.北京：高等教育出版社，2009.9，第二版
[2] 王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2004.8，第四版
[3] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001.7，第一版
[4] 程燕平.理論力學.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2008.7，第一版
[5] 王春香.基礎材料力學.北京：科學出版社，2007.8，第一版
[6] 王黎欽.機械設計.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學，2008.8，第四版
[7] 劉品.李哲.機械精度設計與檢測基礎.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)出版社，2007.7，第五版
[8] 《汽車工程手冊》委員會.汽車工程手冊——設計篇.人民交通出版社，2001.5，第一版
[9]ThomasC.Bowen,RochesterHills,ML(US).TwinClutchAutomatedTransmission.US,pub.No,:0088 289 A 1,2002
[10] Abdreas Hegerath,Bergheim(DE).Dual Clutch For A Transmission With Two Input Shafts. US, Patent NO:6929107B2.2005
[11] 李健 雙離合式自動變速器換擋品質研究[期刊論文]-客車技術 2009(5)
[12] 荊崇波.苑士華.郭曉林 雙離合器自動變速器及其應用前景分析[期刊論文]-機械傳動 2005
六、指導教師評語
指導教師簽字：
年 月 日
教研室主任簽字：
年 月 日
哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語
姓名： 董偉 學號：1089311224專業(yè)： 車輛工程
畢業(yè)設計（論文）題目： 雙離合器自動變速器的七檔齒輪變速器設計
工作起止日期：______ 年____ 月____ 日起 ______ 年____ 月____ 日止
指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見：
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指導教師簽字： 指導教師職稱：
評閱人評閱意見：
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評閱教師簽字：_______________ 評閱教師職稱：_______________
答辯委員會評語：
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根據畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定：
學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為：
對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語：
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答辯委員會主任（簽字）： 職稱：________________
答辯委員會副主任（簽字）：
答辯委員會委員（簽字）：___________ ___________ ___________ __________ __________ ___________ ___________ ___________ __________ __________ ___________ ___________ ___________ __________ __________
年 月 日
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
摘 要
雙離合器自動變速器由電控機械式自動變速器發(fā)展而來，它綜合了液力機械自動變速器（AT）和電控機械自動變速器（AMT）的優(yōu)點，能夠實現動力換擋、減少了換檔時間、提高了換檔品質、極大地提高了汽車的舒適性和操縱性。
本設計以雙離合器式自動變速器的結構和工作原理為基礎，針對干式雙離合器自動變速器的設計方法，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。對變速器中的主要零件包括齒輪形式、換擋結構形式作了闡述并進行了選擇并對變速器的傳動比的范圍、中心距做初步的選擇和設計。對變速器中的齒輪的模數、壓力角、螺旋角、進行了選擇并計算出齒輪其他的相關參數和對齒輪的校核。對軸的結構尺寸進行設計和軸承的選用并對其進行了校核。
關鍵詞：雙離合器；自動變速器；傳動比；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)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
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 課題的研究現狀 3
1.3 課題的研究內容及技術路線 5
第2章 雙離合器自動變速器傳動方案的確定 7
2.1 DCT結構的分析 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基本結構方案的確定 13
2.4 本章小結 13
第3章 雙離合器自動變速器的設計與計算 14
3.1 變速器主要參數的選擇 14
3.1.1 傳動比范圍 14
3.1.2 變速器各檔傳動比的確定 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 齒輪參數的選擇 17
3.1.6 各檔齒輪齒數的分配 19
3.1.7 變速器齒輪的變位 21
3.2 變速器齒輪強度校核 26
3.2.1 齒輪材料的選擇原則 26
3.2.2計算各軸的轉矩 27
3.2.3 變速器齒輪彎曲強度校核 27
3.2.4 輪齒接觸應力校核 32
3.3 軸的結構和尺寸設計 34
3.3.1 初選軸的直徑 34
3.4 軸的強度驗算 36
3.4.1 軸的剛度計算 36
3.4.2 軸的強度計算 42
3.5 軸承選擇與壽命計算 50
3.5.1 輸出一軸軸承的選擇與壽命計算 50
3.5.2 輸出二軸軸承的選擇與壽命計算 55
3.6 本章小結 58
第4章 變速器同步器及結構元件設計 59
4.1 同步器設計 59
4.1.1 同步器的功用及分類 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 主要參數的確定 62
4.2 變速器殼體 64
4.3 本章小結 64
結 論 65
參考文獻 67
致 謝 69
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計
第1章 緒 論
汽車自動變速技術是人們長期以來一直努力追求的目標，是車輛改進和完善傳動系統(tǒng)的重要方向。自動變速技術始于1960年左右，到現在車輛的自動變速技術已取得了長足的進步。裝備自動變速器的汽車，具有操縱方便、起步平穩(wěn)、乘坐舒適性好、燃油經濟性高、安全可靠等一系列優(yōu)點，使得市場上對裝備自動變速器的汽車的需求日漸高漲。汽車自動變速器的研究和應用有著更加重要的現實意義，各主要工業(yè)國家均在這方面投入了大量人力和財力，研制出種類繁多的各類自動變速器。自動變速器技術越來越完善，在越來越多的車輛上得到應用，成為現代汽車與現代工業(yè)發(fā)展的標志之一。隨著我國的經濟發(fā)展，家庭汽車的普及程度越來越高，且對乘用車的乘坐舒適性、燃油經濟性和排放性能有了更高的要求。因此研究和開發(fā)既有高質量、操縱方便又有經濟實用等特點的車輛具有廣闊發(fā)展前景，來滿足日益增長的廣大消費者的需求。要實現這些功能，滿足這些要求，就必須開發(fā)和研制出傳動系中既能夠高效傳遞發(fā)動機動力，又具有操縱方便的自動變速器[1]。
1.1 課題研究的目的和意義
由于汽車傳動方式和控制方式的不同，汽車自動變速系統(tǒng)存在多種不同的類型。根據傳動方式的不同，可以分為以下五類：液力傳動、液壓傳動、機械傳動、儲能傳動、電傳動。汽車上應用較多的自動變速器主要有液力機械自動變速器（Automatic Transmission，AT）、無級變速器（Continuously Variable Transmission，CVT）和電控機械自動變速器（Automated Manual Transmission，AMT）以及最近發(fā)展的雙離合器自動變速器（Dual Clutch Transmission，DCT）等四種。
AT具有起步平穩(wěn)、柔和，以及換擋迅速、無沖擊等優(yōu)點。除其裝有的液力變矩器可以改善車輛性能外，還主要歸功于它實現了動力換擋，即換擋過程中不切斷動力傳遞，只是通過兩個離合器(或制動器)間的切換完成，換擋時間極短，換擋品質與車輛性能好。但是它也具有效率低、動力性略差、結構復雜、成本高等缺點[1]；CVT雖具有速比無級變化的優(yōu)點，可以實現轉矩的無級傳遞，提高無級自動變速汽車的乘車舒適性、加速性以及燃油經濟性。但是其起動性能差，一般需另加起動裝置，并且無級自動變速器的設備更換量大、制造困難和價格也較高等缺點。AMT的工作原理決定了它在換擋過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，當離合器分離后，直到離合器再重新接合之前，發(fā)動機的動力將不能被傳遞到車輪去驅動車輛運行，所以換擋過程中產生了動力傳遞的中斷，這對車輛的動力性、舒適性以及燃油經濟性和排放帶來了一定的影響。特別是在舒適性方面，由于換擋過程的動力中斷，必然會產生動力傳動系統(tǒng)的沖擊，影響了汽車的行駛平順性，使得其在對舒適性要求高的車型上的應用受到了限制。同時動力中斷也會造成一定的動力損失，影響了汽車的加速性能。
為了解決中斷動力換擋給車輛性能帶來的影響，需要對電控機械式自動變速器的換擋過程進行精確的控制。特別是為了減少換擋過程中的沖擊度，需要對發(fā)動機與變速器構成的動力總成在轉速差、轉矩等方面進行精確匹配和控制，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題。如果要進一步提高電控機械式自動變速器的性能，則需要增加發(fā)動機起、停等一些其它控制手段，反而增加了車輛的復雜程度和成本，得不償失。所以，電控機械式自動變速器在對車輛舒適性等方面要求不高的車型上，例如低擋轎車、軍用車輛、公共汽車、載重車等，由于其具有結構簡單、成本低等優(yōu)點，仍具有優(yōu)勢，但是在對舒適性要求高的車型上，其應用就具有了局限性。為了既可以充分利用AMT所具有的優(yōu)點，又可以消除AMT中斷動力換擋的缺點，雙離合器式自動變速器（DCT）應運而生，它繼承了手動變速器傳動效率高、安裝空間緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點。DCT的優(yōu)點體現在對車輛性能的提高和對自動變速器生產成本的降低兩個方面。
首先，因為DCT是按照動力換擋的原理來設計的，在換擋過程中避免了動力中斷，保留了AT、CVT等換擋品質好的優(yōu)點。車輛在換擋過程中，發(fā)動機的動力始終可以傳遞到車輪，換擋迅速平穩(wěn)，不僅保證了車輛的加速性，而且由于車輛不再產生由于換擋時動力中斷引起的沖擊，也極大的改善了車輛運行的舒適性。而且，它大大縮短了換擋時間，兩個離合器的切換時間通常在0.3～0.4秒左右，換擋完成時間非常短，所以不易被車輛乘客感覺到，極大的提高了換擋舒適性，保證了車輛具有良好的動力性與換擋品質[2]。
其次，由于雙離合器式自動變速器是在傳統(tǒng)的手動變速器基礎上進行自動化的，從而以結構簡單的平行軸式結構達到了結構復雜的旋轉軸（行星齒輪）式自動變速器的效果，但結構更加緊湊，成本更低。并且擋位是在離合器分離的情況下預先掛擋的，因此可以有較充分的轉速同步時間，原來的同步器還可以改用嚙合套，其結構更為簡單，其成本遠遠低于AT、CVT等自動變速器。所以它與AMT一樣、可以充分利用原有手動變速器的生產設備，只需增加少量的生產設備即可，生產繼承性好，很適合現有的手動變速器生產廠，具有很高的經濟效益和社會效益。
總之，雙離合器自動變速器既繼承了手動變速器傳動效率高、結構緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點，而且實現了自動變速器的動力性換擋，又保留了液力機械自動變速器和無級自動變速器換擋品質好的優(yōu)點，使車輛具有很好的動力性和經濟性，相對于電控機械式自動變速器，是一個巨大的進步。
1.2 課題的研究現狀
雙離合器自動變速器的概念從產生到現在已經有七十年左右的歷史。RudolfFranke在上個世紀30年代末首先提出將手動變速器變?yōu)閯恿Q擋變速器的概念，用于改善卡車變速器的換擋品質。1939年德國人Kegresse.A第一個申請了雙離合器變速器的專利，圖1.1為Kegresse.A發(fā)明的雙離合器自動變速器，其提出了將手動變速器分為兩部分的設計概念。即一部分傳遞奇數擋，另一部分傳遞偶數擋。且其動力傳遞通過兩個離合器聯結兩根輸入軸，相鄰各擋的從動齒輪交錯與兩輸入軸齒輪嚙合，配合兩個離合器的控制，能夠實現在不切斷動力的情況下，改變傳動比，從而縮短了換擋時間，有效地提高換擋品質，并在載貨車上進行過相關的試驗，但這種變速器并沒有投入批量生產。
圖1.1 1939年Kegresse發(fā)明的雙離合器自動變速器
上世紀80年代，保時捷公司重新設計發(fā)明了專用于賽車的雙離合變速器(PDK Porsche Doppel Kupplungen)，如圖1.2所示，消除了換擋時的動力傳遞停滯現象，但也未能將DCT技術投入批量生產[3]。
隨著電子控制技術的飛速發(fā)展，雙離合器自動變速器的研究開發(fā)取得了很大的突破，并且其量產和大范圍的應用于普通轎車也成為可能性。2005年，由Ricardo公司研發(fā)的7擋DCT已經裝配于Bugatti Veyron上；2008年4月，配備LuK干式雙離合器的7擋DSG變速器在德國大眾汽車公司進入量產，這款變速器有較強的抗疲勞強度的能力，在結構緊湊型、燃油經濟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，另有保時捷、寶馬、尼桑、福特、沃爾沃、奧迪等多家公司向市場推出了配備DCT的車型。預計到2011年底歐洲生產的車輛約6.5%采用雙離合器傳動技術，而福特汽車將成為采用雙離合器傳動汽車的第二大汽車生產商。
圖1.2 1985年保時捷應用于賽車上的雙離合器自動變速器
與國外相比，國內對雙離合器自動變速器的研究較晚、較少。2006年，國家將雙離合器自動變速器列為“十一五”國家863計劃重點項目進行研究，從此其在國內得到了迅速發(fā)展； 2008年杭齒集團等研究結構研究的6擋干式DCT獲得重大突破；上汽集團2008年開始DCT的研究，并于2009年生產出樣機；2009年吉利集團推出其研究的DCT樣機。在渝舉行的“中國工程科技論壇——2010中國汽車自主創(chuàng)新”上獲悉，上汽正加速研發(fā)我國自主創(chuàng)新、擁有國際領先技術的濕式雙離合器自動變速箱，并表示該項產品將于不久正式面世。同時，2011年2月比亞迪也推出自主研發(fā)的雙離合器式自動變速器。
1.3 課題的研究內容及技術路線
我國是以平行軸式變速器生產為主的國家，生產雙離合器自動變速器可以充分利用原有手動變速器的生產設備，只需增加少量的生產設備即可，生產繼承性好，可以大大的減小成本，因此發(fā)展和研究雙離合器自動變速器將是實現汽車自主創(chuàng)新的一個重要方向。所以本課題旨在通過對雙離合器自動變速器的結構、工作原理的分析與比較，為以后的設計工作提供一定的參考。主要進行以下工作：
1、首先以DCT系統(tǒng)的工作原理為基礎，總結歸納出各種可能的雙離合器自動變速器的結構和布置型式，以及其各個結構的優(yōu)缺點，從中選擇適合原型車的布置形式，同時對換擋執(zhí)行機構方案進行比較分析。
2、根據對雙離合器自動變速器的分析，提出齒輪軸系的參數選擇原則和結構設計方法。
3、根據原型車參數，應用已經確定的DCT結構和尺寸的設計原則與方法，設計干式雙離合器自動變速器的基本結構。
技術路線圖如圖1.3所示。
雙離合器自動變速器的原理分析
雙離合器自動變速器的結構分析及確定
雙離合器結構形式分析及確定
雙離合器自動變速器的主要參數計算
齒輪參數計算
各軸的結構尺寸計算
齒輪校核
各軸的校核
軸承的選用及校核
圖1.3 技術路線圖
第2章 雙離合器自動變速器傳動方案的確定
雙離合器自動變速器既可以充分利用AMT的一系列的優(yōu)點，又可以消除中斷動力換擋的缺點。目前各大汽車公司研制的DCT采用的結構不盡相同，每種結構類型都有其適用的傳動結構，所以對不同的DCT結構方案進行分析，以確定傳動方案合理性是DCT設計開發(fā)的重要基礎。雙離合器自動變速器系統(tǒng)主要由雙離合器、變速器、雙離合器執(zhí)行機構、變速器換擋執(zhí)行機構、ECU和各種傳感器等組成。DCT的基本原理相當于采用兩套變速器和兩個離合器。一個變速器處于工作狀態(tài)時，另一變速器空轉。通過兩個離合器的切換來實現兩變速器交替進入工作狀態(tài)，可在動力切斷時間很短的情況下完成換擋。換擋過程非常迅速，換擋時間不會超過0.2s，從而消除了切斷動力換擋帶來的問題。
2.1 DCT結構的分析
DCT是基于手動變速器的基礎上發(fā)展的，DCT是通過將變速器按照奇、偶數分別布置在兩個離合器所連接的兩個輸入軸上，通過控制離合器的切換完成換擋過程。其齒輪及軸系采用機械變速器定軸式結構，有多種傳動方案[4]。
在車輛處于停車狀態(tài)時，兩個離合器都處于分離狀態(tài)，即兩個離合器是常開式的。起步時，先將擋位切換為1擋，然后離合器CL1接合，車輛開始起步運行，離合器CL2仍處于分離狀態(tài)，不傳遞動力。當車輛加速接近擋的換擋點時，由ECU控制自動換擋機構將擋位提前換入擋。當達到2擋的換擋點時，CL1離合器開始分離，同時CL2離合器開始接合，兩個離合器交替切換，直到離合器CL1完全分離，離合器CL2完全接合，換擋過程結束。進入2擋后，TCU通過相關傳感器信號判斷車輛當前運行狀態(tài)，進而計算出車輛即將進入運行的擋位，如果車輛加速，則下一個擋位為3擋，如果車輛減速，則下一個擋位為1擋。而1擋和3擋均連接在離合器CL1上，因為該離合器處于分離狀態(tài)，不傳遞動力，故可以控制選換擋執(zhí)行機構預先換入即將進入工作的擋位，當車輛運行達到換擋點時，只需要將正在工作的離合器CL2分離，同時將另一個離合器CL1接合，配合好兩個離合器的切換時序即可方便地實現整個換擋過程。車輛繼續(xù)行駛時，其它擋位的切換過程與上述分析類似。雙離合器自動變速系統(tǒng)中換擋過渡過程實際就是兩個離合器分離和結合的過渡過程。在換擋過程中，動力始終不會中斷，這樣完成的換擋過程成為動力換擋，這與液力自動變速器的換擋過程是一樣的，其控制原理如圖2.1所示[6]。
圖2.1 雙離合器自動變速系統(tǒng)控制原理圖
為了使汽車具有較好的動力性和燃油經濟性，雙離合器自動變速器通常設有5個或6個前進擋和一個倒擋，有的也有7個前進擋。按中間軸的數量，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齒輪相嚙合，動力從輸出軸傳出。圖2.2為兩軸式DCT傳動簡圖。兩軸式DCT結構簡單、緊湊。其缺點是擋位數不宜過多，增加擋位數會增加實心輸入軸和輸出軸的長度。由于沒有直接擋，因此在高擋工作時，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。兩軸式DCT多在前置發(fā)動機前輪驅動或后置發(fā)動機后輪驅動的中型和緊湊型轎車上使用。
圖2.2 兩軸式雙離合器自動變速器
圖2.3為單中間軸式雙離合器自動變速器結構簡圖。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、各擋齒輪及與其對應的同步器組成。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、偶數分別與兩個離合器分開配置，變速器換擋所用的同步器等與原來的普通手動變速器完全相同[7]。
圖2.3 單中間軸式雙離合器自動變速器
單中間軸式DCT的兩個輸入軸中的常嚙合齒輪直接與中間軸中相應的齒輪嚙合，中間軸再通過兩個齒輪將動力傳遞到輸出軸。中間軸自動變速器只有一根中間軸，動力從輸入軸通過齒輪副傳遞到中間軸，再從中間軸傳遞到輸出軸。輸入軸與輸出軸在同一條直線上，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，所有擋位的從動齒輪都布置在中間軸上，這就使得中間軸的軸向長度很大。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變速器的結構較復雜。因為單中間軸DCT的輸入軸和輸出軸的軸線在同一條直線上，所以能方便布置直接擋。直接擋是中間軸DCT最大的優(yōu)點。單中間軸DCT的缺點是除直接擋外，其他擋位傳動效率有所降低，當前進擋擋位較多時，實心輸入軸和中間軸都較長，所以單中間軸式DCT一般應用于對變速器軸向尺寸要求不高的車輛上。
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、各擋齒輪及與其對應的同步器組成。圖2.4為雙中間軸式雙離合器自動變速器的結構簡圖。兩個離合器各自與不同的輸入軸相連，離合器CL1通過空心軸和憜輪與奇數擋位1、3、5和倒擋相連，離合器CL2則通過實心軸與偶數擋位2、4、6相連。發(fā)動機的曲軸通過飛輪與兩個離合器主動部分連接。雙中間軸式DCT的工作過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矩。這種結構布置的優(yōu)點是能有效減小變速器的軸向尺寸，缺點是增加了變速器的徑向尺寸。因為雙中間軸DCT每一擋位至少通過兩對齒輪嚙合才能將動力輸出，所以與兩軸式DCT相比，雙中間軸自動變速器的傳動
效率較低，但是由于其能有效的減小變速器軸的長度，減小自動變速器的尺寸，且適
圖2.4 雙中間軸式雙離合器自動變速器
合于布置較多擋位數，所以在對變速器的軸向尺寸要求較高的情況下，如前置前驅動乘用車的變速器布置為橫置工作時，或者中、重型商用車傳遞轉矩大，為提高其強度與剛度時，一般采用此傳動結構，尤其在中、大型和豪華型轎車中得到廣泛使用。
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，其工作性能直接關系到車輛的是否正常起步及換擋品質。為確保傳動可靠、分離徹底、結合柔順、換擋快速、體積小、質量輕、壽命長和易制造等特點，所以從性能、結構、生產制造方式和操縱控制方面，都對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構型式[9]。
2.2.1 干式雙離合器性能分析
干式雙離合器具有從動部分轉動慣量小、結構簡單、調整方便、分離徹底、轉矩過載保護、效率高、成本相對較低、不需輔助動力等優(yōu)點。兩個離合器一般采用軸向并排布置，通過兩組分離杠桿分別控制兩個離合器的分離和接合。這種結構的雙離合器往往軸向尺寸較大，給總體布置帶來一定的難度。
干式雙離合器可以通過壓盤和飛輪吸收較大熱量，對滑磨產生熱量的速度不敏感，但因空氣散熱較慢，熱量不易在短時間內散發(fā)出去，因此受到滑磨產生的總熱量的限制。干式離合器適于在短時間內結合，因為這樣滑磨的時間短，產生熱量少，所以干式雙離合器適用于小轉矩作用，短時間滑磨的工況。
干式雙離合器則通過離合器從動盤上的摩擦片來傳遞轉矩，由于節(jié)省了相關液力系統(tǒng)再結合干式離合器本身所具有的傳遞轉矩的高效性，干式系統(tǒng)很大程度地提高了燃油經濟性，電機驅動的干式雙離合器的油耗通常比液壓驅動的濕式雙離合器低4%～6%。但由于干式離合器的熱容量遠遠低于濕式離合器，在大功率輸入的情況下，系統(tǒng)很快就會達到熱容極限，導致其使用壽命降低，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。使其可以設計的更加緊湊。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，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，在車上布置兩個干式離合器，而且還要布置兩個離合器的操縱機構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了困難。采用膜片彈簧作壓緊彈簧可以彌補干式離合器的上述缺點：首先，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使得離合器結構大為簡化，質量減輕，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在整個圓周接觸，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性的彈性特性，故在從動盤磨損后，仍能可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩而不致產生滑磨。此外，因膜片彈簧是一種旋轉對稱零件，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,結構比較單一，具有壓力分布均勻、磨損小且均勻、傳遞轉矩容量大、不用專門調整摩擦片間隙等特點。由于它用液壓油強制冷卻，允許起步時較長時間打滑，并且高擋起步時不會燒損襯面，壽命可達干式離合器的5~6倍。
濕式雙離合器受限于產生熱量的速度，但不受產生的總熱量的限制。在結合過程，盡管會產生較多的熱量，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，適用于離合器結合過程中壓力逐步增加、發(fā)熱速度較慢的工作狀況。
濕式雙離合器的轉矩傳遞通過浸沒在油中的濕式離合器摩擦片來實現。濕式離合器工作環(huán)境對外全封閉，免受外界溫度、粉塵及內部機油的影響，工作性能穩(wěn)定。摩擦副間有油膜存在，接合過程中為混合摩擦狀態(tài)，接合過程平順。但濕式離合器摩擦片與對偶鋼片均較薄，其損壞形式多為瞬時溫升過高或溫度分布不均導致的燒蝕或翹曲，而不是摩擦片的磨損。工作過程中需要強制冷卻系統(tǒng)，從而造成功率損失。同時由于液壓油的存在，導致離合器不能徹底分離，產生功率損失，其結構比干式復雜，因而制造難度大，制造成本高。
通過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制冷卻措施具有散熱效果好的明顯優(yōu)點，但其復雜的結構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了干式離合器結構尺寸較大的缺點，使得開發(fā)具有良好的生產繼承性、較高的傳動效率、相對較低的生產成本等特點。另外，對于輕型轎車，因其工作轉矩小，更符合干式雙離合器適用于小轉矩作用工況的條件[11]。
2.3 DCT基本結構方案的確定
根據上述DCT的雙離合器模塊、齒輪軸系結構及執(zhí)行機構的結構形式特點，結合本文研究的原型車特點和要求，確定所要開發(fā)設計的DCT雙離合器、機械系統(tǒng)和執(zhí)行機構的基本結構方案。
1、結合原型車的參數要求，本文中研究的DCT采用干式雙離合器的結構方案。
2、根據常見的DCT結構特點及其適用的乘用車的布置形式，選擇雙中間軸式的結構設計方案。
2.4 本章小結
本章詳述了雙離合器自動變速器的基本工作原理。對不同結構的DCT結構形式進行了分析，主要分析了兩軸式、單中間軸式、雙中間軸式的結構特點，分析了干式和濕式離合器的特性，為結構選型提供參考。對DCT的執(zhí)行機構方案進行了分析，根據原車的結構和相關參數，確定設計的結構方案。
第3章 雙離合器自動變速器的設計與計算
3.1 變速器主要參數的選擇
本次畢業(yè)設計是在給定主要整車參數的情況下進行設計，整車主要技術參數如表3.1所示。
表3.1 整車主要技術參數
發(fā)動機最大功率
200/6200（kw/rpm）
車輪型號
245/40R18
發(fā)動機最大轉矩
250/5000（Nm/rpm）
最高車速
250km/h
前軸負荷
8000N
后軸負荷
7000N
輪胎氣壓
2.5MPa
轉向盤操縱力
不超過200N
3.1.1 傳動比范圍
變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔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、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，其它商用車則更大[14]。
本設計最高檔傳動比為0.8。
3.1.2 變速器各檔傳動比的確定
1、主減速器傳動比的確定
發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為：
（3.1）
式中：
——汽車行駛速度（km/h）；
——發(fā)動機轉速（r/min）；
——車輪滾動半徑（m）；
——變速器傳動比；
——主減速器傳動比。
已知：最高車速==250 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.8；車輪滾動半徑(mm)；發(fā)動機轉速==6200（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式：
(3.2)
2、最低檔傳動比計算
按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）[16]。用公式表示如下：
（3.3）
式中：
G ——車輛總重量(N)；
——坡道面滾動阻力系數(對瀝青路面μ=0.01~0.02)；
——發(fā)動機最大扭矩(N·m)；
——主減速器傳動比；
——變速器傳動比；
——為傳動效率（0.85~0.9）；
R ——車輪滾動半徑；
——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）
由公式（3.2）得：
（3.4）
已知：；；r=0.3266m； N·m；；，把以上數據代入（3.3）式：
根據驅動車輪與地面輻照條件確定：
即：
為道路附著系數，取值范圍為0.5~0.6，取為0.6
為汽車滿載靜止于水平面，驅動橋給地面的載荷，這里取70%mg，
把數據代入（3.4）式得：
所以，一檔轉動比的選擇范圍是：
校核最大傳動比：=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
按等比級數分配其它各檔傳動比，即：
3.1.3 中心距的選擇
初選中心距可根據經驗公式計算：
（3.5）
式中：
A ——變速器中心距（mm）；
——中心距系數，多檔的變速器=8.9~9.3；
——發(fā)動機最大輸出轉距為250（N·m）；
——變速器一檔傳動比為2.8；
——變速器傳動效率，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，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。
乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：
mm
初選長度為270mm。
3.1.5 齒輪參數的選擇
1、模數
選取齒輪模數時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數應選得小些。
轎車模數的選取以發(fā)動機排量作為依據，由表3.2選取其他各檔模數為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。
2、壓力角
壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。
表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數
車 型
乘用車的發(fā)動機排量V/L
貨車的最大總質量/t
1.014
對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為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，故全部選用標準壓力角20°。
3、螺旋角
齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。
本設計初選螺旋角全部為24°。
4、齒寬
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小質量，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。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中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。
通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：
斜齒，取為6.0～8.5
斜齒輪取7.0，mm
5、齒頂高系數
齒頂高系數對重合度、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。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數大與1.00的細高齒[19]。
本設計取為1.00。
3.1.6 各檔齒輪齒數的分配
在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。應該注意的是，各檔齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。根據圖3.1確定各檔齒輪齒數。
圖3.1 變速器傳動方案簡圖
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）
倒擋選用的模數往往與一擋相近，故選用為=3.00
倒擋傳動比比一擋略大些取=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；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。
各擋齒輪的變位系數根據變位系數線圖來選?。?
圖3.2 變位系數線圖
1、一檔齒輪的變位
=80.45 A=81 A
進行角度變位：
則計算得=21.57
則計算得
通過選擇變位系數線圖查得：
由u= 則在線圖的左側可以查得：，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如表3.3：
表3.3 各檔齒輪的變位系數
檔位
總變位系數
主動齒輪變位系數
從動齒輪變位系數
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、齒輪參數的計算
一擋齒輪參數：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見表3.4、表3.5、表3.6。
表3.4 一檔、二檔、三檔齒輪參數
齒輪
一檔
二檔
三檔
10
11
5
6
12
13
法向模數
3
壓力角
20
螺旋角
24.85
齒頂高系數
1.0
頂隙系數
0.25
齒數
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
0.23
0.23
0.23
變位系數
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
齒輪
四檔
五檔
六檔
1
2
16
17
3
4
法向模數
3
壓力角
20
螺旋角
24.85°
齒頂高系數
1.0
頂隙系數
0.25
齒數
19
30
23
26
25
24
理論中心距
80.45
80.45
80.45
實際中心距
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
0.23
0.23
0.23
變位系數
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
齒輪
七檔
倒檔
14
15
7
8
9
法向模數
3
壓力角
20°
螺旋角
24.85°
齒頂高系數
1.0
`頂隙系數
0.25
齒數
27
22
14
19
28
理論中心距
80.45
實際中心距
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
0.23
-0.72
變位系數
0.2
0.03
-0.3
-0.21
-0.21
3.2 變速器齒輪強度校核
3.2.1 齒輪材料的選擇原則
1、滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對。如對硬度≤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、小輪應采用不同鋼號材料。
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，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經正火或調質處理后，再進行切削加工即可；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，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。
由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應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計算各軸的轉矩
發(fā)動機最大扭矩為250N.m，最高車速5250Km/h，齒輪傳動效率99%，軸承傳動效率96%。
輸入軸 ==250N.m
輸出軸 ==250×0.96×0.99=237.6N.m
3.2.3 變速器齒輪彎曲強度校核
輪齒強度計算
輪齒彎曲強度計算
（a）直齒輪彎曲應力
圖3.3齒形系數圖
(3.6)
式中：—彎曲應力（MPa）；
—計算載荷（N.mm）；
—應力集中系數，可近似取=1.65；
—摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬（mm）；
—模數；
—齒形系數，如圖3.3。
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。
計算倒擋齒輪7，8，9的彎曲應力，，
=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)斜齒輪彎曲應力
(3.7)
式中：—計算載荷（N·mm）；
—法向模數（mm）；
—齒數；
—斜齒輪螺旋角（°）；
—應力集中系數，=1.50；
—齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；
—齒寬系數=7.0
—重合度影響系數，=2.0。
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。
（1）計算一擋齒輪10，11的彎曲應力
=14，=35，=0.17，=0.165，=250Nm， =24.85°
=
=240.91MPa<100～250MPa
=267.31MPa<180～350MPa
（2）計算二擋齒輪5，6的彎曲應力
=15，=34，=0.168，=0.171，=250N.m，=24.85°
=269.53MPa<180～350MPa
=173.87MPa<180～350MPa
（3）計算三擋齒輪12，13的彎曲應力
=17，=32，=0.176，=0.173，=250N.m，
=24.85°
=210.80MPa<180～350MPa
=230.96MPa<180～350MPa
（4）計算四擋齒輪1，2的彎曲應力
=19，=30，=0.181，=0.174，=250N.m，=394.74N.m，
=24.85°
=197.51MPa<180～350MPa
=222.58MPa<180～350Mpa4）
（5）計算五擋齒輪16，17的彎曲應力
=23，=26，=0.182，=0.173，=250N.m，=282.61N.m，
=24.85°
=150.67Pa<180～350MPa
=188.12MPa<180～350Mpa
（6）計算六擋齒輪3，4的彎曲應力
=25，=24，=0.185，=0.183，=250N.m，=24.85°
=146.86MPa<180～350MPa
=160.84MPa<180～350MPa
（7）計算四擋齒輪14，15的彎曲應力
=27，=21，=0.183，=0.168，=250N.m，
=24.85°
=137.47MPa<180～350MPa
=162.22MPa<180～350MPa
3.2.4 輪齒接觸應力校核
(3.8)
式中：
——輪齒接觸應力（MPa）；
——齒面上的法向力（N），；
——圓周力（N），；
——計算載荷（N·mm）；
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