雙離合器式自動變速器的七擋齒輪變速器設計[DCT干式雙離合]【七檔】【16張CAD圖紙和畢業(yè)論文全套】

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畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目: 雙離合器式自動變速器的 七擋齒輪變速器設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛工程07-1班 學 生 姓 名: 閆鵬 導 師 姓 名: 趙雨旸 開 題 時 間: 2011-2-28 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日 SY-025-BY-3 SY-025-BY-3 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 閆鵬 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-1班 指導教師姓名 趙雨旸 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 交通工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 雙離合器式自動變速器的七擋齒輪變速器設計 一、 課題研究現狀、選題目的和意義 1、研究現狀： 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。雖然國外已經批量生產雙離合器式自動變速器并應用到了多款轎車上，但國內的研究與國外相比正處于起步階段。 1940年，Darmstadt大學教授Rudolph Franke第一個申請了雙離合變速器專利，并在貨車上進行了裝車試驗，但始終沒能投入批量生產。隨后保時捷也發(fā)明了專用于賽車的雙離合變速器。到了20世紀90年代，國內外各大汽車廠商都投入了較大力量對DCT進行研究和開發(fā)，并開發(fā)出了多種型式的DCT產品。較為突出的是德國大眾公司和美國博格華納（BorgWarner）集團合作開發(fā)的第一款能適用于大批量生產的雙離合變速器—直接換擋變速器（Direct Shift Gearbox簡稱DSG）。大眾公司已將DSG應用于Audi TT、第五代高爾夫等多種主流車型上。在大眾汽車DSG一馬當先的帶領下，其他國家廠商紛紛投入人力物力加入”雙離合器變速器”的隊伍。與大眾不同的是，其他廠商更專注于提高雙離合器變速器所承受的最大扭矩，將雙離合器變速器裝備到跑車上。 寶馬M部門在第3代SMG（Sequential Manual Gearbox）順序式手動變速器的基礎上開發(fā)出了最新的專門為最高轉速可達9000r/min的V8發(fā)動機而設計的M-DCT（Dual Clutch Transmission）7擋雙離合器變速器。M-DCT雙離合器變速器已經率先裝備在寶馬最新一代M3轎跑車和敞篷跑車上。 保時捷一直是使用手動變速器和Tiptronic手/自動一體變速器的。目前，保時捷將自己“雪藏”多年的PDK雙離合器變速器應用于民用跑車領域。保時捷PDK雙離合器變速器的結構和運行原理與大眾汽車公司DSG雙離合器變速器相同。 除了寶馬和保時捷，日產研發(fā)出配合GT-R跑車的雙離合器變速器，三菱汽車研發(fā)出用于EVO跑車的雙離合器變速器。不久的未來，以大眾DGS為領頭羊的雙離合器變速器將成為變速箱技術的主流，各種級別的轎車都將會廣泛應用雙離合器變速器。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月比亞迪稱其將推出自主研發(fā)的雙離合器式自動變速器。 正是這樣的兩個離合器配合換擋的結構，在擋位切換時齒輪早已銜接，DSG雙離合自動變速器實現了，平順換擋、快速換擋、動力“無間斷”地輸出，節(jié)約燃油的設計目的。據大眾官方數據，目前普及型的雙離合變速器換擋時間只有0.2秒左右。即使是全球最好的賽手換擋速度也不可能與雙離合變速器相比。雙離合變速器換擋時間也遠超出人類操作的極限。 雙離合器變速器是脫胎于半自動變速器技術的一項衍生技術，目前大眾已經在高爾夫汽車上成功使用了的DSG-7雙離合器自動變速器，其技術核心是從機械傳動的手動變速器發(fā)展而來，內部構造卻與傳統(tǒng)手動變速器相似。因此它繼承了手動變速器工作可靠和便于維護的技術優(yōu)勢。同時，雙離合器變速器在使用方面與普通自動變速器并無太大差別，方便省力。 總之，雙離合器自動變速器既繼承了傳統(tǒng)手動變速箱傳動效率高、結構緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點，又實現了液力機械自動變速器和金屬帶式無級自動變速器動力換擋，換擋品質好的優(yōu)點，使車輛具有很好的動力性和燃油經濟性，具有優(yōu)異的性能和廣闊的應用前景。 2、選題目的和意義： 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，它基于平行軸式手動變速器發(fā)展而來，其轉矩傳遞能力適用于各種排量的車輛，同時繼承了手動變速器傳動效率高、結構簡單、安裝空間緊湊、重量輕等優(yōu)點。這種自動變速器的出現已經成為了許多汽車廠家所關注的熱點。本課題在國內外研究的基礎上，旨在通過對雙離合器自動變速器的結構、工作原理進行研究，對本課題的研究能夠使我了解雙離合器自動變速器的設計方法和原則，通過本課題的研究我可以完成專業(yè)課程的實踐總結，獲得一定的工程設計工作方法，以后的設計研究工作提供一定的參考。 二、 設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 1.設計的基本內容： 依據現有生產企業(yè)在生產車型的變速器作為設計原型，在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、等條件下，設計出符合要求的變速器。 （1）了解雙離合器式自動變速器結構及工作原理、設計步驟與設計方法。 （2）對所設計的雙離合器式七擋自動變速器進行總體方案論證。 （3）雙離合器式自動變速器中各部件的主要參數進行選擇與設計計算。 （4）同步器主要參數的確定。 2.擬解決的主要問題： （1）各檔位傳動比計算及齒輪齒數分配 （2）各檔位齒輪的設計和校核 （3）各軸的設計和校核 （4）確定同步器結構及主要參數 三、技術路線（研究方法） 通過網上搜索，閱覽電子資料、圖書搜集相關資料 根據相關資料初步構思、確定變速器的總體方案 查找、確定變速器各組成部件的材料   同步器類型的確定 傳動比分配、齒輪基本參數的確定 軸的基本參數的確定 軸承的校核 同步器基本參數的確定 軸的校核 各檔齒輪的校核 軸承的選用 使用AUTOCAD完成工程圖紙 完成畢業(yè)設計和設計說明書 四、進度安排 （1）調研、資料收集，完成開題報告 第1、2周 （2）研究雙離合器式自動變速器的七擋齒輪變速器的結構原理、設計步驟與設計方法 第3周 （3）雙離合器式自動變速器的七擋齒輪變速器主要參數的選擇與設計計算 第4～9周 （4）完成所設計裝配圖與零件圖圖紙 第10～12周 （5）完成設計說明書的撰寫，指導教師審核 第13周 （6）畢業(yè)設計（論文）修改、完善 第14周 （7）畢業(yè)設計（論文）審核、預審 第15周 （8）畢業(yè)設計（論文）修改、完善 第15、16周 （9）畢業(yè)設計（論文）答辯準備及答辯 第17周 五、參考文獻 [1] 唐德江.雙離合器式自動變速器的研究.[D].武漢：華中科技大學，2005． [2] 吳光強，楊偉斌，秦大同．雙離合器式自動變速器控制系統(tǒng)的關鍵技術[J]．機械工程學報., 2007，43(2). 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[16] 余志生.汽車理論（第三版）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000：1-88. 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 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 4 第 2 章 雙離合器自動變速器傳動方案的確定 6 2 2 DCT 結構的分析 6 2 2 DCT 雙離合器形式的分析 9 2 2 1 干式雙離合器性能分析 9 2 2 2 濕式雙離合器性能分析 10 2 3 DCT 基本結構方案的確定 11 2 4 本章小結 11 第 3 章 雙離合器自動變速器的設計與計算 12 3 1 變速器主要參數的選擇 12 3 1 1 傳動比范圍 12 3 1 2 變速器各檔傳動比的確定 12 3 1 3 中心距的選擇 15 3 1 4 變速器的外形尺寸 15 3 1 5 齒輪參數的選擇 15 3 1 6 各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算 17 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 變速器齒輪彎曲強度校核 27 3 2 3 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 35 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 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 56 3 5 軸承選擇與壽命計算 63 3 5 1 輸出一軸軸承的選擇與壽命計算 63 3 5 2 輸出二軸軸承的選擇與壽命計算 68 3 6 本章小結 71 第 4 章 變速器同步器及結構元件設計 72 4 1 同步器設計 72 4 1 1 同步器的功用及分類 72 4 1 2 鎖環(huán)式同步器 72 4 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 73 4 1 4 主要參數的確定 74 4 2 變速器殼體 76 4 3 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 外文文獻翻譯 92 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 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(lián)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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 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 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 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 2 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 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及適用范圍 為結構選型提供參考 對 DCT 的執(zhí)行機構方案進 行了分析 根據原型車的結構和相關參數 確定設計的結構方案 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 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 037 irnuga 3 1 式中 汽車行駛速度 km h au 發(fā)動機轉速 r min n 車輪滾動半徑 m r 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 變速器傳動比 gi 主減速器傳動比 0 已知 最高車速 250 km h 最高檔為超速檔 傳動比 0 8 車輪maxuv gi 滾動半徑 mm 發(fā)動機轉速 6200 r min 6 32450 24 518 r np 由公式 3 1 得到主減速器傳動比計算公式 82 32508 17 3 0 aguinri 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max 阻力忽略不計 16 用公式表示如下 maxmax0max sinco GfriTtge 3 2 式中 G 車輛總重量 N 坡道面滾動阻力系數 對瀝青路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 變速器傳動比 g 為傳動效率 0 85 0 9 t 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 max 7 16 由公式 3 2 得 tegiTrGi 0maxax1 snco 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 3 3 已知 G 8000 7000 15000N r 0 3266m 018 f 7 6max N m 把以上數據代入 3 3 式 250max eT82 30 i9 t 74 1 0823532 0 sin7 6cos1 1 gi 滿足不產生滑轉條件 即用一檔發(fā)出最大驅動力時 驅動輪不產生滑轉現象 公 式表示如下 1ZftFrT 110maxGfitge tegiTfri 0max11 3 4 式中 驅動輪的地面法向反力 8000N 1G1G 驅動輪與地面間的附著系數 對良好的混凝土或瀝青路面 可取 0 7 0 8 之間 已知 取 0 8 把數據代入 3 4 式得 6 290 823518 6 081 gi 所以 一檔轉動比的選擇范圍是 74 1 gi 初選一檔傳動比為 2 5 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 qiii 7654321 209 185 671 i 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 41 209 7 0 29 53421 qiqi 8 029 17 1 29 4675 qiqi 3 1 3 中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算 31maxgeAiTK 3 5 式中 A 變速器中心距 mm 中心距系數 多檔的變速器 9 5 11 KAK 發(fā)動機最大輸出轉距為 250 N m maxeT 變速器一檔傳動比為 2 5 1i 變速器傳動效率 取 96 g 9 5 11 80 13 92 78mm A396 052 初取 A 82mm 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 8 27 468 3 0 4 3 0 AL 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 選取主減速器齒輪模數為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 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 0 3 nm75 2 nm 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 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 22 4 齒寬 b 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 乘用車的發(fā)動機排量 V L 貨車的最大總質量 tam 車 型 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 14 模數 mmnm2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 通常根據齒輪模數 的大小來選定齒寬 nm 斜齒 取為 6 0 8 5nckb c 主減速器主動齒輪 取 8 0 mm2438 nckb 其他斜齒輪 取 7 0 mmck 5 197 cm 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及傳動比的計算 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 確定各檔齒輪齒數和傳動比 輸出一軸 輸入軸 輸出二軸 倒檔軸 圖 3 1 變速器傳動方案簡圖 1 一檔齒數及傳動比的確定 一檔傳動比為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 50 219 zi 齒數和 29 57 cos8cos nhmA 取整 49 380156 z3165z 則一檔傳動比為 4 21621 zi 2 對中心距 A 進行修正 cos21hnzmA mm 56 83975 1 取整得 mm 為標準中心矩 8210 A0 3 二檔齒數及傳動比的確定 21zi 3 6 cos2 110zmAn 3 7 已知 82mm 2 07 2 75 將數據代入 3 6 3 7 兩10A2inm 式 齒數取整得 所以二檔傳動比為 37 z18z06 2372 zi mm 5 81cos5 1 A 4 計算三檔齒輪齒數及傳動比 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 143zi 3 8 cos2 14310zmAn 3 9 已知 82mm 1 62 2 75 將數據代入 3 8 3 9 兩10A3in 式 齒數取整得 所以三檔傳動比為 4 z21z62 13413i mm 5 8cos275 1 A 5 計算四檔齒輪齒數及傳動比 54zi 3 10 cos2 5410zmAn 3 11 已知 82mm 1 41 2 75 將數據代入 3 10 3 11 10A4inm 兩式 齒數取整得 所以四檔傳動比為 32 z5z39 1254 i mm 56 8cos7 1 A 6 計算六檔齒輪齒數及傳動比 3 12 56zi 3 13 cos2 6mAn 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 已知 2 75 將數據代入 3 12 3 13 兩235 z97 06inm 2 式 齒數取整得 66 73mm 中心距取整得 68mm 所以六檔z2A20A 傳動比為 96 02356 zi 7 計算五檔齒輪齒數及傳動比 125zi 3 14 cos2 120zmAn 3 15 已知 68mm 1 17 2 75 將數據代入 3 14 3 15 20A5inm 兩式 齒數取整得 所以五檔傳動比為 21 zz19 2515 i mm 68cos7 2 A 8 計算七檔齒輪齒數及傳動比 3 16 78zi 3 17 cos2 80mAn 已知 68mm 0 8 2 75 將數據代入 3 16 3 17 兩20A7in 式 齒數取整得 所以七檔傳動比為 5 z18z84 02578 i 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 mm 2 68cos2157 A 9 計算倒檔齒輪齒數及傳動比 輸入軸與倒檔軸之間的距離 cos2 30zmAn 3 17 已知 68mm 18mm 2 75 20A2zn 取整 85 73 273 z 初選倒檔軸上齒輪齒數為 25 15z Ri 23156iR 3 18 得 41 67 取整 4216z16z mm36 92cos 45 7 cos2 1653 zmAn 取整 mm103 A 10 計算主減速器齒輪齒數及傳動比 3 19 1720zi 式中 3169187 zznm 則 取整 2 8 30720 i 6120 z 設計時 應力求使軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡 以減小軸承負荷 提高軸承壽命 因此欲使軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡 需滿足下述條件 3 20 2017tanr 式中 為齒輪 17 20 的節(jié)圓直徑 1r2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 3 21 cos2 201702170 zzmrn 將式 3 20 3 21 聯(lián)立得 1720tansirzmn 3 22 已知 3 將數據代入 3 22 式 nm 217 167z4 37r 取整 96 120 20 mm7 120cos2 cos2 0174 zAn 取整 mm1240 A 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 1 一檔齒輪的變位 端面嚙合角 0 39262cos 0tancos tant 6143 2 t 嚙合角 9258 043 cos85coscs10 ttA 127 t 查機械傳動設計手冊齒輪變位系數表得到 0854 tinv267 t 總變位系數 0 164 018574 6 0 2tan 139 tan 109 ttinvikzX 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 查變位系數圖 得 026 9 X19 0 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 0 164 0 22 0 056 三檔 0 164 0 15 0 014 四檔 0 164 0 185 0 021 五檔 0 078 0 02 0 058 六檔 0 0489 0 185 0 304 七檔 0 078 0 040 0 038 0 434 0 22 0 214 倒檔 0 237 0 183 0 054 主減速器 0 512 0 34 0 172 3 齒輪參數的計算 一擋齒輪參數 已知 75 2mn 39z160 z29 10 mm mm8210 A56 81 分度圓直徑 2 75 39 cos22 115 67mm9n9cos zd 2 75 16 cos22 47 46mm101010 齒頂高 2 67mm n9an9yhm 3 26mm1010 式中 82 81 56 2 75 0 16 nn Ay 0 164 0 16 0 004 齒根高 3 51mm n9an9hmcf 2 92mm1010f 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 齒全高 6 18mm9fah 齒頂圓直徑 121 01mm92ad 53 98mm1010a 齒根圓直徑 108 65mm99ffh 41 63mm10102ffd 當量齒數 48 93939vcos z 20 071010 節(jié)圓直徑 mm29 6210910 9 zAd mm5 8 9 r mm71 4210910 8 zd mm85 3 10 r 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 一檔 二檔 三檔 齒輪 9 10 1 2 13 14 法向模數 2 75 壓力角 20 螺旋角 22 齒頂高系數 1 0 頂隙系數 0 25 齒數 39 16 37 18 34 21 理論中心距 81 56 81 56 81 56 實際中心距 82 82 82 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 分度圓直徑 115 67 47 46 109 74 53 39 100 84 62 29 齒頂高 2 67 3 26 2 59 3 29 2 78 3 15 齒根高 3 51 2 92 3 59 2 83 3 4 3 03 齒全高 6 18 6 18 6 18 6 13 6 18 6 18 齒頂圓直徑 121 01 53 98 114 91 59 98 106 4 68 59 齒根圓直徑 108 65 41 63 102 56 47 72 94 04 56 24 節(jié)圓直徑 116 29 47 71 110 33 54 4 101 38 62 62 節(jié)圓半徑 58 15 23 85 55 16 27 2 50 69 31 31 總變位系數 0 164 0 164 0 164 變位系數 0 026 0 19 0 056 0 22 0 014 0 15 表 3 5 四檔 五檔 六檔齒輪參數 四檔 五檔 六檔 齒輪 4 5 12 11 6 法向模數 2 75 壓力角 20 螺旋角 22 續(xù)表 四檔 五檔 六檔 齒輪 4 5 12 11 6 齒頂高系數 1 0 頂隙系數 0 25 齒數 32 23 25 21 22 理論中心距 81 56 68 22 66 73 實際中心距 82 68 68 分度圓直徑 94 91 68 22 74 15 62 29 65 25 齒頂高 2 68 3 18 2 58 2 69 3 51 齒根高 3 5 2 93 3 6 3 49 2 6 齒全高 6 18 6 11 6 18 6 18 6 11 齒頂圓直徑 100 27 74 59 79 32 67 66 72 27 齒根圓直徑 87 92 62 36 66 96 55 3 60 05 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 當量齒數 40 15 28 86 31 36 26 35 27 6 節(jié)圓直徑 95 42 69 51 73 91 62 09 66 49 節(jié)圓半徑 47 71 34 76 36 96 31 04 33 24 總變位系數 0 164 0 078 0 489 變位系數 0 021 0 185 0 058 0 02 0 304 表 3 6 七檔 倒檔 主減速器齒輪參數 七檔 倒檔 主減速器 齒輪 8 7 3 15 16 17 18 19 20 法向模數 2 75 3 壓力角 20 螺旋角 22 17 齒頂高系數 1 0 頂隙系數 0 25 齒數 21 25 27 25 42 16 61 理論中心距 68 22 66 73 99 36 120 77 實際中心距 68 68 100 122 續(xù)表 七檔 倒檔 主減速器 齒輪 8 7 3 15 16 17 18 19 20 分度圓直徑 62 29 74 15 80 08 74 15 124 57 50 19 191 36 齒頂高 2 64 2 63 3 28 3 24 2 89 3 71 3 21 齒根高 3 54 3 55 2 85 2 94 3 29 2 73 3 23 齒全高 6 18 6 18 6 13 6 18 6 18 6 44 6 44 齒頂圓直徑 67 56 79 42 86 64 80 63 130 34 57 62 197 78 齒根圓直徑 55 2 67 05 74 38 68 27 117 99 44 73 184 89 當量齒數 26 35 31 36 33 87 31 36 52 69 18 29 69 75 節(jié)圓直徑 62 09 73 91 81 6 74 63 125 37 50 7 193 3 節(jié)圓半徑 31 04 36 96 40 8 37 31 62 69 25 35 96 65 總變位系數 0 078 0 434 0 237 0 512 變位系數 0 038 0 04 0 214 0 183 0 054 0 34 0 172 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 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 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核 斜齒輪 公式為 3 23 btyKFw1 式中 圓周力 N 1FdTg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm 為法向模數 mm d coszmdn n 斜齒輪螺旋角 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 應力集中系數 1 50 K K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數 可按當量齒數 在齒形系數圖 3 2 中查得 y 3coszn 重合度影響系數 2 0 K K 圖 3 2 齒形系數圖 將上述有關參數據代入公