雙離合器自動變速器的設計畢業(yè)設計

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(xiàn)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(shù)、壓力角、螺旋角、進行了選擇并計算出齒輪其他的相關參數(shù)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ABSTRACTDCT 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 ；AxisIII哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計I目錄摘要IABSTRACTII第1章 緒 論11.1 課題研究的目的和意義11.2 課題的研究現(xiàn)狀31.3 課題的研究內(nèi)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72.1 DCT結構的分析72.2 DCT雙離合器形式的分析112.2.1 干式雙離合器性能分析112.2.2 濕式雙離合器性能分析122.3 DCT基本結構方案的確定132.4 本章小結13第3章 雙離合器自動變速器的設計與計算143.1 變速器主要參數(shù)的選擇143.1.1 傳動比范圍143.1.2 變速器各檔傳動比的確定143.1.3 中心距的選擇163.1.4 變速器的外形尺寸173.1.5 齒輪參數(shù)的選擇173.1.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配193.1.7 變速器齒輪的變位213.2 變速器齒輪強度校核263.2.1 齒輪材料的選擇原則263.2.2計算各軸的轉矩273.2.3 變速器齒輪彎曲強度校核273.2.4 輪齒接觸應力校核323.3 軸的結構和尺寸設計343.3.1 初選軸的直徑343.4 軸的強度驗算363.4.1 軸的剛度計算363.4.2 軸的強度計算423.5 軸承選擇與壽命計算503.5.1 輸出一軸軸承的選擇與壽命計算503.5.2 輸出二軸軸承的選擇與壽命計算553.6 本章小結58第4章 變速器同步器及結構元件設計594.1 同步器設計594.1.1 同步器的功用及分類594.1.2 鎖環(huán)式同步器594.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定614.1.4 主要參數(shù)的確定624.2 變速器殼體644.3 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(xiàn)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(jīng)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(xiàn)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(xiàn)代汽車與現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展的標志之一。隨著我國的經(jīng)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(jīng)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(jīng)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(xiàn)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(jù)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(xiàn)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(xiàn)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(jīng)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(chǎn)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(jīng)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(chǎn)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(xiàn)在對車輛性能的提高和對自動變速器生產(chǎn)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(chǎn)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0.30.4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(chǎn)設備，只需增加少量的生產(chǎn)設備即可，生產(chǎn)繼承性好，很適合現(xiàn)有的手動變速器生產(chǎn)廠，具有很高的經(jīng)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(xiàn)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(jīng)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(xiàn)狀雙離合器自動變速器的概念從產(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(shù)擋，另一部分傳遞偶數(shù)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(xiàn)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(chǎn)。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(xiàn)象，但也未能將DCT技術投入批量生產(chǎn)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(chǎn)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(jīng)裝配于Bugatti Veyron上；2008年4月，配備LuK干式雙離合器的7擋DSG變速器在德國大眾汽車公司進入量產(chǎn)，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(jīng)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(chǎn)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(chǎn)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(nèi)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(nèi)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(chǎn)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(chǎn)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(nèi)容及技術路線我國是以平行軸式變速器生產(chǎn)為主的國家，生產(chǎn)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(chǎn)設備，只需增加少量的生產(chǎn)設備即可，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變速器將是實現(xiàn)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(jù)對雙離合器自動變速器的分析，提出齒輪軸系的參數(shù)選擇原則和結構設計方法。3、根據(jù)原型車參數(shù)，應用已經(jīng)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(shù)計算齒輪參數(shù)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(xiàn)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(shù)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(xiàn)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(jīng)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(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(shù)不宜過多，增加擋位數(shù)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(shù)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(shù)擋位1、3、5和倒擋相連，離合器CL2則通過實心軸與偶數(shù)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(shù)，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(chǎn)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(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間內(nèi)結合，因為這樣滑磨的時間短，產(chǎn)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(jīng)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(chǎn)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56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。在結合過程，盡管會產(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，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(xiàn)。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(nèi)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(chǎn)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(chǎn)繼承性、較高的傳動效率、相對較低的生產(chǎn)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(jù)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(shù)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(jù)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(jù)原車的結構和相關參數(shù)，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(shù)的選擇本次畢業(yè)設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計，整車主要技術參數(shù)如表3.1所示。表3.1 整車主要技術參數(shù)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200N3.1.1 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0.70.8。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3.04.5之間，總質量輕些的商用車在5.08.0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(shù)(對瀝青路面=0.010.02)；發(fā)動機最大扭矩(Nm)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率（0.850.9）；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； Nm；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：根據(jù)驅動車輪與地面輻照條件確定： 即：為道路附著系數(shù)，取值范圍為0.50.6，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(shù)據(jù)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：=3.04.5校核得到=3.5 在3.04.5之間，故 3、變速器各檔速比的配置按等比級數(shù)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(jù)經(jīng)驗公式計算： （3.5）式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，多檔的變速器=8.99.3；發(fā)動機最大輸出轉距為250（Nm）； 變速器一檔傳動比為2.8； 變速器傳動效率，取96%。（8.99.3）=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(shù)、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(shù)的選擇1、模數(shù)選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，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(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些。轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(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(shù)車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<<14>14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?？紤]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(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：斜齒，取為6.08.5斜齒輪取7.0，mm5、齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(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度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)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(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)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)。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=24.85二擋： = = =48.72取=49，則=14.94，取=15，則 = 34則A=80.45取A=71 則=24.85 三擋：=1.85， = =48.72取=49 則Z12=17.19取=17 則=32則A=80.45取A=71 則=24.85四擋： = = =48.72取=49 則=19.6取Z1=19則=30則A=80.45取A=71 則=24.85五檔： = = =48.72取=49 則=22.07取Z16=23則=26則A=80.45取A=71 則=24.85六檔： = = =48.72取=49 則=24.62取Z3=25則=24則A=80.45取A=71 則=24.85七檔： = = =48.72取=49 則=27.22取Z14=27則=22則A=80.45取A=71 則=24.85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倒擋傳動比比一擋略大些取=3.0初選倒擋齒輪Z7=14 Z8=19 Z9=303.1.7 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(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(shù)根據(jù)變位系數(shù)線圖來選?。簣D3.2 變位系數(shù)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(shù)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(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)主動齒輪變位系數(shù)從動齒輪變位系數(shù)二檔0.230.41-0.18三檔0.230.33-0.1四檔0.230.220.01五檔0.230.20.03六檔0.230.20.03七檔0.230.20.03倒檔0.050.220.2140.2370.1830.054 3、齒輪參數(shù)的計算一擋齒輪參數(shù)：已知，Z11=35，mm,mm分度圓直徑 =314/cos24.85=46.286mm =335/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 mmmm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1011561213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)143515341732理論中心距80.4580.4580.45齒輪一檔二檔三檔實際中心距818181分度圓直徑46.286115.71449.592112.40856.204105.796齒頂高4.082.314.082.313.842.55齒根高2.524.292.524.292.764.05齒全高6.66.66.66.66.66.6齒頂圓直徑54.446120.33457.752117.02857.884110.896齒根圓直徑41.246107.13444.552103.82850.68497.696節(jié)圓直徑46.29115.7149.59112.4156.20105.80節(jié)圓半徑23.14557.85524.79556.20528.152.9總變位系數(shù)0.230.230.23變位系數(shù)0.41-0.180.41-0.180.33-0.1表3.5四檔、五檔、六檔齒輪參數(shù)齒輪四檔五檔六檔12161734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)193023262524理論中心距80.4580.4580.45實際中心距818181分度圓直徑62.8299.1876.0485.9686.2579.35齒頂高3.512.883.452.943.452.94齒根高3.093.723.153.663.153.66齒輪四檔五檔六檔齒全高6.66.66.66.66.66.6齒頂圓直徑69.84104.9482.9491.8489.5585.23齒根圓直徑56.6491.7469.7478.6476.3572.03節(jié)圓直徑62.8299.1876.0485.9682.6579.35節(jié)圓半徑31.4149.5938.0242.9841.32539.675總變位系數(shù)0.230.230.23變位系數(shù)0.220.010.20.030.20.03表3.6七檔、倒檔、主減速器齒輪參數(shù)齒輪七檔倒檔1415789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)2722141928理論中心距80.45實際中心距81636349.5分度圓直徑89.2672.74425784齒頂高3.452.943.92.372.37齒根高3.153.664.654.384.38齒全高6.66.67.746.756.75齒頂圓直徑96.1678.6249.861.7488.74齒根圓直徑82.9665.4232.748.2475.24齒輪七檔倒檔節(jié)圓直徑89.2772.73425784節(jié)圓半徑44.63536.3652128.542總變位系數(shù)0.23-0.72變位系數(shù)0.20.03-0.3-0.21-0.213.2 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3050HBS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(jīng)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(nèi)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5862HRC。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 =2500.960.99=237.6N.m3.2.3 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(shù)圖 (3.6)式中：彎曲應力（MPa）；計算載荷（N.mm）；應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，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(shù)；齒形系數(shù)，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400850MPa，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<400850MPa= =464.02MPa<400850MPa =600.54MPa<400850MPa =734MPa<400850MPa(b)斜齒輪彎曲應力 (3.7)式中：計算載荷（Nmm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（）；應力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當量齒數(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180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。（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<100250MPa=267.31MPa<180350MPa（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<180350MPa=173.87MPa<180350MPa（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<180350MPa=230.96MPa<180350MPa（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<180350MPa =222.58MPa<180350Mpa4）（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<180350MPa =188.12MPa<180350Mpa（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<180350MPa=160.84MPa<180350MPa（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<180350MPa=162.22MPa<180350MPa3.2.4 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（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）；節(jié)點處