雙離合器自動變速器的設(shè)計畢業(yè)設(shè)計

《雙離合器自動變速器的設(shè)計畢業(yè)設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《雙離合器自動變速器的設(shè)計畢業(yè)設(shè)計（88頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 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 摘　　要 雙離合器自動變速器由電控機(jī)械式自動變速器發(fā)展而來，它綜合了液力機(jī)械自動變速器（AT）和電控機(jī)械自動變速器（AMT）的優(yōu)點(diǎn)，能夠?qū)崿F(xiàn)動力換擋、減少了換檔時間、提高了換檔品質(zhì)、極大地提高了汽車的舒適性和操縱性。 本設(shè)計以雙離合器式自動變速器的結(jié)構(gòu)和工作原理為基礎(chǔ)，針對干式雙離合器自動變速器的設(shè)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(jié)構(gòu)形式作了闡述并進(jìn)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(shè)計。對變速器中的齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、進(jìn)行了

2、選擇并計算出齒輪其他的相關(guān)參數(shù)和對齒輪的校核。對軸的結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行設(shè)計和軸承的選用并對其進(jìn)行了校核。 關(guān)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 and

3、improve 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

4、 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

5、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

6、 Ratio；Gear ；Axis III 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 I 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 課題的研究內(nèi)容及技術(shù)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(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

7、器自動變速器的設(shè)計與計算 14 3.1 變速器主要參數(shù)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(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 34 3.3.1 初選軸的直徑 34 3.

8、4 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 36 3.4.1 軸的剛度計算 36 3.4.2 軸的強(qiáng)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(jié) 58 第4章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計 59 4.1 同步器設(shè)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(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

9、 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 第1章 緒 論 汽車自動變速技術(shù)是人們長期以來一直努力追求的目標(biāo)，是車輛改進(jìn)和完善傳動系統(tǒng)的重要方向。自動變速技術(shù)始于1960年左右，到現(xiàn)在車輛的自動變速技術(shù)已取得了長足的進(jìn)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(jì)性高、安全可靠等一系列優(yōu)點(diǎn)，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(yīng)用有著更加重要的現(xiàn)實(shí)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(shù)越來越完善，在越來越多的車輛上得到應(yīng)用，成為

10、現(xiàn)代汽車與現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展的標(biāo)志之一。隨著我國的經(jīng)濟(jì)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(jì)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(zhì)量、操縱方便又有經(jīng)濟(jì)實(shí)用等特點(diǎn)的車輛具有廣闊發(fā)展前景，來滿足日益增長的廣大消費(fèi)者的需求。要實(shí)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(jī)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(jī)械傳動、儲能傳動、電傳動。汽車上應(yīng)用較多的自動變速器主要有液力機(jī)械

11、自動變速器（Automatic Transmission，AT）、無級變速器（Continuously Variable Transmission，CVT）和電控機(jī)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(diǎn)。除其裝有的液力變矩器可以改善車輛性能外，還主要?dú)w功于它實(shí)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(zhì)與車輛性能好。但是它也具有效率低、

12、動力性略差、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高等缺點(diǎn)[1]；CVT雖具有速比無級變化的優(yōu)點(diǎn)，可以實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)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(jì)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(shè)備更換量大、制造困難和價格也較高等缺點(diǎn)。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(dāng)離合器分離后，直到離合器再重新接合之前，發(fā)動機(jī)的動力將不能被傳遞到車輪去驅(qū)動車輛運(yùn)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(jì)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

13、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(yīng)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(jī)械式自動變速器的換擋過程進(jìn)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(jī)與變速器構(gòu)成的動力總成在轉(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題。如果要進(jìn)一步提高電控機(jī)械式自動變速器的性能，則需要增加發(fā)動機(jī)起、停等一些其它控制手段，反而增加了車輛的復(fù)雜程度和成本，得不償失。所以，電控機(jī)械式自動變速器在對車輛舒適性等方面要求

14、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(jié)構(gòu)簡單、成本低等優(yōu)點(diǎn)，仍具有優(yōu)勢，但是在對舒適性要求高的車型上，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中斷動力換擋的缺點(diǎn)，雙離合器式自動變速器（DCT）應(yīng)運(yùn)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(diǎn)。DCT的優(yōu)點(diǎn)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?yàn)镈CT是按照動力換擋的原理來設(shè)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(zhì)好的優(yōu)點(diǎn)。車輛在換擋過程中，發(fā)動機(jī)的動力始終可以傳遞到車輪，換擋迅速平穩(wěn)，不僅保

15、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(yùn)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(zhì)[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(chǔ)上進(jìn)行自動化的，從而以結(jié)構(gòu)簡單的平行軸式結(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)速同步時間，原來的同步器還可以改用嚙合套，其結(jié)構(gòu)更為簡單，其成本遠(yuǎn)

16、遠(yuǎn)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(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)有的手動變速器生產(chǎn)廠，具有很高的經(jīng)濟(jì)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(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點(diǎn)，而且實(shí)現(xiàn)了自動變速器的動力性換擋，又保留了液力機(jī)械自動變速器和無級自動變速器換擋品質(zhì)好的優(yōu)點(diǎn)，使車輛具有很好的動力性和經(jīng)濟(jì)性，相對于電控機(jī)械式自動變速器，是一個巨大的進(jìn)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(jì)30年代末首先提

17、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(zhì)。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(shè)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(jié)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?qū)崿F(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(zhì)，并在載貨車上進(jìn)行過相關(guān)的試驗(yàn)，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

18、上世紀(jì)80年代，保時捷公司重新設(shè)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(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(yīng)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(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

19、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(yù)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(shù)，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(yīng)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(diǎn)項(xiàng)目進(jìn)行研究，從此其在國內(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年開始DCT的研究，并于2009年生產(chǎn)出樣機(jī)；2

20、009年吉利集團(tuán)推出其研究的DCT樣機(jī)。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(lǐng)先技術(shù)的濕式雙離合器自動變速箱，并表示該項(xiàng)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(shù)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(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變速器將是實(shí)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(jié)構(gòu)、工作原理的分析

21、與比較，為以后的設(shè)計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變速器的結(jié)構(gòu)和布置型式，以及其各個結(jié)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)，從中選擇適合原型車的布置形式，同時對換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案進(jìn)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(jié)構(gòu)設(shè)計方法。 3、根據(jù)原型車參數(shù)，應(yīng)用已經(jīng)確定的DCT結(jié)構(gòu)和尺寸的設(shè)計原則與方法，設(shè)計干式雙離合器自動變速器的基本結(jié)構(gòu)。 技術(shù)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(jié)構(gòu)分析及確定 雙離合器結(jié)構(gòu)形式分析及確定 雙離合器自動變速器的主要參數(shù)

22、計算 齒輪參數(shù)計算 各軸的結(jié)構(gòu)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(shù)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(diǎn)，又可以消除中斷動力換擋的缺點(diǎn)。目前各大汽車公司研制的DCT采用的結(jié)構(gòu)不盡相同，每種結(jié)構(gòu)類型都有其適用的傳動結(jié)構(gòu)，所以對不同的DCT結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行分析，以確定傳動方案合理性是DCT設(shè)計開發(fā)的重要基礎(chǔ)。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(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離合器。一個變速器處于

23、工作狀態(tài)時，另一變速器空轉(zhuǎn)。通過兩個離合器的切換來實(shí)現(xiàn)兩變速器交替進(jìn)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(jié)構(gòu)的分析 DCT是基于手動變速器的基礎(chǔ)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(jī)械變速器定軸式結(jié)構(gòu)，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(yùn)行，離合器CL2仍處于分離

24、狀態(tài)，不傳遞動力。當(dāng)車輛加速接近擋的換擋點(diǎn)時，由ECU控制自動換擋機(jī)構(gòu)將擋位提前換入擋。當(dāng)達(dá)到2擋的換擋點(diǎn)時，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(jié)束。進(jìn)入2擋后，TCU通過相關(guān)傳感器信號判斷車輛當(dāng)前運(yùn)行狀態(tài)，進(jìn)而計算出車輛即將進(jìn)入運(yùn)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?yàn)樵撾x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(jī)構(gòu)預(yù)先換入即將進(jìn)入工作的擋位，當(dāng)車輛運(yùn)行達(dá)到換擋點(diǎn)時，只需要將正在工作的離合器CL2分離，同時將另一個離

25、合器CL1接合，配合好兩個離合器的切換時序即可方便地實(shí)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(shí)際就是兩個離合器分離和結(jié)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(jì)性，雙離合器自動變速器通常設(shè)有5個或6個前進(jìn)擋和一個倒擋，有的也有7個前進(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沒有中間軸，兩根輸

26、入軸中的常嚙合齒輪直接與輸出軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，動力從輸出軸傳出。圖2.2為兩軸式DCT傳動簡圖。兩軸式DCT結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。其缺點(diǎn)是擋位數(shù)不宜過多，增加擋位數(shù)會增加實(shí)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(diǎn)。兩軸式DCT多在前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動或后置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)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(jié)構(gòu)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(yīng)的同步器組成。其1、3、5擋與離合器與CL1連接在一起，

27、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(yīng)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

28、軸的支柱使得自動變速器的結(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(diǎn)。單中間軸DCT的缺點(diǎn)是除直接擋外，其他擋位傳動效率有所降低，當(dāng)前進(jìn)擋擋位較多時，實(shí)心輸入軸和中間軸都較長，所以單中間軸式DCT一般應(yīng)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(yīng)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(jié)構(gòu)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(shí)心軸與偶

29、數(shù)擋位2、4、6相連。發(fā)動機(jī)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(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

30、前置前驅(qū)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(zhuǎn)矩大，為提高其強(qiáng)度與剛度時，一般采用此傳動結(jié)構(gòu)，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(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)系到車輛的是否正常起步及換擋品質(zhì)。為確保傳動可靠、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

31、 干式雙離合器具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小、結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、分離徹底、轉(zhuǎn)矩過載保護(hù)、效率高、成本相對較低、不需輔助動力等優(yōu)點(diǎn)。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(jié)構(gòu)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(jié)合，因?yàn)檫@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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩，由于節(jié)省

32、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)動的干式雙離合器的油耗通常比液壓驅(qū)動的濕式雙離合器低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(jī)構(gòu)需要的

33、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(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(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(zhì)

34、,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、不用專門調(diào)整摩擦片間隙等特點(diǎn)。由于它用液壓油強(qiáng)制冷卻，允許起步時較長時間打滑，并且高擋起步時不會燒損襯面，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(diǎn)，適用于離合器結(jié)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(zhuǎn)矩傳遞通過浸沒在油中的濕式離合器摩擦片來實(shí)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(jī)油的影響，工作性能穩(wěn)定。摩擦副間

35、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(dǎo)致的燒蝕或翹曲，而不是摩擦片的磨損。工作過程中需要強(qiáng)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(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(diǎn)。另外，對

36、于輕型轎車，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特點(diǎn)和要求，確定所要開發(fā)設(shè)計的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)常見的DCT結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及其適用的乘用車的布置形式，選擇雙中間軸式的結(jié)構(gòu)設(shè)計方案。 2.4 本章小結(jié) 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(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

37、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DCT的執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案進(jìn)行了分析，根據(jù)原車的結(jié)構(gòu)和相關(guān)參數(shù)，確定設(shè)計的結(jié)構(gòu)方案。 第3章 雙離合器自動變速器的設(shè)計與計算 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設(shè)計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計，整車主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示。 表3.1 整車主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機(jī)最大功率 200/6200（kw/rpm） 車輪型號 245/40R18 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 250/5000（Nm/rpm） 最高車速 250km/h 前軸負(fù)荷 8000N 后軸負(fù)荷 7000N 輪胎氣壓 2.5MPa

38、轉(zhuǎn)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(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達(dá)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(zhì)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(shè)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(jī)轉(zhuǎn)速與汽車

39、行駛速度之間的關(guān)系式為： （3.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)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(shè)計，滿足最

40、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(qū)動力應(yīng)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μ=0.01~0.02)； ——發(fā)動機(jī)最大扭矩(Nm)； ——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

41、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(qū)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0.5~0.6，取為0.6 為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)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(zhuǎn)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(shù)分配其它各檔傳動比，即：

42、 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)動機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為250（Nm）； ——變速器一檔傳動比為2.8； ——變速器傳動效率，取96%。 （8.9~9.3）=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)、

43、換檔機(jī)構(gòu)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(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機(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(qiáng)度和

44、表面接觸強(qiáng)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(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.014 對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。國家規(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，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。

45、 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，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)計初選螺旋角全部為24。 4、齒寬 齒寬對變速器的軸向尺寸、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平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)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(yīng)力增加

46、。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導(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)對重合度、輪齒強(qiáng)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(yīng)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(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)計取為

47、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(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

48、 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

49、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=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

50、用較大的值。 各擋齒輪的變位系數(shù)根據(jù)變位系數(shù)線圖來選取： 圖3.2 變位系數(shù)線圖 1、一檔齒輪的變位 =80.45 A=81 A 進(jìn)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(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) 主動齒輪變位系數(shù) 從動齒輪變位系數(shù) 二檔 0.23 0.

51、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

52、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

53、 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 8

54、1 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

55、 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 2

56、6 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.

57、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

58、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

59、 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(qiáng)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(yīng)略高

60、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(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)

61、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(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計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機(jī)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.m 3.2.3 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 輪齒強(qiáng)度計算 輪齒彎曲強(qiáng)度計算 （a）直齒輪彎曲應(yīng)力 圖3.3齒形系數(shù)圖

62、 (3.6) 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計算載荷（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、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)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(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)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(yīng)力應(yīng)取下限。 計算倒擋齒輪7，8，9的彎曲應(yīng)力，， =14，=23，=29， =0.165,=0.121，=0.126， =

63、 =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：—計算載荷（Nmm）； —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)計算載荷取

64、作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)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(yīng)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(yīng)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

65、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）計算五擋齒輪16，17的彎曲應(yīng)力 =23，=26，=0.182，=0.173，=250N.m，=282.6

66、1N.m， =24.85 =150.67Pa<180～350MPa =188.12MPa<180～350Mpa （6）計算六擋齒輪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），； 　——計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點(diǎn)處