　　　本设计以双离合器式自动变速器的结构和工作原理为基础，针对干式双离合器自动变速器的设计方法，分析了各种不同变速器的布置方案并选定了本变速器的最终布置方案。对变速器中的主要零件包括齿轮形式、换挡结构形式作了阐述并进行了选择并对变速器的传动比的范围、中心距做初步的选择和设计。对变速器中的齿轮的模数、压力角、螺旋角、进行了选择并计算出齿轮其他的相关参数和对齿轮的校核。对轴的结构尺寸进行设计和轴承的选用并对其进行了校核。

关键词：双离合器；自动变速器；传动比；齿轮；轴

　　　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.

目　　录

摘　　要I

ABSTRACTII

第1章绪论1

1.1 课题研究的目的和意义1

1.2 课题的研究现状3

1.3 课题的研究内容及技术路线5

第2章双离合器自动变速器传动方案的确定7

2.1 DCT结构的分析7

2.2 DCT双离合器形式的分析11

2.2.1 干式双离合器性能分析11

2.2.2 湿式双离合器性能分析12

2.3 DCT基本结构方案的确定13

2.4 本章小结13

第3章双离合器自动变速器的设计与计算14

3.1 变速器主要参数的选择14

3.1.1 传动比范围14

3.1.2 变速器各档传动比的确定14

3.1.3 中心距的选择16

3.1.4 变速器的外形尺寸17

3.1.5 齿轮参数的选择17

3.1.6 各档齿轮齿数的分配19

3.1.7 变速器齿轮的变位21

3.2 变速器齿轮强度校核26

3.2.1 齿轮材料的选择原则26

3.2.2计算各轴的转矩27

3.2.3 变速器齿轮弯曲强度校核27

3.2.4 轮齿接触应力校核32

3.3 轴的结构和尺寸设计34

3.3.1 初选轴的直径34

3.4 轴的强度验算36

3.4.1 轴的刚度计算36

3.4.2 轴的强度计算42

3.5 轴承选择与寿命计算50

3.5.1 输出一轴轴承的选择与寿命计算50

3.5.2 输出二轴轴承的选择与寿命计算55

3.6 本章小结58

第4章变速器同步器及结构元件设计59

4.1 同步器设计59

4.1.1 同步器的功用及分类59

4.1.2 锁环式同步器59

4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定61

4.1.4 主要参数的确定62

4.2 变速器壳体64

4.3 本章小结64

结　　论65

参考文献67

致　　谢69

3.1 变速器主要参数的选择

　　　本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表3.1所示。

表3.1 整车主要技术参数

发动机最大功率200/6200（kw/rpm）车轮型号245/40R18

发动机最大转矩250/5000（Nm/rpm）最高车速250km/h

前轴负荷8000N后轴负荷7000N

轮胎气压2.5MPa转向盘操纵力不超过200N

3.1.1 传动比范围

第1章绪论　

　　　汽车自动变速技术是人们长期以来一直努力追求的目标，是车辆改进和完善传动系统的重要方向。自动变速技术始于1960年左右，到现在车辆的自动变速技术已取得了长足的进步。装备自动变速器的汽车，具有操纵方便、起步平稳、乘坐舒适性好、燃油经济性高、安全可靠等一系列优点，使得市场上对装备自动变速器的汽车的需求日渐高涨。汽车自动变速器的研究和应用有着更加重要的现实意义，各主要工业国家均在这方面投入了大量人力和财力，研制出种类繁多的各类自动变速器。自动变速器技术越来越完善，在越来越多的车辆上得到应用，成为现代汽车与现代工业发展的标志之一。随着我国的经济发展，家庭汽车的普及程度越来越高，且对乘用车的乘坐舒适性、燃油经济性和排放性能有了更高的要求。因此研究和开发既有高质量、操纵方便又有经济实用等特点的车辆具有广阔发展前景，来满足日益增长的广大消费者的需求。要实现这些功能，满足这些要求，就必须开发和研制出传动系中既能够高效传递发动机动力，又具有操纵方便的自动变速器[1]。

1.1 课题研究的目的和意义

　　　由于汽车传动方式和控制方式的不同，汽车自动变速系统存在多种不同的类型。根据传动方式的不同，可以分为以下五类：液力传动、液压传动、机械传动、储能传动、电传动。汽车上应用较多的自动变速器主要有液力机械自动变速器（Automatic Transmission，AT）、无级变速器（Continuously Variable Transmission，CVT）和电控机械自动变速器（Automated Manual Transmission，AMT）以及最近发展的双离合器自动变速器（Dual Clutch Transmission，DCT）等四种。

　　　AT具有起步平稳、柔和，以及换挡迅速、无冲击等优点。除其装有的液力变矩器可以改善车辆性能外，还主要归功于它实现了动力换挡，即换挡过程中不切断动力传递，只是通过两个离合器(或制动器)间的切换完成，换挡时间极短，换挡品质与车辆性能好。但是它也具有效率低、动力性略差、结构复杂、成本高等缺点[1]；CVT虽具有速比无级变化的优点，可以实现转矩的无级传递，提高无级自动变速汽车的乘车舒适性、加速性以及燃油经济性。但是其起动性能差，一般需另加起动装置，并且无级自动变速器的设备更换量大、制造困难和价格也较高等缺点。AMT的工作原理决定了它在换挡过程中首先要分离离合器，然后将变速器摘空挡，再选挡、换挡，最后接合离合器。这样，当离合器分离后，直到离合器再重新接合之前，发动机的动力将不能被传递到车轮去驱动车辆运行，所以换挡过程中产生了动力传递的中断，这对车辆的动力性、舒适性以及燃油经济性和排放带来了一定的影响。特别是在舒适性方面，由于换挡过程的动力中断，必然会产生动力传动系统的冲击，影响了汽车的行驶平顺性，使得其在对舒适性要求高的车型上的应用受到了限制。同时动力中断也会造成一定的动力损失，影响了汽车的加速性能。第2章双离合器自动变速器传动方案的确定

　　　双离合器自动变速器既可以充分利用AMT的一系列的优点，又可以消除中断动力换挡的缺点。目前各大汽车公司研制的DCT采用的结构不尽相同，每种结构类型都有其适用的传动结构，所以对不同的DCT结构方案进行分析，以确定传动方案合理性是DCT设计开发的重要基础。双离合器自动变速器系统主要由双离合器、变速器、双离合器执行机构、变速器换挡执行机构、ECU和各种传感器等组成。DCT的基本原理相当于采用两套变速器和两个离合器。一个变速器处于工作状态时，另一变速器空转。通过两个离合器的切换来实现两变速器交替进入工作状态，可在动力切断时间很短的情况下完成换挡。换挡过程非常迅速，换挡时间不会超过0.2s，从而消除了切断动力换挡带来的问题。

2.1 DCT结构的分析

　　　DCT是基于手动变速器的基础上发展的，DCT是通过将变速器按照奇、偶数分别布置在两个离合器所连接的两个输入轴上，通过控制离合器的切换完成换挡过程。其齿轮及轴系采用机械变速器定轴式结构，有多种传动方案[4]。

　　　在车辆处于停车状态时，两个离合器都处于分离状态，即两个离合器是常开式的。起步时，先将挡位切换为1挡，然后离合器CL1接合，车辆开始起步运行，离合器CL2仍处于分离状态，不传递动力。当车辆加速接近挡的换挡点时，由ECU控制自动换挡机构将挡位提前换入挡。当达到2挡的换挡点时，CL1离合器开始分离，同时CL2离合器开始接合，两个离合器交替切换，直到离合器CL1完全分离，离合器CL2完全接合，换挡过程结束。进入2挡后，TCU通过相关传感器信号判断车辆当前运行状态，进而计算出车辆即将进入运行的挡位，如果车辆加速，则下一个挡位为3挡，如果车辆减速，则下一个挡位为1挡。而1挡和3挡均连接在离合器CL1上，因为该离合器处于分离状态，不传递动力，故可以控制选换挡执行机构预先换入即将进入工作的挡位，当车辆运行达到换挡点时，只需要将正在工作的离合器CL2分离，同时将另一个离合器CL1接合，配合好两个离合器的切换时序即可方便地实现整个换挡过程。车辆继续行驶时，其它挡位的切换过程与上述分析类似。双离合器自动变速系统中换挡过渡过程实际就是两个离合器分离和结合的过渡过程。在换挡过程中，动力始终不会中断，这样完成的换挡过程成为动力换挡，这与液力自动变速器的换挡过程是一样的，其控制原理如图2.1所示[6]。

　　图2.1 双离合器自动变速系统控制原理图

　　　为了使汽车具有较好的动力性和燃油经济性，双离合器自动变速器通常设有5个或6个前进挡和一个倒挡，有的也有7个前进挡。按中间轴的数量，其可分为两轴式、

单中间轴和双中间轴式三种型式[7]。

　　　两轴式DCT没有中间轴，两根输入轴中的常啮合齿轮直接与输出轴的相应齿轮相啮合，动力从输出轴传出。图2.2为两轴式DCT传动简图。两轴式DCT结构简单、紧凑。其缺点是挡位数不宜过多，增加挡位数会增加实心输入轴和输出轴的长度。由于没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，噪声较大，也增加了磨损，这也是它的缺点。两轴式DCT多在前置发动机前轮驱动或后置发动机后轮驱动的中型和紧凑型轿车上使用。

输出轴.gif

双离合器自动变速器的七档齿轮变速器设计.gif

内容简介：: 哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书姓名：董伟院（系）：汽车工程系专业：汽车车辆工程工程班号：0893112 任务起至日期： 2011年 10月 11日至2011年 12月 28日毕业设计（论文）题目：双离合自动变速器的七档齿轮变数器设计立题的目的和意义：双离合器式自动变速器（DualClutehTransmission，即DCT），是由双轴式手动变速器发展而来的。他即保留了结构简单、传动效率高的优点，又具有电液控制方式的优点，改善了换挡品质，降低了油耗、故障率和制造成本。目前国内外有许多汽车大公司与学者在致力于双离合式自动变速器的开发与研究，并已在多款车上应用。因此研究双离合自动变速器的工作特性，并对其齿轮变速器进行设计，是非常重要和必须的。本课题的选择充分考虑了研究课题对汽车专业学生学习和工作的指导作用，对本课题的研究能够使学生了解汽车总成部件的设计方法，通过本课题的研究学生可以完成专业课程的实践总结，获得一定的工程设计工作方法。技术要求与主要内容：（1）发动机最大转矩（Nm/rpm）：250/5000；发动机最大功率（Kw/rpm）:200/6200; 轮胎类型与规格：245/40R18;汽车最高车速：250Km/h; 前轴负荷：8000N；后轴负荷：7000N 轮胎气压：2.5MPa；转向盘操纵力：不超过200N；（2）设计方法与设计过程参照汽车设计变速器设计规定进行。（3）要求研究汽车汽车设计、机械制图、机械设计、材料力学等相关知识，并将这些知识有机结合、熟练运用；（4）要求对双离合器式自动变速器的七档齿轮变速器进行主要参数的选择与设计计算，工艺合理、成本低、可靠性高；（5）用AutoCAD完成装配图、零件图，设计表达设计一、其中主要的设计内容有：1. 变速器主要参数的选择2. 变速器齿轮参数的确定3. 变速器结构元件的设计4. 齿轮的强度计算及校核、轴的计算和校核以及其他零部件的强度计算及校核，最后进行变速器整体的性能分析，在对各种结构件进行了分析计算后，绘制变速器的整体装配图及各主要零部件的零件图。二、论文要求1.参考文献篇数：10篇以上（其中不少于2篇外文文献）2.内容充实，结构清晰合理，符合规范3.必须进行大量的实地调查4.撰写设计说明书15000字以上。三、设计（论文）完成后应提交的成果进度安排：第1-2周：选题，进行调研，收集资料，完成开题报告。第3周：研究结构原理、设计步骤与设计方法，确定总体方案。第4-7周：主要参数的选择与设计计算。第8-10周：完成所设计装配图与零件图图纸。第11周：完成设计修改;整理完成设计说明书，结题。第12周：准备答辩指导教师签字_ 年月日系（教研室）主任意见：系（教研室）主任签字_ 年月日哈尔滨华德学院毕业论文开题报告学生姓名系部汽车工程系专业、班级车辆工程08-2班指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称双离合器自动变速器的七档齿轮变速器设计一、论文的目的、意义及研究发展方向1、课题研究的目的、意义传统的汽车自动变速器主要有液力机械式自动变速器（AT）、无级自动变速器（CVT）以及近几年开发的电控机械式自动变速器（AMT）。AT具有较好的驾驶舒适性，操作简单，技术成熟，但结构复杂、成本高、传动效率低、油耗较高;CVT具有良好的操作性、驾驶舒适性和较高的传动效率，但成本也较高，且目前只适用于小排量轿车；AMT是通过在手动变速器上加装计算机控制的操纵系统来实现自动变速控制具有机构简单、效率高、成本低等特点，使用手动变速器实现自动换挡成为可能。但换挡时要切断动力（分离离合器），在动力切断和再次接合时必然引起传动系统冲击，同时动力切断过程也造成了动力损失，影响了车辆的乘坐舒适性和动力性，目前只能在低档轿车和重型车辆上应用。为从根本上解决AMT切断动力换挡带来的问题，近年来出现了一种双离合器式自动变速器(DCT)，DCT是基于平行轴手动变速器发展而来，它继承了手动变速器传动效率高、安装空间紧凑、质量轻、价格低等许多优点，而且实现了动力换挡，这不仅保证了车辆的加速性，而且由于车辆不再产生由于换挡引起的急剧减速情况，也极大地改善了车辆运行的舒适性。所以我设计一款双离合器自动变速器的七档齿轮变速器。DCT在推广使用方面的一个显著的优点是它几乎不受传递功率的限制，应用范围广，它既可以应用在大型载重汽车、城市公共汽车、工程机械、中型货车等大中型车辆上，使驾驶员免于频繁的换挡操作，而且由于它的换挡时间很短，也可以应用在运动型车辆上。通常在功率较大的车辆中，它的应用更为有利。这是因为，一般情况下它有两根传动轴是同心的，即中间的一根传动轴是实心的，而套在他外面的则是一根空心的，由于轴的刚度、强度以及结构尺寸等方面的原因，较大的传动轴轴径有利于双离合自动变速器的设计，多适合功率较大的车辆，对于小功率车辆，如果要开发设计双离合器式自动变速器，也可以采用双中间轴的布置方案。这种方案不再采用轴套的方式，而是采用了两个独立的中间轴，其刚度和强度都不再有问题，而且这样设计的双离合器式自动变速器轴向尺寸非常紧凑。DCT在推广使用方面的另一个显著的优点生产成本低。它是靠离合器和齿轮传递动力的，复杂程度低，对现有的手动挡变速器生产线稍加改造就可以转而生产DCT，充分利用原有手动变速器生产设备，生产厂将产品升级到自动变速器。2、课题研究发展方向DCT的动力传递通过两个离合器联接两根输入轴,相邻各档的被动齿轮交错与两输入轴齿轮技术导向啮合,配合两离合器的控制,能够实现在不切断动力的情况下转换传动比,从而缩短换档时间,有效提高换档品质。DCT既继承了手动变速器传动效率高、安装空间紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点,而且实现了换档过程的动力换档,即在换档过程中不中断动力,这不仅对AMT来说是一个巨大的进步,而且还保留了AT、CVT等换档品质好的优点,因此是自动变速器的发展方向。3、课题国外的研究状况1940年,Darmstadt大学教授RudolphFranke第一个申请了DCT专利,随后保时捷也发明了专用于赛车的双离合变速器(PDK)。然而,在那个时代,未能成功将DCT/PDK技术投入批量生产。到了20世纪90年代末期,大众公司和博格华纳携手合作生产第一个适用于大批量生产和应用于主流车型的DCT。2002年,DCT应用在德国大众高尔夫R32和奥迪TTV6上。2003年,其相继推广到高尔夫等其他车型上。2004年,DCT在德国大众途安车型上首次与TDI柴油发动机匹配。到2006年,搭载DCT的大众车型累计达到70万辆。2007年,法拉利、雷诺等公司纷纷推出了各自的赛车,一个共同的特点是全都搭载了类似DCT的变速器。同时,Recardo公司开发出了DCT样机,并装备在Bugatti-Veyron跑车上。LuK公司与Ford、Getrag公司合作,共同开发带有干式离合器的DCT,称为平行轴式变速器(PSG)。目前的DCT车型多为扭矩在350Nm左右的中级车,现在正准备向扭矩在150Nm左右的小型车发展。日本一家小型车巨头已经确定引入DCT,不久将会有DCT版的小型车批量推向市场。4、课题国内的研究状况目前，国内DCT项目模式为中发联提供DCT核心模块，国内整车厂自己生产箱体和总成。由于各个成员间开发实力以及条件的原因，DCT二次合资并未成功。其中，一汽在长春的DCT总成合资公司预计2011年底投产；上汽则在吉孚的帮助下自行开发DCT总成；长安、江淮将组团开发总成的研发成果和生产线；合资后的广汽将利用杭州IVECO生产DCT总成；手握DSI的吉利也具备了研制和制造总成的能力；奇瑞将利用自建的总成生产线以及来自于DSI的变速器技术人员来开发DCT总成；华晨和长城则计划从上汽或一汽采购总成。“二次合资”的失败在一定层面上说明国内自主OEM在DCT产品上都急切想迈出市场“第一步”。国内自主品牌也在同步进行着DCT整机的实验开发，并取得了相当大的进步和一些值得推崇的经验，比如一汽、吉利、上汽以及江淮等等。目前一汽的第一款DCT产品6DT-200的研发工作已经完成，在重量、动力性和燃油经济性方面具有明显优势。二、论文基本内容1、变速器总体概述2、双离合器式自动变速器的七档齿轮变速器变速器结构方案分析3、双离合器式自动变速器的七档齿轮变速器主要参数确定4、双离合器式自动变速器的七档齿轮变速器主要参数的选择与设计计算；5、同步器的主要参数的确定三、研究方法1、本课题的技术路线如下图变速器主要参数选择变速器的基本设计方案变速器轴的设计计算变速器各档齿轮的设计计滚动轴承选择和计算变速器齿轮的校核变速器轴的校核2、要解决的主要问题和技术关键1）、变速器的结构型式及的选择；2）、变速器轴的结构选择；3）、校核部件解决变速器的寿命问题;4）、设计方法与设计过程参照汽车设计变速器设计规定进行。5）、运用汽车汽车设计、机械制图、机械设计、材料力学等相关知识，并将这些知识有机结合、熟练运用；6）、工艺合理、成本低、可靠性高；7)、用AutoCAD完成装配图、零件图，设计表达设计四、设计（论文）进度安排第12周：选题，进行调研，收集资料，完成开题报告。第3周：研究结构原理、设计步骤与设计方法，确定总体方案。第47周：主要参数的选择与设计计算。第810周：完成所设计装配图与零件图图纸。第11周：完成设计修改;整理完成设计说明书，结题。第12周：准备答辩五、主要参考资料1 郭新华.汽车构造.北京：高等教育出版社，2009.9，第二版2 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004.8，第四版3 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001.7，第一版4 程燕平.理论力学.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008.7，第一版5 王春香.基础材料力学.北京：科学出版社，2007.8，第一版6 王黎钦.机械设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学，2008.8，第四版7 刘品.李哲.机械精度设计与检测基础.哈尔滨：哈尔滨工业出版社，2007.7，第五版8 汽车工程手册委员会.汽车工程手册设计篇.人民交通出版社，2001.5，第一版9ThomasC.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:6929107B2.200511 李健双离合式自动变速器换挡品质研究期刊论文-客车技术 2009(5)12 荆崇波.苑士华.郭晓林双离合器自动变速器及其应用前景分析期刊论文-机械传动 2005六、指导教师评语指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计摘要双离合器自动变速器由电控机械式自动变速器发展而来，它综合了液力机械自动变速器（AT）和电控机械自动变速器（AMT）的优点，能够实现动力换挡、减少了换档时间、提高了换档品质、极大地提高了汽车的舒适性和操纵性。本设计以双离合器式自动变速器的结构和工作原理为基础，针对干式双离合器自动变速器的设计方法，分析了各种不同变速器的布置方案并选定了本变速器的最终布置方案。对变速器中的主要零件包括齿轮形式、换挡结构形式作了阐述并进行了选择并对变速器的传动比的范围、中心距做初步的选择和设计。对变速器中的齿轮的模数、压力角、螺旋角、进行了选择并计算出齿轮其他的相关参数和对齿轮的校核。对轴的结构尺寸进行设计和轴承的选用并对其进行了校核。关键词：双离合器；自动变速器；传动比；齿轮；轴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 ；AxisII哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计II目录摘要IABSTRACTII第1章绪论11.1 课题研究的目的和意义11.2 课题的研究现状31.3 课题的研究内容及技术路线5第2章双离合器自动变速器传动方案的确定72.1 DCT结构的分析72.2 DCT双离合器形式的分析112.2.1 干式双离合器性能分析112.2.2 湿式双离合器性能分析122.3 DCT基本结构方案的确定132.4 本章小结13第3章双离合器自动变速器的设计与计算143.1 变速器主要参数的选择143.1.1 传动比范围143.1.2 变速器各档传动比的确定143.1.3 中心距的选择163.1.4 变速器的外形尺寸173.1.5 齿轮参数的选择173.1.6 各档齿轮齿数的分配193.1.7 变速器齿轮的变位213.2 变速器齿轮强度校核263.2.1 齿轮材料的选择原则263.2.2计算各轴的转矩273.2.3 变速器齿轮弯曲强度校核273.2.4 轮齿接触应力校核323.3 轴的结构和尺寸设计343.3.1 初选轴的直径343.4 轴的强度验算363.4.1 轴的刚度计算363.4.2 轴的强度计算423.5 轴承选择与寿命计算503.5.1 输出一轴轴承的选择与寿命计算503.5.2 输出二轴轴承的选择与寿命计算553.6 本章小结58第4章变速器同步器及结构元件设计594.1 同步器设计594.1.1 同步器的功用及分类594.1.2 锁环式同步器594.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定614.1.4 主要参数的确定624.2 变速器壳体644.3 本章小结64结论65参考文献67致谢69哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计第1章绪论汽车自动变速技术是人们长期以来一直努力追求的目标，是车辆改进和完善传动系统的重要方向。自动变速技术始于1960年左右，到现在车辆的自动变速技术已取得了长足的进步。装备自动变速器的汽车，具有操纵方便、起步平稳、乘坐舒适性好、燃油经济性高、安全可靠等一系列优点，使得市场上对装备自动变速器的汽车的需求日渐高涨。汽车自动变速器的研究和应用有着更加重要的现实意义，各主要工业国家均在这方面投入了大量人力和财力，研制出种类繁多的各类自动变速器。自动变速器技术越来越完善，在越来越多的车辆上得到应用，成为现代汽车与现代工业发展的标志之一。随着我国的经济发展，家庭汽车的普及程度越来越高，且对乘用车的乘坐舒适性、燃油经济性和排放性能有了更高的要求。因此研究和开发既有高质量、操纵方便又有经济实用等特点的车辆具有广阔发展前景，来满足日益增长的广大消费者的需求。要实现这些功能，满足这些要求，就必须开发和研制出传动系中既能够高效传递发动机动力，又具有操纵方便的自动变速器1。1.1 课题研究的目的和意义由于汽车传动方式和控制方式的不同，汽车自动变速系统存在多种不同的类型。根据传动方式的不同，可以分为以下五类：液力传动、液压传动、机械传动、储能传动、电传动。汽车上应用较多的自动变速器主要有液力机械自动变速器（Automatic Transmission，AT）、无级变速器（Continuously Variable Transmission，CVT）和电控机械自动变速器（Automated Manual Transmission，AMT）以及最近发展的双离合器自动变速器（Dual Clutch Transmission，DCT）等四种。AT具有起步平稳、柔和，以及换挡迅速、无冲击等优点。除其装有的液力变矩器可以改善车辆性能外，还主要归功于它实现了动力换挡，即换挡过程中不切断动力传递，只是通过两个离合器(或制动器)间的切换完成，换挡时间极短，换挡品质与车辆性能好。但是它也具有效率低、动力性略差、结构复杂、成本高等缺点1；CVT虽具有速比无级变化的优点，可以实现转矩的无级传递，提高无级自动变速汽车的乘车舒适性、加速性以及燃油经济性。但是其起动性能差，一般需另加起动装置，并且无级自动变速器的设备更换量大、制造困难和价格也较高等缺点。AMT的工作原理决定了它在换挡过程中首先要分离离合器，然后将变速器摘空挡，再选挡、换挡，最后接合离合器。这样，当离合器分离后，直到离合器再重新接合之前，发动机的动力将不能被传递到车轮去驱动车辆运行，所以换挡过程中产生了动力传递的中断，这对车辆的动力性、舒适性以及燃油经济性和排放带来了一定的影响。特别是在舒适性方面，由于换挡过程的动力中断，必然会产生动力传动系统的冲击，影响了汽车的行驶平顺性，使得其在对舒适性要求高的车型上的应用受到了限制。同时动力中断也会造成一定的动力损失，影响了汽车的加速性能。为了解决中断动力换挡给车辆性能带来的影响，需要对电控机械式自动变速器的换挡过程进行精确的控制。特别是为了减少换挡过程中的冲击度，需要对发动机与变速器构成的动力总成在转速差、转矩等方面进行精确匹配和控制，但是这些仅在一定程度上改善其换挡性能，并不能从根本上解决问题。如果要进一步提高电控机械式自动变速器的性能，则需要增加发动机起、停等一些其它控制手段，反而增加了车辆的复杂程度和成本，得不偿失。所以，电控机械式自动变速器在对车辆舒适性等方面要求不高的车型上，例如低挡轿车、军用车辆、公共汽车、载重车等，由于其具有结构简单、成本低等优点，仍具有优势，但是在对舒适性要求高的车型上，其应用就具有了局限性。为了既可以充分利用AMT所具有的优点，又可以消除AMT中断动力换挡的缺点，双离合器式自动变速器（DCT）应运而生，它继承了手动变速器传动效率高、安装空间紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点。DCT的优点体现在对车辆性能的提高和对自动变速器生产成本的降低两个方面。首先，因为DCT是按照动力换挡的原理来设计的，在换挡过程中避免了动力中断，保留了AT、CVT等换挡品质好的优点。车辆在换挡过程中，发动机的动力始终可以传递到车轮，换挡迅速平稳，不仅保证了车辆的加速性，而且由于车辆不再产生由于换挡时动力中断引起的冲击，也极大的改善了车辆运行的舒适性。而且，它大大缩短了换挡时间，两个离合器的切换时间通常在0.30.4秒左右，换挡完成时间非常短，所以不易被车辆乘客感觉到，极大的提高了换挡舒适性，保证了车辆具有良好的动力性与换挡品质2。其次，由于双离合器式自动变速器是在传统的手动变速器基础上进行自动化的，从而以结构简单的平行轴式结构达到了结构复杂的旋转轴（行星齿轮）式自动变速器的效果，但结构更加紧凑，成本更低。并且挡位是在离合器分离的情况下预先挂挡的，因此可以有较充分的转速同步时间，原来的同步器还可以改用啮合套，其结构更为简单，其成本远远低于AT、CVT等自动变速器。所以它与AMT一样、可以充分利用原有手动变速器的生产设备，只需增加少量的生产设备即可，生产继承性好，很适合现有的手动变速器生产厂，具有很高的经济效益和社会效益。总之，双离合器自动变速器既继承了手动变速器传动效率高、结构紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，而且实现了自动变速器的动力性换挡，又保留了液力机械自动变速器和无级自动变速器换挡品质好的优点，使车辆具有很好的动力性和经济性，相对于电控机械式自动变速器，是一个巨大的进步。1.2 课题的研究现状双离合器自动变速器的概念从产生到现在已经有七十年左右的历史。RudolfFranke在上个世纪30年代末首先提出将手动变速器变为动力换挡变速器的概念，用于改善卡车变速器的换挡品质。1939年德国人Kegresse.A第一个申请了双离合器变速器的专利，图1.1为Kegresse.A发明的双离合器自动变速器，其提出了将手动变速器分为两部分的设计概念。即一部分传递奇数挡，另一部分传递偶数挡。且其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴，相邻各挡的从动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合，配合两个离合器的控制，能够实现在不切断动力的情况下，改变传动比，从而缩短了换挡时间，有效地提高换挡品质，并在载货车上进行过相关的试验，但这种变速器并没有投入批量生产。图1.1 1939年Kegresse发明的双离合器自动变速器上世纪80年代，保时捷公司重新设计发明了专用于赛车的双离合变速器(PDK Porsche Doppel Kupplungen)，如图1.2所示，消除了换挡时的动力传递停滞现象，但也未能将DCT技术投入批量生产3。随着电子控制技术的飞速发展，双离合器自动变速器的研究开发取得了很大的突破，并且其量产和大范围的应用于普通轿车也成为可能性。2005年，由Ricardo公司研发的7挡DCT已经装配于Bugatti Veyron上；2008年4月，配备LuK干式双离合器的7挡DSG变速器在德国大众汽车公司进入量产，这款变速器有较强的抗疲劳强度的能力，在结构紧凑型、燃油经济性方面比湿式双离合器更胜一筹；截至2010年底，除大众公司外，另有保时捷、宝马、尼桑、福特、沃尔沃、奥迪等多家公司向市场推出了配备DCT的车型。预计到2011年底欧洲生产的车辆约6.5%采用双离合器传动技术，而福特汽车将成为采用双离合器传动汽车的第二大汽车生产商。图1.2 1985年保时捷应用于赛车上的双离合器自动变速器与国外相比，国内对双离合器自动变速器的研究较晚、较少。2006年，国家将双离合器自动变速器列为“十一五”国家863计划重点项目进行研究，从此其在国内得到了迅速发展； 2008年杭齿集团等研究结构研究的6挡干式DCT获得重大突破；上汽集团2008年开始DCT的研究，并于2009年生产出样机；2009年吉利集团推出其研究的DCT样机。在渝举行的“中国工程科技论坛2010中国汽车自主创新”上获悉，上汽正加速研发我国自主创新、拥有国际领先技术的湿式双离合器自动变速箱，并表示该项产品将于不久正式面世。同时，2011年2月比亚迪也推出自主研发的双离合器式自动变速器。1.3 课题的研究内容及技术路线我国是以平行轴式变速器生产为主的国家，生产双离合器自动变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，只需增加少量的生产设备即可，生产继承性好，可以大大的减小成本，因此发展和研究双离合器自动变速器将是实现汽车自主创新的一个重要方向。所以本课题旨在通过对双离合器自动变速器的结构、工作原理的分析与比较，为以后的设计工作提供一定的参考。主要进行以下工作：1、首先以DCT系统的工作原理为基础，总结归纳出各种可能的双离合器自动变速器的结构和布置型式，以及其各个结构的优缺点，从中选择适合原型车的布置形式，同时对换挡执行机构方案进行比较分析。2、根据对双离合器自动变速器的分析，提出齿轮轴系的参数选择原则和结构设计方法。3、根据原型车参数，应用已经确定的DCT结构和尺寸的设计原则与方法，设计干式双离合器自动变速器的基本结构。技术路线图如图1.3所示。双离合器自动变速器的原理分析双离合器自动变速器的结构分析及确定双离合器结构形式分析及确定双离合器自动变速器的主要参数计算齿轮参数计算各轴的结构尺寸计算齿轮校核各轴的校核轴承的选用及校核图1.3 技术路线图第2章双离合器自动变速器传动方案的确定双离合器自动变速器既可以充分利用AMT的一系列的优点，又可以消除中断动力换挡的缺点。目前各大汽车公司研制的DCT采用的结构不尽相同，每种结构类型都有其适用的传动结构，所以对不同的DCT结构方案进行分析，以确定传动方案合理性是DCT设计开发的重要基础。双离合器自动变速器系统主要由双离合器、变速器、双离合器执行机构、变速器换挡执行机构、ECU和各种传感器等组成。DCT的基本原理相当于采用两套变速器和两个离合器。一个变速器处于工作状态时，另一变速器空转。通过两个离合器的切换来实现两变速器交替进入工作状态，可在动力切断时间很短的情况下完成换挡。换挡过程非常迅速，换挡时间不会超过0.2s，从而消除了切断动力换挡带来的问题。2.1 DCT结构的分析DCT是基于手动变速器的基础上发展的，DCT是通过将变速器按照奇、偶数分别布置在两个离合器所连接的两个输入轴上，通过控制离合器的切换完成换挡过程。其齿轮及轴系采用机械变速器定轴式结构，有多种传动方案4。在车辆处于停车状态时，两个离合器都处于分离状态，即两个离合器是常开式的。起步时，先将挡位切换为1挡，然后离合器CL1接合，车辆开始起步运行，离合器CL2仍处于分离状态，不传递动力。当车辆加速接近挡的换挡点时，由ECU控制自动换挡机构将挡位提前换入挡。当达到2挡的换挡点时，CL1离合器开始分离，同时CL2离合器开始接合，两个离合器交替切换，直到离合器CL1完全分离，离合器CL2完全接合，换挡过程结束。进入2挡后，TCU通过相关传感器信号判断车辆当前运行状态，进而计算出车辆即将进入运行的挡位，如果车辆加速，则下一个挡位为3挡，如果车辆减速，则下一个挡位为1挡。而1挡和3挡均连接在离合器CL1上，因为该离合器处于分离状态，不传递动力，故可以控制选换挡执行机构预先换入即将进入工作的挡位，当车辆运行达到换挡点时，只需要将正在工作的离合器CL2分离，同时将另一个离合器CL1接合，配合好两个离合器的切换时序即可方便地实现整个换挡过程。车辆继续行驶时，其它挡位的切换过程与上述分析类似。双离合器自动变速系统中换挡过渡过程实际就是两个离合器分离和结合的过渡过程。在换挡过程中，动力始终不会中断，这样完成的换挡过程成为动力换挡，这与液力自动变速器的换挡过程是一样的，其控制原理如图2.1所示6。图2.1 双离合器自动变速系统控制原理图为了使汽车具有较好的动力性和燃油经济性，双离合器自动变速器通常设有5个或6个前进挡和一个倒挡，有的也有7个前进挡。按中间轴的数量，其可分为两轴式、单中间轴和双中间轴式三种型式7。两轴式DCT没有中间轴，两根输入轴中的常啮合齿轮直接与输出轴的相应齿轮相啮合，动力从输出轴传出。图2.2为两轴式DCT传动简图。两轴式DCT结构简单、紧凑。其缺点是挡位数不宜过多，增加挡位数会增加实心输入轴和输出轴的长度。由于没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，噪声较大，也增加了磨损，这也是它的缺点。两轴式DCT多在前置发动机前轮驱动或后置发动机后轮驱动的中型和紧凑型轿车上使用。图2.2 两轴式双离合器自动变速器图2.3为单中间轴式双离合器自动变速器结构简图。单中间轴式双离合器变速器主要由双离合器、两根输入轴、一根输出轴、各挡齿轮及与其对应的同步器组成。其1、3、5挡与离合器与CL1连接在一起，2、4、6挡连接在CL2离合器上，即将变速器的挡位按奇、偶数分别与两个离合器分开配置，变速器换挡所用的同步器等与原来的普通手动变速器完全相同7。图2.3 单中间轴式双离合器自动变速器单中间轴式DCT的两个输入轴中的常啮合齿轮直接与中间轴中相应的齿轮啮合，中间轴再通过两个齿轮将动力传递到输出轴。中间轴自动变速器只有一根中间轴，动力从输入轴通过齿轮副传递到中间轴，再从中间轴传递到输出轴。输入轴与输出轴在同一条直线上，中间轴平行于输入轴布置。由于只有一根中间轴，除直接挡外，所有挡位的从动齿轮都布置在中间轴上，这就使得中间轴的轴向长度很大。为了保证中间轴具有足够的刚度，在中间布置了轴的支柱使得自动变速器的结构较复杂。因为单中间轴DCT的输入轴和输出轴的轴线在同一条直线上，所以能方便布置直接挡。直接挡是中间轴DCT最大的优点。单中间轴DCT的缺点是除直接挡外，其他挡位传动效率有所降低，当前进挡挡位较多时，实心输入轴和中间轴都较长，所以单中间轴式DCT一般应用于对变速器轴向尺寸要求不高的车辆上。双中间轴式双离合器变速器主要由双离合器、两根输入轴、两根中间轴、一根输出轴、各挡齿轮及与其对应的同步器组成。图2.4为双中间轴式双离合器自动变速器的结构简图。两个离合器各自与不同的输入轴相连，离合器CL1通过空心轴和憜轮与奇数挡位1、3、5和倒挡相连，离合器CL2则通过实心轴与偶数挡位2、4、6相连。发动机的曲轴通过飞轮与两个离合器主动部分连接。双中间轴式DCT的工作过程与单中间轴式相同。双中间轴DCT与单中间轴DCT最大的区别就是用两根中间轴代替了一根中间轴，分别传递输入轴到输出轴的转矩。这种结构布置的优点是能有效减小变速器的轴向尺寸，缺点是增加了变速器的径向尺寸。因为双中间轴DCT每一挡位至少通过两对齿轮啮合才能将动力输出，所以与两轴式DCT相比，双中间轴自动变速器的传动效率较低，但是由于其能有效的减小变速器轴的长度，减小自动变速器的尺寸，且适图2.4 双中间轴式双离合器自动变速器合于布置较多挡位数，所以在对变速器的轴向尺寸要求较高的情况下，如前置前驱动乘用车的变速器布置为横置工作时，或者中、重型商用车传递转矩大，为提高其强度与刚度时，一般采用此传动结构，尤其在中、大型和豪华型轿车中得到广泛使用。2.2 DCT双离合器形式的分析DCT系统的性能特点主要源于所采用的双离合器的形式。双离合器作为DCT的重要部件之一，其工作性能直接关系到车辆的是否正常起步及换挡品质。为确保传动可靠、分离彻底、结合柔顺、换挡快速、体积小、质量轻、寿命长和易制造等特点，所以从性能、结构、生产制造方式和操纵控制方面，都对双离合器提出了较高要求8。目前,在DCT系统中通常采用干式单片或湿式多片两种结构型式9。2.2.1 干式双离合器性能分析干式双离合器具有从动部分转动惯量小、结构简单、调整方便、分离彻底、转矩过载保护、效率高、成本相对较低、不需辅助动力等优点。两个离合器一般采用轴向并排布置，通过两组分离杠杆分别控制两个离合器的分离和接合。这种结构的双离合器往往轴向尺寸较大，给总体布置带来一定的难度。干式双离合器可以通过压盘和飞轮吸收较大热量，对滑磨产生热量的速度不敏感，但因空气散热较慢，热量不易在短时间内散发出去，因此受到滑磨产生的总热量的限制。干式离合器适于在短时间内结合，因为这样滑磨的时间短，产生热量少，所以干式双离合器适用于小转矩作用，短时间滑磨的工况。干式双离合器则通过离合器从动盘上的摩擦片来传递转矩，由于节省了相关液力系统再结合干式离合器本身所具有的传递转矩的高效性，干式系统很大程度地提高了燃油经济性，电机驱动的干式双离合器的油耗通常比液压驱动的湿式双离合器低4%6%。但由于干式离合器的热容量远远低于湿式离合器，在大功率输入的情况下，系统很快就会达到热容极限，导致其使用寿命降低，承载能力下降。采用干式双离合器的变速器系统的效率得以显著提高。变速器可以省去吸滤器、油冷器和变速器壳体中的高压油管。使其可以设计的更加紧凑。干式双离合器的外形尺寸比湿式双离合器稍大，特别是轴向尺寸长，这是由双离合器的布局和所选用的摩擦材料所决定的。这样，在车上布置两个干式离合器，而且还要布置两个离合器的操纵机构需要的安装空间很大；并且在离合器片磨损后，需要定期更换摩擦片。这都给DCT采用干式离合器带来了困难。采用膜片弹簧作压紧弹簧可以弥补干式离合器的上述缺点：首先，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使得离合器结构大为简化，质量减轻，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘在整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损比较均匀。另外，由于膜片弹簧具有非线性的弹性特性，故在从动盘磨损后，仍能可靠地传递发动机的转矩而不致产生滑磨。此外，因膜片弹簧是一种旋转对称零件，平衡性好，高速下其压紧力降低很少10。2.2.2 湿式双离合器性能分析湿式离合器有较好的可控性和控制品质,结构比较单一，具有压力分布均匀、磨损小且均匀、传递转矩容量大、不用专门调整摩擦片间隙等特点。由于它用液压油强制冷却，允许起步时较长时间打滑，并且高挡起步时不会烧损衬面，寿命可达干式离合器的56倍。湿式双离合器受限于产生热量的速度，但不受产生的总热量的限制。在结合过程，尽管会产生较多的热量，但因冷却油能不断把热量带走，离合器仍能保持很好的工作状态。湿式离合器具有良好的散热特点，适用于离合器结合过程中压力逐步增加、发热速度较慢的工作状况。湿式双离合器的转矩传递通过浸没在油中的湿式离合器摩擦片来实现。湿式离合器工作环境对外全封闭，免受外界温度、粉尘及内部机油的影响，工作性能稳定。摩擦副间有油膜存在，接合过程中为混合摩擦状态，接合过程平顺。但湿式离合器摩擦片与对偶钢片均较薄，其损坏形式多为瞬时温升过高或温度分布不均导致的烧蚀或翘曲，而不是摩擦片的磨损。工作过程中需要强制冷却系统，从而造成功率损失。同时由于液压油的存在，导致离合器不能彻底分离，产生功率损失，其结构比干式复杂，因而制造难度大，制造成本高。通过干式与湿式离合器性能比较可知，虽然湿式双离合器采用强制冷却措施具有散热效果好的明显优点，但其复杂的结构增加了制造难度与成本。而与之相比，由于目前膜片弹簧的引用弥补了干式离合器结构尺寸较大的缺点，使得开发具有良好的生产继承性、较高的传动效率、相对较低的生产成本等特点。另外，对于轻型轿车，因其工作转矩小，更符合干式双离合器适用于小转矩作用工况的条件11。2.3 DCT基本结构方案的确定根据上述DCT的双离合器模块、齿轮轴系结构及执行机构的结构形式特点，结合本文研究的原型车特点和要求，确定所要开发设计的DCT双离合器、机械系统和执行机构的基本结构方案。1、结合原型车的参数要求，本文中研究的DCT采用干式双离合器的结构方案。2、根据常见的DCT结构特点及其适用的乘用车的布置形式，选择双中间轴式的结构设计方案。2.4 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。对不同结构的DCT结构形式进行了分析，主要分析了两轴式、单中间轴式、双中间轴式的结构特点，分析了干式和湿式离合器的特性，为结构选型提供参考。对DCT的执行机构方案进行了分析，根据原车的结构和相关参数，确定设计的结构方案。第3章双离合器自动变速器的设计与计算3.1 变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表3.1所示。表3.1 整车主要技术参数发动机最大功率200/6200（kw/rpm）车轮型号245/40R18发动机最大转矩250/5000（Nm/rpm）最高车速250km/h前轴负荷8000N后轴负荷7000N轮胎气压2.5MPa转向盘操纵力不超过200N3.1.1 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大14。本设计最高档传动比为0.8。3.1.2 变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：（3.1）式中：汽车行驶速度（km/h）；发动机转速（r/min）；车轮滚动半径（m）；变速器传动比；主减速器传动比。已知：最高车速=250 km/h；最高档为超速档，传动比=0.8；车轮滚动半径(mm)；发动机转速=6200（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式： (3.2)2、最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）16。用公式表示如下：（3.3）式中：G 车辆总重量(N)；坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.010.02)；发动机最大扭矩(Nm)；主减速器传动比；变速器传动比；为传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3.2）得：（3.4）已知：；r=0.3266m； Nm；，把以上数据代入（3.3）式：根据驱动车轮与地面辐照条件确定：即：为道路附着系数，取值范围为0.50.6，取为0.6为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：校核最大传动比：=3.04.5校核得到=3.5 在3.04.5之间，故 3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即： 3.1.3 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算：（3.5）式中：A 变速器中心距（mm）；中心距系数，多档的变速器=8.99.3；发动机最大输出转距为250（Nm）；变速器一档传动比为2.8；变速器传动效率，取96%。（8.99.3）=78.83mm初取A=80mm。3.1.4 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm初选长度为270mm。3.1.5 齿轮参数的选择1、模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取其他各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2、压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角15。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3、螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为24。4、齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.08.5斜齿轮取7.0，mm5、齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿19。本设计取为1.00。3.1.6 各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。根据图3.1确定各档齿轮齿数。图3.1 变速器传动方案简图一挡： = = =48.72取=49，则=12.895，取=14则=35 修正中心距：=则A=80.45取A=71则=24.85二挡： = = =48.72取=49，则=14.94，取=15，则 = 34则A=80.45取A=71 则=24.85 三挡：=1.85， = =48.72取=49 则Z12=17.19取=17 则=32则A=80.45取A=71 则=24.85四挡： = = =48.72取=49 则=19.6取Z1=19则=30则A=80.45取A=71 则=24.85五档： = = =48.72取=49 则=22.07取Z16=23则=26则A=80.45取A=71 则=24.85六档： = = =48.72取=49 则=24.62取Z3=25则=24则A=80.45取A=71 则=24.85七档： = = =48.72取=49 则=27.22取Z14=27则=22则A=80.45取A=71 则=24.85倒挡齿轮：（直齿）倒挡选用的模数往往与一挡相近，故选用为=3.00倒挡传动比比一挡略大些取=3.0初选倒挡齿轮Z7=14 Z8=19 Z9=303.1.7 变速器齿轮的变位采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取：图3.2 变位系数线图1、一档齿轮的变位=80.45 A=81 A进行角度变位：则计算得=21.57 则计算得通过选择变位系数线图查得：由u= 则在线图的左侧可以查得：，则则2、其它各档齿轮的变位采用与一档齿轮变位的方法和公式，得到其余各档的变位系数如表3.3：表3.3 各档齿轮的变位系数档位总变位系数主动齿轮变位系数从动齿轮变位系数二档0.230.41-0.18三档0.230.33-0.1四档0.230.220.01五档0.230.20.03六档0.230.20.03七档0.230.20.03倒档0.050.220.2140.2370.1830.054 3、齿轮参数的计算一挡齿轮参数：已知，Z11=35，mm,mm分度圆直径 =314/cos24.85=46.286mm =335/cos24.85=115.714mm齿顶高 =4.08mm =2.31mm齿根高 =2.52mm =4.29mm齿全高 =6.6mm齿顶圆直径 =54.446mm =120.334mm齿根圆直径 =41.246mm =107.134mm节圆直径 mm mm mmmm采用与一档齿轮变位的方法和公式，得到其余各档齿轮的参数见表3.4、表3.5、表3.6。表3.4 一档、二档、三档齿轮参数齿轮一档二档三档1011561213法向模数3压力角20螺旋角24.85齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数143515341732理论中心距80.4580.4580.45齿轮一档二档三档实际中心距818181分度圆直径46.286115.71449.592112.40856.204105.796齿顶高4.082.314.082.313.842.55齿根高2.524.292.524.292.764.05齿全高6.66.66.66.66.66.6齿顶圆直径54.446120.33457.752117.02857.884110.896齿根圆直径41.246107.13444.552103.82850.68497.696节圆直径46.29115.7149.59112.4156.20105.80节圆半径23.14557.85524.79556.20528.152.9总变位系数0.230.230.23变位系数0.41-0.180.41-0.180.33-0.1表3.5四档、五档、六档齿轮参数齿轮四档五档六档12161734法向模数3压力角20螺旋角24.85齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数193023262524理论中心距80.4580.4580.45实际中心距818181分度圆直径62.8299.1876.0485.9686.2579.35齿顶高3.512.883.452.943.452.94齿根高3.093.723.153.663.153.66齿轮四档五档六档齿全高6.66.66.66.66.66.6齿顶圆直径69.84104.9482.9491.8489.5585.23齿根圆直径56.6491.7469.7478.6476.3572.03节圆直径62.8299.1876.0485.9682.6579.35节圆半径31.4149.5938.0242.9841.32539.675总变位系数0.230.230.23变位系数0.220.010.20.030.20.03表3.6七档、倒档、主减速器齿轮参数齿轮七档倒档1415789法向模数3压力角20 螺旋角24.85齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数2722141928理论中心距80.45实际中心距81636349.5分度圆直径89.2672.74425784齿顶高3.452.943.92.372.37齿根高3.153.664.654.384.38齿全高6.66.67.746.756.75齿顶圆直径96.1678.6249.861.7488.74齿根圆直径82.9665.4232.748.2475.24齿轮七档倒档节圆直径89.2772.73425784节圆半径44.63536.3652128.542总变位系数0.23-0.72变位系数0.20.03-0.3-0.21-0.213.2 变速器齿轮强度校核3.2.1 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。3.2.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为250N.m，最高车速5250Km/h，齿轮传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴 =250N.m输出轴 =2500.960.99=237.6N.m3.2.3 变速器齿轮弯曲强度校核轮齿强度计算轮齿弯曲强度计算（a）直齿轮弯曲应力图3.3齿形系数图 (3.6)式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图3.3。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮7，8，9的弯曲应力，=14，=23，=29， =0.165,=0.121，=0.126， = =641.04MPa400850MPa= =464.02MPa400850MPa =600.54MPa400850MPa =734MPa400850MPa(b)斜齿轮弯曲应力 (3.7)式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮10，11的弯曲应力=14，=35，=0.17，=0.165，=250Nm， =24.85=240.91MPa100250MPa=267.31MPa180350MPa（2）计算二挡齿轮5，6的弯曲应力=15，=34，=0.168，=0.171，=250N.m，=24.85=269.53MPa180350MPa=173.87MPa180350MPa（3）计算三挡齿轮12，13的弯曲应力=17，=32，=0.176，=0.173，=250N.m， =24.85=210.80MPa180350MPa=230.96MPa180350MPa（4）计算四挡齿轮1，2的弯曲应力=19，=30，=0.181，=0.174，=250N.m，=394.74N.m，=24.85 =197.51MPa180350MPa =222.58MPa180350Mpa4）（5）计算五挡齿轮16，17的弯曲应力=23，=26，=0.182，=0.173，=250N.m，=282.61N.m，=24.85 =150.67Pa180350MPa =188.12MPa180350Mpa（6）计算六挡齿轮3，4的弯曲应力=25，=24，=0.185，=0.183，=250N.m，=24.85=146.86MPa180350MPa=160.84MPa180350MPa（7）计算四挡齿轮14，15的弯曲应力=27，=21，=0.183，=0.168，=250N.m， =24.85=137.47MPa180350MPa=162.22MPa180350MPa3.2.4 轮齿接触应力校核 (3.8) 式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、主、从动齿轮节圆半径（mm）。整理后得到斜齿轮接触应力将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.7。表3.7 变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-7001、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm，由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器输入轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.26）可得：Mpa同理，其他各档齿轮接触应力见表3.8、表3.9以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。表3.8 变速器一到五档齿轮接触接触应力齿轮一档二档三档四档五档10、115、612、131、216、17输入轴最大转矩（Nmm）250000弹性模量（MPa）206000齿宽（mm）21节点处压力角（）20齿轮螺旋角（）24.85节圆直径 (mm)46.2949.5956.2062.8276.04主动齿轮节圆半径（mm）23.14524.79528.131.4138.02齿轮一档二档三档四档五档从动齿轮节圆半径（mm）57.85556.20552.949.5942.98接触应力（MPa）1257.331166.521054.82982.221134.61表3.9 变速器六档、七档、倒档齿轮接触接触应力齿轮六档七档倒档3、414、15678输入轴最大转矩（Nmm )250000弹性模量（MPa）206000齿宽（mm）19.25节点处压力角（）20齿轮螺旋角（）24.85节圆直径 (mm)82.6589.295774.63主动齿轮节圆半径（mm）41.32544.63528.537.3125.35从动齿轮节圆半径（mm）39.67533.6352162.6996.65接触应力（MPa）1068.541001.351096.481096.481661.65格。3.3 轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。3.3.1 初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取： (3.9)式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径：=25.2028.98mm初选输入、输出轴支承之间的长度=265mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径：式中： d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（3.22）式，得：mm所以，选择输入二轴的花键处最小直径为32mm。根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.4、3.5、3.6所示：图3.4 输入1轴各部分尺寸图3.5 输入2轴各部分尺寸图3.6 输出轴各部分尺寸3.4 轴的强度验算3.4.1 轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。轴的挠度和转角如图3.7所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： (3.10)（a）轴的水平绕度和转角（b）轴的垂直绕度和转角图3.7 有两个支撑的轴受单个力产生的绕度和转角（a）轴的水平绕度和转角（b）轴的垂直绕度和转角图3.8有两个支撑的轴受两个力产生的绕度和转角 (3.11) (3.12) 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，对于空心轴；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力，可按下式求出： (3.13) (3.14) (3.15)式中：i至计算齿轮的传动比；计算齿轮的节圆直径，mm；节点处压力角；螺旋角；发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，Nmm。1、变速器输入轴刚度校核变速器齿轮在轴上的位置如图3.7所示。一档工作时，输入轴挠度和转角的计算：已知：Nmm；=46.29；=130.58mm；=96.5mm； =227.08mm；=46.286mm，把有关数据代入（3.10）、（3.11）、（3.12）、（3.13）、（3.14、（3.15）得到：NNN mmmmmmrad同理，其他各档工作时输入轴的挠度和转角见表3.10。表3.10 变速器各档工作时输入轴挠度和转角输入一轴档位二档四档六档倒档（Nmm）250000（）20（）24.85 （mm）49.5962.8286.2557（mm）140.3384.83140.33217.33（mm）65.25142.2586.759.75（mm）227.08（mm）31.0128.2341.2135.04（N）9191.157193.218052.839191.15（N）3608.042823.733161.173608.04（N）3713.482906.253253.553713.48（mm）0.00010.00690.02140.0001（mm）0.00030.01770.00040.0003档位二档四档六档倒档（mm）0.00001-0.000260.000010.00001（rad）0.00030.00030.00320.0003输入二轴档位一档三档五档七档（Nmm）250000（）20（）24.85 （mm）46.2956.2076.0489.27（mm）96.5326.86347.59405.27（mm）130.5811089.2731.59（mm）436.86（mm）41.6315.7632.4154.23（N）10801.477984.678052.836764.98（N）4332.563134.423161.172655.63（N）5002.423226.023253.552733.23（mm）0.02140.00690.02070.0002（mm）0.000350.01770.05280.0005（mm）0.00001-0.00026-0.000140.00001（rad）0.00030.01900.05670.0003根据表3.10可知：各档工作时，输入轴的挠度和转角均符合要求。2、变速器输出一轴刚度校核输出轴的挠度和转角的计算：简单梁在载荷作用下变形公式见表3.11。变速器齿轮在轴上的位置如图3.1所示，由于输出轴同时受到两个载荷作用，所以应利用叠加法求输出轴的挠度和转角。表3.11 轴在载荷作用下的变形AC段（0xa）CB段（axL）挠曲线方程转角方程（1）一档齿轮工作时已知：一档齿轮 Nmm；=115.71mm；=269.86mm；=167mm；L=436.86mm；=46.286mm，i=2.5把有关数据代入（3.10）、（3.11、（3.12）得到：NNN（2）二档齿轮工作时已知： Nmm；=110.33 mm；=80.62mm；=179.38mm； =45mm；=50.70 mm；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm ；i=2.28把有关数据代入（3.10）、（3.11）、（3.12）得到： = 9335.63 N=3664.74 N=3771.84 N在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0232mm0.0596mm0.00016 rad3.4.2 轴的强度计算1、对输出轴校核变速器在一档工作时，计算输出一轴的支反力： N NN N N N已知：=184.12mm；=75.8mm；=38mm；=58.15；=25.35；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： =21902.23 N 同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：= =1732.12 N=(5281.39)+10491.01(1732.12)=6941.74 N（3）计算垂直面内的弯矩NmmNmm NmmNmm（4）计算水平面内的弯矩Nmm Nmm（5）计算合成弯矩 =938607.8Nmm =80612.5Nmm =826726.5Nmm=808353Nmm轴上各点弯矩如图3.9所示。作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水图3.9 一档工作时输出轴的弯矩图平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (3.16) 式中：（N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.16）式，得：MPaMpaMPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。同理，计算出其他各档工作时输出轴的强度并列出表3.12。由表3.12可知：其他各档的均小于400MPa，所以，其他各档也都符合要求。表3.12 各档工作时输出轴的应力情况档位一档二档三档四档五档六档七档(mm)24(mm)236(mm)44.73(mm)184.1280.62238.37134.87208.37134.87159.12(mm)75.88179.3821.63125.1321.6395.1370.88(mm)38453040283532(mm)44.73(mm)25.35档位一档二档三档四档五档六档七档(mm)58.1555.1650.6947.7136.9633.2431.04(mm)260230( Nmm)250000(N)-5281.39-4458.87-3506.49-3008.666247.495039.994409.99(N)7356.836211.104884.454190.983587.962894.492532.68(N)-25199.56-21275.03-16730.85-14355.489781.057890.606904.27(N)10491.019335.637889.747283.598050.337219.136764.27(N)4238.643771.843228.072942.763252.552916.722723.98(N)4118.303664.743136.412859.213160.192833.902655.39(N)-21902.23-16977.42-15078.65-11785.688930.408136.356912.46(N)820.97-632.871484.21289.414010.842587.652647.20(N)6941.742483.186909.703500.507945.164759.155139.94( Nmm)-525653.62-407458.09-361887.70-282856.44214329.57195284.26165899.00( Nmm)-712149.26-564909.48-485708.51-389097.78123374.79121909.14101695.56续表档位一档二档三档四档五档六档七档( Nmm)-184181.41-321578.83-131527.31-104184.6-33459.76149211.14102801.96( Nmm)62295.50-113524.1332103.5536214.4886754.49246162.91187633.66( Nmm)-41570.7957446.03-60634.7618586.33152463.82179999.35144826.07档位一档二档三档四档五档六档七档( Nmm)526738.94445432.01149456.77438017.45171853.83452737.66364318.98( Nmm)806312.5659201.9546501.9448452.3356332.4323823.4274620.8( Nmm)938607.8766581.9635306.5522014.2397100.3357860.6304297.7( Nmm)808353690306432889.1560292345194.9533699.7432893.2( Nmm)826726.5753025.6451289568744.3354353.4568478.3460472.3( Mpa)91.7775.0362.2051.0440.5636.8631.26( Mpa)106.8387.2572.3159.4145.2040.7434.63( Mpa)150.0577.16163.3189.17160.17126.79134.56( Mpa)153.4784.17170.2590.52164.42135.05143.142、对输入轴校核N (3.17) N (3.18) N (3.19) 已知：=53.74mm；=75.88mm；=41.63mm； L=129.62mm；=23.85mm（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：=1629.08 N 同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：。（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：= =6135.02 N=10479.986135.02=4344.96 N（3）计算垂直面内的弯矩NmmNmm （4）计算水平面内的弯矩Nmm（5）计算合成弯矩Nmm Nmm（6）计算应力MPaMpa（7）绘制弯矩图见图3.10。图3.10 一档工作时输入轴的弯矩图同理，计算出其他各档工作时输入一轴的强度并列出表3.13。表3.13 各档工作时输入一轴的应力情况档位一档三档五档七档(mm)53.74107.9977.9923.74(mm)75.8821.6351.53105.88(mm)41.63282867.05(mm)23.8531.3131.0436.96(mm)129.62（Nmm）250000（N）10491.019335.637889.747283.59（N）4238.643771.843228.072942.76（N）4118.303664.743136.412859.21（N）1629.08-256.204477.461390.00（N）2484.893390.622683.711265.63（N）6135.021332.423201.385525.97（N）6344.966652.254851.461239.01（Nmm）87546.8-27667.537237.2632998.56（Nmm）188553.473339.2138291.513400.51（Nmm）329695.8143888.1249675.3131186.5（Nmm）422922.9289774.5355280.7284251.3（Nmm）454699.6297628379423.6312517.6档位一档三档五档七档（Mpa）59.71134.46164.859.61（Mpa）64.20138.10176.0610.56在低档工作时，400MPa，符合要求。3.5 轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。 (3.20)式中，将Km/h代入式(3.20)得：h3.5.1 输出一轴轴承的选择与寿命计算输出一轴初选轴承型号根据机械设计手册选择32005型号轴承KN。1、变速器一档工作时=7356.83N；=4238.64N轴承的径向载荷：=21905.06N；N轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.4NNN所以：轴承A（放松端）承受的轴向载荷=7823.24N轴承B(压紧端）承受的轴向载荷N计算轴承当量动载荷：查机械设计手册得到，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到式中：为轴承径向载荷，为轴向载荷NN根据经验及查阅相关资料得出本变速器各档的使用率见表3.14。表3.14 变速器各档的相对工作时间或使用率/%0.52102530257.5查表3.14可得到该档的使用率，所以：轴承实际循环次数为： (3.21)式中：第i档的轴承旋转次数（r/min）变速器第i档的使用率（）=2003.83 r/min=120.23 r r2、变速器二档工作时=6211.10N；=3771.84N轴承的径向载荷：=16977.42N；632.87N 轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.46063.36N226.02NN所以：轴承A（放松端）承受的轴向载荷=6063.36N轴承B(压紧端）承受的轴向载荷3624.10N计算轴承当量动载荷：，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到NN轴承实际循环次数为：2003.83 r/min=480.92 r r 3、变速器三档工作时=4884.45N；=3228.07N轴承的径向载荷：=15078.65N；1484.21N 轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.45385.23N530.08NN所以：轴承A（放松端）承受的轴向载荷=5385.23N轴承B(压紧端）承受的轴向载荷3728.85N计算轴承当量动载荷：，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到NN轴承实际循环次数为：=2003.83 r/min=2404.60 r r4、变速器四档工作时=4190.98N；=2942.76N轴承的径向载荷：=11785.68N；289.41N 轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.44209.17N103.36NN所以：轴承A（放松端）承受的轴向载荷=4209.17N轴承B(压紧端）承受的轴向载荷2960.95N计算轴承当量动载荷：，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到NN轴承实际循环次数为：=2003.83 r/min=6011.48 r r式中=263.91NkNkNNkNkN所以轴承寿命满足要求。3.5.2 输出二轴轴承的选择与寿命计算1、初选轴承型号输出一轴初选轴承型号根据机械设计手册选择32005型号轴承kN。2、变速器五档工作时=3587.96N；=3252.55N 轴承的径向载荷：=8930.40N；N 轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.43189.43N1432.44NN所以：轴承A（放松端）承受的轴向载荷=3189.43N轴承B(压紧端）承受的轴向载荷2854.02N计算轴承当量动载荷：，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到NN轴承实际循环次数为：2003.83 r/min=7213.78 r r3、变速器六档工作时=2894.49N；=2916.72N 轴承的径向载荷：=8136.85N；2587.65N 轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.42906.02N924.16NN所以：轴承A（放松端）承受的轴向载荷=2906.02N轴承B(压紧端）承受的轴向载荷2928.25N计算轴承当量动载荷：，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到NN轴承实际循环次数为：=2003.83 r/min=6011.48 r r4、变速器七档工作时=2532.68N；=2732.98N 轴承的径向载荷：=6912.46N；2647.20N 轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.42468.74N945.43NN所以：轴承A（放松端）承受的轴向载荷=2468.74N轴承B(压紧端）承受的轴向载荷2669.04N计算轴承当量动载荷：，查机械设计手册得到；，查机械设计手册得到NN轴承实际循环次数为：2003.83 r/min=1803.45 r r轴承总当量动载荷NKNkN轴承总当量动载荷NkNkN所以轴承寿命满足要求。3.6 本章小结本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计算；同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出轴的基本尺寸进行了设计；完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。第4章变速器同步器及结构元件设计4.1 同步器设计4.1.1 同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。4.1.2 锁环式同步器锁环式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器结构如图4.1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿13。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图4.1 锁环式同步器2、锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图4.2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图4.2b），完成同步换档。(a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换档位置1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上的接合套 4-滑块图4.2 锁环式同步器的工作原理锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3mm。本设计取为0.2。2、分度尺寸锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。尺寸和是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。3、锁销端隙锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为，要求。若，则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸0，此刻因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证0，应使，通常取=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙，并可称之为后备行程。预留后备行程的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取=1.22.0mm，取为1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。4.1.4 主要参数的确定1、摩擦因数汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数取为0.1。摩擦因数对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。2、同步环主要尺寸的确定（1）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。本设计取=7。（2）摩擦锥面平均半径设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。（3）锥面工作长度缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。（4）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向

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