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双离合器式自动变速器的六档齿轮变速器设计【汽车类】【16张CAD图纸】【优秀】

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关键词：: 双离合器自动变速器六档齿轮变速器设计汽车 cad图纸

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双离合器式自动变速器的六档齿轮变速器设计

87页 28000字数+说明书+开题报告+16张CAD图纸【详情如下】

一挡从动齿轮A2.dwg

三挡从动齿轮A2.dwg

二挡从动齿轮A2.dwg

五挡主动齿轮A2.dwg

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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课题国内外研究现状1

1.3双离合器式自动变速器的结构特点及工作原理4

1.3.1双离合器式自动变速器的结构特点4

1.3.2双离合器式自动变速器的工作原理7

1.4课题研究的主要内容与技术路线8

第2章双离合器式变速器设计方案的选择10

2.1变速器传动机构分析和布置方案的确定10

2.1.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析10

2.1.2变速器倒档布置方案分析11

2.2变速器零、部件结构方案分析确定12

2.2.1齿轮形式12

2.2.2变速器自动脱档机构形式分析12

2.3本章小结13

第3章变速器主要参数的设计计算14

3.1变速器各档传动比确定14

3.1.1设计的给定参数14

3.1.2主减速比的确定14

3.1.3 变速器一档传动比的确定15

3.1.4变速器各档传动比的确定16

3.2变速器中心距的确定17

3.3变速器的齿轮参数的确定18

3.3.1齿轮模数18

3.3.2压力角及螺旋角18

3.3.3齿宽19

3.3.4齿顶高系数19

3.3.5齿轮的修正20

3.4变速器各档齿轮齿数的分配21

3.4.1确定各档齿轮齿数及其参数21

3.5本章小结24

第4章变速器齿轮的材料选择及校核计算25

4.1 齿轮的材料选择25

4.1.1 齿轮的失效形式25

4.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择26

4.2齿轮的强度计算26

4.2.1轮齿的弯曲应力27

4.2.2轮齿接触应力29

4.2.3各档齿轮的强度计算校核30

4.3本章小结33

第5章变速器轴和轴承的设计及校核计算34

5.1轴的设计34

5.1.1轴的功用及其设计要求34

5.1.2轴的尺寸34

5.2轴的刚度验算35

5.2.1轴刚度计算公式35

5.2.2一档主动齿轮处轴的刚度计算36

5.2.3一挡从动齿轮处轴的刚度校核37

5.2.4二档主动齿轮处轴的刚度计算39

5.2.5二挡从动齿轮处轴的刚度校核40

5.2.6三档主动齿轮处轴的刚度计算42

5.2.7三挡从动齿轮处轴的刚度校核43

5.2.8四档主动齿轮处轴的刚度计算45

5.2.9四挡从动齿轮处轴的刚度校核46

5.2.10五档主动齿轮处轴的刚度计算48

5.2.11五挡从动齿轮处轴的刚度校核49

5.2.12六档从动齿轮处轴的刚度计算51

5.2.13倒挡的刚度校核53

5.3轴的强度计算57

5.3.1实心输入轴的强度校核58

5.3.2一挡输出轴段的强度校核59

5.3.3空心输入轴的强度校核61

5.3.4倒档轴的强度校核63

5.3.5倒挡输出轴段的强度校核64

5.4轴承的选择及校核66

5.4.2一挡输出轴承的校核68

5.4.3倒挡轴轴承的校核69

5.4.4倒挡时输出轴承的校核70

5.5本章小结71

第6章同步器的确定72

6.1锁环式同步器72

6.2本章小结76

结论77

参考文献78

致谢80

摘要

本设计是双离合式自动变速器的六挡齿轮变速器设计，根据前期的资料收集，可以了解到DSG结构上的特点和其传动原理，根据收集的资料DSG大体可分为三种结构形式，分别为单输出轴式、双输出轴式、三输出轴式。对于单输出轴式由于轴向尺寸大，多用于后驱车上，对于双输出轴式和三输出轴式由于轴向尺寸小多用于发动机前置前驱上。本文设计研究了三输出轴式六挡齿轮变速器，其目的主要是将汽车设计材料力学、机械设计、机械制图等相关知识的有机结合、熟练运用。对变速器中的相关部件进行设计计算，用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等。设计过程完成以下内容：撰写变速器的研究现状和发展趋势，了解国内外变速器的发展现状。结合收集的资料选着传动方案，明确所设计变速器的结构特点及工作原理。结合任务书中所给定的数据进行齿轮的设计计算，包括齿轮基本参数计算以及齿轮的强度校核计算。轴和轴承的设计计算，包括轴的刚度校核和强度校核。强度校核要画出相应的弯矩、扭矩图。对同步器的工作原理、设计过程及选择方法进行阐述，以便选择合适的同步器。

关键词：双离合器；齿轮变速器；自动变速器；轴；齿轮；变位系数

ABSTRACT

This design is a dual-clutch six-speed automatic transmission. According to the preliminary data collection, I understand the structural characters of DSG and its drive principle. DSG can be roughly divided into three stractural forms, single-output shaft, dual-output shaft and three-output shaft. Because of the big size of the single-output shaft, it is usually used on the back opposite the other two. This thesis discuss six-speed gear transmission of the three-output shift. The purpose is to put design material, mechanics automatic design and mechanicle drawing together. This article calculates the relevant parts of the transmission and draws patterns by Auto CAD. Following completion of the design process,Write transmission’s history current situation and comprehend the development of transmission in and out our country. Pick out the plan according to the data and make clear the stracture features and working principle. Calculate the gear on the basic parameter and gear strength check calculation. The calculation of shaft and bearing including the stiffness and strength. In order to pick out the right synchronizer, this article expounds the synchronizer’s working principle, design process and selection methods.

Key words: dual- clutch;gear transmission ;automatic transmission ;axis;gear ;variable coefficient

1.1课题研究的目的和意义

双离合器自动变速器(Dual Clutch Transmission，即DCT)是一种机械式自动变速器，采用液压以及电子系统控制档位的变换，能够有效的缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、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，在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善，所以对节能减排具有重大意义。通过对双离合器式自动变速器设计过程的了解，使我对其结构形式原理都有了深刻的认识，同时也对变速器的发展进以及发展形势程有了一定的了解，这也能锻炼我独立思考和绘图的能力，在变速器的设计过程中，变速器的基本参数的选择是十分重要的，因为这些与汽车的动力性，经济性，行驶稳定性等都是密切相关的，通过对双离合式自动变速器的设计让我更加的了解变速器参数的选择过程对汽车性能的影响，变速器的设计是一个复杂的过程，所以这对设计者有着较高的要求，同时也使我对双离合式自动变速器的设计过程以及设计方法有了一定的认识。1.3双离合器式自动变速器的结构特点及工作原理

1.3.1双离合器式自动变速器的结构特点

DCT主要包括带扭转减振器的湿式离合器系统、按DCT工作原理配置的变速器及换挡系统和相应的控制系统。

（1）扭转减振系统

由于在DCT中没有使用液力变矩器等可以吸收系统振动的元件，所以需要采用扭转减振器来吸收系统的扭转振动。

在DCT系统中，可以采用普通的单级或多级扭转减振器，其安装位置在发动机飞轮与DCT动力输入部件之间，因此需要将飞轮的转动惯量与DCT动力输入件的惯量综合匹配，并确定系统的扭转刚度来设计扭转减振器。

但是，为了使整车实现更高的舒适性，可以将扭转减振系统设计为带有双质量飞轮式的扭转减振器，这样可以非常有效地控制汽车动力传动系的扭转振动及噪声。与传统的离合器从动盘式扭转减振器相比，双质量飞轮式扭转减振器还可加大减振弹簧位置半径，降低减振弹簧刚度并允许增大转角，不仅在常用车速范围内的减振和隔振

第3章变速器主要参数的设计计算

3.1变速器各档传动比确定

3.1.1设计的给定参数

选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。对于本设计任务书中已给出挡位数目为6挡变速器。

根据现在任务书中提供的设计数据如表3.1。

表3.1 任务书给定参数

发动机最大输出功率96KW

发动机最大扭矩220N·m

发动机最大扭矩转速1750~3500RPM

发动机最大功率转速5000RPM

汽车最高车速200Km/h

轮胎类型与规格205/55R16

汽车前轴负荷8000N

汽车后轴负荷7000N

结论

双离合式自动变速器简称DSG或是DCT。它是基于机械式变速器的基础上设计的，既有中间轴式的结构特点，齿轮传动过程与两轴式相同，所以说它即保留了机械式变速器的结构简单、传动效率高等特点，由于它的操纵机构是电子液压控制，故它有继承了自动变速器动力性、经济性好等优点。

在本次课题设计中，前期工作主要是收集资料，了解双离合式自动变速器的大体分类、组成、结构特点、工作原理，以及双离合式自动变速器的发展现状和发展前景。为接下来的课题设计打好基础。按照设计要求，课题主要完成以下工作：

（1）根据查阅的资料，比较变速器布置方案的特点，确定变速器的布置方案。

（2）选择齿轮的压力角、螺旋角及模数，按照任务书中给定的汽车参数，计算主减速比的范围，确定主减速比，选择最高挡传动比，确定各挡传动比，初选中心距，按照中心距确定各档位的总齿数，分配齿轮齿数，精确中心距，对齿轮变为，配凑中心距，计算各齿轮的基本参数。

（3）分析齿轮的失效形式和原因，以及齿轮材料的选择

（4）对齿轮进行强度校核，包括弯曲疲劳强度、接触疲劳强度校核。

（5）轴的设计计算及校核以及轴承的选择和寿命校核。轴的校核包括轴的刚度校核和强度校核。

（6）同步器各参数的选择

变速器参数计算完成之后，利用AutoCAD绘制装配图和零件图，在画图过程中变速器的结构合理性得到了进一步的完善。DSG是现今比较先进的变速器，同时也是将来变速器发展的一个方向和趋势。通过这次设计，对双离合式自动变速器的结构、工作原理等都有的进一步的认识。在设计过程中有很多结构是参照同类车获取的。

参考文献

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内容简介：: 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 双离合器式自动变速器的六档齿轮变速器设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程07-7 学生姓名: 导师姓名: 开题时间: 2011.02.28 指导委员会审查意见：签字：年月日毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-7班指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程交通工程是否外聘是否题目名称双离合器式自动变速器的六挡齿轮变速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义1.研究现状现今的汽车变速器发展的十分迅速，各大公司纷纷推出新的产品，但是变速器技术的每次革新都与汽车相关科学的发展密切相关，计算机技术,先进制造技术，机械自动化技术，模拟仿真材料科学等都为变速器的发展提供了有力的保障，同时变速器的发展也为相关科学技术提出了更高的要求。1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展。变速器，英文Transmission，作为汽车重要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。从最初采用侧链传动到手动变速器，及至液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再到现在无级自动变速器的普及，在汽车工业技术不断前进的同时，变速器也向着更平顺、更省油、更富驾驶乐趣的方向不断发展。直至双离合自动变速器的出现，变速器技术又伴随着速度和梦想，迈向了一个全新的高度。双离合器自动变速器具有高效率和舒适性，自从问世以来，已经取得了巨大的市场。开发双离合自动变速器技术的核心就在于双离合器模块、扭振减震器模块和控制模块的技术。这些模块是双离合器自动变速器中的关键零部件，是这种先进的自动变速器的心脏和大脑。2003年世界首款双离合器自动变速器投放市场，使用的就是美国博格华纳公司生产的模块。目前双离合变速器的核心技术掌握在美国博格华纳(BorgWarner)和德国舍弗勒(Schaeffler)集团手中。博格华纳是大众第一代六速DSG（大众的DCT）关键技术的提供者，为大众DSG提供湿式双离合。大众推出了新一代干式七速双离合变速器，由德国舍弗勒集团旗下的LucK公司提供。1940年，Darmstadt大学教授Rudolph Franke第一个申请了双离合器变速器专利，该变速器曾经在卡车上试验过，但是没有投入批量生产。随后保时捷也发明了专用于赛车的双离合变速器（PDK Porsche Doppel Kupplungen）。然而，在那个时代，未能成功将DCT/PDK技术投入批量生产。人们所熟知的变速器一般有手动变速器和自动变速器。传统的变速器利用不同的齿轮搭配实现了上述目的，而齿轮搭配的变换就只有靠脚踩离合手拉挡杆来实现，这就是所谓的手动变速器。为实现轻松换挡，取消离合脚踏和手动挂挡的AT(AutomaticTransmission)变速器出现了，它主要利用液力变扭器配合传统机械齿轮箱实现换挡功能。人们通常所说的自动变速汽车就是使用了这种AT。随着市场对于车辆平顺舒适、高效节能的要求不断升级，大众公司和博格华纳携手突破技术界限，打造出了一款换档平顺动感，大幅度减少能耗，且能够配合于大扭矩，大排量发动机的变速器DSG双离合自动变速器。双离合器自动变速器(DCT)是一种机械式自动变速器，它保持了AMT的各种优点，但其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴，相邻各档的被动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合，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。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术。双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、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，保留了AT,CVT等换档品质好的优点，这对电控机械式自动速器来说，是一个巨大的进步。 2003年初率先在GolfR32和AudiTT3.2两款车型上使用。博格华纳因其产品创新和加工精细而赢得了2005年度北美供应商超级大奖。双离合器自动变速技术使得手动变速器具备自动性能，同时大大改善了汽车的燃油经济性，应用该技术可以保证变速器在换档时消除汽车动力中断现象。 DCT工作时，车辆先以某个与一个离合器相连的档位运行，车辆自动变速器电控单元可以根据相关传感器的信号判断即将进入工作的与另一个离合器相连的下一档位，因该档位还未传递动力，故指令液压控制电磁阀十分方便的控制换档执行机构，预先啮合这一档位，在车辆运行达到换档点时，只需要将正在工作的离合器分离，同时将另一个离合器接合，则使汽车以下一个档位行驶。在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善。为了解决这个问题，早在上世纪80年代，汽车工程界就弄出了一个双离合系统变速器，简称DSG（英文全称：Direct Shift Gearbox），装配在赛车上，能消除换档离合时的动力传递停滞现象。例如布加迪EBl6.4 Veyron的新型7速变速器是装置了双离合器，从一个档位换到另一个档位，时间不会超过0.2秒。现在，这种双离合器已经从赛车应用到一般跑车上。奥迪汽车公司的新型奥迪TT跑车和新奥迪A3都已经装置了这种DSG。这些汽车装配DSG的目的是可以比自动变速器更加平顺地换档，不会有迟滞现象。奥迪双离合系统变速器是一个整体，有6个档位，离合器与变速器装配在同一机构内，两个离合器互相配合工作。这好比喻一辆车有两套离合器，正司机控制一套，副司机控制另一套。正司机挂上1档松开离合踏板起步时，这时副司机也预先挂上2档但踩住离合踏板；当车速上来准备换档，正司机踩住离合踏板的同时副司机即松开离合踏板，2档开始工作。这样就省略了档位空置的一刹那，动力传递连续，有点象接力赛。双离合系统两套离合器传动系统，通过电脑控制协调工作。当汽车正常行驶的时候，一个离合器与变速器中某一档位相连，将发动机动力传递到驱动轮；电脑根据汽车速度和转速对驾驶者的换档意图做出判断，预见性地控制另一个离合器与另一个档位的齿轮组相连，但仅处于准备状态，尚未与发动机动力相连。换档时第1个离合器断开，同时第2个离合器将所相连的齿轮组与发动机接合。除了空档之外，一个离合器处于关闭状态，另一个离合器则处于打开状态。两根传动轴分别由第一、第二离合器控制与发动机动力的连接与断开，分别负责1、3、5档和2、4、6档的档位变换。考虑到零件使用寿命，设计人员选择了油槽膜片式离合器，离合器动作由液压系统来控制。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DualTronic(R) 技术双离合变速器，称之为DSG。博格华纳公司通过使用新的电子液压元件使DCT变成了实用性很强的变速器。2002年，DSG应用在德国大众高尔夫R32和奥迪TT V6上。2003年，其相继推广到高尔夫等其他车型上。在我国汽车市场规模的高速增长的情况下，汽车关键零部件进入高速发展期。变速器作为汽车动力总成的重要组成部分，也得到了很大的发展，自动变速器，自从1939年被美国通用汽车公司首次在轿车上应用，至今已经成为全球汽车业的主流选择。目前在产业化过程中实际得到应用的自动变速器主要有四种类型：液力自动变速器（AT）、机械自动变速器（AMT）、无极变速器（CVT）、双离合自动变速器（DCT）。四类自动变速器关键技术相似，各有特色部件，制造难易程度不同，使用性能各有优缺点，适应不同的细分市场。现今，日本多倡导CVT，北美市场则是AT占主导，在欧洲则是DCT被大量采用。上汽与GIF科技公司合作开发DCT，正是采用技术合作联合开发的模式。而GIF公司针对我国汽车市场对节能环保小排量车的需求，又通过其独资企业GRC吉孚动力技术（中国）有限公司将专门为经济型小车设计的KRG变速器技术带到中国市场，希望寻找整车厂进行技术合作。这种变速器由于没有液压装置，成本可以降低一半，同时又可以满足降低油耗和二氧化碳排放的要求，是非常适合小型车的自动变速器。 2.目的和意义双离合器自动变速器(Dual Clutch Transmission，即DCT)是一种机械式自动变速器，采用液压以及电子系统控制档位的变换，能够有效的缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、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，在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善，所以对节能减排具有重大意义。通过对双离合器式自动变速器设计过程的了解，使我对其结构形式原理都有了深刻的认识，同时也对变速器的发展进以及发展形势程有了一定的了解，这也能锻炼我独立思考和绘图的能力，在变速器的设计过程中，变速器的基本参数的选择是十分重要的，因为这些与汽车的动力性，经济性，行驶稳定性等都是密切相关的，通过对双离合式自动变速器的设计让我更加的了解变速器参数的选择过程对汽车性能的影响，变速器的设计是一个复杂的过程，所以这对设计者有着较高的要求，同时也使我对双离合式自动变速器的设计过程以及设计方法有了一定的认识。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题设计的主要内容：（1）双离合器式自动变速器的六挡齿轮变速器设计总体方案论证；（2）六挡齿轮变速主要参数的选择与设计计算；（3）同步器主要参数的确定。拟解决的主要问题（1）六挡齿轮变速器总体设计方案的选择。（2）六挡齿轮变速器基本参数的计算。（3）六挡齿轮变速器输入输出轴的设计计算。（4）六挡齿轮变速器轴承的选择与校核（5）六挡齿轮变速器同步器主要参数的计算与选择。3、技术路线（研究方法）集案的论证确定布置方案确定主减速比与各挡传动比的分配各挡齿轮参数的设计计算校核不合格齿轮的弯曲应力及接触应力校核轴的设计计算校核不合格轴的刚度与强度校核计算轴承的选择与寿命校核同步器主要参数的确定利用AUTOCAD绘制装配图与零件图书写设计说明书四、进度安排（1）调研、资料收集，完成开题报告第1、2周（2）研究双离合器式自动变速器的六挡齿轮变速器的结构原理、设计步骤与设计方法第3周（3）双离合器式自动变速器的六挡齿轮变速器主要参数的选择与设计计算第49周（4）完成所设计装配图与零件图图纸第1012周（5）完成设计说明书的撰写，指导教师审核第13周（6）毕业设计（论文）修改、完善第14周（7）毕业设计（论文）审核、预审第15周（8）毕业设计（论文）修改、完善第15、16周（9）毕业设计（论文）答辩准备及答辩第17周五、参考文献1 吴光强,杨伟斌,秦大同等. 双离合器式自动变速器控制系统的关键技术 J. 机械工程学报, 2007，43(2). 2 杨庆,吴光强,吴小清等. 双离合器式自动变速器选换档控制系统的设计 J. 机电工程技术, 2007，36(1). 3 牛铭奎,高炳钊,葛安林等. 双离合器式自动变速器系统 J. 汽车技术, 2004，(6). 4 牛铭奎,葛安林,金伦等. 双离合器式自动变速器简介 J. 汽车工艺与材料, 2002，(12). 5 夏小华. 双离合器自动变速器的研究 D. 2006. 6 陈勇,程秀生,崔爱乐等. 六速双离合器自动变速器开发 J. 汽车技术, 2010，(3). 7 康海涛. 双离合器式自动变速器的研究 D. 2004. 8 吴天. 双离合器的设计与开发 D. 2007.9 王望予. 汽车设计M.北京：机械工业出版社，2004:78-113.10 Jost K.A Deferent Automatic.SAE paper,1-111-32.11 Crobpietsch,w.sudau,J.Dual Clutch for Power-shift Transmission-a Traditional Engaging Element with New Future,VDI-Berichte Nr.1565(2000),259-273.12 荆崇波,苑士华,郭晓林等. 双离合器自动变速器及其应用前景分析 J. 机械传动, 2005, 29 (3).13 马秋生. 机械设计基础M.北京：机械工业出版社，2005:69-259. 14 程桢，乔雅敏. 工程力学M.北京：中国计量出版社，2008:205-319. 15 吴宗泽，罗圣国. 机械设计课程设计手册M.3版.北京: 高等教育出版社，2006.16 刘振军.秦大同.胡建军车辆双离合器自动变速传动技术研究进展分析 J -农业机械学报2005, 36(11).17 康海涛. 双离合器式自动变速器的研究 D. 2004.18 王江波. 双离合器自动变速器的发展及展望 J. 上海汽车, 2008，(1).19 荆崇波,苑士华,郭晓林等.双离合器自动变速器及其应用前景分析 J.机械传动,2005,29 20 夏小华. 双离合器自动变速器的研究 D. 2006. 21 Friedrich Ehrlinger. 汽车变速器传动系统综合分析 J. 制造技术与机床, 2007，(9).(3) .六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计本科学生毕业设计双离合器式自动变速器的六档齿轮变速器设计院系名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程07-7班学生姓名：指导教师：职称：副教授黑龙江工程学院二一一年六月目录摘要IAbstractII第1章绪论11.1课题研究的目的和意义11.2课题国内外研究现状11.3双离合器式自动变速器的结构特点及工作原理41.3.1双离合器式自动变速器的结构特点41.3.2双离合器式自动变速器的工作原理71.4课题研究的主要内容与技术路线8第2章双离合器式变速器设计方案的选择102.1变速器传动机构分析和布置方案的确定102.1.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析102.1.2变速器倒档布置方案分析112.2变速器零、部件结构方案分析确定122.2.1齿轮形式122.2.2变速器自动脱档机构形式分析122.3本章小结13第3章变速器主要参数的设计计算143.1变速器各档传动比确定143.1.1设计的给定参数143.1.2主减速比的确定143.1.3 变速器一档传动比的确定153.1.4变速器各档传动比的确定163.2变速器中心距的确定173.3变速器的齿轮参数的确定183.3.1齿轮模数183.3.2压力角及螺旋角183.3.3齿宽193.3.4齿顶高系数193.3.5齿轮的修正203.4变速器各档齿轮齿数的分配213.4.1确定各档齿轮齿数及其参数213.5本章小结24第4章变速器齿轮的材料选择及校核计算254.1 齿轮的材料选择254.1.1 齿轮的失效形式254.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择264.2齿轮的强度计算264.2.1轮齿的弯曲应力274.2.2轮齿接触应力294.2.3各档齿轮的强度计算校核304.3本章小结33第5章变速器轴和轴承的设计及校核计算345.1轴的设计345.1.1轴的功用及其设计要求345.1.2轴的尺寸345.2轴的刚度验算355.2.1轴刚度计算公式355.2.2一档主动齿轮处轴的刚度计算365.2.3一挡从动齿轮处轴的刚度校核375.2.4二档主动齿轮处轴的刚度计算395.2.5二挡从动齿轮处轴的刚度校核405.2.6三档主动齿轮处轴的刚度计算425.2.7三挡从动齿轮处轴的刚度校核435.2.8四档主动齿轮处轴的刚度计算455.2.9四挡从动齿轮处轴的刚度校核465.2.10五档主动齿轮处轴的刚度计算485.2.11五挡从动齿轮处轴的刚度校核495.2.12六档从动齿轮处轴的刚度计算515.2.13倒挡的刚度校核535.3轴的强度计算575.3.1实心输入轴的强度校核585.3.2一挡输出轴段的强度校核595.3.3空心输入轴的强度校核615.3.4倒档轴的强度校核635.3.5倒挡输出轴段的强度校核645.4轴承的选择及校核665.4.2一挡输出轴承的校核685.4.3倒挡轴轴承的校核695.4.4倒挡时输出轴承的校核705.5本章小结71第6章同步器的确定726.1锁环式同步器726.2本章小结76结论77参考文献78致谢80黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要本设计是双离合式自动变速器的六挡齿轮变速器设计，根据前期的资料收集，可以了解到DSG结构上的特点和其传动原理，根据收集的资料DSG大体可分为三种结构形式，分别为单输出轴式、双输出轴式、三输出轴式。对于单输出轴式由于轴向尺寸大，多用于后驱车上，对于双输出轴式和三输出轴式由于轴向尺寸小多用于发动机前置前驱上。本文设计研究了三输出轴式六挡齿轮变速器，其目的主要是将汽车设计材料力学、机械设计、机械制图等相关知识的有机结合、熟练运用。对变速器中的相关部件进行设计计算，用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等。设计过程完成以下内容：撰写变速器的研究现状和发展趋势，了解国内外变速器的发展现状。结合收集的资料选着传动方案，明确所设计变速器的结构特点及工作原理。结合任务书中所给定的数据进行齿轮的设计计算，包括齿轮基本参数计算以及齿轮的强度校核计算。轴和轴承的设计计算，包括轴的刚度校核和强度校核。强度校核要画出相应的弯矩、扭矩图。对同步器的工作原理、设计过程及选择方法进行阐述，以便选择合适的同步器。关键词：双离合器；齿轮变速器；自动变速器；轴；齿轮；变位系数 ABSTRACTThis design is a dual-clutch six-speed automatic transmission. According to the preliminary data collection, I understand the structural characters of DSG and its drive principle. DSG can be roughly divided into three stractural forms, single-output shaft, dual-output shaft and three-output shaft. Because of the big size of the single-output shaft, it is usually used on the back opposite the other two. This thesis discuss six-speed gear transmission of the three-output shift. The purpose is to put design material, mechanics automatic design and mechanicle drawing together. This article calculates the relevant parts of the transmission and draws patterns by Auto CAD. Following completion of the design process,Write transmissions history current situation and comprehend the development of transmission in and out our country. Pick out the plan according to the data and make clear the stracture features and working principle. Calculate the gear on the basic parameter and gear strength check calculation. The calculation of shaft and bearing including the stiffness and strength. In order to pick out the right synchronizer, this article expounds the synchronizers working principle, design process and selection methods.Key words: dual- clutch;gear transmission ;automatic transmission ;axis;gear ;variable coefficientI第1章绪论1.1课题研究的目的和意义双离合器自动变速器(Dual Clutch Transmission，即DCT)是一种机械式自动变速器，采用液压以及电子系统控制档位的变换，能够有效的缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、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，在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善，所以对节能减排具有重大意义。通过对双离合器式自动变速器设计过程的了解，使我对其结构形式原理都有了深刻的认识，同时也对变速器的发展进以及发展形势程有了一定的了解，这也能锻炼我独立思考和绘图的能力，在变速器的设计过程中，变速器的基本参数的选择是十分重要的，因为这些与汽车的动力性，经济性，行驶稳定性等都是密切相关的，通过对双离合式自动变速器的设计让我更加的了解变速器参数的选择过程对汽车性能的影响，变速器的设计是一个复杂的过程，所以这对设计者有着较高的要求，同时也使我对双离合式自动变速器的设计过程以及设计方法有了一定的认识。1.2课题国内外研究现状现今的汽车变速器发展的十分迅速，各大公司纷纷推出新的产品，但是变速器技术的每次革新都与汽车相关科学的发展密切相关，计算机技术,先进制造技术，机械自动化技术，模拟仿真材料科学等都为变速器的发展提供了有力的保障，同时变速器的发展也为相关科学技术提出了更高的要求。1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展。变速器，英文Transmission，作为汽车重要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。从最初采用侧链传动到手动变速器，及至液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再到现在无级自动变速器的普及，在汽车工业技术不断前进的同时，变速器也向着更平顺、更省油、更富驾驶乐趣的方向不断发展。直至双离合自动变速器的出现，变速器技术又伴随着速度和梦想，迈向了一个全新的高度3。人们所熟知的变速器一般有手动变速器和自动变速器。传统的变速器利用不同的齿轮搭配实现了上述目的，而齿轮搭配的变换就只有靠脚踩离合手拉挡杆来实现，这就是所谓的手动变速器。为实现轻松换挡，取消离合脚踏和手动挂挡的AT(AutomaticTransmission)变速器出现了，它主要利用液力变扭器配合传统机械齿轮箱实现换挡功能。人们通常所说的自动变速汽车就是使用了这种AT。随着市场对于车辆平顺舒适、高效节能的要求不断升级，大众公司和博格华纳携手突破技术界限，打造出了一款换档平顺动感，大幅度减少能耗，且能够配合于大扭矩，大排量发动机的变速器DSG双离合自动变速器。双离合器自动变速器(DCT)是一种机械式自动变速器，它保持了AMT的各种优点，但其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴，相邻各档的被动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合，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。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术。双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、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，保留了AT,CVT等换档品质好的优点，这对电控机械式自动速器来说，是一个巨大的进步1。双离合器自动变速器具有高效率和舒适性，自从问世以来，已经取得了巨大的市场。开发双离合自动变速器技术的核心就在于双离合器模块、扭振减震器模块和控制模块的技术。这些模块是双离合器自动变速器中的关键零部件，是这种先进的自动变速器的心脏和大脑。2003年世界首款双离合器自动变速器投放市场，使用的就是美国博格华纳公司生产的模块。目前双离合变速器的核心技术掌握在美国博格华纳(BorgWarner)和德国舍弗勒(Schaeffler)集团手中。博格华纳是大众第一代六速DSG（大众的DCT）关键技术的提供者，为大众DSG提供湿式双离合。大众推出了新一代干式七速双离合变速器，由德国舍弗勒集团旗下的LucK公司提供。2003年初率先在GolfR32和AudiTT3.2两款车型上使用。博格华纳因其产品创新和加工精细而赢得了2005年度北美供应商超级大奖。双离合器自动变速技术使得手动变速器具备自动性能，同时大大改善了汽车的燃油经济性，应用该技术可以保证变速器在换档时消除汽车动力中断现象。DCT工作时，车辆先以某个与一个离合器相连的档位运行，车辆自动变速器电控单元可以根据相关传感器的信号判断即将进入工作的与另一个离合器相连的下一档位，因该档位还未传递动力，故指令液压控制电磁阀十分方便的控制换档执行机构，预先啮合这一档位，在车辆运行达到换档点时，只需要将正在工作的离合器分离，同时将另一个离合器接合，则使汽车以下一个档位行驶。在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善1。早在上世纪80年代，汽车工程界就弄出了一个双离合系统变速器，简称DSG（英文全称：Direct Shift Gearbox），装配在赛车上，能消除换档离合时的动力传递停滞现象。例如布加迪EBl6.4 Veyron的新型7速变速器是装置了双离合器，从一个档位换到另一个档位，时间不会超过0.2秒。现在，这种双离合器已经从赛车应用到一般跑车上。奥迪汽车公司的新型奥迪TT跑车和新奥迪A3都已经装置了这种DSG。这些汽车装配DSG的目的是可以比自动变速器更加平顺地换档，不会有迟滞现象。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DualTronic(R) 技术双离合变速器，称之为DSG。博格华纳公司通过使用新的电子液压元件使DCT变成了实用性很强的变速器。2002年，DSG应用在德国大众高尔夫R32和奥迪TT V6上。2003年，其相继推广到高尔夫等其他车型上。在我国汽车市场规模的高速增长的情况下，汽车关键零部件进入高速发展期。变速器作为汽车动力总成的重要组成部分，也得到了很大的发展，自动变速器，自从1939年被美国通用汽车公司首次在轿车上应用，至今已经成为全球汽车业的主流选择。目前在产业化过程中实际得到应用的自动变速器主要有四种类型：液力自动变速器（AT）、机械自动变速器（AMT）、无极变速器（CVT）、双离合自动变速器（DCT）。四类自动变速器关键技术相似，各有特色部件，制造难易程度不同，使用性能各有优缺点，适应不同的细分市场。现今，日本多倡导CVT，北美市场则是AT占主导，在欧洲则是DCT被大量采用。上汽与GIF科技公司合作开发DCT，正是采用技术合作联合开发的模式。而GIF公司针对我国汽车市场对节能环保小排量车的需求，又通过其独资企业GRC吉孚动力技术（中国）有限公司将专门为经济型小车设计的KRG变速器技术带到中国市场，希望寻找整车厂进行技术合作。这种变速器由于没有液压装置，成本可以降低一半，同时又可以满足降低油耗和二氧化碳排放的要求，是非常适合小型车的自动变速器。表1.1 为对各型变速器在欧洲市场占有率的预估。表1.1 各种变速器市场占有率变速器型式市场占有率2000年2010年AT11.9%25%CVT0.5%5%MT87%45%AMT0.6%12%DCT0%13%我国汽车工业起步较晚，现在的生产线也多以生产手动挡变速器为主，高档的自动变速器主要依靠进口，而生产DCT变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，新增投资较少，比较适合我国国情4。1.3双离合器式自动变速器的结构特点及工作原理1.3.1双离合器式自动变速器的结构特点DCT主要包括带扭转减振器的湿式离合器系统、按DCT工作原理配置的变速器及换挡系统和相应的控制系统。（1）扭转减振系统由于在DCT中没有使用液力变矩器等可以吸收系统振动的元件，所以需要采用扭转减振器来吸收系统的扭转振动。在DCT系统中，可以采用普通的单级或多级扭转减振器，其安装位置在发动机飞轮与DCT动力输入部件之间，因此需要将飞轮的转动惯量与DCT动力输入件的惯量综合匹配，并确定系统的扭转刚度来设计扭转减振器。但是，为了使整车实现更高的舒适性，可以将扭转减振系统设计为带有双质量飞轮式的扭转减振器，这样可以非常有效地控制汽车动力传动系的扭转振动及噪声。与传统的离合器从动盘式扭转减振器相比，双质量飞轮式扭转减振器还可加大减振弹簧位置半径，降低减振弹簧刚度并允许增大转角，不仅在常用车速范围内的减振和隔振效果好，而且对怠速噪声也能实现更有效的控制，堪称高效能广谱减振器。装备这种减振器的德国BMW324D汽车曾被称之为“世界上最安静的柴油车”。图1.1分别为采用传统减振器与采用双质量飞轮式扭转减振器时变速器后端振动加速度的比较2。图1.1 变速器后端振动加速比较（2）离合器系统在DCT中，既可以采用干式离合器，也可以采用湿式离合器，但两者的工作特性存在较大的差别。干式离合器可以通过压板和飞轮吸收较大热量，对滑磨产生热量的速度不敏感，但因为空气散热较慢，热量不易在短时间内散发出去，因此它受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，这样滑磨时间短，产生热量少。其滑磨功特性曲线如图1.2（a）所示2。湿式离合器用油冷却摩擦片，它受限于产生热量的速度，但不受产生的总热量的限制，所以适用于离合器结合过程中压力逐步增加、发热速度较慢的场合。其滑磨功特性如图1.2（b）,所示。在设计中可以选用较小的离合器储备系数，并控制加压油缸的油压增长速度，使摩擦扭矩逐步增加。另外，干式离合器的结构尺寸较大，特别是轴向尺寸长，这样，在车上布置2个干式离合器，而且还要布置2个离合器的操纵机构时需要的空间很大并且，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。相对而言，在DCT中使用湿式离合器更具有优势：其传递扭矩大，可以通过增加摩擦片数来提高摩擦扭矩；结构布置方便，摩擦片磨损均匀，使用中不需要专门调整摩擦片间隙；可以较容易的通过控制湿式离合器的工作压力来控制其传递扭矩的大小，实现动力传动系统的扭矩控制。类似于变扭器，湿式多片式离合器是利用液压压力来驱动齿轮。当离合器结合时，离合器活塞内的液压使一组螺旋弹簧零件受力，这将驱使一组离合器盘和摩擦盘压在固定的压力盘上，油压的建立是由变速箱控制器指令电磁阀来控制的。摩擦片内缘处有内花键齿，以便与离合器鼓上的外花键相啮合。离合器鼓与齿轮组相连，这样就可以接受传递过来的力。为分离离合器，离合器活塞中的液压就会降低，在弹簧的作用下，离合器就会分开。奥迪的DSG变速箱在湿式多片式离合器中既有小的螺旋弹簧也有大的膜片弹簧。双离合器变速箱(DCT)中有2个离合器，他们的工作状态是相反的，不会发生2个离合器同时接合的情形。（a）干式（b）湿式图1.2 干式、湿式离合器产生的滑磨功（3）液压控制系统DCT的液压控制系统主要负责接受电控系统的控制指令，对离合器和变速器的换挡机构进行操纵。液压控制系统主要包括：双离合器控制部分、换挡机构控制部分和冷却部分。双离合器控制部分是通过对离合器油缸充入和释放高压油来实现离合器的分离和接合的。离合器油缸通过直接使用电磁阀或采用电磁阀做先导阀进行动作控制，并且也可以使用线性电磁阀对离合器接合实现压力控制，这对实现动力传动系统的扭矩控制有利。双离合器变速箱(DCT)的档位切换是由档位选择器来操作的，档位选择器实际上是个液压马达，推动拨叉就可以进入相应的档位，由液压控制系统来控制它们的工作。以一个典型的6档双离合器变速箱(DCT)为例，液压控制系统中有6个油压调节电磁阀，用来调节2个离合器和4 个档位选择器中的油压压力，还有5 个开关电磁阀，分别控制档位选择器和离合器的工作。在DCT中，必须实现换挡过程的自动化，这就要增加自动换挡机构来完成换挡任务。通常使用多个换挡油缸直接控制每一个同步器，其控制过程与 AMT类同。（4）电子控制系统DCT的电子控制系统负责采集车辆运行信息、驾驶员的操作指令，实时在线的对车辆的运行状态进行综合处理和判断，并控制DCT的运行。同时，电控系统还要负责与发动机电控单元以及其它系统的电控单元协调工作。图1.3为电子控制系统框图2。图1.3 DCT 电子控制系统框图1.3.2双离合器式自动变速器的工作原理双离合器变速箱使用两个离合器，但没有离合器踏板。最新的电子系统和液压系统控制着离合器，正如标准的自动变速箱中的一样。在双离合器变速箱中，离合器是独立工作的。一个离合器控制了奇数档位(如：1 档、3 档、5 档和倒档)，而另一个离合器控制了偶数档位(如：2档、4档和6档)。使用了这个布局，由于变速箱控制器根据速度变化，提前啮合了下一个顺序档位，因此换档时将没有动力中断。其中最具创意的核心部分是双离合器和机械部分变速箱中的两轴式的输入轴。这个精巧的两轴式结构分开了奇数档和偶数档。不象传统的手动变速箱将所有档位集中在一根输入轴上，双离合器变速箱(DCT)将奇数档和偶数档分布在两根输入轴上。以6档变速箱为例，内部输入轴上安装了1档、3档、5档和倒档的齿轮，外部输入轴上安装了2档、4档和6档的齿轮。这使得快速换档成为可能，维持了换档时的动力传递。标准的手动变速箱是做不到这点的，因为它必须使用一个离合器来控制所有的奇数档和偶数档。以DSG变速箱为例，简单介绍双离合器变速箱(DCT)的工作过程：在 1 档起步行驶时，动力传递路线如下图中直线和箭头所示，外部离合器接合，通过内部输入轴到1 档齿轮，再输出到差速器。同时，图中虚线和箭头所示的路线是2 档时的动力传输路线，由于离合器2是分离的，这条路线实际上还没有动力在传输，是预先选好档位，为接下来的升档做准备的。当变速器进入2 档后，退出1 档，同时3 档预先结合。所以在DSG 变速器的工作过程中总是有2 个档位是结合的，一个正在工作，另一个则为下一步做好准备如图1.4所示。DSG变速器在降档时换挡过程同升挡过程。DSG变速器的升档或降档是由变速箱控制器(TCU)进行判断的，踩油门踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为升档过程，作好升档准备；踩制动踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为降档过程，作好降档准备。一般变速器升档总是一档一档地进行的，而降档经常会跳跃地降档，DSG 变速器在手动控制模式下也可以进行跳跃降档。在跳跃降档时，如果起始档位和最终档位属于同一个离合器控制的，则会通过另一离合器控制的档位转换一下，如果起始档位和最终档位不属于同一个离合器控制的，则可以直接跳跃降至所定档位。图1.4DCT变速器1.4课题研究的主要内容与技术路线我在设计中参考了大众车系02E直接换挡变速器，采用了锁环式同步器的换档。在设计中，除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了汽车设计、机械制图、机械设计、材料力学等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，由于变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。故对对齿轮进行了弯曲疲劳强度校核和接触疲劳强度校核，对于轴来说，变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，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。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对轴的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响，因此要对变速器的轴进行了强度和刚度校核，同时也要考虑零件选择合理的工程材料和热处理方法，使其获得良好的力学性能，同时确定同步器的主要参数，选择同步器。查阅相关资料，了解DSG变速器的结构特点以及其总体的布置形式，综合各种布置形式，结合任务书中的数据以及参考车型确定变速器的总体布置方案，本次设计主要是依据参考的大众车系02E直接换挡变速器，通过对变速器各组成部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动6挡变速器。本次设计的主要内容：（1）变速器基本参数的计算。包括变速器滚动半径的近似计算、传动比的范围计算、各档位传动比分配计算、初选中心距计算、确定中心距计算、各档齿轮齿数的分配、齿轮参数计算；（2）变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；（3）变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度校核、刚度计算；（4）变速器轴承的选择及校核；（5）同步器的主要参数的确定与选择；第2章双离合器式变速器设计方案的选择2.1变速器传动机构分析和布置方案的确定由于DSG实际是在传统的机械式变速器的基础上结合双离合技术实现自动换挡的变速器，可将DSG拆分为机械式变速器和双离合器两部分。故其变速器部分设计方法同机械式变速器，而机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。通常，变速器的挡数可在320个挡位范围内变化。通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且相邻挡位之间的比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频率高，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。今年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前乘用车一般用45个挡位的变速器，发动机排量大的乘用车多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或是多挡。载质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野车上。变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。影响最低挡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（这里取最大爬坡度为16.7）、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，其他商用车则更大。2.1.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析DSG的机械变速器部分与两轴式和中间轴式变速器的结构上是不同的，但DSG中齿轮布置、轴的设计计算均可借鉴于两轴轴式和中间轴变速器，所以在这里要简单的了解一下两轴及中间轴式变速器的特点。1两轴式变速器固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。它的结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因为只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值上限也受到较大限制，但这一缺点可以通过减小各高挡传动比同时增大主减速比来消除。还有，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出州的转动方向相同。2中间轴式变速器中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，还有各档同步器或结合套多数情况下装在第二轴上17。2.1.2变速器倒档布置方案分析与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。图2.1为常见的倒档布置方案。图2.1b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2.1c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2.1d所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便，且能获得较大的倒档传动比。图2.1e所示方案针对图2.1c所示方案的缺点做了修改，因而取代了图2.1c所示方案。图2.1f所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.1g所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图2.1h所示方案。其缺点是一、倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 2.2变速器零、部件结构方案分析确定图2.1 倒档布置方案2.2.1齿轮形式变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较,斜齿圆柱齿轮运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档17。2.2.2变速器自动脱档机构形式分析自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1将两接合齿的啮合位置错开，如图2.2a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图2.2b所示。3将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图2.2c所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果16。a） b) c)图2.2防止自动脱挡的机构措施2.3本章小结本章主要针对变速器传动机构进行分析和布置方案方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定，为总体设计提供必要依据。第3章变速器主要参数的设计计算3.1变速器各档传动比确定3.1.1设计的给定参数选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。对于本设计任务书中已给出挡位数目为6挡变速器。根据现在任务书中提供的设计数据如表3.1。表3.1 任务书给定参数发动机最大输出功率96KW发动机最大扭矩220Nm发动机最大扭矩转速17503500RPM发动机最大功率转速5000RPM汽车最高车速200Km/h轮胎类型与规格205/55R16汽车前轴负荷8000N汽车后轴负荷7000N3.1.2主减速比的确定 (3.1)式中；汽车行驶速度（km/h）；车轮滚动半径（m）；变速器传动比；主减速器传动比。发动机最大功率转速（r/min）已知：最高车速=200km/h；最高档为直接档，传动比=0.8；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/55R16得到=0.31595m；发动机最大功率转速n=5000(r/min)发动机；得到主减速器传动比：3.1.3 变速器一档传动比的确定在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。汽车行驶方程式 (3.2)汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。由最低稳定车速，最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8，本设计取最高挡传动比为=0.8故有：一般货车的最大爬坡度约为30%，即=16.7则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为：式中：汽车载荷，；道路附着系数，；驱动车轮的滚动半径，m；发动机最大转矩，Nm主减速比，；汽车传动系的传动效率，。将各数据代入公式：根据驱动车轮与路面的附着条件：(3.3)可求得变速器一档传动比为： (3.4) 式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，在任务书中已给出前轴载荷为8000N附着系数，计算时取；将各数据代入上述公式得：通过以上计算可得到1.842.6008，轿车变速器传动比变化范围是34，中、轻型货车约为56，其他货车在7以上。所以在本设计中，取。3.1.4变速器各档传动比的确定变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数,实际上，汽车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的。按等比级数分配传动比的主要目的还在于充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性。当汽车需要大功率时，若排挡选择恰当，具有按等比分配传动比的变速器，能使发动机经常在接近外特性最大功率处的大功率范围内运转，从而增加了汽车的后备功率，提高了汽车的加速或上坡能力。本设计变速器的最高档为超速挡，其传动比为0.8，一档传动比初选为2.4，中间各档的传动比按理论公式（其中n为档位数）求得公比。因为，满足要求（挡数多少影响挡与挡之间的传动比比值，比值越大会造成换挡困难，一般认为比值不宜大于1.71.8）。所以：3.2变速器中心距的确定中心距是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为： (3.5)式中：中心距系数，乘用车：，商用车：发动机的最大转矩(Nm)；变速器一挡传动比；变速器的传动效率，取96%；将各数代入式(4.9)中得取A=75mm3.3变速器的齿轮参数的确定3.3.1齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表3.2）并满足强度要求。表3.3汽车变速器常用齿轮模数（mm）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。3.3.2压力角及螺旋角压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要考虑它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。3.3.3齿宽在选择齿宽时，应该注意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少质量，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。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时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m(mn)的大小来选定齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0；斜齿，取为6.08.5。采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。3.3.4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。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为1。3.3.5齿轮的修正为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种：1加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；2改变刀具的原始齿廓参数；3改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。3.4变速器各档齿轮齿数的分配变速器的传动示意图见下图3.1图3.1变速器传动示意图在初选中心距、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。取各挡的模数均为2.75mm，压力角均为20，螺旋角均为20。3.4.1确定各档齿轮齿数及其参数一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数=2.75mm，压力角20螺旋角=20 先求其齿数和斜齿: =51.26取整为51即15，51-15=36 一挡实际传动比为当量齿数为：总的边位系数为：齿顶高变动系数：由当量齿数和查表可得： =74.6257mm取整为=75mm。对一档齿轮进行变位：端面压力角：端面啮合角：中心距变动系数：变位系数之和：查变位系数线图得：齿顶降低系数n：计算一档齿轮、参数：分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径：节圆直径: 其余各齿轮参数见下表3.4注：当z1与z2啮合时，节圆半径为44.12mm。当z1与z13啮合时，节圆半径为43.96mm。当z7与z8啮合时，节圆半径为68.08mm。当z7与z12啮合时，节圆半径为68.08mm。当z18与z16啮合时，节圆半径为47.33mm。当z18与z17啮合时，节圆半径为69.38mm。或者通过各轴的中心距推算，也可算出z1、z7、z18与齿轮啮合时的节圆半径。一、二、三、四挡中心距为75mm,五、六挡中心距为74mm,倒挡输入轴与倒挡轴及倒挡轴与倒档输出轴中心距均为63mm.表3.4 各齿轮基本参数边位系数xn齿顶高ha mm齿根高 hf mm分度圆直径 d1 mm齿顶圆直径 da mm齿根圆直径 df mm节圆直径d mm Z10.43.842.3443.951.5839.22 Z2-0.26042.034.15105.35109.4197.05105.88 Z30.323.622.5649.7556.9944.6350 Z4-0.18042.253.9399.510491.64100 Z50.273.482.758.5365.4953.1358.82 Z6-0.13042.383.890.7295.4883.1291.18 Z70.273.482.767.3174.2761.91 Z8-0.13042.383.881.9486.774.3482.35 Z90.323.602.5658.5365.7353.4159.2 Z10-0.00452.713.4587.7993.2180.8988.8 Z12-0.04452.603.5679.0284.2271.979.92 Z13-0.36981.734.4581.9485.473.0482.04 Z140.33.572.6143.951.0438.6843.96 Z15-0.26982.004.1881.9485.9473.5882.04 Z160.424.262.4947.3255.8442.3447.33 Z170.44.22.5569.477.864.369.38 Z18-0.41581.755176.66180.16166.663.5本章小结首先依据任务书中给定的汽车基本参数，算出变速器的主减速比，之后在计算出最低挡以及最高挡的传动比，按汽车理论中介绍的等比级数分配法，对各档位的传动比进行分配；计算齿轮的基本参数，确定齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数，计算分度圆、齿顶圆、齿根圆、节圆；根据齿轮变位系数的选择原则，对各档齿轮进行变位。第4章变速器齿轮的材料选择及校核计算4.1 齿轮的材料选择4.1.1 齿轮的失效形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀)、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。1齿轮折断轮齿折断有多种形式。在正常工况下，主要是齿根弯曲疲劳折断。因为在轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复受载时，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿厚过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断，避免轮齿折断和提高轮齿抗折断能力的措施有限制齿根弯曲应力、增大齿根过渡圆角半径或降低表面粗糙度值以减小应力集中，提高齿心材料的韧性，在齿根处施行喷丸、2齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把齿轮分为根部及顶部两段，则靠近节圆的跟部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重；两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。3齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。在汽车变速器齿轮中，胶合损坏情况不多。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。4.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择齿轮常用材料为优质碳素钢、合金钢、铸铁、和非金属材料等。一般多用锻件，较大直径齿轮不宜锻造，需采用铸铁或铸钢。齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点为择时原则：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，故对齿轮材料也有不同的要求。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，而且齿面要硬，齿芯要韧。2合理选择材料配对如对硬度不大于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，且两轮硬度差在3050HBS。为挺高抗胶合性能，大小齿轮应采用不同刚好材料。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，在进行切削加工即可；硬齿面齿轮常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢切齿后表面淬火，以获得齿面硬、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已加工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，不可磨齿，适用于内齿轮或无法磨齿的齿轮。4.2齿轮的强度计算与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。4.2.1轮齿的弯曲应力1直齿轮弯曲应力公式为：式中：弯曲应力(MPa)；圆周力(N)，；计算载荷(Nm)；节圆直径(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)；端面齿距(mm)，；模数；齿形系数，如图4-1所示。图4-1 齿形系数图因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得： (4.1)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa范围，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力取下限。2斜齿轮的弯曲应力公式为式中：圆周力()，；计算载荷(Nm)；节圆直径(mm)，法向模数(mm)，齿数，斜齿轮螺旋角()；应力集中系数，；齿面宽(mm)；法向齿距(mm)，；齿形系数，可按当量齿数在图4-1中查得；重合度影响系数，。将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为： (4.2)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范围。4.2.2轮齿接触应力 (4.3)式中：轮齿的接触应力（MPa）齿面上的法向力（N），；端面内分度圆切向力，；计算载荷(Nm)；节圆直径(mm)；节点处压力角()；齿轮螺旋角()；齿轮材料弹性模量(MPa)，= Nmm-2；齿轮接触实际宽度(mm)；，主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径(mm)，其中：斜齿轮，；直齿轮，。、主动及被动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。表4.1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档130014006507004.2.3各档齿轮的强度计算校核1.计算一挡斜齿轮、的弯曲应力=15，=36，=0.16，=0.19，=220Nm，=20，=2。75mm，=6.55公式（4.2）得： =303.08MPa180350MPa=347.71MPa180350MPa一挡齿轮接触应力由公式（4.3）得： 130014002.计算主减速器、齿轮的弯曲应力对于、这对齿轮传动 =15，=56， =0.163，=0.126，=6.55 =242.24MPa100250MPa=279.52MPa180350MPa对于齿轮接触应力 13001400Mpa =22，=56， =0.166，=0.142，=6.55 =236.51MPa180350MPa=276.98MPa180350MPa对于齿轮接触应力 13001400Mpa由于其余齿轮计算过程如一挡计算过程，其余齿轮强度见表4-2。表4-2各齿轮强度齿数齿形系数y节圆dmm齿宽bmm节点处压力角a弯曲应力Mpa接触应力Mpa一挡Z1150.1644.121821.8993302.081331.32Z2360.136355.39二挡Z3170.157501821.8993271.631208.78Z4340.139306.81三挡Z5200.15558.821821.8993233.871077.63Z6310.138262.68四挡Z7230.15767.651821.8993200.77984.59Z8280.136232.27五挡Z9200.16259.21822.7886223.761059.59Z10300.147246.59六挡Z7230.16368.081822.7886193.38974.19Z12270.146214.63倒挡Z1150.16243.961821.3607298.351405.05Z13280.126384.28Z14150.15343.96590.731921.38Z15280.128707.994.3本章小结本章首先介绍了齿轮的主要的失效形式以及防止齿轮失效的措施，以及齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各档齿轮的转矩。计算轮齿的强度，即计算齿轮的弯曲应力和接触应力。第5章变速器轴和轴承的设计及校核计算5.1轴的设计5.1.1轴的功用及其设计要求变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。5.1.2轴的尺寸在已知中间轴式变速器中心距时，可按以下公式初选轴直径：各轴的最小直径： (5.1)其中：轴的估算最小径计算常数，取决于轴的材料及受载情况，见表6.1轴传递的功率（kW）轴的转速第一轴花键部分： (5.2)其中：经验系数，发动机最大转矩轴的尺寸还与齿轮、轴承花键标准等有一定联系，需要根据具体情况，参照轴承、花键标准进行修正。已知=220Nm应用上述公式计算各轴尺寸：对于实心轴第一轴花键部分直径=24.1527.77mm取，；对于空心轴的可根据剪应力进行计算：可以选择d=31mm D=40mm 5.2轴的刚度验算5.2.1轴刚度计算公式若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式(5.3)、(5.4)、(5.5)计算 (5.3) (5.4) (5.5)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），=2.06105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算13；、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。 (5.6)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。abLFr图5.1 变速器输出轴的刚度变形简图5.2.2一档主动齿轮处轴的刚度计算一挡主动齿轮受力位置图如5.2，齿轮转角如图5.3。图5.2 轴的受力位置图5.3齿轮转角NN根据两齿轮间的角度关系见图5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置图5.2，由公式5.3、5.4、5.5得，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为： 0.002rad轴的刚度满足要求5.2.3一挡从动齿轮处轴的刚度校核对于处轴的刚度校核，即一挡输出轴处图5.4轴的受力位置由于为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与大小相等方向相反。此时轴的受力位置见图5.4，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad对于处的轴的刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系见图5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分别为：图5.5齿轮的转角垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.4，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知输出轴在一挡位置时满足刚度要求5.2.4二档主动齿轮处轴的刚度计算对于处轴的刚度校核图5.6轴的受力位置NN根据两齿轮间的角度关系见图5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.6，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为： 0.002rad 处轴的刚度满足要求5.2.5二挡从动齿轮处轴的刚度校核对于处轴的刚度校核，即二挡输出轴处图5.7轴的受力由于为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与大小相等方向相反。此时轴的受力位置见图5.7，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad对于处的轴的刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系见图5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.7，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知在二挡输出位置轴满足刚度要求5.2.6三档主动齿轮处轴的刚度计算对于处轴的刚度校核图5.8轴的受力位置NN根据两齿轮间的角度关系5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.8，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为： 0.002rad故处轴的刚度满足要求5.2.7三挡从动齿轮处轴的刚度校核对于处轴的刚度校核，即三挡输出轴处。图5.9轴的受力由于为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与大小相等方向相反。此时轴的受力位置见图5.9，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad对于处的轴的刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系见图5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.9，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知在三挡输出位置轴满足刚度要求5.2.8四档主动齿轮处轴的刚度计算对于处轴的刚度校核图5.10轴的受力位置NN根据两齿轮间的角度关系5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.10，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为： 0.002rad故处轴的刚度满足要求5.2.9四挡从动齿轮处轴的刚度校核对于处轴的刚度校核，即四挡输出轴处图5.11轴的受力由于为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与大小相等方向相反。此时轴的受力位置见图5.11，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad对于处的轴的刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系见图5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.11，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知在四挡输出位置轴满足刚度要求5.2.10五档主动齿轮处轴的刚度计算对于处轴的刚度校核图5.12轴的受力NN根据两齿轮间的角度关系见图5.13，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：图5.13齿轮转角位置垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.12，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为： 0.002rad故处轴的刚度满足要求5.2.11五挡从动齿轮处轴的刚度校核对于处轴的刚度校核，即五挡输出轴处图5.14轴的受力由于为一对齿轮啮合传动，所以它们所受的径向力、圆周力、轴向力是大小相等、方向相反的一对力。故合成后的垂直受力、水平受力与大小相等方向相反。此时轴的受力见位置图5.14，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad对于处的轴的刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系5.15，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：图5.15齿轮转角垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.14，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知在五挡输出位置轴满足刚度要求5.2.12六档从动齿轮处轴的刚度计算对于六档传动比，由于六挡与四挡公用齿轮，四挡刚度校核满足要求，故此时无需对六挡时处轴的刚度校核对于处轴的刚度校核，即六挡输出轴段刚度校核图5.16轴的受力位置NN根据两齿轮间的角度关系图5.13，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.16，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad故处轴的刚度满足要求对于处的轴的刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系见图5.15，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.16，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知在六挡输出位置轴满足刚度要求5.2.13倒挡的刚度校核倒挡是的刚度校核由于倒挡的主动齿轮与一挡主动齿轮是同一个齿轮，故无需再对倒挡是处的轴段进行刚度校核。对于处轴的刚度校核图5.17轴的受力位置垂直方向：水平方向：此时轴的受力位置见图5.17，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad对于处轴刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系见图5.18，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：图5-18齿轮转角垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.17则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知在倒挡轴各轴段轴满足刚度要求对齿轮处轴的刚度校核垂直方向：水平方向：图5.19轴的受力位置此时轴的受力位置见图5.19则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad对于处轴刚度校核NN根据两齿轮间的角度关系5.20，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分别为：图5.20齿轮转角垂直方向：水平方向：合成：垂直受力：水平受力：此时轴的受力位置见图5.19，则其水平挠度、垂直挠度、和转角分别为：0.002rad合成：可知在倒挡输出各轴段轴满足刚度要求5.3轴的强度计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。先求取支点的垂直面和水平面内的反力，计算相应的垂向弯矩、水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为： (5.6)式中: (MPa)；为轴的直径(mm)，花键处取内径；为抗弯截面系数(mm)，在低挡工作时，400MPa。5.3.1实心输入轴的强度校核一挡时轴的强度校核由刚度校核可知齿轮处的受力情况：水平受力：垂直受力：轴向受力：求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得，求垂直面内的支反力、和弯矩由以上两式可得，按第三强度理论得：Nmm弯矩、扭矩图见5.21 图5.21 轴的弯矩与扭矩图 5.3.2一挡输出轴段的强度校核对于处轴的强度校核求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得，求垂直面内的支反力、和弯矩由以上两式可得，按第三强度理论得：对于处轴段对于处轴段弯矩、扭矩图见5.22 图5.22弯矩与扭矩图5.3.3空心输入轴的强度校核二挡齿轮轴段处的强度校核由刚度校核可知齿轮处的受力情况：水平受力：垂直受力：轴向受力：求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得，求垂直面内的支反力、和弯矩由以上两式可得，按第三强度理论得：Nmm 弯矩、扭矩图见5.23 图5.23弯矩与扭矩图5.3.4倒档轴的强度校核求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得，求垂直面内的支反力、和弯矩由以上两式可得，按第三强度理论得：对于处轴段：对于处轴段：弯矩、扭矩图见5.24 图5.24 弯矩与扭矩图5.3.5倒挡输出轴段的强度校核对于倒挡时的、处的轴的强度校核，即倒挡输出轴处的刚度校核求水平面内支反力、和弯矩、由以上两式可得，求垂直面内的支反力、和弯矩由以上两式可得，按第三强度理论得：对于处轴段：对于处轴段：弯矩、扭矩图见5.25 图5.25 弯矩与扭矩图5.4轴承的选择及校核由于一挡及倒档受力最大，故只需考虑一挡及倒挡时的轴承受力情况轴承的使用寿命可按汽车平均车速行驶至大修前的总行驶里程s来计算：式中的汽车平均车速可按可知只要轴承寿命不小于2500h就满足使用寿命要求。各个档位的使用频率从一挡至六挡分别为：0.5%、2%、12.5%、30%、35%、20%，对于倒挡的使用频率与一挡相近，故取0.5%。6.4.1一挡时轴承的寿命校核一挡轴承时受力最大。故用一挡时的受力对轴承校核（1）初选轴承的型号右端33008，左端33006，正装,可知右端轴承被压紧左端轴承被放松；=3629.8N，（2）求垂直面内支反力为右侧支反力，为左侧支反力（3）内部附加力右侧、左侧，由轴承手册查得Y=1.7（4）右端轴承轴向力和左端轴承轴向力由于所以轴承2被放松，轴承1被压紧（5）求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷因为查机械设计手册得：，取所以（6）校核轴承寿命预期寿命，为寿命系数，对滚子轴承=10/3。=3050.17h实际使用时间6778.16=2500h合格5.4.2一挡输出轴承的校核（1）初选轴承的型号右端33207，左端33006，正装,可知右端轴承被压紧左端轴承被放松；，（2）求垂直面内支反力为右侧支反力，为左侧支反力（3）内部附加力右侧、左侧，由轴承手册查得Y=1.7（4）右端轴承轴向力和左端轴承轴向力由于所以轴承2被放松，轴承1被压紧（5）求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷因为查机械设计手册得：（6）校核轴承寿命预期寿命，为寿命系数，对滚子轴承=10/3。实际使用时间=2500h合格5.4.3倒挡轴轴承的校核（1）初选轴承的型号右端滚针轴承，左端双列圆锥滚子轴承351305E，正装,可知右端轴承被压紧左端轴承被放松；，（2）求垂直面内支反力为右侧支反力，为左侧支反力（3）校核滚针轴承轴承寿命预期寿命命，为寿命系数，对滚子轴承=10/3。实际使用时间=2500h合格（4）内部附加力右侧，由轴承手册查得，（5）倒挡轴右端承受轴向力，右端双列圆锥滚子轴承轴向力，由于所以轴承1被放松，轴承2被压紧（6）求当量动载荷查机械设计课程设计得，径向当量动载荷因为查轴承手册得：（7）校核轴承寿命预期寿命，为寿命系数，对滚子轴承=10/3。实际使用时间=2500h合格5.4.4倒挡时输出轴承的校核（1）初选轴承的型号右端33207，左端33205，正装,可知右端轴承被压紧左端轴承被放松；，（2）求垂直面内支反力为右侧支反力，为左侧支反力（3）内部附加力右侧、左侧，由轴承手册查得Y=1.7（4）右端轴承轴向力和左端轴承轴向力由于所以右端轴承被放松，左端轴承被压紧右端：左端：（5）求当量动载荷查轴承手册可知，径向当量动载荷因为查轴承手册得：（6）校核轴承寿命预期寿命，为寿命系数，对滚子轴承=10/3。由于倒挡的使用比率为0.5%，所以实际使用时间=2500h合格5.5本章小结本章主要是轴的强度及刚度的校核计算，以及轴承的寿命校核，以确定轴的强度及刚度满足要求和轴承的寿命满足要求。第6章同步器的确定同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油。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，但又不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相同）换档的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能确保完成同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。同步器的功能和实现对同步器的基本要求。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。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽然结构有所区别，但工作原理无异，都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止元件用于阻止同步前强行挂挡；弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程17。6.1锁环式同步器1、4-锁环（同步锥环）；2-滑块 3-弹簧圈；5、8-齿轮；6-啮合套座；7-啮合套图6.1 锁环式同步器如图6.1所示，锁环式同步器工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，其转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。换挡时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，如图6.2a所示，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥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角速度差，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，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。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靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。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，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，如图6-2b所示，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂挡。 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置1-锁环；2-啮合套；3-啮合套上接合齿；4-滑块图6.2 锁环式同步器工作原理综上所述内容，本次设计的变速器换档方式采用锁环式同步器。锁环式同步器用来使结合套与准备套入的齿圈运动速度迅速同步。主轴同步器在花键毂背面的槽里有三个金属滑块和销，每个销的下部有相应的压簧，用来使定位销的球面突出花键毂的外圈，同步器安装后，花键毂的内花键与输出轴的外花键啮合，花键毂的外花键与结合套的内花键啮合。铜质锁环有

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