双离合器说明书

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 I 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 II ABSTRACT DCT duo to Mechanical Transmission Itinherits the advantages of Automatic Transmission AT and Automated Mechanical Transmission AMT It has the ability of power shifing that can reduce shift time andimprove shift quality And the comfort and maneuverability of vehicle will be greatly improved In this thesis the study of dry type Dual Clutch Transmission is based on the Structural characteristics and working principle of DCT For dry type dual clutch automatic transmission design analyzed the layout of the various transmission options and selected the final layout of the transmission scheme The major part of gear including gear form elaborated shift structure and make the choice and range of transmission gear ratio center distance a preliminary selection and design The gear on the transmission module pressure angle helix angle were calculated gear selection and other relevant parameters and checking on the gear Structural dimensions of the shaft and bearing design and its selection was checked Key words Dual Clutch Transmission Automatic transmission Transmission Ratio Gear Axis 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 目 录 摘 要 I ABSTRACT II 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 1 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 2 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 3 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 3 0 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 4 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 5 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 6 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 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 7 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 8 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 9 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 10 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 11 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 12 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 5 6 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 13 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 14 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 200N 3 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 7 0 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 0 4 5 之 间 总质量轻些的商用车在 5 0 8 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 a u 发动机转速 r min n 车轮滚动半径 m r 0 377 0 ii rn u g a 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 15 变速器传动比 g i 主减速器传动比 0 i 已知 最高车速 250 km h 最高档为超速档 传动比 0 8 maxa u maxa v g i 车轮滚动半径 mm 发动机转速6 32624540 0 2 4 2518 r 6200 r min 由公式 3 1 得到主减速器传动比计算公式 n p n 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 max 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 01 0 02 f 发动机最大扭矩 N m maxe T 主减速器传动比 0 i 变速器传动比 g i 为传动效率 0 85 0 9 t 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 max 7 16 由公式 3 2 得 3 4 te g iT rGG i 0max maxmax 1 sincos 已知 r 0 3266m 018 0 f 7 16 max 250 max e T N m 把以上数据代入 3 3 式 82 3 0 i9 0 t 82 3 2508 0 10 6 3266200 377 0 377 0 3 0 agu i nr i maxmax 0max sincos GGf r iiT tge 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 16 28 2 1 g i 根据驱动车轮与地面辐照条件确定 1g i 即 2 1max G r iiT r Toge Totq r g iT rG i max 2 1 为道路附着系数 取值范围为 0 5 0 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 2 G 把数据代入 3 4 式得 17 3 1 g i 所以 一档转动比的选择范围是 17 3 28 2 1 g i 校核最大传动比 3 0 4 5 max 1 g g i i 校核得到 3 5 在 3 0 4 5 之间 故 max 08 2 g i 8 2 1 g i 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 q i i i i i i i i i i i i 7 6 6 5 5 4 4 3 3 2 2 1 23 1 8 0 80 2 6 6 7 1 i i q 50 1 85 1 28 2 4g 3g 2g i i i 8 0 99 0 g 22 1 7g 6 5g i i i 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 3 1maxgeA iTKA 式中 A 变速器中心距 mm 中心距系数 多档的变速器 8 9 9 3 A K A K 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 17 发动机最大输出转距为 250 N m maxe T 变速器一档传动比为 2 8 1 i 变速器传动效率 取 96 g 8 9 9 3 78 83mm A 3 96 0 8 2250 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 mm8 278 24682 4 3 0 3 4 3 0 3 AL 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 3 n m 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 乘用车的发动机排量 V L货车的最大总质量 t a m 车 型 1 0 V 1 61 6 V 2 56 0 14 a m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 18 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b 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 n mm 斜齿 取为 6 0 8 5 ncm kb c k 斜齿轮取 7 0 mm c k2137 ncm kb 5 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 19 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 1g i8 2 10 11 z z h z n m A cos2 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 20 48 72 取 49 则 12 895 取 14 则 35 h z h z 10 z 10 z 11 z 修正中心距 则 A 80 45 取 A 71 则 24 85 zn cos2 cos2A 二挡 2g i28 2 5 6 z z h z n m A cos2 48 72 取 49 则 14 94 取 15 则 34 h z h z 5 z 5 z 6 z 则 A 80 45 取 A 71 则 24 85 三挡 1 85 3g i 12 13 z z h z n m A cos2 48 72 取 49 则 17 19 取 17 则 32 h z h z 12 12 z 13 z 则 A 80 45 取 A 71 则 24 85 四挡 4 g i5 1 1 2 z z h z n m A cos2 48 72 取 49 则 19 6 取 19 则 30 h z h z 1 z 1 2 z 则 A 80 45 取 A 71 则 24 85 五档 5 g i22 1 16 17 z z h z n m A cos2 48 72 取 49 则 22 07 取 23 则 26 h z h z 16 z 16 17 z 则 A 80 45 取 A 71 则 24 85 六档 6 g i99 0 3 4 z z h z n m A cos2 48 72 取 49 则 24 62 取 25 则 24 h z h z 3 z 3 4 z 则 A 80 45 取 A 71 则 24 85 七档 7g i8 0 14 15 z z h z n m A cos2 48 72 取 49 则 27 22 取 27 则 22 h z h z 14 z 14 15 z 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 21 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 mn 倒挡传动比比一挡略大些取 3 0 id 初选倒挡齿轮 14 19 30 7 8 9 3 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 A0A0 进行角度变位 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 22 则计算得 21 57 coscos A Ao 则计算得 n o n m AA 18 0 n n 通过选择变位系数线图查得 23 0 由 u 则在线图的左侧可以查得 则5 2 14 35 10 11 z z 41 0 1 18 0 2 则05 0 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 0 050 220 214 倒档 0 2370 1830 054 3 齿轮参数的计算 一挡齿轮参数 已知 35 mm 75 2 mn 14 10 z 11 45 80 0 A mm81 1 A 分度圆直径 3 14 cos24 85 46 286mm cos m 10n10 zd 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 23 3 35 cos24 85 115 714mm cos m 11n11 zd 齿顶高 4 08mm n1010 fmha 2 31mm n2011 fmha 齿根高 2 52mm n1010 fmchf 4 29mm n2011 fmchf 齿全高 6 6mm 10fa10 hh h 齿顶圆直径 54 446mm 1010a10 2 a hdd 120 334mm 11a1111 2hdda 齿根圆直径 41 246mm 101010 2 ff hdd 107 134mm 111111 2 ff hdd 节圆直径 mm29 462 1110 10 10 zz z Ad mm145 23 2 1 10 10 dr mm71 1152 1110 11 11 zz z Ad mm855 57 2 1 11 11 dr 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 一档二档三档 齿轮 1011561213 法向模数3 压力角20 螺旋角24 85 齿顶高系数1 0 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 24 顶隙系数0 25 齿数143515341732 理论中心距80 45 80 45 80 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 684 97 696 节圆直径46 29115 7149 59112 4156 20 105 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 四档五档六档 齿轮 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 25 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 七档倒档 齿轮 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 81 63 63 49 5 分度圆直径 89 2672 74425784 齿顶高 3 452 943 92 372 37 齿根高 3