【正文】 ?? ； ??K ； 3413?z ； ?nz ，查齒形系數(shù)圖 得： y=，把以上數(shù)據(jù)代入 ()式，得： os2 3 331313?????? ?????? ???? ?? KyKmz KTgw MPa 四檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： 310250??gT N 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） 公式為： ??? btyKKFw 1? () 式中： 1F —— 圓周力（ N）， dTF g21 ? ； gT —— 計算載荷（ N為提高抗膠 合性能，大 、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。8 ??? zz zAd mm 24 39。 ?? ??t? 查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到： ?tinv? 39。 os2 )6116(3c os2 )( 20 20174 ?? ????? ? zzmA n mm 取整 12240?A mm 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲 [17]。 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后， 可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。 螺旋角 ? 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。國家規(guī)定的 標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20176。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些 。 已知： ? 取 ，把數(shù)據(jù)代入（ ）式得： ??? ?????gi 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是： 1 ?? gi 初選一檔傳動比為 。 本設(shè)計最高檔傳動比為 。 本章小結(jié) 本章詳述了雙離合器自動變速器的基本工作原理。工作過程中需要強制冷卻系統(tǒng)，從而造成功率損失。由于它用液壓油強制冷卻，允許起步時較長時間打滑，并且高擋起步時不會燒損襯面，壽命可達(dá)干式離合器的 5~6 倍。干式雙離合器的外形尺寸比濕式雙離合器稍大，特別是軸向尺寸長，這是由雙離 合器的布局和所選用的摩擦材料所決定的。這種結(jié)構(gòu)的雙離合器往往軸向尺寸較大，給總體布置帶來一定的難度。這種 結(jié)構(gòu)布置的優(yōu)點是能有效減小變速器的軸向尺寸，缺點是增加了變速器的徑向尺寸。直接擋是中間軸 DCT 最大的優(yōu)點。單中間軸式雙離合 器變速器主要由雙離合器、兩根輸入軸、一根輸出軸、各擋齒輪及與其對應(yīng)的同步器組成。按中間軸的數(shù)量，其可分為兩軸式、 單中間軸和雙中間軸式三種型式 [7]。當(dāng)車輛加速接近擋的換擋點時，由 ECU 控制自動換擋機構(gòu)將擋位提前換入擋。 DCT 的基本原理相當(dāng)于采用兩套變速器和兩個離合器。所以本課題旨在通過對雙離合器自動變速器的結(jié)構(gòu)、工作原理的分析與比較，為以后的設(shè)計工作提供一定的參考。 隨著電子控制技術(shù)的飛速發(fā)展，雙離合器自動變速器的研究開發(fā)取得了很大的突破，并且其量產(chǎn)和大范圍的應(yīng)用于普通轎車也成為可能性。所以它與 AMT 一樣、可以充分利用原有手動變速器的生產(chǎn)設(shè)備，只需增加少量的生產(chǎn)設(shè) 備即可，生產(chǎn)繼承性好，很適合現(xiàn)有的手動變速器生產(chǎn)廠，具有很高的經(jīng)濟效益和社會效益。所以，電控機械式自動變速器在對車輛舒適性等方面要求不高的車型上，例如低擋轎車、軍用車輛、公共汽車、載重車等，由于其具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低等優(yōu)點，仍具有優(yōu)勢，但是在對舒適性要求高的車型上，其應(yīng)用就具有了局限性。但是其起動性能差，一般需另加起動裝置，并且無級自動變速器的設(shè)備更換量大、制造困難和價格也較高等缺點。因此研究和開發(fā)既有高質(zhì)量、操縱方便又有經(jīng)濟實用等特點的車輛具有廣闊發(fā)展前景，來滿足日益增長的廣大消費者的需求。 附錄 A 外文文獻(xiàn)原文 ........................................................................... 錯誤 !未定義書簽。 本設(shè)計 以雙離合器式自動變速器的結(jié)構(gòu)和工作原理為基礎(chǔ)，針對干式雙離合器自動變速器 的設(shè)計方法， 分析 了 各種不同變速器的布置方案 并 選定了本變速器的最終布置方案 。自動變速 技術(shù)始于 1960 年左右，到現(xiàn)在車輛的自動變速技術(shù)已取得了長足的進(jìn)步。根據(jù)傳動方式的不同，可以分為以下五類：液力傳動、液壓傳動、機械傳動、儲能傳動、電傳動。特別是在舒適性方面，由于換擋過程的動力中斷，必然會產(chǎn)生動力傳動系統(tǒng)的沖擊，影響了汽車的行駛平順性，使得其在對舒適性要求高的車型上的應(yīng)用受到了限制。 首先，因為 DCT 是按照動力換擋的原理來設(shè)計的，在換擋過程中避免了動力中斷，保留了 AT、 CVT 等換擋品質(zhì)好的優(yōu)點。RudolfFranke 在上個世紀(jì) 30 年代末首先提出將手動變速器變?yōu)閯恿Q擋變 速器的概念，用于改善卡車變速器的換擋品質(zhì)。 圖 1985 年保時捷應(yīng)用于賽車上的雙離合器自動變速器 與 國外相比，國內(nèi)對雙離合器自動變速器的研究較晚、較少。 根據(jù)原型車參數(shù)，應(yīng)用已經(jīng)確定的 DCT 結(jié)構(gòu)和尺寸的設(shè)計原則與方法，設(shè)計干式雙離合器自動變速器的基本結(jié)構(gòu)。換擋過程非常迅速，換擋時間不會超過 ，從而消除了切斷動力換擋帶來的問題。而 1 擋和 3 擋均連接在離合器 CL1 上，因為該離合器處于分離狀態(tài)，不傳遞動力，故可以控制選換擋執(zhí)行機構(gòu)預(yù)先換入即將進(jìn)入工作的擋位，當(dāng)車輛運行達(dá)到換擋點時，只需要將正在工作的離合器 CL2 分離，同時將另一個離合器 CL1 接合，配合好兩個離合器的切換時 序即可方便地實現(xiàn)整個換擋過程。兩軸式 DCT 結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。中間軸自動變速器只有一根中間軸，動力從輸入軸通過齒輪副傳遞到中間軸，再從中間軸傳遞 到輸出軸。圖 為雙中間軸式雙離合器自動變速器的結(jié)構(gòu)簡圖。雙離合器作為 DCT 的重要部件之一，其工作性能直接關(guān)系到車輛的是否正常起步及換擋品質(zhì)。 10 干式雙離合器則通過離合器從動盤上的摩擦 片來傳遞轉(zhuǎn)矩，由于節(jié)省了相關(guān)液力系統(tǒng)再結(jié)合干式離合器本身所具有的傳遞轉(zhuǎn)矩的高效性，干式系統(tǒng)很大程度地提高了燃油經(jīng)濟性，電機驅(qū)動的干式雙離合器的油耗通常比液壓驅(qū)動的濕式雙離合器低4%～ 6%。采用膜片彈簧作壓緊彈簧可以彌補干式離合器的上述缺點：首先，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使得離合器結(jié)構(gòu)大為簡化，質(zhì)量減輕，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。濕式離合器具有良好的散熱特點，適用于離合器結(jié)合過程中壓力逐步增加、發(fā)熱速度較慢的工作狀況。而與之相比，由于目前膜片彈簧的引用彌補了干式離合器結(jié)構(gòu)尺寸較大的缺點，使得開發(fā)具有良好的生產(chǎn)繼承性、較高的傳動效率、相對較低的生產(chǎn)成本等特點。 12 第 3 章 雙離合器自動變速器的設(shè)計與計算 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設(shè)計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計， 整車主要技術(shù)參數(shù)如表 所示 。用公式表示如下： m a xm a x0m a x s i nc os ??? GGfr iiT tge ?? （ ） 式中： G —— 車輛總重量 (N)； f —— 坡道面滾動阻力系數(shù) (對瀝青路面 μ=~)； maxeT —— 發(fā)動機最大扭矩 (N ?A （ ~11） 3 ??? =~ 初取 A=82mm。 16 表 汽車變速器齒輪的法向 模數(shù) 對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 176。、 25176。時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) ? ?nmm 的大小來選定齒寬： 斜齒 ncmkb? ， ck 取為 ～ 主減速器主動齒輪 ck 取 ， 2438 ???? ncmkb mm 其他斜齒輪 ck 取 ， ???? nc mkb mm 車 型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 am /t V V am 14 am 14 模數(shù) nm /mm ~ ~ ~ ~ 17 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。 輸出一軸 輸入軸 輸出二軸 倒檔軸 圖 變速器傳動方案簡圖 一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： ?? zzi 齒數(shù)和 22c os822c os2 1 ?????nh mAz ? ??zz 取整 39161516??zz 18 則一 檔傳動比為： ??? zzi 對中心距 A 進(jìn)行修正 ?cos21 hnzmA ? ? ? os2 ??? ???A mm 取整得 8210?A mm， 10A 為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較 大的值。= 1010n10 co s/m ?zd ? =16/cos22176。 表 一檔、二檔 、 三檔齒輪參數(shù) 齒輪 一檔 二檔 三檔 9 10 1 2 13 14 法向模數(shù) 壓力角 20 螺旋角 22 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 齒數(shù) 39 16 37 18 34 21 理論中心距 實際中心距 82 82 82 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 節(jié)圓直徑 節(jié)圓半徑 總變位系數(shù) 變位系數(shù) 表 四檔、五檔、 六檔齒輪參數(shù) 齒輪 四檔 五檔 六檔 4 5 12 11 6 法向模數(shù) 壓力角 20 螺旋角 22 25 續(xù)表 齒輪 四檔 五檔 六檔 4 5 12 11 6 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 齒數(shù) 32 23 25 21 22 理論中心距 實際中心距 82 68 68 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 當(dāng)量齒數(shù) 節(jié)圓直徑 節(jié)圓半徑 總變位系數(shù) 變位系數(shù) 表 七檔、倒檔、主減速器齒輪參數(shù) 齒輪 七檔 倒檔 主減速器 8 7 3 15 16 1 1 19 20 法向模數(shù) 3 壓力角 20 螺旋角 22 17 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 齒數(shù) 21 25 27 25 42 16 61 理論中心距 實際中心距 68 68 100 122 26 續(xù)表 齒輪 七檔 倒檔 主減速器 8 7 3 15 16 1 1 19 20 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 當(dāng)量齒數(shù) 節(jié)圓直徑 節(jié)圓半徑 總變位系數(shù) 變位系數(shù) 變 速器齒輪強度校核 齒輪材料的選擇原則 滿足工作條件的要求。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。mm； ?22?? ； ??K ； ?nm mm； ?cK ；?? ； ??K ； 1610?z ； ?nz ，查齒形系數(shù)圖 得： y=，把以上數(shù)據(jù)代入 ()式，得： os102502c os2 3331010?????? ?????? ???? ?? KyKmz KTgw MPa 從動齒輪： 已知： 33 ?????gTNmm； ?22?? ； ??K ； ?nm mm； ?cK ；??? ； ??K ； 2111?z ； ?nz ，查齒形系數(shù)圖 得： y=，把以上數(shù)據(jù)代入 ()式，得： os102502c os2 3331111?????? ?????? ???? ?? KyKmz KTgw MPa 從動齒輪： 已知： 33 ?????gTNmm； ?22?? ； ??K ； ?nm mm； ?cK ；?? ； ??K ； 2114?z ； ?nz ，查齒形系數(shù)圖 得： y=，把以上數(shù)據(jù)代入 ()式，得： os102502c os2 3331414?????? ?????? ???? ?? KyKmz KTgw MPa 從動齒輪： 已知： 33 ?????gTN 應(yīng)選用硬齒面齒輪組合， 所有 齒輪 均選 用 20CrMnTi 滲碳后 表面 淬火 處 27 理 ，硬度為 58～ 62HRC。如對硬度 ≤350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒