机械原理课程设计--7档双离合自动变速器结构研究与设计

机械原理课程设计

7档双离合自动变速器结构研究与设计

目录

概述 (3)

第一章双离合自动变速器简介 (5)

1.1 传统变速器以及其他新兴自动变速器存在的问题 (5)

1.2 DCT自动变速器的结构与工作原理 (6)

一、 DCT自动变速器的结构 (6)

二、 DCT变速器的工作原理 (8)

1.3 DCT双离合自动变速器的工作特点 (10)

第一章双离合变速器的传动路线的设计 (11)

2.1 传动轴的设计 (11)

2.2 各档传动路线的设计 (12)

第三章传动装置几何参数的确定 (16)

3.1 各档位传动比的确定 (16)

（一）、最大传动比的确定 (16)

（二）、最小传动比的确定 (17)

（三）、其他各档位传动比的设计计算 (17)

3.2 传动齿轮参数的确定 (18)

（一）、中心距的设计 (18)

（二）齿轮结构特征参数的设计 (19)

（三）、各档齿轮齿数分配 (20)

总结 (26)

参考文献 (27)

概述

变速器是汽车的关键部件。随着消费者对汽车动力性、经济性的越来越高的要求，研发动力性能好、机械效率高、操作方便的变速箱已经成为各大汽车厂家的重要工作。近年来，自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、机械式无级变速器（CVT）以及双离合式自动变速器的研究和应用都取得了极大的进步，带来了巨大的经济效益。双离合器式自动变速器( DCT ) 除具有自动变速器起步和换挡品质优良、实现自动变速的特点外, 还具有手动变速器( MT ) 传动效率高、安装空间紧凑、质量轻、制造成本低等诸多优点, 产品加工制造过程对MT具有良好的工艺继承性, 发展应用前景良好, 是现有量产配套的各类变速器的有效替代产品。目前, DCT 虽主要用于轿车, 但就其工作原理而言,亦可以应用于大、中型车辆及工程机械、自走式农业机械等其他非道路车辆, 应用范围较广。国内对DCT的研究主要是以学习和模仿国外技术为主, 尚处于起步阶段。进行新型DCT 传动原理及功能实现的深入研究和产品化, 对提高我国自动变速器自主创新能力具有积极意义。

1940 年, Darmstadt 大学教授RudolphFranke 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) , 但未能成功将DCT 技术投入批量生产。20 世纪90 年代末期, 大众公司和博格华纳携手合作生产第 1 款适用于大批量生产和应用于主流车型的DCT。2002年, DCT(DSG)应用在德国大众高尔夫R32和奥迪TTV上, 并于2003年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各自搭载了类似DCT变速器的赛车,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, 共同开发了带有干式离合器的DCT ,称为平行轴式变速器( PSG) 。

N 左右的中级车上, 现在目前, DCT 主要应用于扭矩在350m

N 左右的小型车发展。

正准备向扭矩在150m

本设计以一汽大众迈腾1.4T车型所采用的7档干式双离合自动变速器为蓝本，通过分析传方案、计算传动参数等设计出符合使用要求的双离合变速器。

本设计所参照的车型--一汽大众迈 1.4T的主要技术参数如下表所示：

表1 迈腾1.4T整车主要参数

第一章双离合自动变速器简介

1.1 传统变速器以及其他新兴自动变速器存在的问题

传统的机械式有级变速器，由于换档前要先分离离合器，切断动力输入，使换挡平顺性变差，产生顿挫感，同时使驾驶员操作繁重，也对行驶的安全性造成不利影响。

随着车辆操纵自动化的快速发展，汽车自动变速器正呈现蓬勃发展的态势。现在的汽车自动变速器主要有液力自动变速器(AT)，无级变速器(CVT)，以及近几年国外正重点研究的电控机械式自动变速(AMT)。但由于传动效率低、生产成本高，AT与CVT的应用都受到一定限制。在传动效率和生产成本等方面优于AT和CVT的AMT，由于其具有目前汽车工业发展所要求的高燃油经济性、低排放和保护现有手动变速器生产投资的优点，受到了汽车界的重视。但在AMT的研发过程中，逐渐发现其缺点：车辆在换挡过程中，当离合器分离后，发动机的动力不能被传递到车轮，导致动力中断，驾乘者有顿挫感，影响了车辆的动力性和乘坐舒适性。

为了解决此问题，需要对换挡过程进行精确的控制。特别是为了减小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、扭矩等方面进行精确的匹配和控制，但是根本上仍解决不了问题。

为了解决中断动力换挡给车辆性能带来的影响，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，它基于平行轴式手动变速器发展而来，其转矩传递能力适用于各种排量的车辆，同时继承了手动变速器传动效率高、结构简单、安装空间紧凑、重量轻等优点。这种自动变速器的出现已经成为了许多汽车厂家所关注的热点。

1.2DCT自动变速器的结构与工作原理

（一）、 DCT自动变速器的结构

1、双离合器的结构

大众7 挡DSG 变速器包含了2个传统的离合器，安装在一起组成1个双离合器。2 个离合器分别用K1和K2 来表示，如图1-1所示：

图1-1 双离合器的结构图

2、变速器的结构

根据图1-2说明DCT变速器的结构：

图1-2 7档DCT变速器结构简图

（注：简图重在变速器各零件的相互连接关系，各齿轮位置和实际变速器结构不完全一致）。离合器K1 通过花键将扭矩传递到输入轴1。输入轴1连接变速器的奇数挡，包括1挡、3挡、5挡、7挡。离合器K2 通过花键将扭矩传递到输入轴2。输入轴2连接变速器的偶数挡，包括2挡、4挡和6挡。输出轴2通过倒挡中间齿轮将扭矩传递到输出轴3上的倒挡齿轮。3个输出轴都和主减速器齿轮连接。

3、同步器的结构

变速器在换挡过程中，必须使所选档位的一对待啮合轮齿齿轮的圆周速度相等（即同步），才能使之平顺地进入啮合而挂上档。如两齿轮轮齿不同步时即强制挂档，势必因两轮间存在速度差而发

生冲击和噪声。这样，不但不易挂档，而且影响轮齿寿命，使齿端部磨损加剧，甚至使轮齿折断。

双离合变速器所用的同步器与普通变速器所采用的同步器形式结构相同，见图1-3所示。

图1-3 锁环式同步器结构与工作原理图

（二）、 DCT变速器的工作原理

1、双离合的工作原理

如图 1-1 所示，离合器的驱动盘通过支承环和双质量飞轮连接在一起。离合器K1和离合器K2位于驱动盘两侧。其中离合器K1通过花键和输入轴1连接，离合器K2通过花键和输入轴2连接。需要说明的是2个膜片弹簧离合器的分离杠杆支点位置不同。离合器K1的分

离杠杆支点位于杠杆的中部，而离合器K2的支点位于分离杠杆的外端。图1-4所示为双离合器工作原理简图。

图1-4双离合器K1、K2分别工作时的原理简图

2、双离合变速器的工作原理：

当车辆起步时，离合器1接合，动力传递路线为：发动机→离合器壳体→离合器驱动盘→离合器1→输入轴1→1挡主动齿轮→1挡从动齿轮→输出轴。此时，离合器2分离，但2挡同步器已经预先向右移动，和输出轴2挡齿轮接合，为变速器进入2挡做好了准备，此时2挡齿轮随输出轴空转。当变速器满足升入2挡的条件时，在电控单元的作用下，离合器1分离，与此同时，离合器2进入接合。此时动力经发动机→离合器壳体→离合器驱动盘→离合器2→输入轴2→2挡主动齿轮→2挡从动齿轮→输出轴输出。

从以上1挡换2挡的过程就可以看出。双离合变速器不再像传统的自动变速器那样，在换挡过程中出现动力中断的现象。因为同步器早已完成了齿轮的挂挡，只要发动机的动力在电控单元的作用下从离合器1转换到离合器2，就可以把动力向后输出。在完成2挡动力切换的同时，3挡的同步器也会在电控单元的作用下，向3 挡齿轮移动，使3挡齿轮处于预啮合状态。

1.3 DCT双离合自动变速器的工作特点

1. 换挡平顺、舒适。

DCT基于手动变速器基础之上，它继承了手动变速器传动效率高、运转空间紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，而且实现了动力换挡。这样的车辆在换档过程，发动机的动力始终可以传递到车轮，换挡迅速平稳，极大的改善了车辆的平顺性。

DCT通过两个离合器的匹配切换实现迅速换挡动作，换挡时间可以达到0．04s一0．03s，驾乘者感觉不到顿挫。在换挡过程中，发动机的动力始终不断地传递到车轮上，消除了扭矩中断，保证车辆具有良好的加速性能。

2.高燃油经济性。

DCT是基于手动变速器设计的，继承了传动效率高的优点，加上电脑的精密运算，又较一般的手动变速器拥有更精确的换挡控制，因此DCT亦成为燃油经济性较高的变速系统。实验证明，DCT的变速系统在百公里油耗方面比手动变速器小10%，比装有液力变矩器的AT小15%。

第二章双离合变速器的传动路线的设计

2.1 传动轴的设计

本DCT双离合变速器采用双输入轴，第一周为实心轴，空套在空心的第二轴里。两根输入轴分别与K1离合器及K2离合器相连，输入轴一上的是1、3、5、7挡的齿轮，输入轴二上的则是2、4、6、R 的齿轮。当两个离合器交替工作时，动力就能在奇数挡和偶数挡之间接续了。第一轴上1、3、5、7各档的齿轮是独立的，但是为了保证空心的第二输入轴能拥有足够的强度，同时保证变速箱的紧凑结构，对应2、4、6、R挡位的二号输入轴上只有两个齿轮，4挡与6挡齿轮共用一个输入轴齿轮，2挡与R挡（倒挡）共用一个输入轴齿轮。

本例采用的双输入轴如图2-1所示：

图2-1 双输入轴的结构

2.2 各档传动路线的设计

7速双离合变速器各档位下的动力传递路线如图（a）—图（h）所示：

1、一档动力传递路线图

图a一档动力传递路线

1挡传输路线：发动机－K1离合器－输入轴1－1挡主动齿轮－1挡从动齿轮－输出轴1－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

2、二档动力传递路线图

图b 二档动力传递路线

挡从动齿轮－输出轴2－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

3、三档动力传递路线图

图c 三档动力传递路线

3挡传输路线：发动机－K1离合器－输入轴1－3挡主动齿轮－3挡从动齿轮－输出轴2－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

4、四档动力传递路线图

图d 四档动力传递路线

挡从动齿轮－输出轴1－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

5、五档动力传递路线图

图e 五档动力传递路线

5挡传输路线：发动机－K1离合器－输入轴1－5挡主动齿轮－5挡从动齿轮－输出轴1－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

6、六档动力传递路线图

图f 六档动力传递路线

挡从动齿轮－输出轴2－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

7、七档动力传递路线图

图g 七档动力传递路线

7挡传输路线：发动机－K1离合器－输入轴1－7挡主动齿轮－7挡从动齿轮－输出轴2－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

8、倒档动力传递路线图

图h 倒档动力传递路线

动齿轮－中间惰轮-倒挡从动齿轮－输出轴1－输出齿轮－差速器－驱动车轮。

第三章 传动装置几何参数的确定

3.1 各档位传动比的确定

（一）、最大传动比的确定

传动系的最大传动比max t i 是变速器的一挡传动比1g i 与主减速器传动比0i 的乘积。当0i 已知时，求传动系最大传动比就是求变速器的一挡传动比。

汽车爬坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力用于克服轮胎与地面间的滚动阻力和爬坡阻力。

因为乘用车的最大爬坡度约为30%，即max 16.7α≈ ，取20α= ；根据原型车的最大行驶速度和经常行驶路面类型选择f 为0.018；有级式机械变速器的传动系的传动效率T η一般为0.90 ～ 0.92，取为0.90；主减速器1的传动比0 3.1i =，滚动半径R 为0.4064m ；乘用车的总质量 M 由整备质量、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三部分组成，原型车总质量 M =1460kg ，由原型车参数计算可得一挡传动比的最小值

()max max max 10cos sin 3.4g tq T

Mg f R i T i ααη+≥= 作用在驱动轮上的转矩引起的地面切向反作用力不能大于附着力，否则将会发生驱动轮滑转现象，这是汽车行驶的附着条件，其

必须满则上坡或加速的要求。根据此附着条件可求出一挡最大传动比。原型车采用发动机前置前轮驱动形

式，所以

max 1tq g o T r

T i i G r η?≤ 其中1G Mg μ=，原型车的轴荷分配的百分比0.60μ=；路面附着系数0.75?=，计算可知

max

10 4.79g tq T Mg R i T i μ?η≤= 在满足上述两方面条件下，参考同一级别的轿车，选择其一档传动比为4.2。

（二）、最小传动比的确定

最小传动比的选择首先应满足最高车速的要求，同时还要兼顾汽车的后备功率（决定加速能力、爬坡能力等）和燃油经济性。综合考虑，并且参照同级别标杆车型，确定该变速器的最小传动比为0.7.

（三）、其他各档位传动比的设计计算

根据汽车的使用情况，将6、7档选为超速档，5档初选为直接当。

通常情况下，变速器的各档传动比是按等比级数来分配的，以使发动机始终工作在两个特定的转速之间，有利于换挡平顺，切使汽车

的燃油经济性有所提高。据此，可以得到该变速器传动比的公比为：

q==

1.35

但是，考虑到汽车的实际使用工况，即档位的利用率，通常相邻高速档之间的传动比比值要低于低速档相邻档位之间的传动比比值。综上，可以初选各档位的传动比如下表所示：

表3-1 各档传动比

3.2 传动齿轮参数的确定

（一）、中心距的设计

双中间轴式 DCT 是将中间轴与输入轴或中间轴与输出轴之间的

A、距离为 DCT的中心距，由于其有两个中间轴，故其有两个中心距1

A。为了减小自动变速器的质量和体积，中心距的设计一般不相2

等。当两根中间轴上的两个齿轮同时和输入轴中的一个齿轮啮合时，由于两挡的传动比不相等，两挡齿轮的齿数也不相等，而他们有相等的模数，两个中间轴到输入轴的中心距一般也不相等，所以设计的双中间轴式 DCT 采用的是输入轴中有公共齿轮，中心距不相等

的结构型式。

先根据经验公式初步计算1、4、5档从动齿轮所在的中间轴和实心输入轴（输入轴1）的中心距1A ，即

19.086.47A K mm

===

其中：A K --中心距系数，乘用车为8.9—9.3，这里取为9.0； max tq T --发动机最大转矩；

1g i --变速器一档传动比初选值；

g η--变速器传动效率，一般取为0.96.

待确定了齿轮模数和1、4、5档齿轮的齿数后，根据6档传动比能确定6档从动齿轮齿数（因为4档与6档共用一个输入齿轮），最后才能计算出2、6、3、7档从动齿轮所在的中心轴和空心输入轴（输入轴2）的中心距2A 。

（二）齿轮结构特征参数的设计

1、齿轮形式和材料

根据目前批量生产的双离合器自动变速器所采用的齿轮形式，以及斜齿轮所具有的优点，设计的齿轮采用斜齿轮的结构形式。为提高齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，齿轮的材料采用渗碳合金钢 20CrMnTi 。

2.齿轮模数的确定

从工艺方面考虑，各档传动齿轮选用同一模数。因为乘用车齿轮工作的噪声影响较大，所以齿轮模数一般选择的较小些。根据表 3-2 中齿轮法向模数选择范围，选择齿轮的模数为 2.5。

3、齿轮齿形、压力角α、螺旋角β、齿宽的确定

根据乘用车变速器齿轮的常用齿形，选择齿轮齿形为渐开线齿廓。 国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮采用的压力角α为20°。

为提高低挡齿轮的的抗弯强度，螺旋角不易过大，一般选择为1525 为宜。为使工艺简便，可选择输入轴和中间轴上的齿轮螺旋角设计成一样的，齿轮螺旋方向相反，初选螺旋角为20°。

为缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，保持斜齿轮的传动平稳性；为避免造成偏载、承载能力下降、齿宽方向磨损不均匀；为增加常啮合齿轮副的齿宽接触线长度、降低接触应力、提高传动的平稳性和齿轮寿命，斜齿轮齿宽系数选为8.0。

（三）、各档齿轮齿数分配

（1）、1档齿轮齿数的计算

①先由经验公式求出其齿数和Z ∑：

12cos =n

A Z m β∑ 带入除算的1A 和 β，可计算出