一、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RudolphFra
nke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-Veyro
n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常 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嘲第一步”。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、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 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 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 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）； 发动机转速（r/mi
n）； 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/mi
n）；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μ=0.01~0.02)； 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（0.85~0.9）； R车轮滚动半径；