雙離合器自動變速器緊湊性設計方法研究

鄭海兵，李丹，崔剛

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

雙離合器自動變速器緊湊性設計方法研究

鄭海兵，李丹，崔剛

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

介紹了雙離合器自動變速器齒軸傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特點，闡述了雙離合器自動變速器緊湊性設計的方法，采用實際案例說明具體設計方案所能達到的效果。重點說明了基于系統(tǒng)剛度的緊湊性設計原理和方法，在不影響零部件設計方案的前提下，合理減小運動部件安全間隙，提升整機緊湊性。

雙離合器自動變速器；緊湊性

CLC NO.: U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)10-94-04

引言

前橫置前驅(qū)動廣泛應用于微型、中型轎車，該類車型發(fā)動機與變速器橫向布置于發(fā)艙內(nèi)。受發(fā)艙空間限制該類車型對變速器軸向尺寸有較大的敏感性。

DCT雙離合器自動變速器結(jié)合了手動變速器（MT）傳動效率高和液力自動變速器（AT）、無極自動變速器（CVT）操縱簡單方便的優(yōu)點，市場應用逐步廣泛。采用緊湊性設計的方法或改進型生產(chǎn)工藝，在保證滿足功能、性能要求的前提下，實現(xiàn)整機外形尺寸更緊湊、重量更輕，更好的滿足前橫置前驅(qū)動車型匹配需求。本文重點研究說明了某款前橫置前驅(qū)雙離合器自動變速器緊湊性設計的方法。

1、雙離合器變速器緊湊性設計方法

1.1 檔位齒輪共用

雙離合器自動變速器齒軸系統(tǒng)設計布置方案是整機外形尺寸大小的決定性影響因素之一，設計合理緊湊的齒軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)對于變速器總成緊湊化設計有重要貢獻。雙離合器自動變速器基于手動變速器衍生開發(fā)，如圖1所示，某橫置6檔雙離合器器自動變速器齒軸傳動系統(tǒng)由兩套獨立運轉(zhuǎn)的手動變速器齒軸傳動系統(tǒng)組成，包含兩組同軸嵌套或平行布置的離合器，同軸、內(nèi)外嵌套布置的兩根輸入軸，兩根平行布置的輸出軸。內(nèi)外嵌套的輸入軸各自獨立工作，所有從動齒輪均空套在輸出軸上，在同一時間僅有一個檔位處于工作狀態(tài)[1]，其獨特的結(jié)構(gòu)特點是實現(xiàn)分布與不同輸出軸上的檔位從動齒輪可共用主動齒輪的重要前提。

如圖2所示，不同輸出軸上的兩檔從動齒輪，通過采用共用主動齒輪的方法，減少輸入軸上主動齒輪的數(shù)量，達到了縮短輸入軸長度的目的。

如圖2所示，該雙離合器自動變速器，采用主動齒輪共用的設計方法，實現(xiàn)4個檔位（3檔、5檔共用，4檔、6檔共用）共用2個主動齒輪，減少兩個主動齒輪，實現(xiàn)了輸入軸及整機長度縮短約30mm～40mm。

圖1 某前橫置前驅(qū)6檔雙離合器自動變速器傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

圖2 共用主動齒輪齒輪方案示意圖

1.2 取消倒檔軸

在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的前提下實現(xiàn)車輛倒退是變速器設計的一項重要輸入條件。一般雙離合器自動變速器倒檔方案實現(xiàn)方法是在輸入軸上設計專用的倒檔主動齒輪，并增加倒檔軸及倒檔惰輪實現(xiàn)倒檔方案。

如圖3所示，通過采用合理、巧妙的結(jié)構(gòu)設計及中心距設置，實現(xiàn)使用2檔齒輪作為倒檔惰輪，倒檔從動齒輪與2檔從動齒輪（惰輪）嚙合，實現(xiàn)倒檔方案[3]，該方案實現(xiàn)取消倒檔軸及專用的倒檔主動齒輪，有效縮短輸入軸長度，減少了整機零部件數(shù)量，提高了整機緊湊性。

圖3 取消倒檔軸方案示意圖

1.3 零部件布置和緊湊性設計

a.油泵布置

油泵為雙離合器自動變速器液壓系統(tǒng)提供動力源，常用的機械式油泵必須由發(fā)動機直接驅(qū)動，保證發(fā)動機啟動后，油泵就進入工作狀態(tài)，不受其它因素影響。采用油泵布置在變速器前端的方案，由雙離合器輸入部分直接驅(qū)動，能夠更有效利用傳動系統(tǒng)部件與控制模塊之間的空間，較油泵布置于后端方案實現(xiàn)減少整機軸向長度約20mm～30mm。

b.同步器結(jié)合齒設計

同步器結(jié)合齒是實現(xiàn)同步器換擋的重要部件，它與檔位齒輪固定連接，通過針對現(xiàn)有多款已量產(chǎn)的雙離合器自動變速器結(jié)合齒設計方案進行對比分析可知，在滿足齒輪強度要求的前提下，采用嵌入式設計結(jié)構(gòu)，如圖4所示，將同步器結(jié)合齒嵌入齒輪輪輻中，改善輸出軸結(jié)構(gòu)緊湊性。

圖4 嵌入式同步器結(jié)合齒設計方案

c.齒軸預緊結(jié)構(gòu)的設計

雙離合器變速器輸出軸上的齒輪、同步器等部件需要設計預緊結(jié)構(gòu)，以避免其在運轉(zhuǎn)過程中發(fā)生軸向竄動。一般的預緊結(jié)構(gòu)采用卡環(huán)預緊的方案，如圖5所示，卡環(huán)預緊方案需要在軸上設置卡環(huán)安裝槽，卡環(huán)厚度約為3mm，此外軸端需要設計至少3mm的限位特征。而采用預緊螺母預緊方法，螺栓壁厚（軸向）僅3mm，較卡環(huán)方案該方案可縮短輸出軸軸向長度超過3mm。

圖5 齒軸預緊結(jié)構(gòu)設計方案示意圖

1.4 基于系統(tǒng)剛度的緊湊性設計

雙離合器變速器在結(jié)構(gòu)設計時內(nèi)部運動部件需預留合理的安全間隙，以防止發(fā)生運動干涉，影響該安全間隙設置的因素包括：

a.受載變形導致的安全間隙變化；

b.工作狀態(tài)下軸承游隙變化導致的安全間隙變動；

通過系統(tǒng)的分析上述影響因素，實現(xiàn)合理的安全間隙設計值。

a.受載變形導致的安全間隙變化

系統(tǒng)在受載后發(fā)生變形會導致安全間隙偏離初始的理論狀態(tài)，如圖6所示。

影響因素包括：①軸向力作用下軸向移動；②輸出軸和差速器在傾翻力矩作用下的傾斜；③輸出軸和差速器自身的撓曲變形；以上變形可通過理論計算得到。

圖6 受載變形結(jié)果示意圖

系統(tǒng)變形主要取決于殼體以及軸承剛度（尤其是鋁合金殼體，其剛度較低，變形大），殼體和軸承變形可導致軸和差速器的軸向移動和傾斜，如圖7所示，通過有限元手段可以得到殼體各個軸承座處濃縮剛度矩陣。通過軸承數(shù)據(jù)手冊可以查取各個支撐軸承的剛度。系統(tǒng)變形還受到軸自身變形的影響，但通常軸自身剛度導致的偏轉(zhuǎn)角度在毫弧度（mRad）級，在鋁合金殼體的變速箱中其變形通常可以忽略不計。

圖7 軸承座剛度有限元分析模型示意圖

表1 軸承座剛度矩陣

各個軸承座的濃縮剛度矩陣均由6個數(shù)據(jù)組成（3個坐標軸方向和3個旋轉(zhuǎn)方向），為簡化計算，主要考慮3個坐標軸方向的剛度。計算時需考慮殼體和軸承的綜合剛度。

根據(jù)系統(tǒng)剛度矩陣，計算各軸承座處的軸向和徑向變形量[2]：

ΔL—軸承座處變形量；

F—載荷；

E—剛度值；

Ea—軸承剛度值；

Eb—殼體軸承座剛度值；

將輸出軸和差速器在受載后的軸向移動量以及折算到軸向的傾斜量疊加即可得到因系統(tǒng)剛度導致的安全間隙變動量：

△Cf—剛度導致的安全間隙變動量；

△Lsa—輸出軸軸承座處軸向變形量；

△Lda—差速器軸承座處軸向變形量；

△Lst—輸出軸傾斜引起軸向變形量；

△Ldt—差速器傾斜引起軸向變形量；

b.軸承游隙變化導致的安全間隙變動

系統(tǒng)變形還受到軸承游隙變化的影響，以某型號錐軸承為例，工作情況下軸承游隙增大會導致軸產(chǎn)生附加的偏轉(zhuǎn)，影響安全間隙：①軸向力導致的軸承游隙增加，引起軸的附加偏轉(zhuǎn)；②工作溫升導致系統(tǒng)熱膨脹，引起的軸承游隙增大，導致軸的附加偏轉(zhuǎn)。

如圖8所示，根據(jù)齒輪軸向力以及錐軸承附加軸向力算得各處軸承外圈施加給殼體軸承座的軸向力：

圖8 軸承座軸向力示意圖

根據(jù)受力和溫升，軸承游隙增量可用下式計算：

ΔLc—受力和溫升引起的軸承游隙增量；

ΔT—溫度差；

αh—殼體的線膨脹系數(shù)；

αs—軸的線膨脹系數(shù)；

L—軸的長度；

Fz—軸向力；

Ez—殼體軸承座剛度

最終得到由軸承游隙變化造成的差速器齒輪前端面和輸出軸軸承內(nèi)圈間隙變化量為：

ΔCc—軸承游隙變化引起的安全間隙變動量；

Rsa—主減齒輪半徑；

ΔLsb—輸出軸軸承游隙增量；

Ls—輸出軸軸向長度；

ΔLds—差速器軸承游隙增量；

Rda—差速器主減齒輪半徑；

Ld—差速器軸向長度；

系統(tǒng)變形還受到軸自身變形的影響，但通常軸自身剛度導致的偏轉(zhuǎn)角度通常在毫弧度（mRad）級，在鋁合金殼體的變速箱中其變形通?？梢院雎圆挥?。如需計入可由軸各處偏轉(zhuǎn)角度進行計算。

ΔCt—軸自身剛度導致的安全間隙變動量

Rsa—輸出軸齒輪半徑

βt—輸出軸主減齒輪處的偏轉(zhuǎn)角

綜上，總安全間隙變化量為以下方面的總和：殼體軸承座變形量、軸自身撓曲變形量、軸承游隙變化導致的變形（即為綜合變形量），最終可由下式計算：

ΔC—總安全間隙變化量

ΔCf—殼體及軸承剛度導致的安全間隙變動量

ΔCt—軸自身剛度導致的安全間隙變動量

ΔCc—軸承游隙變化引起的安全間隙變動量；

通過上述計算可獲得安全間隙在負載和溫升狀態(tài)下的變動量，而初始狀態(tài)間隙的最小值LL可通過尺寸鏈計算獲得。

圖9 尺寸公差正態(tài)分布圖

綜上所述，只要滿足LL??C >0即可保證差速器齒輪與周邊零件不發(fā)生運動干涉。而在實際設計中通常取一定安全裕量，如下：

LL—初始靜態(tài)間隙極小值

按照上述方法進行理論計算，可實現(xiàn)將原有差速器齒輪兩端的安全間隙降為優(yōu)化前的55%。

圖10 變速器模擬使用工況

圖11 差速器齒輪端面變形曲線

圖12 輸出軸齒輪端面變形曲線

通過臺架試驗對系統(tǒng)剛度和變形理論值進行驗證，使用不同工況（如圖10所示）模擬變速器在整車中的狀態(tài)，安裝位移傳感器測量自由狀態(tài)及不同工作狀態(tài)下的相對位移量。

試驗測得隨扭矩和溫度變化，差速器齒輪端部的變形情況如圖12所示，輸出軸齒輪端部的變形情況如圖13所示，結(jié)果表明兩曲線均呈現(xiàn)線性變化趨勢，符合實際情況。

1.5 基于軸承容限的零部件優(yōu)化設計

傳統(tǒng)設計方法中零部件的承載能力通常按照類比法進行設計，難免造成設計上存在強度冗余，通過實測變速器載荷譜，精確獲得零部件載荷輸入工況。并據(jù)此進行零部件的承載容限優(yōu)化設計，使得傳動部件在達預定承載能力的同時實現(xiàn)尺寸最優(yōu)化。

目標車輛以規(guī)定路譜和規(guī)定速度譜行駛，通過一定的測試手段獲得該車輛匹配變速器實際的載荷分布情況。再將載荷譜通過檔位使用條件分配到不同檔位用于零部件疲勞強度計算，最終實現(xiàn)零部件精確的承載容限設計，在滿足零部件正常承載能力要求的同時，實現(xiàn)外形尺寸的最小化。

2、小結(jié)

雙離合器自動變速器結(jié)構(gòu)獨特而且復雜，在產(chǎn)品設計過程中需要系統(tǒng)的、全面的進行開展緊湊化、輕量化設計。從整機設計方案選擇、內(nèi)部部件間隙選擇到具體零部件結(jié)構(gòu)詳細設計均存在不斷優(yōu)化和提升的空間。

[1] 林學東,汽車動力匹配技術[M]. 北京：中國水利水電出版社，2010.1, 231-233

[2] 劉鴻文.材料力學[M].4版北京：高等教育出版社.2004.1, 136-149.

[3] 宋進桂,龔宗洋.汽車變速器理論基礎、選擇、設計與應用[M].北京:機械工業(yè)出版社，2014,125-126.

[4] 濮良貴,紀名剛.機械設計[M].北京:高等教育出版社.2001, 227-230.

Study on the compact design method of dual clutch automatic transmission

Zheng Haibing, Li Dan, Cui Gang
( Anhui Jianghuai Automobile group Co. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

This article based on DCT drive system structure,give out a efficiency way to DCT compact design, exhibited good impact via detailed design case. In the article, it is stress explained that without design scheme changing, how to improve system compactedness by decreasing distance between different moving parts reasonably.

Dual Clutch Transmission; Compactness

U462.1

A

1671-7988 (2017)10-94-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.031

鄭海兵，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司。