10.16638/jki.1671-7988.2017.10.031
郑海兵，李丹，崔刚
（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽合肥230601）
摘要：介绍了双离合器自动变速器齿轴传动系统的结构特点，阐述了双离合器自动变速器紧凑性设计的方法，采用实际案例说明具体设计方案所能达到的效果。重点说明了基于系统刚度的紧凑性设计原理和方法，在不影响零部件设计方案的前提下，合理减小运动部件安全间隙，提升整机紧凑性。
关键词：双离合器自动变速器；紧凑性
中图分类号：U462.1 文献标识码：A 文章编号：1671-7988 (2017)10-94-04
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 )
Abstract: 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.
Keywords: Dual Clutch Transmission; Compactness
CLC NO.: U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)10-94-04
引言
前横置前驱动广泛应用于微型、中型轿车，该类车型发动机与变速器横向布置于发舱内。受发舱空间限制该类车型对变速器轴向尺寸有较大的敏感性。
DCT双离合器自动变速器结合了手动变速器（MT）传动效率高和液力自动变速器（AT）、无极自动变速器（CVT）操纵简单方便的优点，市场应用逐步广泛。采用紧凑性设计的方法或改进型生产工艺，在保证满足功能、性能要求的前提下，实现整机外形尺寸更紧凑、重量更轻，更好的满足前横置前驱动车型匹配需求。本文重点研究说明了某款前横置前驱双离合器自动变速器紧凑性设计的方法。1、双离合
器变速器紧凑性设计方法
1.1 档位齿轮共用
双离合器自动变速器齿轴系统设计布置方案是整机外形尺寸大小的决定性影响因素之一，设计合理紧凑的齿轴系统结构对于变速器总成紧凑化设计有重要贡献。双离合器自动变速器基于手动变速器衍生开发，如图1所示，某横置6档双离合器器自动变速器齿轴传动系统由两套独立运转的手动变速器齿轴传动系统组成，包含两组同轴嵌套或平行布置的离合器，同轴、内外嵌套布置的两根输入轴，两根平行布置的输出轴。内外嵌套的输入轴各自独立工作，所有从动齿轮均空套在输出轴上，在同一时间仅有一个档位处于工作状态[1]，其独特的结构特点是实现分布与不同输出轴上的档位从动齿轮可共用主动齿轮的重要前提。
如图2所示，不同输出轴上的两档从动齿轮，通过采用共用主动齿轮的方法，减少输入轴上主动齿轮的数量，达到
作者简介：郑海兵，就职于安徽江淮汽车集团股份有限公司。
汽车实用技术
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了缩短输入轴长度的目的。
如图2所示，该双离合器自动变速器，采用主动齿轮共用的设计方法，实现4个档位（3档、5档共用，4档、6档共用）共用2个主动齿轮，减少两个主动齿轮，实现了输入轴及整机长度缩短约30mm～40mm。
图1 某前横置前驱6档双离合器自动变速器传动系统结构
图2 共用主动齿轮齿轮方案示意图
1.2 取消倒档轴
在不改变发动机旋转方向的前提下实现车辆倒退是变速器设计的一项重要输入条件。一般双离合器自动变速器倒档方案实现方法是在输入轴上设计专用的倒档主动齿轮，并增加倒档轴及倒档惰轮实现倒档方案。
如图3所示，通过采用合理、巧妙的结构设计及中心距设置，实现使用2档齿轮作为倒档惰轮，倒档从动齿轮与2档从动齿轮（惰轮）啮合，实现倒档方案[3]，该方案实现取消倒档轴及专用的倒档主动齿轮，有效缩短输入轴长度，减少了整机零部件数量，提高了整机紧凑性。
图3 取消倒档轴方案示意图
1.3 零部件布置和紧凑性设计
a.油泵布置
油泵为双离合器自动变速器液压系统提供动力源，常用的机械式油泵必须由发动机直接驱动，保证发动机启动后，油泵就进入工作状态，不受其它因素影响。采用油泵布置在变速器前端的方案，由双离合器输入部分直接驱动，能够更有效利用传动系统部件与控制模块之间的空间，较油泵布置于后端方案实现减少整机轴向长度约20mm～30mm。
b.同步器结合齿设计
同步器结合齿是实现同步器换挡的重要部件，它与档位齿轮固定连接，通过针对现有多款已量产的双离合器自动变速器结合齿设计方案进行对比分析可知，在满足齿轮强度要求的前提下，采用嵌入式设计结构，如图4所示，将同步器结合齿嵌入齿轮轮辐中，改善输出轴结构紧凑性。
图4 嵌入式同步器结合齿设计方案
c.齿轴预紧结构的设计
双离合器变速器输出轴上的齿轮、同步器等部件需要设计预紧结构，以避免其在运转过程中发生轴向窜
动。一般的预紧结构采用卡环预紧的方案，如图5所示，卡环预紧方案需要在轴上设置卡环安装槽，卡环厚度约为3mm，此外轴端需要设计至少3mm的限位特征。而采用预紧螺母预紧方法，螺栓壁厚（轴向）仅3mm，较卡环方案该方案可缩短输出轴轴向长度超过3mm。
图5 齿轴预紧结构设计方案示意图
1.4 基于系统刚度的紧凑性设计
双离合器变速器在结构设计时内部运动部件需预留合理的安全间隙，以防止发生运动干涉，影响该安全间隙设置的因素包括：
a.受载变形导致的安全间隙变化；
b.工作状态下轴承游隙变化导致的安全间隙变动；
通过系统的分析上述影响因素，实现合理的安全间隙设计值。
a.受载变形导致的安全间隙变化
系统在受载后发生变形会导致安全间隙偏离初始的理论状态，如图6所示。
影响因素包括：①轴向力作用下轴向移动；②输出轴和差速器在倾翻力矩作用下的倾斜；③输出轴和差速器自身的
郑海兵 等：双离合器自动变速器紧凑性设计方法研究
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2017年第10期 挠曲变形；以上变形可通过理论计算得到。
图6 受载变形结果示意图
系统变形主要取决于壳体以及轴承刚度（尤其是铝合金壳体，其刚度较低，变形大），壳体和轴承变形可导致轴和差速器的轴向移动和倾斜，如图7所示，通过有限元手段可以得到壳体各个轴承座处浓缩刚度矩阵。通过轴承数据手册可以查取各个支撑轴承的刚度。系统变形还受到轴自身变形的影响，但通常
轴自身刚度导致的偏转角度在毫弧度（mRad ）级，在铝合金壳体的变速箱中其变形通常可以忽略不计。
图7 轴承座刚度有限元分析模型示意图
表1 轴承座刚度矩阵
各个轴承座的浓缩刚度矩阵均由6个数据组成（3个坐标轴方向和3个旋转方向），为简化计算，主要考虑3个坐标轴方向的刚度。计算时需考虑壳体和轴承的综合刚度。
根据系统刚度矩阵，计算各轴承座处的轴向和径向变形量[2]：
)/()(/b a b a E E E E F E F L ×+×==D （1）
ΔL —轴承座处变形量； F —载荷； E —刚度值； E a —轴承刚度值； E b —壳体轴承座刚度值；
将输出轴和差速器在受载后的轴向移动量以及折算到轴向的倾斜量叠加即可得到因系统刚度导致的安全间隙变动
量：
dt st da sa f L L L L C D +D +D +D =D （2）
△C f —刚度导致的安全间隙变动量； △L sa —输出轴轴承座处轴向变形量； △L da —差速器轴承座处轴向变形量；
△L st —输出轴倾斜引起轴向变形量； △L dt —差速器倾斜引起轴向变形量； b.轴承游隙变化导致的安全间隙变动
系统变形还受到轴承游隙变化的影响，以某型号锥轴承为例，工作情况下轴承游隙增大会导致轴产生附加的偏转，影响安全间隙：①轴向力导致的轴承游隙增加，引起轴的附加偏转；②工作温升导致系统热膨胀，引起的轴承游隙增大，导致轴的附加偏转。
如图8所示，根据齿轮轴向力以及锥轴承附加轴向力算得各处轴承外圈施加给壳体轴承座的轴向力：
图8 轴承座轴向力示意图
根据受力和温升，轴承游隙增量可用下式计算：
z z s h f h E F L T L L Lc /)(+×-×D =D +D =D a a
（3）
ΔLc —受力和温升引起的轴承游隙增量； ΔT —温度差；
αh —壳体的线膨胀系数； αs —轴的线膨胀系数； L —轴的长度； F z —轴向力； E z —壳体轴承座刚度
最终得到由轴承游隙变化造成的差速器齿轮前端面和输出轴轴承内圈间隙变化量为：
)/()/(d ds da s sb sa L L R L L R Cc D ×±D ×±=D （4）
ΔCc —轴承游隙变化引起的安全间隙变动量； R sa —主减齿轮半径； ΔL sb —输出轴轴承游隙增量； L s —输出轴轴向长度； ΔL ds —差速器轴承游隙增量； R da —差速器主减齿轮半径； L d —差速器轴向长度；
系统变形还受到轴自身变形的影响，但通常轴自身刚度导致的偏转角度通常在毫弧度（mRad ）级，在铝合金壳体的变速箱中其变形通常可以忽略不计。如需计入可由轴各处偏转角度进行计算。
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2017年第10期
)sin(t sa t R C b ×»D
ΔC t —轴自身刚度导致的安全间隙变动量 R sa —输出轴齿轮半径
βt —输出轴主减齿轮处的偏转角
综上，总安全间隙变化量为以下方面的总和：壳体轴承座变形量、轴自身挠曲变形量、轴承游隙变化导致的变形（即为综合变形量），最终可由下式计算：
c t f C C C C D +D +D =D （5）
ΔC —总安全间隙变化量
ΔC f —壳体及轴承刚度导致的安全间隙变动量 ΔC t —轴自身刚度导致的安全间隙变动量 ΔC c —轴承游隙变化引起的安全间隙变动量； 通过上述计算可获得安全间隙在负载和温升状态下的变动量，而初始状态间隙的最小值LL 可通过尺寸链计算获得。
图9 尺寸公差正态分布图
综上所述，只要满足0>D -C LL 即可保证差速器齿轮与周边零件不发生运动干涉。而在实际设计中通常取一定安全裕量，如下：
mm C LL 8.0~4.0>D - （6） LL —初始静态间隙极小值
按照上述方法进行理论计算，可实现将原有差速器齿轮两端的安全间隙降为优化前的55%。
图10 变速器模拟使用工况
图11 差速器齿轮端面变形曲线
图12 输出轴齿轮端面变形曲线
通过台架试验对系统刚度和变形理论值进行验证，使用不同工况（如图10所示）模拟变速器在整车中的状态，安装位移传感器测量自由状态及不同工作状态下的相对位移量。
试验测得随扭矩和温度变化，差速器齿轮端部的变形情况如图12所示，输出轴齿轮端部的变形情况如图
13所示，结果表明两曲线均呈现线性变化趋势，符合实际情况。 1.5 基于轴承容限的零部件优化设计
传统设计方法中零部件的承载能力通常按照类比法进行设计，难免造成设计上存在强度冗余，通过实测变速器载荷谱，精确获得零部件载荷输入工况。并据此进行零部件的承载容限优化设计，使得传动部件在达预定承载能力的同时实现尺寸最优化。
目标车辆以规定路谱和规定速度谱行驶，通过一定的测试手段获得该车辆匹配变速器实际的载荷分布情况。再将载荷谱通过档位使用条件分配到不同档位用于零部件疲劳强度计算，最终实现零部件精确的承载容限设计，在满足零部件正常承载能力要求的同时，实现外形尺寸的最小化。
2、小结
双离合器自动变速器结构独特而且复杂，在产品设计过程中需要系统的、全面的进行开展紧凑化、轻量化设计。从整机设计方案选择、内部部件间隙选择到具体零部件结构详细设计均存在不断优化和提升的空间。
安徽江淮汽车参考文献
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