GD1091型商用车变速器、传动轴设计【含CAD图纸+文档】
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机电工程学院毕业设计说明书设计题目: GD1091型商用车变速器、传动轴设计 学生姓名: 学 号: 专业班级: 指导教师: 年 月 日目录1 概述22 变速器结构方案的确定2 2.1传动机构的布置方案2 2.2零部件结构方案设计33 变速器主要参数的选择4 3.1变速器的传动比范围、档位数及各档传动比4 3.2变速器中心距6 3.3变速器外型尺寸6 3.4齿轮参数6 3.5各档齿轮齿数的分配94 变速器齿轮及轴的计算与校核11 4.1齿轮的失效形式11 4.2齿轮的强度计算与校核11 4.3轴的设计145 同步器设计计算19 5.1同步器简介19 5.2同步器主要参数196传动轴的设计计算21 6.1传动轴的简介21 6.2万向传动轴的设计计算21 6.3十字轴万向节的设计22 6.4传动轴结构分析与设计25设计总结29参考文献30致谢311 概述随着现在科学技术的发展,社会的不断进步,汽车作为一种方便快捷的交通工具,给人们的生活带来了诸多便利,起着越来越重要的作用。变速箱的良好的性能在日常驾驶中发挥着非常重要的作用。发动机扭矩的力量再大,也得通过变速箱的输出。如果遇到一个糟糕的变速器,开始启动就会容易停滞,转变不平稳,振动,是再好的匹配引擎也是徒劳的。因此设计好的变速器很重要。对变速器的设计有以下基本要求:(1)保证汽车有要求的经济性和动力性;(2)汽车的变速器需要有很好的工作 效率;(3)应该安置P挡(空档),用来阻止发动机和驱动轮之间的动力传输;(4)应安置R档(倒档),使汽车能够向后倒退运动;(5)应该把功率输出装置,用于输出功率需要;(6)换挡迅速,便捷,轻快 ,准确;(7)变速器工作时,应当噪声很低;2 变速器结构方案的确定2.1 传动机构布置方案 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同,变速器有三、四、五和多档几种;依据轴的类型分为固定轴式和旋转轴式。而固定轴式可以分为两轴式、三轴式和中间轴式变速器。2.1.1 固定轴式变速器 固定轴式又分为两轴式和中间轴式变速器。固定轴式很常用,一般放在FR车上用。中间轴式高效率,传动基本不会产生大的声音,使用过程中损耗也小。它的缺点是除直接档外其他各档位的传动效率低。将中间轴式和两轴式放在一起,能看出两轴式内部的不复杂,且零件之间布置间隙很紧密,此外它的工作效率也比较高,传动产生声音小,它多用在RR布置中。经过综合对比后,此次设计选用中间轴式变速器。2.1.2 倒档布置方案倒档R是一个很重要的附加装置,它方便了驾驶者,但用到它的地方很少,例如停车,其他情况一般不会用到。所以换倒档一般用直齿滑动齿轮方式。下图为倒档的布置方案。 (a) (b) (c) (d) 图2.1 倒档布置方案(c)(b)(a)(d)上图的倒档布置方案各有各的优点,各有各的缺点。(a)图优点是中间轴短,缺点是换挡困难。(b)图优点倒档传动比大,缺点是混乱的换挡次序。(c)图优点是齿宽变长。(d)图换挡顺序合理,很容易换挡。综上所述,本设计选择方案(d)较为适合。2.2 零、部件结构方案设计2.2.1 齿轮形式变速器用齿轮包括直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。把斜齿和直齿圆柱齿轮放在一起,斜齿在寿命,运转工况,产生噪音方面都优异些;在制造方面困难一些。斜齿圆柱齿轮多用于常啮合齿轮在变速器中。低档和倒档仅用直齿圆柱齿轮。2.2.2 换档机构形式换挡机构形式很多,有些频繁应用,有些只在少数位置得到使用。比如直齿滑动齿轮,啮合套,同步器等等。直齿滑动齿轮换挡方式具有简单的结构,而且比较方便维修的优势。但这种转变将影响齿面,噪音大,造成齿轮磨损和损伤,转变时间很长。除一档、倒档外很少使用。啮合套换档时,使齿轮处于常啮合状态。这种情况下可以使换档行程缩短,并增加承受换挡冲击的接合齿齿数,而轮齿又不参与换档,进而延长轮齿寿命;但换挡会产生残余冲击,对驾驶者有很高的要求。 同步器换档能保证快速,没有影响,没有噪音,没有需求的驾驶技术,能提高汽车的加速度,燃油经济性和驾驶安全,得到广泛应用。虽然同步器换挡的轴向尺寸相对较大,有较高的制造精度要求,结构相对复杂的缺点,但在综合对比分析的时候考虑到以上所述的具体优点和在实际中的应用方便性,在实际中应用依然较大。通过对同步器的具体结构作具体的了解和分析,并加以认识和揣摩,最终决定本次设计选用同步器换挡形式。 3 变速器主要参数的选择3.1 变速器的传动比范围、档位数及各档传动比3.1.1 档数320个档位通常是变速器的档数变化范围,变速器的档数一般在6档以下。变速器挡数的变化,使汽车更省油,跑得更快,马力更大。档数越多,变速器的结构越复杂,并且使轮廓尺寸和质量加大,同时操纵机构复杂,因此,需要设计者综合考虑设计要求来选取合适的档位,本次设计采用5+1档。3.1.2 传动比范围变速箱比率是最低的和最高的变速比的比率。这次设计的最大档5档,变速比取1。在发动机发出最大的动力和最低传输引擎速度下,车辆的爬坡能力最大,车轮所要求的径向距离,与主减速比,以及选择低传输引擎速度都会影响最小的稳定的比率。总质量范围中型商用车的齿轮比目前,介于5.0至8.0。所选用的技术参数如下:整车整备质量最高车速爬坡度最大总质量主减速器的传动比3500Kg80Km/h30%9000Kg6.25发动机的额定功率 额定转速 最大扭矩最大扭矩转速99Kw3000rpm373N.m1300rpm 汽车的省油能力会影响传动齿轮最高变速比的值,一般最高变速比取值小于等于1.然后,驱动轴齿轮比确定的汽车的动力,油耗。汽车翻过的最陡坡度对传动比有影响,它可以通过计算得出1挡的变速比值。 汽车从下往上爬坡的时候,由于是上坡,所以行车的速度不是很高,再者空气阻力可忽略,则发动机提供的动力传输到驱动轮的力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力,查文献1可知: (3-1)式中:汽车总质量;重力加速度; 道路最大阻力系数;驱动车轮的滚动半径; 发动机最大转矩;主减速比;汽车传动系的传动效率; 最大爬坡度;滚动阻力系数;变速器一档传动比。 查文献1由最大爬坡度要求的变速器一档传动比可知: (3-2) 3.91根据驱动车轮与路面的附着条件有: (3-3)上式:车辆上在地面上完全装载的一个水平面上固定轴重;道路的附着系数,计算时取。查文献1,一档传动比可知: (3-4)=12.3根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比为7.31。3.1.3 各档传动比 变速器最高档的传动比与最低档的传动比确定以后,中间各档的传动比理论上是按公比(查文献1可知): (3-5)的几何级数排列,式中为档位数(n=5),五档传动比。 由于齿的数量是整数,也可以配置稍有不同,使用小档位之间的共同的比率,方便切换档位。另外,请考虑到发动机的合理配,因此,每个齿轮比初选为: 3.2 变速器中心距A 中间轴式变速器的中心距离是指一段距离,这段距离的数值代表着第一和第二中间轴,这两根轴中心线之间的距离。这段中心距离对变速器影响很大,尤其是在尺寸和质量方面。中心距A可根据下列公式进行选取(查文献1): (3-6)式中: 中心距系数,货车(=8.69.6); 发动机最大转矩,Nm;变速器1档传动比;变速器的传动效率,取。本设计变速器的中心距为:=130mm3.3 变速器外型尺寸 传动装置的横向尺寸可以通过该齿轮装置和倒档齿轮和变速机构的直径来初步确定。传动档数的多少,齿轮切换部件的形态以及齿轮的样式会影响传动装置的在轴线方向的尺寸。 商用车传动装置外廓在轴向方向的尺寸参考: 五档3.4 齿轮参数3.4.1 模数 在相同条件下的传输的中心距,选择较小的弹性模量可以增加齿的数目,并且增大齿宽可以增加齿轮的重叠部分,并降低齿轮噪音,因此为了降低噪声应降低模量,选取合理数,同时增加齿宽;较小的质量,应增加模量,同时减少齿宽;从工艺方面的考虑,各种齿轮,应使用一个模数,并从强度的观点来看,每个齿轮应不同的模量;第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn (3-7)其中=357.2Nm,可得出mn=3.33。一档直齿轮的模数m mm (3-8)通过计算本次设计取同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于工艺上的原因,一个传输机构中的接合套模数取相同,总质量在的货车取。本次设计取模数为3。3.4.2 压力角压力角小,重合度大,传动平稳;压力角大时轮齿抗弯强度和表面接触强度高。其实,压力角为20已经被写入国家规定的设计标准。所以本设计变速器齿轮采用的压力角为20。啮合套或同步器的结合齿压力角有20、25、30等。此次设计选用30压力角。当压力角小,降低了齿轮钢度,但优势是相对稳定的传输,噪音低,重合度大;相反压力角大齿轮的刚度就有了很大程度上的提高。对与乘用车而言取小些将更加有利于汽车的平稳性;对与载重汽车而言,取大些将有利于提高相应齿轮的承重负荷时稳定运转能力。3.4.3 螺旋角螺旋角数值的选择很重要,它的变化会带俩意想不到的结果,随着值增加,轮齿的抵抗弯曲的能力增加。此外,螺旋角数值的变化,还会影响两齿轮间的啮合,以及产生噪音的大小。实验得证:螺旋角的增大,会相应提高齿的强度。当选择大的螺旋角角度值时,会减少轮齿抵抗弯曲的能力,不过也会增加其接触强度。考虑到低档齿轮的的抗弯强度,角度不宜过大,取1525度之间的值;结合本设计技术要求初选螺旋角。图3.1 中间轴轴向力平衡 根据图3.1可知,欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡,需满足下述条件由于,可得 (3-9)式中,、为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力;、为作用在中间齿轮1、2上的圆周力;、的节圆半径;为中间轴传递的转矩。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围3.4.4 齿宽齿宽是轮齿的宽度,是齿轮一个很重要的参数,齿宽的大小对质量,齿轮的工作稳定性,齿轮强度等有影响。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽:直齿,为齿宽系数,取为4.58.0,=8.0 b=5.08.0=40mm斜齿,取为6.08.5,=8.b=4.08.0=32mm3.5 各档齿轮齿数的分配每个齿轮在初选中心的距离,和模量以及螺旋角时,齿轮的齿可以根据档数,变速比和传输方案来分配的。当分配尽可能使各传动比的齿数不是整数,均匀磨损轮齿表面。本设计传动方案结构简图如右图。3.5.1 确定一档齿轮的齿数 一档 图3.2 五档变速器示意图 为了确定Z9和Z10的齿数,先求其齿数和Zh: 直齿齿轮Zh=2A/m 斜齿齿轮 Zh=2Acos/mn 其中 A =130mm、m =5;故有Zh=52。 货车变速器一档齿轮Z10可在1217之间选择,此处取Z10=14。则可得出Z9=38。3.5.2 确定常啮合齿轮副的齿数由式(2-7)求出常啮合齿轮的传动比 由已经得出的数据可确定Z2/Z1=2.69 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 由此可得: (3-10) 而根据已求得的数据可计算出:Z1+Z2=61 。 与联立可得:Z1=17、Z2=44。则根据式(2-7)可计算出一档实际传动比为ig1=7.023.5.3 确定其他档位的齿数二档传动比 (3-11) Z7/Z8=1.66 Z7+Z8=61 联立得:Z7=39,Z8=22。按同样的方法可分别计算出:三档齿轮 Z5=30 Z6=31;四档齿轮 Z3=23 Z4=383.5.4 确定倒档齿轮的齿数一般情况下,倒档传动比与一档传动比较为接近,在本设计中倒档传动比取7.31,中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小,取Z12=13。而通常情况下,倒档轴齿轮Z13取2123,此处取Z13=23。由 (3-12)可计算出Z11=37。故可得出中间轴与倒档轴的中心距 (3-13 =72mm 而倒档轴与第二轴的中心: (3-14) =120mm。3.5.5 齿轮变位系数的选择为了防止产生根切、干涉、中心距配凑,常用变位齿轮来解决。而且对变速器而言,不同的齿轮轮齿的弯曲强度和接触强度,抵抗粘接在一起的能力,耐磨性有不同的要求。变位齿轮的使用满足了以上的要求,并且可以有效地提高齿轮寿命。变位齿轮分为高度变位和角度变位两类。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度,但很难降低传动时产生的噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位集中了优点,又避免了缺点。如果实际中心距等于中心距,使用高系数。如果实际中心距不等于已定中心距时,采用角度变位。其中,角度位移可以获得良好的啮合性能和传动质量指标,被最多使用。齿轮传动装置工作频繁,经常在循环荷载作用下,也在冲击荷载作用下。根据实际齿轮损坏统计,变速器齿轮损坏形式大多是因为齿面剥落和疲劳强度破坏。因此,选择变位系数,主要着眼于提高齿面耐磨性和强度。总的来说,总变位系数的取值应该谨慎,不能取得过大,会产生不利后果,酌情可以取小一些的值。其中,一档主动齿轮10的齿数Z1017,因此一档齿轮需要变位。变位系数 (3-15)式中 Z为要变位的齿轮齿数。4 变速器齿轮及轴的校核4.1 齿轮的失效形式齿轮的损毁形式是多种多样的,比较突出的就是齿面点蚀,齿面磨损,轮齿断裂等,这些损坏形式对齿轮造成不可修付的损坏。轮齿破碎方法有两种:一个大的冲击载荷的齿牙,使轮齿弯曲断裂;轮齿表面不断地受力,一次一次的施加力,会破坏齿根,可能会产生裂纹,由于力是一次一次不断施加的,就是裂纹过大,最终轮齿折断了。前者在变速器中出现的很少,后者出现的多。4.2 齿轮的计算与校核4.2.1 齿轮弯曲强度计算(1)一档直齿轮弯曲应力,查文献2可知: (4-1)式中: 弯曲应力(MPa); 圆周力(N),;为计算载荷(Nmm);为节圆直径(mm); 应力集中系数, =1.65; 摩擦力影响系数,主动齿轮=1.1,从动齿轮=0.9; 齿宽(mm); 端面齿距,; 齿形系数,=0.46因为齿轮节圆直径,式中为齿数,所以将上述有关参数带入式(4-1)后得 (4-2)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时,一档和倒档直齿轮可以允许使用弯曲应力取值范围在400800MPa之间。由公式(4-2)得: =416MPa 设计很合理。(2)二档斜齿轮弯曲应力,查文献2可知: (4-3)弯曲应力(MPa); 圆周力(N),;为计算载荷(Nmm);为节圆直径(mm); ; 斜齿轮螺旋角( ),=20; 应力集中系数, =1.50; 齿宽(mm); 法向齿距,; 齿形系数,=0.47 重合度影响系数,=2.0。 将上述有关参数带入公式(4-3),整理后得到斜齿轮弯曲应力为: (4-4) 当计算载荷取为时,斜齿轮许用弯曲应力在。 由公式(4-4)得: =设计很合理。4.2.2 轮齿接触应力 (4-5) 式中: 轮齿的接触应力(MPa); 齿面上的法向力(N),;为圆周力; 斜齿轮螺旋角( ); 齿轮材料的弹性模量(MPa), 齿轮接触的实际宽度(mm); 主动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮,;从动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮,;选择作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力查文献2可知,见表4.1表4.1 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿轮渗 碳 齿 轮950100019002000一档和倒档齿轮65070013001400常啮合齿轮和高档齿轮 计算所得结果分别如下:一档: 二档: 三档: 四档: 五档: 倒档: 所以设计齿轮是合格的。 本设计传动齿轮材料采用20CrMnTi钢和渗碳处理,大大提高了耐磨损性,并改善齿轮弯曲疲劳和接触疲劳。4.3 轴的参数设计变速器中有很多的传动机构,且大部分都是齿轮机构,齿轮机构在传递动力过程中,轮齿会受到圆周力,径向力,以及轴向力,这些力最后会集中的施加到承载齿轮的轴上,轴在受到外力情况下,会产生弯矩和扭矩,使轴发生变形。所以选择承载齿轮的轴应该具有抵抗外界施加的弯矩和扭矩的能力。由于缺乏刚性,引起弯曲变形,会破坏正确的齿轮,所述齿轮的冲击强度,工作磨损和噪音。因此,在设计的变速器,其刚度的大小,以确保该齿轮可以被接合到正确的先决条件。 (1)初选轴的直径在已知中心距时,中间轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选。 初选二轴中部直径d=0.45130=58mm,圆整至d=58mm。 (2)按弯扭合成强度条件计算计算二轴一档齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力。查文献2可知: (4-6) (4-7) (4-8) 式中: 至计算齿轮的传动比;计算齿轮的节圆直径,mm; 节点处压力角;螺旋角。 因为二轴一档齿轮是直齿轮,所以,轴向力。 图4.1为变速器二轴结构简图图4.1变速器二轴结构简图图4.2轴的载荷分析图 如图4.2所示,I截面为危险截面 由公式(4-6)计算二轴一档齿轮所受圆周力为:d=mz=538=190mm=26395.2N 由公式(4-7)计算二轴一档齿轮所受径向力为:=1368N 垂直力计算:1368102+FNV1322=0FNV1=(1368102)/322= 433N 水平力计算: 弯矩计算: 计算转矩: Nmm力和在轴铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度;而使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的铅垂反力和水平反力后,计算相应垂向弯矩和水平弯矩。则在弯矩和转矩联合作用下的轴向应力: (MPa) (4-8) 式中: 计算转矩,Nmm; 轴在计算断面处的直径,花键处取内径,mm;弯曲截面系数,mm;在计算断面处轴的水平弯矩,Nmm;在计算断面出轴的垂向弯矩,Nmm; 许用应力,在低档工作时参阅文献2可知Mpa.Nmm 由公式(4-8)得: =162MPa影响最大的是在齿轮该部分的水平面上的偏转角和轴的的垂直方向距离变化。前者改变了齿轮的中心距,并破坏其正常啮合;后者使大,小齿轮倾斜,如图6所示。 图4.3变速器轴的变形简图变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时,若轴在垂直面内挠度为,在水平面内挠度为和转角为,查文献2可知: (4-9) (4-10) 式中:齿轮齿宽中间平面上的径向力(N);齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)弹性模量(MPa),MPa;惯性矩(mm),对于实心轴,;轴的直径,花键处按平均直径计算; 、为齿轮上的作用力距支座、的距离(mm); 支座间的距离(mm)。图4.4变速器轴的挠度和转角 由文献2可知,轴的合成挠度为: (4-11) 计算惯性矩: mm 将数值代入式(4-9)(4-10)得: 故轴的全挠度为,符合刚度要求。5 同步器设计计算5.1 同步器简介同步器-常压式、惯性式和惯性增力式,其中,惯性式同步器是最受欢迎的。惯性同步器换挡有自己的要求-只有换挡时机合适时,即即将换挡的两元件的角速度达到同步才换挡,否则就不能换挡。惯性式同步器有很多种分类,例如锁销式、滑块式、锁环式等等。这些分类的结构可能不同,但是它们还有些相同点,不如说一些元器件是一样的,力如摩擦元件、弹性元件等。本设计所采用的是锁销式同步器。5.2 同步器主要参数5.2.1 摩擦系数同步器工作的次数很多,在高档区进行传动比的切换,磨损消耗会比较大,所以它要求很耐磨,来保持寿命。选择的材料很重要,为了获取良好的摩擦因数。大的摩擦因数,会省力,缩短时间;小的摩擦因数,会失去换挡同步。5.2.2 同步环主要尺寸的确定 (1)同步环锥面上的螺纹槽 接触的表面的宽度窄的顶部会影响压力,磨损更快。大螺纹槽设,有很多好处,方便存油,在间隙中,但也有些坏的结果,会使损耗速度增加,使零件的寿命变短。通常轴向泄油槽为612个,槽宽34mm。(2) 锥面半锥角 越小的摩擦锥面半锥角,会产生大的摩擦力矩。但过小将产生自锁现象,避免自锁的条件是tan f 。一般取=68。=6时,会出现咬住,粘着的现象;在=7时就很少出现咬住现象。 (3)摩擦锥面平均半径R R越大,则产生大的摩擦力矩。原则上是尽可能将R取大些。 (4)锥面工作长度b锥面工作长度b小一些,可以减小传输装置轴向长度,也会带来负面影响,工作面积锥面少了使单位面积受的力增加,表面损耗增加。 (5)同步环径向厚度 同步环径向厚度受到外界条件(结构布置等)的限制,厚度不能太厚。为保证同步环有充足的强度,必须选取合适的厚度。5.2.3 锁止角 锁止角的选择很值得关注,选的角度越恰当,换挡成功几率越大。上述值都会影响锁止角的选择。5.2.4 同步时间t 同步时间是一个很关键的概念。它的取值会影响换挡时机,当在最短的时间,使两个传动零件同步,使换挡更迅速,方便。诸多因数会影响其值的大小。例如同步器的结构尺寸,转动惯量,所受轴向力等等,除了这些之外,车的外貌形状也会产生影响。比如说,高档货车变速器同步时间的值取得小一些,在0.300.80s之间,货车低档值大一些,大概在1.001.50s之间.5.2.5 转动惯量的计算转动惯量的计算得视情况而定,。对现在已经存在的零件,其转动惯量值通常用扭摆法测出;对不存在的,重新设计创造发明的,先经过仔细分析,观察,然后用数学公式求出。6 传动轴的设计计算6.1 传动轴的概述 万向传动轴是一个很普通的传动部件,但它肩负着很重要的任务,动力传递,改变转矩等。它的结构很简单,由万向节,花键,套管等简单的零部件构成。当遇到车型很长的货车时,中间支撑也是必要的。万向传动轴设计应满足如下基本要求: (1) 能可靠而稳定地传递动力。 (2) 保证所连接的两轴尽可能等速运转。 (3) 肩负着动力传递,保证动力的最高效利用,传递过程损失要少 (4)传动轴很普通,但很重要,要使用周期尽量长久一些 (5)结构简单,制造容易,维修方便等。万向传动轴在汽车上广泛应用,有很多种分类。大类主要分为刚性和挠性万向节。刚性万向节又分为不等速,准等速,等速万向节。不等速万向节包含有十字轴式万向节。本次采用的是十字轴万向节,结构如下图。 图 6.1万向传动轴花键轴结构简图 1-盖子;2-盖板;3-盖垫;4-万向节叉;5-加油嘴;6-伸缩套;7-滑动花键槽; 8-油封;9-油封盖;10-传动轴管 6.2 万向传动轴的载荷计算传动力的计算一般有三种算法:(1) 按发动机最大转矩和一挡传动比来确定;(2) 按驱动轮找滑来确定;(3) 按日常平均使用转矩来确定。本次传动轴传运力的计算采用第一种算法: (6-1)其中: 为发动机最大扭矩;为1档传动比;为从发动机到传动轴的传动效率;kd为猛接离合器所产生的动载系数。T=kdTemaxi1=1*373*90%*7.31=2454 N.m6.3 十字轴万向节设计十字轴万向节是个重要的零部件,必须注意对其保护,以免其受到损坏。它经常运动,就会产生磨损,当受到重压,会产生深深的痕迹,甚至表面的物质被去除。这些损坏多多出现在轴颈和滚针轴承表面处。通常,十字轴万向节应该被更换,当出现的磨损或压痕超过0.15mm。十字轴轴颈的根部很脆弱,经不起损坏,容易断裂,所以要重视十字轴轴颈的抵抗弯曲的能力。 (a) (b)图6.2 万向节叉危险截面示意图 (a) 十字轴 (b)万向节叉设各滚针轴承对十字轴轴径的作用的合力为F,则 (6-2)其中: 为万向传动轴的计算载荷,=min(); r为合力作用线到十字轴中心的距离;为主、从动叉的最大夹角。 十字轴轴径根部弯曲应力和切应力应满足 (6-3) (6-4)式中: 为十字轴轴径直径(mm);本次取32mm。为十字轴油道孔直径(mm);本次取4mms为合力F作用线到轴颈根部矩离(mm),本次取20mm 为弯曲应力的许用值,为250350MPa; 为许用的切应力,为80120Mpa w滚针轴承的直径有需求,不能小于1.6mm,以免粉碎。大小差异要小,否则针会增加不均匀性之间的负载分配。一般控制0.003毫米内。滚针轴承径向间隙也要控制的合理,一般也有特殊要求,合适的间隙为0.0090.095mm .滚针轴承得轴向总间隙以0.080.30mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度。使其既有较高的承载能力,又不致因滚针果场发生歪斜而造成应力集中。滚针得轴向间隙一般不超过0.20.4mm。滚针轴承的接触应力为 (6-5)式中: 滚针直径(mm);滚针工作长度(mm)(N),由下式决定: (6-6)滚针和十字轴轴颈表面硬度有要求,不同的硬度值,对应的许用接触应力也不同。当硬度在58HRC以上时,许用接触应力取值范围在30003200Mpa之间。本次取i=1 , Z=27 ,d0=4mm万向节叉与十字轴轴承整体的连接,轴承受力F,孔轴中心线截面产生的反作用力,在45度的B-B截面,承受弯曲和扭转载荷,这个过程产生的弯曲应力和扭转应力应满足 (6-7) (6-8)式中,W、分别为截面B-B处的抗弯截面系数和抗扭截面系数,矩形截面系数,矩形截面:,;椭圆形截面:,h、b分别为矩形截面的高和宽或椭圆形截面的长轴和短轴;k是h/b有关的系数,按表选取,e、a如图 所示;弯曲应力的许用值 为5080Mpa,扭应力的许用值为80160Mpa。表2 系数k的选取h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2920.312 本次取,。十字轴万向节的传动效率受很多因素影响,具体可以从(6-9)看出。当25O 时,可按下式计算 (6-9)是十字轴万向节传动效率;是轴颈与万向节叉的摩擦因数,滑动轴承:=0.150.20,滚针轴承:=0.050.10;其它符号意义同前。通常情况下,十字轴万向节的传动效率约为97%99%。符合要求。十字轴适用的材料一般是低碳合金钢,例如20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等等,为了轴颈表面高硬度和高耐磨强度,渗碳淬火工艺是必须的。经过渗碳处理,使得渗碳层深度达到0.81.2mm,并改变其表面硬度,大约在5864HRC,使轴颈端面硬度55HRC,心部硬度为3348HRC。万向节叉可以使用的材料是中碳钢或中碳合金钢,为了获取更好地硬度,需要进一步的处理,经过特殊加工,所能达到的硬度在1833HRC之间,滚针轴承碗材料一般采用GCr15.综合以上结果,十字轴相关参数如下:表3十字轴相关参数6.4 传动轴结构分析与设计传动轴中的滑动花键能够伸缩,进而能改变传动的距离。当传递转矩的花健伸缩时,产生的轴向阻力 (6-10)式中,为传动轴所传递的转矩;r为滑动花键齿侧工作表面的中径;为摩擦因数。以减小轴向滑动花键滑动阻力和磨损,有时花键齿磷酸盐处理或喷涂尼龙层,而其他的放滚针,滚子或球轴承,以便滚动元件的滚动摩擦而不是滑动摩擦,从而提高了传输效率。但这种结构较复杂,成本较高。有时对于有严重冲击载荷的传动,还采用具有弹性的传动轴。花键轴应进行润滑,并在花键和键槽间隙的防尘措施不宜过大,应与标记装配,以避免安装错误,均衡驱动轴总成以免损坏。汽车的总体布置影响了传动轴的长度的变化范围。在一个特定的长度,具有驱动轴的截面尺寸驱动轴应确保足够的强度和足够高的临界速度。临界速度就是接近其运行速度轴弯曲固有频率,共振现象出现时,急剧增加幅度的所造成的驱动轴破损时速度,它决定于传动轴的长度,形态和支撑情况,传动轴的临界转速为 (6-11)式中,为传动轴的临转速(r/min);传动轴的两万向节中心之间的距离;和分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。在设计时,安全系数取值范围是1.22.0;为传动轴的的最高转速(r/min)。初选,则,进而求得115,又因3-6,故可选得,。为了值以及总体的放置位置合格,当传动轴长度超过时,要增设中间支撑,一般会打断传动轴成23段,选3或4个万向节。除管段的驱动轴轴线的尺寸应满足的临界速度的要求,而且要确保有足够的抗扭强度。轴管的扭转应力(MPa)应满足 (6-12)计算转矩(Nmm);为许用扭应力,=300Mpa;其余符号同前。对于传动轴上的花键轴,扭转应力(Mpa)通常以底径计算,公式如下 (6-13) (-计算转矩,单位N.m;花键的内径,单位mm)传动花键的齿侧挤压应力(Mpa)应满足 (6-14)式中:为传动轴的计算转矩(Nmm);为花键处转矩分布不均匀系数。=1.31.4 ;为花键外径(mm);为花键内径(mm);为花键的有效工作长度(mm);为花键齿数;花键的齿面硬度有要求,取不同的值域,会有不同的选择结果。当选他的值高于35HRC时,会产生两个不同的许用挤压应力,其一:=2550MPa,其二:=50100Mpa所选择数据均符合要求。设计总结本次设计是GD1091型商用车的变速器、传动轴部分。汽车零部件设计是汽车设计工作的主要内容之一,汽车变速器是在汽车使用中比较容易损坏的一个部件,本次设计通过对其结构进行分析,初步进行结构方案设计,达到提高变速器工作性能的目的,并与合适的传动轴结构相匹配。然而在设计过程中也发现了许多不足,平时在课堂上学到的理论知识不能很好的运用在实际的工作中。对具体的设计步骤也不是很了解,特别是机械中的一些知识更需要学习。这些缺点都需要在日后的学习和实际工作中改善。 我通过这次设计不仅加深了对专业知识的理解,也提高了自己独立思考解决实际问题的能力,并对产品的实际设计过程有了更深入、更彻底的了解。参考资料1 刘惟信.汽车设计.北京:清华大学出版社,20012 张洪欣.汽车设计.北京:机械工业出版社,19813 陈家瑞.汽车构造.第二版.北京:机械工业出版社,2005 4 张文春.汽车理论.北京:机械工业出版社,20055 彭文生,张志明,黄华梁.机械设计.北京:高等教育出版社,2002 6 董宝承.汽车底盘.北京:机械工业出版社,20047 陈焕江,徐双应.交通运输专业英语.北京:机械工业出版社,20028 刘鸿文.简明材料力学.北京:高等教育出版社,19979 周一明,毛恩荣.车辆人机工程学.北京:北京理工大学出版社,199910(美)J.厄尔贾维克.汽车手动变速器和变速驱动桥.北京:机械工业出版社,199811 陈殿云,张淑芬,杨民献.工程力学.兰州:兰州大学出版设,200312 葛志祺.简明机械零件设计手册.北京:冶金工业出版社,198513 濮良贵,纪名刚.机械设计.第七版.北京:高等教育出版社,200514 王昆,何小柏,汪信远.课程设计手册.北京:高等教育出版社,199515 侯洪生,王秀英.机械工程图学.北京:科学出版社,200116 何贡,顾励生,陈桂贤,公差与配合选用图册S,北京:机械工业出版社,2003致 谢转眼间,大学四年很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节毕业设计,也将接近尾声。在这次设计过程中,指导老师马冬梅老师给了我很大的帮助,并给我提出很多好的意见和建议,同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务,这与老师的指导是分不开的。在此,我对马冬梅老师表示衷心的感谢。附录:中英文文献翻译名称基于支持向量机的现代汽油发动机性能模型32任务书1本毕业设计(论文)课题应达到的目的:汽车零部件设计是汽车设计工作的主要内容之一,汽车变速器是在汽车使用中比较容易损坏的一个部件,通过对其结构进行分析,初步进行结构方案设计,提高变速器的工作性能。具体内容:货车的变速器结构方案分析,变速器主要参数选择,变速器设计与计算,变速器主要零部件结构设计。传动轴的结构方案分析与布置设计。本题目着重培养学生分析问题、解决问题的能力,培养从事实际工作的实践过程。2毕业设计(论文)任务的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等):主要设计参数:整备质量3500Kg、最大总质量9000 Kg、最高车速80 km/h,设计时可参考CA1091型汽车的数据;结合设计内容,完成外文文献翻译;查阅相关资料,完成毕业设计方案论证报告;编写设计说明书大纲、工作计划;按照系统设计要求进行计算分析、设计绘图;完成设计说明书的撰写,最后完成毕业设计资料的文档整理。3对毕业设计(论文)成果的要求包括毕业设计、图表、实物样品等:1外文文献翻译1份 ,译文字数不少于3000字;2毕业设计方案论证报告1份,不少于2000字;3完成设计说明书(含毕业设计心得)1份,字数一万字左右,严格按照学校毕业设计格式要求,用word文档打印;绘制总和不少于4张零号图纸的装配图和零件图(总张数12以上),其中图形使用计算机绘图软件绘制,最终正式文档使用光盘存储。4主要参考资料:1 余志生.汽车理论.机械工业出版社,20062 王望予汽车设计 M第4版北京:机械工业出版社,2004.83 刘惟信汽车设计 M第1版北京:清华大学出版社,2001.74陈家瑞汽车构造 (下册)M第2版北京:机械工业出版社,2005.15汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册设计篇M北京:人民交通出版社,2001.65本毕业设计(论文)课题工作进度计划:起 迄 日 期工 作 内 容2月17日2月21日下发毕业设计任务书,布置收集、查询相关的资料等1月20日3月1日英文资料翻译文献的布置、要求寒假期间完成3月2日3月15日毕业设计方案论证报告的布置、完成2月17日3月20日提出毕业设计的主要工作及完成要点3月20日3月30日分析、整理数据资料,开始画构思草图4月1日4月30日初步确定结构方案,设计计算,进行说明书初稿的构思4月21日4月23日中期检查4月1日5月1日确定方案设计、进行结构图绘制、完成设计说明书初稿5月2日5月10日检查毕业设计说明书完成情况,提出补充、修改任务5月11日5月20日补充、修改工作,完成毕业设计正式图纸及文档正式稿5月21日5月24日对最终的正式毕业设计资料审核、准备答辩5月25日5月30日论文答辩所在系(教研室)审查意见:负责人: 年 月 日院(部)学术委员会意见:负责人: 年 月 日1机电工程学院毕业设计外文资料翻译设计题目: GD1091型商用车变速器、传动轴设计 译文题目: 基于支持向量机的现代汽油发动机性能模型 学生姓名: 学 号: 专业班级: 指导教师: 正文:外文资料译文 附 件:外文资料原文 指导教师评语: 签名: 年 月 日正文:外文资料译文文献出处:浙江科技大学期刊,2005(6)基于支持向量机的现代汽油发动机性能模型黄志文,王百键,李怡平,何春明(中国澳门大学,1.计算机与信息科学系,2.机电工程系)摘要:现代汽车汽油发动机的性能有显著影响的有效调整。目前的做法 发动机调式依赖于汽车工程师的经验,调整通常是通过做大量实验的方法,然后汽车发动机运行在测功机,以显示实际的发动机性能。显然,目前的做法就是投入大量的时间和金钱,但甚至依然可能无法调整发动机到最佳状态,因为正式的性能模型的发动机还没有被确定。随着新兴技术,支持向量机(SVM)实现的汽油发动机车辆的大致性能模型可以通过训练从采集样品的发动机性能数据确定测功机。因此,调整发动机性能测功机的数目可以减少,因为估计的发动机性能模型可以在一定程度上代替测功机测试。在这篇文章中,施工,验证和精度讨论了该模型。 研究表明,预测结果很好地符合实际测试结果。为了说明支持向量机方法的意义,结果也与使用多层前馈神经网络的回归的方法进行了比较。关键词:车用汽油发电机;电子控制单元的调整;支持向量机1.引言 现代汽车汽油发动机由电子控制单元(ECU)控制。发动机性能(例如功率输出,扭矩,制动 具体的油耗和排放水平)被设置在电子控制单元中的参数显著影响。许多参数都存储在电子控制单元中,使用查表/图(图1)。通常,汽车发动机的性能是通过测功机试验获得。一组性能数据关于发动机输出功率和扭矩与速度的曲线的的例子示于图2。传统上,设置电子控制单元是由车辆制造商完成。但是, 近年来,可编程电子控制单元和电子控制单元只读存储器(ROM)的编辑器已被广泛使用在许多轿车。这些设备允许非原始设备制造商的工程师根据不同的附加组件和驾驶员的要求来调整他们的引擎 。 发动机调整的现行做法依赖于能够处理一个巨大的引擎控制组合数的有经验的汽车工程师。现代汽车发动机的输入输出参数之间的关系 是一个复杂的多变量非线性函数,这是非常难以确定的,因为现代汽油发动机是热流体,机电和计算机控制系统的集合体。因此,发动机调整通常是通过反复试验的方法。工程师首先根据他/她的经验猜测的电子控制单元的设定,然后存储设置在电子控制单元中的参数值,然后通过发动机运行在测功机来测试实际的发动机性能。如果测试的性能差,工程师调整电子控制单元中参数设置并重复该过程,直到发动机表现是令人满意的。这就是为什么汽车制造商通常要花几个月的时间来调整最佳新车型的电子控制单元。此外,发动机性能功能也是引擎依赖,一切发动机必须经过类似的调整过程。 图1 典型的单子控制单元的设置 图2发动机性能曲线 通过了解性能功能/型号,汽车工程师可以预测,是否试用的电子控制单元的设置为增益或亏损。汽车发动机只需要经过验证后的模型估计一个满意的参数设置。因此,不必要的测功机测试,该路径设置的数量可以显着降低,从而节省了大量的时间和金钱进行测试。最近的研究论文(布雷斯,1998;特拉弗尔等人,1999年;苏等,2002;严等,2003;刘和费等, 2004)根据实验数据描述了基于柴油发动机的排放性能使用中性网络的建模。众所周知,神经网络(毕晓普,1995年; 赫金,1999年;苏依肯等人, 2002)是一个普遍的估计。但是它具有两个主要缺点(斯莫拉等人,1996;Schlkopf和斯莫拉,2002):(1)该体系结构必须确定一个先验的或被修改的启发式的训练方法, 这导致产生了一个不一定最优的网络结构;(2)神经网络可以很容易地通过局部极小卡住。防止局部极小的各种方法,像早期停止,体重腐烂等都可以采用。 然而,这些方法有大大地的影响估计模型的通用化,即处理新的输入状况的能力。 非线性的传统的数学方法回归(Borowiak,1989;赖安,1996; Seber和野,2003)可被应用于构造发动机性能模型。然而,发动机的安装涉及太多参数和数据。构建这样的高维和非线性数据空间的模型对于传统的回归方法是一个非常艰巨的任务。随着新兴技术,支持向量机(SVM)(Cristianini和肖-泰勒, 2000; 苏依肯等,2002;。佩雷斯 - Ruixo等,2002; Schlkopf和斯莫拉,2002),高维的问题,以及以前神经网络的缺点都被克服。基于SVM的回归,发动机性能模型可以用于预测精度,这样的测功机测试的数量可以显著降低。此外, 一个测功机并不总是可用的,尤其是在道路上的细调式的情况下。研究对现代汽油发动机输出马力预测和扭矩受限于在电子控制单元不同的参数设置还是相当罕见的,所以使用支持向量机的发动机输出马力和扭矩的造型是第一次尝试。在本篇文章中,术语,发动机的性能,是指在发动机的输出功率和扭矩。2.支持向量机SVM是一个新兴的技术,是由万普尼克开创的(Cristianini和肖-泰勒,2000; Schlkopf和斯莫拉,2002)。它是一个跨学科机器学习,优化,统计领域学习和泛化理论。基本上它是可以用于模式分类和非线性回归。支持向量机SVM考虑向量机的应用,作为二次规划(QP)权重问题的各种因素,包括正规化的因素。因为一个二次规划是一个至关重要的问题,解决二次规划的问题是全球性的(甚至是唯一的),而不是的局部解决方案。支持向量机(斯莫拉等 ,1996),而不是神经网络的优点如下: (1)该系统的体系结构不需要测试前确定。任意的输入数据维可以被视为仅仅是线性关于输入维数成本的关系; (2)支持向量机回归作为一个二次规划问题来最小化数据拟合误差和正规化, 这将产生一个全局的(或甚至是唯一的)方法解决最小拟合误差,同时也可以得到估计模型的高度概括。3.制定支持向量机非线性回归 考虑回归数据集上,D =(X1, Y1),.,(Xn,Yn),有n个点,其中xiR ,yiR。制定支持向量机非线性回归是由下面的等(耿氏,1998表示; Cristianini和肖-泰勒,2000;Schlkopf和斯莫拉,2002;苏依肯等,2002;) 其中,,* 是拉格朗日乘数(每个乘数可以表示为一个N维向量); K,核函数;,用户预先定义的正规化常数;C,用户预先定义的正实常数容量控制。 从我们应用的角度看,一些参数在方程(1)被指定为:N,总数 引擎设置(数据点);xi,引擎输入控制 在第i个样本数据点的参数,I =1,2,.,N (即第i个发动机设置);yi,在发动机输出转矩第i个样本数据点。 i和*是已知的作为对应于第i个数据点,其中第i个数据点表示第i个发动机设置和输出扭矩支持的值。此外,径向基函数(RBF)与用户预先定义的样本方差选为内核函数,因为它往往会产生良好的效果非线性回归(苏依肯等,2002;西格,2004)。然后用商业优化软件包解方程(1),如矩阵实验室及其优化工具箱,两个N维向量,*获得解决方案,从而产生下列目标非线性模型: 其中,b为偏置常数,X,新的引擎输入设置 有n个参数; ,用户指定的样本方差。 为了得到b,m试验数据点dk=D,k= 1,2,.,m,被选择,使得它们的相应的k和k*(0,c)中,即0k,k*C。代xk代入式(2)并设置M(xk)= yk,可以得到一个偏置bk。因为有m偏差,最佳的偏置值b*通常是通过bk的平均值如下式所示(3)。4.应用支持向量机对汽油发动机建模 在本次应用中,M(x)在等式(2)中是一个发动机的性能函数/型号。对这个应用领域使用支持向量机的问题将在下面的篇章中讨论。 4.1架构训练数据集为D=(xi,yi),i = 1到N。实际上,有许多输入控制参数也依赖电子控制单元和发动机。此外,该发动机马力和扭矩曲线通常在满载条件下获得的。用于展示的SVM方法,将下列共同调节发动机和环境的参数在发动机满负荷状态被选择输入到发动机(即发动机安装)。x= and y=其中,r是发动机转速(rpm)和r=1000,2000,3000,.,8000;Ir,点火提前在相应的发动机转速r(上止点前),O,整体点火(上止点前),Tr,喷油时间在相应的发动机转速r(毫秒),f,整体燃油调整(); Jr,停止燃油喷射在相应的发动机转速r(上止点前),D,点火停留时间在15 V(毫秒); a,空气温度(),P,燃油压力(bar),Tr,在相应的发动机转速r(牛米)的发动机扭矩。尽管发动机转速r是连续变量,在实际的电子控制单元设置中,工程师通常为每个类别的发动机速度的参数设置一个地图格式。地图通常把速度范围离散地在500的时间间隔,如图1所示,即r =1000,1500,2000,2500,.。因此,没有必要在所有的速度范围内建立一个模型。出于这个原因,r是手动分类,在指定的间隔,而不是任何整数,范围从0到8500。为了简化描述和实验,所设定的发动机转速是在1000的时间间隔,间隔调整为1000,2000,3000,.,8000,因为r的其它值也遵循完全相同的建模过程。 由于有些数据是发动机转速有关,另一个符号dr是用来进一步指定包含关于特定r的数据集。例如,D1000包含以下参数:,而D8000包含(图3)。图3 根据各种发动机转速分离数据集D成8个子集Dr因此,D被分离成8子集即D1000,D2000,.,D8000。训练数据(发动机设置)为D1000的一个例子示于 表1中。对于每个子集Dr,它被一个接一个传递到支持向量机回归模块,方程(1),以构造八种相关于发动机转速r的扭矩M r(x),即Mr(X)=Mr=M1000,M2000,.,M8000。 在这种方式中,支持向量机模块以8倍的速度运行。在每次运行,一个独特的子集Dr作为训练集来估算其对应的扭矩模型。针对发动机转速曲线与发动机转矩通过拟合,并通过由M1000,M2000,.,M8000产生的所有数据点,因此获得的一条曲线。表1在1000个测试数据系统中的实验数据 di4.2数据采样和安装启用在实际的发动机安装,汽车工程师确定初始设定,它基本能启动发动机,然后通过调整初始设置值的参数,进行发动机微调。因此,输入参数是基于对由发动机制造商所提供的初始设置的数据点进行采样。在我们的实验中,200个不同的引擎设置以及性能输出的样本数据集D是从本田B16A DOHC发动机获取由一个可编程的电子控制单元,MOTEC M4控制(图4),在测功机(图5)运行并保持控制节气门全开。 图4使用MOTEC M4可编程电子控制单元引擎输入参数的调整性能输出是仅针对发动机转速,发动机扭矩,因为在发动机的马力使用的计算方法: 其中,HP是发动机马力(HP),r,引擎转速(转速:每分钟转数);T,发动机扭矩(Nm)。收集样本数据集D的每一个数据子集DrD,它被随机分为两组: 图5在底盘测功机汽车的发动机性能数据采集 TRAINr代表训练和TESTr代表测试,以使得Dr= TRAINrTESTr,其中TRAINr含有80的Dr和TESTR持有其余的20(图6)。然后每个TRAINr被发送到支持向量机模块进行训练,它已被利用MATLAB6.5在MS Windows XP中的优化工具箱实现的,它运行在一个有512M内存的第三代电脑上。执行和其他重要问题将在下面的小节中讨论。4.3数据前处理和后处理为了有更准确的回归结果,该数据集通常是标准化之前进行测试(派尔,1999年)。这可以防止任何参数主导的输出值带来危害。所有输入和输出值必然要标准化到一定变化范围内0,1,即单位方差,通过下面的变换公式:其中,Vmin和Vmax分别代表输入或输出参数v的最小值和最大值。例如,V8,39,Vmin= 8和Vmax=39。限制发动机的每个输入和输出参数应该通过多个实验或专家知识或制造商的数据表来预先裁定的。由于所有的输入值进行标准化,输出扭矩值v*的支持向量机生产的不是实际值。它必须重新代入式(5)以获得实际的输出值v。 图6进一步分离数据随机分为训练集(TRAINr)和测试集(TESTr) 4.4误差为验证Mr的每个模型的准确性,误差函数被建立。对于某型号Mr,相应的验证错误是: 其中为第i个数据点的测试集或验证集发动机的输入参数;di=表示第i个数据点; yi是在数据点di的真实扭矩值,n为数据点在试验组或验证集的数目。 错误Er是一个测试点二和其相应的推定转矩值的真值扭矩义Mr(xi)之间的差的根均方。 差异也由真扭矩yi划分,从而该结果内的标准化范围是0,1。它可保证误差Er还在于在该范围内。因此,各转矩模型的准确率Mr使用下列公式计算:5.超参数值选择 方程(1)和(2)表明,用户必须调整 3个超参数(,C)。如果不知道他们的最佳值,所有型号的扭矩都不能很好执行。为了选择这些最佳超参数的值,通常采用10倍交叉验证(苏依肯等,2002)。10倍交叉验证表示运行的次数是10,并将训练数据集TRAINr进一步分为10份的数据点。换句话说,如果 TRAINr有200引擎的设置,每个部分 包含20引擎设置。在每次运行时,十个不相交的部分之一被随机选择用于验证的。本文选取单一的部分称为验证集,用VALIDr表示。其余九个部分组成训练集记为TRr(图6和图7)。最初,超参数的值首先被猜测。在这些猜测超参数值下,一个转矩模型受到TRr的测试,和其相应的验证错误是基于VALIDr以及式中的误差函数计算(6)。此过程重复10次,每次用TRr和VALIDr的不同组合。其结果是,利用同一组猜测超参数值10个模型产生。猜测的超参数的概括是通过在运行的次数平均的平方错误评估验证。 * 阴影部分是每次运行时验证集,而所有剩余的部分则是训练数据集 图7 .10倍交叉验证的概念 通过猜测的不同组合(,C),一个最好的组合 猜值被选择(即用最小平方验证错误)因为它们有最好的概括。使用这些超参数,每个目标转矩模型M R使用的所有训练数据TRAINr再培训。 虽然10倍交叉验证涉及10 不同的训练数据,并产生10个不同的扭矩模型,它们都不是最终的转矩模型。10个模型只是核实工作的泛化的超参数看不见的数据。每个力矩模型是使用最后生产工序的整个训练数据集TRAINr 。6.训练 如第3节中所述,超参数的组合的数量是非常巨大的。为了确定最佳组合的超参数,这是非常耗时的。为了简化我们的实验支持向量机方法演示,我们假设c =1.0这是常见的选择。因此,剩余的超参数被发现为,它表示什么是模型泛化。在这种情况下,的值是从一个范围以增量0.01在0.0至0.2变化。这意味着总共有20个值0.01,0.02,0.03,.,0.2。采用10倍交叉验证来训练集TRAINr为20次之后,值产生用于TRAINr最低验证错误成本被选择为最佳的超参数常数r*。重复此过程八次全部超参常数r*值的所有TRAINr可确定。最后,8转矩模型M r是使用基于对应的训练数据集TRAINr 支持向量机模块和所确定的超参数常数r*来进行生产的。偏差b*对于不同的转矩模型Mr也可以很容易的使用公式(3)计算。7.结果为了说明支持向量机回归的优势,测试结果与从训练获得的具有反向传播功能的多层前馈神经网络(MFN)进行比较。因为多层前馈神经网络是一个众所周知的通用估算器,从多层前馈神经网络获得的结果可以被看作是一个标准的基准。7.1 支持向量机的结果获得所有扭矩模式的发动机后,它利用式(6)和(7)逐个对自己的测试设置TESTr的精度进行评估。根据表2中所获得的精确度,预测的结果与他们的在超参数下的实际测试结果吻合良好。然而,据信,该模型的精度可通过增加训练数据的数量来提高。表2不同型号Mr和相应的超参数精度(假设C =1.0)7.2 多层前馈神经网络的结果 八神经网络NETr=NET1000,NET2000,.,NET8000对于发动机转速r基于相同的八组训练数据TRAINr =TRrVALIDr被建立。 TRr实际上是用于训练相应的网络NETr而VALIDr被用作训练的早期停止验证集,以便提供更好的网络推广。 每一个神经网络由8个输入神经元(发动机设置在一定的发动机转速r的参数),一个输出神经元(输出转矩值Tr)和50个隐含神经元,这仅仅只是猜测。通常情况下,50个隐含神经元能够提供足够的能力来接近一个高度非线性函数。隐藏神经元内部使用的激活函数为郯S型传递函数,而纯粹的线性滤波器是用于输出神经元(图8)。训练方法中采用标准反向传播的算法(即朝向梯度的负方向,梯度逐渐下降),从而多层前馈神经网络MFN的结果可以被看作是一个标准。更新的学习速率被设定为0.05。每个网络进行训练300时代。所有NETr的训练结果示于表3中。相同的测试也选择TESTr集,使得通过SVM和多层前馈神经网络构建模型所得精度合理地进行比较。使用公式每个NETr的平均精确度使用(6)和(7)进行计算,结果如表3所示。图8每个MFN架构(层图) 表3八神经网络训练误差和平均精度 7.3 讨论结果表2和表3可以看出,在相同 测试设置TESTr ,SVM在整体精度上优于 MFN约5.56。此外,超参数和训练时间的问题也进行了比较。 在SVM,3种超参数(,c)须为用户估计。他们可以使用被猜中10倍交叉验证。在MFN,学习速率和隐神经元的数目是必需的要从用户提供 。当然,这些参数也可以用 10倍交叉验证得到解决。然而,支持向量机往往可以产生更好的泛化精度相比与MFN看不见的例子,如图所示在表2和3 。另一个问题是关于所需培训时间。通过使用一个800 MHz的奔腾III的电脑 与512 MB内存的电脑,支持向量机在同一时间大约需要30分钟来训练8个属性,包括计算为10倍交叉验证训练200个数据点。总共有11个SVM训练课程(10次交叉验证,1次最后一次训练)的一个模型。换句话说,八款车型涉及88 SVM的训练,所以总的训练时间大约为3088=2640分钟或44小时。对于MFN,一个时代大约需要2分钟,每个网络需要300时代进行培训。因此,它需要大约83002=4800分钟或80小时为了八个网络。根据这个估计,支持向量机的训练时间只有约55神经网络训练的时间。 7.4 结论 支持向量机方法在不同的发动机转速下用于产生一组扭矩模型的现代汽油发动机。该模型分别在回归的基础上从汽车发动机通过测功机获得八组样本数据。开发的预测模型对于车辆微调非常有用,因为试验电子控制单元的设置可以在测功机或路试运行车辆发动机前预见是收益还是亏损。如果发动机的性能与测试电子控制单元设置可以预见到有增益,车辆发动机然后在测功机运行进行验证。如果发动机性能预计将亏损,测功机测试是不必要的,另一个引擎设置应该尝试。这样的预测模型可以大大减少一些昂贵的测功机测试,它不仅采取最佳的优化调整,也节约大量开支的燃油,备件,润滑剂等。该模型也被认为是可以让汽车工程师预测他/她的新引擎的设置是在道路测试中是收益还是亏损,其中测功机无法使用。此外,实验表明,该转矩模型的性能和准确度非常令人满意。支持向量机方法在整体精度上比传统的神经网络方法高5.56,其训练时间也比使用神经网络减少约45 。这方法可以应用到各种不同的车用发动机。 参考文献: 1 Bishop, C., 1995. 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