轿车三轴变速器系统设计【轿车中间轴式五档变速器】
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轿车三轴变速器系统设计【轿车中间轴式五档变速器】,轿车,变速器,系统,设计,中间,五档
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I摘要变速器是由传动机构和操纵机构两部分分组成的，它的功用是用来改变传动比，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，以此来适应变化的行驶条件。变速器工作的目的是在原地起步，爬坡，转弯以及加速等各种不同行驶工况下，能够使汽车获得不同的牵引力以及速度，同时能够使发动机在最有利的工况范围内进行工作。除此之外，变速器设有空档和倒档。在发动机的曲轴转动方向不改变的前提下，使汽车能够倒退行驶，还可以利用空档来中断动力的传递，可以使发动机能够起动、怠速，并且便于变速器的换档或者进行动力输出。所以变速器的结构要求等对于汽车的动力性、传动平稳性、燃料经济性、换挡操纵的轻便性以及可靠性、舒适性和效率等都有着直接且重要的影响。本设计研究了三轴五档手动变速器，其目的主要是在基于对机械原理、机械设计、等知识的熟练运用和掌握的同时，还要运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、等专业学科知识， 对三轴五档手动式变速器的整体以及各零部件进行设计， 并且还要利用 AutoCAD、 CAXA等二维软件绘制装配图和零件图，最后利用 PROE 以及 UG 等三维软件进行建模、装配等内容。首先，本文简要介绍了此次设计的研究目的和意义以及变速器的现状和发展的主要内容。其次，对三轴五档手动变速器的工作原理做了阐述，对不同的变速器的传动方案依次进行了比较，并且选择了合理的结构方案进行设计。最后，对三轴五档手动式变速器的各档齿轮、轴以及轴承做了较为详细的设计计算，并且对它们进行了受力分析、强度以及刚度的校核计算，同时还对同步器进行了选型。关键词：变速器；档数；传动比；齿轮；轴；同步器；建模IIAbstractThe transmission is composed of two parts: the transmission mechanism and the controlmechanism. Its function is to change the transmission ratio, the torque and the speed of theengine to the driving wheel, so as to adapt to the changing driving conditions. The purpose oftransmission work is to make the vehicle obtain different traction and speed under differentdriving conditions such as starting in situ climbing slope turning and accelerating and at the sametime making the engine work in the most favorable range. In addition, the transmission has a gapand reverse gear. Without changing the direction of crankshaft rotation of the engine, the car cango backwards and use the gap to interrupt the power. The transmission enables the engine to start,idle, and facilitate transmission shift or power output. Therefore, the structural requirements oftransmission have a direct and important impact on the vehicles power performance,transmission smoothness, fuel economy, shift handling portability, reliability, comfort andefficiency.The purpose of this design is to apply and master the knowledge of mechanical principle,mechanical design, mechanical design and so on, but also to use automobile construction,automobile theory, automobile design, etc. The whole and parts of the three-axis and five-filemanual transmission are designed, and the assembly drawing and part drawing are drawn byusing the 2D software, such as AutoCAD, CAXA, etc. Finally, the 3D software, such as PROEand UG, is used to model the system. Assemble, etc. First of all, this paper briefly introduces theresearch purpose and significance of the design, as well as the current situation and the maindevelopment of the transmission. Want the content. Secondly, the working principle of three-axisand five-file manual transmission is expounded, the transmission schemes of differenttransmission are compared one by one, and a reasonable structure scheme is selected to design.Finally, the design and calculation of each gear, shaft and bearing of three-axis and five-speedmanual transmission are carried out in detail, and the force analysis, strength and stiffness checkand calculation are carried out, and the synchronizer is also selected.Key words: transmission; number of gears; transmission ratio; gear; shaft; synchronizer;modeling目录1 绪论.11.1 变速器设计的目的以及意义.11.2 变速器的发展及现状.12变速器主要参数的选择及机构布置方案.42.1变速器主要参数的选择.42.1.1档数与传动比. 42.1.2中心距.62.1.3 轴向尺寸.62.2 变速器传动机构布置方案的确定.72.2.1 传动机构布置方案分析.72.2.2 倒档布置方案. 83.齿轮的设计.103.1齿轮参数. 103.1.1 齿轮模数. 103.1.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b.113.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定.133.2.1 确定一档齿数.133.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数.143.2.3 确定其他档位的齿数.153.2.4 确定倒档齿轮的齿数.173.3 齿轮变位系数的选择.194.变速器齿轮的强度计算与材料的选择.194.1 齿轮的强度计算与校核.244.1.1 齿轮弯曲强度计算.244.1.2 齿轮接触应力.275.变速器轴的强度计算与校核.305.1 确定轴的尺寸. 305.2 轴的校核.316.变速器同步器的设计.387.变速器的装配及仿真分析.457.1 变速器的装配. 457.2 变速器的仿真分析.477.3 变速器结构的有限元分析.388.结论.50致谢.51参考文献.52附录 A 译文.53附录 B 外文文献. 60辽宁工程技术大学毕业设计（论文）11 绪论1.1 变速器设计的目的以及意义伴随着经济与科学技术以及我国汽车工业不断地壮大，我国汽车行业在不断地快速的发展，汽车工业也逐渐的成为了我们国家的支柱产业。因此，我国的汽车工业方面也面临着前所未有的机遇与挑战，那么如何设计出既经济实惠，又工作可靠，性能优良的汽车就成为了当前汽车设计者急于解决的紧迫问题。为了发挥发动机的最佳性能，那就必须有一套传动效率很高高，维修保养成本又低，并且能够带来驾驶乐趣的变速装置，来协调汽车发动机的转速和汽车车轮的实际行驶速度。在面临着汽车行业急速发展带来的机遇和挑战的同时，我们也不得不承认我国与发达国家在汽车技术方面上还存在着一定程度的差距，因此我们要运用我们的知识为我国汽车行业的发展做出努力。1.2 变速器的发展及现状在汽车变速器 100 多年的历史中，经历了无数次的变革与改进，变速器的性能也在不断的提高，为汽车的行驶及操纵性能提供更多的便利，也是汽车的舒适性得以提高。从现代汽车变速器的市场状况和变速器的发展历史来看，全世界的汽车研究者以及汽车生产商家都对提高AT的性能以及研制无级变速器(CVT)表现出积极的看法， 汽车行业非常重视CVT在汽车上的应用以及实用化进程。目前汽车上应用较多的汽车变速器是手动变速器(MT)、电控液力自动变速器(ECT)、金属带(链)式无级变速器(CVT)、电控机械式自动变速器(AMT)、双离合器变速器(DCT)及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器(IVT)等数种，这几种变速器都具有各自优势。（1）手动变速器 MT自汽车发明以来，手动变速器一直得到广泛应用。手动变速器采用的是齿轮组，对应的汽车的每档的齿轮是都是固定的，因此各档的变速比也是固定不变的。在 20 世纪 60 年代，大部分的汽车变速器还仅仅只有 3 个档位，并且只有高速档才具备同步器。虽然低档速率对节约燃料有一定的好处，但是加快速度还是需要变高速档，所以人们一直在研究和提高变速器的档数，因此发展到现在，大多数的手动变速器都具有 5 档，甚至是 6 档速率。但是随着自动变速机构的出现，很多人说手动变速器必将淘汰，因为它的操纵的难度以及复杂性阻碍了汽车的高速发展。但是我认为从市场需求以及适用性方面来说，手动变速器潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析2还是会存在于市场上，毕竟手动变速器在一些车型上所体现出来的优越性是其他变速器所取代不了的。而且随着人们生活水平的提高，汽车走进了寻常百姓家，因此在考录经济适用性方面，手动变速器更受欢迎。（2）自动变速器 AT自动变速器是从上世纪 40 年代开始使用，在当时，由于电子装置还没有很好的发展起来，因此只有通过液压系统才能控制相关的操纵装置。随着汽车的不断发展，自动变速器的档位数也像手动变速器得档位一样在逐渐增加。自动变速器是利用行星齿轮机构来进行变速，自动变速器可以根据汽车自身行驶的速度以及驾驶者踩踏踏板的程度来自动的调节汽车的速度。与手动变速器和老一代产品相比较来说，二者的重量差不多，但是自动变速器传递的扭矩增大了许多。同时，它还采用了多档位与小速比差，这样就可以减少燃料的消耗，而且还增加了车辆行驶的平顺性，提高了汽车的运动性能与舒适性。（3）自动变速的手动变速器 AMT对于 AMT 的出现，起初很受欢迎，因为 AMT 的价格比 AT 和 CVT 要便宜得多。虽然对于小轿车来说，自动变速的手动变速系统不是那么完美，在换挡的时候偶尔会造成动力的中断，但是却可以让人们体验到两种驾驶方式，这也是驾驶者在驾驶过程中提高了驾驶的乐趣。在平常驾驶中可以使用手动操作，感受驾驶的乐趣，而在交通拥挤的时候，又可以切换为自动驾驶模式， 减少操纵的不便性， 这在一定程度上也很适合我们国家的交通情况。这种自动变速的手动变速器大多应用在多档位的重型卡车上，因此，自动变速的手动变速器的使用，主要是考虑到车的重量以及动力传递方面的特性要求。（4）无级变速器 CVT如今汽车的发展是非常迅速的，驾驶者对于汽车性能的要求也是越来越高，因此无级变速器便应运而生。无级变速器是利用链条传送动力的，它需要起动机离合器或者是液力变扭器。汽车实现倒车性能还需要一套额外的倒车齿轮组。由于无级变速器并不是同手动变速器和自动变速器一样使用齿轮变速，而是采用了一个滑轮以及两个钢带来实现变速，所以无级变速器的传动比可以随意的改变。无级变速器在承接自动变速器的优良性能的基础上还克服了自动变速器换挡时跳档以及油门反应比较慢等问题。（5）双离合变速器 DCT变速器发展的主要驱动力就是降低成本，因此在 AMT 之后，双离合器变速器(OCT)的出现成为了一个在 AT 和 CVT 之外的选择。双离合器变速器与一般自动变速器有很大的区别，它的特别之处就是它是从传统的手动变速器演变而来的，但它也不是自动变速器，双辽宁工程技术大学毕业设计（论文）3离合变速器既传承了手动变速器的燃油经济性与灵活性，同时还具有自动变速器的灵活性，最重要的是除此之外它还能提供不间断的动力输出，这也使它成为了目前变速器的最高技术的代表。潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析42变速器主要参数的选择及机构布置方案本次设计是围绕奇瑞 1.8L 手动豪华车型而开展的， 设计中所采用的大部分相关参数全部来源于这种车型：表 2-1 参考车型的相关参数Table 2-1 parameters of reference models2.1变速器主要参数的选择2.1.1档数与传动比在进行设计的时候，首先要通过我们所研究的汽车的使用条件以及使用要求来确定汽车变速器的档位数、传动比范围以及变速器各档位的传动比，是因为这些内容对汽车的动力性以及燃料经济性都有着重要的直接影响。因为要考虑到汽车在平坦的硬路面上正常行驶时的燃料经济性，因此变速器的最高档位大多数为直接档（即传动比为 1）或超速档（即传动比小于 1）。这时的汽车的动力性以及汽车的燃料经济性都由发动机以及驱动桥的主减速比决定的。变速器的低档（通常为一档，有时还有爬行档）的传动比以及主减速比可以决定汽车的最大爬坡度。因此在选择最低档的传动比时，就应根据汽车最大爬坡度、驱动轮和路面的附着力、汽车的最小稳定车速及主减速比和驱动轮的滚动半径等一些数据条件来综合考虑和确定。根据汽车理论中“最大传动比选择”这一内容可以知道确定传动比要考虑三方 面问题：最大爬坡度，附着率和最低稳定车速。传动系最大传动比maxi为变速器一档的传动发动机型号SQR481FC主减速器比4.782最高转速6000r/min最大功率(kW)93kw/5600最高车速（kmh）190km/h轮胎型号195/60R16最大扭矩(Nm)154Nm/4000档位数5辽宁工程技术大学毕业设计（论文）5max0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgr比1gi和主减速器传动比0i的乘积。当0i已定时，确定传动比即为确定变速器一档传动比。在汽车爬陡坡时的车速不高，因此空气阻力可以被忽略，那么汽车的最大驱动力则用于克服轮胎和路面之间的滚动阻力以及爬坡阻力。故有即（2-1）式中m-汽车质量；g-重力加速度；max-道路最大阻力系数；rr-驱动轮的滚动半径；Te max-发动机最大转矩；i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。f道路滚动阻力系数取 0.020；max汽车的最大爬坡度。轿车的最大爬坡度一般都是大于 30%，根据查阅资料以及参照相似车型的最大爬坡度，本文将最大爬坡度定为为36.0，即max19.80因此由最大爬坡度要求的变速器的一档传动比是TTG0emaxrmaxmax1girsinfcosi）（2-2）根据车轮与路面的附着条件有ztgtqFriiTr01（2-3）式中 FZ-地面作用在车轮上的法向反力，即汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷，FZ=G2=m0g； -路面的附着系数，已知在干燥路面上的值为 0.70.8，计算时取=0.8。根据公式（1-2）与（1-3）可知：1.92ig15.74，则取 ig1=3.83增加变速器的档数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般采用 45 档，因此本次设计FtfiFF潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析6max1mingngiqi中选用五档变速器。变速器的最高档有时为直接档，有时为超速档。此次设计采用的是超速档，超速档的的传动比一般为 0.70.8。据0graiinr377. 0u 可知，amax0g5ra5uiinr377. 0u，其中 n 为最大功率时的转速，故可以计算出 ig5=0.75在变速器最高档以及最低档的传动比确定以后，中间几档的传动比在理论上是按下述的公式确定：（2-4）式子中的 n 为档位数，则计算可得 q=1.50，故可计算各档传动比为i2=ig1q=3.831.50=2.55i3=i1q2=3.831.52=1.70i4=i1q3=3.831.53=1.13（修正为 1）2.1.2中心距对于三轴式的变速器而言，它的中心距是指第一和第二轴中心线与中间轴的中心线之间的距离。中心距是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触强度有影响。对于三轴式变速器的中心距 A（mm）可以根据对已有变速器的统计从而得出的经验公式初步计算：g31emaxiTKAA（2-5）式中 KA-中心距系数。对于轿车，KA=8.99.3；对于货车，KA=8.69.6；对于多档主变速器，KA=9.511；本文取 KA=9.1g-变速器的传动效率，取g=0.96TI max-变速器处于一档时的输出扭矩为：TI max=Te maxi1g=566.23Nm所以计算可得出初始中心距 A=75.28mm。2.1.3 轴向尺寸关于三轴五档变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮的直径以及倒档中间齿轮与换档机构的布置从而初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换挡机构形式以及齿轮形式等。轿车五档变速器壳的轴向尺寸可以用 3.03.4A 确定。当变速器选用的常啮合齿轮对数以及同步器多时，中心距系数 KA就应取给出的系数的上限。有时为了检测方便，辽宁工程技术大学毕业设计（论文）7A通常取整。本文所采用设计是 5+1 手动挡变速器， 可计算出其壳体的轴向尺寸是 3.4A=255.97mm，变速器壳体的具体的最终的轴向尺寸应该由变速器总设计图的结构尺寸链确定。2.2 变速器传动机构布置方案的确定2.2.1 传动机构布置方案分析三轴五档变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上和发动机后置后驱的客车上，三轴五档变速器的第一轴的前端经过轴承支撑在发动机飞轮上，第一轴的花键还用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。图 2-1 展示了四种五档变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是：变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数变速器的传动方案的第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔内，并且保证两轴轴线在同一直线上。在除直接档以外的其他档位在工作时，三轴五档变速器的传动效率略有降低，这也是这种传动方案的缺点。在档数相同的条件下，各中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、轴的支承方式、换挡方式和倒挡传动方案以档位的布置顺序上有一些差别。图 2-1 中间轴式五档变速器传动方案Fig. 2-1 Transmission scheme of intermediate shaft five speed transmission图 2-1a 所示方案中，除了一档以及倒挡使用直齿滑动齿轮来换档之外，其余各档均为潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析8常啮合齿轮传动。图 2-1b、c、d 所示的三轴五档变速器传动方案的各个前进档都是采用常啮合齿轮传动。 图 2-1d 所展示的变速器的传动方案中的倒档以及超速档都安装在变速器后面的副箱箱体内，这样的布置方式除了可以提高轴的刚度、减少齿轮的磨损以及可以降低工作噪声以外，同时还可以在不需要超速档的前提下，非常容易的就形成一个仅有四个超速档的中间轴式变速器。图 2-1a 方案中的第一档、倒挡以及图 2-1d 传动方案中的倒挡采用的是直齿滑动齿轮来换档，其余的各个档位采用的都是常啮合齿轮换档。发动机是前置后驱的轿车一般采用中间轴式变速器，如图 2-1a、b 所示，为了缩短传动轴的长度，把第二轴加长并放到附加壳体内。如 2-1a 所示，如果在附加的壳体内来布置倒档的传动齿轮以及换档机构，除了能够缩短传动轴长度以外，还能够提高中间轴以及输出轴的刚度，并且能够减小变速器主体部分的外形尺寸。2.2.2 倒档布置方案与前进档相比较，倒档的使用率并不高，并且都是在停车的状态下进行倒档操作，因此大多数的倒档布置方案都采用的是直齿滑动齿轮的方式。为了实现倒档传动，有些传动方案利用了在中间轴与第二轴上的齿轮传动路线中再加入一个中间传动齿轮的方案，如图2-1a、b 中的那样。图 2-2倒档布置方案Fig. 2-2 reverse gear layout图 2-2 为常见的几种倒档的布置方案。 图 2-2a 所示的倒档传动方案为最常用的倒档传动方案，在前进档的传动路线中加入一个传动，这样使得结构更加简单，但是这样的布置辽宁工程技术大学毕业设计（论文）9方案也使齿轮在工作时处于一个正负交替的对称弯曲应力的状态下，因此这种倒档布置方案通常用于同步器式四档变速器上。图 2-1b 所示的布置方案利用了位于中间轴上的一档齿轮来进行换档，因此可以实现中间轴的长度缩短。但是此方案的缺点是在换档时需要两对齿轮同时进入啮合状态，这也就使得换档变的更加困难。图 2-2c 所示的倒档布置方案虽然能够获得较大的传动比，但是换档的程序却不太合理。图 2-2d 的传动方案是在 2-2c的基础上改善了 2-2c 的缺点所得的传动方案，经常用于轻型货车上的变速器。图 2-2e 所示传动方案将将中间轴上的第一档以及倒档齿轮做成一体的形式，又或者是将它们的齿宽进行加长。图 2-2f 的传动方案是适合齿轮副都全部是常啮合齿轮的变速器，这样使得换挡更加轻便。图 2-2g 所示的倒档传动方案中缩短了变速器的轴向长度，这样使变速器空间得到充分的利用，缺点是位于变速器的上盖中的操纵机构会变得复杂一些。为了防止意外的挂入倒档，一般都会在进行挂倒档操作时设置一个在挂倒档时需要克服的一个弹簧所产生的力。同时，因为变速器的第一档或者倒档的传动比比较大，因此在工作时作用在齿轮上的力也很大，这样就会导致变速器的轴产生非常大的转角或者挠度，使齿轮啮合的状态恶化，从而导致齿轮磨损加剧以及工作时的噪声会增加。因此为了改善上述的不良状况，变速器的一档以及倒档都应该在靠近轴的支承处去布置，然后再按照从低到高的顺序去布置各档的齿轮，这样做能够使轴的刚性足够大并且容易装配。综合以上两点考虑，本次设计采用图 2-2b 所示的倒档传动布置方案。潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析103.齿轮的设计3.1 变速器齿轮的设计准则由于汽车变速器各档位的齿轮的的工作状态都是不一样的， 所以根据转速、齿轮受力情况以及噪音等要求，可以将变速器齿轮分为高档工作区以及低档工作区，因此两个工作区的齿轮的参数选择都有不同的原则。第一、二以及倒档齿轮称为低档工作区，低档工作区的齿轮的工作特点是工作时间比较短，行车利用率较低，并且低档工作区的齿轮在工作时的转速较低，因此由于转速而引起的噪音也比较小，所以在设计低档工作区的齿轮时首要考虑的就是如何提高齿轮的强度，降低噪声是次要的。将第三、四、五档齿轮称为高档工作区，高档工作区的齿轮的工作特点为它们是汽车的经济性档位，行车利用率也比较高。高档工作区的齿轮在工作时的转速都比较高，因此工作时因转速而产生的噪音也比较大，但是高档工作区的齿轮工作时受力却很小，即使轮齿的强度减小，齿轮的寿命也在适用的范围内。故在设计高档工作区的齿轮时，首要保证的便是使其传动平稳以及降低其工作时的噪声，而齿轮强度是次要的。综上所述，低档工作区的齿轮为了增大齿轮的弯曲强度，满足低档工作区齿轮低速大扭矩的强度要求，通常选用较大的模数、压力角、变位系数以及较小的螺旋角。在高档工作区的齿轮，为了满足变速器的设计要求，达到降低噪音、传动平稳的最佳效果，通常选用较小的模数、压力角、变位系数以及较大的螺旋角。3.2齿轮参数3.2.1 齿轮模数齿轮模数是齿轮设计中一个非常重要的参数，由上述内容可知齿轮的模数越大，齿厚就越大且齿轮的弯曲强度随之也越大，这使齿轮的承载能力变的越大。相反的，模数越小齿厚就会越小，随之齿轮的弯曲强度就会变小。对于高速挡齿轮来说，齿轮在工作时的转速高、扭矩小，因此齿轮承受的弯曲应力也比较小，通常在保证齿轮足够的弯曲应力的条件下选择较小的模数，这样就可以使齿轮的齿数增大从而得到较大的重合度，达到降低噪音的目的。而对于低速挡的齿轮来说，在工作时的转辽宁工程技术大学毕业设计（论文）11速低、扭矩大，因此齿轮承受的弯曲应力也比较大，故需要选择较大的模数来保证齿轮的强度要求。表 3-1 汽车变速器齿轮的法向模数 mnTable 3-1 normal Modulus of Automobile Transmission Gear mn关于变速器齿轮的模数其选取范围是：轿车及轻中型货车取 23.5；重型货车选取3.55.由于本次论文所需数据都是以东风日产 2018 款 1.6XL手动豪华版轩逸汽车为参照，故发动机排量为 1.6，经查表 3-1 可知，变速器齿轮的法向模数的取值范围是2.252.75。表 3-2汽车变速器常用的齿轮模数（摘自 GB/T1357-1987）(mm）Table 3-2 Gear Modulus commonly used in Automotive Transmission (from GBR / T1357-1987)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50考虑到齿轮的强度问题，本设计中变速器的一档及倒档齿轮采用直齿齿轮，而第二档至第五档齿轮采用斜齿齿轮。故根据表 3-2 可选一档及倒档齿轮的模数为2.75mm，而其余各档的法向模数可取 mn=2.5mm。3.2.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3-3 选取。表 3-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角Table 3-3 Tooth form, pressure angle and spiral angle of automobile transmission gear项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车GB1356-78 规定的标准齿形202030重型车同上低档、倒档齿轮 22.5，25小螺旋角车型乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量am/t1.0V1.61.6V2.56.0am14am14.0模数nm/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析12汽车变速器齿轮大多采用渐开线齿廓。为了改善齿轮的啮合状态、降低噪声以及提高齿轮的强度，现代轿车变速器的齿轮大多采用高齿并修形的齿形。对于同一分度圆的齿轮而言，若分度圆的压力角不同，则基圆也就不同。当齿轮的压力角较小时，基圆直径就会变大，齿形渐开线就会变的平直一些，齿根也会变薄，从而会使齿轮的弯曲强度以及接触强度下降。但是，随着压力角的减小，齿轮的重合度也会变大，齿轮的刚度也会减小，并且可以减小进入以及退出啮合时齿轮的动载荷，进而降低齿轮工作时的噪声。许多实验证明：对于直齿轮，压力角为 28时强度最高；对于斜齿轮，压力角为 25时强度最高。因此在理论上，对于乘用车而言应选取小一些的压力角以达到加大重合度，减小噪音的目的。然而实际上，国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮的压力角普遍选取 20。啮合套以及同步器的接合齿压力角有多种选择，但大多数采用 30压力角。斜齿轮与直齿轮相比，具有噪声小、传动平稳、冲击小、重合度大等优点，因此在变速器中得到了广泛的应用。斜齿轮的螺旋角应选取适宜，太小了，发挥不出斜齿轮的优越性；太大了则会使轴向力过大。当齿宽一定时，斜齿轮的重合度随螺旋角的增加而增加，从而齿轮的承载能力也就越强，平稳性也随之变好，因此在保证传递效率的前提下，螺旋角越大越好。通常乘用车中间轴式变速器的螺旋角取值范围是 2234，故取斜齿轮螺旋角为 25。在选择齿宽的时候，应注意齿宽对变速器质量、轴向尺寸、齿轮工作时的受力均匀程度、齿轮工作平稳性以及齿轮强度等都有一定程度的影响。b 加大，齿的承载能力增高，但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.58.0)m斜齿b=(6.08.5)mn第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。已知：mn=2.5mmm=2.75mm故可得：第一轴常啮合齿轮副齿宽取 20mm，第二、三、五档齿轮的齿宽可取20mm，一档及倒档齿轮的齿宽可取 19.25mm。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）1310912ZZZZigImAZ23.3 各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了变速器中心距、齿轮的模数及螺旋角、变速器的档位数以及各档传动比后，就可以根据预先确定的变速器档数、 结构方案以及传动比来分配变速器各档齿轮的齿数。 下面结合本设计的中间轴式五档变速器来说明一下分配各档位齿数的方法。图 1-1 五档变速器示意图Fig. 1-1 schematic diagram of five-speed transmission3.2.1 确定一档齿数已知一档齿轮为直齿轮且一档传动比为 ig1=3.83（3-1）常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，如式（3-1）所示，若 Z9和 Z10的齿数确定了，则常啮合齿轮 Z1和 Z2的传动比即可求出。那么为了确定 Z9和 Z10的齿数，先求其齿数和Z，由于一档齿轮为直齿轮，故采用下述公式计算齿数和:潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析14910112ZZiZZ57. 112ZZ（3-2）其中A=75.28mm、m =2.75；故有75.54Z。选择齿轮的齿数时，应取齿数和 Z为整数，且应注意最好避免使相互配合的齿轮的齿数和为偶数， 以减少大小齿轮的齿数之间会出现公约数的可能， 不然则会引起由齿面不均匀导致的磨损。因此齿数和为 Z=55，齿数和取整之后，将齿数和分配给 Z9和 Z10。为了使 Z9和 Z10的比值尽可能大一些，所以我们应将 Z10尽量取的小一些，这样就会使在一档传动比已经确定的情况下使 Z2/Z1的传动比小一些。当轿车三轴式的变速器9 . 35 . 31i时，则范围内选择可在171510Z，此处取10Z=16，则可得出9Z=39。上面根据初选的 A 及 m 计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-2）看出中心距有了变化，这时应从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里Z修正为55，则根据式（3-2）反推出 A=75.625mm。计算一挡齿轮的参数：分度圆直径d9=mZ9=107.25mmd10=mZ10=44mm齿顶高 mhaa9h=2.75mm mhaa10h=2.75mm齿根高mchfa9h=3.4375mmmchfa10h=3.4375mm齿顶圆直径99a92ahdd=112.75mm01a10102hdda=49.5mm齿根圆直径9992ffhdd=100.375mm1010102ffhdd=37.125mm3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-1）求出常啮合齿轮的传动比（3-3）辽宁工程技术大学毕业设计（论文）15cos2)(21ZZmAnnmAZZcos221由已经得出的数据可确定而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等（3-4）由此可得：(3-5)而根据已求得的数据可计算出：8316.5421 ZZ，取 Z1+Z2=55与联立可得：Z1=21、Z2=34。修正齿数：9464. 3.i109121gZZZZ则 i%=（|3.83-3.9464|/3.9464）100%=0.03%0 且防止同步器失去锁止作用，我们应该要使2 1，通常取1=0.5mm 左右。而图中的3则是齿轮接合齿端面与锁环端面之间留有的间隙，我们也将它称为后备行程，3存在的原因是锁环的锥面会因为摩擦的原因而受到磨损，因此为了不影响同步器的使用寿命，我们一般取3=1.22.0mm，本设计中取3=1.6mm。图 6-4 滑块端隙Fig. 6-4 slider end gap6.3 同步器零件的建模已知锁环式同步器主要由锁环、花键毂以及啮合套组成，花键毂与锁环的建模方式与齿轮的建模方式基本相似， 因此不再赘述。 下文主要是以啮合套为例简单描述其建模过程，主要介绍内花键以及锁止角的创建。（1）首先要对啮合套的基本参数以及相关计算公式进行编辑，使啮合套的基本尺寸产生约束如图 6-5 所示，进行参数化设计的另外一个重要原因是本文设计的中间轴式五档变速器中有三个同步器进行工作且三个同步器的类型与组成相同，因此为减少工作量而采用参数化设计。（2）尺寸约束完成以后正式进行建模，单击“草绘”按钮选择 FRONT 平面作为草绘平面进入草绘模式，首先绘制啮合套的最外轮廓线，然后绘制内花键的相关草绘图，得到如图 6-6 所示的草绘图，完成后单击确定退出草绘界面。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）41图 6-5 啮合套尺寸约束Fig. 6-5 meshing sleeve size constraints图 6-6 啮合套草绘图Figure 6 - 6 Meshing Set Drawing（3）草绘完成以后进行齿廓渐开线创建，同齿轮渐开线创建相同，单击“曲线”进入曲线编辑界面，选择从方程建立曲线并将系统自带的坐标系作为绘制曲线所需的笛卡尔坐标系，进入记事本，在记事本中编写如图 6-7 所示的齿轮渐开线的方程，编写完成后保潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析42存并退出记事本，点击确定则有渐开线生成。以渐开线与分度圆为参照建立基准点 PNT0；以 TOP 以及 RIGHT 平面作为参照建立基准轴 A-1；以基准轴与基准点为参照建立基准平面 DTM1； 以基准平面与基准轴作为参照建立基准平面 DTM2,且与 DTM1 偏移 （90/Z） 。将基准全部建立以后，将渐开线以基准平面为对称面进行镜像得到两条渐开线。图 6-7 渐开线方程Fig. 6-7 Involute equation（4）上述步骤完成以后，将草绘图进行拉伸得到如图 6-8 所示的实体。由于啮合套的内花键齿为直齿，所以不需要绘制斜线投影，可以直接拉伸剪切完成轮齿的创建，将完成的一个轮齿进行阵列， 将阵列面板上滑选择圆周阵列， 以基准轴 A-1 为旋转阵列的中心轴，根据实际尺寸进行编辑得到完整的内花键。图 6-8基础拉伸实体Figure 6-8 basic stretching entity辽宁工程技术大学毕业设计（论文）43（5）到此为止我们得到了一个基础的啮合套实体模型，接下来要对这个啮合套模型进行拉伸旋转修整。单击“旋转”按钮，选择草图参照按钮进行基准的创建，然后以 TOP 平面为草绘平面根据基准来进行绘制、修整，绘制结束以后单击确定完成草绘，选择基准轴A-1 作为旋转轴进行旋转得到如 6（6-9）图所示的草绘图。图 6-9旋转草绘图Fig. 6-9 rotational grass drawing（6）新建点、线、面，连接相应的各点使其组成一条链并对该链进行投影，投影平面为新创建的经过 PNT1、PNT3、PNT4 的平面，方向为 RIGHT 平面，投影完成后的结果如图（6-10）所示。图 6-10投影链的创建Figure 6-10 the creation of a projection chain潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析44投影链的创建完成之后，将两个平面进行混合，如图（6-11）所示图（6-11）混合两截面Figure 6-11mixed two cross section将两个平面进行混合以后，将混合以后的平面以基准平面为对称平面进行镜像，并将通过镜像得到的两个平面合并为一组，混合效果与镜像效果如图（6-12）所示。图 6-12 镜像混合特征Fig. 6-12 mixed image features至此，锁止角的造型也创建完毕了，最后进行倒圆角、倒角等修整造型，得到最终的啮合套模型。图 6-13 啮合套模型Fig. 6-13 meshing sleeve model辽宁工程技术大学毕业设计（论文）457.变速器的装配及仿真分析7.1 变速器的装配Proe 软件通过装配模块将零部件组合成产品，在装配中建立零部件之间的链接关系。通过配对条件在零部件之间建立约束关系来确定零部件在产品中的空间关系。零件的几何体被装配引用，无论如何编辑零件，整个装配部件都保持着关联性，即当零件被修改后，引用它的装配部件会自动更新。在装配过程中，可以采用自底向上(Bottom-Up Assembly)、自顶向下(Top-Down Assembly)或者混合装配的装配法。（1）单击“装配”命令，进入装配模块。（2）单击“组件”命令，添加已经创建完毕的变速器相关零件到当前装配模块中，并将第一个添加的零件设置为缺省模式，作为固定零件。图 7-1 输入轴的装配Figure 7-1 Assembly of input shaft（3）以缺省零件作为固定零件，单击“装配约束命令”，使用销钉、滑动杆、圆柱、平面等约束方式分别对添加零件进行对齐、配对、插入等装配。潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析46图 7-2 输出轴装配Figure 7-2Assembly of output shaft图 7-3中间轴装配Figure 7-3 Assembly of intermediate shaft图 7-4倒挡轴装配Fig. 7-4 reverse gear assembly辽宁工程技术大学毕业设计（论文）47（4）将变速器的输入轴、输出轴、中间轴以及倒挡轴装配完成以后，利用各轴中心线进行距离约束，使各轴装配在一起得到变速器总装图。图 7-5变速器总装图Fig. 7-5 gearbox assembly diagram7.2 变速器的仿真分析创建运动分析方案，可以认为机构是一组连接在一起运动的连杆(Links)的集合。创建运动分析方案过程如下：首先要创建连杆，连杆创建完成之后进行创建运动副，最后定义运动驱动。在运动分析方案中有两种形式机构运动：一是关节运动，关节运动是基于位移的一种运动形式， 机构以指定的步长(旋转角度或直线距离)和步数运动。 二是运动仿真，运动仿真是基于时间的一种运动形式，机构在指定的时间段中运动，同时指定该时间段中的运动步数进行运动分析。首先将变速器上的一档主动齿轮和一档从动齿轮“定义齿轮副连接”，同样的将变速器的每个档位的各对齿轮副都用“齿轮副连接”定义，并且每个定义都是根据相应齿轮的节圆直径来确定相互啮合齿轮的角速度之比。潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析48图 7-6齿轮副之齿轮 1 定义Fig. 7-6 definition of gear 1 for gear pair图 7-7齿轮副之齿轮 2 定义Fig. 7-7 definition of gear for gear pair在对齿轮副的各个齿轮进行定义之后便可以加装伺服电动机，伺服电动机可以使齿轮与轴进行旋转运动，还可以使同步器进行直线运动，如此便可以实现变速器的运动仿真。运动仿真结束以后，点击机构分析可以定义每个伺服电动机的运行时间，最后点击运动就可以使变速器进行运动。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）497.3 变速器结构有限元分析结构分析就是对装配模型进行受力分析，在变速器模型上添加约束、加载力矩、根据模型受应变力的情况对模型进行相应的修改。主要是对一档和倒档进行结构分析，以一档工作时(中间轴)为例。对轴先进行网格化划分，然后添加约束和载荷看应变情况。（1）对模型进行简化并进行网格化，网格划分结果（2）对建立的模型添加约束条件，通过分析其受力情况确定其没有被限制的自由度是轴中心线的旋转自由度(3)对模型给定一个力矩，直接点击求解即可。图 7-8位移节点分析结果Figure 7-8 results of analysis of displacement nodes潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析508.结论本次设计是东风日产 2018 款 1.6XL 手动豪华版轩逸汽车的变速器部分。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。对于本次设计的变速箱来说，其特点是：使用直接档，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出。此时变速器的传动效率高，可达 90%以上。变速器在一档和倒档工作时有较大的力，变速器的低档与倒档都应当布置在在靠近轴的支承处以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多。五档变速器可提高发动机的功率利用率、汽车的燃油经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。降低噪声水平对轿车很重要，所以在选择齿轮模数时应该小些。变速器设计计算中，齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合。在对轮齿强度计算中，轮齿弯曲强度和轮齿接触应力都符合了要求。对轴的强度计算也都基本达到了要求。在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）51致谢本设计在朱占平老师的悉心指导与严格要求下已经圆满完成，从一开始的课题选择到方案论证，再到具体设计和调整，无不凝聚着老师的心血与汗水，如同我在大学四年期间所感受到的老师的精心指导与无私的关怀一样，在即将毕业之际，老师仍然不遗余力的教导我、帮助我，在此向老师表示深深的敬意与感谢。同时，本设计也凝聚了车辆工程专业所有老师的辛勤汗水。是他们无私的帮助与支持才能使我的毕业论文工作得以顺利的进展与完成，在此也向所有车辆专业的老师表示由衷的感谢。潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析52参考文献1 王望予.汽车设计 M. 第 4 版.北京：机械工业出版社，2004.82孙志礼、 冷兴聚.机械设计基础 M. 第三版. 北京：高等教育出版社，2001.63臧艳红、 管殿柱.UG NX 8.0 三维机械设计 M. 北京：机械工业出版社,2013.124史文库、姚为民.汽车构造（下册）M. 第六版. ：人民交通出版社，2013.65余志生.汽车理论 M. 第五版. 北京：机械工业出版社，2009.36程乃士.减速器和变速器设计与选用手册 M. 北京：机械工业出版社，2006.107奇瑞东方之子 1.8L 车型介绍手册(N6A 10XA3A PSA),2009.58LIUHAITAO.Automaticmanualtransmissionshiftcontrolstrategybasedonshiftdisplacement followingcompensation. J. Vehicle Structures & Systems, 7(3),11561166,20169 阮忠唐.机械式变速器设计与选用指南 M. 北京：机械工业出版社,199910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，200111孙恒,陈作模,葛文杰. 机械原理 M. 北京：高等教育出版社，2006辽宁工程技术大学毕业设计（论文）53附录 A:在目前的环境和政治框架下，废气排放是制定任何动力总成控制战略的基本考虑因素。尽管如此，相对来说很少发表关于优化废气排放的工作。此外，燃油经济性不能被忽视，因为它仍将是衡量车辆效率的一个关键措施。伸耳报告称，经济线概念包括对废气排放的评价。经济路线法的主要缺陷是未能优化类似 t 的排放性能。理想操作线(IOL)入路。当对单个结果进行优化时，例如最小的油耗，就会产生真正的最优线路。如果每次投票都重复此过程说一句不同的话，每一种情况都是由于它们的形成机制不同而产生的。因此，不可能达到全球最佳线。为了解决这一难题，受管制的废气排放是 com。与燃油经济性在一个加权和，这是最小化的整个发动机的操作功率范围1-3。随着探索改善车辆性能、经济和排放的范围，车辆动力系统变得越来越复杂。经营英语可能会带来相当大的好处。INE 和传动一体化，使用单个控制器来解释驾驶员的愿望，并相应地指示发动机和传动控制器。对于这种成功至关重要系统是主要部件的基本规格，是动力总成控制策略的设计。无级变速传动(Cvt)可以提供更好的车辆传动性能。调整燃料消耗和驾驶性能4-5。迪肯等6实现了人工智能和更传统和直观的方法，以集成的柴油 CVT 动力系统和比较。现有控制器和等效手动变速器(MT)动力系统。底盘测功机的结果表明，新设计的控制器策略对汽车尾气有显著的影响。排放，而该软件的结构允许控制器的行动是高度可调和灵活的，以平衡车辆的驾驶要求与经济和排放目标。整体式传动系统控制的基本概念之一是理想工作点(IOP)，它被定义为发动机的速度和负荷。每个控制器使用不同的 IOL 进行三次测试，以获得最佳的制动比燃油经济性(B 证监会)、最小氮氧化物(NOx)和最低碳氢化合物(HC)的混合线7。Carbone 等人 8 利用无级比 CVT 自动换挡，不需要摩擦离合器。带有无级变速器(IVT)的中型客车的性能被研究过。采用假设的仿真模型，对汽车油耗进行了评价，并考虑了 IVT 比转速的取值，使比油耗降至最低。我将 VT 的性能与传统的 VT 进行了比较。在 340 辆轻型车辆上收集了二次接一秒的发动机排放和尾管排放数据，并在“现有”条件下进行了测试。观测到 CO2、CO、HC 和NOx 排放的变异性。各种驾驶模式。总结了利用引导验证方法进行初始统计分析和模型验证的方法。引导方法在模型 d 中被证明是一个很有价值的工具。本文在测量的基础上，研究了不同行驶周期对汽油中型轿车汽车排放和油耗率的影响。通过在标准底盘测功机上驾驶它。试验是在欧洲标准驾驶周期(ecc-15)的城市部分进行的，该车辆配备了综合汽油发动机。与 MT，自动变速器(AT)和 CVT 动力系统。摘要根据潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析54已有的计算公式，给出了废气排放指数(EI)和 FCR 的估算方法及其效果。S 是通过测试验证的。采用中型轿车三菱兰瑟进行了试验研究.其最大功率为 122 马力在 4800 转/分，最大扭矩 167 纳米在 3600 转/分。原始配置车辆有 MT 动力系统。MT 由 AT 或 CVT 替代，并配以必要的固定附件。试验是在标准驾驶周期内进行的，在底盘测功机上执行。第四 e 变速箱的规格列于表 1。这辆车在新欧洲驾驶周期(NEDC)上进行了测试。这个循环是在城市周期之后立即进行的，包括 f 半稳态驾驶，加速，减速和一些空转。NEDC 由 ECE 15 和 EUDC 组成，按顺序对应于城市和公路的行驶条件。ECE 15 模拟 AveRAGE 速度为 18.9km/h，最高速度为 60 km/h。整个周期包括 4 个重复 780 秒的低速城市自行车，以获得足够的驾驶距离，如图 1 所示。图 1：欧洲驾驶周期欧洲经委会-15Fig. 1: European driving cycle ECE-15萨克森 TL-80 型底盘测功机模拟车辆车轮上施加的阻力功率。它由一个通过变速箱连接的测功机组成，驱动线路直接 c。连接到一组滚轮上，把车辆放在上面。可以调整滚子以模拟所需的驱动电阻15。因为试验是在底盘测功机上进行的对于车辆的单轴，它能够模拟车辆的道路荷载功率需求作为车速和惯性的函数。 在使用驱动循环时， 负载是相对的。由气动系统来驱动，该气动系统控制带有侧躺涡流制动器的轴负载到辊上，该辊在磨损测量系统上用作功率调查的信息资源。AH 根据不同的控制参数，包括车轮转速，设置控制装置对水流进行监测和改变。该试辽宁工程技术大学毕业设计（论文）55验台配有自动过载保护装置。轮胎没有损坏。实验中使用了便携式红外气体分析仪。采用带有气体取样探头的 Homans 气体分析仪，从消声器中采集废气。气体是然后过滤和干燥，然后进入分析器。磁感应拾取换能器以公里/小时为单位测量车速。图 2 显示了实验室底盘动力的原理图。和仪器系统。为了进行排放试验，收集了稀释后的排气混合物和稀释空气的连续比例样品。气体分析仪是用来测量稀释后的废气 CO，O2，HC 和 CO2 的浓度。图 2试验装置和仪表系统示意图Fig.2: Schematic of test setup and instrumentation system对 MT、AT 和 CVT 动力系统进行了 100 km/h 的车辆试验，分别给出了实测道路功率(P)和道路扭矩(M)的响应。的功率和扭矩值增加的时间(加速模式)高达 32 秒，值 259 纳米和21 千瓦为 MT，对应值为 40 s，AT 值为 130 nm，12 kW；AT 值为 40.5 s，值为 150 Nm 。40.5 千瓦用于无级变速器。减速模式描述了性能值的下降，MT 为 75s，AT 为 54s，CVT 为52.5s。路面扭矩对 MT 有一定的波动。图 3 至 5 展示的是测量时间(T)和距离(S)，从这两个测量中分别计算加速度(A)对所考虑的传输。对于 MT，大约 18.34 秒，r 可以获得 145米的距离。瞬时速度为 105 km/h，加速度为 5.73m/s2，在 22.5 s 内可获得 360 m，瞬时速度为 4.49m/s2。对于 CVT，在 19.17 s 内可获得 100 m 的距离，瞬时速度为 101 km/h时，加速度为 5.27m/s2。潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析56图 3车辆行驶速度和距离Fig. 3: Vehicle speed and distance for MT图 4AT 的车速和距离Fig. 4: Vehicle speed and distance forAT辽宁工程技术大学毕业设计（论文）57图 5无级变速器的车速和距离Fig. 5: Vehicle speed and distance for CVT电子控制和系统集成等关键技术近年来取得了重大进展，并为自动机械传动基础(AMT)。形成了扎实的技术。AMT 是来自传统的手动变速器，结构紧凑，响应速度快且高机械效率。但质量差是制约其应用的主要因素。目前关于改进 AMT 变换质量的研究主要集中在选择不同形式的移位驱动装置，优化同步器的结构，制定更好的位移控制策略等。目前，自动机械传动的位移驱动装置可分为电子气动移位、电子液压移位、全电位移和直接驱动转换等，而这些形式的移位驱动装置已经实现了一些应用。同步器的性能是影响换挡质量的因素之一，同步器的结构优化是提高自动机械传动换挡质量的有效途径。研究小组研究了伺服同步器，其功能是自我激励，提高了系统的鲁棒性。初步实验表明，该方法能够降低控制系统的设计难度。以此为参考发明了防止移位二次冲击的同步器结构，在同步器套筒上有调整齿轮，防止同步器套筒内样条和目标齿轮的关节环齿轮之间的二次冲击。为了获得更好的转移控制策略，国内外研究机构完成了许多研究。另一方面，对变速箱、发动机和离合器协调控制的质量控制策略进行了调整和提出。并在参考文献中完成了基于模糊算法的系列齿轮过程控制器。应指出，该研究促进了 AMT 转移质量的提高，但仍有一定的改进空间。为了提高位移控制的精度，减少自动机械传动的位移冲击，因此提出了基于位移位移补偿的 AMT 位移控制策略。研究对象为国产 5 档手动变速箱，建立了基于 ABAQUS 的有限元分析模型，确定了平移驱动力与位移叉的变形之间的关系，并在制定潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析58了相应的位移控制策略后，在系统原型上完成了相关研究。速度差信号是确定同步相位是否结束的条件之一，它可以防止位移驱动力的误差输出，但在试验研究中发现，移位装置的驱动力需要一定的响应时间。这将导致一个大输出功率损失的速度控制系统在等待的过程中速度差信号为零和扩展电源中断时,由于传动轴的扭转振动,保证速度差信号的准确性是很困难的。为了更好地解决移叉变形对位移控制精度的影响，提出了一种基于位移位移的移位控制策略。试验所用的试验台如图 1 所示，利用惯性模拟装置模拟不同车辆模型的同步部分的转动惯量，采用变频电机模拟不同位移条件下的输入和输出轴速度差。图 6 试验台Figure 6Test bed惯性值和输出轴,输入轴速度区别在同步设置在于测试之前,驱动变频电机的输入轴通过控制器,当速度传感器的反馈信号达到预定值时,关闭变频电机直接驱动设备开放。没有轴向位移改变执行机构的同步阶段,输入电流的闭环控制策略转变驱动装置,和控制致动器的输出力的波动,所以同步力法是获得满足的转变的需求冲击和同步器的生活。改变执行机构的轴向位移,控制策略在闭环 PID 控制算法的基础上,加快转变行政机制的最大加速度性能,缓冲和速度,当它达到最大速度,位移传感器的控制器接收反馈信号,并在两端的电压值的变化驱动装置是通过操作,实现实时控制的过程中转变。由于位移叉的变形， 控制器接收到的位移传感器反馈信号不反映实际位移(同步器套位移)，而非同步相位移控制中闭环 PID 控制策略的精度降低。因此，在位移叉分析的基础上，提出了基于位移位移的位移控制策略，如图 2 所示。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）59图 7 位移控制策略Fig.7 displacement control strategy实时位移信号接收的控制器是由变速叉变形补偿的,反映了实际的位移,然后转变驱动装置的控制精度提高,实现一个精确的和转移过程的实时控制和所有的传感器信号传输到主机通过 can 总线计算机分析处理潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析60附录 B：In the current environmental and political framework, exhaust emissions are fundamentalconsiderations in the development of any powertrain control strategy. Despite this there has beencomparatively little published work concerning the optimization of exhaust emissions.Additionally, fuel economy must not be neglected as it will remain as a crucial measure ofvehicle efficiency. Extending the earlier work reported, the economy line concept includes anevaluation of exhaust emissions. The major flaw of the economy line approach is the failure tooptimize exhaust emissions performance similar to ideal operating line (IOL) approach. Whenoptimizing for a single outcome, such as minimum fuel consumption, a true optimum line issimply generated. If this process is repeated for each of the pollutants a different line will begenerated in each case owing to their differing formation mechanisms. Thus, it is not possible toarrive at a globally optimum line. To resolve this difficulty the regulated exhaust emissions arecombined with fuel economy in a weighted sum, which is minimized across the operating powerrange of the engine 1-3.Vehicle powertrains are becoming increasingly complex as the scope offered to improvevehicle performance, economy and emissions is explored. Considerable benefit may be derivedfrom operating the engine and transmission in an integrated manner, using a single controller tointerpret the drivers wish and accordingly instruct the engine and transmission controllers.Crucial to the success of such system are the basic specification of major components and thedesign of overall powertrain control strategy. Continuously variable transmission (CVT) canprovide a better performance of vehicle concerning the fuel consumption and driveability 4-5.Deacon et al 6 implemented artificial intelligence and more traditional and intuitive methodsfor an integrated diesel CVT powertrain and compared with an existing controller and equivalentmanual transmission (MT) powertrain. Chassis dynamometer results show the newly designedcontroller strategies to have significant impact on vehicle exhaust emissions, while the structureof the software allows the controller action to be highly tuneable and flexible to balance thevehicle driveability requirements with economy and emissions targets.One of the fundamental concepts in the integrated driveline control is the ideal operatingpoint (IOP) which is defined as the engine speed and load which delivers.Each controller wastested three times using different IOLs for best brake specific fuel economy (BSFC), minimumNitrogen Oxide (NOx) and a mixed line for minimum Hydrocarbon (HC) 7. Carbone et al 8utilized CVT with infinite ratio range for automatic gear change without the need of the friction辽宁工程技术大学毕业设计（论文）61clutch. The performance of a mid passenger car provided with infinitely variable transmission(IVT) was studied. Vehicles fuel consumption was evaluated by means of a simulation modelwith the hypothesis to consider the value of IVTs ratio speed that minimizes the specific fuelconsumption.Second-by-second engine-out and tail pipe emissions data were collected on 340light duty vehicles, tested under “as is” conditions. Variability in emissions of CO2, CO, HC andNOx were observed over various driving modes. An initial statistical analysis and modelvalidation using bootstrap validation methods were summarized. The bootstrap methodology wasshown to be a valuable tool during model.In this work, the influence of various driving cycles on vehicle exhaust emissions and fuelconsumption rate (FCR) of a gasoline midsize saloon vehicle was investigated based on themeasurements obtained by driving it on a standard chassis dynamometer. The tests were carriedout for urban part of the European standard driving cycle (ECE-15) for the vehicle equipped withan integrated gasoline engine with MT, automatic transmission (AT) and CVT powertrains. Anestimation of emission index (EI) and FCR from the exhaust emissions based on well establishedformulae is provided and its effectiveness is verified through tests.The experimental tests were carried out using in-use midsize saloon vehicle MitsubishiLancer. Its maximum power is 122 HP at 4800 rpm and maximum torque 167 Nm at 3600 rpm.The original configuration of vehicle had MT powertrain. The MT was replaced by either AT orCVT with the necessary fixation accessories. The tests were performed over standard drivingcycle executed on chassis dynamometer. The specifications of the transmissions are listed inTable 1. The vehicle was tested over the New European Driving Cycle (NEDC). This cycle isconducted immediately after the urban cycle and consists of half steady-speed driving withaccelerations, decelerations and some idling. NEDC consists of ECE15 and EUDC whichcorrespond tourban and highway driving conditions in order. ECE15 simulates an averagespeed of 18.9 km/h and a maximum speed of 60 km/h. The entire cycle includes 4 repeats of 780seconds low speed urban cycle to obtain an adequate driving distance as shown in Fig. 1.潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析62Fig. 1: European driving cycle ECE-15The chassis dynamometer type SAXON TL-80 simulates the resistive power imposed onthe wheels of a vehicle. It consists of a dynamometer that is coupled via gearboxes to drive linesthat are directly connected to a set of rollers upon which the vehicle is placed. The rollers can beadjusted to simulate the required driving resistance 15. As the tests were conducted on chassisdynamometer connected to a single-axle of the vehicle, it is able to simulate the vehicle roadload power demand as a function of speed and the inertia of vehicle. During application of adriving cycle, the load is controlled by a pneumatic system that controls axle load with the sidelying eddy current brake to the roll, which is used on a wear-measuring system as an informationresource for power investigation. A handheld controller was set to monitor and change the waterflow based on a variety of control parameters including wheel speed. The test rig is equippedwith an automatic overload protection to prevent damage to the tire.Portable version of infrared gas analyzer is used during the experimental tests. A HOMANSgas analyzer equipped with gas sampling probe is used to collect the exhaust gas from themuffler. The gas is then filtered and dried before entering the analyzer. Magnetic inductivepickuptransducer is used to measure the vehicle speed in km/h. Fig. 3 shows a schematic view of thelaboratory chassis dynamometer and the instrumentation system. For emissions test continuouslyproportioned samples of diluted exhaust mixture and diluted air are collected. A gas analyzer isused to measure diluted exhaust contents of CO, O2, HC and CO2.辽宁工程技术大学毕业设计（论文）63Fig. 2: Schematic of test setup and instrumentation systemFigs. 3 to5 depict responses of measured road power (P) and road torque (M) from vehicletests at 100 km/h for MT, AT and CVT powertrains respectively. The values of power and torqueincreases for an increase in the time (acceleration mode) up to 32 s with values of 259 Nm and21 kW for MT. The corresponding values of 40 s with values of 130 Nm and 12 kW for AT; and40.5 s with values of 150 Nm and 40.5 kW for CVT. The deceleration mode depicted a decreasein performance values till 75 s for MT, 54 s for AT and 52.5 s for CVT. The road torque exhibitedsome fluctuations for MT. show the measurements of time (T) and distance (S) from whichacceleration (A) is calculatedfor the considered transmissions respectively. For MT, a distanceof 145 m can be gained in about 18.34 s, resulting in an acceleration of 5.73 m/s2 atinstantaneous speed of 105 km/h. For AT, a distance of 360 m can be gained in about 22.5 sresulting in an acceleration of 4.49 m/s2 at instantaneous speed of 101 km/h. For CVT, a distanceof 100 m can be gained in about 19.17 s resulting in acceleration of 5.27 m/s2 at instantaneousspeed of 101 km/h.潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析64Fig.3: Vehicle speed and distance for MTFig. 4: Vehicle speed and distance forAT辽宁工程技术大学毕业设计（论文）65Fig.5: Vehicle speed and distance for CVTThe key technologies such as electronic control and systems integration have madesignificant progress in recent years, and they have established a solid technological foundationfor Automated Mechanical Transmission (AMT). AMT is derived from the traditional manualtransmission, it has compact structure, fast response speed and high mechanical efficiency. Butthe poor shift quality is the main factor forrestricting its application. The current research aboutimproving the shift quality of AMT is focused on selecting different forms of shift drive device,optimizing the structure of synchroniser and formulating the better shift control strategy, etc.At the present stage, the shift drive devices of automated mechanical transmission can bedivided into electronic pneumatic shift, electronic hydraulic shift, all-electrical shift anddirect-drive shift, and these forms of shift drive devices have achieved some applications.Synchronizers capability is one of the factors to affect the shift quality, and the structureoptimisation of synchronizer is an effective approach to improve the shift quality of automatedmechanical transmission. Studying team invited a servo synchronizer with the function ofself-energizing and improved the shifting system robustness of the previous research.Preliminaryexperiments have shown that it can reduce the design difficulty of the control system. Referenceinvented a synchronizer structure of preventing shift secondary shock, and there is alignmentgear on the synchronizer sleeve to prevent shift secondary shock between internal spline ofsynchronizer sleeve and the joint ring gear of target gear.In order to obtain a better shift controlstrategy, many studies were completed by domestic and foreign research institutions.On the otherhand, Refs andput forward shift quality control strategy about transmission, engine and clutch潘文静：轿车三轴变速器系统设计及仿真分析66coordination control. And the series gear process controller based on fuzzy algorithm wascompleted in Ref. It should be pointed out that the study promotes the improvement of the AMTshift quality, but still have some room to improve.To improve the shift control accuracy andreduce the shift shock of Automated Mechanical Transmission, AMT shift control strategy basedon shif
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