基于proE的汽车变速器换挡操纵机构设计实习报告

关键词： 单杆 变速箱 换挡 操纵

基于proE的汽车变速器换挡操纵机构设计实习报告（精选2篇）

篇1：基于proE的汽车变速器换挡操纵机构设计实习报告

汽车变速操纵机构性能试验台的研制

根据汽车零部件企业及用户时变速操纵机构提出的性能要求,研讨出的检测方法,研制了变速操纵机构性能试验台.实际测试结果表明,试验台测试精度高、抗干扰能力强、安装被测试件简易快捷,具有完善的.人机对话功能,历史数据查询方使等诸多优点,可为汽车变速操纵机构的在线检测提供可靠的测试方法,并对变速操纵机构的改进设计提供较科学的参考依据.

作 者：徐立华 王文学 作者单位：吉林省蛟河林业实验区管理局,吉林蛟河,132517刊 名：科技资讯英文刊名：SCIENCE & TECHNOLOGY INFORMATION年，卷(期)：2009“”(7)分类号：U467关键词：变速操纵机构 试验台 测试

篇2：汽车换挡操纵机构分总成设计

以前,轿车、微型车、中大型客车及中型货车的变速器操纵机构是采用刚性的杆系连接操纵,刚性杆系操纵在布置时存在操纵杆传动机构与其他系统发生干涉的问题[1],具有不能弯曲、操纵间隙大、操纵阻力大、负载效率低、手感差等缺点。随着我国汽车工业的发展,近年来采用推拉式软轴总成进行挡位操纵代替刚性杆系操纵是汽车技术发展的需要,但也存在操纵机构总成及选、换挡软轴总成由于分别由不同供应商提供给整车厂进行装配而造成的误差,因此在整车厂进行装配时,经常发生操纵机构与软轴无法装配或装配后配合不当从而引发生产线停线的严重问题。这种分别由不同供应商供货的方式,既存在产品在配送过程中产生的质量问题,也增加了整车装配的成本。

针对上述问题,我们设计了一款软轴式换挡操纵机构分总成,该项产品采用推拉式软轴操纵代替刚性杆系操纵,同时采用模块化的方式进行设计,即将操纵机构总成和选、换挡软轴总成整合成大模块换挡操纵机构分总成。该项目也是柳州市金元机械制造有限公司承担某中外合资公司新车型换挡操纵机构分总成的设计研制任务。该设计方案使产品更加紧凑、占用空间小、安装方便、结构工艺简单、过渡接头少、空行程小、装配连接简捷方便、易于维修,而且大大降低了生产成本。

2 操纵机构分总成结构设计

操纵机构分总成结构设计如图1所示,由操纵机构总成、卡簧、选挡软轴总成、换挡软轴总成组成。

3 操纵机构分总成设计输入

3.1 变速器数据

(1)变速器端选挡摇臂R1为50 mm,θ1=θ2=12.2°±2°;换挡摇臂R2为47 mm,θ1=θ2=14.1°±2°。

(2)静态选、换挡平均力:选挡为47.5±10 N;换挡为86±10N。

3.2 操纵机构数据

(1)手柄端静态选、换挡力≤20 N。

(2)行程:选挡手柄行程为35～55 mm;换挡手柄行程为60～80 mm。

3.3 布局限制条件

(1)换挡机构底座的安装位置符合座椅下架上的螺栓孔。

(2)换挡杆的极限运动范围距离副仪表板框开口边缘≥10 mm。

(3)该产品与各关联体之间的间隙距离≥25 mm。

3.4 性能数据

(1)选、换挡软轴行程效率≥90%。

(2)选、换挡软轴负载效率≥80%。

(3)高低温循环试验:按实车布线及负载,低温为-40℃,高温为120℃,频次为10次/分,次数为60万次。

(4)盐雾试验72 h。

(5)选、换挡软轴管接头拉脱力≥1 500 N。

(6)选、换挡软轴轴芯拉脱力≥2 000 N。

(7)选、换挡软轴轴芯承载推力≥500 N。

(8)选、换挡软轴轴芯极限推力≥700 N。

(9)选、换挡软轴轴芯破坏推力≥1 000N。

(10)在选、换挡软轴安装面施加1 500 N的力,底座无损坏。

(11)换挡平顺、选换挡力度适中、无冲击和卡滞、精确可靠、故障率低。

(12)其余应符合相关标准。

4 结构设计计算

4.1 设计计算

根据车型数模中换挡杆的空间定位条件,先画出换挡杆,同时画出选、换挡软轴与操纵杆对应的安装位置,再按设计要求将左右前后摆动到极限角度,计算其所占的空间,既要操纵杆保持在原来的位置,又要保证选、换挡软轴相对原车身的安装孔左右位置偏差最小。

(1)由数模给予的茶几板与换挡操纵机构顶点距离(如图2所示),得出换挡杆总高度L1+L2=307 mm;由变速器端输出的换挡臂力为86N,即换挡底端所受的力为86/0.80=107.5 N;已知换挡杆顶端所受的力为20 N,计算换挡杆短端L2=307×20/107.5=57 mm (即连动板长端),换挡杆长端L1=307-57=250 mm。

(2)按换挡杆前后摆动±25°、左右摆动±15°几何计算操纵杆底部在支架内前后移动的空间范围,结合换挡杆及连动板安装位置,确定支架长度为100 mm,宽度为57 mm,高度为83 mm。

(3)由变速器摆臂运动挡位条件,可得出摆臂运动位移,再由行程效率为90%,可得出选、换挡软轴的行程,选挡软轴总行程取45 mm,换挡软轴总行程取75 mm,连动板运动角度为50°。

4.2 操纵机构作用力计算

推拉软轴总成的负载效率为80%,选挡臂力(变速器输入)为47.5 N,换挡臂进挡力(变速器输入)为86 N,软轴阻力为5 N。即,选挡软轴总成拉力为47.5/0.80=59.38 N;换挡软轴总成拉力为86/0.80=107.5 N;选挡作用力F1=选挡软轴总成拉力+软轴阻力=59.38+5=64.38 N;换挡作用力F2=换挡软轴总成拉力+软轴阻力=107.50+5=112.50 N。

4.2.1 杠杆比计算

已知手柄端换挡力为20 N;换挡软轴总成拉力为107.50 N;由换挡杆顶点确定换挡杆总高度为307 mm,得出以下公式:

由公式(1)、公式(2)得出换挡杆短端L2=48 mm;换挡杆长端L1=259 mm。

已知连动板长端L5=L2=L3=54 mm,连动板短端L4=34mm,如图3所示,换挡杠杆比a2=L1/L2=259/48=5.4;选挡杠杆比a1=L1/L3×L4/L5=259/54×34/54=3.02。

4.2.2 手柄作用力计算

已知F1=56.35 N,F2=95.56 N,a1=3.02,a2=5.4;选挡为1/2和5/R在计算时,增加5 N的回位弹簧力,换挡从1挡到R挡在计算时,都增加5N的回位弹簧力。因此,选挡手柄作用力F3=F1/a1+5=56.35/3.03+5=23.59 N,接近目标值20 N,符合;换挡手柄作用力F4=F2/a2+5=95.56/5.4+5=22.70 N,接近目标值20 N,符合(如图4所示)。

4.2.3 变速器端选挡行程计算

如图5所示,已知选挡摇臂R1:OA=ON=OB=50 mm,∠AON=∠BON=10°,O'点为选挡软轴安装中心点,O'N=191 mm为空挡时选挡卡位距,OO'=197 mm,计算O'A和O'B的长度。

(1)从已知条件可得OO'=197mm,ON=50mm,O'N=191mm,由函数关系式解一元二次方程并查表得到∠O'ON=75°,∠O'OB=∠O'ON-∠BON=75°-10=°65°,BD=OB·sin∠O'OB=50·sin65°≈45.3 mm,OD=OB·cos∠O'OB=50·cos65°≈21.13 mm,O'D=O'O-OD=197-21.13=175.87mm,,选挡左行程=O'N-O'B=191-181.61=9.34mm。

(2)∠O'OA=∠O'ON+∠AON=75°+10°=85°。同理可求出AC=49.8 mm,OC=4.36 mm,O'C=O'O-OC=197-4.36=192.64mm,,选挡右行程=O'A-O'N=199.01-191=8.01 mm。

4.2.4 变速器端换挡行程计算

换挡的连杆机构与选挡相同,计算方法与步骤亦相同。如图5所示,已知换挡摇臂R2:OA=ON=OB=47mm,∠AON=∠BON=14°,O'点为换挡软轴安装中心点,O'N=161 mm为空挡时换挡卡位距,OO'=167.72 mm,计算O'A和O'B的长度。

(1)从已知条件可得OO'=167.72mm,ON=47,O'N=161mm,由函数关系式解一元二次方程并查表得到∠O'ON=74°,∠O'OB=O'ON-∠BON=74°-14°=60°,BD=OB·sin∠O'OB=47·sin60°≈40.70mm,OD=OB·cos∠O'OB=47·cos60°≈23.5 mm,O'D=O'O-OD=167.72-23.5=144.22 mm,,换挡左行程=O'N-O'B=161-149.85=11.15mm。

(2)∠O'OA=∠O'ON+∠AON=74°+14=°88°,同理可求出AC=46.97 mm,OC=1.64 mm。O'C=O'O-OC=167.72-1.64=166.08 mm,,换挡右行程=O'A-O'N=172.59-161=11.59mm。

4.2.5 手柄端换挡行程计算

已知OA=换挡杆短端=50 mm,OE=换挡杆长端=257 mm,求EF (如图6所示)。

当变速器换挡角度为最大值14°时,换挡行程为11 mm;手柄短端单边行程=变速箱端换挡行程/软轴行程效率=11/0.9=12.2 mm;按近似方法计算:AC≈手柄短端单边行程=12.2 mm,由杠杆比得EF/AC=OE/OA,EF≈62.7 mm,手柄换挡行程=61.4 mm,符合设计60～80 mm的要求。

4.2.6 手柄端选挡行程计算

已知OA=换挡杆短端=50mm,OE=换挡杆长端=257mm,求EF (如图6所示)。

当变速器选挡角度为最大值10°时,选挡行程为9.34 mm;手柄短端单边行程=变速箱端选挡行程/软轴行程效率=9.34/0.9=10.38 mm;按近似方法计算:AC≈手柄短端单边行程=10.38 mm,由杠杆比得EF/AC=OE/OA,EF≈53.35 mm,手柄选挡行程=53.35 mm,符合设计50～70 mm的要求。

(单位:mm)

4.2.7 手柄短端选挡位移

4.2.7. 1 手柄短端选挡连动板位移

连动板(如图7所示)与软轴连接,∠α=∠EOE1。

4.2.7. 2 计算连动板端位移

按近似算法:

BC1≈变速箱端选挡位移=9.34 mm

EE1=0.017 453×αr=0.017 453×10.93×37=7.06 mm

4.2.7. 3 杠杆位移角度

如图8所示,DD2=EE1=7.06mm。按公式DD2=0.017453×αr=7.06 mm推导如下:

α=7.06/0.017 453r

R=斜杆=43mm代入α=7.06/0.017453r=7.06/(0.017453×43)=9.41。

手柄长端与短端的转动角度相等(如图8所示),AB=2×sinα/2×AO=2×sin (9.41/2)×276=45 mm。

(单位:mm)

(单位:mm)

4.3 选、换挡软轴总成的结构设计

选、换挡软轴由轴芯组件和耐压软管组件及其他部件组成(如图9所示)。它的轴芯是由多股钢丝构成,是用于传递动力的部件,有的轴芯外面还缠有一层扁钢带,以提高轴芯的承载动力[1]。轴芯的外面是耐压软管中的内衬管,为轴芯运动起引导作用,再外层是由多根钢丝缠绕而成起支撑作用的软管,钢丝的外层还有一层起保护作用的塑料层[1]。选、换挡软轴总成的结构设计,因其具有柔软性和可弯曲性,所以是推拉式软轴总成进行挡位操纵代替刚性杆系操纵的重要部件。

注:1.轴芯;2.内衬管;3.钢丝;4.塑料层。

5 输出

(1)变速器端摆臂位移:按输入的要求参数计算机构运动位移。变速器端选挡摆臂位移L=12.2 mm;变速器端换挡摆臂位移L=14.1 mm。

(2)验算手柄端的位移:根据选择的机构参数验算手柄的位移是否合格。换挡手柄位移要求≤70 mm。选挡手柄位移要求≤55 mm,换挡手柄位移=61.4 mm≤70 mm,符合要求;选挡手柄位移要求=53.35 mm≤55 mm,符合要求。

(3)手柄变速箱操纵方向:方向符合挡位要求,手柄向变速箱端推操作为1、3、5挡,向后拉是2、4、R挡位,符合要求。

(4)由设计条件得出变速器端选挡卡位距为191 mm,换挡卡位距为161 mm;操纵机构端选挡卡位距为124 mm,换挡卡位距为141 mm。

6 输出评审(见表1)

7 结语

采用推拉式软轴应用于汽车换挡操纵机构分总成设计,对汽车行业的技术进步有一定的推动作用,对整车的性能质量有一定的提高,并且为主机厂降低了生产成本,对汽配行业产品结构调整也有一定的促进作用。

该汽车换挡操纵机构分总成的设计方案,提高了分总成的操纵灵活性、可靠性、安全性、通用性,并且对分总成的选挡软轴总成、换挡软轴总成在结构上做了一定的改进设计,提高了力的传输效率,对汽车行业有一定的积极影响,具有较高的学术价值。

摘要：为适应汽车工业快速发展的需要,设计开发一款采用推拉软轴式代替硬杆式的换档操纵机构分总成,以提供装配好的操纵机构总成、选挡软轴总成、换挡软轴总成等部件给各汽车整车厂,既可以提高整车的产品质量,又可以提高生产效率及降低成本,这种供货方式是各整车厂对汽车零部件配套厂家提出大批量供货的要求。推拉软轴式操纵换挡机构分总成能有效地隔绝来自动力总成的振动干扰,无论是怠速还是行驶时,驾驶员感觉到手挡把上的震颤很小,挡位也很清晰。

关键词：汽车,操纵机构总成,选档软轴总成,换挡软轴总成,设计

参考文献