汽车换挡操纵机构分总成设计

2014年第7期（总第371期）│企业科技与发展│QIYEKEJIYUFAZHANqiyekejiyufazhan2014年第7期（总第371期）│企业科技与发展│QIYEKEJIYUFAZHANqiyekejiyufazhan1引言以前，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50mm，兹1＝兹2＝12.2°±2°；换挡摇臂R2为47mm，兹1＝兹2＝14.1°±2°。（2）静态选、换挡平均力：选挡为47.5±10N；换挡为86±10N。3.2操纵机构数据（1）手柄端静态选、换挡力≤20N。（2）行程：选挡手柄行程为35～55mm；换挡手柄行程为60～80mm。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≥10mm。（3）该产品与各关联体之间的间隙距离≥25mm。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。【基金项目】本文系中小企业国家创新基金项目。【作者简介】邓加尊（1965—），男，广西南宁人，柳州市金元机械制造有限公司技术副总经理兼技术中心主任，高级工程师，研究方向：产品设计、开发、技术管理、项目管理。汽车换挡操纵机构分总成设计邓加尊1，马春文1，潘子清2（1．柳州市金元机械制造有限公司，广西柳州545007；2．广西铁鸟调味食品有限公司，广西南宁530003）【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挡操纵机构分总成，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；选挡软轴总成；换挡软轴总成；设计【中图分类号】U463.2【文献标识码】A【文章编号】1674-0688（2014）07-0032-04图1操纵机构分总成图选挡软轴总成换挡软轴总成卡簧操纵机构总成322014年第7期（总第371期）QIYEKEJIYUFAZHAN│企业科技与发展│qiyekejiyufazhan2014年第7期（总第371期）QIYEKEJIYUFAZHAN│企业科技与发展│qiyekejiyufazhan（4）盐雾试验72h。（5）选、换挡软轴管接头拉脱力≥1500N。（6）选、换挡软轴轴芯拉脱力≥2000N。（7）选、换挡软轴轴芯承载推力≥500N。（8）选、换挡软轴轴芯极限推力≥700N。（9）选、换挡软轴轴芯破坏推力≥1000N。（10）在选、换挡软轴安装面施加1500N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＝307mm；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＝107.5N；已知换挡杆顶端所受的力为20N，计算换挡杆短端L2＝307×20/107.5＝57mm（即连动板长端），换挡杆长端L1＝307－57＝250mm。（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100mm，宽度为57mm，高度为83mm。（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45mm，换挡软轴总行程取75mm，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47.5N，换挡臂进挡力（变速器输入）为86N，软轴阻力为5N。即，选挡软轴总成拉力为47.5/0.80＝59.38N；换挡软轴总成拉力为86/0.80＝107.5N；选挡作用力F1＝选挡软轴总成拉力＋软轴阻力＝59.38＋5＝64.38N；换挡作用力F2＝换挡软轴总成拉力＋软轴阻力＝107.50＋5＝112.50N。4.2.1杠杆比计算已知手柄端换挡力为20N；换挡软轴总成拉力为107.50N；由换挡杆顶点确定换挡杆总高度为307mm，得出以下公式：20×L1＝107.50×L2（1）L1＋L2＝307mm（2）由公式（1）、公式（2）得出换挡杆短端L2＝48mm；换挡杆长端L1＝259mm。已知连动板长端L5＝L2＝L3＝54mm，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＝56.35N，F2＝95.56N，a1＝3.02，a2＝5.4；选挡为1/2和5/R在计算时，增加5N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＝23.59N，接近目标值20N，符合；换挡手柄作用力F4＝F2/a2＋5＝95.56/5.4＋5＝22.70N，接近目标值20N，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＝50mm，∠A0N＝∠BON＝10°，O′点为选挡软轴安装中心点，O′N＝191mm为空挡时选挡卡位距，OO′＝197mm，计算O′A和O′B的长度。（1）从已知条件可得OO′＝197mm，ON＝50mm，O′N＝图2操纵机构总成图3杠杆和连动板结构L1（换挡杆长端）L4（连动板短端）L3（斜杆）L5（连动板长端）L2（换挡杆短端）连动板换挡杆332014年第7期（总第371期）│企业科技与发展│QIYEKEJIYUFAZHANqiyekejiyufazhan2014年第7期（总第371期）│企业科技与发展│QIYEKEJIYUFAZHANqiyekejiyufazhan191mm，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°≈45.3mm，OD＝OB·cos∠O′OB＝50·cos65°≈21.13mm，O′D＝O′O－OD＝197－21.13＝175.87mm，O′B＝BD2＋O′D2姨≈181.61mm，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＝49.8mm，OC＝4.36mm，O′C＝O′O－OC＝197－4.36＝192.64mm，O′A＝AC2＋O′C2姨≈199.01mm，选挡右行程＝O′A－O′N＝199.01－191＝8.01mm。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＝161mm为空挡时换挡卡位距，OO′＝167.72mm，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°≈23.5mm，O′D＝O′O－OD＝167.72－23.5＝144.22mm，O′B＝BD2＋O′D2姨≈149.85mm，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＝46.97mm，OC＝1.64mm。O′C＝O′O－OC＝167.72－1.64＝166.08mm，O′A＝AC2＋O′C2姨≈172.59mm，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＝50mm，OE＝换挡杆长端＝257mm，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11mm；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＝12.2mm；按近似方法计算：AC≈手柄短端单边行程＝12.2mm，由杠杆比得EF/AC＝OE/OA，EF≈62.7mm，手柄换挡行程＝61.4mm，符合设计60～80mm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9.34mm；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＝10.38mm；按近似方法计算：AC≈手柄短端单边行程＝10.38mm，由杠杆比得EF/AC＝OE/OA，EF≈53.35mm，手柄选挡行程＝53.35mm，符合设计50～70mm的要求。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＝9.34mmarcsinα＝BC1/OC1＝9.34/54＝10.93mmR＝OE＝34mmEE1＝0.017453×琢r＝0.017453×10.93×37＝7.06mm4.2.7.3杠杆位移角度如图8所示，DD2＝EE1＝7.06mm。按公式DD2＝0.017453×琢r＝7.06mm推导如下：α＝7.06/0.017453rR＝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＝45mm