变速箱设计操纵机构毕业设计说明书

《变速箱设计操纵机构毕业设计说明书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《变速箱设计操纵机构毕业设计说明书（40页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、1 引言1.1 任务来源及设计依据1.1.1 任务来源指导老师分配。1.1.2 设计依据参照国家关于汽车换档操纵机构的相关标准及汽车换档操纵机构机构实体模型。1.2 设计原则和设计要求1.2.1 设计原则对换档操纵机构的设计，应满足其操纵的轻便性、可靠性、稳定性和平顺性， 在换档操纵机构布置位置还应注意隔热、隔振、防尘等密封问题。另外，设计应符 合国家有关标准及人机工程学方面的要求， 在满足前述原则的的前提下， 应尽可能 的采用国内外的新技术和新材料，进行优化设计。1.2.2 设计要求1.2.2.1 根据人机工程学的研究结论，选择人手在操纵杆件时的合适力度和力矩；1.2.2.2 参照微型汽车驾

2、驶室布置及整车尺寸，确定换档操纵机构的布置位置和适 合的尺寸；1.2.2.3 驾驶员在换档时，操纵应准确、轻便、可靠；1.2.2.4 换档拉索的选择合理（参照国家标准及相关产品技术参数） ，具有足够的 刚度和强度，工作可靠性高。1.2.2.5 结构设设计简单，易于加工、制造，调整方便。1.3 结构形式根据设计题目，参照EQ109Q货车，本次设计采用双杆远距离换档操纵机构。1.4 主要参数人手操纵力：35N ；换档杆长度：250mm；选档轴力矩：25N m ；换档轴力矩：15N m ；换档摇臂长度：80mm；选档摇臂长度：80mm。1.5 要求提供的技术资料1.5.1 设计任务书；1.5.2 二

3、维装配图图纸绘制；1.5.3 二维图纸绘制（主要零部件二维工程图） ；1.5.4 技术条件。2 变速器操纵机构概述汽车变速器操纵机构作为变速器的控制机构， 较之汽车设计中的其它环节， 只 是一个小装置， 但它却和汽车的正常行驶有着十分紧密的关系， 并在变速器的设计 中占有重要的地位。除此之外，因为由驾驶者直接操纵，所以，变速器操纵机构在 设计时还需考虑到人机工程学方面的知识。变速器操纵机构是驾驶员操纵变速手柄到使变速箱换档的一套机构， 是用来保 证驾驶员能根据汽车使用条件， 随时拨动变速箱内齿轮进行换档， 或使之从工作档退到空档，并要求拨动滑动齿轮时要省力。要使变速器操纵机构可靠地工作，应满足

4、下列要求：(l) 设有自锁装置，防止变速器自动换档和自动脱档。(2) 设有互锁装置，保证变速器不会同时换入两个档，否则会产生运动干涉，甚至会损坏零件。(3) 设有倒档锁，防止误换倒档。否则会损坏零件或发生安全事故。近年来， 变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。 自动操纵式机械换档 变速器又称或称自动化机械换档变速器，它是在原手动机械换档变速器( MT的基 础上，对其离合器、变速器的控制系统和操纵机构进行改造而形成的。3 变速器操纵机构总体方案设计3.1 变速器操纵机构类型方案分析机械式操纵机构是最常用的， 按换档操纵杆与变速器的相互位置， 机械式变速器操纵机构可分为直接操纵式和远距离操纵

5、式两类：直接式操纵机构主要由选档换档机构和安全装置两部分组成。 选档换档机构由变速杆、拨块、拨叉轴和拨叉等组成，用来完成换档的基本动作；安全装置用来保 证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，由自锁装置、互锁装置、倒 档锁组成，分别用来保证换档到位，防止自动脱档；防止同时挂入两档和防止误挂 倒档直接式操纵机构多集装于变速器上盖或变速器侧面，机构简单，操纵方便，换 档手感明显； 变速杆直接安装在变速器上， 并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完 成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较 多，其优点是减少了变速叉轴，各

6、档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但 它要求各档换档行程相等。采用直接操纵方式换档的前提是变速器离司机较近。远距离操纵机构由外部操纵机构和内部操纵机构两部分构成。 外部操纵机构主 要是从变速杆到选档换档轴之间的所有传动件，用来实现对变速器的远距离操纵； 内部操纵机构由选档换档轴、拨叉轴、拨叉、自锁装置、互锁装置和倒档锁等。远距离式操纵机构通常在操纵杆与拨块之间增加若干传动件， 组成远距离操纵 机构。远距离操纵机构应有足够的刚度，各连接件间隙不能过大，否则换档手感不 明显，且不能保证换档齿轮全齿长啮合。货车的变速操纵与轿车、 客车相比 , 有其自身特点。 对于轿车来说 , 因为变速 器箱体

7、小 , 变速器的静态换档力比较小 , 所以 , 变速操纵力不会太大。 而对货车而 言 , 由于驾驶员离变速器距离近 , 大部分操纵杆可以直接布置于变速器上 , 减少 了操纵机构的路途损失。 而对于中重型载重货车其变速器的安装位置距离驾驶员座 椅较远不得不采用远距离操纵的形式。 对于采用了同一型号变速器的客、 货两种车 的变速操纵力相比 , 货车轻便、客车偏重是正常的。 这种型式具有维修发动机方便、 传动系和操纵系比较简单等优点。根据毕业设计任务书数据要求（汽车发动机的排量：5.6L汽车的自重：4000kg, 载重量5000kg），可知EQ1090货车机械式变速器应选择远距离式操纵机构。3.1.

8、1 远距离操纵机构远距离操纵机构按变速器选档轴和换档轴是否分开可分为双杆式和单杆式两 种类型；按变速拉杆结构不同可分为刚性和柔性两种类型； 按操纵机构拉杆布置方 式不同可分为左操纵型、右操纵型和左右操纵型 3 种类型。在新车型开发过程中， 通常要兼顾变型车扩展。因此，在进行操纵机构设计时，主要设计难点在于机构既 要能适应驾驶室翻转又不影响操纵机构的正常工作。操纵机构的结构设计要求在进行操纵机构的结构设计时应考虑以下几个问题。a保证驾驶室内操纵杆位置符合 GB/ T15705载货汽车驾驶员操作位置尺寸中 相应条款要求，即变速杆手柄工作位置应位于转向盘下面和驾驶员座椅右面不低于 座垫表面的特定区域

9、： 变速杆手柄在任意位置时， 距驾驶室内其它零件或操纵杆的 距离不得小于 50 mm。b 变速器操纵较频繁，为增强驾驶员操纵手感，要求机构具有足够刚性，且连接 件之间的间隙应尽量减小。c. 变速拉杆总成支座应尽量固定在与变速器壳体刚性连成一体的机件（如发动机、 离合器等 ）上。避免或减小由于车架变形及汽车振动对操纵机构产生的不良影响。d. 应对驾驶员操纵力和操纵杆手柄的行程进行设计和校核。为减轻驾驶员疲劳。要求操纵力不大于90 N，操纵杆手柄的双向行程之和应不大于 200mme应按变速器总成提供的直接操纵档位图和操纵机构本身的动作特点。正确确定 驾驶员操纵杆手柄上的档位图。f .操纵机构应有行

10、程调节功能， 以便在操纵不灵活的情况下对机构进行适当调整， 以保证操纵机构灵活有效。3.1.1.1 单杆刚性操纵机构单杆操纵机构的操纵杆支座布置在驾驶室地板下面的发动机上， 为使机构不受 驾驶室翻转影响， 操纵杆从驾驶室地板较大的孔洞进入驾驶室， 这时要考虑地板孔 的防尘、防水、隔热等密封问题。有时操纵杆支座布置在驾驶室地板上操纵机构 拉杆是伸缩式的，以适应驾驶室翻转。对于前者，在发动机机体上应预先铸有操纵 杆支座总成的安装位置； 对于后者应考虑车架和驾驶室总成在行车当中的振动对机 构的影响。另外，单杆机构针对的变速器总成属于选档轴和换档轴合为一体的情况， 选档 行程是沿平行于汽车轴的轴线横向

11、运动，换档行程则绕着平行于汽车y轴的轴线前后转动。3 双杆刚性操纵机构双杆操纵机构的操纵杆及支座总成布置在驾驶室地板上。 操纵机构不仅要克服 其零部件与其它系统发生干涉。 而且为满足驾驶室翻转需要， 还要增加连杆传动机 构，并使摇臂及支座总成的转轴中心尽可能与驾驶室翻转中心接近或重合， 所以机 构复杂、零件数目多。另外，由于摇臂及支座总成与变速器距离远，需利用拉杆总 成通过与车架纵梁相连接的选档摇臂、T形支架总成、摇臂及卧式支座总成来传递 动力。这一段机构的布置可能会与冷却系、排气系、驾驶室后悬置总成等发生运动 干涉现象。所以应在结构设计时，及时与总布置、车架及相关系统的设计作好沟通 与对接，

12、以免影响设计进度。双杆操纵机构具有负载效率高，换档力小，操纵手感 好，使用可靠，整个系统灵活轻便等优点。如图 3-1所示的变速器双杆操纵机构。9101615II12?3图3-1变速器双杆操纵系统1-3号选档拉杆；2-3号换档拉杆；3-选择；4-换档；5-换档支座；6-4号选档拉杆；7-换档平 衡弹簧；8-2号换档拉杆；9-球碗；10-1号换档拉杆；11-1号选档拉杆；12-拉杆总成；13-选档回位弹簧；14-2号选档拉杆；15-4号换档拉杆；16-变速器3. 柔性（软轴）操纵机构3-2所刚性机构有时存在机构复杂、难于布置等诸多问题，特别是对对该种操纵机构难于适应驾驶室翻转要求的这一难点，柔性机

13、构可有效解决这些问题。如图 示的柔性操纵机构。图3-2变速器软轴操纵机构1、2-大螺母；3、6-卡箍；4-换档摇臂；5-选档摇臂。它利用一种推拉式软轴代替刚性拉杆用于远距离操纵。 这种软轴一般由芯轴和 护套组成，其芯轴为多根钢丝组成并增加了斜绕钢带， 外护套为多根细钢丝斜绕而 成，同时增加了内护管。也有在外护套中增加斜绕钢带以进一步提高软轴承载能力， 但这会影响软轴弯曲性能。柔性机构的操纵杆及支座总成一般布置在驾驶室地板上。操纵杆及支座总成的功能与双杆刚性机构中的操纵杆及支座总成类似，主要区别是增加了软轴支撑的设计。在后部通过软轴支架与变速器总成的选档臂和换档臂 相连，从而实现其操纵功能。变速

14、器操纵机构类型的确定中型汽车我国定义为总质量大于6t，小于14t的汽车。国外在这个吨位级的汽 车产量较少，而在我国其产量最大、保有量最多。东风牌 EQI092F是东风汽车的主 导车型，其保有量较多，其结构特征普遍为用户所熟悉。变速箱采用普通机械式，其档数通常有五档；并带同步器方便操纵。其操纵机构多采用直接操纵杆式（长头车）或双杆操纵式（平头车）考虑到EQ109货车属于中型载货车实际情况，因此EQ109货车机械式变速器操 纵机构类型确定为双杆远距离变速器操纵机构。3.2变速器操纵机构换档机构方案分析变速器操纵机构换档位置图的确定设计操纵机构首先要确定换档位置图。换档位置图的确定主要从换档方便考虑

15、 为此应注意以下三点：按换档次序来排列；将常用档放在中间位置，其它档放在两边;有时与I档组成一排。图3-3换档位置图为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置,图3-3表示了几种变速器换档位置图。图3-3a的换档位置图比较理想，便于操 纵图3-3b的换档顺序并不方便，图3-3c比较理想，但I档与倒档相距太远，往复 倒车时不方便。因此，EQ109货车机械式变速器操纵机构的换档位置图选择图 3-3a换档机构的功用及结构（1）功用1） 用来改变滑动齿轮的位置， 使其与相应的齿轮啮合或脱开啮合， 以得到所需 排档或空档。2）拨动滑动齿轮时省力。（2）结构：汽车上大都采用球支座式换档机构，包括变速杆

16、、压紧 （或支承） 弹 簧、滑杆 （拨叉轴） 、拨叉等。变速杆用球头铰链安装在变速杆座上 （通过弹簧和碗 盖吊装，弹簧力的方向可以是向上的，也可以是向下的 ） ，可前、后、左、右摆动。 当用弯杆时，应用止动销防止杆绕垂直轴线自行转动，但不应妨碍摆动。变速杆下 端置于滑杆前端凹槽内， 扳动上端时，下端可拨动滑杆， 滑杆上用螺钉固定着拨叉， 拨叉卡在滑动齿轮的拨叉环槽中。 这样，拨动变速杆就可通过拨叉使滑动齿轮移动。3.2.2.1 球形手柄因为球形手柄大多为橡塑制品，需要制作模具，所以在批量不大时，尽量根据 现有模具选型。手柄上部排档序列的刻字，主要是由所选用的变速器决定的，目前 尚无统一的标准，

17、通常根据样车的调试结果来确定。在调试时，尽量通过调整变速 软轴或转换器的安装方案使排档顺序与现有模具的排档序列一致， 以降低开发成本 和缩短开发时间。3.2.2.2 变速杆 变速器操纵杆简称变速杆，又称排档杆，是变速器的操纵控制机件，用以接合 或分离变速器内各档齿轮， 从而改变传递的转矩和转速及运转方向， 使得汽车前进 或倒退。变速杆中部具有球面，支承在变速器盖内，变速杆上部在驾驶室内。扳动变速 杆时，变速杆以球面为支点，使变速杆下端作横向运动，伸入个变速拨叉顶部凹 槽中，然后变速杆再作纵向运动，通过变速拨叉移动挂档齿轮，与所挂档位的齿轮 啮合，挂入档位。一般来说，操纵杆通常位于驾驶员座位的旁

18、侧。 然后，根据操纵杆安装尺寸图、 球形手柄内孔尺寸和操纵器与变速杆装配孔的尺寸来设计、 制造操纵杆。 设计时必 须综合考虑批量、经济性、交货期和制造工艺等因素。为了防尘，应加防尘罩，但 还应考虑在一定程度上隔绝车外的噪声、热量，甚至是溅水，必要时可加装两级防 尘罩。3.2.2.3 变速拨叉和轴变速拨叉用螺钉固定在拨叉轴上，下端伸入挂档齿轮 （或接合齿套 ）的环槽内。 拨叉轴可以沿轴向移动。空档时，各拨叉顶部凹槽都对齐，使变速杆下端可作横向 移动，伸入所挂档位的拨叉凹槽内。3.2.3 变速器换档机构形式变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。汽车行驶时， 因变速器内各传动齿轮

19、有不同的角速度， 所以用轴向滑动直齿齿 轮方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声，这不仅使齿轮端部磨损加剧并 过早损坏，同时使驾驶员精神紧张。驾驶员需要熟练的操作技术 （ 如两脚离合器 ） 才能减轻换档时的齿轮冲击，但换档瞬间驾驶员注意力被分散，影响行驶安全。除 此之外，采用直齿滑动齿轮换档时，换档行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换 档方式结构简单，制造、拆装与维修工作容易，并能减小变速器旋转部分的转动惯 量，但除一档、倒档外已很少使用当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时， 可以采用移动啮合 套的方式换档。这时，不仅换档行程短， 同时因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多， 而轮

20、齿又不参与换档，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换档冲击，仍然要 求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转 部分的总转动惯量增大。 重型货车档位间的公比较小， 换档机构连接件之间的角速 度差也小，而且要求换档手感强，因此可采用啮合套换档。与同步器换档比较，啮 合套换档具有结构简单，寿命长，维修方便，能够降低制造成本及减小变速器长度 等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，与操作技术的熟练程度无关， 从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。虽然它有结构复杂、制造精 度要求高、轴向尺寸大、同步环 （摩擦件 ）使用寿命短等缺点， 但仍然得到广泛应

21、用。利用同步器或啮合套换档， 其换档行程要比滑动齿轮换档行程短。 为了操纵方 便，要求换入不同档位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换档， 就很容易实现这一点。因此，EQ109机械式变速器选用锁销式同步器的换档形式。3.2.4 变速器换档机构设计的人机工程学意义3.2.4.1 操纵机构的设计 操纵机构应当设在人肢体活动的最有力的区域内，其高低要适应于人体相应 部位，其位置要设在操作方便、反应灵活的空间范围之内。操纵机构的用力范围不 应超出人体的最大用力限度， 其布置必须保证人在工作时的自然姿态， 并能交替变 换工作时的姿势，以防姿势不适导致操作者的过度疲劳。因此，为减轻疲劳，在布

22、置操纵机构时应考虑变换姿势的可能性， 合理地满足操作者的使用要求， 适应操作 者的正常人体结构尺寸和生理要求。 如果忽略上述因素， 就可能造成操作者使用不 便，影响工作效率，甚至影响操作者的身心健康。3.2.4.2 人体尺寸在操纵机构设计中的应用GB10000 88是1989年开始实施的我国成人人体尺寸国家标准， 该标准根据人 机工程学要求提供了我国成人人体的基础数据。 其中，立姿人体尺寸数据包括立姿 身高、立姿眼高、立姿肩高、肘高、挠骨点高、中指指尖高、手功能高、中指指尖 举高、双臂功能上举高、肩宽、最大肩宽、上肢长、全臂长、两臂展开宽、两臂功 能展开宽、两臂肘展开宽等尺寸；坐姿人体尺寸数据

23、包括坐姿上肢最大前伸长、坐 姿肩宽、坐姿肘高、坐姿下肢长、坐姿眼高、坐姿膝高等尺寸数据以及头、手、足 的相关尺寸数据。 这些人体数据为操纵机构的合理设计提供了有力支持， 操纵机构 的高度设计，作业空间的最大范围、正常范围、最佳范围的确定以及各种控制器、 控制台、操作平台的设计都应以人体尺寸数据为依据， 力求操作者操作方便、 安全、 舒适。3.2.4.3 人的视野范围和视距范围对操纵机构设计的影响 人的视野是指眼球不转动的情况下能看见的空间范围。 单眼对于黑背影上的白 色对象的平均视野范围为：从眼球中心向外侧 9094、向内侧6062、向下 6578、向上5560 ;双眼在水平方向上大约增加到1

24、20。人的视野范围对于 颜色的视野比黑背影下白色对象的视野小， 尤其对绿色感受的视野范围最小。 为此， 在操纵机构的布置和色彩的设计方面， 应按人的视野范围合理安排， 以求达到好的 视觉效果在视野边沿上，人只能观察出物体的出现，但不知其形状。因为此时物体是处 于与视野中心(沿水平线)超过5060的情况下，要辨认清楚只有使物体处于3040的视野范围之内。从人的视野特性可知， 人的横向视野大于纵向视野， 最有效的视野区为以水平 线向上3 0、向下 40，以鼻为中心左右1520的范围之内，其中在 3以内为最佳 视觉区。视距范围是指人的眼睛观察操纵器的正常范围，一般选取 560mm左右为最佳 视距，最

25、大视距为760mm最小视距为380mm左右。另外，眼睛在水平方向上的运 动速度比垂直方向上快，且不易疲劳。根据上述视野特性，在设计操纵机构与控制 面板时，应充分考虑操作者的视野范围和视距范围， 将常用的指示器置于眼高偏下 30左右，并以此为中心左右分别偏离 30的范围最佳。3.2.4.4 人体操纵力的选择在操纵机构设计中，必须考虑人体用力的限度，而操纵力的大小取决于人体 的姿势、着力部位以及力的作用方向。(1) 手的操纵力。坐姿时，手操纵的一般规律为右手力量大于左手。手臂处于 侧面下方时，推、拉力都较弱，但其向上、向下的力较大。拉力略大于推力，向下 的力略大于向上的力， 向内的力大于向外的力。

26、(2) 脚的操纵力。在作业中，操作者用脚操作的场合也是很多的。脚产生的操 纵力大小与下肢的位置、 姿势和方向有关， 下肢伸直时脚产生的力大于下肢弯曲时 脚产生的力；坐背有靠背支持时脚可产生最大的力。立姿时脚的用力比坐姿大，一 般坐姿时右脚最大蹬力平均可达2 568N,左脚可达2 3622据测定，膝部伸展角度 在13O150或16O180之间时脚的蹬力最大7般情况下右脚的操纵力大于左 脚的操纵力，男同志的脚力大于女同志的脚力。根据上述人体肢力的特点，在设计 操纵机构时应充分考虑操作者工作时的体位， 采用适当的增力机构， 将操纵机构的 原始力调整到人体最适宜的用力范围之内， 避免因操作困难使操作者

27、过度疲劳， 影 响工作情绪。总而言之， 应用人机工程学原理进行操纵机构的设计， 有利于最大限度地改善 人机关系，使人与机器达到最佳匹配，对于提高劳动生产效率，改善劳动者的劳动 条件，减轻操作者的劳动强度，为操作者提供方便、安全、舒适的工作环境是非常 有益的，而且也能取得良好的效果。由此可见，也只有根据人机工程学原理设计的 汽车产品，才能给人们带来舒适的驾乘感觉 , 最终才能被消费者所接受。3.3 锁定装置方案分析自锁装置变速器为防止自动脱档， 并保证轮齿以全齿长啮合， 应在操纵机构中设有自锁 装置。因为变速器在挂档过程中， 若操纵变速杆推动拨叉前移或后移的距离不足时， 则滑动齿轮（破整合套）与

28、相应的齿轮 （或接合齿圈 ）将不能在全齿长上啮合， 因而影 响齿轮的寿命。即使达到全齿长啮合，也可能由于汽车振动或其他原因，使滑动齿 轮（或接合套 ）自动轴向移动，田田减少了齿的啮合长度，甚至完全脱离啮合，即自 动脱档。I）结构：多数变速器的自锁装置由钢球I和弹簧2组成（图10-20）。在变速器盖6 前端凸起部位钻有三个深孔， 位于三根拨叉轴 3的上方。 每根拨叉轴对着钢球 l 的一面有三个凹槽 （槽的深度小于钢球半径 ），中间的凹槽为空档定位， 中间凹槽至两侧 凹槽的距离等于滑动齿轮（或接合套）由空档换入相应档（保证全齿长啮合）的距离2）工作：自锁钢球被自锁弹簧压入拨叉轴的相应凹槽内，起到锁

29、止档位的作用,防止自动换档和自动脱档。换档时，驾驶员施加于拨叉轴上的轴向力克服弹簧与钢 球的自锁力时，钢球便克服弹簧的预压力而升起，拨叉轴移动，当钢球与另一凹槽 处对正时，钢球又被压入凹槽内，此动作传到操纵杆上，使驾驶员具有“手感”。图3-4 变速器的自锁及互锁装置I-定位钢球；2-定位弹簧；3-拨叉轴；4-互锁顶销；5-互锁钢球（或互锁销）；6-变速器盖互锁装置变速器为防止同时挂入两个档位，必须在操纵机构内装设互锁装置。因为若变 速杆同时推动两个拨又，即可能同时挂入两个档位。由于两个档位的传动比不同， 必须使啮合的各个齿轮相互产生机械干涉，变速器将无法工作。情况严重时还将使 零件遭受破坏。锁

30、球（销）式（I）结构：图3-4所示属于这种型式。在三根拨叉轴所处的平面且垂直于拨叉轴的横向孔道内，装有互锁钢球5（图3-4a）或互锁销5（图3-4b）。互锁钢球（或互锁销） 对着每根拨叉轴的侧面上都制有一个凹槽且深度相等。 中间拨叉轴的两侧各有一个凹槽。任一拨叉轴处于空档位置时，其侧面凹槽正好对准互锁钢球（或互锁销）。两个钢球直径之和（或一个互锁销的长度）等于相邻两拨叉轴圆柱表面之间的距离加 上一个凹槽的深度。中间拨叉轴上两个侧面之间有通孔，孔中有一根横向移动的顶销4,顶销的长度等于拨叉轴的直径减去一个凹槽的深度。互锁原理：当变速器处于空档位置时，所有拨叉轴的侧面凹槽同钢球、顶销 都在同一直线

31、上。在移动中间拨叉轴2时（图3-5a），轴2两侧的钢球从其侧面凹槽中 被挤出，两侧面外钢球4、6分别嵌入拨叉轴I和3的侧面凹槽中，将轴I和3锁止在空 档位置。若要移动拨叉轴3,必须先将拨叉轴2退回至空档位置，拨叉轴3移动时钢 球4从凹槽挤出，通过顶销5推动另一侧两个钢球移动，拨叉轴I、2均被锁止在空档 位置上（图3-5b）。拨叉轴I工作情况与上述相同（图3-5c）。I、2、3-拨叉轴；4、6-互锁钢球；5-互锁顶销；7、8、9-拨叉（或拨块）;10-变速杆下端球上述互锁装置工作情况可知，当一根拨叉轴移动的同时，其它两根拨叉轴均被锁止。但有的变速器互锁装置没有顶销，当某一拨叉轴移动时，只要锁止与

32、之相邻的拨叉轴，即可防止同时换入两个档有的三档变速器，操纵机构有两根拨叉轴，将自锁和互锁装置合二为一（图3-6厂 两根空心锁销I内装有自锁弹簧2,在图示位置（空档）时，两锁销内端面的距离a等 于槽深b,不可能同时拨动两根拨叉轴。自锁弹簧 2的预压力和锁销I对拨叉轴起到 自锁作用。图3-6 同时起自锁与互锁两重作用的锁止装置 I-锁销；2-自锁弹簧3.323转动钳口式转动钳口式互锁装置如图3-7所示。变速杆下端球头置于钳口中，钳形板可绕 a轴摆动。换档时，变速杆先拨动钳形板处于某一拨叉轴的拨叉凹槽中，然后换入 需要的档位，其余两个换档拨叉凹槽被钳形爪档住，起到互锁作用。图3-7 转动钳口式互锁装

33、置I-变速杆；2-钳形板总之，不论哪类互锁装置，其工作原理是一致的，即每一次只能移动一根拨叉 轴，其余拨叉轴均在空档位置不动。倒档锁变速器为防止误挂倒档，必须在操纵机构内装设倒档锁。汽车行进中，若误挂倒档，变整器轮齿问将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时若误挂倒档，则 容易出安全事故.倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加较大的力，才能挂入倒档，起到提醒作用，防止误挂倒档，提高安全性。弹簧锁销式倒档锁多数汽车变速器采用结构简单的弹簧锁销式倒档锁（图3-8） o由一、倒档从拨叉块2中的倒档锁销4及弹簧3组成。因此驾驶员要挂一档或倒 档时，必须用较大的力使变速柠1曲下端压缩弹簧3,将锁销4推向

34、右方后，才能使 变速扦下端进入拨块2的凹槽内。以拨动一、倒档拨叉轴而挂入一档或倒档图3-8锁销式倒档锁装置图3-9锁片式倒档锁装置I-变速杆；2-倒档拨块；3-倒档锁弹簧；4-倒档锁销1-手柄；2-变速杆；3-拉杆；4-弹簧;5-倒档锁片；6-倒档锁拨块；7-三、四档拨叉；8二档拨叉333.2锁片式倒档锁如图3-9所示。在变速杆2上装着拉杆3,其下端套装着倒档锁片5。锁片被弹簧 4压到最下面的位置（见图3-9a）。这时变速杆的下端可以进入拨叉铀上的三、四档 拨叉7和一、二档拨叉8顶部的凹槽中，但由于锁片5顶住倒档拔块6顶端的凸起部而 不能进入拨块6顶部的凹槽，因而在此情况下不可能挂倒档。需要拌

35、倒档时，必须 将手柄1向上提起（见图3-9b），通过拉杆3克服弹簧4的力，使倒档钦片5升高到倒档 拨块6的凸起部之上，才能使变速杆酌下端进入例档拨块6的槽中，以便拨动例档拨 叉轴而挂入倒档。3.4变速器操纵机构总体方案总述EQ109货车机械式变速器采用双杆远距离式操纵机构，使用锁销式同步器换档。变速器操纵机构中设有自锁装置，选用锁球式互锁装置，东风 EQ109变速器的倒档锁是弹簧锁销式如图3-8所示第4章设计计算及校核4.1初选参数力的传动比降低手柄操纵力，一个最有效的途径就是加大力传动比，但带来的负面影响 是手柄的行程将会加大。关于手柄的行程范围，根据人体工程学的要求，货车变速 操纵杆布置在

36、以座椅中心线离靠背 100mm处为圆心,以600mm为半径所画的圆范 围内较合适，并要求变速操纵杆手柄在任意位置时，均应位于转向盘下方和驾驶 员座椅右边，在离靠背100 mm处之前时，手柄高度不低于座垫表面。如在这个范 围内，驾驶员就能很好地抓握变速杆手柄进行操作，见图4-1。力传动比的大小不 仅影响手柄力的大小，而且影响手柄的行程。如JT 663型客车，采用EQ 140变 速器，前进档的行程都是13 mm ,采用了变速杆力传动比为7的直接操纵机构。 在不考虑变形下，手柄前进或后退的挂前进档的运动行程均为91 mm图4-1 变速杆手柄中心位置变速器的静态换档力对于变速器的静态换档力 , 国家是

37、有标准要求的。 对于中型车 , 要求其静态换档力w 500 N。EQ109C型变速器而言，其静态换档力为465 N。不考虑摩擦、防尘 套的变形作用，手柄操纵力应为66 N。不同厂家生产的不同型号的变速器，其静 态换档力是有差别的。变速器的换档力是驾驶员必须克服的力 , 属于有益阻力。4.1.3 耗散力在变速操纵中 , 驾驶员作用于手柄的力 , 并没有全部用于克服变速器的换档力 , 而存在部分甚至大部分通过物件的变形、 热量、声音等能量形式被白白地耗散 掉的问题。所谓耗散力 , 定义为驾驶员作用于手柄的力 , 除去用于克服变速器的换 档力后所剩余的力。耗散力通常表现在杆件与支承的摩擦、支承及杆件

38、的变形、防 尘套的变形、 传递中角度损失等 , 属于有害阻力。 对于设计人员 , 设计目的之一就 是尽量降低耗散力。一般可通过合理布置走向、优化支撑与防尘罩的结构、选用合 适支撑材料等措施来降低耗散力。4.1.4 操纵杆长度因为设计的是微型汽车换档操纵机构， 通过对市场上相关产品的调查， 结合本 次设计的需要，选取操纵杆长度为： 350mm。4.1.5 操纵杆运动范围（）据有关实验研究资料所确定的各种手控操纵器与人体尺度有关的尺寸参数， 操纵杆的前后最大运动范围为： 45 ，左右最大运动范围为： 90 。参照市场现有产 品，结合本次设计的需要，选取：操纵杆前后运动范围为：20 ;左右运动范围为

39、：15。选、换档摇臂长度及选、换档所需力矩通过在实验室实地测量，并参照EQ1090车型变速器设计参数，本次设计选取：换档摇臂长度：80mm ;换档力矩：15N m ;选档摇臂长度：80mm ;换档 力矩：25N m。选、换档摇臂运动范围（）参照相应车型变速器设计参数，本次设计选取：换档摇臂：前、后运动最大角度为：25 ;选档摇臂：向前运动最大角度为： 20，向后运动最大角度为：15。4.2具体参数的计算校核及相关机构的确定操纵杆支点的确定：因为换档摇臂在完成换档任务时，操纵杆和摇臂之间的运动关系较操纵杆和 选档摇臂的运动关系更简单明了，且易于计算，所以选择通过换档计算手柄支点， 而不是通过选档

40、来计算。O x mmC80mm15N m图4-2已知：操纵力为：66N;换档摇臂长度为：80mm所需力矩为：66N m，如图4-2，设AO X,则有:23100 66x 187.5x253.5x 23100x 91.124mm为了设计和制造方便，这里取x 92mm操纵杆直径的确定:在汽车行驶过程中，驾驶员通过操纵杆不断切换档位，达到汽车的理想性能。因此，操纵杆作为换档操纵机构的输入端，使用频率极高，和人的关系紧密，它的 强度、刚度对操纵的可靠性有着很大影响。在进行设计的时候，除考虑材料自身的 强度、刚度计算外，还需要充分考虑人为因素的影响。(1) 操纵杆材料：考虑到制造成本，参考现有相关零件的

41、材料，我们这里选A级Q235钢作为其制造材料。Q235钢是应用最广泛的一种碳素结构钢，多用于制作薄板、钢筋、各种型材和受力不大的机器零件，如拉杆、连杆、小轴等。(2) 确定操纵杆直径66350 x10 31580 10 310经比较，中型汽车换档杆直径一般均在16mm以下，所以Q235钢的屈服极限 选为 s 235Mpa (直径w 16mm)， b 140Mpa。因为操纵杆布置在汽车驾驶室 里，存在很多不确定因素，可能使操纵杆不能正确、有效地工作，所以为了确保其 使用时的可靠性，需选择安全系数n。考虑到操纵杆的实际工作情况，这里选n 314046.67Mpa材料需满足剪切强度条件，即QA0d4

42、 6646.67 1060.009m 9mm ,A0,又 A羊，4即操纵杆的直径只要：d 9mm即可参考同类产品的尺寸，同时为了制造方便，我们选d 13mm。(3) 操纵杆刚度校核在实际工程中，某些构件在工作中不仅需要满足强度条件，以防止构件破坏, 还要求其有足够的刚度，以限制构件的变形。I 210mm A F 66N图4-3d464操纵杆的惯性矩(圆截面)：3 49413 101.37 10 9 m4由图4-3可知，操纵杆的最大挠度在自由端截面，其值为: 3 f也 3EI35210 103 210 1091.37 10 93.76 10 4m般轴的许用挠度（钢的弹性模量E 210 109Pa

43、）丄丄l200900210 10 350050044.2 10 m操纵杆满足刚度要求。（4）操纵杆的稳定计算工程中有许多受压杆件，如厂房中的柱子、桁架结构中的压杆、内燃机的连杆、液压缸的活塞杆等都存在稳定性问题。压杆失稳是突然发生的，其后果，轻则 导致构件失效，使构件不能正常工作；重则引起整个机器或结构的毁坏，造成严重 后果。因此，在设计杆件时必须考虑稳定性计算。压杆的失稳实际是指当轴向压力接近某个极限压值（该极限压值的上限即为 理想压杆的临界力）时，其弯曲变形急剧加大而丧失承载能力的现象。解决稳定性问题的关键，在于确定压杆的临界力 巳。由材料力学知，各种杆 端约束条件下细长杆的临界力公式可用

44、下列形式，即Pcr2eil2为长度系数=2,因为操纵杆在使用中为一端固定，一端自由的结构形式，所以长度系数 则操纵杆的临界力:2993 22 210 10 3210 10137 1015758.94N校核操纵杆稳定性:校核稳定性所用的稳定条件通常有两种表达形式：用安全系数表示和用许用 应力表示。这里，我们用稳定安全系数法，即n辛入，为稳定安全系数。一些难以避免的因素，如荷载的偏心、材料的不均匀等，对杆件的稳定性的 影响比对强度的影响要大，它们使临界力显著下降。所以，稳定安全系数通常规定得比强度安全系数高。因此，这里选nw =4,考虑到在一般的操作中，人手操纵操纵杆的力不会超过150N，所以，我

45、们这里将各种意外因素考虑其中，保守选取P 300N。P 300N n 巴氓4 52.53 nwP 300因此，操纵杆满足稳定性要求。423操纵杆中间轴直径的确定(1)确定操纵杆中间轴直径对中间轴受力进行分解可知，中间轴受到人手操纵力的分力力矩和变速器顶盖平衡弹簧（旋扭转弹簧）的回位力矩中，扭转弹簧的回位力矩为选档摇臂的工 作时所需的力矩减去其自身的弹簧回位力矩。 通过对相关变速器的测量，选档摇臂 自身的弹簧回位力矩为5N m左右。因为选档摇臂工作所需的力矩为 25N m，所 以中间轴弹簧的力矩为20N m，参考相关产品尺寸，我们确定 AO=5cm，AB=B0=2cm，贝U：F2400N20N

46、m25 10 mF2在B点处的等效力:F2 5 105 2 10 2800NF3为R的一个分力，其大小为:F3FisinFisin135.14Nsin 15由图可知，点B处的力:Fb F2 F3800 135.14 935.14 N中间轴的材料和操纵杆相同，为Q235钢，其许用剪应力QA0AQA0,又A。d ，4 d /4Q - d 4 935.14J60.0051m 5.1mmV 46.67 10646.67Mpa，即，只要中间轴直径d 5.1mm就满足强度条件。为了制造的方便，参考市场上销售的相关产品，这里选d 9mm中间轴刚度校核由图4-4可知,中间轴的惯性矩（圆截面）Izd4643 4

47、1049 10 33.22 10 10 m464点B处的挠度为:ql3B 3EIF3I3EI3 3135.145 2 103 210 1093.22 10 100.1 10点A处的的挠度为:3qiA3EI 3EIF2I33 34005 10 393 210 103.22 10 100.25 10则中间轴的挠度为:B 0.25 10 6m 0.110 7m 0.2610 6m轴的许用挠度l2009005005 10 35001 10 5m 10 10 6m中间轴满足刚度要求因为中间轴不具有压杆特征，所以不对其进行稳定性计算。第 5 章 台架实验台架实验用于测定总成及其主要零部件的强度、 刚度、疲

48、劳寿命、噪声、润滑、 传动效率等。因为汽车换档操纵机构涉及的关键部件不多， 考虑到其使用频率极高， 从设计 和使用的角度出发， 主要是对其耐久性进行实验， 即操纵机构的使用稳定性和可靠 性。对换档操纵机构的进行台架实验，一般是在专用实验台上进行，如：换档机构 耐久性实验台，由机械产生动力，对换档机构进行不实际操纵中的模拟5.1 换档操纵机构耐久性实验评价指标在施以一个相当于人手最大操纵力（根据人机工程学确定）后，按人手习惯进 行前、后、左、右四个方向上的往复移动， 换档操纵机构的软轴工作寿命不小于 106 次。5.2 实验目的检验换档操纵机构的耐久性。5.3 实验方法实验装置：换档操纵机构耐久

49、性实验台； 实验程序：把换档操纵机构安装在实验台上，将操纵机构底座固定于实验台， 用实验台上设备分别将换档杆和换档软轴固定住，换档杆在实验台工作时可以移 动。待安装好后，启动实验台设备，使换档杆在实验台的操纵下，进行不间断的往 复运动即可。第 6 章 设计总结换档操纵机构作为变速器的控制装置， 和汽车能否正常行驶关系密切。 一 套设计合理、 工作可靠的换档机构仅管不及发动机在整车中的地位， 但却是每辆汽 车缺一不可的。鉴于设计思想和总体布置的原因，以及软轴的诸多优势，我们在微 型汽车上采用双软轴的换档操纵设计。 因为驾驶员在换档过程中和换档操纵机构直 接接触，所以，设计换档机构必须考虑到人的因

50、素，不能脱离人而盲目设计。通过这次对轻型汽车换档操纵机构的设计，使我明白，汽车上的任何零部件， 不管其是关键的， 还是次要的；不管其是大的， 还是小的，它的设计都是一个复杂、 系统的过程，必须采取合理的方法设计、计算，并进行必要的校核甚至实验，因为 设计中一个极小的纰漏或错误都可能造成不可估量的损失。 在设计时， 还应注意产 品的系列化、零部件通用化及零件设计的标准化，即“三化”问题。另外，选用零 件的时候，也应注意尽量选择标准件。除此之外，通过这次设计，还让我对汽车的变速器、变速器操纵机构有了进一 步的认识； 了解了目前国内外变速器及其操纵机构的先进技术和发展趋势， 同时也 了解了我国微型汽

51、车的发展现状。综上所述，在换档操纵机构的设计计算中，对操 纵杆和软轴的计算、校核显得尤为重要，如果在强度、刚度上达不到设计使用的要 求，必然会使其在工作中出现操作失效的结果，轻则造成车辆不能正常行驶，重则 会影响人们的生命财产安全。 因此，尽管换档操纵机构在车辆的设计、 制造过程中， 不属于关键部件， 但倘若它不能有效地工作， 同样会给车辆的正常行驶带来巨大影 响，甚至给人的生命财产造成威胁。通过对设计的计算校核， 让我对以前所学的理论知识进行了一次梳理， 发现了 自己知识结构上的漏洞，并通过这次设计的机会，在即将走出校园之前，进行了及 时地查漏补缺，为以后走上工作岗位起到了一定的积极作用。当

52、然，在本次设计任 务中也还存在不少问题。 由于不少零件还没有国家标准， 所以很多时候参考的数据 为制造企业的企业标准，有的数据甚至是在实验室通过对实物的测量比较得出的， 因而对最终的计算结果是否满足使用要求，还有待于通过实验验证。同时，在一些 计算环节忽略了对个别细小零件的计算校核，如：螺旋扭转弹簧等，这些零件在具 体的制造时可通过经验选取。参考文献1 邹婵. 双软轴操纵机构浅析 .綦齿传动 ,2003.22 孙卫平. 汽车变速器软轴操纵机构的设计 . 汽车技术， 2002.63 赵国华, 郭彩琴. 人机工程学在工艺装备操纵机构设计中的应用 . 山西机 械.2002.94 王望予，汽车设计 .

53、 机械工业出版社5 吴际璋等 .汽车构造 .人民交通出版社6 臧杰, 阎岩. 汽车构造 . 机械工业出版社7 黄天择, 黄金陵. 汽车车身结构与设计 . 机械工业出版社8 丁玉兰. 人因工程学 .上海. 上海交通大学出版社9 周应军. 变速软轴在汽车工程中的应用上海汽车， 2000(7)10 杨洪林, 刁可春,袁国兴. 机械基础 . 机械工业出版社 ,上册11 濮良贵,陈庚梅.机械设计教程 .西北工业大学出版社12 陈心爽,袁耀良.材料力学 .同济大学出版社13 胡仁喜,夏德伟,曹永刚.UG NX3.0中文版机械设计高级应用实例机械工业出 版社14 HindhedeI,Uffe.Machine

54、 Design FundamentalsA PracticalApproach.New York:Wiley,198315 Orlov P.Fundamentals of Machine Design.Moscow:Mir Pub.,1987参考文献1 刘惟信汽车设计 M 北京：清华大学出版社， 2001.2 龚微寒汽车现代设计制造 M 北京：人民交通出版社， 1995.3 林宁汽车设计M 北京：机械工业出版社，1999.4 陈家瑞汽车构造.4版M.北京：人民交通出版社，2003.5 王望予汽车设计.4版M.北京：机械工业出版社，2004.6 刘惟信驱动桥M 北京：人民交通出版社，1987.7

55、 林世裕膜片弹簧与蝶形弹簧离合器的设计与制造M.南京：东南大学出 版社， 1995.8 刘惟信汽车车桥设计M 北京：清华大学出版社，2004.9 张洪欣汽车设计M.北京：机械工业出版社，1989.10 吉林工业大学汽车教研室汽车设计M.北京：机械工业出版社，1981.11 机械工程手册编辑委员会机械工程手册专用机械卷( 三) 北京：机械工业出版社， 1997.12 日 小田柿浩汽车设计 M 徐逢源译北京：机械工业出版社， 1990.13 于美梅工业企业标准化 M 北京：中国标准出版社， 2003.14 郭启全.CAD/CAr基础教程M.北京：电子工业出版社，1997.15 黄天泽、黄金陵.汽车

56、车身结构与设计M.北京：机械工业出版社，1996.16 余志生.汽车理论.3版M.北京：机械工业出版社，2000.17 德Graf von H.-c.Seherr-Thoss ，等.万向节和传动轴M.伍德荣，等 译.北京：北京理工大学出版社， 1997.18 刘惟信.圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M.北京：人民交通出版社，1980.19 日 武田信之.载货汽车设计M.方泳龙译.北京：人民交通出版社，1998.20 德耶尔森赖姆帕尔.汽车底盘基础M.张洪欣等译.北京：科学普及 出版社， 1992.22 马天飞等.粘性联轴节在4WD车上的应用J.工兵学报.1991(1) :4953.23 冯振东空间万向

57、节传动的转角差和当量夹角的计算 J 汽车技术 1982(5) ： 2430.24 机械工程手册、电机工程手册编辑委员会机械工程手册：第 3卷专用机 械卷(第 2版)北京：机械工业出版社， 1997.25 德约森赖姆佩尔.悬架元件及底盘力学M.王瑄译.长春：吉林科学 技术出版社， 1992.26 毕大宁汽车转阀式动力转向器的设计与应用 M 北京：人民交通出版社，1998.27 德阿达姆措莫托汽车行驶性能M 黄锡鹏，解春阳译北京：科学 技术出版社， 1992.28 司利增汽车防滑控制系统一ABS与 ASRM.北京：人民交通出版社，1996.29 孟嗣宗，崔艳萍现代汽车防抱死制动系统与驱动力控制系统

58、 M 北京： 北京理工大学出版 社1997.30 程军汽车防抱死制动系统的理论与实践 M 北京：北京理工大学出版社，1999.31 黄天泽、黄金陵汽车车身结构与设计 M 北京： 机械工业出版社， 1992.32 郭竹亭汽车车身设计 M 长春：吉林科学技术出版社， 1994.33 程正，马芳武汽车造型M 长春：吉林科学技术出版社，1992.34 温吾凡汽车人体工程学M 长春：吉林科学技术出版社，1991.35 郭孔辉 计算钢板弹簧总成弧高的新方法 J 汽车技术： 1972(6) ： 6063.36 汽车工程手册编委员会汽车工程手册：基础篇北京：人民交通出版社，2001.41 林逸，施国标等电动助

59、力转向助力控制策略的研究 J 汽车技术， 2003(3).42 刘簨俊内燃机的排放与控制 M 北京：机械工业出版社， 2003.43 曾庆东机动车减振器设计 M 北京：机械工业出版社， 2000.44 Nakayama T， Suda E.The present and future of electric powersteeringJ Int.J. of Vehicle Design,1994， 15(3， 4， 5)： 243254.45 Yasuo Shimizu,Toshitake kawai. Development of Electric Power Steering.SAE Pa

60、per No.910014.37 汽车工程手册编委员会汽车工程手册：设计篇北京：人民交通出版社，2001.38 日 近藤政市基础汽车工程学 M 崔靖译西安：陕西科学技术出版社， 1987.39 王军，郭孔辉等粘性联轴器转矩特性研究 J 吉林工业大学学报， 1999(2).40 林逸，施国标汽车电动助力转向技术的发展现状与趋势 J 公路交通科 技，2001，3(2).学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下进行的研究工作所取 得的成果。尽我所知，除文中已经特别注明引用的内容和致谢的地方外，本论文不包 含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果。 对本文的研究做出

61、重要贡献的 个人和集体，均已在文中以明确方式注明并表示感谢。本人完全意识到本声明的法律 结果由本人承担。学位论文作者（本人签名） ：年 月 日学位论文出版授权书本人及导师完全同意中国博士学位论文全文数据库出版章程、中国优秀硕士 学位论文全文数据库出版章程（以下简称“章程”），愿意将本人的学位论文提交“中 国学术期刊（光盘版）电子杂志社”在中国博士学位论文全文数据库、中国优秀 硕士学位论文全文数据库中全文发表和以电子、网络形式公开出版，并同意编入 CNKI 中国知识资源总库，在中国博硕士学位论文评价数据库中使用和在互联网上传 播，同意按“章程”规定享受相关权益。论文密级：公开 保密（ _年_月至_年_月） （保密的学位论文在解密后应遵守此协议）作者签名： 年月日导师签名： 年月日本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文），是本人在指导老师的指 导下，独立进行研究工作所取得的成果， 成果不存在知识产权争议。尽 我所知，除文中已经注明引用的内容外，本设计（论文）不含任何其他 个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。 对本文的研究做出重要贡献 的个人和集体均已在文中以明确方式标明