换档过程范文

换档过程范文（精选6篇）

换档过程 第1篇

一、压力调节阀的工作原理及压力调节

本文以通用别克4T65E型自动变速器的压力调节阀 (其结构见图1) 为例, 介绍压力调节阀的工作原理 (文中提到的油道编号、节流孔编号均以4T65E型自动变速器为准) 。

1.压力调节阀的工作原理

油泵输出的压力油首先进入压力调节阀, 压力调节阀的第一个任务就是分流, 即将油泵的来油 (2号油道) 分为变速器用油 (18号油道) 和变矩器用油 (11号油道) , 其中优先保障变速器用油。由于发动机转速是变化的, 使常啮油泵的油量和油压也随之变化。但从变速器用油工况来看, 各执行元件油量使用饱和后要求稳定, 压力变化不宜过大, 压力调节阀此时将剩余的油全部输入到变矩器或散热器。经过变矩器工作或直接经节流后, 流入散热器冷却后再进行循环使用。

压力调节阀的滑阀调节控制之一是阀芯轴右端的控制油压, 它可分为直接从输入口引入和从输出口引入两种。油液通过节流孔进入阀芯底部 (右端) , 底部油压和另一端弹簧的作用力或其它控制油压共同控制阀芯轴的轴向位置, 也就是控制阀芯上槽与阀套通道之间的18号油道的截面大小, 用截面流量来控制输出油量和压力 (经节流孔阻尼, 底部油压上升有一个迟缓时间) , 这种以输出油液输入到底端的调节方法也称输出油压反馈调节。

另一种直接使从油泵来的输入油液进入阀芯轴底端的调节方法称为输入反馈调节, 它取决于油泵压力。在这类压力调节阀的芯轴上必须带有回油腔, 当油泵压力过高时, 反馈油压将阀芯轴托起, 使其与回油道接通或截面放大而回油减压。

自动变速器各执行元件的用油压力调节除取决于油泵压力外, 主要取决于阀芯轴槽腔至18号油道的开启截面通道的大小。变速器用油除了供应变速器各执行元件外, 还被设计为通过节流后再供给润滑油道或变矩器用油。由于润滑油或变矩器用油是需要不间断地供给的, 因此18号油道成为活动源的油道。当18号油道的供油量大于后面所需供油量时, 油压即上升;当18号油道的供油量等于后面所需供油量时, 油压即保持平衡;当18号油道的供油量小于后面所需供油量时, 油压即下降。所以, 变速器用油压力的调节, 只要控制好18号油道的开启截面即可, 这是一个不间断的、随机调节的过程。阀芯轴的位置控制, 取决于两端随机控制的油压和相对固定的弹簧力 (弹簧力等于弹簧刚度乘弹簧位移) 。

别克4T65E型自动变速器的压力调节阀, 其左端受8号油道 (转矩信号油) 、3号油道 (倒档油) 和39号油道 (强制1档油) 操纵控制, 它采用2个阶梯轴肩加外柱塞的结构, 控制压力调节阀阀芯轴向左移动, 3个控制油路都可使18号油道的开启截面增大, 提高供油压力。一般控制油道输入时都必须经节流孔阻尼, 产生压力差, 使阀芯轴移动延迟, 以缓和冲击。由图1可知, 右端的18号油道是16号节流孔、左端的8号油道是17号和31号节流孔、39号油道是14号节流孔。3号的倒档油道由于用于起步, 压力要求较高, 因此不需要节流控制。

2.压力调节阀油泵旁通卸荷油道

当车辆在平坦道路上行驶时, 变矩器由于锁止离合器的锁止而不参与工作, 此时变速器用油量很少, 如果此时油泵仍输出较大油量, 只能从卸荷油路卸载, 不仅消耗了功率, 也会使变速器油温升高。

别克4T65E型自动变速器的压力调节阀在2号进油道的左侧又增加了变量泵控制油道 (17号) 和回油通道 (42号) 。当TCC锁止时, 变矩器油路经19号节流孔阻尼油压升高后, 再流至散热器油道 (15号) 。油路压力升高也使压力调节阀底部油压升高, 推动阀芯再向左移动, 将旁通油道 (17号) 打开, 进入油泵定子的侧面, 推动油泵定子, 使油泵偏心距减小, 从而减少供油量, 卸去部分油泵负荷。旁通油道未打开时, 油泵定子在弹簧作用下回位, 17号油道则连通42号回油通道, 使油泵偏心距保持最大, 供油量也最大。19号节流孔相当于变量泵的开关, TCC锁止后或输出油压过高时, 油泵才会变量工作。

二、变速器工作油压变化的影响因素

变速器工作油压变化的影响因素有5个, 即档位、负荷、温度、换档过程、换档时间与适配压力的调节。

①档位:各档位油液的工作压力是不一样的, 它随着传递扭矩的大小而变化, 倒档和低速档时传递扭矩大, 此时的油压就高;高速档时随着传递扭矩的减少, 油压随之适度降低。

汽车在低速档和倒档时要求元件啮合更可靠, 输出油压应偏高一些。因此, 在手动1档 (39号油道) 和倒档 (3号油道) 时, 各自有一条油道通往压力调节阀芯的另一端 (左端) , 加大弹簧端的力, 使阀芯向右移动一点, 18号输出通道增大一点, 工作油压也相应增大一点。由于这两条油道无法从轴端进油, 只能采用阀芯周面进油, 因此这两腔的阀芯轴应加工为阶梯轴肩型, 且右大左小, 确保进油后阀芯轴向右移动。此外, 在座腔内加阶梯套管来保证阀芯轴可左右移动。阀芯轴左端面由转矩信号油 (8号油道) 作最主要的随机控制, 详细介绍见后文。

有些车辆将变速器档位工作油压分成三类, 第一类 (900~1300kPa) 是1档和倒车档;第二类 (600~900kPa) 是次低档, 也是变矩器参与工作时的档位油压;第三类 (350~550kPa) 是最高档、次高档, 也是变矩器锁止离合器参与工作时的档位油压。

②负荷:发动机的负荷随道路的变化、档位的变化增大时, 变速器的工作油压相应地也增大一些 (50~100kPa) , 以防止在大负荷工况时各制动器、离合器元件产生打滑现象。

③温度:随着变速器油温的升高, 润滑油变稀, 元件容易产生打滑, 因此随着变速器油温的升高, 变速器的工作油压也会随之提高来响应。另外, 变速器油温过低时, 为了保障低温大负荷工作, 有意识地将工作油压降低一些, 使执行元件、变矩器产生一定的打滑, 以缓和低温大负荷工作的负载和冲击。

④换档过程:自动变速器换档过程中对工作油压的要求较为复杂, 我们将在后面的章节进行详细分析。

⑤换档时间与适配压力的调节:在别克4T65E型自动变速器中, 还有个换档时间的长短与适配压力的调节的关系, 它是一种新颖的技术, 这部分也将在后面的章节中作详细介绍。

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换档过程 第2篇

驾驶手动变速器的汽车, 其换挡品质直接影响到驾驶员对整车的评判。影响换挡手感的因素很多, 影响最为直接的要属于变速器的操纵机构部分, 驾驶员通过拉索操纵着变速箱上的的选换挡摇臂, 最终的操作是换档拨头在一二档拨块、三四档拨块、五倒档拨块间的互相运动。如果拨头在三个拨块间的运动受阻, 就会影响到驾驶的手感, 表现为档位不清晰、换档卡滞等问题。因此, 拨头、拨块的合理设计, 对变速器换挡品质有着极其重要的影响, 文章通过设计过程中的一次故障及解决过程, 描述了拨头、拨块上倒角对选换档性能的影响。

2 选换挡拨头、拨块倒角作用

换挡拨头、拨块的具体参数由选换档行程, 以及选换挡机构的布置等因数确定, 过程不再介绍。主要讨论的是选换档拨头、拨块上的几个倒角的设计, 倒角大小的选择, 对换档手感有着直接的影响。

选档时拨头拨块上倒角的作用:换档拨头从空档进入一二档拨块的选档凹槽或退回空挡时, 如果拨头边缘超出凹槽范围, 倒角可以帮助推动拨块回到正确位置, 顺利挂上档位, 否者, 将出现选档卡滞现象。当倒角角度越大, 干涉时, 克服卡滞力越小。倒角值越大, 允许干涉的范围越大。

换挡时, 倒角作用类似, 能够防止换挡时两拨头与旁边的拨块相互干涉, 同时, 减小发生干涉时的力。

对于换档手感来说, 倒角越大, 换档时手感也就越好, 但由于其他原因的存在, 倒角如果取值过大, 就会产生其他问题。

3 故障件的发现与原因查找

上汽通用五菱汽车股份有限公司的一款老产品变速器存在着二档换三档不太顺畅的问题, 请来外国专家对变速器进行了全面研究后, 提出了相关的改进建议, 包括增大换档拨头、换挡拨块的倒角。

按照国外专家的建议, 对变速器做了改进, 并进行试验。试验结果发现, 二档换三档不顺畅问题解决, 但有一台变速器出现在挂二档退空档进三档时出现三、四、五、R档挂不进, 可以选档, 但是选一/二档时换档拨头有轻微卡滞现象。

故障件拆开操纵盖时发现换挡拨头在空挡位置, 但是变速器一/二档拨块没有完全退出空档位置 (如图2) ;拆开轴承箱发现, 由于变速器一/二档拨块没有完全退出空档位置, 此时互锁块还起作用, 所以无法挂别的档位 (如图3) 。对有可能导致变速器产生此故障的所有可能件进行更换与排查, 先后对选换挡摇臂总成、拨叉、拨叉轴、互锁块进行更换, 故障均未得到解决。最后更换换挡拨头与一二档拨块, 问题解决。通过反复试验, 发现问题就出在拨头与拨块上, 对拨头拨块质量检测, 均为合格件。

对比换挡性能提升前后的拨头、拨块, 两者的区别就是倒角大小问题。产生的疑问就是:是否就是由于一二档拨块、换档拨头倒角的增大, 导致该问题的产生。由于倒角的增大, 在二档退空档进三档时, 拨头通过拨块与拨头之间的倒角滑出, 回到空档位置, 对一二档拨块不起推动作用, 导致有效行程减小, 一二档拨叉轴不能正常回位。

4 问题的分析过程

4.1 一二档、三四档拨块间隙的计算

首先对拨头在二档向空档运动时与一二档、三四档之间的接触状态进行了确认。改变速器拨头设计在换档过程中, 受到选档回位弹簧力的作用, 拨头的一面永远是贴着三四档拨头面滑行的, 因此, 一二档拨块与三四档拨块之间的距离大小对拨头是否提前滑出一二档的凹槽有着至关重要的作用。

静态装配时, 影响一二档拨块与三四档拨块之间的间隙主要有:拨头、拨块自身公差, 拨叉轴间水平距离, 拨头、拨块在拨叉轴上安装角度偏差, 见图5, 拨头拨块的布置。

一二档与三四档拨块水平布置间隙, 尺寸链排布 (见图6) :

五倒档与三四档水平布置间隙:

拨头通过销孔与拨叉轴相连, 销孔的偏差, 对拨块的间隙有一定的影响:

三、四档拨叉轴销孔, 拨块角度偏差:

五、倒档拨叉安装为水平方向, 角度偏差摆动半径仅为拨头厚度, 影响忽略不计。

一二档拨头高31, 厚7。由角度形成的偏差:

与三四档靠近时, 31×Sin0.5°=0.27,

远离时, (31-7) ×Sin0.5°=0.209

三四档高度19, 由角度形成的偏差:19×0.0087=±0.166,

一二档拨块与三四档拨块间极限偏差:

此状态最大值状态下为:三四档拨块水平布置距离达到最大0.8+0.2mm, 同时, 一二档拨块, 三四档与拨叉轴按装偏差都达到最大值0.5°, 并且角度偏差方向完全相反, 两拨块远离。

五倒档拨块与三四档拨块间极限偏差:

由以上计算过程可以看出, 拨头的排布对间隙的控制有明显的影响, 五、倒档布置方式更有利于保证装配质量。

4.2 倒角增大后对拨块行程的影响

换挡性能提升后状态下:

沿拨头方向的最大倒角量:2×tan30°=1.155

拨头有效作用面极小值:拨头极小厚度—间隙极大值—倒角极大值

对倒角在极限位置进档时对拨块行程影响:

此数据为负值, 倒角已对换挡行程照成影响。

由于倒角为30°, 拨块间距离 (选档方向) 对行程 (换挡方向) 的影响:×tan 60°

极限位置下 (见图8) , 由于拨头倒角造成行程减小量0.165mm, 存在提前进入空档的风险, 需结合互锁块位置判断是否由此造成互锁块失效。

4.3 互锁块工作范围的计算

由互锁块的安装位置以及定位方式, 图9, 可以看出, 互锁块是通过一二档、三四档拨叉轴上的凹槽的相互位置关系来定位的, 空档位时, 拨叉轴上互锁块正对凹槽[2]。当进二档时, 拨叉凹槽越过互锁块圆弧面, 挂档成功后, 互锁块对准拨叉轴表面, 从而三四档拨叉轴, 五倒档拨叉轴均不能移动, 只有退出二档, 到空档时, 即互锁块再次对准凹槽时, 才能换新档位。目前故障变速器为换挡拨头已进入空档位置, 而互锁块却没有回到凹槽中, 造成其它档位无法正常进档。

只要互锁块中心进入凹槽部分, 在其余档位换档时, 就能将互锁块顶入拨叉轴上的互锁块凹槽中。

互锁块是通过一二档、三四档轴上凹槽定位的, 两凹槽中心的距离公差 (±0.05) - (±0.05) =±0.1, 拨叉轴上凹槽的宽度5.562, 见图10, 也就表明, 互锁块中心线与拨叉轴凹槽中心偏差在2.281范围内都能顺利换档, 减去互锁块凹槽的位置公差0.1, 也就是说公差范围在2.181内, 都能解除互锁作用。

4.4 验证拨头、拨块倒角对互锁块的作用

拨头拨块间偏离理论值:拨头拨块间间隙+拨头直径最大值到弧面接触点的距离+倒角导致行程减小量。

拨块与拨头之间的间隙, 拨块槽的尺寸122.0+01., 换挡拨头尺寸120-01., 因此, 拨头拨块之间的最大间隙12.3-11.9=0.4mm;换挡过程结束时由于拨头弧面形成的间隙约为0.3mm;由于倒角造成行程缩短0.165mm。

总的行程减小量:0.4+0.3+0.165=0.865mm。

排除拨叉轴、定排钢球、轴承箱等制造与装配偏差, 行程偏差依然在拨块的允许偏差内, 不会因此而造成空挡时不能解除互锁。造成此次故障的原因应不仅仅是倒角增大导致的。零部件质量问题是关键。

对拨头、拨块重新检测后发现, 一二档拨块与三四档拨块之间的距离为2.2mm, 远大于设计极大值1.375mm。

因此, 这才是造成换挡拨头在二档尚未退出时就滑入空档位的主要原因。换入换档性能提升后, 故障解决的原因:

对换档性能提升前状态拨头、拨块分析:

倒角量:2.5×tan9°=0.396

拨头有效作用面: (6-0.1) -1.375-1.1-0.396=3.029, 大于换档性能提升后的2.215mm

换挡结束后, 拨头沿选档方向的有效距离:3.029-0.53-1.1=1.399

此表明, 即使在零部件做到极大值时, 设计仍有1.399的余量, 即使拨块间距离 (1.375) 稍微超差, 拨头也不会提前滑入空档。但毫无疑问的是, 拨块间距离的控制不稳定, 增大了类似故障的风险。

5 结论

从故障的产生到排除过程、以及分析过程可以看出, 此故障的原因是采用新换挡拨头、拨块后, 对尺寸偏差敏感度增加, 而造成的, 零部件质量是控制类似情况再发生的关键。同时, 由于产品本身的设计差异以及零部件质量控制情况等因素的差异, 按照经验设计, 有可能隐藏着一定的风险, 需要反复的理论计算及试验检验, 降低风险。

摘要：文章通过对变速器选换档性能提升过程中曾经出现过换档卡滞的问题的分析与解决过程, 阐述了换档拨头、拨块倒角在选换档过程中的作用。通过计算与分析, 对问题的原因做出了合理的解释, 避免了类似问题的再次发生。结论表明, 拨头、拨块倒角选择是否合理, 直接影响到变速器的选换挡性能。

关键词：变速器,换挡拨头,换挡拨块,互锁块,倒角

参考文献

[1]周林福.汽车底盘构造与维修[M].北京:人民交通出版社, 2005.

某新车型汽车换档器设计校核 第3篇

1 换档器强度校核

1.1 结构模型分析

换档器结构见图1, 换档杆材料为45#铝合金, 座体及其他部件材料为PA66-GF30。换档器座体与车身连接支撑整个换档器的工作, 是整个换档器所受应力最集中的地方, 因此选择换档器座体进行强度分析。选择换档器座体的6个固定点作为6个方向的自由度约束条件 (见图2) , 运行Hypermesh、Abaqus软件处理和计算换档器座体结构, 分别对换档器的选档受力工况和换档受力工况进行分析。

1.2 结果分析

选档方向受力300N工况分析结果件如图3所示。

换档方向受力600N工况分析结构如图4所示。

由上可见, 选档方向受力300N工况换档器座体所受最大应力处的材料屈服强度为35Mpa, 换档方向受力600N工况换档器座体所受最大应力处的材料屈服强度为6.7 Mpa, 而换档器座体的材料屈服强度极限为70~80 Mpa。因此, 换档器在选档和换档方向均满足强度要求。

2 换档器档位布置和选换挡杠杆比的选择

2.1 换档器档位布置

由于此新车型匹配的变速器为常规五档变速器, 其中四档为直接档。因此换档器为常见的5个前进档和一个倒档的结构设计, 档位布置形式见图5。

2.2 换档器选换挡杠杆比的选择

影响驾驶员选换档操纵力一个很重要的因素为手动换档器上杠杆比, 在变速器内部杠杆比确定的前提下, 手动换档器上的杠杆比越大, 驾驶员选换档越省力但负面影响为换档手柄的行程将加长, 选换档行程越长如果驾驶员长时间进行选换档操作越容易疲劳。因此选换档杠杆比的确定要综合考量换档力和换档行程。

手动换档器选换档杠杆比计算简图如图6。换档杠杆比计算;选档杠杆比;

公式中L1为换档杆转动球中心至驾驶员握手柄的力作用点, H为换档杆下端的力臂, L2为换档杆转动球中心到联动臂的长度, L3为联动臂的长度, L4为选档臂转动中心到选档臂与选档拉索铰接点的距离。

如何取得换档力和换档行程的平衡点, 选择换档器杠杆比是关键。根据经验, 确定各个参数选择见表1所示。

最终确定初始换档器的换档器换档杠杆比为, 选档杠杆比为。

3 选换挡力及行程校核

3.1 设计所需的技术参数

3.1.1 变速器相关参数

3.1.2 换档器相关参数

3.2 换档器选换挡力设计校核

3.2.1 换档器选档力设计校核

换档器换档手柄端选档力Fs计算公式为:

式中:Fc为换档器选档回位弹簧力, 取Fc=9N;η为负载效率, 按0.85计算。

得出各档位换档手柄端选档力如表9所示。

1/2档、5/倒档符合企业内部标准选换挡力小于25N的要求, 3/4档不需选档, 因此没有选档力。

3.2.2 换档器换档力设计校核

换档器换档手柄端换档力Ft计算公式为:

得出各档位换档手柄端换档力如表10所示。

符合企业内部标准选换挡力小于25N的要求。

3.3 换档器选换挡行程设计校核

换档手柄处行程计算公式为:

换档杆选档或换档摆角α按三角函数计算。

3.3.1 换档器选档行程设计校核

换档杆选档摆角α1计算公式为:

选档臂摆角θ计算公式为:

公式 (5) 中:n为选档拉索符号系数, 选档拉索受推时n=1, 选档拉索受拉时n=2;为换档器端的选档拉索行程, 计算公式为:

公式 (6) 中, η为行程效率, 取η=0.85;β1为选档拉索导向管摆角, β1计算公式为:

由 (3) ~ (7) 可计算出各档位换档手柄处选档行程如表11所示。

1/2档、5/倒档符合企业内部标准选档行程30mm~50mm之间的要求, 3/4档不需选档, 因此没有选档行程。

3.3.2 换档器换档行程设计校核

换档杆换档摆角α2计算公式为:

公式 (8) 中:n为换档拉索符号系数, 换档拉索受推时n=1, 换档拉索受拉时n=2;L为换档杆与换档拉索铰接点相对于转动球心的偏心距离, 基于换档器的结构, L=68mm;为换档器端的换档拉索行程, 计算公式为:

公式 (9) 中, β2为换档拉索导向管摆角, β2计算公式为:

由 (3) ~ (10) 可计算出各档位换档手柄处换档行程如表12所示。

符合企业内部标准换档行程55mm~75mm之间的要求。

4 结束语

经过以上校核计算结果可知, 新匹配的换档器完全符合设计要求。而在随后的换档器台架试验和整车耐久性道路试验中, 我们取得了良好的预期效果, 从零件实物和装配到实车上的测试结果也表明了按照该校核方法得出的计算结果和趋势是吻合的。为以后换档器的设计起到引导作用。

参考文献

[1]张栋杰.乘用车机械式变速器远距离操纵系统的设计[J].北京汽车, 2011, (2) :6-8.

[2]康展权.汽车工程手册设计篇[M].北京:人民交通出版社, 2001.

[3]李伯岳.客车变速操纵系统的设计[J].客车技术与研究, 2005, 27 (1) :24-26.

[4]邹林峰.N200车型换挡操纵系统设计[J].企业科技与发展, 2009, (24) :51-54.

机动车塑料换档操纵机构分总成设计 第4篇

国内也有一些厂家生产塑料换档操纵机构分总成, 但基本都是使用在高档桥车上, 成本高, 大部份塑料换档操纵机构分总成是通过国外设计然后在国内生产的, 或者是从国外购买配件在国内组装的。国内企业自主开发能力不足, 产品的强度等性能较低, 不符合微车的使用特点, 而铁件操纵机构总成存在球座与球头配合间隙过大, 档位不清析, 挂档困难等问题。

同时原汽车整车厂也存在着操纵机构总成及选换档软轴总成由于分别由不同供应商提供给整车厂进行装配, 这种装配方式存在制造误差, 在整车厂进行装配时, 经常发生操纵机构总成与选换档软轴总成无法装配或装配后配合不当从而引发生产线停线等严重问题, 这种供货方式, 既存在产品在配送过程中生产的质量问题也增加了整车装配成本[1]。

针对上述缺点:设计一款塑料换档操纵机构分总成, 该项产品将采用塑料操纵机构替铁件操纵机构总成, 该产品同时也是以模块化的方式进行设计, 即以操纵机构总成、选换档软轴总成整合成大模块换档操纵机构分总成[2]。该设计方案使产品更加紧凑、, 安装方便、结构工艺简单、过渡接头少, 装配连接简捷方便, 易于维修, 有较解决操纵机构间隙过大, 档位不清析, 挂档困难的问题。而选换档软轴总成的铆接采用八方扣铆工艺, 有效解决了卡滞、卡死等问题, 降低售后索赔率, 提高产品寿命。

1 设计主要内容及创新点

1.1 主要内容及技术路线

1.1.1 主要内容

设计开发的主要内容是:根据前期研究塑料换档操纵机构分总成的情况, 以及市场使用情况, 有针对性地对产品进行结构优化, 根据微车配件市场需求, 进一步稳定产品性能, 调整铆接方式, 提高负载效率。

本项目的关键技术在于:一是塑料材料配制技术。该技术提高了塑料材料强度, 提高了产品的抗高、低温性。特别是在-40°低温下的能够正常使用, 不产生断裂, 以达到以塑代钢的目的;二是塑料操纵机构铸射工艺技术。是负载效率性能提高的关键, 针对不同产品尺寸, 设计调试模具, 重点对模腔进行改进, 提高产品性能及尺寸精度, 降低售后索赔;三是选换档软轴生产装配中的八方扣铆工艺。该工艺是利用柳州市金元机械制造有限公司自行开发的铆接技术, 具有行业先进性。

1.1.2 技术特点

本项目的技术特点有:

(1) 采用塑料材料针对微型车的结构特点进行模块化设计, 有效整合塑料操纵机构总成、选换挡软轴总成两部份成为一个模块;

(2) 选换档软轴总成的管接头铆接工艺采用自主研发的八方圆形扣铆工艺, 完全解决了六方冲铆工艺因管接头受力和变形不均匀导致的软轴软管钢丝排列不均匀引起的卡滞、卡死等质量问题;

(3) 提高换档操纵机构分总成负载效率, 原负载效率为65%, 更改后软轴负载效率为80%, 提高了15%;

(4) 原铁制换档操纵机构分总成的重量为2.36Kg, 塑料换档操纵机构分总成的重量为1.425Kg, 重量减轻了39.6%。

1.1.3 设计流程图

设计流程图:变速器参数→软轴参数→操纵机构参数→人机学原理数据→空间布局参数→三维数模设计→CAE分析→结构优化→输入验证→快速成型件→空间布局实车验证→模件制作→台架试验→实车路试→小批试制→批量生产

1.1.4 装配工艺流程

产品的装配工艺流程如下:

(1) 部装连动板组合件, 并在连动板内孔涂上适当的润滑脂;

(2) 将滑套及换档拉杆球头座套入操纵杆铆合件;

(3) 将操纵杆套入操纵杆球头座, 再将球头座套入操纵机构底座;

(4) 将弹簧套入底座焊合件的固定轴, 装好弹簧支脚, 并安装已经部装好的连动板组合件;

(5) 安装选档软轴总成;

(6) 安装换档软轴总成及密封胶套;

(7) 装配缓冲胶垫及套铜。

1.2 技术创新点

(1) 理论创新:塑料换档操纵机构分总成设计是集操纵系统、软轴传动技术、变速器相关标准参数、人机学原理等技术于一体, 塑料换档操纵机构分总成技术的创新点在于提高传动效率的优点, 提高传动效率解决了换档操纵机构操纵手感差、售后质量问题多等问题, 达到目前国内领先水平。

(2) 应用创新:塑料换档操纵机构分总成针对微车成本低、销量大、使用路况差、公用性强、少保养等使用特点, 以提高操纵舒适感和使用寿命、降低售后问题和整车重量、节约油耗为目的, 综合操纵系统、软轴传动技术、变速器相关标准参数、人机学原理等技术, 实现参数化设计的产品。采用可回收的塑料作为原材料, 产品重量仅为1.425Kg, 比原铁制产品重量减轻了39.6%, 从而降低整车重量及成本, 符合汽车材料技术轻量化和环保化发展趋势。产品结构工艺简单, 连接装配方便, 具有售后维修成本低等优点, 符合当今汽车特别是微车配件行业技术发展趋势。

1.3 技术创新

(1) 采用塑料材料针对微型车的结构特点进行模块化设计, 有效整合塑料操纵机构总成、选换挡软轴总成两部份成为一个模块;

(2) 管接头的铆接工艺采用自主研发的八方圆形扣铆工艺, 完全解决了六方冲铆工艺因管接头受力和变形不均匀导致的软轴软管钢丝排列不均匀引起的卡滞、卡死等质量问题。

(3) 采用自主研发的塑料成型材料及绕制推拉式软轴外管和轴芯技术, 提高软轴负载效率, 更改后软轴负载效率为80%, 提高了15%左右, 同时, 更改了选换档软轴总成的安装方式, 提高了生产效率, 降低了售后工时费用, 缩短5%的装卸时间。

(4) 产品是铸塑料操纵机构是射成型, 成型尺寸、性能比较稳定, 减少了安装、焊接等多道工序, 降低10%的制造成本。

目前, 世界汽车材料技术发展的主要方向是轻量化和环保化。汽车塑料相对密度低, 以塑代钢制作外装件, 可减轻汽车自重, 达到节能目的。减轻汽车自身质量是降低汽车排量、提高燃烧效率最有效的措施之一。据测算, 汽车自身质量每减轻10%, 燃油消耗就可降低6%~8%。在安全方面, 单位质量的塑料抗冲性不逊于金属, 有些工程塑料、碳纤维增强塑料还远高于金属。用可吸收冲击能量和震动能量的弹性体、发泡塑料制造仪表板、座椅、头枕等制品, 可以减轻碰撞时对人体的伤害, 提高汽车安全系数。结构件则多采用高强度工程塑料, 以减轻质量, 降低成本, 简化工艺, 如用塑料做燃油箱、发动机和底盘上的一些零件。所以采用轻型材料替代铸铁的材料生产汽车零部件是发展的大趋势。

2 塑料操纵机构结构设计

塑料操纵机构结构设计如图1所示。

塑料换档操纵机构分总成底座强度验证内容如下:

(1) 模型分析

(2) 最大应力分布图

(3) 最大变形分布图

(4) 分析情况

3 操纵机构底座与操纵杆球头座配合尺寸设计

4 换档操纵机构分总成结构设计

换档操纵机构分总成结构设计如图5, 分别由塑料操纵机构总成、选档软轴总成、换档软轴总成组成。

5 操纵机构分总成设计输入及其数据

操纵机构分总成设计输入, 具体输入数据如下:

5.1 变速器数据

(1) 变速器端选档摇臂R1:50mm, θ1=θ2=12.2°±2°换档摇臂R2:47mm, θ1=θ2=14.1°±2°

(2) 静态选换档平均力:选档47.5±10N

换档86±10N

5.2 操纵机构数据

(1) 手柄端静态选/换档力≤20N

(2) 行程:选档手柄行程=35~55mm

换档手柄行程=60~80mm

5.3 布局限制条件

(1) 换档机构底座的安装位置符合座椅下架上的螺栓孔;

(2) 换档杆的极限运动范围距离副仪表板框开口边缘≥10mm;

(3) 与各关联体之间的间隙距离≥25mm。

5.4 性能数据

(1) 选换档软轴行程效率≥90%

(2) 选换档软轴负载效率≥80%

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

4) 盐雾试验144小时

(5) 选换档软轴管接头拉脱力≥1500N

(6) 选换档软轴轴芯拉脱力≥2000N

(7) 选换档软轴轴芯承载推力≥500N

(8) 选换档软轴轴芯极限推力≥700N

(9) 选换档软轴轴芯破坏推力≥1000N

(10) 在选换档软轴安装面施加1500N的力, 底座无损坏;

(11) 换档平顺、选换档力度适中、无冲击/卡滞、精确、可靠、故障低。

5.5 手柄作用力计算

已知F1=56.29N, F2=90.32.N, a1=3.4, a2=5.76;

选档:1/2和5/R在计算时, 增加5N的回位弹簧力, 换档从1到R档计算时, 都增加5N的回位弹簧力。所以:

选档手柄作用力F3=F1/a1+5=56.29/3.4+5=21.55N接近目标值20N, 符合;

换档手柄作用力F4=F2/a2+5=90.32/5.76+5=20.68N接近目标值20N, 符合;如图6。

6 选换档软轴总成的结构设计[2]

选换档软轴由轴芯组件和耐压软管组件及其它部件组成, 如图7所示。它的轴芯是由多股钢丝构成, 是传递动力的部件, 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]。轴芯的处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承作用的软管, 钢丝的外层还有起保护作用的塑料层[1]。选换档软轴总成的结构设计, 因其具有柔软性和可弯曲性, 是推拉式软轴总成进行档位操纵代替刚性杆系操纵的重要部件。

7 软轴接头结构

软轴接头结构如图8所示。

对于图8所示的软轴接头, 无需依照实车布局构建模型。需将软轴变速器端的限位件、导向套及其与底座的相关连接件进行仿真分析。

(1) 换挡端的载荷传递到变速器端会有一定的传递损失, 可提供传递损失的测试值;

(2) 上述结构在工作状态下的受力方向及其力值。

尼龙换档操纵机构分总成模件化、参数化设计, 采用轻量化推拉式软轴直接连接变速器进行挡位转换原理, 具有分块组装变成模块化、设计参数化、减轻车身重量、装配简单、操纵方便灵活、节约能源、促进环保等特点。操纵机构总成用尼龙材料铸射成型代替金属冲压成型, 使产品更加简单, 占用空间小, 方便主机厂安装。提高了操纵舒适感和使用寿命、降低售后问题和整车重量, 产品结构工艺简单, 连接装配方便, 具有售后维修成本低等优点, 符合当今汽车特别是微车配件行业技术发展趋势, 对汽车行业的技术进步有一定的推动作用, 对汽配行业产品结构调整也有一定的促进作用。因此可说是有较高的学术价值, 市场前景非常广阔。

参考文献

[1]孙卫平.汽车变速器软轴操纵机构的设计[J].汽车技术, 2002, (6) :3.

换档过程 第5篇

关键词：变速箱,齿轮支撑方式,冷却与润滑油路,故障分析

0 引言

动力换档变速箱采用常啮合齿轮多轴传动,由液压离合器与机械机构结合实现综合换档,将液力变矩器传递来的动力,结合不同离合器实现不同的速比,传递给前、后驱动桥进行工作。变速箱离合器密封不良或润滑不佳是大多数变速箱出现问题的原因;另外变速箱中的油腻、杂质会直接影响到系统油压和动力传递,使变速箱提速减慢或失效,最终导致整车无法正常工作。为此进行变速箱保养、合理优化变速箱润滑结构是关键。

1 故障现象

动力换档变速箱在使用过程中,偶尔出现只前进无后退或变速箱离合器摩擦片烧死等现象。针对变速箱进行检查,发现其存在以下情况:①只有高速档无低速档(铜套磨损造成);②只有前进档无后退档位(缺少维护造成)。

2 故障分析与排除

(1)若只有高速档无低速档(或只有低速档无高速档),则说明高、低档机构铜套烧死在某一档位上或高、低档换档轴发生弯曲、变形,此时应拆下高、低档换档轴进行校直或更换铜套。

(2)检查变速箱的变速操纵压力为正常值(正常压力值为1.4 MPa～1.6 MPa)。若挂上前进档,变速操纵压力不下降,装载机只能前进;而挂上后退档,油压正常,装载机只能前进而不能后退,则说明前进档离合器烧死,应拆下前进档离合器检修。拆检时发现前进档离合器摩擦片烧损、拉伤或变形,外盘总成严重磨损;同时还发现前进档离合器活塞室内积存了大量的油泥脏物,使其倒空阀堵死,离合器活塞室的油液因随轴旋转而产生很大的离心力,使换档后的油液不能及时从离合器内腔排净,活塞无法及时回位,内、外摩擦片不能迅速彻底分离,造成前进档摩擦片磨损加剧。此时应更换主、从动摩擦片及活塞密封坏。

(3)挂上某个档位,检查变速箱的操纵压力是否下降。若操纵压力下降较快或达不到正常范围值,据此可判定该档离合器液压油泄漏,导致主、从动摩擦片打滑,产生滑磨,油温上升,使整车无法正常工作。泄漏部位主要有两处,其一是离合器轴盖的2个轴头密封环损坏,其二是变速箱离合器活塞异形密封环损坏。

(4)检查变速操纵阀杆是否到位。变速操纵杆由变速分配阀上的定位钢球来控制,换档时,拉动阀杆,定位钢球有跳动响声,则说明变速分配阀杆到位;否则变速分配阀杆没有到位,此时可通过调整变速分配阀内、外拉杆机构来实现,或通过调整变速操纵软轴的长短来实现。

3 设计改进

针对上述故障进行了分析总结,制定了可行性方案,对原变速箱的齿轮支撑方式及离合器冷却与润滑油路进行了改进设计。

3.1 变速箱齿轮支撑方式的改进

齿轮和铜套为合套件,且合套后不进行加工,因为过盈压装后铜套易产生变形,很难精确保证轴和铜套的间隙。如果间隙过小,在高速旋转的情况下,铜套会产生裂纹、烧死等现象。另外变速箱齿轮受力比较大,在使用过程中,铜套会出现严重磨损,久而久之,间隙过大,使齿轮在轴上发生偏摆。磨损后的铜屑在油液中循环流动,使变速操纵阀卡死或变矩器三联阀卡死,导致液压元件失效。为解决此故障,在满足转速和扭转力矩的情况下,决定将铜套支撑改为圆柱滚子轴承支撑,选用小过盈配合,这样就能很好地保证轴承有游隙,能够自由转动,并且该轴承能承受较大径向载荷,同时可承受一定量的轴向载荷。改进前、后变速箱的齿轮支撑方式分别见图1和图2。

1-隔套;2-齿轮;3-铜套;4-输出轴

1-隔套;2-齿轮;3-轴承;4-输出轴

3.2 冷却与润滑油路的改进

离合器内、外摩擦片在接合、分离转动过程中,摩擦片滑磨要产生一定的热量,如不能及时把热量带走将会影响离合器的使用寿命。润滑油对离合器的性能有一定的影响,若润滑油过少则不能将离合器的热量及时带走,导致离合器摩擦片严重烧损、拉伤或变形;过多将使离合器空转的功率损失增大,且使摩擦片摩擦系数有所下降。针对离合器摩擦片转速滑差不同,按不同的转速滑差和传力来采用不同的润滑油量。传动轴轴端受密封圈尺寸的限制,轴颈过大会造成密封圈的圆周速度较高,降低了密封的工作可靠性,因此轴径一般取为Φ32 mm,圆周速度不高于9 m/s。原设计润滑和压力油管采用双管路(见图3),并且油路不在轴中心,轴在高速旋转状态下将影响润滑油的进流量。为提高整车的可靠性和变速箱离合器的使用寿命,决定将其改为单管路设计(见图4)。改进后的离合器采用了强制性的冷却和润滑,离合器毂体上铣了许多相同的轴向油槽,同时在双联齿轮圆周上钻了4组Φ4的孔,以便让冷却润滑油顺利进入摩擦片之间或四周,在保证操纵压力的情况下,尽可能地满足润滑油的进流量,一方面起润滑作用,另一方面将热量和磨屑等杂质及时带走,保证离合器正常工作。

1-O型圈;2-轴;3-密封环;4-套;A,B,C,D-油路方向

1,2-O型圈;3-轴;4-油嘴;5-套;6-密封环;A,B,C,D,E-油路方向

4 结论

本文针对定轴式动力换档变速箱在工作中出现的问题进行了全面分析,总结了引起故障的原因,并分别进行了齿轮支撑方式和冷却润滑油路的改进设计。经过长期试验,解决了变速箱故障问题,延长了变速箱的使用寿命,最大限度地减少了该变速箱故障造成的经济损失,取得了良好的经济效益。

参考文献

[1]张福生,林慕义.车辆底盘构造设计[M].北京:冶金出版社,2007.

换档过程 第6篇

数控机床是高度机电一体化的典型产品, 它集微电子技术、计算机技术、自动控制技术及伺服驱动技术、精密机械技术于一体, 是现代机床技术水平的重要标志。随着先进数控设备的不断引进, 使得设备维修难度越来越大。本文以韩国HNK的HPM-30L龙门加工中心 (配置FANUC 16iMB数控系统) 主轴换档装置为例, 结合维修过程, 介绍其工作原理和排除故障的思路与方法。

1 主轴换档传动原理

为提高主轴低速时的输出转矩, 满足主轴低速大转矩的切削要求, 在大中型数控机床中, 主轴通常采用2级或3级齿轮换档传动。相对于一般的数控车床而言, 数控加工中心主轴换档为系统自动判别实现更换档位, 其自动化程度更高, 一旦出现故障, 则可能涉及数控系统、机械、电气、液压等多方面原因, 故障诊断更复杂。要解决好此类故障, 维修人员必须掌握数控加工中心主轴换档的控制原理、常见故障的诊断方法及实际处理过程。

图1是HPM-30L龙门加工中心主轴齿轮传动结构简图, 为2级齿轮换档传动:主轴电机与电机轴连接, 通过电机轴齿轮与中间轴的中齿轮连接传递给中间轴;中间轴的大齿轮与换档轴中的小齿轮啮合 (高档) , 或中间轴的小齿轮与换档轴中的大齿轮啮合 (低档) , 传递给换档轴;换档轴的中齿轮与主轴齿轮连接传递给主轴, 实现主轴的旋转。

2 主轴齿轮换档切换原理

FANUC系统中主轴齿轮的选择方式有两种:当NO.3706#4=0时, 主轴齿轮的选择方式为M型, 不输入齿轮的选择信号, CNC执行S指令, 根据事先由参数设定的各齿轮的转速范围选择齿轮, 利用齿轮选择信号的输出把选择的齿轮通知给PMC, 并用齿轮选择输出信号输出与该齿轮对应的主轴速度;当NO.3706#4=1时, 主轴齿轮的选择方式为T型, 由PMC输入齿轮选择信号, 并输出按此信号选择的齿轮所对应的主轴速度。HPM-30L龙门加工中心主轴齿轮的选择方式为M型, 当执行S指令时, 系统自动识别档位, 当需要换档时, 由PMC发出信号, 控制主轴电动机以换档速度旋转, 速度到达后, PMC随之发出换档控制信号, 由换档执行机构完成换档动作, 再由检测元件 (到位检测开关) 检测位置情况, 如果正常齿轮换档则切换结束, 否则系统发出报警。

齿轮换档执行机构与控制原理简图如图2所示, 换档装置为双油缸组合控制, 带动拨叉实现高、空、低档的控制。从设备维修的角度来看, 控制原理与机械结构是排除故障的重点, 相关参数出厂已设定好, 做好参数备份后可作一般了解, 在此不予详细介绍。

图2中X8.0, X8.1, X8.2, X8.3为高、空、低档位的检测开关信号, 是PMC的输入信号, 其逻辑关系如图3所示。空档位置时X8.2和X8.3为1, X8.0和X8.1为0;低档位置时X8.1为1, X8.0和X8.3为0;高档位置时X8.0为1, X8.1和X8.3为0。Y7.4, Y7.5, Y7.6, Y7.7为PMC的输出信号, 输出条件与系统的相关参数和逻辑条件有关, 控制电磁阀信号从而改变油路控制及换档位置, 其逻辑关系如图4所示。当执行空档位置时Y7.4和Y7.7为1, Y7.5和Y7.6为0;执行低档位置时Y7.5和Y7.7为1, Y7.4和Y7.6为0;执行高档位置时Y7.4和Y7.6为1, Y7.5和Y7.7为0。

齿轮换档切换过程如下 (如图2所示, 当前位置为空档) :当输出点为1时, 对应图2中油管的位置进油, 为0时回油;当检测开关感应到油缸活塞时输入点为1, 否则为0。当执行高档时, Y7.4和Y7.6处油管进油, Y7.5和Y7.7油管回油, 使一、二级油缸活塞杆向下移动, 通过导向杆带动拨叉, 换档轴齿轮向下移动, 使换档齿轮的小齿轮与中间轴的大齿轮相啮合, 到达位置后X8.0和X8.2位置检测开关检测到活塞, 信号为1, 完成高档切换动作;当执行空档时, Y7.4和Y7.7处油管进油, Y7.5和Y7.6油管回油, 使一级油缸活塞杆向下移动, 二级油缸活塞杆向上移动, 虽然液压油的压力相等, 但由于有杆腔与无杆腔活塞的受力面积不同, 一级油缸活塞杆下移到最低位置, 二级油缸活塞杆上移到与一级活塞杆接触后停止, 换档齿轮在中间位置, 与中间轴各齿轮脱开, 此时X8.2和X8.3为1, 完成空档切换动作;当执行低档时, Y7.5和Y7.7处油管进油, Y7.4和Y7.6油管回油, 使一、二级油缸活塞杆向上移动, 换档齿轮的大齿轮与中间轴的小齿轮相啮合, 到达位置后X8.1为1, 完成低档切换动作。

3 主轴换档典型故障与排除

3.1 实例1

HPM-30L龙门加工中心在执行换高档指令时主轴低速旋转, 直到系统报警:换档超时。

主轴低速旋转, 说明换档指令已经执行, 之所以报警是换档齿轮到位检测信号不正常。可能原因如下:

(1) PMC没有输出, 执行机构不动作, 无法实现换档, 超时报警。

(2) PMC有输出, 执行机构故障。

(3) PMC和执行机构都正常, 检测元件故障。

通过在线查看PMC梯形图换档时的相关输入、输出点发现:输出信号正常, 输入信号无变化;检查执行机构发现:相关的电磁阀线圈得电情况也都正常, 但观察电磁阀阀芯不动作, 检查线圈电阻为开路, 判断为线圈故障, 更换线圈后恢复正常。

3.2 实例2

美国ORION加工中心 (配置Siemens 840D数控系统) 换档过程中主轴一直正反向摆动, 直至系统发出换档故障报警。

通过系统诊断功能观察换档时相关PLC输入、输出点状态发现:输出信号正常, 输入信号无变化, 检查执行机构正常, 检查磁感应开关坏了, 更换后恢复正常。

4 结语

通过对各种系统数控机床主轴换档故障的维修, 发现主轴换档的机械结构大同小异, 都是控制器发出控制信号, 执行机构动作, 检测元件反馈, 只要按照这个顺序一步步检查, 会很快判断故障点, 对于相关参数很少出现故障, 如果不小心被更改了, 可恢复参数排除。

摘要：通过对韩国HNK的HPM-30L数控加工中心主轴换档原理及实例故障进行分析, 对数控机床主轴换档典型故障排除方法进行了总结, 为数控机床维修人员提供参考。

关键词：数控机床,主轴换档,传动,PMC,故障

参考文献