ZK6850HG2型客车远程换档机构机械部分设计【含7张CAD图纸】
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ZK6850HG2型客车远程换档机构机械部分设计
摘 要
目前大多数城市公交客车采用手动机械式变速器，驾驶员驾驶车辆时不得不进行频繁的选挡换挡操作，不但加重了驾驶员的劳动强度，影响汽车的行驶安全性，而且影响了汽车的燃油经济性。未解决存在的这些问题，本文设计一种电控气动式远程换档机构。
本文首先，对远程换档机构国内外研究现状进行调研；接着，通过对比提出本次ZK6850HG2型客车远程换档机构方案，即：采用电控气动式远程换档机构；然后，对各主要构件进行设计及校核；最后，对气动控制系统进行设计。
通过本次设计，得到了结构合理、工作可靠、性能优良的电控气动式远程换档机构，并且形成了一套通用的设计流程及方法，有利于今后电控气动式远程换档机构的设计与制造。
关键词：电控；气动；远程；换挡机构
Abstract
At present, most city bus adopt manual mechanical transmission, the driver has to carry out frequent shift operation when driving the vehicle, which not only increases the labor intensity of the driver, affects the driving safety of the vehicle, but also affects the fuel economy of the vehicle. In order to solve these problems, this paper designs an electronic pneumatic remote gearshift mechanism.
In this paper, first of all, the domestic and foreign research status of the remote gearshift mechanism is investigated; then, through comparison, the remote gearshift mechanism scheme of zk6850hg2 bus is proposed, that is, the electronic control pneumatic remote gearshift mechanism is adopted; then, the main components are designed and checked; finally, the pneumatic control system is designed.
Through this design, the electronic pneumatic remote shift mechanism with reasonable structure, reliable operation and excellent performance is obtained, and a set of general design process and method is formed, which is conducive to the design and manufacture of the electronic pneumatic remote shift mechanism in the future.
Key words: Electric Control; Pneumatic; Remote; Shift Mechanism
目 录
摘 要 I
ABSTRACT II
第1章 绪 论 1
1.1 研究背景及意义 1
1.2 国内外研究现状 1
1.2.1国外的发展状况 1
1.2.2国内的发展现状 2
1.3远程换挡机构简介 2
第2章 总体方案设计 3
2.1 设计要求 3
2.2总体方案设计 3
2.2.1方案选择 3
2.2.2原理说明 3
2.3总体结构 4
第3章 主要零件的设计 6
3.1 换挡气缸的设计 6
3.1.1 气缸主要尺寸的确定 6
3.1.2 气缸的校核 7
3.2换挡操纵机构设计 9
3.2.1初选参数 9
3.2.2参数计算及相关机构的确定 11
3.3其他机构设计 16
3.3.1球形手柄 16
3.3.2变速杆 16
3.3.3锁定装置设计 16
第4章 气动系统设计 20
4.1气动回路设计 20
4.2气动元件的选择 20
总 结 25
致 谢 26
参考文献 27
III
第1章 绪 论
1.1 研究背景及意义
随着汽车工业的发展，人们对车辆的功能和使用性能提出了越来越高的要求，尤其是安全性和操纵舒适性。对于大型客车和载货汽车而言，由于后置发动机总体布置方式的种种优点，被越来越多地采用在汽车的整体布置上；但后置发动机汽车由于变速器和发动机一起布置在汽车尾部，使得变速器离驾驶员座位较远，因而需要在变速器操纵手柄与换挡拨叉之间安装一些辅助杠杆或传动机构，构成远距离操纵，这种换挡方式称为远程换挡。远程换挡应具有足够的刚性，且各连接件间隙不能过大，否则换挡时手感不明显；然而目前的操纵机构操纵起来比较费力，为减轻驾驶员的劳动强度，使其有更多时间注意道路工况和车况，提高行驶安全性，迫切需要改进现有的换挡操纵机构。
目前大多数后置发动机汽车的远程换挡操作都是通过拉线或者拉杆的机械传递方式实现的。对拉线式远程换挡机构而言，长时间的换挡操作会引起拉线的塑性变形而导致换挡不准确；而对于拉杆式远程换挡机构而言，换挡操纵机构的质量和转动惯量太大会导致换挡费力，频繁换挡会导致驾驶员疲劳过度。目前大多数城市公交客车采用手动机械式变速器，驾驶员驾驶车辆时不得不进行频繁的选挡换挡操作，不但加重了驾驶员的劳动强度，影响汽车的行驶安全性，而且影响了汽车的燃油经济性。
因此，如果对现有的换挡操纵机构加以改进，使其能结合实际车速和发动机转速作出一种最佳换挡选择并给驾驶员换挡提示，将既能减轻驾驶员的劳动强度，提高汽车行驶安全性，又可以提高汽车的燃油经济性。
1.2 国内外研究现状
1.2.1国外的发展状况
基于传统的机械变速器的电子控制自动换挡系统在国内开始有所研究，但基本上只局限于一些相关的大学和研究机构的研究试验，市场上此类成熟产品还比较少见。
在国外，以德国奔驰公司推出的Actros系列重型载重汽车为代表，基于机械式变速器的电子控制换挡系统已投入市场使用，它以气压传动的方式实现汽车的远程换挡，以电控的方式保证汽车最佳换挡。Actros系列重型载重汽车配置了设计先进、传动效率高、维修成本低的16挡全同步器机械变速器，并配备智能自动换挡系统，它将现代计算机控制系统取代机械变速器的手动换挡系统，使机械变速器换挡操作全部自动化。智能自动换挡系统由换挡手柄、车辆控制模块、发动机控制模块和变速器控制模块4个部分组成。换挡手柄安装在驾驶员右侧扶手前端，与车辆控制模块连接，扶手与手柄可一起收放。
1.2.2国内的发展现状
目前在国内，出于经济成本的考虑，大多数生产厂家选择了拉线/拉杆式纯机械式的解决方式。这种机械式远程换挡机构虽然结构相对简单，技术成熟，经济成本低，但无法解决汽车驾驶过程中换挡操纵困难的问题。虽然一种操纵机构SPARE PARTS AND COMPONENTS配套产业指令。变速器控制模块安在变速器右侧，控制10个电磁阀工作。换挡时，驾驶员右手放在手柄上搬动手指按钮即可换挡，换挡手柄向车辆控制模块发出换挡指令，车辆控制模块将换挡手柄信号输入到总线网络，通过总线输入到变速器控制模块控制换挡。这种智能换挡机械变速器还具有动力模式、经济模式以及滑行模式等配置。尽管变速器内部为机械变速器，但从驾驶员的驾驶操作感觉来看，完全可以与自动变速器媲美，同时降低了维修成本和油耗，提高了承载能力。
1.3远程换挡机构简介
由于传统的机械变速器结构简单、传动效率较高且技术成熟，故其使用非常普遍，而且当前市场上大多数后置发动机大客车均采用机械变速器。
（1）拉杆/拉线操纵机构
在所有可行的改进方式中最为经济和简单的方法就是对传统拉杆/拉线机构进行简单的改进。为了尽可能减小拉杆操纵机构的转动惯量，可以在关键部位采用新型轻质高强度材料，这种方法虽然可以在一定程度上减轻驾驶员的换挡操作，但它并不能从根本上解决远程换挡操纵困难的问题。
（2）电控-气动式操纵机构
这种改进方式通过电子控制 后置发动机大客车远程换挡操纵机构的研究与开发和气动操纵的方式，开发出一套电子控制单元和气动执行机构来取代目前后置发动机汽车拉杆/拉线式远程换挡操纵机构，从根本上解决了换挡操纵困难的问题。为了避免重复设计，该机构采用传统换挡手柄和机械变速器，通过在换挡手柄上安装位置传感器获取驾驶员给出的换挡信号，处理后的信号进入电控单元，通过电磁阀控制与变速器拨叉相连的工作气缸来执行相应的换挡操作。
（3）电控-液压式操纵机构
与上述电控-气动式操纵机构相比，此种改进方法的区别在于执行驾驶员换挡命令的执行机构是一套受控于电控单元的液压系统。考虑到在传统汽车底盘上安装一套额外的液压传动机构其成本和复杂性都要高于气动机构，而可靠性又不如前者，因此，这种改进方法的综合效能不如电控-气动式操纵机构。
（4）电控-电动式操纵机构
这种改进方法与前2种类似，不同之处在于其执行机构是一套步进电机和换挡拉线。由于步进电机的控制比电磁阀的控制要复杂，同时换挡拉线在长时间工作后会影响到换挡准确性，因此其综合效能也比不上电控-气动式操纵机构。
第2章 总体方案设计
2.1 设计要求
通过电子控制和气动操纵的方式，开发出一套电子控制单元和气动执行机构来取代目前后置发动机汽车拉杆/拉线式远程换挡操纵机构，从根本上解决操纵困难。解决驾驶员的操纵疲劳，减少安全隐患。中国大部分地区的大型客车都是拉杆型传动，手柄带动拉杆，对驾驶员操纵压力过高使其远程操纵让驾驶简单化快捷化。
2.2总体方案设计
2.2.1方案选择
由对上述1.3节几种类型换挡机构的比较可知，在不进行大规模重新设计的情况下，在后置发动机汽车传统远程换挡机构中，电控-气动式换挡操纵机构的工作效能最为稳定，而且结构相对简单，成本也较低。
同时，由于目前广泛使用在城市公交车上的变速器仍然是传统的手动式机械变速器，驾驶员仅能凭经验来确定换挡时机和选择挡位，对于不太熟练的驾驶员而言，这不仅加重了驾驶员的劳动强度，也影响了汽车的燃油经济性。如果改进后的换挡机构能结合实际车速和发动机转速作出一种最佳换挡选择并给驾驶员换挡提示，则既能减轻驾驶员的劳动强度，提高汽车的行驶安全性，又可以提高汽车的燃油经济性。
2.2.2原理说明
（1）工作原理
当驾驶员作出一种换挡选择时，安装在驾驶室换挡手柄上的信号传感器采集到驾驶员选择的挡位信号，将处理后的挡位信号输入到电子控制系统，电控系统根据一套控制程序控制安装在汽车尾部的气动电磁阀的开闭，电磁阀再控制与变速器换挡拨叉相连的工作气缸完成最终的换挡操作。其工作原理如图1所示。
汽车的实际车速Va、发动机转速n和传动系传动比igi0有如下关系式：
ua=0.377Va
nr
igi0
其中，i0是主减速器传动比，ig是变速器挡位传动比，r是驱动轮半径。某一实际车速Va和发动机经济转速n都有相应的传动比与之对应，电控系统将根据车速传感器和发动机转速传感器检测到的车速及发动机转速信号自动计算出当前状态下的变速器挡位传动比，作出最佳换挡提示并显示在驾驶员仪表板上。
（2）系统结构
在不改动原有汽车总布置的情况下，将最终执行换挡操作的工作气缸布置在汽车尾部与变速器拨叉相连，系统结构简图如图2所示。
图2-1 电控-气动式换挡操纵机构的工作原理简图
图2-2 电控-气动式换挡操纵机构的系统结构简图
2.3总体结构
气动换档通过利用气压来控制气缸的工作，进而实现换档，只需要确定换档杆可以在两个方向上移动或者转动，就实现了档位的变换。
经过测量换档杆所连接的变档轴在换档的时候，转过的角度为30-40度，而设计所采用的是只能直线往复运动的活塞式气缸，通过设计，将原来手动换档时换档杆走的圆弧轨迹改变成接近于直线的弧线轨迹，便于气缸工作。
发动机变速箱内初始档位是空档，将换档杆上端连续向前推动所得到的档位变化是，0-1-3-4-3-2-0。若想得到0-1-2-3-4-3-0的档位需要的事先将换档杆向前推动，然后在向后推动（需要推动较大距离，否则将回到空档），最后在连续向前推动将得到连续档位（其中有的档位之间与档位之间会有其他档位所以其推动距离就会适当变长）。经过测量，换档杆上下两处推动距离基本一致，在12-18cm之间。在换档杆后边的车架上固定两个单向气缸，分别用以推动换档杆的上下两端，实现进退档（本文中进档定义为换档杆上端向前推动，变档轴逆时针转动；退档定义为换档杆下端向前运动，变档轴顺时针转动）。但是，当进档时，换档杆下端会向后移动；反之，退档亦是如此。那么，为了解决这一问题，需要将气缸活塞杆推动换档杆的螺帽与相应的推进孔之间保持一定的距离，形成一段空程，空程略大于换挡时换挡杆走过的距离即可。这样在进退档时就不会受到另外一个固定气缸的影响。换档杆上下两端所运动的路线仅仅是接近于直线，为此，换档杆上下的两个孔的横截面均为长条形状，而气缸的活塞杆，位于孔的中间，这样，在推动换档杆工作的时候，就不会因为换档杆上下两端走的弧线而与气缸活塞杆磕碰，产生爬行。具有换挡杆、气缸这一部分在前文中已经提到，本文中定义为执行机构。控制机构相对于执行机构而言要更容易设计。控制机构各器件线路图如下图所示。
图2-3总体结构示意图
第3章 主要零件的设计
3.1 换挡气缸的设计
3.1.1 气缸主要尺寸的确定
（1）气缸内径和活塞杆直径的确定
根据设计要求，结合变速器的尺寸，采用单活塞杆双作用气缸，初定内径为。
由,可得活塞杆直径：
圆整后，取活塞杆直径
查表取气缸工作压力
由公式：
（3-1）
（3-2）
计入载荷率就能保证气缸工作时的动态特性。若气缸动态参数要求较高；且工作频率高，其载荷率一般取，速度高时取小值，速度低时取大值。若气缸动态参数要求一般，且工作频率低，基本是匀速运动，其载荷率可取。得 。
（2）缸筒壁厚和外径的设计
缸筒直接承受压缩空气压力，必须有一定厚度。一般气缸缸筒壁厚与内径之比小于或等于1/10，其壁厚按薄壁筒公式（3-5）计算:
设计的伸缩气缸缸筒材料为:铝合金ZL1060, []=3MPa
代入己知数据，则壁厚为：
取，则缸筒外径为：。
（3）活塞杆行程长确定
按设计要求，X轴伸缩距离为10cm，即100mm。为防止活塞与缸壁碰撞，活塞行程留有一定的余量。
故行程查有关手册圆整为。
3.1.2 气缸的校核
（1）活塞杆稳定性的计算：
当活塞杆的长度时，一般按压杆稳定性来计算活塞杆直径。
当气缸承受的轴向负载达到极限值后，极微小的干扰力都会使活塞杆产生弯曲变形，出现不稳定现象，导致气缸不能正常工作。
活塞杆稳定性条件是：
（3-3）
式中：
——气缸承受的轴向负载，即气缸的理论输出推力，；
——气缸的压杆稳定极限力，；
——气缸的压杆稳定性安全系数，一般取。
气缸的压杆稳定极限力与缸的安装形式、活塞杆直径及行程有关[15]。
当长细比时，
（3-4）
当长细比时，
（3-5）
上式中：
——活塞杆计算长度 ；
——活塞杆横截面回转半径；
实心杆半径：
（3-6）
空心杆半径：
（3-7）
——活塞杆断面惯性矩；
实心杆惯性矩：
（3-8）
空心杆惯性矩：
（3-9）
——空心活塞杆内孔直径；
——活塞杆截面积；
实心杆截面积：
（3-10）
空心杆截面积：
（3-11）
——系数，查手册 ；
——材料弹性模量，对钢取；
——材料强度实验值，对钢取；
——系数，对钢取 ；
查阅机械手册气缸设计章由表得安装方式为固定-自由式 ，取，
代入公式（3-6）至（3-11）：
实心杆半径：
由于 ，用公式（3-5）：
所以该活塞杆满足稳定性条件。
（2）驱动力校核
测定气缸质量为，估算为，设计加速度，则惯性力：
（3-12）
原式：。
考虑活塞等的摩擦力，设定摩擦系数，
总受力为：
因为，所以该气缸的尺寸符合实际使用驱动力要求。
3.2换挡操纵机构设计
3.2.1初选参数
（1）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K1000 型卡车, 采用M6 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
（2）变速器的静态换档力
对于变速器的静态换档力, 国家是有标准要求的。对于中型车, 要求其静态换档力≤500 N。M6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。
（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）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。
（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：，左右最大运动范围为：。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：；左右运动范围为：。
（6）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M6车型变速器设计参数，本次设计选取：
换档摇臂长度：；换档力矩：；选档摇臂长度： ；换档力矩：。
（7）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：；选档摇臂：向前运动最大角度为：，向后运动最大角度为：。
3.2.2参数计算及相关机构的确定
（1）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，而不是通过选档来计算。
B 66N
350-
A
O C
图4-2
已知： 操纵力为：66N；换档摇臂长度为：80mm，所需力矩为:，
如图4-2，设 , 则有：
为了设计和制造方便，这里取 。
（2）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
经比较，中型汽车换档杆直径一般均在以下，所以Q235钢的屈服极限选为 （直径≤），。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。考虑到操纵杆的实际工作情况，这里选。
∵
∴
∵ 材料需满足剪切强度条件，即 ，
∴ , 又∵ ，
∴ ，
即操纵杆的直径只要： 即可。
参考同类产品的尺寸，同时为了制造方便，我们选。
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。
O A
图4-3
操纵杆的惯性矩（圆截面）：
由图4-3可知，操纵杆的最大挠度在自由端截面，其值为：
（钢的弹性模量）
∵ 一般轴的许用挠度
∴
∵ < ，
∴ 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。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下列形式，即
，为长度系数。
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=2，则操纵杆的临界力：
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
，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=4，
考虑到在一般的操作中，人手操纵操纵杆的力不会超过150，所以，我们这里将各种意外因素考虑其中，保守选取。
∵
∴
因此，操纵杆满足稳定性要求。
（3）操纵杆中间轴直径的确定
如图4-4：
O B A 图4-4
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左右。因为选档摇臂工作所需的力矩为，所以中间轴弹簧的力矩为，。
参考相关产品尺寸，我们确定 AO=，AB=BO=，则：
在B点处的等效力：
为的一个分力，其大小为：
由图可知，点B处的力：
中间轴的材料和操纵杆相同，为Q235钢，其许用剪应力，
∵ ，
∴ , 又∵ ，
∴
即，只要中间轴直径就满足强度条件。为了制造的方便，参考市场上销售的相关产品，这里选。
2)中间轴刚度校核
由图4-4可知，
中间轴的惯性矩（圆截面）：
点B处的挠度为：
点A处的的挠度为：
则中间轴的挠度为：
∵ 轴的许用挠度
∴
∵ < ，
∴ 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。
3.3其他机构设计
3.3.1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，通常根据样车的调试结果来确定。在调试时，尽量通过调整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。
3.3.2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。
3.3.3锁定装置设计
（1）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。
l)结构：多数变速器的自锁装置由钢球l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
l-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
（2）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。本次选用锁球(销)式互锁装置。
l)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。
2)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l和3的侧面凹槽中，将轴l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l、2均被锁止在空档位置上(图3-5b)。拨叉轴l工作情况与上述相同(图3-5c)。
图3-5 钢球式互锁装置工作原理图
l、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，只要锁止与之相邻的拨叉轴，即可防止同时换入两个档。
（3）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。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)。
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
l-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
第4章 气动系统设计
4.1气动回路设计
针对气缸的工作情况，设计气动系统回路如图4-1所示，主要由气源、电磁阀、气缸组成。
图4-1 气动系统原理图
4.2气动元件的选择
（1）后冷却器
从空压机中输出的压缩空气温度可达180，在此温度下，压缩空气中的水分完全呈气态，如直接送入气罐和气动设备，将会带来不良后果。后冷却器的作用就是将从气泵出来的高温空气冷却至以下，将大量水蒸气和变质油雾冷却成液态水滴和油滴，以便将它们清除掉。
后冷却器分为风冷式（HAA系列）和水冷式（HAW系列）两种。风冷式它是靠风扇产生的冷空气吹向带散热片的热气管道来降低压缩空气温度的。占地面积小、重量轻、紧凑、运转成本低，适用于进口空气温度低于100，处理空气量较少的场合。风冷式的这些特点很适合本设计的要求，选用SMC公司的HAA22，主要参数见表4.1。
表4.1 风冷式后冷却器（HAA22）的技术参数
额定流量（L/min）
最高使用压力（MPa）
适用压缩机功率（kW）
进口空气温度（）
出口空气温度（）
3300
1.0
22
5～100
<40
（2）主管路过滤器
气体经空气压缩机后，先经过主管道到各支管管道，在主管道中设置主管过滤器，在支管中再按工作需要装置各种除尘、除油和除臭的过滤器。主路过滤器的作用是清除压缩空气中的油污、水、粉尘等，以提高下游干燥器的工作效率，延长精密过滤器的使用寿。
本设计选用SMC公司AFF系列中的AFF22B型号主路过滤器，主要参数见表4.2。
表4.2 AFF22B主路过滤器的主要参数
额定流量
（L/min）
使用压力范围（MPa）
额定流量下的压降（L/min）
环境和介质温度（）
3500
0.151.0
0.012
5
（3）空气干燥器
压缩空气经后冷却器、主管路过滤器得到初步的净化后，仍含有一定量的水蒸气。气动回路在充排气过程中，元件内部存在高速流动处或气流发生绝热膨胀处，温度要下降，空气中的水蒸气就会冷凝成水滴，这对气动元件的工作产生不利的影响，所以需要干燥器来进一步清除水蒸气。干燥器就是用来清除水蒸气的。
干燥器有高分子隔膜式、冷冻式和吸附式等。为了使用的方便，本设计选用高分子隔膜式干燥器（IDG系列）。这种干燥器的特点是：体积小、重量轻、无需排水器，带露点显示器，不用氟利昂，不用电源，无震动，无排热，使用寿命长，安装方便，除水率高等。符合本设计的要求，所以本设计所选用SMC公司的IDG系列中的IDG-H型号，它的主要参数如表4.3。
表4.3 IDG-H的技术参数
进口压力范围（MPa）
环境和介质温度（）
输出流量（L/min）
分流流量（L/min）
输出空气大气压露点（）
0.31.0
-550
251000
3110
-40
（4）气罐
气罐的作用主要是：消除压力脉动；依靠绝热膨胀及自然冷却降温，进一步分离掉压缩空气中的水分和油分；贮存一定量的压缩空气，一方面可解决短时间内用气量大于压缩机输出气量的矛盾，另一方面可在空气压缩机出现故障时，维持短时间供气，以便采取措施保证气动设备的安全。
这里估算气罐的容积V
（4.4）
式中：―气动系统的最大耗气量，单位：L/min；
―气动系统允许的最低工作压力，单位：MPa；
―突然停电时，气罐内的压力，单位：MPa；
―大气压力，取MPa；
―停电后，应维持气动系统正常工作时间，单位：s。
式中=100L/min，=0.6MPa，=1MPa，t=20s，可得Vmin=10L。
气罐选择了SMC公司的AT6C型号，技术参数见表5.4。
表4.4 AT6C的技术参数
适用空压机功率（kW）
容积（L）
最高使用压力（MPa）
使用流体温度（）
5.5
100
1.0
0100
（5）截止阀
截止阀的作用是：在执行元件不需要工作时或气动系统出现问题时，用来切断通路，或是它后面的通路中出现问题需要维修时，用来切断该部分支路，不去影响其它支路的工作。截止阀选择扬中市华威电力设备厂YZJ-2A J23W/H型外螺纹截止阀。
（6）除油器
除油器可以分离掉主路过滤器和空气过滤器难以分离掉0.35m气状溶胶油粒子及大于0.3m的锈末、碳粒，这些微粒会加速气动元件的损坏。
本设计中采用SMC公司的AM550的除油器，技术参数见表5.5。
表4.5 AM550主路过滤器的主要参数
额定流量
（L/min）
使用压力范围（MPa）
额定流量下的压降（L/min）
环境和介质温度（）
3500
0.051.0
0.025
5
（7）除臭器
除臭器的作用是除去压缩空气中的气味及有害气体，以获得清洁室所要求的压缩空气，本设计的使用采用SMC公司的AMF系列除臭器，其技术参数如表4.6所示。
表4.6 AMF550主路过滤器的主要参数
额定流量
（L/min）
使用压力范围（MPa）
额定流量下的压降（L/min）
环境和介质温度（）
3500
0.051.0
0.015
5
（8）空气过滤器
在这里用的过滤器比主路过滤器的过滤精度高，为了进一步除去压缩空气中的固态杂质，水滴和污油滴等。选择的产品型号为SMC公司的AF-60的空气过滤器。
（9）减压阀
减压阀是出口侧压力可调（但低于进口侧压力），并能保持出口侧压力稳定的压力控制阀。它的作用是将较高的进口压力调节降低到符合使用要求的出口压力，并保证调节后出口的压力稳定。
减压阀按压力调节方式有直动式减压阀和先导式减压阀两种，经比较选用先导式减压阀，因为它调压时操作轻便，流量特性好，稳压精度高，压力特性好。本设计对设备的安全性要求较高，所以选了SMC公司的外部先导式精密型减压阀(IR3120)，它的主要技术参数如表4.7。
表4.7 IR3120的技术参数
最高进口压力（MPa）
最低进口压力（MPa）
调压范围（MPa）
控制压力（MPa）
重复度
1.0
0.1
0.010.8
0.010.8
（10）压力表、消声器
压力表的作用是测定并显示气动回路的压力高于大气压力的值，用来保证回路需要的压力。选择的型号为江苏金科仪表有限公司的Y-40压力表。
比例阀在工作过程中，因为压缩空气流量和速度的变化，引起振动，便产生了强烈的排气噪声。噪声会损害人的听觉，影响键康。本设计要与人体直接相连，它的环境不允许有噪音，所以需要消声器。消声器选择的型号为上海中石化阀门制造有限公司的XSQ-1消声器。
（11）比例流量阀
流量型电气比例阀作用是实现输出流量进行比例控制。它的特点是：能实现程序控制、实现自动化；能实现连续控制、优化系统功能；使用功率小、发热少、噪声低；不会发生火灾、不污染环境、安全性高。这些特点很符合本设计的使用要求。
结合本设计要求，选择SMC公司的先导式压力型电气比例阀中的VEF型号，参数见表4.8。
表4.8 VEF电气比例阀的主要参数
最大电流（A）
最高供给压力（MPa）
额定消耗功率（w）
电源电压
（V）
使用温度范围（）
1
1.0
13
DC2410%
050
（12）两位四通直动式电磁换向阀
直动式电磁换向阀结构简单，切换速度快，符合本设计的要求。选用德国Festo公司的JMEH-4/2电磁阀。
总 结
毕业设计是大学学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的学习机会，通过这次理论知识和实际设计的相结合，锻炼了我的综合运用所学专业知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规范能力以及其他专业知识水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。
这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在，提高是有限的但却是全面的，正是这一次毕业设计让我积累了许多实际经验，使我的头脑更好的被知识武装起来，也必然让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。
顺利如期的完成本此毕业设计给了我很大的信心，让我了解专业知识的同时也对本专业的发展前景充满信心，但同时也发现了自己的许多不足与欠缺，留下了些许遗憾，不过不足与遗憾不会给我打击只会更好的鞭策我前行，今后我更会关注新科技新设备新工艺的出现，并争取尽快的掌握这些先进知识，更好的为祖国的四化服务。
致 谢
大学生活即将结束，在这短短的几年里，让我结识了许许多多热心的朋友、工作严谨教学相帮的教师。毕业设计的顺利完成也脱离不了他们的热心帮助及指导老师的精心指导，在此向所有给予我此次毕业设计指导和帮助的老师和同学表示最诚挚的感谢。
首先，向本设计的指导老师表示最诚挚的谢意。在自己紧张的工作中，仍然尽量抽出时间对我们进行指导，时刻关心我们的进展状况，督促我们抓紧学习。老师给予的帮助贯穿于设计的全过程，从借阅参考资料到现场的实际操作，他都给予了指导，不仅使我学会书本中的知识，更学会了学习操作方法。也懂得了如何把握设计重点，如何合理安排时间和论文的编写，同时在毕业设计过程中，她和我们在一起共同解决了设计中出现的各种问题。
其次，要向给予此次毕业设计帮助的老师们，以及同学们以诚挚的谢意，在整个设计过程中，他们也给我很多帮助和无私的关怀，更重要的是为我们提供不少技术方面的资料，在此感谢他们，没有这些资料就不是一个完整的论文。
另外，也向给予我帮助的所有同学表示感谢。
总之，本次的设计是老师和同学共同完成的结果，在设计的一个月里，我们合作的非常愉快，教会了大我许多道理，是我人生的一笔财富，我再次向给予我帮助的老师和同学表示感谢！
参考文献
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[3] 王丽洁，吴佩年主编.画法几何及机械制图.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社,2004.2
[4] 机械设计实用手册编委会主编.机械设计实用手册.北京：机械工业出版社,2009.4
[5] 齐晓杰主编.汽车液压、液力与气压传动.北京：化学工业出版社,2007.9
[6] 李晓辉. 单片机与PLC通信的研究与应用[J].水力采煤与管道运输，2006(2)：28-29
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