某AMT换挡执行机构优化设计 ——毕业论文

某AMT换挡执行机构优化设计海 南 大 学毕 业 论 文（设计）题 目： 某AMT换挡执行机构优化设计 学 号： XXXXXXXXXXX 姓 名： XXXXXX 年 级： XXXXXX 学 院： 机电工程学院 系 别： 汽车系 专 业： 车辆工程 指导教师： XXXXXX 完成日期： 年 月 日 摘 要AMT是在传统的手动变速器基础上加装一套自动操纵系统组成的自动变速器。换挡执行机构的设计是AMT开发的基础工作，其性能的好坏将直接影响换挡质量，是十分重要的问题。本文对国内在研的某AMT换挡执行机构进行设计，主要的工作内容如下：1. 论文对AMT做了简要介绍，对AMT不同的换挡执行机构进行比较，最终选择正交式电控气动换挡执行机构作为本文研究对象。2. 对换挡过程和同步器工作原理进行分析，根据已知参数用Matlab计算出不同挡位下的换挡力大小，进而求出气缸输出力的大小。3. 对换挡执行机构的两套方案进行比较。对于气压驱动系统，方案二的结构更加合理，并由气缸输出力计算气缸尺寸。4. 在AMEsim中搭建出该机构的物理模型。运用AMEsim对气缸尺寸、电磁阀通道面积、气源压强进行优化，选取最佳值，并对最终的参数进行校核。5. 用Catia建立机构的三维模型，在“工程制图”模块中初步制作该机构的装配图和零件图，将得到的图纸文件在AutoCAD中修改完善。关键词：AMT；换挡执行机构；气压驱动；优化设计IAbstractAMT is an automatic transmission which is composed of a set of automatic control system on the basis of the traditional manual transmission.The design of shift actuator is the basic work of AMT research. Its performance will directly affect the quality of the shift, is a very important issue.This paper analyzes and designs a AMT shift actuator which is being studied in China. The main work includes the following points:1. This paper makes a brief introduction to AMT, and compares the different shift actuators of AMT, and selects the orthogonal electronic pressure shift actuator as the research object of this thesis.2. The shift process and the synchronization process are analyzed, and according to the known parameters, the shift force under different gear positions is calculated by using Matlab, then the output force of the cylinder is obtained.3. Comparison of two schemes of shift actuator. For the pneumatic drive system, the scheme two is more reasonable, and the cylinder size is calculated by the cylinder output force.4. The physical model of the mechanism is built in AMEsim.The size of the cylinder, the channel area of the solenoid valve, the pressure of the gas source are optimized by using AMEsim, and the optimal value is selected. The final correlation parameters are checked.5. Using Catia to establish the three-dimensional model of the organization, in the Engineering Drawing module to produce the body assembly drawing and part drawing, the drawing papers will be improved in AutoCAD.Key words: AMT; shift actuators; pneumatic drive; optimization designII目 录1 绪论11.1 AMT概述11.1.1 AMT的原理与优缺点11.1.2 AMT在国内外的研究现状11.2 换挡执行机构的选取21.3 论文的研究意义和内容21.3.1 论文研究意义21.3.2 论文研究内容32 换挡力分析42.1 AMT换挡过程分析42.2 换挡力的公式推导52.3 换挡力的计算82.4 气缸输出力大小93 换挡执行机构分析与设计103.1 换挡执行机构方案一113.1.1 机构的结构和工作过程分析113.1.2 换挡气缸和选位气缸的设计123.2 换挡执行机构方案二133.2.1 新的换挡执行机构133.2.2 换挡气缸和选位气缸的设计144 建立机构的仿真模型154.1 AMEsim简介164.2 换挡气缸模型的建立164.2.1 挂奇数挡模型164.2.2 挂偶数挡模型174.3 参数的选择184.4 仿真结果与分析194.5 新的仿真模型204.5.1 挂奇数挡模型204.5.2 挂偶数挡模型225 对机构进行优化225.1 气缸直径的优化235.2 电磁阀通道面积的优化245.3 气源压强的优化255.4 最终模型的反应时间265.5 尺寸选取与校核266 利用CATIA建立机构的三维模型296.1 CATIA简介306.2 机构三维模型构建307 总结35致谢36参考文献37附录A：换挡力的求解程序38IV1 绪论1.1 AMT概述1.1.1 AMT的原理与优缺点自动变速器主要包括液力机械式自动变速器AT（Automatic Transmission）、无极变速器CVT（Continuously Variable Transmission）、双离合自动变速器DCT（Dual Clutch Transmission）、电控机械式自动变速器AMT（Automated Mechanical Transmission）。AMT的自动操纵系统由传感器、ECU和执行机构组成。ECU接收传感器测得的车速、油门踏板、发动机转速等信号，结合内部的控制程序对信号进行处理，做出换挡判断，让相应的执行机构对发动机、离合器和变速器进行控制，最终实现汽车平稳起步和换挡的功能 。由于AMT是对手动变速器进行的改造，其传动效率与手动变速器相等，高于目前常用的AT。同时AMT保留了手动变速器的大部分部件，改造成本相对较低，容易批量生产。缺点是换挡过程中有动力中断，会产生顿挫感，舒适性不好，不过通过优化换挡规律能改善这一缺点。总体来说，AMT是比较适合我国发展的一类变速器。1.1.2 AMT在国内外的研究现状国外很早就开始了AMT的研究，目前在美国和西欧国家已经具备了大规模生产AMT的能力。例如美国的EATON公司、德国的ZF公司、日本的日野公司都有成熟的产品，并且已经装车商用。欧洲主要的汽车生产商近几年受到燃油经济性和排放法规的影响，加大了对AMT变速器的开发力度，不断推出各自的产品 。 我国在上世纪80年代才开始对AMT技术进行研究，由于相关技术理论的成熟，我国跨越了半自动变速器开发阶段直接开始了全自动AMT的研制。目前从事AMT研究的单位有北京理工大学、吉林大学、重庆大学等高校和一些相关企业 。北京理工大学是较早研究自动操纵技术的高校，在AMT研究上有丰硕的成果：2002年，北京理工大学开始对轮式装甲车自动变速系统进行研发，该系统已于2002年9月完成一千公里调试试验，2002年10月又顺利完成三千公里的外贸鉴定试验，2010年，装备该系统的轮式车辆进行了批量生产，并全部列装部队5。 1.2 换挡执行机构的选取AMT的执行机构分为离合器执行机构和换挡执行机构，换挡执行机构控制变速箱的换挡过程，图1.1表示换挡执行机构在变速箱中的安装位置。图1.1 变速箱总成三维图1-换挡执行机构 2-高低挡气动阀 3-变速箱本体以动力源的不同进行划分，换挡执行机构可分为电控-气动式、电控-液动式和电控-电动式三种类型，各种换挡执行机构的优缺点如表1.1 。表1.1 不同换挡执行机构的性能特点特点 类型 电控气动 电控液动 电控电动优点 成本低，冲击小，环 容量大，冲击小，响 结构紧凑，重量轻，控 保 应快，控制精度高 制灵活迅速，能耗小 管路结构复杂有噪声， 油黏度受温度影响， 控制系统复杂，驱动力缺点 工作压力低、响应速 电磁阀加工精度高， 小，对电机的性能要求 度慢，换挡时间长 不易维修，成本大 高 应用 有气源的大型客车或 军用车辆，有液压系 纯电动汽车，混合动力 重型车辆 统的车辆 车本文研究的6*6轮式车辆属于重型车辆，应该采用液压或气压驱动方式，考虑到成本等因素的限制，选取气压驱动。以结构的不同进行分类，换挡执行机构有正交式和平行式两种结构。正交式结构有两个相互垂直分布的换挡机构和选位机构，换挡经过摘挡、选位、挂挡三个阶段。平行式结构只有换挡机构，可以直接进行摘挡、挂挡操作。相对而言，正交式换挡执行机构结构简单，体积小，便于节省空间 。对于本文的九挡位变速器，采用正交式结构更加合适。1.3 论文的研究意义和内容1.3.1 论文研究意义我国大部分车辆现在仍采用传统手动变速器，而传动系统的自动化是车辆发展的必然趋势。国内的AMT技术较成熟，无技术壁垒，比较适合我国发展。其中换挡执行机构的设计是AMT开发的基础工作，对其进行研究的目的及意义如下：（1）换挡执行机构的设计优化有利于提高AMT的换挡品质。（2）对换挡执行机构的换挡原理和工作过程分析对后续控制算法的编写有一定的指导作用。（3）气压驱动式换挡执行机构成本低，可以从军用车移植运用到民用车中。1.3.2 论文研究内容本文以实验室现有的AMT为研究对象，其变速箱由主箱和副箱组成，有九个前进挡和一个倒挡，选用正交式电控气动换挡执行机构控制变速箱换挡。本论文的主要研究内容如下：（1）对换挡过程进行分析，求出各挡位下换挡力的大小，通过力臂的转换求出气缸输出力的大小。（2）选取合适的换挡执行机构方案，并由气缸输出力初步确定气缸相关尺寸。（3）根据设计好的气缸尺寸在AMEsim中建立合适的物理模型。（4）对气缸直径、气源压强、电磁阀通道面积进行仿真优化，并对最终确定的尺寸进行校核。（5）根据已设计好的机构尺寸画出机构的Catia图，并在“工程制图”模块中初步作出装配图和零件图，将图纸文件在AutoCAD中修改完善。362 换挡力分析2.1 AMT换挡过程分析AMT在换挡前要中断动力的传递，在换挡结束后再恢复动力，中断和恢复动力就是控制离合器的分离与接合。为防止动力中断过程中发动机空载转速过高，必须对其进行控制。因此整个换挡过程是发动机、离合器、变速器三者的联合控制，可分为五个阶段： 第一阶段：中断动力阶段 AMT在中断动力过程中不能单纯地分离离合器，还需要控制发动机的供油量，避免负载的突然降低导致发动机转速过高。在分离离合器前将发动机的工作状态调至怠速，输出的驱动力矩为零，然后分离离合器。这样传动系不会因为动力的突然中断产生过大的冲击，发动机也不会因为突然失去负载而导致转速过高。第二阶段：摘除原挡位到空挡阶段发动机与传动系的动力输出中断后，换挡气缸推动换挡轴从原挡位换到空挡。由于这个阶段是没有动力的传递，不会产生冲击，要尽量减少该阶段的时间，避免动力中断的时间过长，对车辆的动力性能和平顺性能产生不利影响。第三阶段：选位阶段在空挡阶段，选位气缸推动换挡轴在选挡方向位移。若从一挡换为二挡，选挡方向不发生位移，此阶段可省去。若从二挡换为三挡，换挡轴会在选位气缸的作用下移动到新挡位对应的空挡位置，为下一阶段的换挡创造条件。第四阶段：挂入新挡位阶段 换挡气缸推动换挡轴从空挡位挂入新挡位，这个过程中需要保证主从动齿轮的转速相等时再啮合，避免齿轮的冲击，论文采用锁环式同步器来实现这个功能。换挡时，换挡力推动结合套并使滑块和锁环左移，锁环锥面与被接合齿轮的锥面接触，两锥面间角速度不相等产生摩擦力矩，使锁环转动一个角度并被滑块定位。接合齿与锁环齿端接触，同步器处于锁止状态（图2-1a）。换挡力将锁环继续压在锥面上，锁环受到摩擦力矩，同时在锁止面有一个与摩擦力矩反向的拨环力矩。当锁环与被接合齿轮的角速度相等时，摩擦力矩为零，在拨环力矩的作用下锁止面分开，结束锁止状态，接合齿在换挡力作用下穿过锁环与被接合齿轮啮合，完成换挡（图2.1b）。 （a）同步器锁止位置 （b）同步器换挡位置图2.1 锁环式同步器工作原理1被接合齿轮 2锁环 3结合套 4接合套上的接合齿 5滑块第五阶段：恢复动力阶段挂入新挡位后，需要重新接合离合器和恢复发动机的供油。离合器的接合速度要在一定范围内：若速度过快，会对传动系统产生巨大的冲击，车辆平顺性变差；若速度过慢，会导致摩擦片的过度磨损，使用寿命下降8。同时发动机供油量也应该随离合器的接合而逐渐变大：若在离合器接合前供油量就变大，会导致发动机转速变大不利于后续的离合器接合；若在离合器接合后增加供油量，会由于载荷的突然增加引发发动机动力不足甚至熄火。2.2 换挡力的公式推导对于本文使用的同步器，作用在其接合套上的换挡力大小为F，它与锁环锥面的摩擦力矩、锥角、平均直径和摩擦因数有关。锁环受力分析如图 2.2所示， 图2.2 受力分析图由图2.2知，F与各影响因素之间的关系为 （2.1）得： （2.2）同步器系统可简化成图2.3所示的形式，对其同步过程进行分析，可得出和t之间的关系。 图2.3 同步器的转矩示意图齿圈与锁环间摩擦力矩 离合器阻力矩 行驶阻力矩汽车惯量 离合器从动盘等部分的齿圈当量转动惯量 输入端角速度 输出端角速度假定系统一直受到恒定的摩擦力矩为，同步时间为t，由于汽车惯性过大，输出端角速度可认为不变，输入端角速度从变为，用表示角速度变化差值。由动量矩定理有： （2.3）化简为： （2.4）考虑到动力中断过程会有动力损失，取变速器输入轴的转矩损失为（当传递到同步器从动端时需要乘以该挡位主箱的传动比，用表示），在换挡时要计算输入端的损失力矩，即有： (2.5)其中 (2.6)离合器从动盘等部分在变速箱输入轴上的当量转动惯量为，变速箱输入轴与换挡齿圈间传递的动能不变： （2.7） 。 (2.8)由（2.2）、（2.5）、（2.6）、（2.8）可知： (2.9)车辆从低挡位升至高挡位时，（换挡操作不涉及副箱高低挡切换，、为变速箱主箱传动比），此时作用在同步器上的轴向力产生的摩擦力矩使同步器从动端减速，即变速器输入轴的损失力矩与同向，对换挡同步有促进作用。而车辆从高挡位挂低挡位时，此时与反向，对换挡同步有抑制作用，为了达到同样的换挡时间，所需要的换挡力更大。可知换挡操作从高挡挂低挡比从低挡挂高挡困难，只要计算高挡换低挡过程中的换挡力即可。2.3 换挡力的计算（1）动力匹配参数对于发动机，计算可选用“额定转速”和“最大转矩”两种工况。额定转速工况下输入转速为2100，输入转矩为1500；最大转矩工况下的输入转速为1300，输入转矩为1950。对于变速箱，选用“主箱+副箱”的结构，各挡位下的传动比为：挡位爬挡一挡二挡三挡四挡五挡六挡七挡八挡倒挡传动比13.137.936.004.433.432.311.751.291.00-11.85表2.1变速箱各挡位的传动比其中，爬挡、倒挡、一挡到四挡为低速挡，五挡到八挡为高速挡，通过对变速箱副箱进行操作实现高低挡切换，主箱和副箱的传动比如下表：表2.2主箱传动比挡位爬挡倒挡1、52、63、74、8传动比13.13-11.852.311.751.291表2.3副箱传动比挡位高速挡（5、6、7、8） 低速挡（1、2、3、4、R、C）传动比 1 3.4286从8降7挡和4降3挡的换挡力相等，7降6挡和3降2挡的换挡力相等，6降5挡和2降1挡的换挡力相等，其中5降4挡不仅主箱传动比改变，副变速箱传动比也发生改变，不做考虑。这样所有的换挡情况中，只需要考虑8挡依次降到5挡或4挡依次降到1挡。车辆换挡时，一般近似认为车辆速度不变，因此做出如下假设：换挡后发动机转速为2100r/min;换挡时车辆行驶的道路阻力不变，忽略道路阻力引起的转速下降；换挡时间小于0.5s（2） 相关尺寸参数摩擦锥面半锥角：=6.5工作锥面间的摩擦系数：=0.1同步环宽度：b=12.5mm1-2挡（5-6挡）同步器摩擦锥面平均直径：3-4挡（7-8挡）同步器摩擦锥面平均直径：离合器从动盘、前传动箱、变速器输入轴、中间轴和中间轴齿轮常啮合的各个齿轮的转动惯量在变速箱输入轴上的当量转动惯量：=0.466879kgm。输入轴的损失力矩=20Nm。 同步时间为0.5s。将上述参数代入上一节推导出的公式，列出matlab程序，如附录A所示。得到换挡力值为： 1.7601e+003 2.4624e+003 2.9884e+003则从4到3挡（8挡到7挡）的换挡力大小为1760N，从3到2挡（7挡到6挡）的换挡力大小为2462N，从2到1挡（6挡到5挡）的换挡力大小为2988N，则整个过程在2挡到1挡的换挡力最大。2.4 气缸输出力大小图2.4 气缸输出力的力臂转化图如图2.4所示，换挡气缸输出力F1使换挡轴旋转，换挡轴的旋转又带动拉杆的平移，拉杆经过一个支点带动同步器接合套平移，这样气缸的输出力经过力臂的转化对同步器接合套产生作用。为保证变速箱能挂进挡，换挡轴的旋转角度为36，即图中的角度a为18，气缸最大位移值x1选为24mm，则x2=74mm。由于挂奇数挡和挂偶数挡的仿真模型不一样（后文有介绍），需要计算挂奇数挡和偶数挡情况下气缸最大输出力。前文已知2挡挂1挡接合套上的换挡力为2988N，3挡挂2挡换挡力为2462N。已知参数x3=41mm，在1、2挡位下x4=61.2mm，x5=76.8mm，气缸输出力的大小为：2挡挂1挡：3挡挂2挡：3 换挡执行机构分析与设计3.1 换挡执行机构方案一3.1.1 机构的结构和工作过程分析图3.1 换挡执行机构示意图1气压源 2大气 3气压调节器 4传动机构 5挡位分布图 6换挡气缸位移传感器 7选位气缸位移传感器 8换挡轴 9高低挡气缸位移传感器如图3.1所示，车辆为换挡机构提供恒定的气压源1，气压调节器3将高压气体调低再输出给选位气缸。高压气体通过管道分别传到两位三通电磁阀、，其中和控制换挡气缸，S3和S4控制选位气缸，ECU控制电磁阀的开启和关闭。6为换挡气缸位移传感器，7为选位气缸位移传感器，它们将气缸的位移信号传递给ECU。8为换挡轴，直接控制变速箱的拨叉实现换挡，换挡轴的旋转角度不能超过36，轴向位移不能超过13mm。高低挡气缸控制着变速器的高低挡转换，活塞杆在下端时为低挡位（1、2、3、4），在上端时为高挡位（5、6、7、8）。 执行机构具体工作过程(以六挡换为七挡为例)：摘除原挡位至空挡阶段 ：摘挡位前电磁阀全部关闭，换挡活塞杆在最左端，选位活塞杆在中间位置，高低挡活塞杆在下端。摘挡时S1和S2同时打开，换挡活塞杆从左端移至中间位置，电磁阀关闭。选位挂新挡阶段：选位时S3保持开启，S4关闭，选位活塞杆从中间移动到下端，选位完成后电磁阀关闭。挂新挡时电磁阀S1开启，活塞杆从中间移至最右端，换挡完成后电磁阀关闭。3.1.2 换挡气缸和选位气缸的设计初步取气源压强P =6.5bar=0.65MPa，选位气缸与换挡气缸结构原理一样，只是所受阻力小，可以减小选位气缸的压强。（1）气缸的工作原理换挡气缸有三个停靠位置，具体结构如图3.2所示。图3.2 换挡气缸结构图各截面的面积为：，气缸具体的工作原理：左端到中位：A、B 腔均进气，活塞和活塞杆同时运动，受到的合力为F1=PS2-（S3-S4)，方向向右，推动活塞杆向右移动。到中间位置时活塞与台肩抵触，左腔只有S1面受压力，活塞杆无法继续右移，静止在中间位置上。中位到右端：A 腔进气，B 腔出气，活塞杆受力为，方向向右，活塞杆向右移动至右端。右端到中位：A、B腔均进气，活塞杆受力为，方向向左，活塞杆向左移动。到达中间位置时，左腔活塞受压力使活塞杆无法继续左移，静止在中间位置。中位到左端：A 腔出气，B腔进气，活塞杆受力，方向向左，活塞杆向左移动到左端。由上述运动过程可知，要求S3-S4S1，同时S2S3-S4。（2）初步选取气缸尺寸2挡挂1挡的气缸输出力为1319N，考虑到摩擦力等因素，估算取气缸输出力F=1500N，根据气缸输出力和气源压强可计算出活塞杆参数。在挂入某挡位时，气缸从中间位置向左或向右运动，只有一面受力。其中S3-S4S1，（S3-S4）面输出力大于S1面所能输出的力，则只需要考虑S1面的输出力大小。以气缸从中间位置移向右端位置分析，左腔进入高压气体，对气缸进行受力分析，得出 （3.1）式中d1为活塞杆左侧直径，计算得d1 =54.2。为了活塞杆能从右端运动到中间位置，要求右腔作用面积大于活塞杆左端截面积， （3.2）为保证气缸输出轴的强度，取d4=25，得d359.7。由此可知d1取最小值54.2时，d3要大于59.7。考虑到摘挡过程会受到一定的阻力，并且为减少换挡时间在仿真优化时d1的值也会增大，若采用这套方案气缸尺寸会很大，不满足要求。不过在液压系统中，液体压强能达到14bar甚至更高，d1的值会大大地减小，气缸尺寸会到达一个合理的尺寸范围，因此方案一常用于液压系统。为减小机构的尺寸，需另外设计换挡气缸的结构。3.2 换挡执行机构方案二3.2.1 新的换挡执行机构图3.3 新换挡执行机构示意图如图3.3，新换挡执行机构只将换挡气缸的结构改变，由于选位气缸的阻力小，结构不需要更改。新换挡执行机构的工作过程和原理与方案一相同，只对新换挡气缸的结构和原理进行介绍。3.2.2 换挡气缸和选位气缸的设计（1）换挡气缸原理： （a）换挡气缸最左端 （b）换挡气缸中间位置 （c）换挡气缸最右端图3.4 换挡气缸工作原理如图3.4，换挡气缸可停止在3个位置，3个电磁阀、控制气缸的运动，具体的运动过程如下：偶数挡挂空挡（左端到中间）：电磁阀开启，、关闭，左气缸腔进气推动两个活塞杆一起向右移动，短活塞杆停止在中间限位处，长活塞杆不再受推力，由于气缸有负载，长活塞杆不会由于惯性向右移动，两活塞杆停止在中间位置。空挡挂奇数挡（中间到右端）：电磁阀、开启，关闭，短活塞杆左面受力大于右面受力，保持停在中间限位处，长活塞杆左受压面的压力推动其运动到右端。奇数挡挂空挡（右端到中间）：电磁阀、开启，关闭，长活塞杆右受压面的压力让其向左运动，与短活塞杆相抵触后，短活塞杆左受压面积大于长活塞杆右受压面积不会继续向左移，停止在中间位置。空挡挂偶数挡（中间到左端）：开启，、关闭，长活塞杆右部受压面的压力使两个活塞杆左移到左端位置。（2）气缸尺寸的选取对于选位气缸，选位过程中所受到的阻力非常小，气缸直径不需要太大。选取活塞杆左侧直径为，活塞杆输出端直径d4为，得到气缸右侧直径： （3.3）选取d3为60，相应的d2直径取为80。对于换挡气缸，所受的负载较大。在2挡挂1挡时气缸从中间移动到右端，气缸负载估算为1500N，气体压强取最小值6.5bar，设气缸直径为d5，气缸输出力为： （3.4）算出d5=54.2，取d5=60，为达到长活塞杆的强度和稳定性条件，取活塞杆输出端直径d6=25。上文选取的尺寸可以满足换挡要求，但不是换挡机构的最佳值，为了求出机构的最佳参数值需要用AMEsim进行仿真分析。选位气缸所受的阻力非常小，选位时间极短，不用进行仿真分析，只需要对换挡气缸的响应过程进行分析。4 建立机构的仿真模型4.1 AMEsim简介AMEsim是法国IMAGINE公司的产品，可用于液压、气压系统的建模仿真。用户可利用该软件建立复杂的多学科系统模型，从而进行深入的计算和详细的仿真分析，分析不同元器件的稳态响应及动态响应特性。该软件中包含多种可供选择的子模型，所有的模型都经过规范的测试和严格的实验证明。4.2 换挡气缸模型的建立4.2.1 挂奇数挡模型 （a）挂奇数挡的起始位置 （b）挂奇数挡的终止位置图4.1 挂奇数挡工作过程（1）模型分析电磁阀、打开，关闭，气体进入A、C腔将长活塞杆向右推。在建立模型前，先分析以下内容：系统的气压作用面的个数和方向 系统中可独立运动的部件的个数 确定系统的可变容积腔极为重要，因为可变容积腔直接决定了该腔的刚度，对系统的性能影响很大。系统有两个压力作用面，一个作用在短活塞杆上，一个作用在长活塞杆上。只有长活塞杆独立运动，短活塞杆保持原位置不动。A、B腔容积不改变，C腔变大，D腔减小，模型可简化成短活塞杆保持不动，只有长活塞杆运动的模型。（2）搭建模型考虑到气体容积的可压缩性，换挡过程受到换挡阻力、摩擦力，电磁阀的节流作用等因素，搭建模型如下：图4.2 挂奇数挡的物理模型图4.2.2 挂偶数挡模型 （a）挂偶数挡的起始位置 （b）挂偶数挡的终止位置图4.3 挂偶数挡工作过程（1）模型分析电磁阀、关闭，打开，气体进入D腔将两个活塞杆向左推。系统有一个压力面，在长活塞杆右部。两个活塞杆都在运动。A、C腔容积变小，B、D腔变大。（2）搭建模型考虑到气体容积的可压缩性，换挡过程受到换挡阻力、摩擦力，电磁阀的节流作用等因素，搭建模型如下：图4.4 挂偶数挡的物理模型图4.3 参数的选择模型搭建完后，在子模型模式中为每个图形选择第一个子模型，具体操作是选取“modelingPremier submodel”，接下来进入参数设置模式。（1）气缸输出轴所受负载气缸受到静摩擦力大小为150N，滑动摩擦力为100N。可认为气缸从中间位置移动0.008m的过程中不受换挡阻力，之后同步器工作，气缸受到的换挡阻力是线性增加的。即0-0.008m时受换挡阻力为0N，0.008m后受到换挡阻力为（x-0.008）*1500/0.0016N。（2）死区容积活塞杆压缩空气至极限位置，最终被压缩后的空气还是会占用一部分体积，这部分体积是一直存在气缸可变容积的容积腔中的，这个体积称为死区容积。由于A腔与端盖腔室容积相连较大，本文中的死区容积如下： A=0.11L，B=0.014L，C=0.006L，D=0.033L（3）其他参数电磁阀孔径设置为1mm,气瓶压力设为8bar，气瓶容积5L，气缸直径80mm，活塞杆右端直径25mm，挂奇数挡质量块位移限制为00.024m，挂偶数挡质量块位移限制为-0.024-0m，长活塞杆质量0.579kg，短活塞杆质量0.378kg。挂偶数挡负载质量0.957kg，挂奇数挡负载质量0.579kg5。4.4 仿真结果与分析参数设置完成后进入仿真模式进行动力学仿真，步长设为0.01s，仿真时间设为2s，查看右边气缸元件的参数变化图，挂奇数挡模型的结果如下： 图4.5 挂奇数挡运动位移图图4.5显示活塞杆在整个换挡过程中没有停顿，而实际上活塞杆位移到0.008m位置时同步器开始工作，阻止其继续位移，此刻开始活塞杆的位移应停留在0.008m的位置。同步结束后，气缸输出力很大，负载非常小，位移应该阶跃增加到24mm的位置。而图中的位移是均匀增加的，不符合预期。图4.6 挂奇数挡气缸输出力与负载变化图由图4.6可知，气缸负载在换挡过程中是线性增加的，但换挡完成后负载不应该保持1500N。气缸的输出力在换挡完成后仍旧在增加，这增加的部分对换挡过程没有意义，应该在换挡完成前输出力达到最大值合理，因此气缸的输出力也不符合预期。由图4.5和图4.6可知，部分参数的变化过程与实际情况存在偏差，为了更好地反映事实，需要重新搭建模型。4.5 新的仿真模型4.5.1 挂奇数挡模型图4.7 新的挂奇数挡模型新模型的气压、机械部分的元件与原模型一致，只是去掉了负载部分，0-0.008m过程中活塞杆没有负载，只有摩擦力，当活塞杆运动到0.008m的位置时质量块被限位活塞杆不再移动，将气缸的输出力信号采集并进行运算。在实际情况中同步器开始作用后，气缸活塞杆受到抵触也是不运动的，但会持续给同步器施加一个换挡力，这个模型较好的表达了换挡过程。对于2挡换1挡，模型相应的信号处理单元的参数设置为：elect01为74/41*76.8/61.2，表示机构力臂的转化。elect01_2为0.1*0.075/sin(6.5/108*PI)，由推出（各参数由第二章给出）。elect01_1为1/0.466879/2.31/2.31，由推出。elect02是对各时间内的角速度变化积分，constant_2是初始角速度，stop的值为x2*PI*2100/60/2.31，表示同步器完成工作后的角速度值。查看stop元件和右边气缸元件的参数变化图，得到同步器输入端（即与变速箱输入轴相连接的部分）角速度变化曲线和气缸输出力曲线：图4.8 挂奇数挡输入端角速度变化图图4.9 挂奇数挡换挡气缸输出力变化图由图4.8知，在0.06s前同步器输入端角速度不发生改变，是因为活塞杆在0.008m内移动时不输出换挡力，之后角速度开始下降，换挡时间约为0.45s。由图4.9知，气缸输出力在0.01s左右时有一个由静摩擦力引起的折点，之后输出力上升平缓，是因为在活塞杆的移动过程中气缸腔的容积在增加，进入气腔的高压气体无法产生高的压强。在0.06s后输出力上升很快，是由于位移到了0.008m时，活塞杆不再移动，气腔的容积恒定，进入的高压气体产生的压强不断增加，输出力也增加。在0.4s左右输出力维持在3000N左右，是因为压强达到了8bar的最大值不再增加。同步过程结束时，气缸输出力达到3000N时换挡阻力非常小，可以忽略活塞杆从0.008m位置移动到0.024m的作用时间。4.5.2 挂偶数挡模型图4.10 新的挂偶数挡模型偶数挡的参数与奇数挡的设置基本相同，略有更改，elect01_1改为1/0.466879/1.75/1.75，constant_2改为2*PI*2100/60/1.29，stop改为x2*PI*2100/60/1.75。查看stop元件的参数变化，得到相应曲线：图4.11 挂偶数挡输入端角速度变化图由图4.8和图4.11比较可知，挂奇数挡的换挡时间更长，若奇数挡的换挡时间达到要求，则偶数挡也会满足要求，将挂奇数挡的过程进行优化即可。5 对机构进行优化气缸直径、电磁阀通道面积、气源压强是影响机构反应时间的重要因素，对其不同取值下的反应时间进行比较，选取最优的数值，保证在0.5s时间内完成换挡动作。由于挂奇数挡（2挡到1挡）的反应时间更长，则以挂奇数挡为研究对象，响应曲线通过查看stop元件得到。5.1 气缸直径的优化选用上一章已设定的参数，只将气缸直径换为60mm，70mm，80mm，90mm，100mm，同步器输入端角速度变化曲线如下图：图5.1 不同气缸直径响应曲线由图5.1知，气缸直径越大，响应时间越短。直径为60、70时换挡时间都超过了0.5s，不满足要求。直径80、90、100时反应时间相差不大，为了使气缸的尺寸减小，选取气缸直径为80。活塞杆输出端直径取为20，25，30，35，仿真结果如下图：图5.2 不同活塞杆输出端直径响应曲线由图知活塞杆输出端直径对反应时间的影响不大，为保证气缸杆的强度和稳定性要求可选取直径为25mm。5.2 电磁阀通道面积的优化电磁阀的通道对气缸的进排气有节流作用，增大了换挡阻力，延长了反应时间。常用电磁阀的通道面积为2mm时就已经比较大，故选取P-A的通道面积（进气孔）为0.5mm、1mm、1.5mm、2mm、2.5mm进行仿真：图5.3 电磁阀进气通道面积不同时的响应曲线由图5.3知，进气通道面积越大，响应时间越短。当通道面积选为1.5mm、2.5mm、2.5mm时反应时间变化不大，实际生产中通道面积不能取得过大，本文选为2mm。选取A-T的通道面积（排气孔）为0.5mm、1mm、1.5mm、2mm、2.5mm进行仿真：图5.4 电磁阀排气通道面积不同时的反应曲线由图5.4知，反应时间基本相同，选取与进气通道面积相等的值2mm。5.3 气源压强的优化气源压强的大小对反应时间也有影响，选取气压为6bar、7bar、8bar、9bar、10bar的情况进行仿真：图5.5 不同气体压强下的响应曲线由图知总体上气压越高，反应时间就越小，由于气源实际上不会维持在一个恒定值，而是在一个区间内变化，为保证换挡机构在0.5s内完成换挡动作，压强取在7bar到10bar之间合适。5.4 最终模型的反应时间将上述选定的参数代入挂奇数挡模型和挂偶数挡模型，气缸直径取80mm，活塞杆右端直径取25mm，电磁阀进气和排气通道面积为2mm，为求出最大的换挡时间，气压取最小值7bar。最终仿真曲线为：图5.6 优化后挂奇数挡响应曲线由图5.6知挂奇数挡最大反应时间为0.404s，满足机构的要求。图5.7 优化后挂偶数挡响应曲线由图5.7知挂偶数挡最大反应时间为0.3s，满足机构的要求。5.5 尺寸选取与校核尺寸确定后需要对活塞杆的稳定性和强度、气缸的壁厚、缸盖螺栓强度等主要参数进行校核。对于其他参数，可以由选定的参数推导得出或根据实际情况适当选择。（1） 活塞杆稳定性校核相对于短活塞杆，长活塞杆更容易失效，只需要对长活塞杆校核。取长活塞杆的长度为90mm，气缸直径d=80mm。杆是两端铰接，长度因数=1。横截面为圆形，惯性半径。柔度为 （5.1）选取杆的材料为45号钢，参数a=461，b=2.568，屈服强度，以稳定杆计算时最小柔度： （5.2）活塞杆柔度，则杆不需要进行稳定性计算，采用强度校核即可。（2）强度校核在挂奇数挡时，长活塞杆受到压力负载，以压力杆处理；挂偶数挡时，受到拉力的作用。挂奇数挡时最大压力比挂偶数挡最大拉力大，并且杆件更容易被压断，因此只需校核其抗压强度。取气体压强为10bar，杆件选用塑形材料，则屈服强度为其校核标准。图5.8 挂奇数挡气缸输出力曲线由图5.8可知活塞杆所受压力的最大值F=4027N，活塞杆所受的应力 （5.3）活塞杆材料为号钢，其屈服强度为。许用安全系数取为23，此时取为3。材料的许用应力 （5.4）活塞杆所受应力小于材料许用应力，即右端直径d=25mm满足要求 。（3）气缸壁厚校核中小型气缸大多选用铝合金管和不锈钢管，本文选取铝合金管，对于薄壁筒的计算公式： （5.5）式中： b钢筒壁厚（mm） D缸筒内径（mm） p缸筒承受的最大气压力（MPa） 缸筒材料的许用应力（MPa）选用铝合金的屈服强度为240Mpa，许用安全系数取为23，此时取为3。压强取为10bar，内径D=80mm。得到:。对于一般用途气缸，缸筒壁厚的实际取值为计算值的7倍。为了安装的方便本文气缸没有制造成圆气缸筒，应保证最薄处的厚度大于3.5mm。（4）活塞的厚度活塞受到压缩空气的作用产生推力做功，要求有足够的强度和滑动性能。另外活塞的厚度过大摩擦面也很大，造成不必要的摩擦损失，厚度过小又会承受不了压缩气体的压力。活塞厚度一般为缸径的2025，选取活塞厚度为20mm16。（5）螺栓强度校核气缸盖最大拉力：F=4027N选用4个螺栓，螺栓工作载荷：选择铜皮石棉垫片，相对刚度系数：气缸输出力从0N增加到4027N，螺栓的拉力变化幅： （5.6）选用M8的螺栓 ：d1=6.647mm，p=1.25mm，H=0.866p=1.085mm。螺栓危险截面面积：（5.7）螺栓的应力副： （5.8）螺栓选用35钢，性能等级为5.6级： （5.9） （5.10）螺栓疲劳极限： （5.11）极限应力幅： （5.12）其中=0.62,km=1车制，ku=1.5，许用应力幅： （5.13）螺栓应力幅=12.3MPa，许用应力幅=14.4，知满足条件15。（6）活塞杆的螺纹连接气缸活塞杆与导向套采用螺纹连接，螺纹规格为M202.5，查机械零件手册：d1=17.294mm，p=2.5mm，H=0.866p=2.165mm17。应力截面积： （5.14）最大应力为：，杆采用45号钢，其许用应力大小为120，满足条件15。6 利用CATIA建立机构的三维模型6.1 CATIA简介CATIA具有产品从2D建模到3D建模以及技术指标化建模的完整设计能力。利用CATIA建模有如下优点：该软件不管是用于实体的建模还是曲面的建模都能够做到完全的交互操作，在建模过程中，用户不必每一步都输入模型的参数，该软件具有变量驱动和建模之后再修改参数的功能。另外，CATIA中所