Get格雅基于UG的商用车变速器的三维设计及仿真建模设计

基于UG的商用车变速器的三维设计及仿真建模设计

基于UG的商用车变速箱三维设计及仿真建模

段 战 锋

〔

陕理工机械工程学院热能与动力工程专业汽车032

班，陕西 汉中 723003〕

指导教师：赵永强

[摘要]

本文阐述汽车变速器在汽车中的功用、汽车变速器的工作原理及汽车变速器的设计

和开展形势。讨论了汽车变速器的分类情况，阐述了国内外汽车变速器的研究现状。具体说明了汽车机械式变速器的设计步骤及本课题的设计情况。文中表述了该变速器的动力传动方案，计算列举了相关挡位的传动比，设计了变速器的传动齿轮，轴等重要零部件。

利用UG软件进行汽车机械式有机变速器总成设计，并配有重要的零件设计和制作过程。零部件和变速器整体的装配制作过程，以及变速器的运动仿真过程，二维工程图的产生。有限元分析的过程。

[关键词]：汽车变速箱 ＵＧ 三维实体建模 运动分析

The Design and Simulation of 3D Modeling Commercial

Vehicle Transmission Gearbox Based on UG

Author：Duan Zhan-feng

〔Grade03,Class032, Major Heat energy and power engineering，School of Mechanical engineering，Shaanxi University of Technology，Hanzhong

723003，Shaanxi〕

Tutor：Zhao Yong-qiang

[ Abstract ] The article also elaborates the automobile transmission

gearbox in automobile function, the automobile transmission gearbox principle of work and the automobile transmission gearbox design and the development situation. Discussed the automobile transmission gearbox classified situation, elaborated the domestic and foreign automobile transmission gearbox research present situation. Specifically explained the automobile mechanical type transmission gearbox design procedure and this topic design situation. In the article has indicated this transmission gearbox power drive plan, and the computation enumerated the correlation to keep off position the velocity ratio, has designed the transmission gearbox transmission gear, the axis and so on the important spare part.

This article uses UG software to carry on the automobile mechanical type organic

transmission gearbox always to become the design, and has the important components design and the manufacture process. Spare part and transmission gearbox whole

assembly manufacture process, as well as transmission gearbox movement simulation process, two-dimensional engineering plat production. Finite element analysis process.

[Key words]: gearbox ＵＧ modeling assembling Sport

analysis

目 录

1.绪论 ...................................................... 1

1.1 CAD软件在国内外开展现状及研究意义 .................. 1 设计开发平台的选取 ...................................... 1 1.3 Unigraphics软件的简介 .............................. 2 1.4 商用车变速器在国内开展现状 .......................... 2 1.5 机械式商用汽车变速器的技术特点 ...................... 3 本文主要工作 ........................................... 3 2.变速器的结构设计与参数选取 ............................... 4

手动变速器的工作原理 .................................... 4 设计参数 ............................................... 5 发动机的选择 ........................................... 5

发动机最大功率和相应转速确实定 .................... 5 发动机最大转矩确实定 .............................. 6 发动机型号 ........................................ 6 变速器设计 ............................................. 6

传动系最小传动比选择 .............................. 6 变速器形式的选择 .................................. 7 传动机构布置方案分析 .............................. 7 变速器主要参数的选择 .................................... 9 轴的计算 .............................................. 14 变速器轴承 ............................................ 15 同步器 ................................................ 16 3.变速器的实体建模与装配 ................................... 21

变速器各部件的实体建模方法 ............................. 21

直齿轮的建模 ..................................... 21 斜齿轮的建模 ..................................... 24 一轴的建模 ....................................... 28 轴承的建模 ....................................... 34 变速器装配体的建模 ..................................... 35

UG装配模块功能简述.............................. 35 添加已有的组件到装配体 ........................... 36 在装配中定位组件 ................................. 36 装配综合实例 ..................................... 37 平面工程图的生成 ...................................... 40 4.变速器的仿真分析 ......................................... 45

运动仿真 .............................................. 45 有限元分析 ............................................ 47 致 谢 ...................................................... 51 参考文献 ................................................... 52

1.绪论

1.1 CAD软件在国内外开展现状及研究意义

在如今全球市场统一的情况下，市场竞争日益剧烈，产品更新速度更快，但是有限的资源加上消费者对复杂产品的需求日益增加，很难保持市场分额。而使用传统的产品设计思路和方法已经不能满足产品更新的速度。在这种背景下，CAD(计算机辅助设计)/CAM(计算机辅助制造)/CAE〔计算机辅助测量〕技术得到迅速普及和极大开展。在为数众多的CAD/CAM/CAE软件中，主流软件种类繁多，UG，PRO/E，CIMATR，MDT，I－DEAS，MASTERCAM各个都是极品，但近年来Unigraphics〔简称UG〕在工业解决方案中地位显赫。Unigraphics Solutions公司〔简称UGS〕是全球著名的MCAD供给商，主要为汽车、航空航天、日用消费、通用机械、及电子工业等领域通过其虚拟产品开发〔VPD〕的理念提供多极化的、集成化的、企业级的完整MCAD解决方案。其主要的CAD产品是Unigraphics。

当今兴旺国家的汽车产品设计方法和手段已经不局限于利用通用的CAD/CAE软件〔如UG，CATIA，PRO/E等〕进行一般的设计计算和三维制图，还进行包括设计参数的优化计算，设计结果的分析于仿真等在内的一系列计算机辅助设计和开发活动。如果仅使用一些通用的CAD/CAE软件而缺乏对有针对性的汽车产品开发专用软件的使用，实现汽车产品开发从设计，试验，修改到最终定型过程高度的计算机化，就难以使这些软硬件设备充分发挥最大效用，而只能起到“计算机辅助绘图〞的作用。只有在通用的CAD/CAE软件的根底上开发适合企业自身需要的汽车软件，把产品数据库，设计分析过程，设计知识和通用CAD/CAE软件有机的结合起来，才能实现新型的快速，高性能，低本钱开发。商用汽车变速箱的设计比拟复杂，实现从总布置设计，分析计算过程的高度计算机化，提高设计效率。

随着我国汽车、摩托车、家电等工业的迅速开展，工业产品的外形在满足性能要求的同时，变得越来越复杂，而这些产品的制造离不开模具，这就要求模具制造行业以最快的速度、最低的本钱、最高的质量生产出模具。为了到达上述要求，模具企业只有运用先进的管理手段和CAD/CAM集成制造技术，才能在剧烈的市场竞争中立于不败之地。

设计开发平台的选取

20世纪80年代以来，国际上推出了一大批通用CAI集成软件，如UG、AUTOCAD、Pro/E、Solidwork等。相比之下，UG是一个完全参数化的软件，而且它还提供了一套

完整的设计、设计和制造的方案。因此，课题拟采用UG作为开发平台。

1.3 Unigraphics软件的简介

Unigraphics在航空、汽车、通用机械、工业设备、医疗器械以及其他高科技应用领域的机械设计和模具加工自动化的市场上得到广泛的应用。多年来，UGS一直在支持美国通用汽车公司目前全球最大的虚拟产品开发工程，同时Unigraphics也是日本著名汽车零部件制造商DENSO公司的计算机应用标准，并在全球汽车行业得到了很大的应用。

Unigraphics软件是一个集成化的CAD/CAE/CAM系统软件，他为工程设计人员提供了非常强大的应用工具，这些工具可以对产品进行设计〔包括零件设计和装配设计〕、工程分析〔有限元分析和运动机构分析〕、绘制工程图、编写数控加工程序等。除此之外还有模具设计模块〔冷冲模，注塑模等〕、钣金加工模块、管道布局、总体设计及车辆工程包。它使产品的设计效率大大提高，使产品在设计初期具有更多的灵活性，保证在日后根据系统要求进行相应的更改和计算;另外在产品的设计方案阶段，可以形象的表现系统的组成特点，而在产品的生产阶段可以方便与加工中心数据连接。

UG具有以下优势：

〔1〕可以为机械设计、模具设计以及电器设计单位提供一套完整的设计，分析和制作方案。

〔2〕UG是一个完全参数化的软件，为零部件的系统化建模、装配、分析提供了强大的根底支持。

〔3〕UG可以管理CAD数据及整个产品开发周期中的所有相关数据，实现逆向工程〔Ｒerverse Design〕和并行工程〔Concurrent Engineer〕等先进设计方法。

〔4〕UG可以完成包括自由曲面在内的复杂模型的创立，同时在图形显示方面运用了区域化管理方式，节约系统资源。

〔5〕具有强大的装配功能，并在装配的过程中引用了装配集的设计思想。为节省计算机资源提供了行至有效的解决方案，可以极大的提高设计效率。

随着UG版本的提高，软件的功能越来越强大，复杂程度也越来越高。对于汽车设计者来说，UG是使用的最广发的设计软件之一。

1.4 商用车变速器在国内开展现状

虽然自动变速器在近年来有很大开展，但手动机械变速器在汽车传动中仍占有很大比例，一般商用运输车辆，特别是长途运输车辆，因为所需挡位多，速比范围大，故多

采用手动机械变速器，在我国相当长的时间里，手动机械变速器会占很高的比例。

国内商用车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本几个国家，引进技术多为国外上世纪80—90年代的产品。作为汽车高级技术领域的商用汽车变速器在国内漫长的引进消化过程中，如今已有长足的进步，能够在原有技术引进的根底上，通过改型自行开发出符合配套要求的新产品，每年商用车变速器行业都能有十几个新产品推向市场。但从当今商用车变速器的开展情况来看，在新产品开发上国内商用车变速器仍然走的是一般性的开发过程，没有真正的核心技术产品；从国内商用汽车变速器市场容量来看，有三分之一的产品来自进口，而另外三分之二的产品中有80%以上源自国外技术，国内自主开发的商用汽车变速器产品销量很小，从而说明国内商用汽车变速器厂家的自主开发能力仍然很薄弱，应对整车新车型配套产品的能力远远不够。

1.5 机械式商用汽车变速器的技术特点

商用汽车的装载质量大，使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。为防止变速器的结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式机械变速器。即以一二种4～6档变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同档位数、不同传动比范围的变速器系列。目前，组合式机械变速器已成为重型汽车采用的主要型式。组合式机械变速器一般分为倍档(分段式配档)组合式机械变速器和半档(插入式配档)组合式机械变速器。

1.6本文主要工作

1〕根据设计要求对变速器的结构进行合理的布局。 2〕根据设计要求计算确定变速器的各个主要参数。 3〕对变速器的各零部件进行三维建模。 4〕将变速器的三维实体模型进行装配。

5〕对装配好变速器模型进行运动仿真和有限元分析。

2.变速器的结构设计与参数选取

变速器按传动比的变化可分为有级式变速器，无级式变速器和综合式变速器。有级式变速器是目前采用最广的一种。他采用齿轮传动，具有假设干个定值传动比，有较大的速比范围，价格廉价维修简单。无级式变速器，其传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化。综合式变速器是指用液力变矩器和齿轮式有机变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断的范围内做无级变化。

变速器按操纵方式可分为手动强制操纵式变速器和自动操纵式变速器。手动强制操纵式变速器是靠驾驶员直接操纵变速杆换挡。自动操纵式变速器是指机械变速器每个档位的变换是借助反响发动机负荷和车速的信号系统来控制换挡系统的执行元件而实现的，驾驶员只需要操纵加速踏板以控制车速。

商用车用于载荷较大需要频繁换挡，要求有较大的速比范围因此多采用机械式手动变速器。

机械式手动变速器是最常见的变速器，简称MT。常见的是中间轴式变速器，即输入轴、轴出轴和中间轴，它们构成了变速器的主体，当然还有一根倒档轴。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合到达变速变扭目的。典型的手动变速器结构及原理如下。

输入轴也称第一轴，它的前端花键直接与离合器从动盘的花键套配合，从而传递由发动机过来的扭矩。第一轴上的齿轮与中间轴齿轮常啮合，只要轴入轴一转，中间轴及其上的齿轮也随之转动。中间轴也称副轴，轴上固连多个大小不等的齿轮。输出轴又称第二轴，轴上套有各前进档齿轮，可随时在操纵装置的作用下与中间轴的对应齿轮啮合，从而改变本身的转速及扭矩。输出轴的尾端有花键与传动轴相联，通过传动轴将扭矩传送到驱动桥减速器。

由此可知，变速器前进档位的驱动路径是：输入轴常啮齿轮—中间轴常啮齿轮—中间轴对应齿轮—第二轴对应齿轮。倒车轴上的齿轮也可以由操纵装置拨动，在轴上移动，与中间轴齿轮和输出轴齿轮啮合,以相反的旋转方向输出。

多数汽车都有5个前进档和一个倒档，每个档位有一定的传动比，多数档位传动比大于1，第4档传动比为1，称为直接档，而传动比小于1的第5档称为加速档。空档时输出轴的齿轮处于非啮合位置，无法接受动力传输。

由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换档位时合存在一个\"同步\"问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。因此，旧式变速器的换档要采用 “两脚离合〞的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比拟复杂，难以掌握精确。因此设计师创造出“同步器〞，通过同步器使将要啮合的齿轮到达一致的转速而顺利啮合。

目前全同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠同步锁环摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角〔锁止角〕，同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适中选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低〔或升高〕到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。

设计参数

以下为此次设计汽车主要参数，根据其主要参数设计与其相匹配的机械式手动变速器。

1) 额定载重质量： 4000〔Kg〕 2) 最大总质量： 7140〔Kg〕 3) 最大车速： 100〔Km·h

1〕

4) 比功率： 15〔Km·t1〕 5) 比转矩： 40〔N·m·t1〕

发动机的选择

设计要求货车的载重量为4t，根据商用车汽油发动机和柴油发动机优缺点的比拟，最终选择柴油发动机。

选用四冲程、直列气缸、水冷、直喷式柴油机。

.1发动机最大功率和相应转速确实定

在对发动机的最大功率Pemax和最大功率是相应的转速np进行确定时，应根据所要设计的汽车的主要参数和相应的理论计算公式进行确定。

〔1〕所设计汽车最大车速Vamax100Km/h，估算Pemax。

PemaxCDA31magfI VVamax 〔2-1〕amaxI36076140Pemax— 发动机最大功率Kw； I— 传动系效率； ma— 汽车总质量Kg； g — 重力加速度；

fI— 滚动阻力系数； Vamax — 最大车速Km·h； CD— 空气阻力系数； 那么Pemax

〔2〕根据设计方案中给出的发动机比功率Pb=15 Km·t1,那么所求发动机功率：

A — 汽车正面投影面积m2；

Pe'max=15×，与经验公式相差不大。

〔3〕最大功率是对应的转速np，参考中型载货汽车及所选用发动机形式，取

np=2500～3200 rmin。

.2发动机最大转矩确实定

用下式计算确定发动机的最大转矩Tamax

aPamaxTamax9549409.16N/m 〔2-2〕

npα— 转矩适应性系数 Pemax— 发动机最大转矩 np— 最大功率对用转数

.3发动机型号

根据设计要求选用发动机型号为EQD6105：四冲程、直列气缸、水冷、直喷式柴油机。

缸数—缸径×行程〔mm〕 6—105×120 压缩比 17：1 额定功率/转速〔kw/r/min〕 107/2800 最大转矩/转速〔N·m/r/min〕 420/1600 怠速〔r/min〕 80050

变速器设计

.1传动系最小传动比选择

１〕传动系总传动比是传动系中各局部传动比的乘积，即itizioicc式中，ig为变速器的传动比；io为主减速器的传动比；ic为分动器或副变速器的传动比。一般的汽车没有分动器，此设计中也没有分动器，那么可省去ic。

２〕传动系的最小传动比

发动机的转速与汽车行驶速度的关系Va0.377m，式中：n为发动机转速r/min；igio

Va为汽车行驶速度Km/h；r为车轮半径m；ig为变速器传动比；io为主减速器传动比。

最小传动比时，ig=1,变速器在直接挡，Va为最大车速，出现Vamax时，发动机应处在最大功率附近，此时的转速n应在最大功率np附近，去2500r/min。那么：

itio0.337mpigio4.6；设计要求的汽车传动比为。

３〕传动系的最大传动比的选择

根据上面分析可知，变速器在一挡时有最大传动比。此时，汽车有最大驱动力：

Gfcosamaxsinaamxr' ig6.5；ig取为，那么一档传动比为，最大传动比为itig；

TtgmaxioyTio7.04.632.2

.2变速器形式的选择

为了使汽车在复杂的路况下能够平稳平安的行驶，对变速器的设计提出了以下要求 〔1〕保证汽车有必要的动力性和经济性；

〔2〕设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的运输； 〔3〕设置倒档，是汽车能够倒退行驶；

〔4〕设置动力输出装置，需要时能够进行功率输出； 〔5〕换挡迅速，省力，方便；

〔6〕工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等显现； 〔7〕变速器应有高的效率； 〔8〕变速器的工作噪音低。

除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造本钱低，维修方便等要求。 满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。

.3传动机构布置方案分析

变速器传动机构有两种分类方法。根据前进挡数的不同，有三，四，五和多挡变速器。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式〔常配合行星齿轮传动〕两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，中间轴式变速器 多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。

如图2-1所示为中间轴式的五档变速器，中间轴式的变速器特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡

的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离〔中心距〕不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮〔一挡〕可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差异。

图2-1

因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。倒挡设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之处是

挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。

2.5变速器主要参数的选择

1〕挡数

增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率也增高。

在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小，是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在以下,该制约小换档工作越容易进行。要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。

近年来为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前轿车一般用4~5个档位，级别高的轿车变速器多用5个档，货车变速器采用4~5个档位或多档。装载质量在T的货车采用5档变速器，装载质量在4~8T的货车采用6档变速器。因此采用六档变速器。

2〕传动比的范围

变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围确实定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。

目前轿车的传动比范围在3~4之间，轻型货车在5~6之间，其他货车那么更大。根

'据此次设计要求变速器最高档传动比即直接挡ig1，最低档传动比即为一档ig7.0

3〕中心距A

对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距.其大小不仅对变速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。

初选中心距A时，根据以下经验公式确定：

AKa3Temaxtg9.034207.096%128〔2-3〕

式中，

Ka为中心距系数，商用车一般取～；Temax为发动机最大转矩；lg为变速器一档传动比；为变速器传动效率，取 96%。那么A=128mm。

本设计采用六挡变速器，轴向尺寸可以选用〔～〕A。 4〕齿轮参数 〔1〕模数

遵循的一般原那么：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。

低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。

对于货车变速器的齿轮，从减少质量出发，应选用大些的模数。参考文献[10]表3-1汽车变速器的法向模数mn：

货车的最大总质量6.0< m≤14.0(t) 模数3.50～4.50(mm)

查表3-2汽车变速器常用的齿轮模数应首选第一系列，所以取mn=；啮合套和同步器接合齿采用渐开线齿形，模数取在2.0～3.5mm在此取

〔2〕压力角α

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和外表接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。国家规定标准的压力角为20o，变速器齿轮普遍采用20o压力角，啮合套和同步器普遍采用30o压力角。

〔3〕螺旋角β

斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提上下档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。

变速器斜齿轮的螺旋角β对齿轮工作噪音，齿轮强度和轴向力有影响。从提上下档齿轮强度出发，螺旋角β以15o～25o为宜，从提高高档齿轮的接触强度和增力重合角着眼，应选用较大的螺旋角。

货车斜齿轮螺旋角可在以下范围内选取16o～26o；所以在此初选螺旋角为20o。 〔4〕齿宽b

应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数大小选定齿宽： 直齿齿宽b= kcm，kc，那么b=20。

斜齿轮b= kcmn，kc，取kc=7.0那么b=28。

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

〔5〕齿轮变位系数的选择

齿轮变位系数是为了防止齿轮产生根切和配凑中心。一档齿轮的变位系数应取在1.0以上。接合齿工作宽度一般在2～4mm。

〔6〕齿顶高系数

5〕各挡齿轮数的分配

在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。

根据设计要求格挡齿轮的分配如2-2图：

图2-2

〔1〕确定一档齿轮的齿数 一档齿轮齿数和Zn 斜齿Zn2Acos2128cos2060，中间轴上一档齿轮

4mZ12货车可在12～17之间选，取Z12=15，那么Z11ZnZ12601545。

〔2〕中心距A修正

因为计算一挡齿数和Zn的时经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zn对中心距进行修正。对中心局的修正通常有两种方法，一种是通过改变螺旋距的方法调整中心距的大小；还有就是借助于齿轮变为的方法来满足要求。因本变速器一至六挡采用的都是些齿轮，所以选用改变螺旋距的方法来调整中心距。

〔3〕确定常啮合传动齿轮副的齿数

Z1Z15i1127.02.33 Z2Z11452Acos2128COS20Z1Z260

MN4那么 Z1=18 ， Z2=42

ZZ一档的传动比为i12117.0

Z1Z12〔4〕二档齿轮的齿数

Z9Z18i2157.042.03 Z10Z2422Acos2128COS20Z9Z1060

MN4那么 Z9=40 ，Z10=20

〔5〕三档齿轮的齿数

Z7Z18i3157.031.38 Z8Z2422Acos2128COS20Z7Z860

MN4那么 Z7=35 ，Z8=25

〔6〕四档齿轮的齿数

Z5Z18i4157.020.93 Z6Z2422Acos2128COS20Z5Z660

MN4那么 Z5=29 ， Z6=31 〔7〕五档齿轮的齿数

Z3Z18i5157.00.63 Z4Z2422Acos2128COS20Z3Z460

MN4那么 Z3=23，Z4=37 〔8〕确定倒档齿轮齿数

取直齿圆柱齿轮Z15=22，m=3.0；Z14=17，m=3.0； 初选Z15后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距A'：

11A'mZ14Z153.0172258.5

22同样取Z13=50，m=3.0；那么倒档轴与第二轴的中心距A''： 11A''mZ13Z153.05022108

22zzzig215136.88

z1z14z15 ig的数值较大，一般与i1相近。这是考虑到平安，希望倒车是速度尽可能低些。

各档齿轮参数如下表：

一档

11 齿轮

12 二档

10 齿轮

9 三档齿8

齿根

齿模压螺齿齿顶高高数 数 力角 旋角 宽 系数 系

数

Z1222

4 1 o o

5 005 Z4222

4 1 oo

5 0 0 8 Z2222

4 1 oo

0 0 0 5 Z4222

4 1 oo

0 0 0 8 Z2222

4 1 oo

5 0 0 5

轮

7

四档

6

齿轮

5

五档

4 齿轮

3

常啮合 齿轮

2

1

倒档齿

14

轮

13

15

Z5 Z1 Z9 Z7 Z3 Z2 Z8 Z2 Z7 Z0

3323241215

4 0o 4 o0 4 0o 4 o0 4 o0 4 o0 4 o0 3 o0 3 o0 3 0o

20 20 20 20 20 20 20 2

o2

o

28

28

25

28

25

28

25

20

20

20

1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

2

o

2

o

2

o

2

o

2

o

2

o

000

2

o2

o轴的计算

1〕初选轴的直径

在中间轴式变速器的中心距A是，第一轴花键局部直径d〔㎜〕可按下式初选。第二dk3Temax，式中k为经验系数，k=4.0～4.6；Temax为发动机最大转矩〔N·m〕轴和中间轴中部直径d≈，轴的最大直径d和支承间距离L的比值；对中间轴

d/L0.18/0.21。那么：第一轴花键局部直径×3420=33，选用d=36㎜的花键直径。

第二轴和中间轴中部直径d≈128×0.45=58㎜。

2〕轴的强度验证 〔1〕轴的刚度验算

初步确定轴的尺寸以后，可对轴的刚度和强度进行验算。在计算轴的挠度和转角是金计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。假设轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式计算

F1a2b2fc

3EILF2a2b2f5

3EILFab(ba)1 〔2-4〕

3EIL式中，F1为齿轮齿宽中间平面上的径向力〔C〕；F2为齿轮齿宽中间平面上的轴向力〔C〕×105MPa；I为惯性矩〔mm4〕，对于实心周，I=πd4/64；d为轴的直径〔㎜〕，花键处按平均直径计算；a，b为齿轮上的作用力矩支座A，B的距离〔㎜〕；Lwei支座间距离〔㎜〕。轴的全挠度为f=

fc2fs2≤。轴在垂直面和水平面内的允许值为［fc］

=0.05～0.10㎜，［fs］=0.10～0.15㎜。

〔2〕轴的强度计算

作用在齿轮的径向力和轴向力，使得轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使得轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力fc和 fs之后，计算相应的

M32M弯曲Mc、Ms。轴在转矩Tn和弯矩的同时作用下，其应力为，式中，3WdM=Mc2Ms2Tn2〔N·mm〕；d为轴的直径〔mm〕，花键出内径；W为抗弯截面系数〔mm3〕在低档工作室，〔σ〕≤400MPa。

2.7变速器轴承

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。

汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，假设空间缺乏那么采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因次有足够大的空间常采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原那么上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴

承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。

变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线膨胀系数较大的铝合金壳体。

变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm，下限适用于轻型车和轿车。

滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，本钱低。

2.8同步器

1〕同步器的主要尺寸确定

同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度到达完全相等之前，不允许换挡，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的根本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。

同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，如图2-3a所示，由于齿轮3的角速度ω3，和滑动齿套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下锁销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。第二阶段来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于，ω3和ωl不等，在上述外表产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差Δω=|ω1-ω3|减小了。在Δω=0瞬间同步过程结束。第三阶段Δω=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。

〔1〕摩擦系数f

汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。

同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应中选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。

图2-3

摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的外表粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面局部与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的外表粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。假设锥面的外表粗糙度差，在使用初期容易损害同步环锥面。

同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。

由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为。

摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度能迅速到达相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小那么反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。

〔2〕同步环锥面上的螺纹槽

如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，那么刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对f的影响很大，f随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速

度。通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。如图2-4。

2-4

〔3〕锥面半锥角

摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小那么摩擦锥面将产生自锁现象，防止自锁的条件是tan≥f。一般取=6°～8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的外表粗糙度控制不严时，那么有粘着和咬住的倾向；在=7°时就很少出现咬住现象。

〔4〕摩擦锥面平均半径R

R设计得越大，那么摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原那么上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。

〔5〕锥面工作长度b

缩短锥面工作长度b，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定b

Mm 〔2-5〕 b2pfR2式中，p 为摩擦面的允许压力，对黄铜和刚的摩擦副，p=1.0～1.5MPa； Mm为摩擦力矩；f为摩擦因数；R为摩擦锥面的平均半径。

〔6〕同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。

2〕锁止角

锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个局部之间角速度差到达零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素主要有摩擦因数f擦锥面的平均半径R,锁止面平

均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26˚~46˚范围内变化。

3〕同步时间t

同步器工作时，要连接的两个局部到达同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对商用变速器高档取，低档取1.00~1.50s.

4〕转动惯量的计算

换档过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二周上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出;假设零件未制成,可将这些零件分解为标准的几何体,并按数学公式合成求出转动惯量。

5〕同步器的计算

同步器的计算目的是确定摩擦锥面和锁止角的角度，这些角度是用来保证在满足连接健角速度完全相等以前不能进行换档时所应满足的条件，以及计算摩擦力矩和同步时间。换档第一阶段，处于空当瞬间，考虑到润滑油阻力在常温下对齿轮转速的降低作用可忽略不计，并假设汽车在阻力不大的道路上行驶，同时时间不大于一秒，那么认为在该瞬间汽车速度保持不变，即变速器输出端转换于换档瞬间不变，而输入端靠摩擦作用到达与输出端同步。如上所述，换档时为保证没有冲击的将齿轮和轴连接起来，必使它们的转动角速度相等。摩擦力矩Mm计算如下

Mm(ba)JrJr tt1Jr(ee)

tik1ikJre11() 〔2-6〕 tik1ik式中，Jr为离合器从动盘、第一轴和与第二轴常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮的转动惯量；e为发动机的角速度；a为在第K挡工作时变速器输出轴角速度；b为第k+l挡的输出轴上齿轮的角速度；ik、ik1为变速器第k和k+l挡的传动比。

另一方面，设换挡时作用在变速杆手柄上的法向力为FS，(对货车，取FS=100N)，变速杆手柄到啮合套的传动比为igs，那么作用在同步器摩擦锥面上的轴向力F应为

FFSigs 〔2-7〕

式中，为换挡机构传动效率。

由此可算得工作面上的摩擦力矩Mm为

FfRMm 〔2-8〕

sin式中，为摩擦锥面半锥角；f为工作锥面间的摩擦因数；R为摩擦锥面平均半径。 同步时的摩擦力矩方程式为

J1FfR1re() sintik1iktJresin11()

FfRik1ik 〔2-9〕

为防止连接件在转动角速度相等以前接合换挡，必须满足下述条件

F1F2 〔2-10〕

式中，F1为由摩擦力矩Mm产生的，用来防止过早换挡的力

MFfRF1m 〔2-11〕

rrsinF2为因锁止面倾斜而产生的力

F2Ftan 〔2-12〕

式中，r为锁止面平均半径；为锁止面锁止角。将式〔2-11〕、式〔2-12〕代入式〔2-10〕中，得：

FfRFtan rsin因此，欲保证锁止和滑动齿套不能继续移动，必须满足如下条件

fRtan 〔2-13〕

rsin

3.变速器的实体建模与装配

3.1变速器各部件的实体建模方法

实体建模是CAD模块的根底和核心建模工具，UG的基于特征和约束的建模技术具有强大的功能。UG设计零件实体建模主要有两种方法：一种是先设计二维草图或曲线轮廓，然后生成三维实体。另一种是直接生成一个三维实体，在设计过程中，这两种方法可以同时使用。

直齿轮的建模

1〕启动UG NX4.0，选择【文件】/【新建】，创立新部件，文件命名为chilun,单位选择毫米。

2〕选择【应用】/【建模】，进入建立模型模块。

3〕选择【工具】/【表达式】，在系统弹出的对话框中输入以下表达式： m=4 //模数 z=20 //齿数 alpha=20 //压力角 h=30 //厚度 d=z*m //分度圆 da=m*(z+2) //齿顶高 df= m*(z-2.5) //齿根高 db= m*z*cos(alpha)

t=1 //UG系统参数默认为1 a=0 //渐开线起始角 b=60 //渐开线中止角

u=(1-t)*a+t*b //渐开线参数方程的自变量〔角度值〕 r= db/2 //基圆半径 xt=r*cos(u)+r*rad(u)*sin(u) yt=r*sin(u)-r*rad(u)*cos(u)

zt=0 //渐开线在X Y Z三个方向的参数方程

４〕选择【插入】/【曲线】/【规律曲线】，出现函数对话框，选择其中的“根据方程〞选择按钮并确定，如图３-１

图３-１ 图３-２

5〕以t为系统参数定义X轴、Y轴、Z轴的参数并依据方程xt、yt、zt的值，绘制出渐开线如图３-２。

6〕使用根本曲线命令绘制分别以坐标原点为圆心绘制出齿顶圆、齿根圆、分度圆如图３-３。再使用直线命令是一段点为原点另一端点为分度圆与渐开线的交点如图3-4。

7〕选择图3-4中绘制的直线然后选择【编辑】/【变换】，在弹出的对话框中选择

按钮，绕原点旋转角度90/z，点击确定按钮，在系统弹出的对话框中选择点

击

按钮，生成图3-5所示。

8〕选择图3-2中生成的渐开线然后选择【编辑】/【变换】，在弹出的对话框中选择

按钮，在系统弹出图3-6对话框中点击

所绘制的直线，在系统弹出的对话框中选择点击

按钮。生成如图3-7。

按钮，选中图3-5中

图3-3 图3-4

图3-5 图3-6

图3-7 图3-8

9〕使用修剪命令将图中的两条剪开线以及齿顶圆，齿根圆进行修剪，修剪成如图3-8所示。

10〕选择【插入】/【设计特征】/【拉伸】命令，对图3-8中所修剪成的齿形进行拉伸，拉伸高度为表达式中的h，如图3-9。

11〕选择【插入】/【设计特征】/【圆柱】命令，建立一直径为df，高度为h的圆柱，并且与图3-9生成的齿形进行求和，得到图3-10所示。

12〕选择【插入】【关联复制】/【实例】/命令，在系统弹出对话框中点击按钮

，

选择图3-9中生成的齿形点击确定。在系统弹出的对话框中输入如图3-11所示的参数，点击确定按钮。对生成的齿进行矩阵生成图3-12所示的直齿轮。

图3-9 图3-10

图3-11 图3-12

至此圆柱直齿轮以制作完成。

斜齿轮的建模

1〕启动UG NX4.0，选择【文件】/【新建】，创立新部件，文件命名为chilun,单位选择毫米。

2〕选择【应用】/【建模】，进入建立模型模块。

3〕选择【工具】/【表达式】，在系统弹出的对话框中输入以下表达式： a=0 //渐开线起始角

a1=deg(ar*2/d) //为与ar圆弧对应的中心角度 alpha=20 //压力角

ar=h*tan(bata) //为分度圆圆柱面螺旋线在端面上的投影的弧长 b=60 //渐开线中止角 bata=19.75 //螺旋角 d=z*m //分度圆 da=m*(z+2) //齿顶高 df=m*(z-2.5) //齿根高 h=30 //厚度 m=4 //模数

r=m*z*cos(20)/2 //基圆半径

t=1 //UG系统参数默认为1

u=(1-t)*a+t*b //渐开线参数方程的自变量〔角度值〕 x0=d/2*cos(a1*t) //螺旋线参数方程 xt=r*cos(u)+r*rad(u)*sin(u) //渐开线参数方程 y0=d/2*sin(a1*t) //螺旋线参数方程 yt=r*sin(u)-r*rad(u)*cos(u) //渐开线参数方程 z=20 //齿数

z0=(h*1.5)*t //螺旋线参数方程 zt=0 //渐开线参数方程

4〕选择【插入】/【曲线】/【规律曲线】，出现函数对话框，选择其中的“根据方程〞选择按钮并确定，如图3-13

图3-13 图3-14

5〕以t为系统参数定义X轴、Y轴、Z轴的参数并依据方程xt、yt、zt的值，绘制出渐开线如图3-14。

6〕使用根本曲线命令绘制分别以坐标原点为圆心绘制出齿顶圆、齿根圆、分度圆如图3-15。再使用直线命令是一段点为原点另一端点为分度圆与渐开线的交点如图3-16。

7〕选择图3-16中绘制的直线然后选择【编辑】/【变换】，在弹出的对话框中选择

按钮，绕原点旋转角度90/z，点击确定按钮，在系统弹出的对话框中选择点击按钮，生成图3-17所示。

8〕选择图3-14中生成的渐开线然后选择【编辑】/【变换】，在弹出的对话框中选择

按钮，在系统弹出图3-18对话框中点击

按钮，选中图3-17中所绘

制的直线，在系统弹出的对话框中选择点击

按钮。生成如图3-19。

9〕使用修剪命令将图3-19中的两条渐开线以及齿顶圆，齿根圆进行修剪，修剪成如图3-20所示。

10〕选择【插入】/【曲线】/【规律曲线】，出现函数对话框，选择其中的“根据方程〞选择按钮并确定，如图3-13。

图3-15 图3-16

图3-17 图3-18

图3-19 图3-20

11〕以t为系统参数定义X轴、Y轴、Z轴的参数并依据方程x0、y0、z0的值，绘制出螺旋线如图3-21。

图3-21 图3-22

12〕选择【编辑】/【变换】命令，点击系统弹出对话框中按钮，对生成的

该螺旋线进行绕〔〕旋转变换的复制操作，旋转角度为〔90/z〕，即可在分度圆上生成如图3-22所示的共三条螺旋线。

13〕选择【插入】/【基准/点】/【基准平面】命令，建立一个工作参考平面，该平面是X-Y平面绕X轴旋转一螺旋角bata所建立。如图3-23所示，该平面为斜齿轮的法面平面。

14〕选择【插入】/【草图】命令，将图3-20中的齿形轮廓投影到前面所建立的斜齿轮法面平面上，即法面轮廓线。如图3-24所示。

图3-23 图3-24

15〕选择【插入】/【扫掠】/【已扫掠】命令，选择3条螺旋引导线为扫掠引导线，选择发面轮廓线为扫描剖面线。将法面轮廓线沿螺旋引导线进行扫描。即生成些齿轮的齿廓。如图3-25所示。

图3-25 图3-26

16〕选择【插入】/【设计特征】/【长方体】命令，绘制一长方实体，其Z轴方向长度等于齿宽h如图3-26。然后运用布尔运算对其二者进行求交，可得到斜齿轮的单个齿实体如图3-27所示。

图3-27 图3-28

17〕选择【插入】/【设计特征】/【圆柱体】命令，建立一圆柱体使其直径为df，高度为h，如图3-28所示。

18〕选择图3-27中的斜齿轮单个齿实体，对齿轮的特征进行数目为z的阵列运算旋转角度为360/z，，如图3-29所示。

19〕将图3-29中的圆柱和所有斜齿轮齿的实体进行布尔运算的求和运算那么得到最终的斜齿轮的整体齿轮实体，如图3-30所示。

图3-29 图3-30

一轴的建模

1〕翻开UG NX3.0，翻开事先做好的第一轴齿轮，选择【应用】／【建模】；进入建模界面，【插入】【设计特征】／【圆柱】命令，弹出如3-31图圆柱特征对话框；

图3-31 图3-32

点击按钮

，系统弹出如图3-32【矢量构成器】对话框，选择矢量方向为

Z轴及ZC，系统弹出如以下图对话框中输入直径67，高度10点击确定；在【点的构造】对话框里选择基点坐标为〔〕点击确定如3-33。

图3-33 图3-34

在系统弹出图3-34所示的〖布尔操作〗对话框了点击图。

按钮。绘制出如3-35

图3-35 图3-36

2〕〔球轴承6010〕选择【插入】／【设计特征】／【圆台特征】，在系统弹出如3-36图〖圆台〗特征对话框中输入直径50，高度16，选择刚刚绘制的圆柱体上外表为放置面如3-37图，点击〖点到点〗定位图标

按钮，系统弹出如3-38图〖定位〗对话框，在对话框中点击 ，系统弹出如3-39图〖点到点〗对话框，选择如3-40图中红

按钮，生成

色的圆进行定位，系统弹出〖设置弧的定位〗对话框如图3-41点击图3-42实体。

图3-37 图3-38

图3-39 图3-40

图3-41 图3-42

3〕用上面第2步同样的方法绘制圆台直径，高度分别为47，2.2；50，5； 40，30；36，100；40，60；生成图3-43。

图3-43

4〕选择【插入】／【细节特征】／【倒角】，系统弹出〖倒角〗对话框，点击按钮，选择所倒角的边点击置为2，点击

按钮，系统弹出〖倒角〗对话框如图3-44，输入偏

按钮，生成图3-45中的实体。

图3-44 图3-45

图3-46 图3-47

５〕选择【插入】／【草图】，选择图3-46端面为草绘平面绘制如图3-47所示。再次选择【插入】／【草图】，弹出的基准对话框中点击制如图3-48所示。

按钮，选择Z－Y平面绘

图3-48 图3-49

６〕选择【插入】／【扫描】／【沿导引线扫描】，系统弹出【沿导线扫描】对话框，选择图-17中所绘制的草图，点击【沿导线扫描】对话框中

按钮，系统再次

弹出【沿导线扫描】对话框如图3-49，选择图3-48绘制的草图点击【沿导线扫描】对话框中

按钮，系统弹的图3-50对话框中点击

按钮。系统弹出【布尔操

作】对话框点击按钮，选择一轴点击确定。生成图3-51。

图3-50 图3-51

７〕选择【插入】／【关联复制】／【引用】，在系统弹出如图3-52对话框中点击按钮

，选择上步绘制的特征点击确定系统弹出图3-53，输入数字为8，角度为

，选择基准轴Z轴，生成图3-55。

360／8点击确定，系统弹出图3-54，点击按钮

图3-52 图3-53

图3-54 图3-55

８〕用和第2步相同的方法在第8步生成实体轴端上创立直径34，高度30的圆台，如图3-56。

图3-56 图3-57

９〕选择【插入】／【草绘】在系统弹出的基准对话框中点击－Y平面，点击

按钮确定。绘制如图3-57所示。点击

按钮，选择Z

按钮确定草绘命令。

10〕选择【插入】／【设计特征】／【回转】命令，弹出如图3-58〖回转〗对话框，选择上步所绘制草图

按钮，弹出图3-59对话框点击〖轴和角〗按钮，然后选择

Z轴为旋转轴点击确定，生成如图3-60。

图3-58 图3-59

图3-60 图3-61

11〕选择【插入】／【设计特征】／【孔】命令，在弹出的〖孔〗对话框中输入如图3-61，选择图3-62生成的实体端面为放置端面，选择端面圆心为定位点点击确定生成如图3-62。用和上面同样的方法生孔如图3-63。

图3-62 图3-63

轴承的建模

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动套筒等，在此通过深沟球轴承的三维造型说明轴承的三维造型过程。

1〕启动UG NX4.0，选择【文件】/【新建】，创立新部件，文件命名为zhoucheng,单位选择毫米。

2〕选择【应用】/【建模】，进入建立模型模块。

3〕选择【插入】/【草绘】，选择X－Y平面为基准平面，进入草绘模式。绘制如图3-64所示图形，点击完成草绘。

图3-64 图3-65

4〕选择【插入】/【设计特征】/【回转】，系统弹出〖回转〗对话框如图3-65，选择上步草绘的图形，再选择X轴为回转轴点击

按钮，得到图3-66，保存。

图3-66 图3-67

5〕选择【插入】/【草绘】，绘制如图3-67所示图形，点击完成，退出草绘模式。

选择【插入】/【设计特征】/【回转】，系统弹出〖回转〗对话框，选择上步草绘的图形，再选择Y轴为回转轴点击

按钮绘制如图3-68所示。

图3-68 图3-69

6．选择【编辑】/【变换】，复制出8个球体，最终绘制成轴承如图3-69所示。

变速器装配体的建模

UG的装配模块是集成环境中的一个模块，其作用是：一方面将根本零件或子装配体组装成更高一级的装配体或产品总装配体；另一方面可以先设计产品总装配体，然后再拆成子装配体和单个可以直接用于加工的零件。

3.2.1 UG装配模块功能简述

选择【起始】/【装配】命令，那么进入装配模块。装配模块特有的操作命令都集中在如图3-70所示的下拉菜单和图3-80【装配】工具条上。

图3-70 图3-80

UG实体装配可分为三种：第一种，自底向上装配，即先设计装配中的零部件，再将零部件添加到装配中，自底向上逐级的进行装配。第二种，自顶向下装配，是指在装配级中创立与其他部件相关的部件模型，是在装配部件的顶级向下产生子装配和部件的装配方法。第三种，混合装配，顾名思义就是将自顶向下装配的方法与自底向上装配的方法的结合在一起的装配方法。

.2添加已有的组件到装配体

1〕新建立一个零部件，设置适宜的工作环境界面。单击【起始】/【装配】命令，那么进入装配模块。

2〕选择【装配】/【组建】/【添加已有组建】命令，或单击【装配】工具条中的图标

，弹出【选择部件】对话框，如3-81图：

图3-81 图3-82

3〕单击按钮得文件，单击

，弹出【部件名】对话框。将选取文件目录指向所要选取

按钮，系统弹出如3-82图所示【添加现有部件】对话框。

3.在装配中定位组件

在装配中添加组件后还要确定各个组件之间的配对关系，以确定组件的装配位置。选择【装配】/【组件】/【配对组件】命令，或单击【装配】工具条上的图标按钮，系统弹出如3-83图【配对条件】对话框。该对话框中提供了8种确定组件装配位置关系的方式，下面分别介绍。

图3-83

1〕配对

当装配的两组件同类对象位置相一致时，点击使用该配对命令。 2〕

对其

当装配的两组件同类对象位置相一致，法线或轴线对其时执行该配对方式。 3〕

角度

执行该种配对方式后，定义两个具有相同矢量的对象之间的夹角大小。 4〕

平行

执行该种配对方式后，两个与欲配对对象方向矢量相互平行。 5〕

垂直

执行该种配对方式后，两个与欲配对对象方向矢量相互垂直。可以垂直配对组合的对象有：直线和直线，直线和平面，轴线和平面，轴线和轴线〔圆柱面和圆柱面〕，平面和平面等。

6〕

中心

执行该种配对方式后，一个对象处于另一个〔或两个〕对象的中心，或使两个对象处于另外两个对象的中心。

7〕

距离

执行该种配对方式后，两个对象之间的距离为指定距离。 8〕

相切

执行该种配对方式后，两个对象在一点或一条直线上相切。

装配综合实例

下面以变速器的壳体、轴承、齿轮轴、齿轮等的装配来说明装配体的方法和具体的操作过程。

1〕

或选择【文件】/【新建】选项，弹出【新部件文件】对话框。在文件名中输

按钮，进入UG界面。

入zhuangpei，单位为〔毫米〕，单击

2〕单击【起始】/【装配】选项，进入装配模块。 3〕参加部件：单击

按钮【添加现有组件】或选择【装配】/【组件】/【添加现

有组件】选项。使用上面“添加已有的组件到装配体中〞中的方法将变速器壳体添加到装配体中，并将壳体定位到原点。同上方法添加其他组件。

4〕壳体和轴承的定位装配：对于壳体和轴承的装配先单击【配对类型】对话框中的“中心〞命令图标

，依次选择以下图所示的轴承加亮的圆柱外表图3-84和壳体加

按钮，再单击【配对类型】对话框中的对 “齐命〞令

亮的圆孔面图3-85，单击的图标

，分别选中轴承的侧外表和壳体的内外表如3-86图所示：

图3-84 图3-85

图3-86 图3-87

然后单击

按钮，轴承和壳体装配好的最终图形如3-87图所示。

5〕轴的装配：先将轴添加到到装配体中，单击【配对类型】对话框中的“中心〞命令图标单击

。选择3-88图所示的轴承加亮的圆孔面和图3-89齿轮轴加亮的圆柱面；按钮，再单击【配对类型】对话框中的“对齐〞命令的图标

，分别选中轴

承的侧外表和齿轮轴轴肩外表如3-90图所示；通常情况下装配体中由于组件过多会影响到选择配对约束基准，在这种情况下我们可以先选择影响选择配对约束基准的组件。然后单击工具条上的隐藏图标取消隐藏按钮

将其隐藏。需要显示隐藏组件是可以单击工具条上的

，显示隐藏体。

图3-88 图3-89

图3-90 图3-91

然后，齿轮轴和轴承装配好的最终图形如上图3-91所示。

6〕齿轮的装配：先将齿轮添加到装配体中，单击【配对类型】对话框中的“中心〞命令图标

。选择3-92图所示的齿轮加亮的圆孔面和图3-93轴的加亮的圆柱面；再

，分别选中齿轮的侧外表和轴肩

单击【配对类型】对话框中的“距离〞命令的图标外表，单击

按钮如3-94图所示：由于是齿轮装配，为了保证两个齿轮的正常啮合。

。再分别选择两个齿轮的两个齿

单击【配对类型】对话框中的“相切〞命令的图标面如3-95图所示；

图3-92 图3-93

图3-94 图3-95

单击

按钮，齿轮装配完成，装配效果如图3-96所示。

图3-96

变速器中其余齿轮及部件可一相同的方法装配。

平面工程图的生成

UG制图功能模块建立的工程图是有投影三维实体模型得到的，因此二维工程图和三维实体模型是完全相关联。通过工程图模块可以建立工程图，包括尺寸标注、注释、公差标注等，而且生成的工程图会随着实体模型而同步更新。

在UG的工作界面里单击【起始】/【制图】命令，即启动UG工程图模块，界面如3-97图：

图3-97

UG工程图模块提供了自动视图布置、剖视图、各向视图、局部放大图、局部剖视图、自动/手动尺寸标注、形位公差、外表粗糙度符号标注、视图手工编辑、装配图剖

视、爆炸图、明细表自动生成等工具。

以变速器中第二轴的工程图绘制为例说明工程图的绘制方法： 1〕启动UG软件，翻开所要绘制工程图的零部件。

2〕单击【起始】/【制图】命令，进入制图环境。此时将弹出【插入图纸页】对话框，设置图幅为A3、单位为毫米、投影方式为第三象限角投影，如3-98图所示；单击

按钮，此时UG进入绘图模块界面。

图3-98 图3-99

3〕单击【图纸布置】工具栏中的“根本视图〞按钮

，将弹出添加根本视图工具

栏如3-99图所示；单击视图名称列表下拉菜单如3-100图所示。从中间选择 “后视图〞作为根本视图，将在绘图边界没出现投影预览，从比例下拉列表如图3-101

中

选择“制定比例〞,在弹出的文本框中输入适宜的比例〔在次输入0.8〕作为投影比例。此时在绘制边界内单击鼠标左键将根本视图放置在绘图区域，如3-102图所示：

图3-100 图3-101

图3-102 图3-103

4〕对轴上花键局部进行剖视图，单击工具栏中的“剖视图〞图标

系统弹出如3-103

图所示的浮开工具条。单击绘制边界内的轴，在绘制边界内的轴上出现剖切线将剖切线放在需要的剖切位置单击鼠标左键，确定剖切位置，单击简单剖视图浮开工具条上的反向图标

，对剖且方向进行调整。单击鼠标左键放置方切面，如3-104图所示；单击

，将剖切面移动到适宜的位置如3-105图所示。

浮开工具条上的移动视图图标

图3-104 图3-105

5〕单击“尺寸〞工具栏中的“圆柱形〞按钮

，为视图添加圆柱尺寸，如3-106

，如3-107图所示。

图所示。单击“尺寸〞工具栏中的“自动判断的尺寸〞按钮

图3-106

图3-107

6〕粗糙度的标注。在第一次用标注外表粗糙度符号时，要检查制图模块的【插入】菜单中是否存在【外表粗糙度符号】子菜单，如果没有该菜单命令。用户要在UG安装的UgII子目录中找到环境变量设置ugii-env.dat并用写字板将其翻开，环境变量UGII-SURFACE-FINISH的缺省设置改为ON。保存环境变量设置文件后，重新进入UG系统，才能进行外表粗糙度标注工作。单击

按钮。【符号】/【外表粗糙度】

系统弹出如3-108图对话框【外表粗糙度】对话框。此对话框分三个局部，上部为选择外表粗糙度符号类型。中部用于显示所选外表粗糙度类型的标注参数和外表粗糙度单位及文本尺寸，下部选项用于指定外表粗糙度的相关对象类型和确定外表粗糙度符号的位置。

图3-108 图3-109

7〕单击【尺寸】工具栏的【倒角】命令、系统弹出如3-109图所示的 “倒角〞对话框，单击

按钮。系统弹出如3-200图“尺寸样式〞对话框。根据对话框提示设

置各个参数，然后对图形标注。

图3-200

4.变速器的仿真分析

运动仿真

该模块十一个集成的，关联的运动分析模块，提供了机械运动系统的虚拟样机；能够对机械系统的大位移复杂运动进行建模、模拟和评估；还提供了对静态、动力学、运动学模拟的支持；同时提供了结果分析包括图、动画、MPEG动画、电子表格等输出。

1〕翻开装配好的文件“fangzhen〞。单击【起始】/【运动仿真】按钮进入仿真模块。

2〕单击【运动导航器】图标

图所示。将鼠标放在【运动导航器】中名称“fangzhen〞

上单击右键点击【新建仿真】按钮，如4-1图所示。

图4-1 图4-2

3〕单击仿真工具条中的【连杆】图标按钮

，系统弹出如图4-3所示下【连杆】

按钮，添加一轴

对话框。选中工作区域变速器的一轴，单击【连杆】对话框中的为连杆部件。用同样的方法添加中间轴和和各挡齿轮为连杆部件。

图4-3 图4-4

4〕单击仿真工具条中的【运动副】图标按钮

，系统弹出如4-4图所示的【运动

按

副】对话框，为个连杆部件添加运动副。单击【运动副】对话框中的转动副图标

钮。选中一轴的转动圆心，在【运动副】对话框中【运动驱动】一栏中选择“恒定的〞在【速度】一栏中输入速度为100，单击【运动副】对话框中的用同样的方法为中间轴和和各挡齿轮添加转动副不添加运动驱动。

按钮如4-5图所示。

图4-5 图4-6

5〕单击仿真工具条中的【齿轮】图标

按钮，系统弹出如4-6图所示的【齿轮】

对话框。分别选中每对啮合齿轮主从动齿轮的转动副，在【齿轮】对话框中 “比率〞一栏中输入主从动齿轮的传动比。单击【齿轮】对话框中的

按钮。如4-7图所示

图4-7 图4-8

6〕单击仿真工具条中的【动画】图标按钮。系统弹出【分析选项】对话框，参

数如4-8图所示。单击“确定〞按钮。系统弹出如4-9图所示【动画】对话框。单击【动画】对话框中的播放图标

按钮，即可演示仿真动画。

图4-9

4.2有限元分析

在UG系统中的有限元分析模块是针对设计工程师和对几何模型进行专业分析的人员开发的，功能强大，采用图形应用接口，使用方便。该模块是一个集成化的有限元模型和解算工具能够对零部件进行前后处理〔包括结构分析和热分析〕，用于工程学仿真和性能评估。

1〕启动UG系统后，翻开“1zhou〞文件。

2〕单击【起始】/【所有应用模块】/【设计仿真】，系统弹出【新建FEM和仿真】对话框如4-10图所示，在对话框中“解算器〞一栏中选择“NX NASTRAN〞，“分析类型〞中选择“结构〞，单击

按钮。系统弹出【创立解法】对话框如4-11图所

示。在对话框中“解算器〞一栏中选择“NX NASTRAN〞， “分析类型〞中选择“结构〞，在 “解法类型〞中选择“线性静态—单一约束〞。单击

按钮

图4-10 图4-11

3〕单击“有限元分析〞工具条中的“材料属性〞图标的“材料〞对话框。

系统弹性如4-12图所示

图4-12 图4-13

4〕单击“材料〞对话框中的“库〞图标

，弹出如上图所示的“搜索关键字〞

对话框。按4-13图所示的“搜索关键字〞对话框中选择“类型〞和“类别〞选项，单击单击

按钮。弹出如4-14图所示“材料列表〞对话框，根据需要在列表中选择材料，按钮。返回到“材料〞对话框中如4-15图。

图4-14 图4-15

5〕单击“有限元分析〞工具条中的“约束〞图标

，在下拉菜单中选择“轴销约

束〞图标如图4-16，选择图4-17图中1zhou加亮处，单击 “确定〞按钮，添加完

约束后如4-18图所示。

图4-16 图4-17

图4-18 图4-19

6〕在下拉菜单中选择“扭矩〞图标

如图4-19。图4-20所示选择1zhou加亮处

选择加载转矩，然后在“创立扭矩〞对话框中的 “扭矩〞一栏中输入扭矩值，单击 “确定〞按钮。即加载好扭矩，如图4-21。

图4-20 图4-21

7〕单击“有限元分析〞工具条中的“3D 四面体网格〞图标，系统弹出 “3D

网格〞对话框如4-22图所示，在屏幕中选择需要划分的网格模型，单击“确定〞按钮，开始划分网格。如4-23图有限元模型。

图4-22 图4-23

8〕单击“结构分析〞工具条中的“解算〞图标话框。

，系统弹出图4-24“解算〞对

图4-24 图4-25

9〕单击“确定〞按钮，系统弹出“分析作业监视器〞对话框如图4-25图所示，单击“检查分析质量〞选项对整个模型进行分析质量的检查。

10〕完成模型的解算后进入后期处理阶段，用户可以通过生成云图，找最大最小值等方式得到有用的结果。单击“结构分析〞工具条“进入后期处理〞图标出有限元的云图。然后可在云图上中显示分析结果的最大值和最小值。

即可进弹

致 谢

本次毕业是在赵永强老师的悉心指导下完成的。在论文的选题、研究方向以及研究方法中，赵老师丰富理论知识和实践经验、富有启发性的建议和开拓创新的思维使得我的此次设计能够顺利的完成，也使我在完成毕业设计的过程中受益匪浅。

在此要特别感谢本工程课题负责人赵永强老师在课题研究和毕业论文撰写中给予我的非常大的帮助和悉心的指导。在此次设计中有许多地方甚至是直接参考了赵老师的建议而最终形成的，在设计过程中得到赵老师鼓励和帮助。

在此对向所有关心过我、帮助过我、鼓励过我的老师、同学、朋友们表示最衷心的感谢!

段 战 锋

2007年6

参考文献

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