轿车变速箱同步器的结构设计及失效分析

轿车变速箱同步器的结构设计及失效分析摘要：变速箱是车辆传动系统的重要组成部分，其性能的优劣直接影响到传动系统的性能。同步器是变速箱中的一个关键部件，其作用是在变速箱换挡时，通过摩擦副的一个摩擦接触过程，使转速不等的齿轮在达到“同步”时再相互啮合，从而有效的消除换挡过程中齿轮之间的冲击，以延长齿轮寿命，并使换挡操作平顺方便。本次设计主要运用MathCAD、AutoCAD、SolidWorks和UG/Unigraphics软件完成桑塔纳轿车同步器的结构设计及失效分析。关键词：同步器，结构设计，失效分析CarsynchronizerstructuredesignandfailureanalysisAbstract：Gearboxisanimportantpartofvehicletransmissionsystem,itsperformancefitandunfitqualitydirectlyaffecttheperformanceofthedrivesystem.Synchronizerisoneofthekeycomponentsofgearbox,itsroleisinthetransmissionshift,throughafrictionalcontactfrictionpairprocess,makethespeedofgearmesheachotheragainwhensynchronous,effectivelyeliminatetheimpactbetweengearshiftingprocess,toprolongthelifeofgear,andshiftoperationsmoothandconvenient.ThisdesignmainlyusingMathCAD,AutoCAD,SolidWorks,UG/synchronizesantanaUnigraphicssoftware,structuredesignandfailureanalysis.keywords：Synchronizer，Structuredesign，Failureanalysis目录1绪论.11.1同步器发展现状简述.11.2本文内容及选题意义.11.3应用软件介绍.21.4同步器设计方案选择.31.4.1同步器工作原理.31.4.2同步器总方案的分析.51.5本章小结.62同步器设计.72.1同步器具体参数选择.72.1.1同步器类型的选取.72.1.2接近尺寸和分度尺寸.72.1.3滑块宽度及内啮合套缺口宽度.82.1.4同步器装配间隙.92.2同步锁环主要参数确定.102.2.1锥面角.102.2.2锁止角的计算.102.2.3锥面摩擦系数1和锁止面摩擦系数2.112.2.4锁环内锥面上的螺线.132.2.5同步锁环材料的选取.142.3同步器校核.152.3.1同步器同步时间校核.152.3.2弯曲强度校核.162.4小结.193建立同步器零件及装配图.203.1建图思路.203.2组件建图.20I3.2.1同步器齿套.203.2.2同步器齿毂.213.2.3同步器齿环.223.2.4同步器滑块及卡簧.223.3同步器装配图.233.4本章小结.234同步器组件三维建模及装配.244.1建模思路.244.2组件建模.244.2.1同步器齿毂内外花键建模.244.2.2同步器齿套的模型创建.264.2.3同步器锁环.284.2.4同步器滑块及卡簧.294.3同步器装配.294.4本章小结.305有限元分析.315.1有限元分析方法简介.315.2锁环的有限元分析.315.3本章小结.33总结与展望.34参考文献.35致谢.3601绪论1.1同步器发展现状简述同步器是汽车变速器的重要部件，它使变速器主、从动部分同步后再接合，从而减少接合冲击和噪声，减轻换档力，使换档平顺，从而延长了变速器的寿命。近年来随着汽车的发展，对同步器提出愈来愈高的要求。汽车发动机高马力化和高转速比使得换档时同步器所需操纵功能在不断增加。在这种情况下就必须加快对同步器的设计和生产。传统设计方法设计汽车同步器结构参数是一项非常费时和艰苦的工作，而且难以求得较理想的设计参数，不利于产品性能的提高。而近年来以CAD/CAE集成技术为核心的仿真驱动设计技术，使得同步器制造新品的开发周期大为缩短同时也使得以往设计中的一些经验性知识可以以量化的形式出现，使得产品的开发效率更高。近年来，国外汽车和变速器厂家对同步器作了大量的研究工作。总体上有以下几种特点和局势：1）结构上作了很大改进，结构紧凑，体积小，同步力矩大，工作可靠。2）制造和材料上采用了新工艺和新材料。3）设计方法上采用了现代设计方法和计算机辅助设计。4）在试验上进行了许多深入细致的研究。1.2本文内容及选题意义本文课题来源于太原工业学院机械工程专业。从桑塔纳2000型轿车的用户手册中得到的SVW7180LEi型发动机的具体参数出发，针对轿车发动机的特点和同步器的具体设计要求，采用正向设计的设计思想，来完成同步器的设计。不断完善和优化同步器的性能，降低换挡结合是的冲击和噪声、减小换档力和同步时间、提高换挡的平顺性以及延长变速箱的寿命。在设计的过程中，充分利用UG/Unigraphics、SolidWorks、MathCAD、AutoCAD等软件，来辅助完成同步器的设计。1通过用任意一个汽车发动机所提供的参数设计出与之相匹配的同步器，了解正向设计的基本过程。在设计的过程中，掌握MathCAD等软件的用法，加深对三维造型设计的了解。1.3应用软件介绍在设计过程中主要应用了UG/Unigraphics、SolidWorks、MathCAD、AutoCAD四个软件。UG/Unigraphics用来做同步器的有限元分析，solidworks用来做同步器的三维建模，MathCAD用来做同步器同步时间和锁环强度的校核，AutoCAD用来画同步器的零件图及装配图。1）UG/Unigraphics简介Unigraphics（简称UG）是美国UnigraphicsSolutionsofEDS公司推出的计算机辅助设计、辅助制造、辅助工程（）一体化软件，它在全球的航空航天、汽车、模具和电器电子等各个生产行业得到了广泛的应用，它可以完成产品的设计、分析、加工、检验和产品数据管理的全过程。Unigraphics功能如下：（1）特征操作（例如：凸台、槽、倒角、腔、壳等）；（2）参数化（参数、尺寸、图样中的特征、载荷、边界条件等）；（3）通过零件的特征值之间，载荷/边界条件与特征参数之间（如表面积等）的关系来进行设计。（4）贯穿所有应用的完全相关性(任何一个地方的变动都将引起与之有关的每个地方变动)。其它辅助模块将进一步提高扩展UG/Unigraphics的基本功能。2）MathCAD简介MathCAD是由MathSoft公司推出的一种交互式数值计算系统。当输入一个数学公式、方程组、矩阵等，计算机将直接给出计算结果，而无须去考虑中间计算过程。因而MathCAD在很多科技领域中承担着复杂的数学计算,图形显示和文档处理，是工程技术人员不可多得的有力工具。MathCAD有五个扩展库,分别是求解与优化,数据分析,信号处理,图像处理和小波分析。3）SolidWorks简介2SolidWorks是基于产品设计的三维CAD软件，而不仅仅是基于零件设计的三维CAD软件。不仅支持自底而上的基本设计功能，而且真正支持从产品设计一开始就进行布局设计，拆分部件，最后设计零件，符合实际的自顶而下的设计方法。Solidworks是功能强大、易学易用和高效创新的三维CAD系统，可进行机械设计、零件设计、模具设计、装配体和工程图设计、消费品设计等。4）AutoCAD简介美国Autodesk开发通用计算机辅助绘图与设计软件包。主要用于二维绘图与编辑、文字标注、尺寸标注等。1.4同步器设计方案选择1.4.1同步器工作原理在变速瞬间,变速器的输入端和输出端的转速都在变化着,输出端与汽车整车相连其转动惯量J出输出相当大,换档作用时间较短,可认为在换档的瞬间输出端转速是恒定的。而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下,克服输入端被接合零件的等价惯性力矩,在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。在实现同步之后完成变速,这就是同步器的工作原理,见图1.1。锁环式同步器结构见图1.2。图1.1同步器示意图3图1.2锁环式同步器下面以采用同步器的变速器从二挡换入三挡时来说明锁环式惯性同步器的工作原理。1)空挡位置图1.3表示同步器接合套刚从二挡退入空挡的情况。此时齿轮A和接合套C(连同锁环B)都在本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用下，继续沿着原方向(如图中箭头所示)旋转。设齿轮A、锁环B和接合套C的转速分别为na、nb和接合套nc。因接合套通过锁环上的挡块，推动锁环一起旋转，因而na=nc，故nanb。此时锁环B处于自由状态。故其内锥面与齿轮的外锥面并不接触，如图1.3中两条虚线所示。图1.3空挡时同步器工况图1.4有摩擦力矩时同步器工况2)接合套移动摩擦力矩产生当要挂人直接挡时，通过变速杆使拨叉(嵌入接合套凹槽之中)推动接合套C，并带动滑块D一起(左)移动。当滑块前端面与4锁环B接口端面接触时，便推动锁环移向齿轮使两锥面接触。由于驾驶员作用在接合套C上的推力，使两锥面间存在正压力，以及二者之间又有转速差，故一经接触便产生摩擦力矩，通过此摩擦力矩的作用，齿轮A即带动锁环相对于接合套C转过一个角度，使锁环挡块靠在接合套切口的一侧上为止(图1.4所示)，随后则只能与接合套同步旋转。3)拨环力矩的产生由于驾驶员始终作用在接合套上一轴向推力，于是在锁环齿端倒角面上产生正压力F，该力可分解为轴向分力F1和切向分力F2两个分力。切向分力F2所形成的力矩有使锁环相对于接合套反向转动的趋势，称此力矩为拨环力矩。轴向分力F1则使锁环B和齿轮A二者的锥面继续压紧，保持所产生的摩擦力矩的作用。4)摩擦力矩增长随着驾驶员继续加于接合套C的推力加大，摩擦面上的摩擦力矩此时不断增加，使齿轮A的转速降低。当摩擦力矩达到最大值而等于齿轮A的惯性力矩时，接合套C、锁环B和齿轮A即达到同步，并一起保持同步旋转。此后齿轮A与锁环B不再存在转速差，于是惯性力矩消失，但由于使两摩擦面紧密结合着，从而在切向分力在轴向推力作用所产生的静摩擦力矩M1仍然存在，使两摩擦面紧密结合着，从而在切向分力F1形成的拨环力矩M1的作用下，使锁环连同齿轮及与之相连的所有输入端的零件一起相对于接合套反向倒转一角度，使两个花键齿不再抵触，锁环的锁止作用消除，于是接合套压圈继续前左移。而与锁环的花键齿圈进入接台状态(图1.5所示)。图1.5摩擦力矩增长时同步器工况图1.6完成换挡时同步器工况完成换档，接合套齿圈与锁环齿圈接后，作用在锁环齿圈的轴向分力F1不再存在，锥面上正压力和锥面间的摩擦力矩也就消失。如果此时接合套花键齿5与齿轮的花键齿端发生抵触(图1.6所示)，则与上述相似。作用在齿轮花键齿倒角面上的切向反力便使齿轮及与其相联系的输入端零件相对于锁环和接合套反转一个角度使接合套与齿轮的花键齿圈进入接合状态而最后完成换入直接挡(低挡换高挡)的过程。如果高挡换低档时，上述过程也相似，只是接合套向相反方向(右)移动。1.4.2同步器总方案的分析同步器位置布置从理论上看有两种可能性:1）接合套在空转齿轮上，同步环布置在接合套和轴之间。2）接合套在轴上，同步环布置在接合套和齿轮之间。但是第一种布置方式接合套只能用于一个档。而第二种方式一个接合套可以用来挂二个档。空挡时，同步环可与接合套或空转齿轮一起转动，但必须保证同步环有一定的相对运动，以使同步初期同步环可周向转动一定角度，锁止副起作用。因此目前同步器都是采用这种布置形式。同步器各功能元件位置布置总结如下:同步元件应位于存在转速差的两元件之间，如同步环与接合套一起转动，摩擦面位于同步环和空转齿轮之间;同步环与空转齿轮一起转动，摩擦面位于同步环和接合套之间。锁止元件位于空档时一起转动的两元件之间，即同步环与接合套一起转动，锁止元件位于同步环和接合套之间，同步前阻止接合套轴向移动穿过同步环进入啮合。同步环与空转齿轮一起转动，锁止元件位于同步环和空转齿轮齿圈之间，同步前阻止接合套和同步环一起轴向移动进入啮合。弹性元件布置应使得接合套能够自动回位处于空档位置，接合套在无轴向外力作用下无法离开空档位置，接合套运动初期(锁止元件起作用后，由锁止副传递轴向力)或整个同步过程可传递轴向力。布置方案如图1.7所示。6图1.7同步器布置方案1.5本章小结通过查阅相关资料，了解了同步器的类型、结构及作用。结合UG/Unigraphics、SolidWorks、MathCAD、AutoCAD等软件各自的特点和优势，并提出了同步器设计方案，初步确定了本次设计的主体内容。2同步器设计2.1同步器具体参数选择2.1.1同步器类型的选取锁环式同步器由于摩擦面和换挡行程并行故轴向空间小，且锁止安全性及抗摩损强度高、啮合传递性好。滑块式同步器工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的接合套上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。锁销式同步器的摩擦面位于外侧故换挡力较小，可以分开调整锁止件形状和换挡啮合圈，但摩擦面和换档行程串接故零件总成长度较大且锁止面易摩损，多用于中、重型货车变速器。外锥式同步器在相同的直径下提供比内锥面大一点的摩擦力矩，使同步器可以迅速完成同步过程。但造价比较高，多用于高级轿车中。综合以上因素以及对同步器可靠性、稳定性、经济性及持久性的考虑，本次设计选择锁环式同步器作为所需的同步器类型。2.1.2接近尺寸和分度尺寸惯性式同步器中有两个主要尺寸:接近尺寸b和分度尺寸a，如图2.1。分度尺寸a就是当滑块的侧边与同步环缺口侧边接触时，啮合套齿与同步环接合齿中7心线间的距离。接近尺寸b是当滑块的侧边抵住同步环缺口侧边、啮合套相对滑块刚开始轴向移动时，啮合套齿与同步环接合齿倒角之间的轴向距离。接近尺寸b应大于零，一般b=0.20.3mm。对于滑块式惯性同步器，分度尺寸a等于接合齿的1/4周节，t=4.7。b和a是保证同步器处于正确锁止位置的主要尺寸，必须予以控制。14.7图2.1分度尺寸a与接近尺寸b1啮合套齿2.滑块3.同步锁环4.齿轮接合齿本设计中同步器分度尺寸和接近尺寸分别为：a=1.17；b=0.25。2.1.3滑块宽度及内啮合套缺口宽度锁环式同步器中的啮合套的缺口与同步锁环挡块之间转动距离的计算设计中，缺口与同步环挡块之间转动距离直接影响分度尺寸。由于锁环式同步器在结构上与滑块式同步器的相似，所以在滑块宽度的设计中，可以采用滑块式变速器的原理来设计锁环挡块的宽度以及啮合套的缺口宽度。图2.2示出啮合套和同步环在锁止面接触最佳时的正投影，由此确定转动距离c。未转动时，同步环的A点与啮合套的B点重合，最佳接触时的分度尺寸a等于接合齿的1/4周节，即a=t/4。由图2.2可知有下列近似关系式:（2-1）fuufRaRcac8式中Rf为接合齿分度圆半径;Ru为滑块轴向移动后的外半径。当挡块宽度h确定后，H=E,就可以求出糟宽H:(2-2)2Ehc图2.2滑块与同步器缺口之间的转动距离的确定1.啮合套2.同步锁环3.滑块4.滑块槽同步器设计中取Ru=25mmRf=26.5mm；本文计算得：c=1.1mm；当取h=6.3mm，此时可得E=8.5mm。2.1.4同步器装配间隙为了保证同步器换档无冲击，正常磨损后仍能有效地工作，必须对同步器有关装配尺寸进行合适的选择。如图2.3所示。滑块端隙1不能过大，如12，则造成换档时摩擦锥面尚未接触而啮合套已处于与同步环齿端锁止面相贴的位置，即接近尺寸Z0，此时同步环还是浮动的，因没有摩擦力矩，啮合套可以很快通过同步环，而使同步器失去锁止作用。考虑到同步环正常磨损后，仍能继续使用，在同步环端面与齿轮接合齿端面之间应有一定的间隙2。以锥面角=7和锥面半径方向0.2mm为例，则端面间至少留1.6mm的间隙，通常取2=1.52mm。本文取2=1.7mm。9图2.3同步器装配尺寸确定2.2同步锁环主要参数确定2.2.1锥面角（2-3）sintsFrM可知，的值取得越小，则同步力矩Ms就越大。在保持同步力矩Ms不变的条件下，锥面动摩擦系数1越大，则就可取得越大些。由避免抱死条件：（2-4）tans可知，的最小值要受到两个锥面之间的静摩擦系数s值的大小的限制。综合以上条件，锥面角的值一般取在67之间。本文中选7。2.2.2锁止角的计算在锁环式同步器中，在齿端面上的锁止角一般取在5260度之间。从下式（2-5）2121sintairr可以看出，锁止角的大小是和许多选定了的几何尺寸有关，不过影响最大的一个因素要算是锥面之间的动摩擦系数1了。角要取得大些，使所产生10的切向摩擦力矩足以阻止发生不同步啮合的不正常现象，直到同步时摩擦力矩消失，实现同步啮合为止。锁止角过大，就是说齿端面太钝时，只能给齿的啮合造成困难。有时在汽车起步时，发生齿环齿难以啮合的问题，这可能是锁环式同步器所取的锁止角过大的缘故，这也是齿环式同步器的一个缺点。下面分析一下锁止角、锥面摩擦系数1和锁止角摩擦系数2的关系。（2-6）21212rsinsinrrtaii2（）当1和2取不同值时，取值如图2.4所示。图2.4锁环锁止角与锁止面摩擦系数2关系取锁止角为60。2.2.3锥面摩擦系数1和锁止面摩擦系数2当同步环以及同步器摩擦副的材料选定后，锥面摩擦系数1和锁止面摩擦系数2与表面光洁度有关，锥面摩擦系数1还与润滑油种类和温度等有关。11锁环式同步器的锥面角和锁止角均分别取常用值7和60，摩擦锥面平均半径和锁止齿面平均半径的比值在齿环式同步器中一般取0.75。由于拨正力矩t为（2-7）2212(1tan)tatFMr根据公式（2-1）和（2-7）（2-8）s122tni(ta)ry所以，当假定2=0.07，绘制图2.5。图2.5扭矩比与锥面摩擦系数关系假如,则锥面摩擦系数1与锁止面摩擦系数2存在看以下极限关s1M系：（2-9）221sin(1tan)1tar另外，由于值t必须大于零，所以（2-10）21tan因此，12由以上数据可得图2.6。图2.6锥面摩擦系数和锁止面摩擦系数关系锁环式1和2的取值在曲线2，1=0.12和2=0.578上。故可取1=0.122=0.19。2.2.4锁环内锥面上的螺线同步锁环的内螺线有下面几项技术要求:1）螺线型式锥面摩擦系数大，则换档省力或缩短同步时间，摩擦系数小则反之，甚至会失去同步作用。因此保持较大的锥面摩擦系数对同步器有利。为此在锥面上制有破坏油膜的螺纹槽，型式主要有以下两种，其中图2.7a给出的尺寸适合于轻、中型汽车，图2.7b给出的尺寸适合于重型汽车。13图2.7同步环螺纹槽型本设计中采用图2.7中a）型设计2）螺顶宽度为了能把锥面之间已经存在的油膜很快地刮走，螺线顶的宽度要做得窄一些。油膜刮走得越快，在同步环内锥面上摩擦力提高得也越快，对克服“不同步啮合”越有利。常取螺顶宽度为0.15一0.4mm。如螺顶太尖，则接触面上的压强和磨损就越大.所以在接触面压强很高的小型同步器中，螺顶宽度小须能经得起在使用初期磨损的考验。另一个重要方面是螺顶的表面粗糙度要高，不允许留有切削刀痕。所以螺顶表面最后加一道研磨工序是比较好的。本文取0.15mm。3）螺距和螺纹角螺距要大得使螺纹之间的间隙足以容纳挤出来的油量。当然螺距也不能过大，否则接触面要变小，磨损会变大。所以螺距一般取0.6-0.75mm,本文取0.6mm。螺纹角一般取。062.2.5同步锁环材料的选取同步环多用铜基合金制造，轿车同步锥环较薄，宜用锻、精锻或冷挤压工艺加工；货车的同步锥环较厚，亦可用压铸工艺。选用材料时既要考虑其摩擦系数又要考虑其耐磨性以及强度、加工性能等。铝青铜多用于压铸的同步锥环，亦可锻造，其强度高、耐磨性好、摩擦系数较大而锥面自锁的倾向较小。锰青铜锻造的同步锥环较多，其强度高、加工性好。硅锰青铜的性能与锰青铜类似，这种合金结构中的硅化锰使之具有极好的耐磨性。锻造同步锥环也常采用铅黄铜、黄铜的耐磨性常常优于青铜。从实用及加工角度考虑，本次设计采用铅黄铜。142.3同步器校核2.3.1同步器同步时间校核对乘用车和客车Ft=60N，变速杆手柄到接合套的传动比为igs，则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力（2-11）gssiFF式中位换挡的传动效率。由此可以算得工作面上的摩擦力矩m为（2-12）1sinmMFR式中，为摩擦锥面锥角；1为工作锥面间的摩擦系数；R为锥面的平均半径同步时的摩擦力矩方程式为（2-13）111sinsinkkjwFRertjwertFii式中Jr为第一轴和第二轴常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮转动惯量；简化计算（2-14）21mrJWe为发动机角速度。满足条件：同步时间，乘用车的变速时间，高挡取0.15-0.30s，低挡取0.50-0.80s。手柄力对轿车变速器高档取75200N，低档取250300N。在一挡（传动比为3.077）换入二档（传动比为2.011），校核同步器同步时间如下15图2.8低挡同步时间校核在四档（传动比为1.074）换入五档（传动比0.75），校核结果如下图2.9高档同步时间校核2.3.2弯曲强度校核由于换档手柄力的作用，在同步锁环锁止齿上产生法向压力N，力N分解为轴向力Fs和切向力F。为了简化计算，设计时将锁止齿截面形状简化为矩形，如图2.10。16图2.10锁止齿上受力及简化模型考虑到锁止作用刚开始时的冲击，设计时引入动载荷系数k1和k2。动载系数由下图2.11查的为k1=1.4；k2=1.3。图2.11直齿轮动载系数1).弯曲正应力校核：轴向力Fs产生的最大弯曲正应力:（2-15）31maxskFrWy切向力F产生的最大弯曲正应力:17（2-16）23maxrykFW式中:r3为锁止齿分度圆到齿根的距离;Wx、Wy为抗弯截面模量（2-17）2x16ab（2-18）2yW最大弯曲正应力：（2-19）maxmaxmaxy最大弯曲正应力必须满足：（2-20）ax通过对锁环模型简化，a=2.5mm；b=1.9mm.在MathCAD中输入已知条件，得出结果如图2.12所示：图2.12最大弯曲正应力校核校核结果显示：最大正应力为292MPa。符合受力要求。2).弯曲切应力校核：由于锁止齿轴向长度与齿高之比比较小，故必须校核弯曲切应力：18（2-21）1symax23kFA合成最大弯曲切应力为：（2-22）2maxaxyma必须满足：（2-23）ax式中A为锁止齿截面积A=ab为许用弯曲切应力，它与许用拉应力的关系为:0.56图2.13最大弯曲切应力校核如图2.13弯曲切应力校核结果显示：最大的弯曲切应力为77MPa。2.4小结本章通过应用同步器设计的相关理论，选取和计算得到了同步器的接近尺寸、分度尺寸、挡块宽度、装配间隙、同步环主要尺寸等具体参数。在上述参数的基础上，还完成了用MathCAD对同步器齿环进行了弯曲强度和同步时间的校核。193建立同步器零件及装配图3.1建图思路由于本次设计时间有限，故只选择3-4档同步器进行建图。通过实体模型以及相关公式计算得出各零部件的具体数据，从而利用AutoCAD完成同步器的零件图及装配图。3.2组件建图3.2.1同步器齿套1）根据实体模型计算公式及查表得出齿套渐开线内花键参数如表3.1所示。表3.1渐开线内花键参数变位系数X+0.8齿形短齿模数m2齿数Z27压力角a20分度圆直径D54基本齿槽宽E4.306实际齿槽宽最大值E24.338实际齿槽宽最小值E14.2842）外花键内外径草绘，其内径d1与外径d2关系如图3.2所示-.5mz3）得出齿套零件图，如图3.2所示。20图3.2齿套零件图3.2.2同步器齿毂1）同步器齿毂渐开线内外花键参数如表3.3。表3.3同步器齿毂渐开线参数渐开线内花键参数渐开线外花键参数齿形短齿齿形短齿模数mn1.0模数mn2.0齿数Z28齿数Z27压力角an20压力角an20分度圆直径D28分度圆直径D54.00基圆直径d基圆直径d50.743有效起始圆直径dnf有效起始圆直径dnf53.80基本齿槽宽E1.571基本齿槽宽E4.306实际齿槽最大宽度Emax1.599实际齿槽最大宽度Emax4.254作用齿槽最小值Emin1.555作用齿槽最小值Emin4.1812）同步器齿毂零件图如图3.4所示。图3.4同步器齿毂零件图213.2.3同步器齿环1）同步器齿环渐开线花键参数如表3.5所示。表3.5齿环渐开线参数模数mn2.0齿数Z27压力角an20分度圆直径D54.00起始圆直径dnf53.80基本齿厚S4.254齿厚最大值Smax4.306齿厚最小值Smin4.1812）同步器齿环零件图如图3.6所示。图3.6同步锁环零件图3.2.4同步器滑块及卡簧根据其余零部件的数据和相应公式确定滑块的数据，因为卡簧为非标准件，所以卡簧数据根据其余零部件的数据而设定。滑块、卡簧零件图如图3.7所示。22图3.7滑块及卡簧零件图3.3同步器装配图根据各零部件数据，利用AutoCAD软件画出同步器装配图。如下图3.8所示。图3.8同步器装配图3.4本章小结本章主要通过使用AutoCAD，完成了对同步器的零件图及装配图的建立。主要学习了AutoCAD软件中对零件图的建立和标注尺寸。234同步器组件三维建模及装配4.1建模思路由于前面章节已经计算出了同步器各零件的具体数据并画出了零件图，故采用实体建模的方法对同步器进行建模。4.2组件建模4.2.1同步器齿毂内外花键建模1）草绘花键糟。拾取左右为渐开线，上下位外花键内外径图4.0花键槽示意图2）内渐开线式花键建模如上面方法，绘制渐开线。产生如下图4.1所示两条渐开线，图4.1花键渐开线示意图任意选择一条对其进行特征操作。完成特征操作，产生如图4.2所示的红色渐开线24图4.2内花键渐开线的移动3）绘制内花键在绘制完内花键渐开线后，草绘内花键键槽，如下图4.3所示。图4.3花键槽示意图同步器齿毂建模如下图4.4所示：25图4.4同步器齿毂示意图4.2.2同步器齿套的模型创建锁止角的创建，新建如下图4.5所示的点，线、面。图4.5相关参数点与面连接相应的点，组成链，对该链进行投影，投影平面为新创建的经过PNT1、PNT3、PNT4的平面，方向为right平面。预览结果如图4.6所示。26图4.6投影链的创建待完成后，混合两平面。以下图4.7为是两个混合的截面：图4.7混合两截面混合之后镜像，两个合并为一组。以下图4.8为混合效果与镜像效果图4.8镜像混合特征对同步环齿套的内花键，采用相同的方式进行锁止角的造型，效果如图4.9所示。27图4.9齿套4.2.3同步器锁环用同样的方法可以绘制出同步锁环，如下图4.10所示。图4.10同步锁环284.2.4同步器滑块及卡簧同步器滑块和卡簧模型图如4.11所示。图4.11滑块和卡簧4.3同步器装配在接合套内花键和啮合座套外花键装配时，由于两花键采用的都为同一渐开线，在使用相切等约束无效之后，采用如下办法：先在内花键的某一个齿轮上创建一个点，该点在花键齿的中点处，创建一个平面使其通过该点以及旋转轴。同理可以在接合套齿槽相应位置创立一个平面。然后对啮合套以及啮合座套进行轴对齐、面贴合约束（贴合面为两新建平面），完成对啮合套与啮合座套的装配。用同样的方法装配同步锁环，得出同步器的装配图，如图4.12所示。29图4.12装配图其爆炸视图如图4.13。图4.13同步器爆炸图4.4本章小结本章主要通过使用SolidWorks，完成了对同步器的三维建模和装配。对建模和装配中的难点进行了解释和说明。305有限元分析5.1有限元分析方法简介有限元分析的基本概念是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的(较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件(如结构的平衡条件），从而得到问题的解。这个解不是准确解，而是近似解，因为实际问题被较简单的问题所代替。由于大多数实际问题难以得到准确解，而有限元不仅计算精度高，而且能适应各种复杂形状，因而成为行之有效的工程分析手段。在本设计中，主要是通过UG/Unigraphics软件模块对锁环进行有限元分析。UG/Unigraphics主要完成零件的结构分析，为设计者提供一个虚拟的分析环境，通过静力分析、模态分析对零件的结构性能进行评价，从而发现设计中的缺陷，为对模型进行优化和修改提供依据。通过结构分析可以在设计中及时发现设计中的错误和不足并加以修正，提高设计效率降低成本。5.2锁环的有限元分析1.定义实体材料由于同步锁环的材料是黄铜合金，故选取铜近似作为实体材料，其力学性能为弹性模量E=4.1105MPa,泊松比为=0.35。2.添加约束在同步锁环锁止的过程中，拨叉作用在结合套的力使接合套与同步锁环接触，并使锁环移动。在这个过程中，同步锁环与锁止锥面接触，由此可定义锁环锥面为全约束。3.施加载荷当接合套内啮合齿与锁环齿接触时，在接合套内啮合齿上的力又和锁环齿面上里形成作用力与反作用力，大小相等都等于拨叉作用力，大小为250N。在齿面上加载时，力的方向垂直于锁环齿面，所以将该力分解为x方向和y方向，大小分别为F1和F2。通过这样近似处理以得到近似结果。0Fsin250*sin621N1310Fcos250*cos6125N2由于同步锁环不可避免的会受到重力，所以在加载时必须施加重力载荷，y方向，大小为9805mm/sec2。图5.1锁环载荷图4.输出有限元分析文件图5.2弯曲正应力图从图5.2中可以得出，最大的应力点的应力为255MPa32图5.3锁环变形分布图如图5.3所示，最大的变形点位移为0.0135mm。5.结果对比对比上面用MathCAD校核的最大弯曲正应力292MPa，通过分析得到的同步锁环的最大弯曲正应力为255MPa,数据之间存在一定的偏差。分析偏差原因为同步器锁环的简化计算，使得计算产生误差，同时简化建模使锁环在加载过程中不能均匀受载从而出现如图5.3的情况。由此可知，要想得到精确的结果必须有准确计算数据和完整的模型。5.3本章小结本章完成了对锁环的静态分析过程。通过把应用分析结果中同步锁环的应力情况和变形位移情况，完成了对锁环的弯曲强度校核。并与MathCAD校核结果比较，分析了偏差原因。33总结与展望本次毕业设计中，在以SVW7180LEi型发动