基于Ug的同步器设计

1、JIUJIANG UNIVERSITY 毕毕 业业 设设 计计 题 目 基于 UG 的同步器设计 英文题目 Design of Synchronizer based on UG 院 系 机械与材料工程学院 专 业 车辆工程 姓 名 王 雄 年 级 2007 级（机 A0721） 指导教师 丁 志 华 二零一一 年 六 月 摘 要 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。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设 机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从

2、而避免了 齿间冲击。本文主要完成桑塔纳轿车机械变速器同步器的设计。文中，首先根 据同步器经验公式的计算，确定锁环式同步器零件主要参数，及各零件之间在 设计计算中的关系式；然后使用 MathCAD 软件校核同步器设计中的诸多参数， 确定锁环式同步器的基本几何参数和装配位置参数；最后采用 UG/Unigraphics 软件完成了同步器的三维建模及锁环的有限元分析。 【关键词关键词】锁环式同步器；UG/Unigraphics；有限元分析 Abstract Synchronizers have atmospheric type, inertial type and inertia increase s

3、trength type. Atmospheric type synchronizer structure simple, but have not guarantee in synchronization condition of meshing pieces of faults, has no shift. Of widely used is inertial type synchronizer. Inertial type synchronizer depend on friction role in achieving synchronization with above them e

4、xclusively institutions guarantee of engagement with the spine tooth circle for engagement in inaccessible synchronism could not contact before between so as to avoid the tooth impact. It mainly designs Santana mechanical transmission synchronizer in this paper. Firstly， the synchronizer ring main p

5、arameters are determined by the relevant calculation formula. Then, using MathCAD software check a number of design parameters and determine the lock ring synchronizer of the basic geometric parameters and position parameters of the assembly. Finally，guided by the principles of the above parameters,

6、 with the combination of transmission lock ring synchronizer working principle and working process, it can make three-dimensional modeling by using UG/Unigraphics software ,which analysis module of the model. Finally make the result achieve the necessary requirements. 【Key words】 lock ring synchroni

7、zer；UG/Unigraphics；finite element analysis 目 录 摘摘 要要 II AbstractIII 目目 录录1 第一章第一章 绪论绪论1 1.1 同步器发展现状简述1 1.2 本文内容及选题意义1 1.3 应用软件介绍2 1.4 同步器设计方案选择2 1.4.1 同步器工作原理2 1.4.2 同步器总方案的分析5 1.5 本章小结6 第二章第二章 同步器设计同步器设计7 2.1 同步器具体参数选择7 2.1.1 同步器类型的选取7 2.1.2 接近尺寸和分度尺寸7 2.1.3 滑块宽度及内啮合套缺口宽度8 2.1.4 同步器装配间隙9 2.2 同步锁环主要

8、尺寸确定10 2.2.1 锥面角10 2.2.2 锁止角的计算10 2.2.3 锥面摩擦系数 1和锁止面摩擦系数 211 2.2.4 锁环内锥面上的螺线13 2.3 同步器校核14 2.3.1 同步器同步时间校核14 2.3.2 弯曲强度校核15 2.4 小结18 第三章第三章 同步器组件三维建模及装配同步器组件三维建模及装配19 3.1 建模思路19 3.2 组件建模19 3.2.1 啮合座套内外花键建模19 3.2.2 接合套的模型中锁止角创建22 3.3 同步器装配25 3.4 本章小结27 第四章第四章 有限元分析有限元分析28 4.1 有限元分析方法简介28 4.2 锁环的有限元分析

9、29 4.3 本章小结31 第五章第五章 总结与展望总结与展望32 5.1 总结32 5.2 展望32 参考文献参考文献33 致谢致谢34 第一章 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

10、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 本文课题来源于九江学院机材学院车辆工程专业。从桑塔纳2000型轿车的 用户手册中得到的

11、SVW7180LEi型发动机的具体参数出发，针对轿车发动机的特 点和具体同步器的设计要求，采用正向设计的设计思想，来完成同步器的设计。 在设计的过程中，充分利用UG/Unigraphics和MathCAD两个软件，来辅助完成同 步器的设计。 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UG/Unigraphics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 和 MathCAD 两个软件。 UG/Unigraphics 用来做同步器的三维建模和有限元分析，Math

12、CAD 用来做同步 器同步时间和锁环强度的校核。 1） UG/Unigraphics 简介 Unigraphics （简称 UG）是美国 Unigraphics Solutions of EDS 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

13、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Math Soft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。 1.4 同

14、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 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

15、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 前端面与锁环B接口端面

16、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

17、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

18、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 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

19、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。

20、 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。 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和M

21、athCAD两软件各自的特点和优势，并提出了同步器设计方案， 初步确定了本论文的主体内容。 第二章 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

22、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，我 们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 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=0.2 0.3m m。对于滑块式

23、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。 1 4.71.17 4 a 图 2.1 分度尺寸 a 与接近尺寸 b 1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

24、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。由图2.2可知有下列近似关系式: t a 4 （2-1） f u uf Ra R ca c RR 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) 2 Ehc 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=21.5mm Rf= mz/2=22.5mm； 本文计算得：c=

25、1.12mm； 当取h=9mm，此时可得E=11.24mm。 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=1.52

26、mm。本文取2 =1.7mm。 图 2.3 同步器装配尺寸确定 2.2 同步锁环主要尺寸确定 2.2.1 锥面角 （2-3） sin st t s Fr M 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） tan s 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6 7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） 21 12 12 12 sin tan sin

27、rr rr 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 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） 1 12 1 122 1 12 12 12 2 r sin sin rr r2 tan rsin rr s

28、in r 2 （） 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。 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） 2 2 2 12 2 (1tan) tan t F MF r r 根据公式（2-1）和（2-7） （2-8） s1 2 1 2 2 ta

29、n sin(1tan) Mr y Mr 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 s 1 M M 系： （2-9） 22 1 2 sin(1tan) 1 tan r r 另外，由于值t必须大于零，所以 （2-10） 2 1 tan 因此， 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=0.12 2=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

30、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。 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0.25一0.4m m 。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，

31、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 0.3mm。 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0.6-0.75 mm,本文取 0.7mm。螺纹角一般取。 0 60 2.3 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） gs s iFF 式中位换挡的传动效率。 由此可以算得工作面上的摩

32、擦力矩m为 （2-12） 1 sin mMFR 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） 1 11 1 11sin11 sin kkkk jw FR e r tjwe r tFR iiii 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） 2 1 mr Jr 2 We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75200 N，低档取250300 N。 在一挡（传动比为3.077）换入二档（传动比为

33、2.011） ，校核同步器同步时 间如下 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，我们将锁止齿截面形状简化为矩形，如 图2.10。 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，我们引入动载荷系数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:

34、 （2-15） 31 max s x k F r Wy 切向力F产生的最大弯曲正应力: （2-16） 23 max r y k F Wx 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） 2 x 1 6 ab W （2-18） 2 y 1 6 a b W 最大弯曲正应力： （2-19） maxmaxmaxxy 最大弯曲正应力必须满足： （2-20） max 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).

35、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： （2-21） 1s ymax 2 xmax 3 k F 2A 3 k F 2A 合成最大弯曲切应力为： （2-22） 22 maxxmaxymax 必须满足 （2-23） max 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: 0.5 0.6 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

36、 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。 第三章 同步器组件三维建模及装配 3.1 建模思路 由于三个同步器在结构上比较相似，故采用参数化建模方式。通过参数化 的方法建立零件，可以方便零件族的实现及其管理操作，可以实现设计中大量 重复、改进型设计效率的提高。参数化设计对于形状大致相似的一系列零部件， 只需修改相关参数，便可生成新的零部件，从而大大提高设计效率。 3.2 组件建模 3.2.1 啮合座套内外花键建模 1）设置相关参数其中包括外花键模数 M，外齿轮齿数 ZZ，压力角 ALTHA，及内花键模数 M1、齿数 ZZ1 等参数，如图 3.1 所示。

37、 图 3.1 啮合座套花键参数 2）外花键内外径草绘，其内径 d1与外径 d2关系如图 3.2 所示 1-1.5 2 dmzz ddm ddm 图 3.2 外花键内外径关系 3）对外径进行仿形，接着进行拉伸。对内花键所需孔进行草绘关系为： 011-1.51sdmzzm 4）创建基准线 选取坐标系，坐标系类型为圆柱坐标系。输入参数方程 两方程分别为： cos()/2 40 /cos( ) tan( ) 180/- z0 aaltha rbam zz t rrb thetapi a=altha rb=cos(a) m zz/2 =t40 r=rb/cos( ) theta=-(180/zz+tan

38、 *180/pi- )+2*(tan()*180/pi-a) z=0 a 图 3.3 两条渐开线方程 5）草绘花键糟。 拾取左右为渐开线，上下位外花键内外径 图 3.4 花键槽示意图 6） 内渐开线式花键建模 如上面方法，绘制渐开线。产生如下图 3.5 所示两条渐开线， 图 3.5 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 3.6 所示的红色渐 开线 图 3.6 内花键渐开线的移动 7）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 3.7 所示。 图 3.7 花键槽示意图 啮合座套建模过程及特征树如下图 3.8 所示： 图 3.8 啮合座套示意图及其

39、模型树 3.2.2 接合套的模型中锁止角创建 1) 锁止角的创建 新建如下图 3.9 所示的点，线、面。 图 3.9 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 3.10 所示。 图 3.10 投影链的创建 待完成后，混合两平面。以下图 3.1 为是两个混合的截面： 图 3.11 混合两截面 混合之后镜像，两个合并为一组。以下图 3.12 为混合效果与镜像效果 图 3.12 镜像混合特征 对结合套的内花键，采用相同的方式进行锁止角的造型，效果如图 3.13 所 示。 图 3.13 一

40、二挡接合套及其模型树 用同样的方法可以绘制出同步锁环，如下图 3.14 所示。 图 3.14 同步锁环及其模型树 3.3 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 3.16 所示。 图 3.15 同步器装配图 其爆炸视

41、图如图 3.16。 图 3.16 同步器爆炸图 3.4 本章小结 本章主要通过使用UG/Unigraphics，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详细的解释和说明。 第四章第四章 有限元分析有限元分析 4.1 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

42、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。 在本文中，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。 前处理 创建模型、添加材料、施加载荷、施加约束 创建分析文件分析求解 输出分析文件 对结果进行分析、比 较 图 4.1 UG/Unigraphics分析有限元问题的

43、一般步骤 4.2 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

44、F1和 F2。通过这样近似处理以得到近似结果。 0 FF sin250*sin60210N 1 0 FF cos250*cos60125N 2 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 9805 mm / sec2 。 图 4.2 锁环载荷图 4.输出有限元分析文件 图 4.3 弯曲正应力图 从图4.3中可以看出，最大的应力点的应力为255MPa 图 4.4 锁环变形分布图 如图4.4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299MPa，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无误差。分析误差原因为同 步器锁环的简化计算，使得计算产生误差。 4.3 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，分析了误差原因。 第五章 总结与展望 本次毕业设计中，在以SVW7180LEi型发动机的具体参数为依托的基础上， 完成了对同步器的设计、三维建模、装配、锁环有限元分析。通过这次毕业设 计