基于 UG的商用車變速箱三維設計及仿真建模[摘要]本文闡述汽車變速器在汽車中的功用、汽車變速器的工作原理及汽車變速器的設計和發(fā)展形勢。討論了汽車變速器的分類情況，闡述了國內(nèi)外汽車變速器的研究現(xiàn)狀。具體說明了汽車機械式變速器的設計步驟及本課題的設計情況。文中表述了該變速器的動力傳動方案，計算列舉了相關擋位的傳動比，設計了變速器的傳動齒輪，軸等重要零部件。利用 UG 軟件進行汽車機械式有機變速器總成設計，并配有重要的零件設計和制作過程。零部件和變速器整體的裝配制作過程，以及變速器的運動仿真過程，二維工程圖的產(chǎn)生。有限元分析的過程。[關鍵詞]：汽車變速箱 ＵＧ 三維實體建模 運動分析The Design and Simulation of 3D Modeling Commercial Vehicle Transmission Gearbox Based on UG[ 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 錄1.緒論 .11.1 CAD 軟件在國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀及研究意義 .11.2 設計開發(fā)平臺的選取 .11.3 Unigraphics 軟件的簡介 .21.4 商用車變速器在國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 21.5 機械式商用汽車變速器的技術特點 31.6 本文主要工作 .32.變速器的結構設計與參數(shù)選取 .42.1 手動變速器的工作原理 .42.2 設計參數(shù) .52.3 發(fā)動機的選擇 .52.3.1 發(fā)動機最大功率和相應轉速的確定 52.3.2 發(fā)動機最大轉矩的確定 62.3.3 發(fā)動機型號 62.4 變速器設計 .62.4.1 傳動系最小傳動比選擇 62.4.2 變速器形式的選擇 72.4.3 傳動機構布置方案分析 72.5 變速器主要參數(shù)的選擇 .92.6 軸的計算 132.7 變速器軸承 142.8 同步器 153.變速器的實體建模與裝配 .203.1 變速器各部件的實體建模方法 203.1.1 直齒輪的建模 .203.1.2 斜齒輪的建模 .233.1.3 一軸的建模 .273.1.4 軸承的建模 .333.2 變速器裝配體的建模 343.2.1 UG 裝配模塊功能簡述 343.2.2 添加已有的組件到裝配體 .353.2.3 在裝配中定位組件 .353.2.4 裝配綜合實例 .363.3 平面工程圖的生成 394.變速器的仿真分析 .44I 4.1 運動仿真 444.2 有限元分析 46致 謝 .50參考文獻 51第 0 頁 共 51 頁1.緒論1.1 CAD 軟件在國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀及研究意義在如今全球市場統(tǒng)一的情況下，市場競爭日益激烈，產(chǎn)品更新速度更快，但是有限的資源加上消費者對復雜產(chǎn)品的需求日益增加，很難保持市場分額。而使用傳統(tǒng)的產(chǎn)品設計思路和方法已經(jīng)不能滿足產(chǎn)品更新的速度。在這種背景下，CAD(計算機輔助設計)/CAM(計算機輔助制造)/CAE（計算機輔助測量）技術得到迅速普及和極大發(fā)展。在為數(shù)眾多的 CAD/CAM/CAE 軟件中，主流軟件種類繁多，UG，PRO/E， CIMATR， MDT，I－DEAS，MASTERCAM 各個都是極品，但近年來Unigraphics（簡稱 UG）在工業(yè)解決方案中地位顯赫。Unigraphics Solutions 公司（簡稱UGS）是全球著名的 MCAD 供應商，主要為汽車、航空航天、日用消費、通用機械、及電子工業(yè)等領域通過其虛擬產(chǎn)品開發(fā)（VPD）的理念提供多極化的、集成化的、企業(yè)級的完整 MCAD 解決方案。其主要的 CAD 產(chǎn)品是 Unigraphics。當今發(fā)達國家的汽車產(chǎn)品設計方法和手段已經(jīng)不局限于利用通用的 CAD/CAE 軟件（如 UG，CATIA，PRO/E 等）進行一般的設計計算和三維制圖，還進行包括設計參數(shù)的優(yōu)化計算，設計結果的分析于仿真等在內(nèi)的一系列計算機輔助設計和開發(fā)活動。如果僅使用一些通用的 CAD/CAE 軟件而缺乏對有針對性的汽車產(chǎn)品開發(fā)專用軟件的使用，實現(xiàn)汽車產(chǎn)品開發(fā)從設計，試驗，修改到最終定型過程高度的計算機化，就難以使這些軟硬件設備充分發(fā)揮最大效用，而只能起到“計算機輔助繪圖”的作用。只有在通用的 CAD/CAE 軟件的基礎上開發(fā)適合企業(yè)自身需要的汽車軟件，把產(chǎn)品數(shù)據(jù)庫，設計分析過程，設計知識和通用 CAD/CAE 軟件有機的結合起來，才能實現(xiàn)新型的快速，高性能，低成本開發(fā)。商用汽車變速箱的設計比較復雜，實現(xiàn)從總布置設計，分析計算過程的高度計算機化，提高設計效率。隨著我國汽車、摩托車、家電等工業(yè)的迅速發(fā)展，工業(yè)產(chǎn)品的外形在滿足性能要求的同時，變得越來越復雜，而這些產(chǎn)品的制造離不開模具，這就要求模具制造行業(yè)以最快的速度、最低的成本、最高的質(zhì)量生產(chǎn)出模具。為了達到上述要求，模具企業(yè)只有運用先進的管理手段和 CAD/CAM 集成制造技術，才能在激烈的市場競爭中立于不敗之地。1.2 設計開發(fā)平臺的選取20世紀80年代以來，國際上推出了一大批通用CAI 集成軟件，如UG、AUTOCAD、Pro/E、Solidwork等。相比之下，UG是一個完全參數(shù)化的軟件，而第 1 頁 共 51 頁且它還提供了一套完整的設計、設計和制造的方案。因此，課題擬采用UG作為開發(fā)平臺。1.3 Unigraphics 軟件的簡介Unigraphics在航空、汽車、通用機械、工業(yè)設備、醫(yī)療器械以及其他高科技應用領域的機械設計和模具加工自動化的市場上得到廣泛的應用。多年來，UGS一直在支持美國通用汽車公司目前全球最大的虛擬產(chǎn)品開發(fā)項目，同時Unigraphics也是日本著名汽車零部件制造商DENSO公司的計算機應用標準，并在全球汽車行業(yè)得到了很大的應用。Unigraphics軟件是一個集成化的 CAD/CAE/CAM系統(tǒng)軟件，他為工程設計人員提供了非常強大的應用工具，這些工具可以對產(chǎn)品進行設計（包括零件設計和裝配設計） 、工程分析（有限元分析和運動機構分析） 、繪制工程圖、編寫數(shù)控加工程序等。除此之外還有模具設計模塊（冷沖模，注塑模等） 、鈑金加工模塊、管道布局、總體設計及車輛工程包。它使產(chǎn)品的設計效率大大提高，使產(chǎn)品在設計初期具有更多的靈活性，保證在日后根據(jù)系統(tǒng)要求進行相應的更改和計算;另外在產(chǎn)品的設計方案階段，可以形象的表現(xiàn)系統(tǒng)的組成特點，而在產(chǎn)品的生產(chǎn)階段可以方便與加工中心數(shù)據(jù)連接。UG具有以下優(yōu)勢：（1）可以為機械設計、模具設計以及電器設計單位提供一套完整的設計，分析和制作方案。（2）UG是一個完全參數(shù)化的軟件，為零部件的系統(tǒng)化建模、裝配、分析提供了強大的基礎支持。（3）UG可以管理CAD數(shù)據(jù)及整個產(chǎn)品開發(fā)周期中的所有相關數(shù)據(jù)，實現(xiàn)逆向工程（Ｒerverse Design ）和并行工程（Concurrent Engineer）等先進設計方法。（4）UG可以完成包括自由曲面在內(nèi)的復雜模型的創(chuàng)建，同時在圖形顯示方面運用了區(qū)域化管理方式，節(jié)約系統(tǒng)資源。（5）具有強大的裝配功能，并在裝配的過程中引用了裝配集的設計思想。為節(jié)省計算機資源提供了行至有效的解決方案，可以極大的提高設計效率。隨著UG版本的提高，軟件的功能越來越強大，復雜程度也越來越高。對于汽車設計者來說，UG是使用的最廣發(fā)的設計軟件之一。1.4 商用車變速器在國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀雖然自動變速器在近年來有很大發(fā)展，但手動機械變速器在汽車傳動中仍占有很第 2 頁 共 51 頁大比例，一般商用運輸車輛，特別是長途運輸車輛，因為所需擋位多，速比范圍大，故多采用手動機械變速器，在我國相當長的時間里，手動機械變速器會占很高的比例。國內(nèi)商用車變速器產(chǎn)品的技術多源于美國、德國、日本幾個國家，引進技術多為國外上世紀80—90年代的產(chǎn)品。作為汽車高級技術領域的商用汽車變速器在國內(nèi)漫長的引進消化過程中，如今已有長足的進步，能夠在原有技術引進的基礎上，通過改型自行開發(fā)出符合配套要求的新產(chǎn)品，每年商用車變速器行業(yè)都能有十幾個新產(chǎn)品推向市場。但從當今商用車變速器的發(fā)展情況來看，在新產(chǎn)品開發(fā)上國內(nèi)商用車變速器仍然走的是一般性的開發(fā)過程，沒有真正的核心技術產(chǎn)品；從國內(nèi)商用汽車變速器市場容量來看，有三分之一的產(chǎn)品來自進口，而另外三分之二的產(chǎn)品中有80%以上源自國外技術，國內(nèi)自主開發(fā)的商用汽車變速器產(chǎn)品銷量很小，從而說明國內(nèi)商用汽車變速器廠家的自主開發(fā)能力仍然很薄弱，應對整車新車型配套產(chǎn)品的能力遠遠不夠。1.5 機械式商用汽車變速器的技術特點商用汽車的裝載質(zhì)量大，使用條件復雜。欲保證重型汽車具有良好的動力性、經(jīng)濟性和加速性，必須擴大變速器傳動比的范圍并增加檔位數(shù)。為避免變速器的結構過于復雜和便于系列化生產(chǎn)，多采用組合式機械變速器。即以一二種4～6檔變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器，得到一組不同檔位數(shù)、不同傳動比范圍的變速器系列。目前，組合式機械變速器已成為重型汽車采用的主要型式。組合式機械變速器一般分為倍檔(分段式配檔)組合式機械變速器和半檔(插入式配檔)組合式機械變速器。1.6 本文主要工作1）根據(jù)設計要求對變速器的結構進行合理的布局。2）根據(jù)設計要求計算確定變速器的各個主要參數(shù)。3）對變速器的各零部件進行三維建模。4）將變速器的三維實體模型進行裝配。5）對裝配好變速器模型進行運動仿真和有限元分析。第 3 頁 共 51 頁2.變速器的結構設計與參數(shù)選取變速器按傳動比的變化可分為有級式變速器，無級式變速器和綜合式變速器。有級式變速器是目前采用最廣的一種。他采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比，有較大的速比范圍，價格便宜維修簡單。無級式變速器，其傳動比在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可按無限多級變化。綜合式變速器是指用液力變矩器和齒輪式有機變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可在最大值和最小值之間的幾個間斷的范圍內(nèi)做無級變化。變速器按操縱方式可分為手動強制操縱式變速器和自動操縱式變速器。手動強制操縱式變速器是靠駕駛員直接操縱變速桿換擋。自動操縱式變速器是指機械變速器每個檔位的變換是借助反應發(fā)動機負荷和車速的信號系統(tǒng)來控制換擋系統(tǒng)的執(zhí)行元件而實現(xiàn)的，駕駛員只需要操縱加速踏板以控制車速。商用車用于載荷較大需要頻繁換擋，要求有較大的速比范圍因此多采用機械式手動變速器。2.1 手動變速器的工作原理機械式手動變速器是最常見的變速器，簡稱 MT。常見的是中間軸式變速器，即輸入軸、軸出軸和中間軸，它們構成了變速器的主體，當然還有一根倒檔軸。手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變扭目的。典型的手動變速器結構及原理如下。輸入軸也稱第一軸，它的前端花鍵直接與離合器從動盤的花鍵套配合，從而傳遞由發(fā)動機過來的扭矩。第一軸上的齒輪與中間軸齒輪常嚙合，只要軸入軸一轉，中間軸及其上的齒輪也隨之轉動。中間軸也稱副軸，軸上固連多個大小不等的齒輪。輸出軸又稱第二軸，軸上套有各前進檔齒輪，可隨時在操縱裝置的作用下與中間軸的對應齒輪嚙合，從而改變本身的轉速及扭矩。輸出軸的尾端有花鍵與傳動軸相聯(lián)，通過傳動軸將扭矩傳送到驅(qū)動橋減速器。由此可知，變速器前進檔位的驅(qū)動路徑是：輸入軸常嚙齒輪—中間軸常嚙齒輪—中間軸對應齒輪—第二軸對應齒輪。倒車軸上的齒輪也可以由操縱裝置撥動，在軸上移動，與中間軸齒輪和輸出軸齒輪嚙合,以相反的旋轉方向輸出。多數(shù)汽車都有 5 個前進檔和一個倒檔，每個檔位有一定的傳動比，多數(shù)檔位傳動比大于 1，第 4 檔傳動比為 1，稱為直接檔，而傳動比小于 1 的第 5 檔稱為加速檔?？諜n時輸出軸的齒輪處于非嚙合位置，無法接受動力傳輸。第 4 頁 共 51 頁由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉，變換檔位時合存在一個“同步“問題。兩個旋轉速度不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪。因此，舊式變速器的換檔要采用 “兩腳離合”的方式，升檔在空檔位置停留片刻，減檔要在空檔位置加油門，以減少齒輪的轉速差。但這個操作比較復雜，難以掌握精確。因此設計師創(chuàng)造出“同步器”，通過同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉速而順利嚙合。目前全同步式變速器上采用的是慣性同步器，它主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠同步鎖環(huán)摩擦作用實現(xiàn)同步。接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產(chǎn)生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。當同步鎖環(huán)內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉速相等，兩者同步旋轉，齒輪相對于同步鎖環(huán)的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在作用力的推動下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程。2.2 設計參數(shù)下列為此次設計汽車主要參數(shù)，根據(jù)其主要參數(shù)設計與其相匹配的機械式手動變速器。1) 額定載重質(zhì)量： 4000（Kg）2) 最大總質(zhì)量： 7140（Kg）3) 最大車速： 100（Km·h ）1?4) 比功率： 15（Km·t ）5) 比轉矩： 40（N·m·t ）1?2.3 發(fā)動機的選擇設計要求貨車的載重量為 4t，根據(jù)商用車汽油發(fā)動機和柴油發(fā)動機優(yōu)缺點的比較，最終選擇柴油發(fā)動機。選用四沖程、直列氣缸、水冷、直噴式柴油機。2.3.1 發(fā)動機最大功率和相應轉速的確定在對發(fā)動機的最大功率 Pemax和最大功率是相應的轉速 np進行確定時，應根據(jù)所要設計的汽車的主要參數(shù)和相應的理論計算公式進行確定。（1）所設計汽車最大車速 ，估算 。hKmVa/10x?maxeP第 5 頁 共 51 頁（2-1）3maxmaxmax13607140aIDeIgfCAPV?????????— 發(fā)動機最大功率 Kw； — 傳動系效率；I?— 汽車總質(zhì)量 Kg； g — 重力加速度；a— 滾動阻力系數(shù)； — 最大車速 Km·h；If maxV— 空氣阻力系數(shù)； A — 汽車正面投影面積 m ；DC 2則 =107.12KwmaxeP（2）根據(jù)設計方案中給出的發(fā)動機比功率 P =15 Km·t ,則所求發(fā)動機功率：b1?=15×7.14=107.1，與經(jīng)驗公式相差不大。'axe（3）最大功率是對應的轉速 n ，參考中型載貨汽車及所選用發(fā)動機形式，取p=2500～3200 。 pnir2.3.2 發(fā)動機最大轉矩的確定用下式計算確定發(fā)動機的最大轉矩 Tamax（2-2）mNnaPTpa /16.409954mxmx???α— 轉矩適應性系數(shù) — 發(fā)動機最大轉矩 — 最大功率對用轉數(shù)eax pn2.3.3 發(fā)動機型號根據(jù)設計要求選用發(fā)動機型號為 EQD6105：四沖程、直列氣缸、水冷、直噴式柴油機。缸數(shù)—缸徑×行程（mm） 6—105×120壓縮比 17：1額定功率/轉速（kw/r/min） 107/2800最大轉矩/轉速（N·m/r/min） 420/1600怠速（r/min） 800 50?2.4 變速器設計2.4.1 傳動系最小傳動比選擇１）傳動系總傳動比是傳動系中各部分傳動比的乘積，即 式中， 為變tzoci?gi速器的傳動比； 為主減速器的傳動比； 為分動器或副變速器的傳動比。一般的汽車oi ci沒有分動器，此設計中也沒有分動器，則可省去 。ci２）傳動系的最小傳動比發(fā)動機的轉速與汽車行駛速度的關系 ，式中：n 為發(fā)動機轉速0.37agomVi?第 6 頁 共 51 頁r/min； 為汽車行駛速度 Km/h；r 為車輪半徑 m； 為變速器傳動比； 為主減速器aVgi oi傳動比。最小傳動比時， =1,變速器在直接擋， 為最大車速，出現(xiàn) 時，發(fā)動機應處gi aVmaxV在最大功率附近，此時的轉速 n 應在最大功率 附近，去 2500r/min。則：pn；設計要求的汽車傳動比為 4.6。0.374.6ptogomii??３）傳動系的最大傳動比的選擇根據(jù)上面分析可知，變速器在一擋時有最大傳動比。此時，汽車有最大驅(qū)動力：； 取為 7.5，則一檔傳動比為 7.0，最大傳動比為??max' Tcsin6.5yaxgtgoGfri????gi； t?7.04632.oi??2.4.2 變速器形式的選擇為了使汽車在復雜的路況下能夠平穩(wěn)安全的行駛，對變速器的設計提出了以下要求（1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；（2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的運輸；（3）設置倒檔，是汽車能夠倒退行駛；（4）設置動力輸出裝置，需要時能夠進行功率輸出；（5）換擋迅速，省力，方便；（6）工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等顯現(xiàn)；（7）變速器應有高的效率；（8）變速器的工作噪音低。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。2.4.3 傳動機構布置方案分析變速器傳動機構有兩種分類方法。根據(jù)前進擋數(shù)的不同，有三，四，五和多擋變速器。根據(jù)軸的形式不同，分為固定軸式和旋轉軸式（常配合行星齒輪傳動）兩類。固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，中間軸第 7 頁 共 51 頁式變速器 多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。如圖 2-1 所示為中間軸式的五檔變速器，中間軸式的變速器特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在擋數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換擋方式和到檔傳動方案上有差別。圖 2-1因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證第 8 頁 共 51 頁齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。倒擋設置在變速器的左側或右側在結構上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。2.5 變速器主要參數(shù)的選擇1）擋數(shù)增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低檔與高檔之間傳動比比值減小，是換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比比值在 1.8 以下,該制約小換檔工作越容易進行。要求高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值小。近年來為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用 4~5 個檔位，級別高的轎車變速器多用 5 個檔，貨車變速器采用 4~5 個檔位或多檔。裝載質(zhì)量在2~3.5T 的貨車采用 5 檔變速器，裝載質(zhì)量在 4~8T 的貨車采用 6 檔變速器。因此采用六檔變速器。2）傳動比的范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。轉動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在 3~4 之間，輕型貨車在 5~6 之間，其他貨車則更大。根據(jù)此次設計要求變速器最高檔傳動比即直接擋 ，最低檔傳動比即為一檔'1gi?7.0gi?3）中心距 A對中間軸式變速器,是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距.其大小不僅對變速器的外形尺寸,體積和質(zhì)量大小,而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大第 9 頁 共 51 頁些。初選中心距 A 時，根據(jù)以下經(jīng)驗公式確定：（2-33max9.0427.96%128egKTt??????3）式中，K 為中心距系數(shù)，商用車一般取 8.6～9.6； 為發(fā)動機最大轉矩； g 為變速器a maxeTl一檔傳動比； 為變速器傳動效率，取 96%。則 A=128mm。??本設計采用六擋變速器，軸向尺寸可以選用（3.2～3.5）A 。4）齒輪參數(shù)（1）模數(shù)遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒數(shù)應有不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選?。粚ω涇?，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。低檔齒輪應選大些的模數(shù)，其他檔位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。對于貨車變速器的齒輪，從減少質(zhì)量出發(fā)，應選用大些的模數(shù)。參考文獻[10]表 3-1 汽車變速器的法向模數(shù) mn：貨車的最大總質(zhì)量 6.0 ≤14.0(t)?模數(shù) 3.50～4.50(mm)查表 3-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)應首選第一系列，所以取 m =4.0mm；嚙合n套和同步器接合齒采用漸開線齒形，模數(shù)取在 2.0～3.5mm 在此取 3.0mm（2）壓力角 α壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。國家規(guī)定標準的壓力角為 20 ，變速器齒輪普遍采用 20 壓力角，嚙合o o套和同步器普遍采用 30 壓力角。o（3）螺旋角 β斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪第 10 頁 共 51 頁聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。變速器斜齒輪的螺旋角 β 對齒輪工作噪音，齒輪強度和軸向力有影響。從提高低檔齒輪強度出發(fā)，螺旋角 β 以 15 ～25 為宜，從提高高檔齒輪的接觸強度和增力重合o角著眼，應選用較大的螺旋角。貨車斜齒輪螺旋角可在下列范圍內(nèi)選取 16 ～26 ；所以在此初選螺旋角為 20 。o o（4）齒寬 b應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響?？紤]到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)大小選定齒寬：直齒齒寬 b= k m，k 為齒寬系數(shù)，取 4.5～8.0，則 b=20。c斜齒輪 b= k m ，k 為齒寬系數(shù)，取 6.0～8.5，取 k =7.0 則 b=28。n c第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，KC 可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。（5）齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪變位系數(shù)是為了防止齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心。一檔齒輪的變位系數(shù)應取在 1.0以上。接合齒工作寬度一般在 2～4mm。（6）齒頂高系數(shù)規(guī)定齒頂高系數(shù)為 1.005）各擋齒輪數(shù)的分配在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的檔數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。根據(jù)設計要求格擋齒輪的分配如 2-2 圖：第 11 頁 共 51 頁圖 2-2（1）確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔齒輪齒數(shù)和 Z 斜齒 ，中間軸上一檔齒輪n2cos2018cos64nAm????Z 貨車可在 12～17 之間選，取 Z =15，則 。12 12 15nZ???（2）中心距 A 修正因為計算一擋齒數(shù)和 Z 的時經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的 Zn對中心距進行修正。對中心局的修正通常有兩種方法，一種是通過改變螺旋距的方法n調(diào)整中心距的大小；還有就是借助于齒輪變?yōu)榈霓k法來滿足要求。因本變速器一至六擋采用的都是些齒輪，所以選用改變螺旋距的辦法來調(diào)整中心距。（3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)12157.02.34Zi???12cos806NACOSM???則 Z =18 ， Z =422一檔的傳動比為 1127.i??（4）二檔齒輪的齒數(shù)549121087.0.3Zi?9cos21206NACOSM?????第 12 頁 共 51 頁則 Z =40 ，Z =20910（5）三檔齒輪的齒數(shù)537138284i???7cos1206NACOSZM??則 Z =35 ，Z =258（6）四檔齒輪的齒數(shù)5251427.0.934i???56cos18206NACOSZM??則 Z =29 ， Z =316（7）五檔齒輪的齒數(shù) 5314287.0.34i???3cos1206NACOSZM??則 Z =23，Z =374（8）確定倒檔齒輪齒數(shù)取直齒圓柱齒輪 Z =22，m=3.0；Z =17，m=3.0；1514初選 Z 后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距 A ：15 '????' 4153.0758.2Am??????同樣取 Z =50，m=3.0 ；則倒檔軸與第二軸的中心距 A ：3 '' 15.210232141568gzi???的數(shù)值較大，一般與 相近。這是考慮到安全，希望倒車是速度盡可能低些。1i各檔齒輪參數(shù)如下表：齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 螺旋角 齒寬 齒頂高系數(shù) 齒根高系數(shù)Z11 15 4 20o 20o 25 1 0.25一檔齒輪Z12 45 4 20o 20o 28 1 0.25Z10 20 4 20o 20o 25 1 0.25二檔齒輪Z9 40 4 20o 20o 28 1 0.25第 13 頁 共 51 頁Z8 25 4 20o 20o 25 1 0.25三檔齒輪Z7 35 4 20o 20o 28 1 0.25Z6 31 4 20o 20o 28 1 0.25四檔齒輪Z5 29 4 20o 20o 25 1 0.25Z4 37 4 20o 20o 28 1 0.25五檔齒輪Z3 23 4 20o 20o 25 1 0.25Z2 42 4 20o 20o 28 1 0.25常嚙合齒輪 Z1 18 4 20o 20o 25 1 0.25Z15 22 3 20o 0 20 1 0.25Z14 17 3 20o 0o20 1 0.25倒檔齒輪Z13 50 3 20o 0 20 1 0.252.6 軸的計算1）初選軸的直徑在已知中間軸式變速器的中心距 A 是，第一軸花鍵部分直徑 d（㎜）可按下式初選 ，式中 k 為經(jīng)驗系數(shù)，k=4.0～4.6； T 為發(fā)動機最大轉矩（N·m ） 。3maxedkT? axe第二軸和中間軸中部直徑 d≈0.45A，軸的最大直徑 d 和支承間距離 L 的比值；對中間軸 。則：第一軸花鍵部分直徑 d=4.4× =33，選用 d=36㎜的花鍵21.0/8/L 3420直徑。第二軸和中間軸中部直徑 d≈128×0.45=58㎜。2）軸的強度驗證（1）軸的剛度驗算初步確定軸的尺寸以后，可對軸的剛度和強度進行驗算。在計算軸的撓度和轉角是金計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。若軸在垂直面內(nèi)撓度為 f ，在水平面內(nèi)撓c度為 f 和轉角為 δ，可分別用下式計算s 213cFabfEIL?25（2-4）1()I??式中，F(xiàn) 為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（C） ；F 為齒輪齒寬中間平面上的軸向1 2力（C ） ；E 為彈性模量（MPa） ，E=2.1 ×10 MPa； I 為慣性矩（mm ） ，對于實心周，5 4I=πd /64；d 為軸的直徑（ ㎜） ，花鍵處按平均直徑計算； a，b 為齒輪上的作用力矩4支座 A，B 的距離（㎜） ；Lwei 支座間距離（㎜） 。軸的全撓度為第 14 頁 共 51 頁f= ≤0.2mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)的允許值為［f ］=0.05～0.10㎜， ［f ］2scf? c s=0.10～ 0.15㎜ 。（2）軸的強度計算作用在齒輪的徑向力和軸向力，使得軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使得軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力 f 和 f 之后，計算相應cs的彎曲 M 、M 。軸在轉矩 T 和彎矩的同時作用下，其應力為 ，式中，csn 32MWd???M= （N· mm） ；d 為軸的直徑（mm） ，花鍵出內(nèi)徑；W 為抗彎截面系22n?數(shù)（mm ）在低檔工作室， （σ）≤400MPa。32.7 變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因次有足夠大的空間常采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。變速器第一軸，第二軸的后部軸承以及中間軸前，后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6~20mm，下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承，滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。滑動軸套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。第 15 頁 共 51 頁2.8 同步器1）同步器的主要尺寸確定同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換擋，因而能完善地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結構不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段同步器離開中間位置，做軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，如圖2-3a所示，由于齒輪 3的角速度ω 3，和滑動齒套1的角速度ω l不同，在摩擦力矩作用下鎖銷 4相對滑動齒套 1轉動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于，ω 3和ω l不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉動零件相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉速逐漸接近，其角速度差Δω=|ω 1-ω 3|減小了。在Δω=0瞬間同步過程結束。第三階段Δω=0 ，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換擋位置。（1）摩擦系數(shù) f汽車在行駛過程中換擋，特別是在高擋區(qū)換擋次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設計工作帶來困難。第 16 頁 共 51 頁圖2-3摩擦因數(shù)除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度差，在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù) 取為0.1。f摩擦因數(shù) 對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，f換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。（2）同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對 的f影響很大， 隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大f些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。如圖2-4。第 17 頁 共 51 頁2-4（3）錐面半錐角 ?摩擦錐面半錐角 越小，摩擦力矩越大。但 過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，?避免自鎖的條件是tan ≥ 。一般取 =6°～8° 。 =6°時，摩擦力矩較大，但在錐f面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在 =7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。（4）摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。（5）錐面工作長度b縮短錐面工作長度b，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據(jù)下式計算確定b（2-5）2pfRMbm??式中，p 為摩擦面的允許壓力，對黃銅和剛的摩擦副，p=1.0～1.5MPa； Mm為摩擦力矩；f 為摩擦因數(shù)；R 為摩擦錐面的平均半徑。（6）同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。2）鎖止角 ?鎖止角 選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角 選取的因素主要有摩擦因數(shù) 擦錐面的平均半徑 R,鎖止面f平均半徑和錐面半錐角 。已有結構的鎖止角在 26?~46?范圍內(nèi)變化。?第 18 頁 共 51 頁3）同步時間 t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內(nèi)選?。簩ι逃米兯倨鞲邫n取0.30~0.80s，低檔取 1.00~1.50s.4）轉動慣量的計算換檔過程中依靠同步器改變轉速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉動慣量的計算：首先求得各零件的轉動慣量，然后按不同檔位轉換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉動慣量值通常用扭擺法測出;若零件未制成,可將這些零件分解為標準的幾何體,并按數(shù)學公式合成求出轉動慣量。5）同步器的計算同步器的計算目的是確定摩擦錐面和鎖止角的角度，這些角度是用來保證在滿足連接健角速度完全相等以前不能進行換檔時所應滿足的條件，以及計算摩擦力矩和同步時間。換檔第一階段，處于空當瞬間，考慮到潤滑油阻力在常溫下對齒輪轉速的降低作用可忽略不計，并假設汽車在阻力不大的道路上行駛，同時時間不大于一秒，則認為在該瞬間汽車速度保持不變，即變速器輸出端轉換于換檔瞬間不變，而輸入端靠摩擦作用達到與輸出端同步。如上所述，換檔時為保證沒有沖擊的將齒輪和軸連接起來，必使它們的轉動角速度相等。摩擦力矩 計算如下mMtJtabrrm)(????1keri?（2-6）)(1ketJ?式中， 為離合器從動盤、第一軸和與第二軸常嚙合齒輪連接在一起轉動的齒輪rJ的轉動慣量； 為發(fā)動機的角速度； 為在第K擋工作時變速器輸出軸角速度； 為e?a?b?第k+l擋的輸出軸上齒輪的角速度； 、 為變速器第k和k+l 擋的傳動比。ki1?另一方面，設換擋時作用在變速桿手柄上的法向力為 ，(對貨車，取 =100N)，SFSF變速桿手柄到嚙合套的傳動比為 ，則作用在同步器摩擦錐面上的軸向力 應為 gsi（2-7）?gsSiF?第 19 頁 共 51 頁式中， 為換擋機構傳動效率。?由此可算得工作面上的摩擦力矩 為mM（2-8）?sinFfR?式中， 為摩擦錐面半錐角； 為工作錐面間的摩擦因數(shù)；R為摩擦錐面平均半徑。?f同步時的摩擦力矩方程式為 ?sinFf)1(keritJ????（2-9）sn1kerfR為防止連接件在轉動角速度相等以前接合換擋，必須滿足下述條件（2-10）21F?式 中 ， 為 由 摩 擦 力 矩 產(chǎn) 生 的 ， 用 來 防 止 過 早 換 擋 的 力1FmM（ 2-11）?sin1rfR?為 因 鎖 止 面 傾 斜 而 產(chǎn) 生 的 力2（ 2-12）?ta2F式 中 ， 為 鎖 止 面 平 均 半 徑 ； 為 鎖 止 面 鎖 止 角 。 將 式 （ 2-11） 、 式 （ 2-r12） 代 入 式 （ 2-10） 中 ， 得 ： ?tansirfR?因 此 ， 欲 保 證 鎖 止 和 滑 動 齒 套 不 能 繼 續(xù) 移 動 ， 必 須 滿 足 如 下 條 件（ 2-13）?sitanrf?第 20 頁 共 51 頁3.變速器的實體建模與裝配3.1 變速器各部件的實體建模方法實體建模是 CAD 模塊的基礎和核心建模工具，UG 的基于特征和約束的建模技術具有強大的功能。UG 設計零件實體建模主要有兩種方法：一種是先設計二維草圖或曲線輪廓，然后生成三維實體。另一種是直接生成一個三維實體，在設計過程中，這兩種方法可以同時使用。3.1.1 直齒輪的建模1）啟動 UG NX4.0，選擇【文件】/【新建】 ，創(chuàng)建新部件，文件命名為 chilun,單位選擇毫米。2）選擇【應用】/【建模】 ，進入建立模型模塊。3）選擇【工具】/【表達式】 ，在系統(tǒng)彈出的對話框中輸入以下表達式：m=4 //模數(shù)z=20 //齒數(shù)alpha=20 //壓力角h=30 //厚度d=z*m //分度圓da=m*(z+2) //齒頂高df= m*(z-2.5) //齒根高db= m*z*cos(alpha)t=1 //UG 系統(tǒng)參數(shù)默認為 1a=0 //漸開線起始角b=60 //漸開線中止角u=(1-t)*a+t*b //漸開線參數(shù)方程的自變量（角度值）r= db/2 //基圓半徑xt=r*cos(u)+r*rad(u)*sin(u)yt=r*sin(u)-r*rad(u)*cos(u)zt=0 //漸開線在 X Y Z 三個方向的參數(shù)方程４）選擇【插入】/【曲線】/【規(guī)律曲線】 ，出現(xiàn)函數(shù)對話框，選擇其中的“根據(jù)方程”選擇按鈕并確定，如圖３-１第 21 頁 共 51 頁圖３-１ 圖３-２5）以 t 為系統(tǒng)參數(shù)定義 X 軸、Y 軸、Z 軸的參數(shù)并依據(jù)方程 xt、yt、zt 的值，繪制出漸開線如圖３-２。6）使用基本曲線命令繪制分別以坐標原點為圓心繪制出齒頂圓、齒根圓、分度圓如圖３- ３。再使用直線命令是一段點為原點另一端點為分度圓與漸開線的交點如圖 3-4。7）選擇圖 3-4 中繪制的直線然后選擇【編輯】/【 變換】 ，在彈出的對話框中選擇按鈕，繞原點旋轉角度 90/z，點擊確定按鈕，在系統(tǒng)彈出的對話框中選擇點擊 按鈕，生成圖 3-5 所示。8）選擇圖 3-2 中生成的漸開線然后選擇【編輯】/ 【變換】 ，在彈出的對話框中選擇 按鈕，在系統(tǒng)彈出圖 3-6 對話框中點擊 按鈕，選中圖 3-5中所繪制的直線，在系統(tǒng)彈出的對話框中選擇點擊按鈕。生成如圖 3-7。圖 3-3 圖 3-4第 22 頁 共 51 頁圖 3-5 圖 3-6圖 3-7 圖 3-89）使用修剪命令將圖 3.1-7 中的兩條剪開線以及齒頂圓，齒根圓進行修剪，修剪成如圖 3-8 所示。10）選擇【插入】/【設計特征】/【拉伸】命令，對圖 3-8 中所修剪成的齒形進行拉伸，拉伸高度為表達式中的 h，如圖 3-9。11）選擇【插入】/【設計特征】/【圓柱】命令，建立一直徑為 df，高度為 h 的圓柱，并且與圖 3-9 生成的齒形進行求和，得到圖 3-10 所示。12）選擇【插入】/【關聯(lián)復制】/【實例】命令，在系統(tǒng)彈出對話框中點擊按鈕，選擇圖 3-9 中生成的齒形點擊確定。在系統(tǒng)彈出的對話框中輸入如圖 3-11所示的參數(shù)，點擊確定按鈕。對生成的齒進行矩陣生成圖 3-12 所示的直齒輪。第 23 頁 共 51 頁圖 3-9 圖 3-10圖 3-11 圖 3-12至此圓柱直齒輪以制作完成。3.1.2 斜齒輪的建模1）啟動 UG NX4.0，選擇【文件】/【新建】 ，創(chuàng)建新部件，文件命名為 chilun,單位選擇毫米。2）選擇【應用】/【建?！?，進入建立模型模塊。3）選擇【工具】/【表達式】 ，在系統(tǒng)彈出的對話框中輸入以下表達式：a=0 //漸開線起始角a1=deg(ar*2/d) //為與 ar 圓弧對應的中心角度alpha=20 //壓力角ar=h*tan(bata) //為分度圓圓柱面螺旋線在端面上的投影的弧長b=60 //漸開線中止角bata=19.75 //螺旋角d=z*m //分度圓da=m*(z+2) //齒頂高df=m*(z-2.5) //齒根高h=30 //厚度m=4 //模數(shù)第 24 頁 共 51 頁r=m*z*cos(20)/2 //基圓半徑t=1 //UG 系統(tǒng)參數(shù)默認為 1u=(1-t)*a+t*b //漸開線參數(shù)方程的自變量（角度值）x0=d/2*cos(a1*t) //螺旋線參數(shù)方程xt=r*cos(u)+r*rad(u)*sin(u) //漸開線參數(shù)方程y0=d/2*sin(a1*t) //螺旋線參數(shù)方程yt=r*sin(u)-r*rad(u)*cos(u) //漸開線參數(shù)方程z=20 //齒數(shù)z0=(h*1.5)*t //螺旋線參數(shù)方程zt=0 //漸開線參數(shù)方程4）選擇【插入】/【曲線】/【規(guī)律曲線】 ，出現(xiàn)函數(shù)對話框，選擇其中的“根據(jù)方程”選擇按鈕并確定，如圖 3-13圖 3-13 圖 3-145）以 t 為系統(tǒng)參數(shù)定義 X 軸、Y 軸、Z 軸的參數(shù)并依據(jù)方程