基于UG的商用车变速器的三维设计及仿真建模毕业设计论文

陕西理工学院毕业设计论文基于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发展形势。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TheDesignandSimulationof3DModelingCommercialVehicleTransmissionGearboxBasedonUGAuthor：DuanZhan-feng（Grade03,Class032,MajorHeatenergyandpowerengineering，SchoolofMechanicalengineering，ShaanxiUniversityofTechnology，Hanzhong723003，Shaanxi）Tutor：ZhaoYong-qiang[Abstract]Thearticlealsoelaboratestheautomobiletransmissiongearboxinautomobilefunction,theautomobiletransmissiongearboxprincipleofworkandtheautomobiletransmissiongearboxdesignandthedevelopmentsituation.Discussedtheautomobiletransmissiongearboxclassifiedsituation,elaboratedthedomesticandforeignautomobiletransmissiongearboxresearchpresentsituation.Specificallyexplainedtheautomobilemechanicaltypetransmissiongearboxdesignprocedureandthistopicdesignsituation.Inthearticlehasindicatedthistransmissiongearboxpowerdriveplan,andthecomputationenumeratedthecorrelationtokeepoffpositionthevelocityratio,hasdesignedthetransmissiongearboxtransmissiongear,theaxisandsoontheimportantsparepart.ThisarticleusesUGsoftwaretocarryontheautomobilemechanicaltypeorganictransmissiongearboxalwaystobecomethedesign,andhastheimportantcomponentsdesignandthemanufactureprocess.Sparepartandtransmissiongearboxwholeassemblymanufactureprocess,aswellastransmissiongearboxmovementsimulationprocess,two-dimensionalengineeringplatproduction.Finiteelementanalysisprocess.[Keywords]:gearboxＵＧmodelingassemblingSportanalysis陕西理工学院毕业设计论文PAGEII目录1.绪论 11.1CAD软件在国内外发展现状及研究意义 11.2设计开发平台的选取 11.3Unigraphics软件的简介 21.4商用车变速器在国内发展现状 21.5机械式商用汽车变速器的技术特点 31.6本文主要工作 32.变速器的结构设计与参数选取 42.1手动变速器的工作原理 42.2设计参数 52.3发动机的选择 52.3.1发动机最大功率和相应转速的确定 52.3.2发动机最大转矩的确定 62.3.3发动机型号 62.4变速器设计 62.4.1传动系最小传动比选择 62.4.2变速器形式的选择 72.4.3传动机构布置方案分析 72.5变速器主要参数的选择 92.6轴的计算 132.7变速器轴承 142.8同步器 153.变速器的实体建模与装配 203.1变速器各部件的实体建模方法 203.1.1直齿轮的建模 203.1.2斜齿轮的建模 233.1.3一轴的建模 273.1.4轴承的建模 333.2变速器装配体的建模 343.2.1UG装配模块功能简述 343.2.2添加已有的组件到装配体 353.2.3在装配中定位组件 353.2.4装配综合实例 363.3平面工程图的生成 394.变速器的仿真分析 444.1运动仿真 444.2有限元分析 46致谢 50参考文献 51第52页共51页1.绪论1.1CAD软件在国内外发展现状及研究意义在如今全球市场统一的情况下，市场竞争日益激烈，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发展。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。UnigraphicsSolutions公司（简称UGS）是全球著名的MCAD供应商，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。当今发达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软件的基础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，低成本开发。商用汽车变速箱的设计比较复杂，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、家电等工业的迅速发展，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、最低的成本、最高的质量生产出模具。为了达到上述要求，模具企业只有运用先进的管理手段和CAD/CAM集成制造技术，才能在激烈的市场竞争中立于不败之地。1.2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。1.3Unigraphics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项目，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、分析提供了强大的基础支持。（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（ＲerverseDesign）和并行工程（ConcurrentEngineer）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建，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发展现状虽然自动变速器在近年来有很大发展，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基础上，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发展情况来看，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。为避免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，具有若干个定值传动比，有较大的速比范围，价格便宜维修简单。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应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。2.1手动变速器的工作原理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达到变速变扭目的。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。但这个操作比较复杂，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达到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当选择，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。2.2设计参数下列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。额定载重质量：4000（Kg）最大总质量：7140（Kg）最大车速：100（Km·h）比功率：15（Km·t）比转矩：40（N·m·t）2.3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较，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。2.3.1发动机最大功率和相应转速的确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，估算。（2-1）—发动机最大功率Kw；—传动系效率；—汽车总质量Kg；g—重力加速度；—滚动阻力系数；—最大车速Km·h；—空气阻力系数；A—汽车正面投影面积m；则=107.12Kw（2）根据设计方案中给出的发动机比功率P=15Km·t,则所求发动机功率：=15×7.14=107.1，与经验公式相差不大。（3）最大功率是对应的转速n，参考中型载货汽车及所选用发动机形式，取=2500～3200。2.3.2发动机最大转矩的确定用下式计算确定发动机的最大转矩Tamax（2-2）α—转矩适应性系数—发动机最大转矩—最大功率对用转数2.3.3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）800502.4变速器设计2.4.1传动系最小传动比选择１）传动系总传动比是传动系中各部分传动比的乘积，即式中，为变速器的传动比；为主减速器的传动比；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，则可省去。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，式中：n为发动机转速r/min；为汽车行驶速度Km/h；r为车轮半径m；为变速器传动比；为主减速器传动比。最小传动比时，=1,变速器在直接挡，为最大车速，出现时，发动机应处在最大功率附近，此时的转速n应在最大功率附近，去2500r/min。则：；设计要求的汽车传动比为4.6。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：；取为7.5，则一档传动比为7.0，最大传动比为；2.4.2变速器形式的选择为了使汽车在复杂的路况下能够平稳安全的行驶，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，制造成本低，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。2.4.3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别。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1.8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2~3.5T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。转动比范围的确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，其他货车则更大。根据此次设计要求变速器最高档传动比即直接挡，最低档传动比即为一档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：（2-3）式中，K为中心距系数，商用车一般取8.6～9.6；为发动机最大转矩；g为变速器一档传动比；为变速器传动效率，取96%。则A=128mm。本设计采用六挡变速器，轴向尺寸可以选用（3.2～3.5）A。4）齿轮参数（1）模数遵循的一般原则：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<≤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m=4.0mm；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3.0mm（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表面接触强度。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20，变速器齿轮普遍采用20压力角，啮合套和同步器普遍采用30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。从提高低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。从提高低档齿轮强度出发，螺旋角β以15～25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下列范围内选取16～26；所以在此初选螺旋角为20。（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=km，k为齿宽系数，取4.5～8.0，则b=20。斜齿轮b=km，k为齿宽系数，取6.0～8.5，取k=7.0则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）齿顶高系数规定齿顶高系数为1.005）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Z斜齿，中间轴上一档齿轮Z货车可在12～17之间选，取Z=15，则。（2）中心距A修正因为计算一挡齿数和Z的时经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Z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办法来满足要求。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办法来调整中心距。（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数则Z=18，Z=42一档的传动比为（4）二档齿轮的齿数则Z=40，Z=20（5）三档齿轮的齿数则Z=35，Z=25（6）四档齿轮的齿数则Z=29，Z=31（7）五档齿轮的齿数则Z=23，Z=37（8）确定倒档齿轮齿数取直齿圆柱齿轮Z=22，m=3.0；Z=17，m=3.0；初选Z后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距A：同样取Z=50，m=3.0；则倒档轴与第二轴的中心距A：的数值较大，一般与相近。这是考虑到安全，希望倒车是速度尽可能低些。各档齿轮参数如下表：齿数模数压力角螺旋角齿宽齿顶高系数齿根高系数一档齿轮Z1115420o20o2510.25Z1245420o20o2810.25二档齿轮Z1020420o20o2510.25Z940420o20o2810.25三档齿轮Z825420o20o2510.25Z735420o20o2810.25四档齿轮Z631420o20o2810.25Z529420o20o2510.25五档齿轮Z437420o20o2810.25Z323420o20o2510.25常啮合齿轮Z242420o20o2810.25Z118420o20o2510.25倒档齿轮Z1522320o02010.25Z1417320o02010.25Z1350320o02010.252.6轴的计算1）初选轴的直径在已知中间轴式变速器的中心距A是，第一轴花键部分直径d（㎜）可按下式初选，式中k为经验系数，k=4.0～4.6；T为发动机最大转矩（N·m）。第二轴和中间轴中部直径d≈0.45A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值；对中间轴。则：第一轴花键部分直径d=4.4×=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。若轴在垂直面内挠度为f，在水平面内挠度为f和转角为δ，可分别用下式计算（2-4）式中，F为齿轮齿宽中间平面上的径向力（C）；F为齿轮齿宽中间平面上的轴向力（C）；E为弹性模量（MPa），E=2.1×10MPa；I为惯性矩（mm），对于实心周，I=πd/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=≤0.2mm。轴在垂直面和水平面内的允许值为［f］=0.05～0.10㎜，［f］=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f和f之后，计算相应的弯曲M、M。轴在转矩T和弯矩的同时作用下，其应力为，式中，M=（N·mm）；d为轴的直径（mm），花键出内径；W为抗弯截面系数（mm）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，若空间不足则采用滚针轴承。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，原则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，成本低。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达到完全相等之前，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基本要求。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，在上述表面产生摩擦力。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（1）摩擦系数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，应当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，还与工作面的表面粗糙度、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部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度差，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取为0.1。摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，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，则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：螺纹的齿顶宽对的影响很大，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。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan≥。一般取=6°～8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则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RR设计得越大，则摩擦力矩越大。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。原则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（2-5）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部分之间角速度差达到零值才能进行换档。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，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好EQ。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0.30~0.80s，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;若零件未制成,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，则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达到与输出端同步。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。摩擦力矩计算如下（2-6）式中，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；为发动机的角速度；为在第K挡工作时变速器输出轴角速度；为第k+l挡的输出轴上齿轮的角速度；、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，(对货车，取=100N)，变速杆手柄到啮合套的传动比为，则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力应为（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为（2-8）式中，为摩擦锥面半锥角；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（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（2-10）式中，为由摩擦力矩产生的，用来防止过早换挡的力（2-11）为因锁止面倾斜而产生的力（2-12）式中，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：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（2-13）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模块的基础和核心建模工具，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。3.1.1直齿轮的建模1）启动UGNX4.0，选择【文件】/【新建】，创建新部件，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1a=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XYZ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３-２5）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）使用基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对话框中点击按钮，选中图3-5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3-7。图3-3图3-4图3-5图3-6图3-7图3-89）使用修剪命令将图3.1-7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。3.1.2斜齿轮的建模1）启动UGNX4.0，选择【文件】/【新建】，创建新部件，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1u=(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3-145）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）使用基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3-2011）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3-2212）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（0.0.0）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3-2415）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3-2616）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3-2817）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则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3-303.1.3一轴的建模1）打开UGNX3.0，打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（0.0.0）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〗对话框了点击按钮。绘制出如3-35图。图3-35图3-362）（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，选择刚才绘制的圆柱体上表面为放置面如3-37图，点击按钮，系统弹出如3-38图〖定位〗对话框，在对话框中点击〖点到点〗定位图标，系统弹出如3-39图〖点到点〗对话框，选择如3-40图中红色的圆进行定位，系统弹出〖设置弧的定位〗对话框如图3-41点击按钮，生成图3-42实体。图3-37图3-38图3-39图3-40图3-41图3-423）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3-434）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按钮，系统弹出〖倒角〗对话框如图3-44，输入偏置为2，点击按钮，生成图3-45中的实体。图3-44图3-45图3-46图3-47５）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按钮，选择Z－Y平面绘制如图3-48所示。图3-48图3-49６）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3.1.3-17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3-51７）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360／8点击确定，系统弹出图3-54，点击按钮，选择基准轴Z轴，生成图3-55。图3-52图3-53图3-54图3-55８）用和第2步相同的方法在第8步生成实体轴端上创建直径34，高度30的圆台，如图3-56。图3-56图3-57９）选择【插入】／【草绘】在系统弹出的基准对话框中点击按钮，选择Z－Y平面，点击按钮确定。绘制如图3-57所示。点击按钮确定草绘命令。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3-6111）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3-633.1.4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UGNX4.0，选择【文件】/【新建】，创建新部件，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3-654）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3-675）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3-696．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。3.2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：一方面将基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。3.2.1UG装配模块功能简述选择【起始】/【装配】命令，则进入装配模块。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3-80UG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，是指在装配级中创建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。3.2.2添加已有的组件到装配体1）新建立一个零部件，设置合适的工作环境界面。单击【起始】/【装配】命令，则进入装配模块。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3-823）单击按钮，弹出【部件名】对话框。将选取文件目录指向所要选取得文件，单击按钮，系统弹出如3-82图所示【添加现有部件】对话框。3.2.3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3-831）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。3.2.4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）打开UGNX4.0单击新建图标或选择【文件】/【新建】选项，弹出【新部件文件】对