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基于PROE和ADAMS的变速器动力学仿真


大连理工大学 硕士学位论文 基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真 姓名:傅友宾 申请学位级别:硕士 专业:机械设计及理论 指导教师:刘欣 20071201

大连理工大学硕士学位论文





变速器是汽车传动系的重要组成部分,其运动学和动力学特性关系到变速器本身乃 至整车性能的发挥。虚

拟样机技术在系统动力学仿真中的成功应用不仅可以提高仿真精 度,而且可以缩短产品设计周期,对于工程实际具有重要的应用价值。 本文以一台变速器为研究对象,从多方面开展了基于虚拟样机技术的变速器动力学 仿真研究。建立了变速器零件的三维实体模型,进行了变速器传动系统的运动学仿真。 探讨了变速器中齿轮一转子一轴承系统的刚体动力学仿真的研究方法,对同步器工作过 程的仿真方法做了深入的研究。本文主要内容如下: 利用Pro/ENGINEER建立了变速器零件的三维实体模型,采用自底向上的方法对变 速器进行装配建模。在变速器装配主模型的基础上,进行了变速器传动系统的运动学仿 真。本文采用的分析流程:零件三维建模一子装配建模一总装配建模一运动仿真分析。 将CAD与CAE技术有效结合,完整地展示了复杂机构的运动学计算机仿真分析过程, 对于工程实际有直接的指导意义。 在总装配主模型的基础上,利用Pro/ENGINEER与ADAMS的接口软件 MECHANISM/Pro将五档的部分传动零件导入到ADAMS中,并添加相应的约束及驱动, 基于多体动力学分析软件MSC-ADAMS对传动系统进行多体动力学仿真分析。基于 Hertz静力弹性接触理论推导出直齿轮及斜齿轮的接触力仿真参数计算公式。仿真得到 的传动齿轮的啮合力的大小及频率都和理论计算结果一致。 同步器是汽车变速器的重要部件。本文首先建立了同步器简化的仿真模型,然后利 用试验所得的数据编制换挡力样条函数,并在此基础上变换同步器其他参数,针对同步 器的工作过程进行了基于多体动力学分析软件MSC-ADAMS平台的仿真分析,寻求出 影响换挡时间的主要因素。本文研究表明,建立同步器的虚拟样机模型可以得到比较准 确的结果,更重要的是,在物理样机制造出来之前就可以对同步器的工作过程进行仿真 研究及设计改进。 关键词:变速器;同步器;动力学仿真;虚拟样机;多体动力学

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

Investigation On Dynamics Simulation ofTransmission Based
on

PRO/E and

ADAMS

Abstraot

since transmission is强important

component of vehicle’s
to the

power锄n。the character in

kinematics and dynamics of transmission is related

reliability of vehicle directly.耵把 improves simulation technique’s

application of virtual prototyping technology not only precision,but also
Saves

the


lime.
transmission used in vehicle,the key steps and approaches of
on

Taking example for dynamic

simulation on the transmission based

virtBal prototyping technology are discussed.
arc

Three.dimensional models of lransmission parts
system oftransmission is put up for kinematical
on

built,and也eta powerqransmission


simulation.砌s tllesis makes
below:
are

deep research

the dynamics

simulation

methods of the gear-rotor-bearing system and the synchronizer
are

mechanism.111e main points ofthe thesis

listed

Three-dimensional models
on

of transmission parts

built bv

PI吲ENGINEER,and

then

assembly model of the transmission is built by m既lns of adopting from bottom the assembly modeL
of

to tip.Based

power-wansmission system
analyze adopted by

oftransmission is put up for kinematical

simulation.Flow

modelin嗍Ibassembly
Based
on

this

thesis:three-dimemional
modeling---kinematical

of

parts

modelmg--final

assembly

simulation
analyze of

analyze.By combined technology

of CAD

and

CAE,kinematics

simulation

complex machine is perfectly set the assembly

out and it has direct

instructional meaning for

model.transmission
arc

parts of fifIh

shift瓣1eaded into

engin袖g.

ADAMS

system bvⅣ匝CHANI,‘;M/Pm which is the interface software of Pro/ENGINEER and ADAMS.relevant joints and motions
put up for dynamics appended,and then power-Wansmission system is
on

simulation

analyze base

MSC.ADAMS environment.Helical

gears ofthe

are presented based

on

Hertz formula,then,the multi-body dynamics

simulation model

gear train mechanism is established in the thesis. Synchronizer is an

important device

oftransmissiOll.In the thesis.firstly simple

simulation model ofthe

synchronizer is built,and then edit splines ofshift force by using data

other synchronizer parameters to simulate the process in the MSC.ADAMS environment in the synchronizing process。finally find main factors of

ofexperimentation and change


simulation model ofthe synchronizer can gain relative exact results,more important that we can simulate the process in the
yI:Ichrono璐time.111is thesis indicates before physical
that building synchronizing process prototypes have been made.

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Key

Words:Transmission;Synchronizer;Dynamics
Multi-body Dynamics

Simulation;Virtual

Prototype;

独创性说明

作者郑重声明:本硕士学位论文是我个人在导师指导下进行的研究工 作及取得研究成果.尽我所知,除了文中特别加以标注和致谢的地方外, 论文中不包含其他人已经发表或撰写的研究成果,也不包含为获得大连理 工大学或者其他单位的学位或证书所使用过的材料。与我一同工作的同志 对本研究所做的贡献均已在论文中做了明确的说明并表示了谢意。

作者签名:j重鱼塞日期:竺!王』互

火连理工大学硕士研究生学位论文

大连理工大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者及指导教师完全了解“大连理工大学硕士、博士学位
论文版权使用规定”,同意大连理工大学保留并向国家有关部门或机构送 交学位论文的复印件和电子版,允许论文被查阅和借阅。本人授权大连理 工大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索,也 可呆用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编学位论文。

作者签名:

互鸯杰;:星

导师繇

到丛
丝2 2年j三月2£日

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绪论
引言
1997年7月4日,美国航空航天局(NASA)的喷气推进实验室ffPL)成功地实现了火

1.1

星探测器“探路号”在火星上的软着陆,成为轰动一时的新闻。但人们并不知道,如果 不是采用了一项新技术,这个计划可能要失败。在探测器发射以前,JPL的工程师们运 用这项技术预测到由于制动火箭与火星风的相互作用,探测器很可能在着陆时滚翻并最 后六轮朝上。工程师们针对这个问题修改了技术方案,保证了火星登陆计划的成功。此 外,JPL还运用这项技术实现了科学的协同工程【¨。 福特汽车公司在一个新车型的开发中也才用了这项技术,其设计周期缩短了70天。 全公司范围内,由于采用了这项技术,设计费用减少了4000万美元,制造费用节省了 10亿美元。由于设计制造周期的缩短,新车上市早,额外盈利达其成本的数倍。 世界上最大的工程机械制造商卡特皮勒公司的工程师们在经过几天培训后,采用这 项技术进行装载机和挖掘机的工作装置优化设计及分析,在一天时闻内,他们对工作装 置进行了上万个工位的运动及受力分析,很容易地实现了理想的设计。 上面三个例子中所采用的新技术,就是本文的主题:虚拟样机技术(Virtual
Prototyping

Technology,又译作虚拟模型技术)。虚拟样机技术是当前设计制造领域的一

项新技术。它利用软件建立机械系统的三维实体模型和力学模型,分析和评估系统的性 能,从而为物理样机的设计和制造提供依据【2】。 现在的企业已经无法回避市场的苛刻要求:既要缩短产品开发周期、又要降低开发 成本、同时还要提高产品质量。像过去那样用很长时间才把一个新产品推向市场的情况, 已经远远不能适应市场的要求了。为获得成功,一个公司必须具备如下的能力: (1)对众多的新构思进行研究探索,并快速准确地做出决策。
(2)过滤掉那些没有前途的构思。

(3)对于实现最佳设计的关键因素了然于胸。



(4)对新产品的结构形式、装配关系及其性能做出完善的测试和评估。 在最基本的层面,功能化虚拟样机技术能够让工程设计队伍在提交物理样机之前, 就在计算机中建造起他们的机械系统,并对其进行测试、审核及改进。虚拟样机技术在 开发设计中的应用已经使传统的“设计——物理样机——试验——修改”不断循环的设 计过程失去了生命力。虚拟样机技术相对传统设计而言,不仅大大降低了开发设计的时

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间,并且从优化设计的角度预测产品的性能和缺陷,少走了许多弯路,从而大大降低了 开发的成本,产生了巨大的经济效益。 虚拟样机的优势主要体现在13】: (1)成本低,速度快,节省了制造物理样机的昂贵费用。并且,在计算机上建立虚 拟样机的时间远远小于物理样机的制作时间。 (2)有利于设计优化,虚拟样机易于修改,可以利用虚拟样机对各种设计方案进行 综合比较,并选出最优设计。 (3)可以有效支持并行设计,可以方便地实现上下游并行设计和多专家协同设计。 (4)有利于实现虚拟制造,虚拟原型数据可以直接用于虚拟制造。 (5)在安全的环境下工作,不必担心关键数据丢失或由于恶劣天气造成的设备失效。

1.2虚拟样机技术的起源、发展及现状
1.2.1

虚拟样机技术的起源及发展

虚拟样机技术是一项新生的工程技术。借助于这项技术,工程师们可以在计算机上 建立机械系统的模型,伴之以三维可视化处理,模拟在现实环境下系统的运动和动力学 特性,并根据仿真结果优化系统的设计与过程。 任何一项技术的产生及广泛应用都有其原因,其中最重要的是市场的需求和技术本 身的成熟程度。 首先从经济学的观点来看,随着经济贸易的全球化,要想在竞争日趋激烈的市场上 取胜,缩短开发周期,提高产品质量,降低成以及对市场的灵活反应成为竞争者们所追 求的目标。谁早推出产品,谁就占有市场。然而,传统的设计与制造方式无法满足这些
要求。

在传统的设计与制造过程中,首先是概念设计和方案论证,然后进行产品设计。在 设计完成后,为了验证设计,通常要制造物理样机进行实验,有时这些实验甚至是破坏 性的。当通过实验发现缺陷时,又要回头修改设计并再用物理样机验证。只有通过周而 复始的设计~实验一设计过程,产品才能达到要求的性能。这一过程是冗长的,尤其对 于结构复杂的系统。设计周期无法缩短,更不用谈对市场的灵活反应了。样机的单机手 工制造增加了成本,在大多数情况下,工程师为了保证产品按时投放市场而中断这一过 程,使产品在上市时便有先天不足的毛病。在竞争的市场的背景下,基于实际物理样机 上的设计验证过程严重地制约了产品质量的提高,成本的降低和对市场的占有。虚拟样 机技术就是在这样的经济背景下产生的。

一2一

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虚拟样机技术的应用贯串在整个设计过程当中。它可以用在概念设计和方案论证 中,设计师可以把自己的经验与想象结合在虚拟样机里,充分发挥想象力和创造力。用 虚拟样机来代替实际模型进行验证设计时,大大缩短开发周期,提高了设计质量和效率。 虚拟样机技术是~门综合技术,其技术背景比较复杂。有人从并行工程的角度认为 虚拟样机技术是一个基于计算机、桌面化的分布环境,支持产品设计过程中的并行工程 方法【4】。还有人会认为虚拟样机技术是单纯的运动学和动力学分析软件的别称。但是, 尽管虚拟样机技术的核心是机械系统运动学、动力学和控制理论,但没有成熟的三维计 算机图形技术和基于图形的用户界面技术,虚拟样机技术也不会成熟。所以虚拟样机技 术并不单纯是外加了一层包装的机械系统运动学及动力学分析的研究成果。 虚拟样机技术是多种学科交叉的新兴技术,它在设计中的应用得到了以下几项主要
新技术的支持。

<1)计算机图形学及其它软件硬件的发展使三维建模及动态显示技术可以支持设计 产品的外观显示及数据模型的输出。 (2)数据交换协议如STEP、IGES的发展使设计产品的数据模型在各种仿真平台间 相互导入导出,从而使虚拟设计得到并行工程的支持。 (3)相关的专业分析软件如机械系统动力学分析软件ADAMS等的应用使虚拟样机 技术最核心的仿真分析功能得到专业技术的支持。 (4)试验测试技术的发展使虚拟设计的可靠性得到补充和验证。 虚拟样机技术是许多技术的综合。它的核心部分是多体系统运动学与动力学建模理 论及其技术实现。作为应用数学的一个分支,数值算法及时地提供了求解这种问题的有 效的快速算法。近年来的计算机可视化技术及动画技术的发展为这项技术提供了友好的

用户界面。Q旺l肥A等技术的发展也为虚拟样机技术的应用提供了技术环境。
虚拟样机技术,作为一项产业技术,已有20多年的历史了。20多年前,复杂机械 系统运动学和动力学的理论框架就已经构建,相应的数学方法也已提出。数位学者走出 了象牙塔,力图把研究成果转化为商品,使其能为工业界接受。但他们没有想到他们的 理论成果不仅被接受,而且变成了一项相对独立的产业技术,改变了传统的设计思想, 对制造业产生了非常深远的影响。 1.2.2虚拟样机技术的应用

虚拟样机技术应当属于计算机辅助工程(cAE)的一不分支。隶属于CAE的其它分支
还有有限元技术等。虚拟样机技术区别于其它分支之处在于它是从系统的角度来分析问

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题,而与有限元有关的技术分支所进行的是部件的分析。正因为如此,虚拟样机技术对 设计方法和过程的影响要比有限元技术所带来的影响要大。 虚拟样机技术不仅帮助企业缩短周期,降低成本和提高质量,而且改变了产品的设 计流程。 虚拟样机技术已经广泛地应用在各个领域里:汽车制造业、工程机械、航天航空业、 通用机械制造业甚至国防工业四。所涉及到的产品从庞大的卡车到照相机的快门,天上 的火箭到轮船的锚机。在各个领域里,针对各种产品,虚拟样机技术都为用户节省了开 支,节约了时间并提供了满意的设计方案。

图1.1重型战车仿真模型
Fig.1.1

图1.2配气机构仿真模型 Fig.1.2
Simulation model ofair feed

Simulation model oflmavy chariot

一4一

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图1.3发动机仿真模型
Fig.1.3 Simulation model ofengine

工程机械在高速行驶时的蛇行现象及在重载下的自激振动一直困扰着设计师及其 用户。由于工程机械系统非常复杂,传统的分析方法无能为力,找不出原因。约翰?迪 尔(JohnDeere)公司的工程师利用虚拟样机技术对其工程机械产品进行分析,不仅找到了 原因,而且提出了改进方案并且在虚拟样机上验证了方案的有效性。通过实际改进,该 公司产品的高速行驶性能与重载作业性能大为提高。

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图1.4虚拟样机技术在汽车上的应用
Fig.1.4 Virtual prototyping technology apply
on

automobile

一家卡车制造公司在研制新型柴油机时,发现点火控制系统的链条在转速达到每分 钟6000转时运动失稳并发生振动。常规的测量技术在这样的高温高速的环境下失灵, 工程师们不得不借助于虚拟样机技术。根据对虚拟样机的动力学及控制系统的分析研 究,发现了不稳定因素,改进了控制系统,使系统的稳定范围达到每分钟10,000转以上。 有趣的是,虚拟样机技术还用到了法庭上。福特公司专门雇佣一家咨询公司用虚拟 样机技术为它进行车辆事故仿真,在法庭上用仿真结果为自己辩护。最近的一个例子发 生在意大利:一位名赛车手在赛车中因事故丧生,其家属起诉赛车制造商,认为事故的 原因是赛车的设计缺陷,要求巨额赔偿。制造商借助于虚拟样机技术,说明赛车设计合 理,事故原因是赛车手操纵不当。法庭根据虚拟样机技术所提供的证据,做出了客观的
判决。

虚拟样机技术是一门新兴的技术,它有着广阔的发展前景及市场。只要想一下,通 用汽车公司每年用于实际模型的建造及实验的费用有十亿美元,福特汽车公司开发一辆

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中型轿车的费用与波音公司开发747客机的费用相当,对虚拟样机技术的未来就不能不
乐观。

国外虚拟样机技术的商品化过程早已完成。目前有二十多家公司在这个日益增长的 市场上竞争。比较有影响的产品包括MSC公司的ADAMS,CADSI的DADS以及德国

航天局的Sn旧ACK。其中MSC公司的ADAMS占据的市场份额撮大。
1.2.3虚拟样机技术与中国制造业 每一项新技术的出现都为传统的工业的进步提供了一个契机,也为落后者提供了追 赶的捷径。虽然目前我国的制造业水平较发达国家的水平相比尚有差距,但虚拟样机技 术及其它仿真技术的应用将会加速追赶的速度。比如,国外产品的高设计质量部分源于 多年的设计经验,借助于在虚拟样机上的模拟,国内的设计师和分析师们会很快取得这 些经验,及时用到新产品的设计及老产品的升级换代当中。 尽管虚拟样机技术是一项通用技术,适用于各种产品的设计过程,但结合我国的特 殊情况,这项技术应优先应用于以下领域t6-81: (1)重点机械投资项目:这种项目投资额大,任何设计方面的失误都会带来巨大的 经济损失。运用虚拟样机技术不仅可以避免损失,而且会找到满意的经过优化了的方案。 与庞大的投资相比,建立虚拟样机及模拟的费用微乎其微。 (2)样机引进项目:自从改革开放以来,我国从发达国家引进了各种机械设备的样 机予以仿制,以期提高国内产品的水平,但效果总是差强人意。一个很重要的原因是仿 制停留在低水平的零件照抄上,对于样机缺乏系统的理解。设计人员对样机只知其然而 不知其所以然。如果采用虚拟样机技术,技术人员便可以对引进样机进行深入的研究。 他们可以追踪样机的设计思想,可以进行子系统的模拟来指导其设计,更重要的是可以 发现样机的缺陷以便索赔或改进。 (3)国民经济的骨干行业:像汽车工业、工程机械工业及军事工业等。这些行业对 国民经济的影响巨大,虚拟样机技术在这些行业的应用会带来可观的经济效益。在国外, 虚拟样机技术在这些行业里应用的最广泛最成熟,国内的技术人员也有经验可以借鉴。 目前,国内对虚拟样机的实际应用也非常广泛。很多学校及研究机构把虚拟样机技 术应用在机器人的研究当中。在汽车的整车性能及分总成性能上,也广泛应用虚拟样机 技术展开了研究I”“。 此外,国内也完全有能力开发成熟的虚拟样机技术。虚拟样机技术的构成技术国内 也已经成熟,国内较有实力的大学与研究院都有开发的能力。只要找对市场的切入点,

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政策对头,组织得当并加强与国外的交流,应该可以开发出具有特色的基于中国工业现 状的虚拟样机技术。 当然,如同所有的技术一样,虚拟样机技术毕竟只是一种工具。能为使用者提供用 以决策的信息,但其本身不会提供问题的方案和答案。这项技术应用的效果,直接取决 于它的使用者。在人与技术的关系上,人永远是主动的:人是技术的创造者和使用者。 目前国内有许多训练有素的工程技术人员及研究人员,因此可以相信虚拟样机技术也会 像计算机集成制造系统(elMS)技术一样,在中国的工业界生根、开花、结果。

1.3本文研究意义及主要内容
变速器是汽车的一个很重要的组成,可以在不同的使用条件下,改变发动机传到驱 动轮上的转矩及转速,使汽车得到不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况 范围内工作。变速器属于汽车的传动系,所以对于变速器的运动学和动力学的研究就显 得非常重要。以前多采用常规的机械设计理论来分析齿轮受力,利用材料力学的弯曲变 形和超静定理论来计算轴承处所受的载荷,这种方法得到的数值只是一个近似的静载 荷,与实际的情况相差太大【1≈131。而目前普遍使用的方法是首先建立齿轮传动的动力学 微分方程,然后利用建立好的的微分方程,自己编程或利用MATLAB等软件在计算机 上进行计算仿真。这种方法是建立在一个简化数学模型的基础上,不仅对工程技术人员 的理论知识要求过多,而且很不直观,设计也不可能参数化,不能满足现代设计的要求,
通常用在理论研究当中I降161。

目前基于虚拟样机技术的变速器传动系统动力学研究比较少,而对于同步器工作过 程的仿真还未见报道。本文所开展的研究工作,可以方便地直接应用于工程设计当中。 利用虚拟样机技术可以对变速器进行动力学仿真研究,仿真分析方法可以随意改变,而 无须更改实验仪器、固定设备以及实验程序。所得的结果,可以作为齿轮、轴及轴承的 强度和刚度等分析的数值依据。更重要的是,由于采用了虚拟样机技术,相对于传统的 物理样机试验,可以更快、更节约成本地进行分析设计。大大降低变速器的开发设计的
时间和开发的成本。

全文共分五章,各章节内容如下: 第一章:绪论。阐述了虚拟样机技术的起源、发展、应用和虚拟样机技术与中国制 造业的关系,并给出了本文的研究背景和意义。 第二章:建立了变速器各个零件的三维模型,然后在总装配主模型的基础上,对变 速器进行了运动仿真分析。

一8一

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第三章:在前一章建立好的总装配主模型的基础上.利用Pf0,1三NGINEER与ADAMS

的接口软件枷WHANISM/P】D0将五档的部分传动零件导入到ADAMS中从而完成五档
传动部分的建模。然后应用的碰撞接触理论进行了研究,并进行相应的理论分析。利用 建立好的模型对五档齿轮进行了动力学仿真分析。 第四章;对同步器原理进行了论述,然后对同步器工作过程进行了数学建模。最后 将同步器简化为两个有锥度的圆环,建立了同步器仿真模型。利用试验所得的数据编制 换挡力样条函数,并在此基础上变换同步器其他参数,进行了同步器同步时间的仿真分
析。

第五章:对本论文的主要工作进行了总结,并对下一步需要做的工作进行了展望。

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

2基于Pro/ENGINEER的变速器建模及运动学仿真
传统的机械产品设计通常是采用平面图形表示机械零件及其装配关系,设计结果 是在某一个位置的静态图形。这种方法难以反映机器在运行过程中各零件的运动状态 及其相对位置关系,无法直观的判断其运动是否合理,各零件之间否存在干涉等问题。 随着CAD技术的发展及计算机硬件性能的不断提高,三维建模、装配及计算机运动仿 真技术逐步得到应用,应用这些技术就可以进行机器的运动仿真分析。 零件的装配建模和运动仿真,一直是每个设计人员关心的问题。通过装配建模和 运动仿真,使得设计人员更直接的理解所设计的装配体,并可以对其部件的干涉和运

动干涉进行检查,装配和运动仿真在现代的大型CAD/CAM/CAE软件中已经作为其重
要的组成部分。 2.1

Pro,ENGINEER运动仿真的特点
与其他CAD软件相比较,用Pro/ENGINEER作运动仿真主要具有以下一些特点。 (1)运动输入
运动输入(Motion Input)是赋予运动副控制运动的运动副参数。当创建或编辑调用一

运动副时,就会弹出运动驱动对话框。使用者可以根据需要选择无运动驱动、运动函数、 恒定运动、简谐运动驱动以及关节运动驱动等5种可能的运动驱动中的一种。 (2)关节运动分析 当使用者只需要了解某一关节的运动情况时,可以选择分析工具条中的关节运动分
析图标,并输入步长和步数迸行分析。

(3)静力学分析(Static Analysis)将模型移动到平衡位置,并输入运动副上的反作用 力。当选择静力学分析后,时间和步数的输入项将变灰而不可选。 (4)机构运动学/机构动力学分析 机构运动学/机构动力学分析(Kinematic/Dynamic Analysis)按输入的时间和步数进 行仿真分析。 时间值代表运动分析模型所分析的时间段内的时间,步数值代表在此时间段内分几 个瞬态位置进行分析或显示。
(5)设计位置和装配位置

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模型的装配位置可能不同于模型的设计位置。装配位置与设计位置的区别是:装配 位置是在装配机构时产生的,与使用者装配时所选取的配合面相关;而设计位置是使用 者在运动仿真前人为设置的,使用者可以根据需要进行设定或者调节设计位置。 (61多种形式输出 Pro/ENGINEER运动仿真的结果可以以多种格式进行输出,这些形式主要有MPEG、
Animated

GIF以及ⅥiMI.等。

(7)预测工程和工程判断准则。

Pro/ENGnmER的运动分析模块是用于预测工程的应用软件。就是说,在许多情况 下,在机构进行生产前或者说在机构真正产生出来之前,用该软件预测机构的运动特性, 及它类似于有限元分析(Pro/ENGINEER有限元分析模块)和注塑流动分析 (Pro/ENGINEER塑料零件分析顾问模块)。这些预测都是基于非常复杂的数学理论以及 公认的物理和工程原理旧。

PfoMECH射叮cA MOTION模块是一个完整的三维实体静力学、运动学、动力学和
逆动力学仿真和优化设计工具。MOTION运动模块可以快速创建机构模型并能方便地进 行分析,从而改善机构设计。作为Pro/ENGINEER的使用者,不需要离开Pro/ENGINEER

操作界面就可以使用更多的Pro舢EcHANIcA MOTION模块中的函数,也可以从

Pro/ENGINEER中直接连接独立版本的MOTION模块。另外,Pfo愀HA】mCA

MOTIo峨动分析模块能够创建机构运动模型,并能进行机构优化设计,还可以分析
机构的运动和力,比如检验机构的运动是否正确,仿真机构运动,检测机构中各个组元 的位移、速度和加速度及检验机构运动过程中各个装配件是否干涉。需要说明的是,只

有装配模型才可以使用MOTION。图2.1所示为用PD伽cH越讯cA MOTION模块进
行运动分析的流程。

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

创建基准点和运动模式所用到的坐标系

I准备装配件

简化装配件以便集中到运动零件上 设置材料特性

I设舌 。运动模


U U

创建零件之间的连接 加载和创建运动驱动 定义测量



创建初始状态 运动装配分析



分析模型

运行运动分析
查看分析结果

优化模型

创建设计参数和变量

进行灵敏度研究
进行优化设计 图2.1 Pro口便CHANIcA MOTION模块运动分析的流程图 ofPm协但CHANICA MOTION
module

Fig.2.1

Flowchart ofmovement analysis

Pro瓜IECHANICA

MOTION模块可以使用下面两种模式进行机构运动的设计。

(1)集成模式——可以在Pro/ENGINEER用户界面上进行操作,并且可以通过
Pr0/】团NGINEER里面的菜单与运动函数相连接。

(2)独立模式——可以在Pro/ENGINEER中建立一个装配件,再把它转到独立的
MECHANICA用户界面上,然后可以在Pro/ENGINEER中执行模型运动并进行运动分
析,而与在Pro/ENGINEER中的装配件没有关联[IS,19]。

2.2装配模型的建立及表达
在Pro/ENGINEER的环境中,首先建立起各个零部件的三维实体模型,再在零部件的 实体模型的基础上,定义各个零部件之间的装配配合关系,从而建立起该装配体的实体 模型。Pro/ENGINEER中的装配模型装配树的层次结构表达方法,可满足人机交互装配 规划和装配过程仿真功能的要求。装配树(多叉树)的层次关系体现了实际形成产品的 装配顺序,形象地表达了产品、部件、零件之间的父子从属关系,即产品包含部件和零 件,部件也包含部件和零件,零件属于部件和产品,部件属于产品和部件,如图2.2所示。

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图2.2
Fig.2.2

Pro/ENGINEER中的装配模型多叉树

Multi-cross 1tee ofassembly model in Pro/ENGINEER

2.3变速器的建模
变速器作为汽车动力系统的重要组成部分,主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩 和转速,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱 动车轮牵引力及车速的不同需求。 变速器可以使汽车以稳定的车速行驶,倒档使汽车倒行行驶,空档使汽车在起动发 动机、停车和滑行时能将发动机与传动系分离。 汽车变速器按其传动比的改变方式不同,可分为有级、无级和综合式;按操纵方式 不同可分为手动变速器和自动变速器,其中手动变速器也称为普通变速器;按轴的不同, 可分为固定轴式和旋转轴式,而固定轴式又分为两轴式、三轴式和多轴式。汽车手动变 速器采用不同的齿轮啮合改变传动比,而齿轮啮合位置的变换依靠脚踩离合器、手拉变 速杆来实现。装有手动变速器的汽车具有加速快、省油等特点,同时需要驾驶者具有灵 活的操控性120】。 在变速器各零件的三维模型基础上,进行装配建模。通过装配,可以形成产品的总
体结构、绘制装配图。

在Pro,ENG玳EER中,装配的概念是指虚拟装配。所谓虚拟装配是指通过零件之间 的引用和链接关系,形成装配模型。装配的结构表现了一种层次关系,最顶层是装配体, 其余的由子装配体和部件组成。
装配设计方法分为3种:

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(1)自底向上方法:从底层逐步向上装配,将每个零件加入到装配体中,这些零件 已经设计完成,例如标准件,已经存储的零件等。 (2)自顶向下方法:在顶层产生一个装配,建立装配结构,逐步向下添加零件,产 生子装配或部件,这种设计方法更符合设计人员的习惯,即从装配到零件的设计。 (3)上下文设计方法:在装配结构中,利用装配树中其它部件的信息设计零件几何
参数。

在产品设计中,根据零件的情况经常要混合使用上述的方法,例如设计一个新型的 产品,它的一部分零件是新设计的零件,一部分零件是已有的,可以先用自顶向下的方 法构造出产品的基本结构,再进行各种设计。 本文采用自底向上的方法,从底层逐步向上装配,将已经设计好的零件加入到装配 体中。由于变速器零件比较多,所以先将相关零件组装成子装配体,最后把所有的子装 配体装配在一起,组成总的装配体。 本文以三轴式手动变速器为建模的对象,并将其分为传动机构建模和操纵机构建模
两个主要部分,对这两个部分分别进行建模。 2.3.1传动机构的建模

三轴式手动变速器的传动机构主要由壳体、输入轴、输出轴、中间轴以及倒档轴等 零部件组成,具体结构如下: (1)变速器壳体:壳体上主要有输入轴、输出轴、中间轴以及倒档轴的轴承孔等。 (2)输入轴:输入轴也称为第一轴,是变速器的动力输入轴,即离合器的输出轴。 其中,输入轴上常啮合齿轮、第四档齿轮及其齿圈均采用与轴制成一体的结构。离合器 从动盘在离合器接合时,将动力经由输入轴前端的花键传到输入轴上。装配好的输入轴
模型如图2-3所示。

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图2.3输入轴系子装配
Fig.2.3
input shaft subassembly

(3)输出轴:输出轴也称为第二轴,主要包括第一档、倒档齿轮,第二档、第三档 齿轮,第五档齿轮等零件,各个齿轮均为轴向定位。装配好的输出轴模型如图2.4所示。

图2.4输出轴系子装配
Fig.2.4

o屿皿shaft subassembly

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

(4)中间轴:中间轴的前端和后端通过轴承支撑在壳体的轴承孔内,其上装配有常 啮合齿轮、第三档、第五档及取力齿轮等。其中,中间轴的倒档齿轮与中间轴制成一体 结构。装配好的中间轴模型如图2.5所示。

图2.5中间轴系子装配
Fig.2.5

Intermediate shaft subassembly

(5)倒档轴:倒档轴直接支撑在壳体倒档轴孔内,用锁片锁止。其中两个倒档齿轮 制成一体的结构。装配好的倒档轴模型如图2.6所示。

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图2.6倒档轴系子装配
Fig.2.6 Reverse shaft subassembly

2.3.2传动机构的换档形式 本文所介绍的手动变速器包括五个前进档和一个倒档,各齿轮副的相对位置对整个 变速器的结构安排有较大影响。各齿轮布置如图2.7所示。

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图2.7手动变速器齿轮布置图
Fig.2.7 Configtwation ofmanual仇msmission gears

1—输入轴2—输入轴上常啮合齿轮3一第四、五档固定齿座 4一第四、五档滑动齿座5一第五档齿轮6一第三档齿轮7一第二档齿轮 8一第一档、倒档齿轮9—输出轴10一中间轴11--中间轴常啮合齿轮 12一取力齿轮13--中间轴第五档齿轮14--中间轴第三档齿轮 17--中间轴第二档齿轮18—倒档轴10-中间轴第一档齿轮

15一中间倒档齿轮1删档齿轮

2.3.3操纵机构的建模 变速器的操纵机构要防止变速器自动脱档和自动挂档,并要保证变速器不同时挂两 个档位,此外,为了防止驾驶员误挂倒档,必须保证在汽车停止前进后才允许挂倒档。 变速器的操纵机构通常有直接操纵式、远距离操纵式、电控自动操纵式等,本变速 器采用直接操纵式结构,它主要由变速操纵杆、变速叉、拨块、变速叉轴以及互锁装置、 自锁装置、倒档锁装置等零部件组成。该操纵机构安装于变速器上盖中,具有结构简单, 操纵方便的特点。装配好的变速器操纵机构如图2.8所示。

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图z.8变速器操纵机构示意图
Fig.2.8

C倘gI删on of把ansmission

control

mech锄i姗

1—第一、倒档变速叉轴2—变速操纵杆弹簧3—变速导块4—变速操纵杆

5—第一、倒档变速叉6一第四、五档变速叉轴卜第二、三档变速叉轴
8一第二、三档变速叉9一第四、五档变速叉

变速叉轴可以在上盖的轴孔座中作轴向移动,三个变速叉用止动螺栓固定在各自的 变速叉轴上,在第一、倒档变速叉轴l上用止动螺栓固定有变速导块3。变速导块3与 变速叉8、9上各有一个凹槽,如图2.9所示空档位置时,三个凹槽相互对齐,变速操纵 杆下端伸到该凹槽中,可以分别拨动三个变速叉前后移动,从而实现换档。变速操纵杆 中部有球形支点,当变速操纵杆向左偏移时,其下端进入右侧变速叉凹槽中:同样,变 速操纵杆向右偏移时,其下部将进入左侧变速叉凹槽中。球形支点安装的弹簧可以使变 速操纵杆的下端始终保持在中间变速叉上部的凹槽中。当变速操纵杆上方向前或者向后 拨动时,可以将变速叉向后或者向前移动,实现换档。

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图2.9空档位置示意图
Fig.2.9 Sketch ofneutral position

在变速器操纵机构中,锁止装置主要包括互锁装置、自锁装置。本文中手动变速器 采用锁球式互锁、自锁装置。 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时,其他变速杆叉轴互被锁止。如图2.10所示, 在相邻的两个变速叉轴间各有两个锁球,锁球两端可以进入相邻变速叉轴的侧面凹槽 中,以锁住这个变速叉轴。第四、五档变速叉轴的两侧都有互锁凹槽,而且相互对称, 在该变速叉轴内的通孔连通这两个凹槽,通孔内装有销。当变速器操纵杆从空档位置推 动任一根变速叉轴时,其他两根变速叉轴即被锁止,从而避免同时挂上两个工作档。 自锁装置起定位作用,防止汽车振动或者有较小的轴向力作用而导致脱档,从而保 证啮合齿轮以全齿长进行啮合,并使驾驶员有换入档位的感觉。定位的作用是通过自锁 装置中的钢球压入变速叉轴的凹槽中实现的。变速叉轴凹槽间的距离是由挂挡时齿轮移
动的距离来确定的。

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图2.10互锁、自锁装置示意图
Fig.2.10 Sketch ofself-locking、interlocking device

1一自锁弹簧2一自锁滚珠3—互锁滚珠4一互锁圆柱销5—变速叉轴

2.3.4总装配

采用自底向上的方法,从底层逐步向上装配,将已经设计好的零件加入到装配体中。 由于变速器零件比较多,所以先将相关零件组装成子装配体,最后把所有的子装配体再 装配在一起,组成总的装配体。完成好的总装配图如图2.11所示。

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图2.11变速器装配图
Fig.2.1 I Transmission assembly

2.4变速器运动学仿真
运动分析模块(Scenario For Motion)是CAE(Computer Aided Engineering)应用软件, 用于建立运动机构模型,分析其运动规律。Pro/ENGINEER运动分析模块可以进行机构 干涉分析,跟踪零件的运动轨迹,分析机构中零件的速度、加速度、作用力、反作用力 和力矩等。进行运动仿真需要在装配中采用“连接”的方式,以保证零件至少有一个自 由度,保证零件可以滑动或旋转。在通过添加不同零件间副的关系及电动机,实现零件 预期过程。 以倒档为例,进行运动仿真。首先定义齿轮副机构,在输入轴与中间轴上定义常啮 合齿轮副,在中间轴与倒档轴上定义倒档齿轮副,在倒档轴与输出轴上定义倒档齿轮副。 然后在变速器的输出轴上定义伺服电动机,定义常数为1000deg/sec。运行观察运动结果。 如图2.12所示。

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图2.12变速器倒档运动分析图 F皓2.12
Movement analyses oftransmission地Ver辩

2.5本章小结
(1)为了进行变速器的运动仿真,首先在Pm/E中采用自底向上的方法对变速器进行 装配建模。在变速器装配主模型的基础上,创建运动分析方案(Scenario),进行运动仿真 分析。 (2)本章的研究可以很好地指导变速器几何结构的设计。在设计初期,充分利用计 算机运动仿真技术,能够极大地提高对变速器设计中可能存在问题(例如干涉问题)的 预见性,从而更加科学、合理、快速地完成设计工作。 (3)本章采用的分析流程:零件三维建模一子装配建模一总装配建模一运动仿真分 析,将CAD与CAE技术有效结合,完整地展示了复杂机构的运动学计算机仿真分析过程, 对于工程实际有直接的指导意义。

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

3变速器传动系统动力学仿真分析
应用大型多体动力学软件ADAMS,对变速器的传动系统进行动力学仿真分析。首 先在总装配主模型的基础上,利用Pro/ENGINEER与ADAMS的接口软件 MECHANISM/Pro将五档的部分传动零件导入到ADAMS中,并添加相应的约束及驱动,

利用ADAMS强大的动力学分析功能对传动系统进行仿真分析。所得到的结果(齿轮啮
合力,轴承处所受的载荷,位移等)可以直接作为有限元软件(如ANSYS、 MSC-NASTRAN)的边界条件,也可以作为进一步计算零件强度、刚度的载荷条件。
3.1

变速器仿真模型的建立

由于ADAMS的三维建模能力较为薄弱,故在前一章建立好的总装配主模型的基础

上,利用利用Pro/ENG眦ER与ADAMS的接口软件MECHANIsM‰将五档的部分传动
零件导入至UADAMs中。 3.1.1 ADAMs简介
ADAMS软件,即机械系统动力学自动分析软件ADAMSt22l(Automatie
Analysis ofMechanical

Dyrmmie

Systems),是美国MSC公司的虚拟样机分析软件。目前,ADAMS

己经被全世界各行各业的数百家主要制造商采用。根据1999年机械系统动态仿真分析

软件国际市场份额的统计资料,ADAMS软件销售总额近8千万美元、占据了51%的份
额。

ADAMS软件使用交互式图形环境和零件库、约束库、力库,创建完全参数化的机
械系统几何模型,其求解器采用多刚体系统动力学理论中的拉格郎日方程方法,建立系 统动力学方程,对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析,输出位移、速度、

加速度和反作用力曲线。ADAMS软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、 碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等。ADAMS一方面是虚拟样机分析的
应用软件,用户可以运用该软件非常方便地对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力 学分析。另一方面,又是虚拟样机分析开发工具,其开放性的程序结构和多种接口,可

以成为特殊行业用户进行特殊类型虚拟样机分析的二次开发工具平台。ADAMS软件有
两种操作系统的版本:UNIX版和Windows XP/NT/2000版。本文使用的是Windows
XP

舨的ADAMS 2005R2版本。 ADAMS软件由基本模块、扩展模块、接口模块、专业领域模块及工具箱5类模块 组成。基本模块包括用户界面模块(ADAMS/View)、求解器模块(ADAMS/Solver)、后处 理模块(ADAMS/PostProeessor)。扩展模块包括液压系统模块(ADAMS/Hydraulics)、振动

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分析模块(ADAMSNibration)、线性化分析模块(ADAMS/Linea0等。接口模块包括柔性 分析模块(ADAMS/Flex)、控制模块(ADAMS/Controls)等。专业领域模块包括轿车模块 (hDAMS/Car)、轮胎模块(hDhMS/Tire)、发动机设计模块(ADAMS/Engine)等。工具箱 包括软件开发工具包(ADAMS/SDK)、虚拟试验工具箱(virtual 领域的问题进行快速有效的建模与仿真分析。 其中,ADAMSNiew是ADAMS系列产品的核心模块之~,采用以用户为中心的 交互式图形环境,将图标操作、菜单操作、鼠标点取操作与交互式图形建模、仿真计算、 动画显示、优化设计、x.Y曲线图处理、结果分析和数据打印等功能集成在一起。 ADAMS/Solver是ADAMS产品系列中处于心脏地位的仿真器,能自动形成机械系统模 型的动力学方程,提供静力学、运动学和动力学的解算结果。后处理模块 ADAMS/Postproeessor,用来处理仿真结果数据、显示仿真动画等。既可以在 ADAMS/View环境中运行,也可脱离该环境独立运行[21捌。
3.1.2
Test Lab)等。用户不仅可

以采用通用模块对一般的机械系统进行仿真,而且可以采用专用模块针对特定工业应用

ADAMS和Pr0,E】qG斟班’R间数据转换

ADAMS自身的造型能力比较薄弱,要对复杂的机械系统进行精确的动力学仿真, 目前流行的解决办法是先在专业的CAD造型软件中建立精确的模型,然后传递到专业的 动力学仿真软件下进行仿真分析。要实现这一方法,就要充分了解软件之间的接口问题。

ADAMs与Pro/ENG脏ER之间的无缝接口: Pro/ENG眦ER是美国PTC公司的标志性软件,它的内容涵盖了产品从概念设计、
工业造型设计、三维模型设计、分析计算、动态模拟与仿真、工程图的输出、生产加工 成产品的全过程,广泛应用于航空航天、汽车、机械、NC加工、电子等诸多行业。其 参数化造型能力与其他CAD软件相比有明显优势,是中国应用最广泛的CAD高端产品。

Pro/ENGINEER与ADAMS之间的无缝接口是通过MBCHANISh卯t0来实现的。
Mechanism/Pro是MSC公司为ADAMS开发的Pro/ENGINEER专用接口程序,是连接 Pro/ENGINEER和ADAMS的桥梁。通过该模块,可以实现Pro/ENGINEER与ADAMS之 间的无缝连接,将Pro/ENGINEER中建立的精确的装配总成导入至tJADAMS中再进行相关 仿真。虽然这一模块是MSC公司推出的Pro/ENGINEER与ADAMS之间专用接口模块, 但是两者间在接口上还存在一些问题。 (1)版本间的匹配问题 ADAMS与Pro/ENG玳EER正确的版本匹配情况如下表所示:

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表3.1
Tab.3.1

ADAMS与Pro/ENGINEER版本匹配表

edition matching ofADAMS and Pro/ENGINEER

(2)MEcHANISM伊r0模块安装问题 目前很多用户无法顺利实现Pro/ENGINEER与ADAMS之间接口,除了版本的匹配问

题外,很大程度上因为MEc姒NIsM伊ro模块安装的方法不对,笔者也是反复试验了多
次才成功,正确的安装步骤在MSC公司的官方网站上都有介绍,另外有时候还需要用新 的Pro/ENGINEER的超时补丁nmsd.exe替换原来的文件才可以,安装成功后,当进入 Pro/ENGINEER的装配界面时候,会出现如图3.1所示的下拉菜单。

图3.1
Fig.3.1

MECHANISM/Pro界面

Int日faee ofMECHANISM/Pro

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当MECHANISM/Pro安装成功后,通过在Pro/ENGINEER中创建装配体,定义刚度, 创建约束副,添加驱动等步骤就可以将Pro/E中建立的装配体的模型传送到 ADAMS/Solver中进行求解,也可以将模型导A.ADAMS/View中添加更复杂的约束副和 驱动后再求解,但是由于接口软件不是十分完美,考虑到模型导入时容易出错,因此在

Pr胡狲G腿ER中造型时应注意以下几点:
(1)尽量采用Pro/ENGINEER中提供的缺省模板,其单位分别是长度:in,质量:Ibm, 时间:s∞,温度:F。如果采用自定义模板,则每个零件造型完后要改为以上单位。 (2)在造型时要尽量减少零件数量。如果不同零件的相对位置是固定的,则在不影 响仿真效果的前提下,可以考虑将它们做成一个零件。 (3)在系统中如果存在几个相同零件时,应将它们另存为不同的名字,以示区别, 否则同样的零件只生成一个SLP图形文件,就会导致图形丢失。 另外值得注意的是我们所希望的是整个模型一次从Pro/ENGINEER中导出,因此在 Pro/ENGINEER中对装配关系进行定义,使整个模型由几个刚体组成,每个刚体可能是 ~个零件,也可能是一个子装配体。另外,模型导出时,生成的文件有记录模型传递中 各刚体的质量、惯性矩、标记等物理信息的Transfer To View3乏件、为各个生成刚体的多 个图形文件SLP、和记录读取各刚体图形文件的路径及图形文件名的读取图形文件 aview。当模型比较复杂时,刚体导出有可能会失败。失败的原因通常是图形文件SLP 与读取图形文件aview中的读取路径丢失。其中SLP文件由数据交换标准Render/t名-式产 生,此时,可以考虑在Pro/ENGINEER中打开出现问题的子装配体或零件,选择。另存 为”命令将子装配体或零件存为Render/隆式的SLP文件。另外,可以修改aview3℃件中的 读取图形文件的路径及文件名,就可以在ADAMSq)读取整个模型了田1。

按照以上步骤,就可以顺利实现ADAMS与Pro/E问的接口,轻松将Pzo,INGNEER
中的模型导A.ADAMS中,另外传递过程中难免会出现一些问题,如曲线丢失,颜色丢 失等,解决办法在其他文献中有所介绍。 3.1.3拓扑结构及运行参数建模 (1)仿真前提条件: 在做仿真分析时箱体可以认为相对地面不动,而齿轮和轴的变形很小,所以都可以 视为刚体。其动力学性能除了受接触变形的影响外,还受制造误差、啮合间隙等的影响。 为了便于研究,对齿轮减速器的剐体模型做如下假设: ①装配间隙为零,制造误差忽略不计; ②忽略轴承与轴之间的滚动,转动约束为理想约束:

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③各部件均视为刚体; ④暂不考虑齿轮啮合变形对动力学性能的影响。 但)施加约束和载荷 约束的实现是建立虚拟样机的重要内容,是仿真分析真实可靠性的保证。约束定义 的是机构内两构件的联接关系,它限制两构件在某个方向上的相对运动。ADAMS提供 了四类常用约束,包括:基本约束、常用运动副约束、高副约束和驱动。其中,基本约 束有点重合约束、共线约束、共面约束等。常用运动副约束有固定副、平移副、旋转副、 圆柱副、万向副、恒速副等。高副约束有曲线一曲线约束、点一曲线约束。驱动包括平
移驱动和旋转驱动。

ADAMSNiew中有4种类型的力,它们不会增加或者减少系统的自由度。这4类力分
别如下。

①作用力:定义在部件上的外载荷。定义作用力时,必须用常值、ADAMSNiew 的函数表达式或者连接至UADAMSNiew中用户写的参数化子程序来说明作用力。 ②柔性连接力:可以抵消驱动的作用。弹簧阻尼器、粱、衬套、场力等可以产生 这类力。 ③特殊力:这类力包括重力和轮胎力。 ④接触力:当模型在运动的时候,部件在接触的时候,他们之间的相互作用力叫 接触力。 变速器在五档工作的时候,在二轴上起传动作用的是主五齿轮,中间轴上的中五齿 轮和它相啮合。将Pro/ENGINEER5b建立的装配模型用ADAMS与Pro/ENGINEER间的接 口MECHA卜ⅡsM伊ro导入到ADAMS中。需要说明的是,在Pro/ENGINEER中没有过多考 虑各个零件的质量、转动惯量等参数,所以在ADAMS中要根据实际情况手工对零件输
入这些参数。

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图3.2变速器传动系统仿真模型 F-g.3.2
Simulation model ofpow盯-mmsmission system

由于是刚体模型,所以在二轴上的双列角接触轴承处添加旋转蟊1](Revolute Joint),在
二轴后轴承处添加圆柱副(Cylindrical Joint)。中五齿轮添加旋转吾1](Revolute Johat)。把主 五齿轮用固定副ffixea Joint)和二轴联接在一起。发动机的最大扭矩是193/2500N?m/rpm。

则在五档的时候,换算到中间轴的转速是10286deg/s,二轴的转速是lS429deg/s,二轴的 输出转矩是157100N?nlln。给中五齿轮施加一个恒定转速的驱动,速度是10286deg/s=二 轴旌加一个初速度,转速约为18429deg/s,然后再添加一个反方向的转矩,大小是 157100N?mm。在主五齿轮和中五齿轮之间施加碰撞接触力(contact),ADAMS为接触作 用的仿真提供了极大的方便:通过修改接触副中接触刚度及其非线性指数、阻尼系数、 最大阻尼时的击穿深度、接触面静态及动态摩擦系数,接触作用形式可以仿真至相当高 的程度。建立好的变速器传动系统仿真模型如图3.2所示。

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3.2齿轮碰撞参数选取
碰撞接触定义为互相接触的物体动量突然发生改变,而位移几乎没有发生变化㈨。
接触力方向是在接触面的法线方向。为了数学建模的需要,假设物体是没有变形的刚体, 运动副不存在间隙。 碰撞理论的发展过程中在经典力学、弹性压力波动、碰撞接触和塑性变形四个方向 进行了大量研究,这四个方向既是独立的分支,分别有各自的侧重点,又互相有关联。 而我们在工程实践中,通常主要关心如下两个问题: (1)在碰撞之前和碰撞之后,物体速度如何变化。 (2)在碰撞点的力的大小和方向。 因此在MSC.ADAMS软件中碰撞力[251定义为:



impa甜:Jo

q2qo(3.1)
q<qo

【K(qo—g)‘-C‘(砌/,it)+SrEP(q,qo—d,1,qo,o)

式中,STEP闭为阶跃函数,吼为两物体间初始距离,孽为物体碰撞过程中的实际距离, 吼一g即碰撞过程中的变形量。上式表示,当q≥q。时,两物体不发生碰撞,其碰撞力 值为零;当q<q。时,表示两物体发生碰撞,其碰撞力大小与刚度系数K、变形量吼一可, 碰撞指数项e、阻尼系数C和阻尼完全作用时变形距离d有关。

图3.3
Fig.3.3

ADAMS碰撞力模型示意图

Illustration ofimpact model in ADAMS

式(3.1)表明,ADAMS中接触力分为两部分,一部分力是弹性分lK(q。-q)。, 类似于一个非线性弹簧:另一部分力是阻尼分量C+(由/at)?STEP(q,q。-d,l,吼,o),是碰 撞速度的函数,其方向和运动方向相反。碰撞力模型如图3.3所示。

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为了避免在碰撞的时候阻尼分量突变而使得函数变得小连续,ADAMS定义阻尼分 量为穿透深度的三次函数。也就是说,在两个接触的物体的穿透深度是0的时候,阻尼 分量也是0。而当两个物体的穿透深度达到所定义的击穿深度d的时候,阻尼系数达到

最大值co。关于阻尼系数的变化,如图3.4口刀所示。

图3.4碰撞过程中阻尼系数的变化
Fig.3.4
Change gurve ofdamping during collision

齿轮轮齿的碰撞啮合所引起的激励力,可以看作两个变曲率半径柱体撞击问题,解 决此问题可以直接从Hertz静力弹性接触理论中得到。 对于两简单旋转体建立空间坐标系如图3.5所示,图中d表示接触区的有效尺寸,R 表示相对曲率半径,.R1和17,2表示每个物体的有效半径,l表示物体横向和深度两方而 的有效尺寸。物体受到法向力P作用。 变形前两表而上对应点S1(x,Y,毛)和S2(x,Y,z2)之间的间隙由Hertz理论对接触区
几何假设可得:

h=二+上
2R 2R

v2

,,2

(3.2)

其中R是相对曲率,

壶2玄+i1?

由于该表达式关于原点对称,接触区一定在原点两边扩展相同的距离。在压缩过程 中,两物体内远处的点r1和T2分别向着原点平行于z轴移动位移61和62。如果物体没 有变形,则它们的轮廓将如图中虚线所示那样重叠起来。每个物体的表面由于接触压力 而平行于Dz发生位移,其大小相对于远处T1、T2为Uzl和Uz2(压入每个物体计为正), 如果变形后sl和s2点在接触面内重合,则:

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沈1+沈2:61+占2一垡土坦=8-(£) 2R 、2R
其中记艿=J1+82,,2----.%"2+y2。

(3.3)

旺七

,}n

l j

0.幸
图3.5两简单旋转体的空间坐标系
Fig.3.5
The spatial coordinates

bctw啪two simple

rot缸ing bodies

作用于两个相互接触的无摩擦弹性旋转体之间的应力由Hertz理论给出,是:

P=岛{1一吒)2

1/2)式中只是最大压力?

产生的法向位移为沈:—nP—o(1—-—r2=)(2—a—2-一r2),,≤口。
4Ea

记古=半+丝E2,y。、’,:分别是两个齿轮材料的泊松比,且、易分别是两个
齿轮材料的杨氏模量,将沈1和沈2的表达式分别代入(3.3)后,得:

.zrpo(2a2.-r2)--8-£ 2R
4以‘

(3.4)

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由此式给出两物体远处的点互相接近的量;

6=詈
接触圆的半径为:

(3.5)

4=警
压在两物体的总载荷与压力的关系为:

(3.6)

P:—2aP-oa2
得出:

(3.7)

在实际问题中,通常是给定总载荷,因此把式(3.4)与式(3.5)和式(3.6)联立便可 (3.8) (3.9)
(3.10)

口=(3eR/4E.y”
6=(9P2/16RE’)“3 Po=(6PE”/石3晨21173

无摩擦弹性体之间撞击的经典理论直接由静力弹性接触理论得出。假定变形限制于 接触区的附近,并由静力理论给出。在这个意义上,这个理论是准静态的。忽略物体中 的弹性波动,并假定每一物体的总质量在任一瞬时都以质量中心的速度运动。所以,可 以将撞击看作是装各有轻弹簧缓冲器的两个剐性物体的碰撞,并假定变形集中在忽略了
惯性的弹簧中。

由式(3.9)可得撞击时接触法向力P和变形占关系有:

P=鄹372
其中接触强度系数X取决于撞击物体材料和结构形状:

(3,11)

=二 R2E K)21.3((3.

:昙!?


12

式中:去=击+1晟:,置为齿轮碰撞刚度系数㈣,置、马分别是两个齿轮啮合点当
量半径(由于齿轮的齿高和分度圆半径相比较小,因此其变动范围较小,可近似以分度 圆半径来代替齿轮接触点当量半径)。近似认为端面啮合角和端面压力角相等。取齿轮 泊松比为0.29,齿轮的弹性模量是2.07×105N/lllm2。5档齿轮的几何参数如下表所示。

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表3.2
Tab.3.2

5档齿轮的几何参数表

Geometrical parameters offiRh gears

经过计算,得到一对五档齿轮的接触刚度(Stiffness)的值是368100N/mm。根据经验 数据及反复试验,取阻尼系数(Damping)值为35N‘s/ram,最大阻尼时的击穿深度
(Penetration Depth)取O.1mm,非线性指数(Force Exponent)取1.5。

3.3动力学仿真分析
为了和仿真分析结果进行比较,首先利用一般的机械设计经典公式p51来计算齿轮力 及齿轮击振频率。对于一对五档齿轮,按照发动机的最大扭矩工况193/2500N?m/rpm进 行计算齿轮间的啮合力。 转换到中间轴上的转矩T:

T--三号竽兰生式中是瓦。发动机的最大扭矩;z;是中间轴常啮合齿轮齿数,为35:
‘,一轴

Z一轴是_轴常啮合齿轮齿数,为24。

齿轮切向力:E=等


齿轮径向力:E:F,tana,:互旦警
COS口

齿轮轴向力:只=FtaIl卢
式中西是中五齿轮分度园直径,q是端面压力角,Ct。是法面压力角,p是分度圆 螺旋角。具体数值参看表3.2。 根据上式和表的数据,可以得到:齿轮切向力F----5611N,齿轮径向力E=2003N, 齿轮轴向力只:2984N。 齿轮激振频率,:


,一—Zx—n
60

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式中:Z是齿轮的齿数,栉是齿轮轴的转速(单位是rpm). 按照发动机的最大扭矩工况193/2500N?m/rpm进行计算,可以得到理论的齿轮激振
频率是1228Hz。

反复试验,设置合适的求解器和求解精度,进行仿真例:

…一?~—_一……:
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图3.6齿轮x向啮合力及频域分析
Fig.3.5 X-axis mesh force of gears and frequency analyze

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图3.7齿轮Y向啮合力及频域分析 Fig.3.7
Y-axis mesh force of gears and frequency analyze

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

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图3.8齿轮Z向啮合力及频域分析
Fig.3.8 Z-axis mesh force of gears and frequency analyze

图3.6是齿轮啮合力X向力(轴向分力)及其频域分析。由图中可以看到,齿轮的 X向啮合力在均值3019N附近上下波动,最大达到5266N,最小的力是2128N,这和齿 轮传动时由于重合度等因素变化而引起齿轮啮合刚度的变化的理论相一致。 图3.7是齿轮啮合力Y向力(径向分力)及其频域分析。由图中可以看到,齿轮的 啮合力在均值1920N附近上下波动,最大达到3523N,最小的力是133SN。 图3.8是齿轮啮合力Z向力(切向分力)及其频域分析。由图中可以看到,齿轮的 啮合力在均值5702N附近上下波动,最大达到10197N,最小的力是4065N。
表3.3齿轮啮合力理论计算数值和仿真平均值
Tab.3.3 Geometrical parameters offifth gears

表3.3是齿轮啮合力理论计算的结果和基于ADAMS刚体模型仿真的结果的比较, 从表中可以看到仿真的齿轮啮合力的平均值和理论计算的结果非常接近,没有发生大的
偏差。

从频域分析,齿轮的啮合力呈现周期性的变化。

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从图3.6、图3.7以及图3.8可以看到,去除直流分量以后,得到其啮合频率为 1230Hz,和理论的频率1228Hz相吻合,说明仿真结果正确。

3.4本章小结
本章首先在前一章建立好的总装配主模型的基础上,利用Pro/ENGINEER与ADAMS

的接口软件加三CHANIsM/Pro将五档的部分传动零件导入至UADAMS中从而完成五档传
动部分的建模。然后应用的碰撞接触理论进行了研究,研究结果表明,碰撞接触力仿真 的关键是确定接触刚度、非线性指数、阻尼系数、最大阻尼时的击穿深度、接触面静态 及动态摩擦系数等参数。其中接触刚度和零件的材料及零件的形状有关,是仿真研究的 重点和难点。最后利用建立好的模型对五档齿轮进行了动力学仿真分析,其所得到的结 果可以直接作为有限元软件的边界条件,也可以作为迸一步计算零件强度、刚度的载荷 条件。

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4同步器接合过程仿真
同步器是汽车变速器的重要部件,它使变速器主、从动部分同步以后再结合,从而 减小了冲击和噪声,减轻换档力,使得换档平顺,扶而延长了变速器的寿命。同步器分 为常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单,但不能保证被啮合 件在同步状态下换档,所以仅在少数重型汽车上得到应用,而在大多数变速器中得到广 泛应用的是惯性式同步器【30】。按结构分,惯性式同步器有锁环式、锁销式、滑块式和多 片式几种,本文研究的变速器采用锁环式同步器。
4.1

同步器原理简介
同步器是在接合套换档机构基础上发展起来的,其主要作用是带动不同速度旋转的

部件达到一个同步速度,也可用来使这些部件锁定在一起。一个单同步器放在两个不同 速度齿轮之间,因此一般变速器具有两个或三个同步器组件。 同步器有常压式,惯性式和自行增力式等种类。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,从而避免了齿间冲击。惯性同步器按结构又分为锁环式和锁销式两种。s6-90变 速器采用锁环式同步器。惯性同步器结构如图4.1所示。

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图4.1惯性同步器结构图
Fig.4.1 The ske妇’ofthe ine『6a synchronization

1一齿轮2一滑块3一拨叉4一齿轮5—锁环6—弹簧圈7_花键毂8—接合套

蝴环10一凹槽11—轴向槽12—缺口

锁环式惯性同步器的工作原理以北京BJ212型汽车三档变速器中的二、三档同步器 为例说明。花键毂7与第二轴用花键连接,并用垫片和卡环作轴向定位。在花键毂两端 与齿轮1和4之间,各有一个青铜制成的锁环(也称同步环)9和5。锁环上有短花键 齿圈,花键齿的断面轮廓尺寸与齿轮l,4及花键毂7上的外花键齿均相同。两个锁环 上,花键齿对着接合套8的一端有倒角(称锁止角)j且与接合套齿端的倒角相同。 锁环具有与齿轮l和4上的摩擦面锥度相同的内锥面,内锥面上的细牙螺旋槽,可 使两锥面接触后破坏油膜,增加锥面间的摩擦。三个滑块2分别嵌合在花键毂的三个轴 l句槽11内,并可沿槽轴向滑动。在两个弹簧圈6的作用下,滑块压向接合套,使滑块 中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽10中,起到空档定位作用。滑块2的两端 伸入锁环9和5的三个缺口12中。只有当滑块位于缺口12的中央时,接合套与锁环的
齿方可能接合。

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Ⅳ ^

}皑穗 ≥雷一艚
(a) (c)


(b’

(d)

图4.2锁环式惯性同步器工作过程示意图
Fig.4.2 Diagram oflocked inertia synchronization’s work

图注同图4.1

当变速器由二档换入三档时,接合套8从二档退到空档,齿轮1和接合套8连同锁 环9都在其本身及其所联系的一系列运动件的惯性作用下,继续沿原方向(图4.2中箭 头所示方向)旋转。 在挂三档时,用拨叉3拨动接合套8并带动滑块2一起向左移动。当滑块左端面与 锁环9的缺口12的端面接触时,便推动锁环9压向齿轮l,使锁环9的内锥面压向齿轮 1的外锥面。由于两锥面具有转速差(nl>n0,所以一接触便产生摩擦作用。齿轮1即通 过摩擦作用带动锁环相对于接合套超前转过一个角度,直到锁环9的缺口12与滑块的 另一侧面接触时,锁环便与接合套同步转动。此时接合套的齿与锁环的齿错开了约半个 齿厚,从而使接合套的齿端倒角面与锁环相应的齿端倒角面正好互相抵触而不能进入啮
合(图4.2b)。

司机的换档操纵力通过接合套作用于锁环的锁止角斜面上,在此斜面上产生的法向 压力为N。法向压力N可分解为轴向力Fl和切向力F2。切向力F2所形成的力矩Mz有 使锁环相对于接合套向后(与箭头方向相反)转动的趋势,称为拨环力矩。轴向力Fl 则使锁环9与齿轮1二者的锥面产生摩擦力矩,使二者转速nl与119迅速接近。因为齿 轮l是减速旋转,根据惯性原理,即产生惯性力矩,其方向与旋转方向相同。此惯性力 矩通过摩擦锥面作用到锁环上,阻止锁环相对接合套向后退却。亦即在锁环上作用着两 个方向相反的力矩:其一为切向力F2形成的力图使锁环相对于接合套向后退却的拨环

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力矩M2;另一为摩擦锥面上阻止锁环向后退转的惯性力矩Ml。在nl尚未等于n9之前, 两个锥面间的摩擦力矩的数值与齿轮1惯性力矩相等。 如果拨环力矩M2大于摩擦力矩MI,则锁环9即可相对于接合套向后退转一个角度, 以便二者进入接合;若M2<Ml,两者不能进入接合。在设计同步器时,适当地选择锁 止角和摩擦锥面的锥角,便能保证在达到同步(nJ---rig)之前,齿轮1施加在锁环9上的摩 擦力矩Ml总是大于切向力F2形成的拨环力矩M2,不论司机通过操纵机构加在接合套 上的轴向推力有多大,接合套齿端与锁环齿端总是互相抵触而不能接合。这说明锁环9 对接合套的锁止作用是齿轮l的惯性力矩造成的,故称此种同步器为“惯性式”同步器。 继续加力于接合套上,摩擦作用迅速使使齿轮1转速降到与锁环9转速相同,而后 两者保持同步旋转,于是其惯性力矩消失。但由于轴向力Fl的作用,两个摩擦锥面还 是紧密结合着的。因而此时切向力F2形成的拨环力矩M2大于摩擦力矩MI,便使锁环9 连同齿轮l及与之相连的所有零件一起相对于接合套8向后退却一个角度。当滑块对正 缺口12的中央时,接合套花键齿圈与锁环的花键齿圈不再抵触,接合套8继续左移, 而与锁环的花键齿圈进入接合状态,锁环的锁止作用即行消失。 接合套与锁环接合后,轴向力Fl不再存在,锥面问的摩擦力矩也就消失。如果此 时接合套8花键齿与齿轮1的花键齿发生抵触(见图4.2c),则接合套8花键齿作用在 齿轮l花键齿端斜面上有切向分力,使齿轮1及其相连零件相对于锁环及接合套转过一 个角度,使接合套与齿轮l进入接合(见图4.2d),而最后完成了换入三档(由低速档 换入高速档)的全过程。 如果是由三档(直接档)换入二档(由高速档换入低速档),上述过程也适用。但 此时齿轮4是被加速到与锁环5(亦即与接合套8)同步,从而使接合套8先后与锁环5 及齿轮4进入啮合而完成换档过程。 可以看出,同步过程分为三个阶段:第一阶段是接合套的齿端倒角面与锁环相应的
齿端倒角面正好互相抵触而不能进入啮合,如图4.2b。第二阶段接合套8花键齿与齿轮

1的花键齿发生抵触,如图4.2c。第三阶段接合套与齿轮进入结合,完成上档动作,如
图4.2d131]。

4.2同步器工作过程理论计算
4.2.1摩擦力矩计算

如图4.3所示,工作锥面上的摩擦力矩:

%2FfRm/sina

(4.1)

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

式中:口是摩擦锥面半锥角,

厂是工作锥面间的摩擦系数,
Rm是摩擦锥面平均半径, F是作用在同步器上的轴向换档力。

图4.3摩擦力矩简图
Fig.4.3 Sketch offfiction moment

4.2.2转动惯量计算 图4.4是同步器安装在A轴的同步力矩计算简图。为了计算方便,我们把随A(B)轴 转动的一系列组件计为A(B)轴系统。A轴系统包括:同步器、中间轴、轴承、从主离合 器到A轴的随A轴转动的组件,把这些构件的转动惯量换算到A轴上,称为A轴系统的转 动惯量,。。B轴系统包括:被动齿轮、随被动齿轮转动的主动齿轮、主轴、轴承、车体、 从主动轮到B轴的随B轴转动的组件,把这些构件的转动惯量(包括车体减速运动的质 量)换算到B轴上,称为B轴系统的转动惯量,^。车体质量转换到B轴上的转动馔量:
,,=GR二/f,z g-
口V 仃

(4.2)

式中:G为车重,巳为主动轮节圆半径,麓为后传动比。
B轴系统的转动惯量:



乇2‰+,三1锄7矿

‘4?3)

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式中:‰为各传动件绕其轴的转动惯量,
i.为B轴到各传动件的传动比,


_,代表不同的传动件。
A轴系统的转动惯量:

乇2,差l%7垆
不同的传动件。

‘4“’

式中:匀为各传动件绕其轴的转动惯量,0为各传动件到A轴的传动比,.,代表
4.2.3同步力矩与同步时间的关系 (1)同步过程中速度的变化 图4.4中只绘出准备换上的那一档(第k档)的一对齿轮。齿轮是常啮合的,假设由

低档换为高档,换档前A轴的角速度为%,k档主动齿轮的角速度为%t k、k七一1)
分别为k、k-1档变传动比,B轴角速度为∞h?由传动关系可知:
(4?5) (4?6)

%2%‰ %2%7名∞一1)
由此可得:

%2%k 7k.j}一1)
可见,%与翻I口不同,即齿轮与轴不同步。

(4?7)

换档过程中,车辆受地面阻力减速,同时带动B轴及主动齿轮减速。同时,主动齿 轮在同步器摩擦的作用下逐渐与A轴转速一致,达到共同的角速度哆。

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

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加在被动摩擦片上的摩擦力矩,则其上只受有同步力矩^‰。^%与同步时间f的关系
M=I JL_二工



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(4.8)

再取B轴系统为自由体,其上有同步力矩朋二和换算到B轴上的阻力矩埤,可得另

鲁一%:每?华
—£一M=—≮?j也丘-—£ m

(4.9) 汪。,

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(4.10)

式中:Io为总阻力系数,G为车重,Rz为主动轮半径,‰为后传动比。由式(4?5)

‰叫争}志]+等].

∽㈣

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高档换低档时,图中^%方向改变。所以除将式中的k-1换为“1外,还应整个改号,

‰‰[科志一斟Io协n,z.]
M~=』卫 所


汪㈣

(4.13)

对于同步器安装在B上的情况(见图4.5),B轴上的被动齿轮将随A轴转动,I。的 数值将有所增加,I^的数值将有所减小。对A、B轴系统分别有:

够一=,。j_
,托



(4.14)



蜂一M=乇卫j 1?4( m)5
, D t

‰叫争b志]+矧 %‰2[爿志一丹等]
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(. (4.18)

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图4.5同步力矩计算简图(2)
Fig.4.5 Sketch ofsynchronous moment(2)

4.2.4数据计算: 本文主要对所关心的第五档同步器进行计算。变速器的各个主要零件的质量 和转动惯量参数如表所示。第五档同步器的主要计算参数见表4.1。
表4.1变速器主要零件参数
Tab.4.1

Main part parameters oftransmission

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锥体底面半径 锥体顶面半径 工作锥面间的摩擦系数 摩擦锥面半锥角 同步器输入端转速 同步器输出端转速 转换到同步器输入端的总转动惯量




m m

35.932 34.817 0.1l 6.5 707.57




∞1

t02 Jl

崦洲洲盼

576.96

1.25X10.2

4.3同步器工作过程仿真
4.3.1

同步器仿真模型的建立

由于ADAMS的三维建模部分较为薄弱,。所以采用在Pro/ENGINEER中建立同步器 的三维模型后,利用接口软件将模型导入ADAMS中。将同步器简化为2个锥圆环,

Pro/ENGINEER中建立的同步器三维模型,利用MECHA卜iISM锄将模型导入到
ADAMS中。利用MECHANIsM伊ro将模型导AADAMS后,把齿圈的转动惯量改为同 步器输入端的等效转动惯量,并且添加旋转副(Revolute Joint),添加相应的转动速度; 给同步环添加圆柱副(CylindricaI Joint),并且添加一个匀速转动驱动。齿圈和同步环之 间添加接触(Contact),选择有摩擦力的库仑法(Coulomb)设定动态摩擦系数(Dymmic Coefficient)为0.1,在沿轴向对同步环和齿圈施加单向力即换档力(Single Component)。 建立好的同步器仿真模型如图4.6所示。

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图4.6同步器仿真模型 F培.4.6
Simulation model ofthe syncllronize

ADAMS/SolverJ丑基于相对速度的模型来仿真摩擦力,通过设置摩擦力参数,来添 加摩擦力。基于相对速度的摩擦力参数见图4.8。其中: K是静摩擦转换速度(STICTION
TRANSITION VELOCrrY)

巧是动摩擦转换速度(FRICTION_TRANSITION_VELOCITY)
以是静摩擦系数

胁是动摩擦系数 在这个模型中,各个参数有如下的关系:

p(一圪)=以 p化)=一以
卢(o)=0

p(一圪)=心 当I矿|>圪时,u(v)=-sig.(v)ud

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当圪≤I矿I≤巧时, p(矿)=—盯印l(I矿I,屹,,b,K,以)
当一圪<矿<E时, p(矿)=step(V,一K,以,K,—以)

/、
一Vo —V.



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∑u

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≮L


ADAMS

Sip VelocIty

图4.7
Fig.4.7

ADAMS中基于相对速度的摩擦力模型参数
offriction base on relative velocity in

Model pa.ramctels

4.3.2同步过程仿真 典型的换档力吲见图4.8所示:





tl

t2

地)

图4.8典型换档力示意图
Fig.4.8 Clo.ssic force ofshii=|

一49.

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

t1之前是脱档阶段,此时的换档力主要是克服档位锁球的锁止力,以及拨叉轴与孔、 结合套与滑块之间的摩擦力。此阶段内换档力随着锁球弹簧的压缩而成正比增大,当锁 球由定位槽脱出后,换档力开始减小。同时,同步器结合套脱离了原档位齿轮的结合齿。 即完成了脱档阶段。t】到t2是同步阶段,同步器结合套在完成了脱档阶段,此时结合套 作少量位移以消除结合套与同步环锁止面的轴向间隙,并将同步环压紧在同步锥面上。 此时同步锥面间产生摩擦,换档力产生了峰值,随即开始了同步效应。在此阶段,完成 了能量转换过程,实现了同步。t2之后,是档位结合阶段。同步后,同步器结合套通过 锁止斜面拨动同步环转动,同步环必须转过约1/4个结合齿的齿距,结合套才能通过同 步环的齿。由于插入同步等原因换档力出现了第二峰值。同步器结合套有档位结合位移, 即同步器轴向发生移动。其中FA是常规换档力,R。是最大换档力。最大换档力F。。 是影响换档平滑性的重要指标,设计良好的同步器,最大换档力不可大于常规换挡力的 1.3倍。在时间(tl,t2)是产生摩擦使齿圈和同步环以及结合套同步的过程【蚓。 由于本论文是在轻便换挡装置上研究变速器结合过程的,所以实际的换挡力跟典型 换挡力并不相同。实际的换挡力由一个两位两通阀组成的汽缸提供,电磁阀为汽缸供气。 通过试验测得的换挡力及换挡时间曲线如下图所示:

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基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

参照试验的曲线编制换挡力样条函数如下图所示:

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

00 015

0.0

147皓6

B五
0 4 0,42 n5 06 n7 0.8 09 1.0
7”

盈31

430嘲
27a776

3孤028

慨11∞
5娃e96
615.0

啪5
7380 Y 0.0
7’

× 1 2 3 4 5 6


00 n15 0.3 04 n5 n6 07 08

1田∞
3692s 467.73 芏昭49 430.引

5恐75
研.&1 615.0

8 9 10 11

0.艏
0.9 1.0

6柏.0 瞄4.675口

图4.10换挡力样条函数
Fig.4.10
Splines ofshiit force

图中x的坐标值是时间(time),单位是秒,Y的坐标值是换档力(force),单位是牛顿。 将换档力用AⅪsPL函数函数表示。其格式为:
AKISPL(First
Derivative Independem Variable,Second Independent Vaffable,Spline Name,

Order)

参数说明嘲:
First Independent

Variable—sDIine中的第一个自变量。
Variable(可选)——印line中的第二自变量。

Second Independent Spline

Name——数据单元spline的名称。
Order(可选)——插值点的微分阶数,一般用0就可以。

Derivative

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换档力的函数表达式为AKISPL(time,0,forcelO,o)。 4.3.3同步器结合过程仿真分析

模型各部分设置好后,进行仿真试验。将仿真时间设为1秒,步数设为100步,设 置合适的求解器和求解精度,反复进行实验。

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基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

上图是实际换挡力与换挡时间图,中图仿真换挡力图,下图是仿真同步时间图,经 分析,在此换挡力作用下,实际锥角为6.5度,摩擦系数为O.11的条件下,实际同步时 间为0.41s,仿真的同步时间为0.387s,两者相差不大。所以可以认为模型建立基本准确。

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图4.12同步时间随锥角的变化
Fig.4.12 Change ofsynchronous time followed with pyramidal angle

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图4.12中:

(1)前3个图从上到下分别是同步环锥角6度、6.5度、7度的齿圈和齿环角速度变 化曲线,实线代表齿圈的角速度,虚线代表同步环的角速度。 (2)最下面的图是所施加的换档力。 从图中可以看出在其他条件恒定的情况下,随着同步环锥角的变大,同步时间有着 明显的缩短,这与实际状况符合。

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基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

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图4.13同步时间随摩擦系数的变化 Fig.4.13
Change ofsynchronous time followed with friction coefficient

图4.13中:

(1)前6个图从上到下分别是动摩擦系数O.1至0.15的齿圈和齿环角速度变化曲线, 实线代表齿圈的角速度,虚线代表同步环的角速度。

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(2)最下面的图是所施加的换档力。 从图中可以看出,在其他条件恒定的情况下,随着摩擦系数的增加,同步时间逐渐 缩短,这与实际情况符合。

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图4.14同步时间随换档力的变化
Fig.4.14 Change ofsynchronous time followed with shitR force

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

图4.14中:

(1)前面2个图是齿圈和齿环角速度变化曲线,实线代表齿圈的角速度,虚线代表 同步环的角速度。 (2)后面2个图是所对应施加的换档力。 从图中可以看出,当换挡力变化时,同步时间没有太多改变,因此可以得出换挡力
对同步时间影响很小的结论。 叫二=嚣嚣监等留=i::岛器。I
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大连理工大学硕士学位论文

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图4.15
Fig.4.15

同步时间随转动惯量的变化

Change ofsynchronous time followed with moment ofinertia

图4.15中:

(1)前面5个图从上到下分别是齿圈转动惯量为O.75x10"2Kg?m2、1.25x10之Kg.m?、 1.75x10。Kg?m2、2.25x10qKg?m?、2.75×10"2Kg?m2的齿圈和齿环角速度变化曲线,实线 代表齿圈的角速度,虚线代表同步环的角速度。 (2)最下面的图是所施加的换档力。 从图中可以看出,当齿圈转动惯量变化时,同步时间变化相当明显,因此可以得出
转动惯量对同步时间影响很显著的结论。

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

4.4本章小结
首先对同步器原理进行了论述,然后对同步器工作过程进行了数学建模。最后将同 步器简化为两个有锥度的圆环,建立了同步器仿真模型。利用试验所得的数据编制换挡 力样条函数,并在此基础上变换同步器其他参数,进行了同步器同步时间的仿真分析, 寻求出影响换挡时间的主要因素。本章研究表明,建立同步器的虚拟样机模型可以得到 比较准确的结果,更重要的是,在物理样机制造出来之前就可以对同步器的工作过程进 行仿真研究及设计改进。

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大连理工大学硕士学位论文

5结束语
5.1结论
本文首先论述了虚拟样机技术的起源、发展及应用。虚拟样机技术相对于传统设计 而言,不仅大大降低了开发设计的时间,并且从优化设计的角度预测产品的性能和缺陷, 大大降低了开发的成本,产生了巨大的经济效益。虚拟样机技术不仅可以帮助企业缩短 产品研发周期、降低成本和提高质量,而且改变7产品的设计流程。本文基于虚拟样机 技术,针对变速器的运动学和动力学等问题,展开了深入的研究,为正在应用的轻便换 挡系统的参数选择提供了依据,并为后序自动换挡系统的研发奠定了理论基础。现将本 文开展的主要工作和得到的结论如下: (1)建立了变速器零件的三维实体模型,采用自底向上的方法对变速器进行装配建 模,在变速器装配主模型的基础上,进行了变速器传动系统的运动学仿真。本文采用的 分析流程:零件三维建模一子装配建模一总装配建模一运动仿真分析,将CAD与CAE 技术有效结合,完整地展示了复杂机构的运动学计算机仿真分析过程,对于工程实际有
直接的指导意义。

(2)应用大型多体动力学软件ADAMS,对变速器的传动系统进行动力学仿真分析。 应用的碰撞接触理论进行了研究,并进行了相应的理论分析。研究结果表明,碰撞接触 力仿真的关键是确定接触刚度、非线性指数、阻尼系数、最大阻尼时的击穿深度、接触 面静态及动态摩擦系数等参数。


(3)在总装配主模型的基础上,利用Pro/】!NG烈EER与ADAMS的接口软件 MeCHANISM仍ro将五档的部分传动零件导入到ADAMS中,并添加相应的约束及驱动, 利用ADAMS强大的动力学分析功能对传动系统进行仿真分析。所得到的结果(齿轮啮 合力,轴承处所受的载荷,位移等)可以直接作为有限元软件(如ANSYS、 MSC小队S1rIUN)的边界条件,也可以作为进一步计算零件强度、刚度的载荷条件。 (4)对同步器的结构进行了简单的介绍,并对同步器的工作原理进行了论述。对同 步过程中摩擦力矩、转动惯量、同步力矩与同步时间的关系等进行了数学建模,利用同 步器已知条件进行了相应的理论计算。 (5)将同步器简化为两个有锥度的圆环,建立了同步器仿真模型。j}!l用试验所得的 数据编制换挡力样条函数,并在此基础上变换同步器其他参数,进行了同步器同步时间 的仿真分析,仿真结果表明同步锥角、摩擦系数、转动惯量为影响同步时间的主要因素, 而换档力对同步时间影响很小,与实际情况符合。

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真

5.2展望
本文虽然基于虚拟样机技术,对变速器的运动学和动力学问题展开了仿真研究,但 是由于种种限制,今后还需要在如下几方面展开更加深入的研究: (1)对MSC-ADAMSqb齿轮参数化几何建模技术进行开发,以便于在动力学仿真研 究的基础上,对齿轮进行优化设计。 (2)本文进行齿轮啮合力仿真研究的过程中,把齿轮当作刚体处理,也没有考虑轮 齿之间的油膜润滑。如何建立有油膜润滑的弹性体齿轮啮合力仿真模型,是更加真实准 确地进行齿轮系统动力学仿真的一个重要研究方向。 (3)在变速器动力学仿真研究的基础上,齿轮噪声及轴承一转子系统的振动的研究也 是本课题后续的一个研究方向。 (4)在同步器同步过程中,涉及到接触和碰撞,还有摩擦,本文将同步器简化为2 个有锥度的刚体圆环,忽略了碰撞带来的影响,所以如何建立更加真实准确的同步环仿 真模型是今后研究的重点。 (5)同步环磨损问题直接影响了其使用寿命,而且各种工程背景对磨损预测的需求 日益迫切,所以磨损是一个很重要的命题,由于相应的理论较为复杂,需要在后续的课
题中进行重点研究。

大连理工大学硕士学位论文

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大连理工大学硕士学位论文

攻读硕士学位期间发表学术论文情况
文章标题:

《基于虚拟样机技术的同步器动力学仿真》

属于学位论文的章节:1.1,4.1,4.3

作者:刘欣1,傅友宾2,方加宝3 发表刊物: 《大连理工大学研究生网络学刊》 发表刊物刊号:大工网刊 主办单位:大连理工大学
发表时间:2007年

基于PRO/E和ADAMS的变速器动力学仿真





本文的研究工作是在导师刘欣副教授悉心指导和关怀下完成的。导师渊博的知识和 开拓创新的精神使我深受启发,勤勉认真、严谨求实的治学态度使我终身受益,导师在 生活上对我无微不至的关怀和如沐春风的教诲使我永志难忘。导师对工作的热情和对生 活的执着,永远激励着我不断前进,是我以后工作和学习榜样,在此我要向导师致以最 高的谢意! 学习期间,还得到了教研室同学的无私的帮助,他们是:江立飞、崔健、朱景瑞、 邵媛嫒,在此一并表示最诚挚的感谢。同时,也感谢所有教导过我的老师和在生活上给 予我支持和帮助的同学。 最后,衷心感谢我的家人,是他们给予了我学习的保障,并不断给我鼓励和支持, 使我完成学业。 限于本人水平,在论文中还存在许多缺陷和不足,真诚希望各位专家、学者对本论 文提出宝贵意见。


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