汽車同步器建模與仿真——畢業(yè)論文

1、<p><b>　　系統(tǒng)建模與仿真</b></p><p>　　題 目 汽車同步器的建模與仿真 </p><p>　　學(xué) 院 機(jī)械工程學(xué)院 </p><p>　　班 級 </p>

2、<p>　　學(xué) 生 </p><p>　　學(xué) 號 </p><p>　　指導(dǎo)教師 </p><p><b>　　年 月 日</b></p>&l

3、t;p>　　汽車同步器建模與仿真</p><p>　　摘 要：基于輕卡車型的微沖擊新型變速器內(nèi)部三四擋同步器的基本結(jié)構(gòu)，介紹鎖環(huán)式同步器的工作原理，并建立了同步器在同步過程中的數(shù)學(xué)模型。根據(jù)變速器動(dòng)力總成圖，分析了變速器內(nèi)部的動(dòng)力傳遞過程和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，建立轉(zhuǎn)速和同步力矩的矩陣表達(dá)式。而后基于ADAMS建立了三四擋同步器虛擬樣機(jī)模型，對其進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，得到同步時(shí)間以及沖擊力的仿真結(jié)果。。</p>

4、<p>　　關(guān)鍵詞：變速器；同步器；ADAMS；動(dòng)力學(xué)仿真； </p><p>　　中圖分類號：TH122 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A</p><p>　　汽車行業(yè)的發(fā)展代表一個(gè)國家的工業(yè)化程度，如今我國已成為世界上具有影響力的汽車生產(chǎn)大國。隨著我國汽車行業(yè)的發(fā)展，越來越多的人們開始追求汽車駕駛的舒適性，關(guān)注汽車的換擋性能。汽車在不同的路況上行駛時(shí)，對扭矩和轉(zhuǎn)速的需求

5、也有區(qū)別。比如上坡時(shí)，需要高扭矩低轉(zhuǎn)速，而在平路上行駛時(shí)則需要低扭矩高轉(zhuǎn)速，變速器的作用就是使發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)速更好地去迎合汽車在復(fù)雜路況下所需要的扭矩與轉(zhuǎn)速[1]。變速器換擋操作中，需要保證所在擋位齒輪與欲掛入擋位齒輪轉(zhuǎn)速一致，才會(huì)避免換擋沖擊現(xiàn)象的發(fā)生。而使兩擋位齒輪的轉(zhuǎn)速迅速達(dá)到一致，則需要同步器來完成。因此，同步器作為變速器中關(guān)鍵的部件，其存在的重要性不言而喻，對其結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)也是汽車行業(yè)一直奮斗的目標(biāo)。</p>&

6、lt;p>　　1鎖環(huán)式同步器工作原理</p><p>　　如圖1.1所示，接合齒套、同步環(huán)、花鍵轂、接合齒圈、定位銷、推塊以及彈簧共同構(gòu)成了鎖環(huán)式同步器。</p><p>　　1-接合齒圈 2-同步環(huán) 3-花鍵轂 4-彈簧 5-定位銷 </p><p>　　6-推塊 7-接合齒套</p><p>　　圖1.1 同步器零件圖</p&

7、gt;<p>　　其中，花鍵轂具有分布在外圓柱面和內(nèi)圓柱面上的兩組花鍵齒，分別與接合齒套和第二軸相連接。同時(shí)在花鍵轂上均勻分布著六個(gè)凹槽，其中三個(gè)凹槽中心分別有一個(gè)圓柱孔，用來放置彈簧。放到三個(gè)凹槽圓柱孔內(nèi)的彈簧分別與三個(gè)定位銷和推塊配合，起空擋定位的作用，所以又稱這三個(gè)凹槽為定位槽。另外三個(gè)凹槽分別與同步環(huán)上的三個(gè)凸塊配合，凹槽的寬度等于同步環(huán)凸塊的寬度加上一個(gè)花鍵齒的齒厚，當(dāng)同步環(huán)的凸塊位于花鍵轂凹槽的正中間時(shí)，接合齒

8、套與同步環(huán)的花鍵齒才能夠接合[2]。接合齒套內(nèi)圓柱面除了花鍵齒之外，還均勻分布有三個(gè)定位銷槽，與定位銷端部的球面相配合。定位銷通過銷孔與推塊配合，底部與放置在花鍵轂凹槽孔內(nèi)的彈簧接觸，頂部嵌入到接合齒套內(nèi)定位銷槽中。此過程中彈簧被壓縮，彈簧力通過定位銷傳遞給接合齒套，輔助接合齒套完成換擋動(dòng)作。同步環(huán)內(nèi)錐面與接合齒圈的外錐面配合，兩錐面在換擋力作用下壓緊并產(chǎn)生摩擦力，實(shí)現(xiàn)同步。</p><p><b>　

9、　2 同步器建模</b></p><p>　　2.1 接合齒套模型</p><p>　　在換擋過程中，換擋力使接合齒套軸向移動(dòng)分別與同步環(huán)和接合齒圈接觸，完成接合因此對于換擋品質(zhì)的好壞起著關(guān)鍵性的作用，是同步器中比較重要的零件。齒套的花鍵齒兩端部有鎖止角，與同步器和齒圈具有相同的鎖止角，并且二者之間接合都是首先通過鎖止角進(jìn)行作用[3]。另外，作用到齒套上的軸向換擋力通過鎖止斜面

10、分解到沿同步環(huán)圓周方向的力形成撥環(huán)力矩，參與同步過程，因此鎖止角必須嚴(yán)格控制。接合齒套內(nèi)圓周面上均勻分布有三個(gè)定位銷槽，通過定位銷傳遞彈簧力到接合齒套上，參與換擋過程，并在換擋結(jié)束后幫助接合齒套回位。接合齒套外圓柱面上開有換擋槽，換擋撥叉通過換擋槽撥動(dòng)齒套，傳遞換擋力和實(shí)現(xiàn)軸向位移。按照上節(jié)介紹的繪制漸開線方法，將接合齒套各個(gè)參數(shù)通過表達(dá)式形式導(dǎo)入到UG中，自動(dòng)生成漸開線花鍵齒[4]。最后完成倒角等細(xì)節(jié)的繪制，便得到接合齒套的三維模型，

11、如圖2.1所示。</p><p>　　圖2.1 接合齒套示意圖</p><p><b>　　2.2 花鍵轂?zāi)Ｐ?lt;/b></p><p>　　花鍵轂內(nèi)外圓柱面上都分布有漸開線花鍵齒，外圓柱面上的花鍵齒與接合齒套內(nèi)花鍵齒常嚙合，將動(dòng)力傳遞給接合齒套，通過花鍵齒帶動(dòng)接合齒套保持同速旋轉(zhuǎn)。內(nèi)花鍵齒與輸出軸外花鍵相連接，將動(dòng)力傳遞到輸出軸上，并通過差速器

12、再傳遞給汽車。在花鍵轂上均勻分布著六個(gè)凹槽，其中三個(gè)凹槽中心分別打有一個(gè)圓柱孔，用來放置彈簧，稱其為定位槽。通過定位銷和推塊的配合，將彈簧力傳遞給接合齒套，參與換擋過程。另外三個(gè)凹槽與同步環(huán)的凸塊作用，通過凸塊帶動(dòng)同步環(huán)旋轉(zhuǎn)[7]。將花鍵轂其他參數(shù)代入到表達(dá)式中，生成三維模型，如圖2.2所示。</p><p>　　圖2.2 花鍵轂示意圖</p><p>　　2.3 同步環(huán)三維模型</

13、p><p>　　同步環(huán)漸開線花鍵齒的齒廓與花鍵轂的相同，其建模過程不再贅述。同步環(huán)外部均勻分布著三個(gè)凸塊，分別與花鍵轂三個(gè)凹槽相配合，其尺寸確定方法在上一節(jié)中我們已經(jīng)討論過，在此不再討論。同步環(huán)還具有另外一個(gè)特征，內(nèi)表面為錐面形狀。同步環(huán)所特有的內(nèi)錐面結(jié)構(gòu)，能夠使軸向換擋力分解到摩擦錐面上正壓力，使得其與接合齒圈之間產(chǎn)生更大的摩擦力，實(shí)現(xiàn)快速同步[8]。</p><p>　　同步環(huán)內(nèi)錐面上常開

14、有橫向細(xì)牙螺紋槽和豎向卸油槽，破壞潤滑油油膜，增大摩擦力。為了真實(shí)地模擬同步器的工作狀態(tài)，我們在建模過程中也繪制了橫向細(xì)牙螺紋槽和豎向卸油槽。本課題用同步環(huán)摩擦錐面半錐角為9°，根據(jù)測得的其他數(shù)據(jù)，我們得到同步環(huán)的三維模型如圖2.3所示。</p><p>　　圖2.3 同步環(huán)模型</p><p>　　2.4 接合齒圈模型</p><p>　　接合齒圈三維模

15、型如圖2.4所示，其外錐面半錐角與同步環(huán)內(nèi)錐面半錐角相同，都為7°。接合齒圈漸開線花鍵齒參數(shù)與同步環(huán)參數(shù)一致，可將同步環(huán)建模過程中建立的漸開線表達(dá)式導(dǎo)出到接合齒圈的建模過程中，避免重復(fù)建立參數(shù)表達(dá)式，直接生成花鍵齒漸開線。接合齒圈的外錐面與同步環(huán)的內(nèi)錐面相配合，兩者通過錐面之間的摩擦力完成同步過程[9]。</p><p>　　圖2.4 接合齒圈示意圖</p><p>　　2.5

16、推塊、定位銷與彈簧模型</p><p>　　推塊、定位銷和彈簧屬于同步器元件中的彈性元件，起到空擋定位的作用。如圖2.5所示，推塊嵌入到花鍵轂的凹槽中，定位銷通過推塊的銷孔嵌入其中。彈簧放置在花鍵轂凹槽的內(nèi)孔中，彈簧將定位銷壓向接合齒套。推塊的端部與對應(yīng)同步環(huán)的一側(cè)接觸，同步環(huán)的凸塊插入到花鍵轂凹槽中。在換擋過程中，只有當(dāng)同步環(huán)凸塊轉(zhuǎn)動(dòng)到花鍵轂凹槽的中間位置時(shí)，接合齒套與同步環(huán)才能夠接合[10]。</p&g

17、t;<p>　　圖2.5 推塊、定位銷和彈簧示意圖</p><p>　　2.6 建立同步器裝配模型</p><p>　　圖2.7顯示的是裝配好的同步器三維模型。</p><p>　　圖2.7 同步器裝配模型</p><p>　　3同步器換擋過程的運(yùn)動(dòng)仿真</p><p><b>　　3.1 碰撞

18、參數(shù)</b></p><p>　　在ADAMS中通過沖擊函數(shù)法定義同步器換擋過程中的接觸力，需要對剛度系數(shù)、碰撞指數(shù)、最大阻尼系數(shù)和切入深度等參數(shù)進(jìn)行設(shè)置。同步器工作中接合齒套和同步環(huán)同時(shí)做兩種運(yùn)動(dòng)，包括繞軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和軸向直線運(yùn)動(dòng)，其余零件都只是繞軸做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。</p><p>　　同步器工作時(shí)各零件之間均作用有摩擦力。所以在摩擦力（Friction Force）設(shè)置一欄中，

19、選擇庫倫法（Coulomb）來定義接觸力。庫倫法中需要設(shè)置的參數(shù)包括：靜摩擦系數(shù)（Static Coefficient）、動(dòng)摩擦系數(shù)（Dynamic Coefficient）、靜摩擦轉(zhuǎn)變速度（Stiction Transition Vel）、摩擦轉(zhuǎn)變速度（Friction Transition Vel）。對各項(xiàng)碰撞摩擦力的參數(shù)設(shè)置如圖3.1所示。</p><p>　　圖3.1 接觸力參數(shù)設(shè)置</p>

20、<p>　　碰撞指數(shù)（Force Exponent）反應(yīng)的是材料的非線性程度，對于碰撞指數(shù)的確定有經(jīng)驗(yàn)值：金屬材料之間的碰撞指數(shù)一般設(shè)置為1.5，橡膠材料一般選擇2。同步器動(dòng)力學(xué)仿真中，碰撞物體為鋼與鋼、鋼與黃銅的碰撞，因此此處碰撞指數(shù)選1.5。</p><p>　　最大阻尼系數(shù)（Damping）代表物體由于碰撞所損失能量的程度，一般由剛度系數(shù)來確定。最大阻尼系數(shù)的選取范圍最小值應(yīng)不低于剛度系數(shù)的千分

21、之一，其最大值應(yīng)不超過剛度系數(shù)的百分之一[11]。</p><p>　　切入深度（Penetration Depth）代表零件在最大阻尼時(shí)的切入深度。在兩碰撞物體剛剛接觸時(shí)無阻尼力，當(dāng)切入深度增大，其阻尼力也會(huì)隨之增大，直至達(dá)到最大的阻尼力。切入深度的經(jīng)驗(yàn)值為0.1。</p><p>　　3.2 積分器的選擇</p><p>　　由上一章分析可知，本課題研究用變速器

22、自由度為3。當(dāng)一個(gè)運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的自由度大于等于1時(shí)為動(dòng)力學(xué)仿真，所以仿真類型選擇為動(dòng)力學(xué)仿真。積分器（Integrator）、積分格式（Formulation）和積分誤差（Error）的選擇如圖3.2所示。</p><p>　　圖3.2 積分器設(shè)置圖</p><p>　　仿真步數(shù)（Steps）和校正器（Corrector）的設(shè)置如圖3.3所示。</p><p>　　圖3

23、.3 仿真步數(shù)設(shè)置圖</p><p>　　仿真步數(shù)（Steps）反應(yīng)的是求解動(dòng)力學(xué)方程的穩(wěn)定性，仿真步數(shù)越多，穩(wěn)定性越高，但是計(jì)算時(shí)間也會(huì)相應(yīng)地增加。所以要根據(jù)仿真模型合理地選擇仿真步數(shù)，該同步器動(dòng)力學(xué)仿真過程中仿真步數(shù)選擇為1000步，終止時(shí)間選擇1秒。</p><p>　　校正器（Corrector）與求解動(dòng)力學(xué)方程過程中對迭代收斂的判定有關(guān)系，ADAMS一共有Original和Mod

24、ified兩種校正器，其中Original校正器比Modified校正器相對迭代收斂的判定要嚴(yán)格，為系統(tǒng)默認(rèn)的校正器，本課題的仿真運(yùn)動(dòng)同樣選擇Original校正器。</p><p><b>　　3.3 換擋力設(shè)置</b></p><p>　　本文主要研究的是同步器從空擋位置掛入四擋的工作過程，所以施加的換擋力需要將接合齒套從花鍵轂中間位置撥向與四擋齒輪連接在一起的接

25、合齒圈，并完成二者的接合。通過對AMT換擋規(guī)律的研究，在換擋過程中，換擋力是從零逐漸遞增至常規(guī)換擋力的。在典型換擋力中，除了常規(guī)換擋力外，還有一個(gè)比較重要的因素就是最大換擋力。最大換擋力是評價(jià)變速器換擋平順性的一個(gè)關(guān)鍵因素，對于一個(gè)性能優(yōu)良的同步器，其最大換擋力不會(huì)超過常規(guī)換擋力的1.3倍[12]。</p><p>　　為了比較真實(shí)地模擬同步器的工作過程，本文在對同步器動(dòng)力學(xué)仿真模型中施加的軸向換擋力簡化為階躍函

26、數(shù)，并忽略了最大換擋力。通過STEP函數(shù)生成換擋力，施加到齒套上，如圖3.4所示。</p><p>　　圖3.4 軸向換擋力圖</p><p>　　設(shè)置STEP函數(shù)表達(dá)式為STEP（time,0,0,0.1,150），表示從0到0.1秒內(nèi)換擋力從0遞增至150N之后不再變化直至運(yùn)動(dòng)結(jié)束。</p><p>　　3.4 約束條件設(shè)置</p><p&g

27、t;　　本同步器模擬的是從三擋掛入四擋的換擋過程，為了使同步器運(yùn)動(dòng)仿真的結(jié)果更接近于實(shí)際工況，對裝配好的同步器模型添加各種約束副，以及對初始狀態(tài)進(jìn)行設(shè)置。</p><p>　　對同步器零件添加約束副之前，對各個(gè)零件在換擋過程中運(yùn)動(dòng)狀態(tài)進(jìn)行分析。本仿真運(yùn)動(dòng)模擬的是同步器從三擋狀態(tài)掛入四擋，所以此過程中花鍵轂與第二軸通過接合齒連接在一起，花鍵轂繞自己的回轉(zhuǎn)中心做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，其角速度與第二軸的角速度相同。接合齒圈與第四擋

28、齒輪通過花鍵齒連接在一起，四擋齒輪與第二軸之間安裝有滾柱軸承，所以接合齒圈與四擋齒輪繞自己的回轉(zhuǎn)中心做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，二者空轉(zhuǎn)于第二軸上，其角速度與第二軸角速度無關(guān)。接合齒套通過花鍵齒與花鍵轂連接，二者的轉(zhuǎn)速一致，另外換擋過程中齒套需要在換擋力作用下軸向移動(dòng)分別與同步環(huán)和接合齒圈接合，所以齒套除了繞自己的回轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)外，還有軸向的直線運(yùn)動(dòng)[13]。同理，同步環(huán)除了在花鍵轂帶動(dòng)下繞自己的回轉(zhuǎn)中心做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)之外，還會(huì)受到推塊的推力做軸向移動(dòng)。通過

29、分析同步器換擋過程，放置在花鍵轂凹槽孔內(nèi)的彈簧和定位銷接觸，定位銷和推塊通過銷孔裝配，定位銷頂在接合齒套的銷槽內(nèi)將彈簧力傳遞給接合齒套。</p><p>　　綜合上述分析，對接合齒圈和花鍵轂添加旋轉(zhuǎn)副，同步環(huán)和齒套添加圓柱副，接合齒圈和四擋齒輪添加固定副，推塊添加移動(dòng)副。對同步器各零件賦予材料屬性，分別對接合齒套、花鍵轂、接合齒圈、四擋齒輪、定位銷和推塊選擇材料屬性為鋼，選擇同步環(huán)的材料屬性為黃銅。彈簧通過自定義

30、模塊自動(dòng)生成，其材料屬性選擇默認(rèn)。分別賦予花鍵轂轉(zhuǎn)動(dòng)慣量4.932kg?m2，初始角速度為76317.98deg/s。賦予四擋齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量0.875kg?m2，并賦予接合齒圈初始角速度98606.52deg/s。最后對同步器輸入輸出端添加阻力矩，分別賦予接合齒圈輸入端阻力矩5.68N，花鍵轂輸出端阻力矩8.5N。對裝配模型添加約束條件之后的模型如圖3.5所示。</p><p>　　圖3.5 同步器動(dòng)力學(xué)模型<

31、;/p><p>　　3.5 仿真結(jié)果分析</p><p>　　截取同步環(huán)質(zhì)心位移的仿真曲線圖進(jìn)行分析，如圖3.6所示。</p><p>　　圖3.6 同步環(huán)質(zhì)心位移圖</p><p>　　由圖3.6可以看出，推塊推動(dòng)同步環(huán)向接合齒圈方向移動(dòng)，在0秒到0.09秒之間，同步環(huán)質(zhì)心在Z軸方向上移動(dòng)，位移量為0.3mm。從0.09秒之后同步環(huán)位移不再發(fā)生

32、變化。這是因?yàn)橥江h(huán)與接合齒圈完全接觸，預(yù)留間隙變?yōu)?。</p><p>　　截取接合齒套與同步環(huán)碰撞力的仿真曲線圖進(jìn)行分析，如圖3.7所示。</p><p>　　圖3.7 齒套與同步環(huán)碰撞力（Z方向）</p><p>　　由圖3.7可以看出，從0秒到0.31秒，齒套與同步環(huán)沒有接觸，所以它們之間的接觸力為0N。在0.31秒時(shí)，接合齒套與同步環(huán)出現(xiàn)沖擊，峰值為12N

33、。從0.31秒之后接合齒套與同步環(huán)完成接合，其在Z軸方向上的接觸力變?yōu)?N。</p><p>　　截取接合齒套與齒圈碰撞力的仿真曲線圖進(jìn)行分析，如圖3.8所示</p><p>　　圖3.8 齒套與接合齒圈碰撞力（Z方向）</p><p>　　由圖3.8所示，由于同步器輸入端輸出端達(dá)到同步后，接合齒套與接合齒圈在短時(shí)間內(nèi)以各自的角速度獨(dú)自運(yùn)轉(zhuǎn)，接合齒套與接合齒圈會(huì)再次

34、發(fā)生碰撞，產(chǎn)生二次沖擊。在0.7秒時(shí)，分別以各自轉(zhuǎn)速運(yùn)動(dòng)的接合齒套與接合齒圈接觸，二者在接觸的瞬間產(chǎn)生沖擊力。在0.71秒時(shí)沖擊力出現(xiàn)峰值70N后減為30N，這段時(shí)間內(nèi)齒套與接合齒圈試圖完成接合，碰撞力在30N處波動(dòng)。在0.75秒之后，沖擊力逐漸減為零，在0.85秒接合齒套與接合齒圈完成接合，其在Z方向上的碰撞力為0N。</p><p>　　截取花鍵轂與接合齒圈角速度變化的仿真曲線圖進(jìn)行分析，如圖3.9所示。&l

35、t;/p><p>　　圖3.9 花鍵轂與接合齒圈角速度變化圖</p><p>　　由圖3.9可以看到，因施加的換擋力采用STEP（time,0,0,0.1,150），在0到0.1秒之間隨著換擋力慢慢變大，同步環(huán)與接合齒圈逐漸接觸。在0.01秒時(shí)，同步環(huán)與接合齒圈的角速度開始變化。在摩擦力的作用下，二者的角速度也逐漸發(fā)生變化。接合齒圈的角速度減小，同步環(huán)的角速度增大，由于同步環(huán)由花鍵轂帶動(dòng)運(yùn)動(dòng)，

36、為同步器輸入端，連接的整車的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于接合齒圈端的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，所以同步環(huán)角速度變化的幅度相比接合齒圈而言要小的多。到0.2秒時(shí)，同步環(huán)和接合齒圈的角速度達(dá)到一致。所以在0.01秒到0.2秒的時(shí)間段為同步時(shí)間0.19秒。第二章中我們已經(jīng)分析過AMT要求同步時(shí)間為0.12秒，本次仿真結(jié)果0.19秒不能達(dá)到要求，所以需要對同步器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以滿足AMT的換擋需求。</p><p><b>　　4 結(jié)語&

37、lt;/b></p><p>　　本文首先用UG對同步器進(jìn)行建模，并將計(jì)算結(jié)果賦予ADAMS中的同步器動(dòng)力學(xué)模型。對動(dòng)力學(xué)參數(shù)進(jìn)行分析，選擇適合本課題動(dòng)力學(xué)仿真的積分器、積分格式、積分誤差以及校正器，根據(jù)AMT的換擋力特點(diǎn)，選擇STEP函數(shù)對換擋力進(jìn)行設(shè)置。最后對同步器動(dòng)力學(xué)模型添加各種約束之后，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，并對仿真結(jié)果進(jìn)行分析。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)：

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