某商用车万向传动装置的设计毕业设计论文.doc

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1、第1章 万向传动轴的概述11 万向传动轴的介绍实践证明，万向节传动所连接的两轴的位置和所传动的动力大小不同万向节传动将有不同的形式。同时因为生产和使用条件不一样，往往所选择的结构形式也是不一样的，故我们在进行万向节传动设计时，应根据整车设计和生产部门的具体情况，设计制造出来的万向节传动装置应能满足如下要求：1保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时能可靠的传动扭矩。2保证所连接的两轴能够均匀的旋转，而且由于两轴之间存在夹角而产生的惯性力矩所引起的载荷应降低到许可范围内。3保证传动效率高，寿命长，结构简单，制造维修方便。12 万向传动轴的概述随着汽车工业的不断壮大和发展，人民生活水平的提高，汽

2、车的设计思想也提高了。汽车上的万向传动装置常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递动力。在发动机前置后轮驱动的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器输出轴间经常运动，普通采用万向节传动。当驱动桥与变速器的距离不大时，经常采用两个万向节和一个传动轴的结构。万向节按扭矩方向是否明显的弹性变形，可分为刚性万向节和柔性万向节两类。刚性万向节又分为不等速万向节，等速万向节和等速万向节。万向节传动轴用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递力。例如，在某些重型汽车上，按总布置要求将离合与变速器、变速器与分动器之间拉开一定距离时，考

3、虑到在它们之间很难轴与轴同心，以及安装基体的车架也可以发生变形，故在这些总成间就应采用万向节传动。此时常采用普通十字轴万向节，也有采用挠性万向节的，其工作夹角一般不大于35。前置发动机后轮驱动的汽车在行驶过程中，由于悬架的不断变形，变速器与驱动桥的相对位置（高度和距离）也在不断变化。在它们之间需要用可伸缩的万向传动轴联接。这时当联接的距离较近时，常采用两个十字轴万向节和一根可伸缩的传动轴；当距离较远且传动轴的长度超过15m时，则应将传动轴分成两根或三根，用3个或4个万向节，且后面一根传动轴可伸缩，中间传动轴应有支承。对于后桥传动轴万向节所联的两轴之间的交角，一般货车不应超过1520,短轴距的4

4、4越野汽车最大转角可达30。对于转向驱动桥的摆动半轴，多采用球笼式或球叉式等速万向节传动，其最大夹角即车轮的最大转角可达3242。万向节传动还用于带有摆动半轴的中、后驱动桥、转向系转向轴传动机构及变速器的动力输出装置等。万向传动轴应适应所联两轴夹角及相对位置在一定范围内不断变化且能可靠而稳定地传递动力，保证所联两轴能等速旋转，并且由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动及噪声等应在允许范围内，在使用车速范围内不应有共振现象。还要求转动效率高、使用寿命长、结构简单、制造方便及维修容易等。第2章 传动轴的设计21 万向传动轴的结构形式的确定汽车后桥驱动的万向传动轴简称为传动轴，它由万向节，轴管以及其伸

5、缩花键组成。对于长轴距汽车的分段传动轴，还需要由中间支撑也有用滚动珠或滚柱的滚动摩擦代替伸缩花键齿间的滑动摩擦的结构。1传动轴管由低碳钢板卷制壁厚均匀，壁薄（1.53.5），管径较大，质量平衡，扭转强度高，弯曲刚度大，适用于高速旋转的电焊钢管制成。2伸缩花键具有矩形或渐开线齿形，用于补偿由于汽车行驶时传动轴两端万向节之间的长度变化。为减小阻力及磨损，对花键齿的磷化处理或喷涂尼龙，也有用滚珠或滚柱在内，外轴管间的滚道中作轴向循环实现轴管伸缩，以代替伸缩花键的结构。对这两轴结构的伸缩部位都应有润滑和防尘措施，间隙不宜过大以免引起传动轴的振动，花键齿与键槽以及滚珠或滚柱的内管道应按对应标记装配，以保

6、持传动轴总成的动平衡。动平衡的不平衡由点焊在轴外的平衡片补偿决定。当承受转矩的花键在伸缩时，产生的轴向摩擦力为:=(fTi)/r (2.1)式中：Ti传动轴传递的转矩(); r花键齿的侧表面的单径(mm)； f摩擦系数。为减少键齿摩擦表面间的压力及磨损，应使键齿长l与其最大直径d之比不小于2。装车时传动轴的伸缩花键一段应靠近变速器或中间支撑而不应该靠近驱动桥。3中间支撑用于长轴距的分段传动轴，以提高传动轴的临界转速，避免共振及减小噪声。它安装在车架横梁或车身底架上，应能补偿传动轴的安装误差及适应行驶中由于弹性悬置的发动机的窜动和车架的变形引起的移动，而其轴承应不受或少承受由此产生的附加载荷以及

7、中间支撑多采用自位轴承，目前则广泛采用座于相交弹性元件上的单列球轴承。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声及承受径向力但不能承受轴向力，因此设计时应合理选择支撑刚度，避免在传动轴常用转速内产生共振。摆臂式中间支撑的摆臂用于适应中间传动轴轴线在纵向平面内的位置变化。66越野汽车在传动轴的中间支撑常安装在中驱动桥壳上，多用于两个圆锥滚子轴承，轴承座应牢固的固定在中桥壳上。由上述内容可确定本设计采用开放式万向传动，直接用两个简单的十字轴和一根传动轴普通十字轴万向节，花键连接，无中间支撑。2.2 传动轴的参数确定汽车传动轴的基本参数包括传动轴长度及其变动范围，主动轴和从动轴之间的夹角，传动轴的临界

8、转速及滑动花键的尺寸。在确定这些参数时应保证传动轴的任何条件下，工作可靠，寿命长。一 传动轴的长度及夹角传动轴的长度及夹角以及它们的变化范围均由汽车总布置设计决定。设计时应保证足够的传动轴长度变化量。即应保证在传动轴长度最大值时，花键套与轴有足够的配合长度，而在长度达最小时不顶死。在确定传动轴夹角时，必须考虑到当悬架上下变形到极限位置时的情况，夹角的大小直接影响到万向十字轴和它的轴承使用寿命，万向节传动装置的效率以及传动轴旋转的不均匀性。传动轴的长度和夹角以及它们的变化范围，可用做传动轴跳动图的方法来确定。为此必须求出车轮上下跳动到极限位置时，传动轴后万向节中心的运动轨迹和极限位置。由于悬挂导

9、向机构的形式和运动规律不同，此图的做法也不同。当采用钢板弹簧悬挂时，这个图的做法如图2.1。在做此图前，先要已知弹簧的一些参数，如静挠度fc，动挠度fg及弹簧长度，并画出汽车满载时钢板弹簧，桥壳及传动轴的位置。图2.1中O为前万向节中心，B为后万向节中心，O为钢板弹簧固定卷耳中心，A为钢板弹簧第一片的中心。对一端卷儿固定式的对称（或不对称程度小于10）的钢板弹簧可假定：桥壳与弹簧的中央夹紧部分在车轮跳动时是平行移动。这样，后万向节中心B与钢板弹簧中心A的连线AB也必然平行本身移动，这就表明直线AB的运动情况与平行四边形机构上的一条边的运动情况相同，因此找出A点的运动轨迹，即可求出B的轨迹。而A

10、点的运动轨迹，可近似地认为是一个弧，其圆心D地纵向位置距O点J/4。J为卷耳中心至前骑马螺栓中心的距离，D点在高度方向距O点e/2.e为卷耳中心到第一片中性面的距离。以DA为半径作圆弧，即得A点得运动轨迹。按fc和车fg轮的反跳值（一般取0.1fc），在桥垂直线上截取相应的线段，作车架平行线于A点圆弧相割，即得车轮跳动时钢板第一片中点A的压紧，自由反跳工况的位置。过D点AB平行线，取DC=BA得C点，以C为圆心，BC为半径作圆弧得B点的运动轨迹，过B点作车架垂线，分别取BE等于动挠度fg，BF等于静挠度fc，BF等于反跳距离0.1fc。过E,F,G作车架平行线与C点为圆心，BC为半径作出的圆弧

11、相交得H,J,I,即得悬架压紧，自由，反跳和满载时后万向节中心B点的位置。连接OH,OJ,OI得相应工况下传动轴的位置。传动轴最大长度为OB；其最短长度为OI和OH较短的一个。BOH和BOI即为传动轴角度的总变化量。此角度最好不超过40（每边不超过20）图2.1 万向传动装置总布置图各种转速下推荐采用最大夹角值（如表2.1）：表2.1 传动轴夹角传动轴转速(r/min)6000450035003000夹角()3456选取夹角为4由已知参数以及参考同级样车可得 ：传动轴管长1250二 传动轴临界转速和横断面尺寸 在一定长度时，传动轴的横截面尺寸，必须保证传动轴有足够的强度和足够大的临界转速，以便

12、在传递最大扭矩或以相当于最高车速的最大转速旋转时，转动轴能够正常工作。传动轴轴管尺寸可由下图和下表选，然后验算其临界转速和强度。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲自然振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起转动轴的工作转速低于临界转速，其降低的百分比与传动轴的长度，轴间夹角及转速由关。在低速正常使用的条件时，则可降低少些，而高速大夹角时则应降低多些。对于传动轴的临界转速可按照下面的分析求得。假定传动轴沿全长端面尺寸相同。两端自由支撑，轴的的两端不受弯矩，两轴的两端的曲率为零。即。根据图2.2中所取坐标，当Z=0和t=L时，y=0。图2.2 传动轴受力图当传动轴旋转时，因

13、离心力等原因产生了轴的弹性变形，其轴的弹性曲线方程为：由此参考同级样车选择：轴外径D=70，壁厚3.5。表2.2 6095点焊钢管 壁厚(mm)外径(mm)6015202530356351520253035701520253035761520253035831520253035891520253035951520253035式中：轴的最大挠度(mm)。发生在x=L/2时； L两支点处的距离(mm)；轴离开平衡位置的最大弹性变形为： (2.2)式中：M轴变形所受的弯矩()；E弹性变形，对钢为2.110000；J传动轴断面抗弯惯性矩()。因曲率为： (2.3)设： （2.4）由(2.2)的二阶导数

14、代入得： （2.5）轴运动到平衡位置得动能为： （2.6）式中：q轴的单位长度量(mm)； 轴上任意一点过平衡位置的速度(m/s)wy, w为轴的弯曲自然振动频率。它等于传动轴折断时得角速度。利用（2.5）代入（2.6）,则得： （2.7）根据能量守恒定律得： （2.8）所以： （2.9）式中：g重力加速度(N/kg)；故临界转速： （2.10）对于内外半径为d, D的空心轴，其J为： （2.11）单位长度质量： （2.12）对于钢其比重r7.58Kg/,将q,J,g等数代入（2.10），即得： (2.13)式中：L两万向节中心之间的距离(mm)； D传动轴管外径(mm)； d传动轴管内径(m

15、m)。上面已确定L1250，D70，d7023.563。故：(最高挡转速：)所以符合。应当指出，上述计算临界转速的公式是在轴两端支撑为刚性的假设条件下推出来的。实际上由于转动轴一端接弹性悬置在车架上的动力总成，另一端接弹性悬挂在车架上的驱动桥。所以传动轴两端并非刚性，而且有一定的弹性，因此计算临界转速的公式是近似的。所以，在确定轴管尺寸时，进行扭转强度计算，可按下式进行：除了满足临界转速的要求外，还需要对所选的轴管进行校核。 （2.14）式中：最大工作扭矩()； D，d传动轴管外，内径(mm)。传动轴多为15号或20号低碳钢板卷制后焊接。按上式计算应力不应大于12.5。由已知可得：,D70，d

16、63代入得：所以符合。2.3 传动轴的强度校核传动轴所能传递的扭矩除与传动轴尺寸有关外，还与万向节夹角与转速等有关。强度计算按最大工作扭矩进行，并取安全系数2.53。最大工作扭矩，指传动轴工作时所传递的最大扭矩。在汽车使用中，始终以最大工作扭矩工作的情况时没有的。如果按最大扭矩计算寿命则必须使用尺寸过大而不经济。此外，汽车传动轴的转速也比较高，因此使用寿命计算比强度计算更为重要。计算滚针轴承平均寿命时的扭矩成为平均扭矩。万向节传动装置因布置的位置不同，设计载荷的选取也是不一样的。用于驱动桥传动轴其传递的最大工作扭矩为： (2.15)式中：发动机的最大扭矩()； 变速器头挡速比； 分动器低档速比

17、（1）； N驱动桥数（个）（N1）。由已知：，5.568代入得：如果在传动系中采用液力传动，则考虑液力变矩器得变矩比。当传动系（在变速器和分动器后）装有制动器时，则驱动桥传动最大工作扭矩按车轮与地面附着扭矩计算，即最大制动力矩计算： （2.16）式中：驱动桥的满载负荷(kg)；车轮与地面间的摩擦系数；车轮滚动半径(mm)；主减速比。由已知：2520 kg,=0.8,=390,=6.17代入得： 传动轴设计中的寿命问题，一般是指计算十字轴轴承寿命。由于汽车传动轴承工作时所受载荷是变化的，在载荷的工况下仅工作一部分时间，而大部分时间是在不苛刻的工况下工作。因此对于十字轴轴承的寿命的验算，不应依发动

18、机的最大扭矩作为计算载荷的依据。应依靠大量的试验及统计，得出经常使用得扭矩，作为验算用。目前国内外常采用传动轴平均使用扭矩作为计算传动轴寿命得依据。国内常用当量扭矩作为寿命计算中的平均扭矩。当量扭矩与发动机最大扭矩之比，成为扭矩利用系数，它直接取决于使用条件并下式表示： （2.17）式中：当量扭矩()； 发动机最大扭矩()； 扭矩利用系数。由已知得：157 代入得：扭矩利用系数取决于汽车总质量与发动机最大扭矩之比。当大于3.3时，平均扭矩可用发动机的最大扭矩来进行计算。由于扭矩利用系数所得之当量扭矩，其标准工作条件为转动轴夹角3，寿命为5000h，且不存在动载荷。当实际工作条件不是标准工作条件

19、时，则当量扭矩按下面的式子计算： （2.18）式中：动载荷系数； 1.5，用于缸数4的柴油汽车以及缸数3的汽油汽车； 1.25，用于缸数4的汽油汽车。 寿命系数；（如表2.3）表2.3 寿命参数寿命(h)5000750010000150002000011.121.261.441.58我们采用的标准是寿命为5000h。 角度系数；（如表2.4）表2.4 角度参数角度()336610101511.21.451.65本万向节角度为4。采用的1.2。由上选取：1.25,=1,=1.2,=5.5, 157 代入得： 2.4 传动轴花键的计算传动轴花键连接套是为了在后桥跳动时补偿传动轴长度的变化而设置的。

20、花键轴头应压入管口进行焊接。传动轴带花键的一端，为静止位置较高的一端。传动轴花键的尺寸按下表推荐的数值和结构设计初定后，结合国家标准选取，最后进行强度校核。目前国产汽车的传动轴花键均为矩形。国外也有根据用户要求使用渐开线花键的。1. 花键的齿侧面压力按下式计算： （2.19）表2.5 十字轴参数序 号()十字轴总程花键十字轴及轴承碗滚针D(mm)d(mm)h(mm)H(mm)(mm)L(mm)Z(个)1552514.860672.0142610-302642902817.676832.5142510-3228431353220.080892.5162816-35333.542003623.19

21、0982.5163216-38333.553004025.51081182.5183516-50435式中：L花键的有效工作长度(mm)； n花键的齿数（个）； D花键外径(mm)； d花键内径(mm) K花键扭矩不均匀系数，K1.31.4； 花键轴承受的扭矩()。上式计算的挤压应力，在硬度Rc35时，不应大于2.52.8,由上式可知：L90 mm，n=16,D=38 mm ,d33 mm ，K1.3，g=9.8 /kg代入得：所以符合。2. 花键上的平均压力 （2.20）式中：传动轴的平均计算扭矩（）；计算出的平均工作压力应在0.20.3由已知：157 代入得：所以符合。3. 花键的扭矩强度

22、通常以花键的内径作为计算花键轴扭矩应力的根据，如下式： （2.21）式中：M花键传递的扭矩()； d花键轴的花键内径()。花键头常采用40Cr钢或40碳素钢制造，并进行氰化处理，表面硬度达到HRC3844，其计算扭矩应力不应大于30。由已知：M874.2 ，d33 代入得：所以符合。第3章 十字轴万向节的设计3.1 十字轴万向节主要尺寸参数的确定十字轴万向节的尺寸主要取决于十字轴的尺寸（由万向节运动原理可知，当十字轴两轴运动时的夹角时，误差不大于1.96）。危险截面大都发生在轴径根部。因此，通常都是计算轴径根部的弯曲应力和轴径的平均单位压力。轴径的弯曲应力按下式计算： （3.1）式中：弯曲应力

23、()； 十字轴轴径()； 十字轴油孔直径()； t平均作用力作用到校核应力处的距离()； p作用在十字轴轴径上的力(N)。 （3.2）式中：最大轴距（）； r十字轴轴径的中点至十字轴中心的距离（mm）。十字轴轴径上的平均单位压力，按下式计算： (3.3)式中：平均计算扭矩()； l滚针工作长度(mm)。上述计算应力，对于表面经过硬化处理的合金钢，其硬度HRC大于58时，计算出的弯曲应力和平均单位压力分别不应超过45和0.8。则按上面要求，查表2.5，d23.1, =2.5,l=16, =,r=z/2=32/2=16,tr16，157计算结果 所以符合。3.2 十字轴万向节轴承的设计计算万向节轴

24、承是由滚针，密封及轴承套组成。轴承以总成方式把万向节叉连接起来，轴承套用钢制造，其硬度应大于HRC60。轴承应具有易于装于万向节叉的外形。万向节轴承常用的滚动体是滚针。当轴承套的尺寸一定时，应选用小直径滚针配用较粗的轴径，同时增加滚针的数目以降低滚针与轴径间的接触应力，下表所列的实验结果说明了这一点。但滚针的直径不得小于1.6，以免压碎。理论上滚针越长，万向节的承载能力越高，但滚针过长时其歪斜带来的不良影响亦越大，故其长度不宜超过十字轴轴径。滚针沿十字轴轴径圆周布置时，必须保证一定的周向间隙，现分析如下：当滚针沿圆周无间隙布置时，每个滚针在圆周上所占的角度如图3.1所示，由此确定滚针数为：图3

25、.1 滚针布置示意图表3.1 滚针参数滚针直径()轴径d()待添加的隐藏文字内容3滚针数Z(个)表面硬度(HRC)接触应力()最大压印深度()2.524.63431.80.08833529626333.60.125式中：Z滚针数目（个）；此时滚针中心的最大分布直径为： （3.4）式中：滚针直径(mm)； 每个滚针所占角度的一半（）； K系数，K1/； r滚针半径(mm)。180/345.294K1/=10.84=10.842.5=27.1当滚针间的距离为F时滚针中心分布直径由增加到，如图3.1： （3.5）d=因为 所以 式中：周向总间隙（）； d十字轴轴径(mm)；所以符合。把值代入上式得：

26、d 得 或f0.025最小值 f最大值十字轴的滚针轴承在摆动的工况下工作，因此允许采用较小的径向间隙，以便有数量上尽可能多的滚针同时参与工作，但其最小径向间隙不应小于0.005。总的周向间隙不应大于0.5，以防止会歪斜。由上已知最小：最大：所以符合。在初步确定滚针轴承后，应按作用在它上面的最大应力来计算，该力应小于轴承的许用应力按下式计算： （3.6）式中：Z滚针数目(个)； l滚针的工作长度（mm）； 滚针轴承的转速（r/min）。 （3.7）其中发动机最大扭矩时的转速(r/min)；变速器头挡速比；传动轴最大工作角度()作用在滚针轴承上的最大压力按下式计算： (3.8)式中：最大扭矩()；

27、 r十字轴轴径中点至十字轴中心的距离(mm)计算的p应大于。滚针与十字轴接触处的接触应力按下式计算： （3.9）式中：Q每个滚针所承受的负荷Q=4.6p/Zk（kg）; P滚针轴承上最大压力(N)； d十字轴轴径(mm)。其中：k表示轴承的特征系数，对于滚针轴承可取1按上式计算出对于表面经过硬化处理的合金钢，当表面硬度大于HRC58时，其应力值不应超过300320。由已知：Z=34，l16，4,2800，5.568，r16，d23.1代入得：r/min N N所以符合。3.3 十字轴万向节叉和凸缘螺栓的计算万向节叉按传递最大扭矩时弯曲应力和扭转应力来校核其强度。位于半径R的力P将引起叉子耳部的

28、弯曲和扭矩。力的大小按下式计算： （3.10）式中：H十字轴端部之间的距离(mm)； 传递的最大扭矩()； l滚针的长度(mm)。由上面已知：H98，l16在叉子根部易断裂面处的弯曲应力和扭矩应力由下式决定： （3.11） （3.12）抗弯断面系数，抗扭断面系数与断面形状有关；对于矩形断面，抗弯断面系数为： （3.13）对于椭圆形截面，抗弯截面系数为： （3.14）对于矩形断面，抗弯断面系数由下式决定：式中：系数，与有关。系数的值按下表3.2推荐值选取：表3.2 参数11.51.7522.534100.2080.2310.2460.2390.2580.2670.2820.312对于椭圆断面，抗

29、弯断面系数由下式决定：断面处的合成应力为： （3.15）参考同级样车，初步确定b=10,h=40,=0.282矩形：=104040/62666.74010100.2821128/2666.73.998 /11289.5 传动轴凸缘螺栓传递扭矩时可能存在两种方式：螺栓1与孔正常配合和给予不大的过盈配合，传递扭矩时，螺栓受剪切；或者是螺栓与凸缘孔之间有一定间隙，并依靠结合处的摩擦力来传递扭矩。对于螺栓的结构，按剪切力计算。一个螺栓承受的力P为： （3.16）式中：螺栓传递的最大扭矩（）；螺栓分布直径（）；螺栓数(个)；考虑螺栓工作不均匀系数，通常取m=0.75。由以上可知：，60，4，0.75代入

30、计算得： 螺栓的材料和螺纹的直径d按下列条件选择： （3.17）由题已知：螺栓材料选45号钢，则查资料得：式中：剪切许用应力()，通常取0.20.3其中：材料的屈服极限(MPa)对于螺栓固紧力T的计算，一方面由传递的摩擦力矩来确定，另一方面应满足强度条件。300 MPa。则0.250.2530075由此解得： 所以取螺栓直径为8所以传递的摩擦力矩的固紧力T： （3.18）另一方面应满足强度条件的固紧力T： (3.19）式中：摩擦系数，对于钢表面的值可在0.140.2范围内选取； 螺纹内径（mm）； 许用拉应力（）。对于螺栓连续的比T2874.2/（600.164）45.5 所以符合。表3.3

31、材料参数钢恒定负荷（kg）交变负荷（kg）=516630060616630060碳钢0.200.250.250.300.400.600.080.120.120.120.08合金钢0.150.200.200.300.30.100.150.150.150.10由前式所求的固紧力T相对应的固紧力矩由下式定： （3.20）式中：； 螺纹升角（）； 螺纹中径（mm）； 螺纹的名义直径(mm)； 螺纹副的摩擦角()，；式中：螺纹的齿形角()； 螺纹副材料的摩擦系数。对于公制螺纹，系数k和的值可以从下表3.4选取。公制螺纹系数k和的值表3.4螺纹系数螺纹表面接触状态系数K有润滑的精制螺纹表面0.070.1有

32、润滑的粗制螺纹表面0.120.2无润滑的粗制螺纹表面0.170.3上述传动轴经过静态跳动动量实验，剩余不平衡量实验，临界转速实验，扭矩间隙实验，静扭转刚性实验，静扭转强度实验，冲击强度实验，扭转疲劳强度实验，万向节磨损实验均符合要求。 第4章 CATIA绘图及二次开发技术4.1 CATIA绘图CATIA 的全称为Computer-Aided Three-dimension Interactive Application，是集成CAD、CAM、CAE的大型软件，由法国达索系统公司开发，是全球制造业的主流设计软件。CATIA 广泛应用于制造业的各个领域，从航空、汽车、造船、通用机械到电子电器、生活

33、用品。许多世界知名的公司如波音、克莱斯勒、宝马、奔驰、本田、丰田等都使用CATIA作为主要的设计软件。随着中国制造业的发展，特别是汽车工业的发展，随着越来越多的国际把生产和开发工作引入中国，CATIA也在不断地普及和深入。CATIA V5涵盖了机械设计、外形设计、分析与仿真、工厂设计、数控加工、数字化样机、数字样机、设备与系统、人体工程和知识工程等丰富的内容。图2.1所示为包含了所有CATIA V5模块的菜单。每个使用CATIA V5的企业都只是用其中的一部分模块，但是，了解一下CATIA V5所包含的模块还是很有用的。CATIA功能介绍 装配设计(ASS) CATIA装配设计可以使设计师建立

34、并管理基于3D零件机械装配件。装配件可以由多个主动或被动模型中的零件组成。零件间的接触自动地对连接进行定义，方便了CATIA运动机构产品进行早期分析。基于先前定义零件的辅助零件定义和依据其之间接触进行自动放置，可加快装配件的设计进度，后续应用可利用此模型进行进一步的设计、分析、制造等。 Drafting(DRA) CATIA制图产品是2D线框和标注产品的一个扩展。制图产品使用户可以方便地建立工程图样，并为文本、尺寸标注、客户化标准、2D参数化和2D浏览功能提供一整套工具。 Draw-Space(2D/3D) Integration(DRS) CATIA 绘图-空间(2D/3D)集成产品将2D和

35、3D CATIA环境完全集成在一起。该产品使设计师和绘图员在建立2D图样时从3D几何中生成投影图和平面剖切图。通过用户控制模型间2D到3D相关性，系统可以自动地由3D数据生成图样和剖切面。 CATIA 特征设计模块(FEA) CATIA特征设计产品通过把系统本身提供的或客户自行开发的特征用同一个专用对话结合起来，从而增强了设计师建立棱柱件的能力。这个专用对话着重于一个类似于一族可重新使用的零件或用于制造的设计过程。 板金设计(Sheetmetal Design) CATIA板金设计产品使设计和制造工程师可以定义、管理并分析基于实体的板金件。采用工艺和参数化属性，设计师可以对几何元素增加象材料属

36、性这样的智能，以获取设计意图并对后续应用提供必要的信息。 高级曲面设计(ASU) CATIA高级曲面设计模块提供了可便于用户建立、修改和光顺零件设计所需曲面的一套工具。高级曲面设计产品的强项在于其生成几何的精确度和其处理理想外形而无需关心其复杂度的能力。无论是出于美观的原因还是技术原因，曲面的质量都是很重要的 白车身设计(BWT) 白车身设计产品对设计类似于汽车内部车体面板和车体加强筋这样复杂的薄板零件提供了新的设计方法。可使设计人员定义并重新使用设计和制造规范，通过3D曲线对这些形状的扫掠，便可自动地生成曲面，结果可生成高质量的曲面和表面，并避免了耗时的重复设计。该新产品同时是对CATIA-

37、CADAM方案中已有的混合造型技术的补充。 CATIA与ALIAS互操作模块(CAI) 对于外形至关重要得行业，比如汽车、摩托车及日用消费品，CATIA-ALIAS数据互操作接口可在CATIA和Wavefrant的ALIAS间提供有效的数据交换，它提高了风格造型过程的效率，同时保证这些行业的设计师与工程师间更方便的协调设计。该解决方案很大程度上避免了导致耗时的模型清理的数据传输错误，结果，行业设计师和工程师可以有有利于提高产品质量和缩短项目完成时间。 CATIA逆向工程模块(CGO) 该产品可使设计师将物理样机转换到CATIA Designs下并转变为字样机，并将测量设计数据转换为CATIA数

38、据。该产品同时提供了一套有价值的工具来管理大量的点数据，以便进行过滤、采样、偏移、特征线提取、剖截面和体外点剔除等。由点数据云团到几何模型支持由CATIA曲线和曲线生成点数据云团。反过来，也可由点数据云团到CATIA曲线和曲面。 自由外形设计(FRF) CATIA自由外形设计产品提供设计师一系列工具，来实施风格或外形定义或复杂的曲线和曲面定义。对NURBS的支持使得曲面的建立和修形以及与其它CAD系统的数据交换更加轻而易举。 创成式外形建模(GSM) 创成式外形建模产品是曲面设计的一个工具，通过对设计方法和技术规范的捕捉和重新使用，可以加速设计过程，在曲面技术规范编辑器中对设计意图进行捕捉，使

39、用户在设计周期中任何时候方便快速地实施重大设计更改。 整体外形修形(GSD) CATIA整体外形修形提供了一套工具，使用户在CATIA模型中使用表皮、面、曲面和曲对复杂的外形进行连续的修形。用户在工具编目中选取合适的工具，以此对CATIA元素进行操作。这些整体和非线性修形(比如拉伸、弯曲和扭曲等)仍使CATIA元素保持特征线和几何等的连续性。用户控制包括位置公差、曲面细分行修改程度等一些关键性的“承前启后”参数。 曲面设计(SUD) CATIA曲面设计模块使设计师能够快速方便地建立并修改曲面几何。它也可作为曲面、面、表皮和闭合体建立和处理的基础。曲面设计产品有许多自动化功能，包括分析工具、加速

40、分析工具、可加快曲面设计过程。 电气设备和支架造型(ELD) CATIA电气设备和支架造型产品为设计师提供了建立电气标准件库的工具。以此产品建立的库可用于CATIA电气束安装产品。 电缆布线路径定义(SPD) 使用CATIA系统路径定义产品，用户可以在CATIA数字化样机中为象管路或电线束这样的元素定义一个3D网络。系统可自动寻找最佳的网络路径，并自动地检查每个结点的连接性，同时把路径与支持约束联系起来考虑。系统也可对用户定义的规则进行检查，以保证符合技术要求。 电线束安装(ELW) CATIA电线束安装产品允许用户在大型的或复杂的装配件中方便地设计和铺设3D线束。该产品的若干特点可使铺设电线束的设计、连接、修改和分析自动化。在同CATIA电气设备和支架造型产品所建立的设备一起优化使用时，