袁安富,林 森,仲霞莉
(1.南京信息工程大學(xué) 信息與控制學(xué)院,南京 210044;2.江蘇省氣象能源利用與控制工程技術(shù)研究中心,南京 210044)
針對(duì)目前國(guó)內(nèi)制造業(yè)自動(dòng)化轉(zhuǎn)型,我國(guó)將成為全球工業(yè)機(jī)器人最大的市場(chǎng)。作為機(jī)器人的核心傳動(dòng)部件,諧波減速器將擔(dān)當(dāng)著舉足輕重的地位。采用漸開(kāi)線齒形諧波齒輪,柔輪和剛輪只是近似共軛[1],大多數(shù)齒均為邊緣嚙合或尖點(diǎn)嚙合,這種嚙合受力不均勻,輪齒容易磨損,而且載荷過(guò)大時(shí)容易造成齒與齒之間的干涉。而圓弧齒廓同時(shí)嚙合的齒數(shù)更多,運(yùn)動(dòng)精度更高,柔輪的疲勞強(qiáng)度也得到很大提高。
諧波減速機(jī)中柔輪的結(jié)構(gòu)一般分為圓柱型和鐘形,本文主要分析圓柱形柔輪,軸連方式為凸緣外向的螺釘連接。波發(fā)生器結(jié)構(gòu)眾多,本文采用標(biāo)準(zhǔn)橢圓凸輪波發(fā)生器,這種波發(fā)生器可以使柔輪與剛輪的嚙合達(dá)到理想狀態(tài),運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn),精度高,效率也較高。橢圓凸輪波發(fā)生器裝入柔輪后,柔輪變形如圖1所示,1表示柔輪變形前,2表示柔輪變形后。諧波減速器基本結(jié)構(gòu)為:波發(fā)生器作為輸入部件,剛輪作為固定部件,柔輪作為輸出部件。
圖1 柔輪變形圖
圖1中w為柔輪的徑向位移,w0為柔輪長(zhǎng)軸處的最大變形量,rm是柔輪變形之前的半徑,ρr是原始曲線的極半徑。
根據(jù)圓弧齒輪的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn),對(duì)于精滾調(diào)質(zhì)的軟齒面圓弧齒輪,一般取全齒高h(yuǎn)為2m~2.25m,其中m是模數(shù)。為了避免柔輪與剛輪輪齒之間的干涉,需要留有一定的頂隙,因此雙圓弧齒廓諧波齒輪傳動(dòng)柔輪基準(zhǔn)齒形齒高h(yuǎn)可初步定為1.8m~2.12m, 柔輪齒頂高h(yuǎn)a可以取為0.7m~1.0m,齒根高h(yuǎn)f為1.1m~1.5m,取齒頂間隙Wa為0.2m~0.35m。齒形角取為25°。雙圓弧諧波齒輪柔輪基本齒廓設(shè)計(jì)如圖2所示。
圖2 柔輪基本齒廓
根據(jù)圖3所示,首先建立輪齒坐標(biāo)系,以柔輪輪齒的的對(duì)稱(chēng)線為坐標(biāo)xoy的y軸,以柔輪的中性線為該坐標(biāo)的x軸,以齒廓的右邊為例。
柔輪凸齒廓的圓心移距量X1為:
凸齒廓的圓心偏移量L1為:
柔輪右側(cè)凸齒廓的極坐標(biāo)方程為:
其中,t為柔輪的壁厚,β1為凸齒廓的壓力角,(XO1,YO1)為凸齒廓的圓心坐標(biāo)。
柔輪右側(cè)凹齒廓極坐標(biāo)方程為:
式中,X2和L2分別為柔輪凹齒的圓心移距量和偏移量,為凹齒廓的壓角,為凹齒廓的圓心坐標(biāo)。
設(shè)一個(gè)固定坐標(biāo)系(OXY)與波發(fā)生器相固連,Y軸與波發(fā)生器的長(zhǎng)軸重合,原點(diǎn)O定于波發(fā)生器的圓心上,兩個(gè)動(dòng)坐標(biāo)系(O1X1Y1)和(O2X2Y2)分別與柔輪和剛輪相固連,Y1軸與柔輪輪齒的對(duì)稱(chēng)軸相重合,O1位于柔輪的中線上。Y2與剛輪齒槽的對(duì)稱(chēng)軸線重合,O2位于剛輪的回轉(zhuǎn)中心上。各個(gè)坐標(biāo)系之間的關(guān)系如圖3所示。
圖3 包絡(luò)法求共軛齒形時(shí)各坐標(biāo)關(guān)系圖
圖中,θ1為柔輪特征曲線對(duì)應(yīng)弧的轉(zhuǎn)角,θ2為剛輪特征曲線對(duì)應(yīng)弧的轉(zhuǎn)角,λ為剛輪與柔輪對(duì)應(yīng)弧中心角之差。μ為柔輪對(duì)稱(chēng)軸線相對(duì)于徑失轉(zhuǎn)過(guò)的角度,Ф為剛輪和柔輪兩個(gè)坐標(biāo)系的夾角。
如圖4所示,原始特征曲線的極坐標(biāo)方程為:
式中,θ為柔輪非變形端的轉(zhuǎn)角。
使用包絡(luò)法求解剛輪齒形時(shí)其他各關(guān)系表達(dá)式為:
使用包絡(luò)理論求解與柔輪共軛的剛輪齒廓基本方程為:
將柔輪凸齒廓AB段的方程(3)代入到式(11)中即可求得與其共軛的剛輪齒廓方程為:將柔輪凹齒廓CD段方程(6)代入到式(3.4)中即可求得與其共軛的剛輪齒廓方程為:
其中各偏導(dǎo)數(shù)分別為:
公式中的c代表cos、s代表sin。
以傳動(dòng)比i=80的的諧波齒輪為例,采用雙波傳動(dòng),柔輪齒數(shù)Z1=160,剛輪齒數(shù)Z2=162,模數(shù)m=0.5,柔輪變形系w*=0.9,柔輪輪齒處壁厚為1m,光滑處壁厚為0.8m,柔輪凸齒廓的圓心移距量X1=0.19m、偏移量L1=0.71m,圓弧半徑R1=1.09m,柔輪凹齒廓的圓心移距量X2=0.26m、偏移量L1=1.54m,圓弧半徑X2=1.2m,波高為0.5,通過(guò)計(jì)算得出柔輪的齒頂圓為Φ81,齒根圓為Φ78.9,剛輪的齒頂圓為Φ80,齒根圓為Φ82.1。
使用三維軟件UG,分別對(duì)柔輪、剛輪以及波發(fā)生器進(jìn)行建模,添加裝配約束,其具體裝配圖如圖4所示,從圖中我們可以看出,柔輪在波發(fā)生器的擠壓作用下發(fā)生指定的變形,在長(zhǎng)軸處,柔輪齒頂和剛輪齒頂處如設(shè)計(jì)一樣,能夠進(jìn)入完全嚙合狀態(tài),且有一定間隙,以防止輪齒間干涉,在短軸處,柔輪及剛輪輪齒能夠完全脫開(kāi),互不干涉。與傳統(tǒng)的漸開(kāi)線齒形相比,雙圓弧齒形嚙合的齒對(duì)數(shù)更多。
圖4 諧波齒輪裝配圖
由于在諧波齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程中,我們已經(jīng)使用三維軟件對(duì)柔輪完成了建模,因此,將UG建立的柔輪模型以parasolid格式導(dǎo)出,再將此文件導(dǎo)入到ANSYS中。對(duì)柔輪材料參數(shù)進(jìn)行設(shè)定:E=196GPa、泊松比μ=0.3。
考慮到柔輪變形較大,所以選擇solid185作為劃分模型的基本單元,他能夠用于模擬塑性、應(yīng)力剛化、蠕變、大變形、大應(yīng)變等場(chǎng)合。柔輪變形部位主要集中在輪齒處,所以對(duì)輪齒部位要?jiǎng)澐值母?xì)一些,這樣結(jié)果也就更準(zhǔn)確,使用體分割的辦法將輪齒和筒體進(jìn)行分割,然后再分別對(duì)它們進(jìn)行網(wǎng)格劃分,劃分后的模型如圖5所示。
圖5 柔輪網(wǎng)格劃分模型
柔輪與波發(fā)生器的接觸可以定義為剛—柔接觸,接觸方式為面—面接觸,以柔輪的內(nèi)壁為柔性面,以波發(fā)生器的外圈為剛性面。定義好接觸對(duì)后,會(huì)自動(dòng)生成TARGET170和CONTACT174兩種接觸單元。
由于所設(shè)計(jì)的減速器中,柔輪與箱體是螺栓連接,因此將柔輪底部的內(nèi)緣定義為完全約束ALL DOF=0。
柔輪的徑向變形如圖6所示,其最大變形量主要集中在長(zhǎng)軸處,且對(duì)稱(chēng)分布,最大變形值為0.517m,接近設(shè)計(jì)時(shí)的理論波高0.5m。柔輪的整體變形如圖7所示,由于在波發(fā)生器的短軸處,柔輪要向內(nèi)收縮,所以也產(chǎn)生了一定的變形,而對(duì)于整個(gè)柔輪筒體,隨著筒體遠(yuǎn)離輪齒,它的變形量也逐漸減小。
圖6 徑向位移
圖7 整體位移
柔輪的應(yīng)力云圖如圖8所示,其應(yīng)力主要集中在長(zhǎng)軸附近,且靠近與輪齒和光滑筒體的交界處,而柔輪的短軸處所受應(yīng)力最小。將輪齒部位的應(yīng)力云圖進(jìn)行放大后查看,如圖9所示,發(fā)現(xiàn)應(yīng)力主要集中在輪齒的齒根處,因此,柔輪的疲勞斷裂將會(huì)首先從齒根處逐步向外延伸。
圖8 應(yīng)力云圖
圖9 局部放大圖
本文通過(guò)三維軟件UG對(duì)設(shè)計(jì)好的雙圓弧諧波齒輪三大部件進(jìn)行建模和裝配,針對(duì)齒輪嚙合頂隙、側(cè)隙、嚙合深度及嚙合齒對(duì)數(shù)等多個(gè)方面,分析得出設(shè)計(jì)的合理性,并與漸開(kāi)線齒形相比,雙圓弧諧波齒輪同時(shí)嚙合的齒數(shù)更多。
基于有限元分析軟件ANSYS,對(duì)波發(fā)生器裝入后的柔輪進(jìn)行仿真分析,通過(guò)應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D,得知柔輪的徑向最大位移量與理論波高基本一致,其應(yīng)力主要集中在波發(fā)生的長(zhǎng)軸處及輪齒及光滑筒體的過(guò)渡處,在成功預(yù)測(cè)其危險(xiǎn)斷面的同時(shí),為以后柔輪結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定理論依據(jù)。
[1] 毛彬彬,王克武.諧波齒輪的齒形研究和發(fā)展[J].煤礦機(jī)械,2008,29(7):6-8.
[2] 沈允文,葉慶泰.諧波齒輪傳動(dòng)的理論和設(shè)計(jì)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1985.
[3] 辛洪兵.雙圓弧諧波齒輪傳動(dòng)基本齒廓設(shè)計(jì)[J].中國(guó)機(jī)械工程,2011,22(6):652-662.
[4] Xiaoxia Chen,Yusheng Liu, Jingzhong Xing, Shu zhong Lin , Wei Xu . The parametric design of double-circular-arc tooth profile and its inf l uence on the functional backlash of harmonic drive[J].Mechanism and Machine Theory,2014,73:1-24
[5] 范元?jiǎng)?王華坤,宋德峰.諧波齒輪共軛齒廓的運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真研究[J].南京航空航天大學(xué)報(bào),2002,34 (5):487-450.
[6] Oguz , Kayabasi, FehmiErzincanli. Shape optimization of tooth profile of a flexspline for a harmonic drive by finite element modeling [J]. MaterialsandDesign,2007,28:441-447.
[7] 邱勇,胡曉兵,趙彥植.基于ANSYS的柔輪應(yīng)力與應(yīng)變有限元分析[J].機(jī)械制造,2012,5(576):14-16.