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      單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動效率建模及分析

      2023-10-12 01:37:50吳洪東
      機(jī)床與液壓 2023年18期
      關(guān)鍵詞:蝸桿傳動滾柱齒數(shù)

      吳洪東

      (廣州市機(jī)電技師學(xué)院,廣東廣州 510430)

      0 前言

      蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運(yùn)動和動力的一種傳動機(jī)構(gòu),具有傳動比大、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動平穩(wěn)等特點(diǎn),廣泛應(yīng)用于機(jī)床、儀器、起重運(yùn)輸機(jī)及建筑機(jī)械中。然而與齒輪傳動等方式相比,蝸桿傳動存在傳動效率低的缺點(diǎn)。對此,諸多學(xué)者針對如何提高蝸桿傳動效率展開了研究,提出了一系列具有活動齒包絡(luò)蝸桿傳動形式[1-5]。這種傳動方式主要通過蝸輪活動齒的自身旋轉(zhuǎn),將常規(guī)蝸桿傳動的滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦,以減少滑動摩擦損失,提高傳動效率。單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動就是一種活動齒包絡(luò)蝸桿傳動方式[6],端面嚙合蝸桿齒面是由以滾子齒面為母面包絡(luò)展成。許多學(xué)者對單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動的嚙合理論、模型創(chuàng)建、自轉(zhuǎn)特性、瞬態(tài)動力、彈流潤滑、閃溫特性、設(shè)計加工等進(jìn)行了大量研究[7-11]。本文作者在嚙合理論基礎(chǔ)上,以傳動效率為研究對象,建立單滾柱包絡(luò)端面蝸桿數(shù)學(xué)模型,分析影響傳動效率的主要因素,通過仿真進(jìn)行優(yōu)化計算。

      1 單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動建模

      單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動三維模型如圖1所示,包括端面蝸桿和滾柱式蝸輪兩部分。

      圖1 單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動三維模型

      蝸輪結(jié)構(gòu)如圖2所示,滾柱均勻地分布在蝸輪盤端面上,滾柱可以繞自身中心軸轉(zhuǎn)動。該結(jié)構(gòu)能使蝸輪與蝸桿接觸面積增大,接觸更加穩(wěn)定,安裝方便且安裝精度高。

      圖2 蝸輪結(jié)構(gòu)示意

      1.1 嚙合點(diǎn)受力分析

      設(shè)某一瞬間,在嚙合點(diǎn)p處,蝸桿齒面、蝸輪齒面的法向力分別為Fn1、Fn2,切向力分別為Ft1、Ft2,軸向力分別為Fa1、Fa2,如圖3所示。

      圖3 蝸桿(a)、輪齒(b)在嚙合點(diǎn)的受力簡圖

      由嚙合理論可知,在嚙合點(diǎn)p處,蝸桿齒面、蝸輪齒面的相對速度矢量v12的公法向分量為零。由摩擦力的產(chǎn)生原理——源于兩接觸面或兩接觸點(diǎn)的相對運(yùn)動或相對運(yùn)動趨勢推導(dǎo)可知,在嚙合點(diǎn)p處,蝸桿齒面、蝸輪齒面的摩擦力公法向分量為零。因此,摩擦力僅存在于兩共軛齒面公切面內(nèi),即蝸輪、輪齒是在切向力的作用下繞自身軸線轉(zhuǎn)動的。

      由以上可知,輪齒在切向力Ft2的作用下繞自身軸線轉(zhuǎn)動,并將此方向的滑動轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動。設(shè)滾動摩擦因數(shù)與滑動摩擦因數(shù)比值為fg,則對輪齒傳動效率起影響的作用力為Fn2、Fa2、fgFt2,其合力為

      F2=Fn2+Fa2+fgFt2

      (1)

      由力的平衡條件易知,對蝸桿傳動效率起影響的作用力為Fn1、Fa1、fgFt1,其合力為

      F1=Fn1+Fa1+fgFt1

      (2)

      由平衡條件易得:

      F2=-F1

      (3)

      式中:負(fù)號僅表示兩者方向相反。

      設(shè)滑動摩擦因數(shù)為f,則蝸輪齒面、蝸桿齒面在嚙合點(diǎn)p處的摩擦力分別為

      Ff1=Fn1f

      (4)

      Ff2=Fn2f

      (5)

      其中Ff1、Ff2與嚙合點(diǎn)p處的相對速度矢量v12方向分別為相反和相同,則有:

      (6)

      (7)

      式中:α1、α2分別為Ft1與Ff1、Ft2與Ff2的夾角,易知α1=α2。

      (8)

      式中:A為傳動副中心距;R為蝸輪輪齒(滾柱)半徑;θ、u為輪齒參數(shù);i21為傳動副傳動比;φ2為蝸輪轉(zhuǎn)角;k、z2分別為傳動副喉頸系數(shù)和蝸輪齒數(shù);中間變量a2=A(2-k)(8-5z2)/(10z2)。

      由上可知,對蝸輪齒面、蝸桿齒面在嚙合點(diǎn)p處的摩擦力產(chǎn)生影響的主要因素有滑動摩擦因數(shù)f、喉頸系數(shù)k、蝸輪輪齒(滾柱)半徑R、蝸輪齒數(shù)z2及傳動副中心距A等。

      1.2 傳動效率求解模型

      在活動坐標(biāo)系中,設(shè)蝸桿、蝸輪在嚙合點(diǎn)p處的速度矢量分別為v1、v2,則蝸桿、蝸輪的功率Pw、Pg分別為

      (9)

      傳動副的瞬時傳動效率為

      η=Pg/Pw

      (10)

      單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動在嚙合點(diǎn)p處瞬時傳動效率為

      (11)

      式中:e1、e2、en分別為蝸輪輪齒活動坐標(biāo)系的基向量。

      在嚙合點(diǎn)p處,傳動副的單齒瞬時傳動效率ηu為瞬時傳動效率η沿瞬時接觸線方向積分后的平均值,即

      (12)

      嚙合全齒高h(yuǎn)為

      (13)

      式中:hf、hfc分別為齒根高、齒根高系數(shù),常規(guī)情況下兩者相等,且一般情況取1或0.8。

      單齒平均傳動效率ηp為傳動副單齒瞬時傳動效率ηu沿時間方向或蝸輪轉(zhuǎn)角方向積分后的平均值,即

      (14)

      式中:φ20、φ2e分別為蝸輪轉(zhuǎn)角起始位置、終止位置。

      傳動副多齒同時嚙合,設(shè)其同時嚙合的齒數(shù)為n(n為整數(shù)),其瞬時傳動效率ηi、平均傳動效率ηui分別為

      (15)

      (16)

      式中:φ20i、φ2ei分別為第i齒蝸輪轉(zhuǎn)角起始點(diǎn)與終止點(diǎn),且有:

      (17)

      式中:γ為齒距角,其值為360/z2;i值為1,2,3,…,n;φ201=-90-nγ/2。

      2 單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動效率分析

      在計算多齒同時嚙合傳動效率時,將同時嚙合的多個蝸輪輪齒視為一個整體,如圖4所示。蝸輪結(jié)構(gòu)簡圖如圖5所示。假設(shè)同時嚙合的蝸輪輪齒數(shù)為4,則1—4號位置的蝸輪輪齒為一整體。當(dāng)1號位的輪齒轉(zhuǎn)動到2號位時,4號位的輪齒同時轉(zhuǎn)動到5位,完成一個嚙合周期,即齒距角γ為14.4°,φ2的取值范圍為[-118.8°,-104.4°]。運(yùn)動周期內(nèi)所計算得到的傳動效率即為傳動副傳動效率。

      圖4 傳動副運(yùn)動簡圖

      圖5 蝸輪結(jié)構(gòu)簡圖

      假設(shè)單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動副由同一種材料加工而成,蝸桿為單頭蝸桿,主要參數(shù)及參數(shù)值如表1所示。采取單一變量法分析某個參數(shù)值變動對傳動效率影響,其他參數(shù)值固定為表1中值。

      2.1 蝸輪轉(zhuǎn)角

      圖6為傳動副同時多齒嚙合平均傳動效率受蝸輪轉(zhuǎn)角φ2的影響曲線??芍害莡n-φ2曲線近乎為直線,傳動副瞬時傳動效率從嚙入至嚙出逐漸增大。當(dāng)滑動摩擦因數(shù)f分別取0.05、0.10、0.15、0.2時,嚙出時的瞬時傳動效率比嚙入時分別增大了4.65%、7.63%、9.72%、11.27%?;瑒幽Σ烈驍?shù)f越大,平均傳動效率受蝸輪轉(zhuǎn)角φ2的影響就越大。同時可知,當(dāng)蝸輪轉(zhuǎn)角為恒定值時,滑動摩擦因數(shù)f越大,傳動副瞬時傳動效率越小。

      圖6 蝸輪轉(zhuǎn)角對瞬時傳動效率的影響

      2.2 滑動摩擦因數(shù)對傳動效率的影響

      圖7為傳動副同時多齒嚙合平均傳動效率受滑動摩擦因數(shù)f的影響曲線。可知:在給定參數(shù)條件下,傳動副的平均傳動效率隨著滑動摩擦因數(shù)f的增大而減小。當(dāng)滑動摩擦因數(shù)f分別為0.05、0.10、0.15、0.2,傳動副的平均傳動效率分別為75.29%、60.53%、50.67%、43.59%?;瑒幽Σ烈驍?shù)f從0.05增大到0.2,平均傳動效率降低了31.7%。由此可知,單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動的傳動效率受滑動摩擦因數(shù)影響較大。

      圖7 滑動摩擦因數(shù)對平均傳動效率的影響

      2.3 喉頸系數(shù)對傳動效率的影響

      圖8為傳動副同時多齒嚙合平均傳動效率受喉頸系數(shù)k的影響曲線??芍涸诮o定參數(shù)條件下,傳動副的平均傳動效率隨著喉頸系數(shù)k的增大而減小。當(dāng)滑動摩擦因數(shù)f分別取0.05、0.10、0.15、0.2,喉頸系數(shù)k從0.30增大到0.50,傳動副的平均傳動效率分別降低了3.09%、4.93%、6.18%、7.07%。由此可知,滑動摩擦因數(shù)f越大,平均傳動效率受喉徑系數(shù)k的影響就越大。

      圖8 喉頸系數(shù)對平均傳動效率的影響

      2.4 滾柱半徑對平均傳動效率的影響

      圖9為傳動副同時多齒嚙合平均傳動效率受滾柱半徑R的影響曲線??芍涸诮o定參數(shù)條件下,傳動副的平均傳動效率隨著滾柱半徑R增大而略有減小。當(dāng)滑動摩擦因數(shù)分別取0.05、0.10、0.15、0.2,滾柱半徑R從5 mm增大到10 mm,傳動副平均傳動效率分別降低了0.71%、1.14%、1.44%、1.66%。由此可知,滑動摩擦因數(shù)f越大,平均傳動效率受滾柱半徑R的影響就越大。

      圖9 滾柱半徑對平均傳動效率的影響

      2.5 蝸輪齒數(shù)對平均傳動效率的影響

      圖10為傳動副同時多齒嚙合平均傳動效率受蝸輪齒數(shù)z2的影響曲線??芍涸诮o定參數(shù)條件下,傳動副的平均傳動效率隨著蝸輪齒數(shù)z2的增大而減小。當(dāng)滑動摩擦因數(shù)分別取0.05、0.10、0.15、0.2,蝸輪齒數(shù)每增大1,傳動副平均傳動效率分別降低1.00%、1.61%、2.02%、2.33%。由此可知,滑動摩擦因數(shù)f越大,平均傳動效率受蝸輪齒數(shù)z2的影響就越大。

      圖10 蝸輪齒數(shù)對平均傳動效率的影響

      2.6 中心距對平均傳動效率的影響

      圖11為傳動副同時多齒嚙合平均傳動效率受中心距A的影響曲線??芍涸诮o定參數(shù)條件下,傳動副的平均傳動效率隨著中心距A的增大而略有增大。當(dāng)摩擦因數(shù)分別取0.05、0.10、0.15、0.2,中心距A從160 mm增大到200 mm,傳動副平均傳動效率分別增大了0.28%、0.46%、0.58%、0.67%。由此可知,滑動摩擦因數(shù)f越小,中心距越大,平均傳動效率越高。

      圖11 中心距對平均傳動效率的影響

      綜上所述,單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動效率隨著蝸輪轉(zhuǎn)角和中心距的增大而增大,隨著滑動摩擦因數(shù)、喉頸系數(shù)、滾柱半徑、蝸輪齒數(shù)的增大而減小,即蝸輪轉(zhuǎn)角和中心距越大,滑動摩擦因數(shù)、喉頸系數(shù)、滾柱半徑、蝸輪齒數(shù)越小,則傳動效率越高。

      3 單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動仿真優(yōu)化

      3.1 建立優(yōu)化約束函數(shù)

      建立如下目標(biāo)變量傳動效率ηpn與設(shè)計變量喉頸系數(shù)k、滾柱半徑R、蝸輪齒數(shù)z2、中心距A、齒頂高系數(shù)hfa、齒根高系數(shù)hfc、同時嚙合齒數(shù)n間的函數(shù)關(guān)系。

      ηpn=g(k,R,z2,A,hfa,hfc,n)

      (18)

      為避免傳動副幾何結(jié)構(gòu)出現(xiàn)畸變,如蝸桿齒形變尖,同時滿足傳動副安裝空間尺寸條件及傳動平穩(wěn)性,各個幾何參數(shù)須滿足一定的約束條件。在此各幾何參數(shù)的約束范圍設(shè)定為

      (19)

      (20)

      式中:cc為齒頂隙系數(shù),取0.2或0.25,在此取0.2;s1、s2為中間變量。

      對滾柱包絡(luò)端面嚙合蝸桿傳動而言,其結(jié)構(gòu)優(yōu)化以傳動效率最大化為優(yōu)化目標(biāo)。其約束函數(shù)為

      (21)

      3.2 仿真優(yōu)化計算

      基于表1中的幾何參數(shù),由式(17)計算得到傳動效率值為83.2%,略高于常規(guī)蝸桿傳動的傳動效率。借助MATLAB,以傳動效率倒數(shù)為優(yōu)化目標(biāo),進(jìn)行優(yōu)化計算,其中表2的傳動效率分別為采用MATLAB優(yōu)化工具箱自帶的“fmincon”優(yōu)化指令和遺傳優(yōu)化算法模塊優(yōu)化運(yùn)行后的結(jié)果。

      表2 優(yōu)化后的傳動效率

      由表2可知,當(dāng)n為4時,對其他參數(shù)值進(jìn)行適當(dāng)處理,得到最優(yōu)解與最優(yōu)值,分別為k=0.36,R=8.19 mm,A=179.7 mm,hfa=0.92,hfc=0.91,ηpn=86.4%,較采用表1中參數(shù)值,傳動效率提高了3.2%。

      4 結(jié)論

      基于單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動理論,建立了傳動效率數(shù)學(xué)計算模型,計算了傳動副同時多齒嚙合情況下的瞬時傳動效率及平均傳動效率,分析了摩擦因數(shù)、喉頸系數(shù)、滾柱半徑、蝸輪齒數(shù)及中心距等參數(shù)對傳動副平均傳動效率的影響,并以傳動效率為優(yōu)化目標(biāo)采用MATLAB優(yōu)化運(yùn)行計算。研究結(jié)果顯示:

      (1)單滾柱包絡(luò)端面蝸桿平均傳動效率與摩擦因數(shù)、喉頸系數(shù)、滾柱半徑、蝸輪齒數(shù)呈負(fù)相關(guān),與中心距呈正相關(guān);

      (2)摩擦因數(shù)對傳動副平均傳動效率影響最大,傳動副主要幾何參數(shù)中蝸輪齒數(shù)對傳動副平均傳動效率影響最大,中心距對傳動副平均動效率影響最小。

      (3)遺傳算法與指令“fmincon”所代表的算法優(yōu)化結(jié)果相近,且結(jié)構(gòu)優(yōu)化之后傳動效率提升了3.2%。

      (4)為了得到單滾柱包絡(luò)端面蝸桿傳動較高的傳動效率,除需要精加工外,還應(yīng)注意在確定中心距的情況下,喉頸系數(shù)、滾柱半徑、蝸輪齒數(shù)不宜過大。

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