谐波传动范文（精选7篇）
谐波传动 第1篇
1、谐波螺旋传动
谐波螺旋传动的基础是谐波齿轮传动的原理, 是一种较为新型的传动形式, 有别于谐波齿轮传动的特殊之处, 例如创造了新的主动件与从动件之间的运动传递方式——从快速转动向慢速移动的转变。谐波螺旋传动的应用主要在微调装置方面, 因为它运动传递过程中的准确性较高, 而且其传动比的具体关系可以在谐波齿轮传动方法的基础上获得, 但是需要在原方法上加以科学的延伸。
2、谐波螺旋传动结构原理
谐波螺旋传动和谐波齿轮传动的运动原理是非常相似的, 二者之间为数不多的差别主要体现在结构和运动形式这两个方面。简而言之, 谐波齿轮传动是通过转动发生器产生一定的驱动力, 然后再利用有齿柔轮的弹性变形和有齿钢轮的齿数差额依次进入啮合, 最终达到发生器的快速转动和柔轮及钢轮的缓慢运动之间的运动传递过程[1]。谐波螺旋传动主要是通过钢轮螺母和柔轮螺杆之间的配合关系实现的, 这二者旋向是一致的, 同时其螺距也相同, 具体的传动是依靠柔轮螺杆的变形, 产生和钢轮螺母之间的螺纹周长的差额, 进而使得柔轮螺杆做无滑动的滚动, 结合微量的转角, 从而形成了和钢轮之间的轴向运动。在谐波螺旋传动的过程中, 一般发生器是主动件, 柔轮螺杆和钢轮螺母是从动件, 主动件和从动件之间可以彼此互为固定和移动的关系。
二、谐波螺旋传动机构在阀门上的应用
1、谐波螺旋传动闸阀的工作原理
结合谐波螺旋传动闸阀的具体设计, 这里主要使用的是双波谐波螺旋传动, 其目的是为了实现圆周运动和直线运动之间的转化, 进而完成阀杆升降和阀门的开关。这种谐波螺旋传动的机构主要包括有挠性法兰的圆柱形端面的固定式柔轮、钢轮和波发生器这几个部分, 其中, 挠性法兰是直接固定在分离空间两壁上的 (常使用焊接的方法固定) , 而齿圈是固定在柔性套的中间部分[2]。具体的工作过程中, 首先由波发生器旋转产生驱动力, 然后挤压柔轮使之发生弹性变形, 使其截面从圆形变成椭圆形, 然后在柔轮椭圆截面的长轴区, 环槽和钢轮脱离, 而在柔轮截面的短轴区, 环槽与螺杆的螺纹啮合, 在这个截面的短轴区和长轴区之间, 存在着啮入和啮出的状态。谐波螺旋传动闸阀工作中的具体传动路线是:转动手柄使体壳旋转, 承压圆锥件、波发生器的外座圈、调节螺母承压叉形件以及杯形件同时发生转动, 但是柔性轴承的内座圈不发生旋转, 然后柔轮的环槽在其椭圆截面的短轴区内与螺杆的螺纹结合起来, 而螺纹套是固定的, 从而使得螺杆发生一定方向上的移动。
2、阀体和阀盖要做到密封
结合相关的材料和谐波螺旋传动闸阀设计的实际情况, 阀盖主要是使用刚性法兰, 根据具体的要求把刚性法兰和阀体的直接接触面进行研磨, 从而利用法兰上的螺栓来让法兰和阀体达到密封的要求。相关的资料显示, 通过这个步骤零件的尺寸精确度、表面粗糙程度、位置的精确度以及几何形状这几个重要指标的可以达到非常高的水平, 甚至可以达到0.01μm级的长度加工要求。因此, 这样的设计是完全能够满足使用要求的。
3、导向装置
目前常用的阀门绝大多数是只包括阀体和闸板的导向装置, 从而保证阀杆在实际运动过程中的轨迹。在闸阀全部打开的时候, 阀杆会一定举例的升高, 基于这个问题, 在操作过程中要需要预先保留一定的空间。新型的谐波螺旋传动闸阀就没有这个问题, 薄壁密封套可以形成一个密闭的空间, 操作力是直接作用在密封套外边的柔轮上的。基于保证阀杆不发生倾斜的目的而安装的导向杆, 和阀杆上的导向孔之间互相配合, 发挥导向的作用。当谐波螺旋传动闸阀操作的时候, 密封面的磨损可以控制在最小范围内, 而且可以实现无论导向平面在什么位置, 闸板和阀杆都可以在一条直线上。
4、传动机构
在谐波螺旋传动闸阀的传动机构中是非常稳定的, 各个部位之间不会互相干扰, 柔性轴承是安装在波发生器的承压叉形件里边的, 再用保护圈保护好侧边, 而且要求保护圈的内径不妨碍到轴承的给定变形。承压叉形件安装在波发生器的内部之中, 和承压圆锥件同时推进, 再用调节螺母锁紧承压圆锥件, 进而实现柔性元件的径向变形值的可调节性, 最终保证柔轮的环槽和螺杆螺纹的接合深度达到要求。在闸阀的谐波螺旋传动的过程中, 因为螺纹、薄壁轴承和滚道之间会产生一定的径向间隙, 非常不利于螺杆螺纹和柔轮的环槽之间的接合, 这时就可以通过旋转调节螺母来消除这个径向间隙。
5、平衡压力结构
谐波螺旋传动可以极大的降低通过阀杆的介质泄露, 甚至使之完全消失, 但是它也存在一定的隐患, 因为柔性壳体把闸阀运动的空间密封后, 阀杆的上下运动过程中会出现上下腔的压力不一致, 从而导致运动困难, 严重的情况甚至会出现恶性事故。为了解决整个安全隐患, 就要在阀杆和螺旋上加工两个对称的斜孔。
6、谐波传动装置
整个的谐波传动装置包括波发生器、保护罩、密闭壳体、柔轮和螺杆这几部分构成[3]。柔轮和阀杆都是安装在密闭壳体中的, 密闭壳体的两端分别是带有导向杆的塞子和焊接的刚性法兰。柔性轴承的材质是轴承钢, 和其他的柔性元件有相通的变形范围, 在密闭壳体的外部装上薄壁保护罩, 用来卸掉波发生器工作中产生的接触应力。闸阀的谐波螺旋传动过程就是波发生器旋转产生驱动力, 通过保护罩对密闭壳体进行挤压, 在此基础上产生变形波, 从而使螺纹套和螺杆相互接合。
三、结语
这个基于谐波螺旋传动技术的闸阀在设计过程中充分的展示了谐波传动的优势, 进一步提高了核动力装置的可靠性和安全性, 同时也丰富了阀门的类别。
参考文献
[1]孙桓、傅则绍:《机械原理》, 高等教育出版社, 1989年。
[2]张春林、曲继芳、张美麟:《机械创新设计》, 机械工业出版社, 1999年。
谐波摩擦传动技术的发展及研究 第2篇
航天飞行器控制系统的机构和仪表设备对机械传动提出新的要求始于1950年代中期。而现有的一般传动装置, 比如齿轮传动, 蜗杆传动, 连杆传动, 凸轮传动均是具有刚性构件的机械传动已经不能满足要求, 这就促使在机械传动方面出现了新的突破, 其中之一就是谐波传动。它有两个分支:谐波齿轮传动与谐波摩擦传动。由于谐波齿轮传动有其独特的功能, 在其出现后的短短二十几年中, 世界各工业发达国家几乎对该类传动的整个领域中的全部问题均进行了程度不同的研究。而对谐波摩擦传动的研究毫无进展, 直到最近几年, 伴随者对传动精度进一步提高的要求, 谐波摩擦传动又重新受到科技人员的重视。具体来说, 谐波摩擦传动技术重新受到重视, 主要原因有: (1) 单级传动比大:谐波摩擦传动的单级传动比为50~1000, 而谐波齿轮传动的单级传动比为50~300; (2) 传动中振动较小, 传动精度较高:谐波齿轮传动是依靠齿轮的啮合进行传递运动和动力, 由于谐波齿轮传动中齿间隙的存在, 因而影响其传动精度并引起振动。而谐波摩擦传动就不会有这种现象, 谐波摩擦传动运动平稳, 无啮合间隙; (3) 无啮合干涉现象:在谐波齿轮传动中, 啮合的部分很容易干涉, 从而影响精度, 如果干涉严重, 不能实现运动和动力的传递。而谐波摩擦传动是靠摩擦来传递的, 不会出现啮合干涉现象; (4) 同一刚轮内径可以得到系列的传动比, 换句话说, 谐波摩擦传动在外形尺寸不变的情况下, 可以做成不同传动比的装置, 而谐波齿轮传动则不能。
2 谐波摩擦传动的发展、应用及研究现状
前苏联工程师A.И.Москвигин于1944年研制出第一台谐波传动设备, 这种谐波传动是摩擦式的, 但传动效率低[1]。为了提高传动能力和传动效率, 1959年, 美国工程师C.W.Musser发明了具有机械波发生器的谐波齿轮传动[2]。谐波摩擦传动的前身是摩擦传动, 虽然谐波摩擦传动是近年来才得到重视, 但摩擦传动可以无间隙地实现正反向转动, 而且加工简单、误差低、安全性好[3], 所以很早就得到应用。本文主要介绍国内外几种高精度摩擦传动机构及其应用。
早在18世纪的英国, 摩擦传动已经在圆刻线机及长刻线机上得到应用;英国EPT公司生产的摩擦传动机构, 在电机和驱动轴之间, 用相同的摩擦传动得到两级减速, 该产品的传动精度高, 传动间隙在1nm以下[4]。日本东京京都大学超精密刨床所采用的垂直双圆柱型摩擦传动装置, 它的定位行程为75mm, 定位精度高。美国LLNL公司研制的金刚石精密车床上使用了双辊滑尺型摩擦机构, 该机构采用伺服补偿的高刚度液体静压轴承支撑, 由电机直接传动, 用激光仪反馈测量, 从动杆的定位分辨率达5nm。国内外从带传动[5]发展到扭轮摩擦传动[6]和无级摩擦传动[7]等较为复杂的高精度摩擦传动。摩擦传动带的滑移量大, 使传动比变化大, 所以在精密机械中用的不是很多, 不过, 由于传动带能消除振动, 在精度要求不高的机床上得到了广泛的应用。扭轮摩擦传动的运动分辨率小于0.2nm, 扭轮摩擦传动在精密机床上得到了应用, 为摩擦传动展示了新的研究方向。近年来, 随着高科技的发展, 既要求高精度又要求大动比的传动机构, 摩擦传动很难实现这种要求, 为此, 人们已经开始了对谐波摩擦传动的研究, 文献[3]介绍的液体静压谐波摩擦传动传动装置, 传动精度超过了目前广泛应用的谐波齿轮传动。2005年哈尔滨大学的一篇题目为“大速比摩擦传动机构的传动误差分析”硕士论文, 对谐波摩擦传动的传动精度与传动误差做了详细的试验测试与分析。文献[7]研究表明, 理论上最小传动比可达到3.6, 能满足多数减速装置的需求。文献[5]研究表明, 理论上最小传动比可达10.6921, 最低计算值可以达到2.6, 能够满足多数减速装置的需求。
3 谐波摩擦传动存在的问题
目前, 可查的关于谐波摩擦传动的研究主要集中在传动精度方面。但在谐波摩擦传动能力的研究中, 存在很多理论与技术方面的问题需要解决。例如: (1) 谐波摩擦传动中静、动态性能分析; (2) 波发生器与柔轮之间、柔轮与刚轮之间在干摩擦与存在介质摩擦两种状态下的摩擦、磨损问题的研究; (3) 波发生器、柔轮与刚轮的材料选择及其热处理方式的不同对谐波摩擦传动寿命的影响分析等。
4 结论与展望
本文介绍了谐波摩擦传动技术的兴起背景、发展过
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(编辑立明)
作者简介:李元中 (1977-) , 男, 工程师, 从事无人直升机设计研发工作。收稿日期:2010-10-15
镗床夹套铣刀连接接头
刘华
(宁夏西北骏马电机制造股份有限公司, 宁夏石嘴山753001)
1问题的提出
摘要:介绍了一种镗床夹套铣刀连接接头, 该连接接头解决了在加工零件时铣刀锥柄与套筒结合不紧导致铣刀工作时松动和旋转的问题。
关键词:镗床;夹套铣刀连接接头;松动;旋转中图分类号:TG502.3文献标识码:A
文章编号:1002-2333 (2011) 01-0135-01
摘要：简介了谐波摩擦传动技术的兴起背景、发展过程、应用领域及研究现状。讨论了谐波摩擦传动技术存在的问题。最后对谐波摩擦传动技术的发展前景做了展望。
关键词：谐波摩擦传动技术,高精度
参考文献
[1][苏]伊万诺夫M H.谐波齿轮传动[M].北京:国防工业出版社, 1987.
[2]沈允文, 叶庆泰.谐波齿轮传动的理论和设计[M].北京:机械工业出版社, 1985.
[3]谢金瑞.国内外谐波传动的应用和发展[J].光学机械, 1979 (4) .
[4]罗兵.超精密扭轮摩擦传动技术[J].国防科技大学学报, 1998 (3) .
[5]李倩.谐波光面摩擦传动三波最小传动比的研究[J].机床与液压, 2008 (1) :68-69, 145.
[6]杨辉.液体静压谐波摩擦传动装置的研制[J].制造技术与机床, 2000 (4) :13-14.
谐波齿轮传动扭转刚度的实验研究 第3篇
谐波齿轮传动是1950年代后期随着航天技术发展而出现的一种新型传动,是建立在柔性工作构件的弹性波动变形原理基础之上的传动装置。与一般齿轮传动相比,具有传动比大、体积小、重量轻、精度高及噪声小等优点,被广泛应用于空间技术、仪器仪表、机器人和机械等领域[1,2]。但由于谐波齿轮传动中应用柔性构件传递运动,致使齿轮传动输出扭转刚度不足,限制了其在高精度传动中的应用。因此,对谐波齿轮传动的扭转刚度特性研究有待进一步深入。
2 扭转刚度特性分析
谐波齿轮传动扭转刚度的确定方法是:系统在某一方向消除间隙后,固定输入轴,在输出轴上将载荷由零逐渐加载至额定负载TH,在输出端测量每一级加载所对应的扭转角准T,此时测得的扭转刚度为KGD=d T/d准T。
由于谐波齿轮传动的扭转刚度分别与输入轴刚度、波发生器径向刚度、柔轮刚度以及输出轴刚度有关,其与一般齿轮传动的扭转刚度特性有着本质的区别。如图1是速比100的160机型谐波齿轮传动的刚度测试特性曲线。
由图1可以看出,在正、反两方向加载和卸载所得出的刚度特性曲线呈“磁滞”回线状,刚度曲线的这种非单值特性是由于谐波齿轮啮合中轮齿的滑动摩擦损失、波发生器中的摩擦损失以及柔轮变形时材料的阻尼损失等因素造成的。
3 扭转刚度测试系统
测试扭转刚度的方法很多,这里阐述逐次加载法,其测试系统构成如图2所示:谐波齿轮传动装置2固定在试验台支架上,其输入端通过夹紧装置1固定,输出端通过百分表3测量固连在输出轴上与试验台相互垂直的测量杆来读取输出轴扭转角准,同时,输出轴通过联轴器与扭矩传感器5以及扭矩加载器6同轴固定。其实物测试平台如图3所示。
1.夹紧装置2.谐波齿轮传动装置3.百分表4.联轴器5.扭矩传感器6.扭矩加载装置
测量时,首先使谐波齿轮传动装置在加载侧间隙消除,在一侧加载扭矩使输出轴扭矩从零开始逐次增大,读取每次输出轴的扭转角,待输出轴扭矩达到额定值后,逐次卸去载荷,并记下相应的扭转角,直至扭矩为零。然后,反向加载,连续由零开始逐次增大重复上述过程,便可完成一次完整的试验。
4 测试结果及分析
以XB1-120-100型通用谐波齿轮减速器为测量对象进行扭转刚度测试。测量过程中采用等间距载荷加载方法,扭矩由0N·m加载至300N·m,间隔载荷30N·m。
根据测试结果数据,绘制出谐波齿轮传动装置在正反向连续加、卸载条件下扭转刚度曲线如图4所示。
由扭转刚度定义KGD=d T/d准T及图4可以看出,谐波齿轮传动装置扭矩在正向加载至300N·m并卸载至0N·m过程中,扭转刚度变化不大,与理论曲线基本一致。而当扭矩反向加载至-300N·m并重新卸载至0N·m时,扭转刚度发生较大变化。反向加载中扭转刚度明显减小,但反向卸载中扭转刚度与正向时基本相同。
为了检验本试验谐波齿轮传动装置正反向刚度一致,排除因装置自身性能因素造成的测试误差,分别将此谐波齿轮传动装置在间隙彻底消除情况下(单方向加载测试前,现将其沿加载方向加载至额定载荷后卸载至零,而后再进行同方向加、卸载读数),对其正反两方向单独进行加、卸载刚度测试试验,其结果如图5。
由图5可知,谐波齿轮传动装置的正反向扭转刚度特性基本相同,T-φT曲线相似。故可判断出现图4扭矩反向加载过程中扭转刚度剧烈变化的原因与装置自身性能因素无关,其主要因素应为谐波齿轮各组件间的摩擦效应。
当输出轴扭矩由0N·m加载至300N·m,谐波齿轮各组件受到不同大小的扭力且各组件受到不同程度的弹性变形,随着扭矩由300N·m卸载至0N·m过程中,弹性变形逐渐恢复,输出轴扭转角也随之向初始位置靠近,由于组件各接触面摩擦力的存在,使其阻碍输出轴扭转角恢复,致使完全卸载至0N·m时,输出轴扭转角未恢复至初始零点,且系统残留一些由摩擦力导致的扭转滞后位移。
当对输出轴进行反向扭矩加载时,由于谐波齿轮传动装置各组件对力的传递由输出轴向输入轴方向依次由大到小,致使在反向加载过程中随着扭矩加载的增大,逐渐将各组件正向卸载时的摩擦力导致的扭转滞后位移释放,从而导致单位扭矩加载下的扭转角增大,进而产生反向加载时扭转刚度降低的现象。其反向卸载时同样存在摩擦效应,因而与正向卸载时扭转刚度相同。
5 结语
通过分别对传动输出轴连续正反向加、卸载与在传动间隙彻底消除情况下单独对其正反向加、卸载扭矩对比测试谐波齿轮传动装置的扭转刚度,得出前者卸载后连续反向加载过程中扭转刚度的变化主要由传动装置各组件摩擦效应引起的结论。
摘要：通过逐次加载扭矩的方法测试谐波齿轮传动装置扭转刚度,所获得的扭转刚度曲线揭示出了摩擦效应对其正反加、卸载测量值准确性的影响。对研究谐波齿轮传动刚度具有指导意义。
关键词：谐波齿轮传动,扭转刚度,摩擦效应
参考文献
[1]伊万诺夫M H.谐波齿轮传动[M].沈允文,等译.北京:国防工业出版社,1987.
[2]沈允文,叶庆泰.谐波齿轮传动的理论和设计[M].北京:机械工业出版社,1985.
谐波传动 第4篇
谐波传动是美国学者C.W.Musser于上世纪50年代末提出的一种新型齿轮传动机构[1],它具有传动比大、体积小、重量轻、噪声小等优点。20世纪70年代,以S.A.Shuwalov为代表的前苏联学者对谐波传动柔轮弯曲疲劳破坏及柔轮齿面的磨损失效进行了较为深入的分析研究[2],提出了众多强度校核公式,被广泛应用于谐波齿轮传动装置的实验和研制过程中。20世纪80及90年代,为了提高谐波传动柔轮刚度,国外学者从啮合齿形设计及柔轮结构参数优化的思路出发,进行了一系列的探索。其中日本学者S.Ishikawa提出的“S齿形”[3],其齿廓在负载情况下比普通渐开线齿形具有更大的啮合面积,从而可以提高谐波传动径向刚度,减小因弹性变形而产生的弹性扭转角。目前,谐波传动正向着短长径比、高传动精度及高可靠性的方向发展,被许多发达国家广泛应用于空间科学、航天技术、仪器仪表、汽车、机器人、精密光学设备等领域,具有广阔的发展前景。
启动力矩是指谐波齿轮传动空载启动时,波发生器输入轴所需施加的力矩。影响启动力矩的主要因素是各运动副间的摩擦系数,用数值模拟方法分析各主要运动副摩擦系数对启动力矩影响的程度对谐波齿轮传动设计及性能分析研究具有重要的指导意义。
1 建模及有限元分析
谐波传动二维简化模型能够反映各运动副摩擦系数对启动力矩的影响规律,它与三维模型相比,能够提高计算效率、节约计算资源。本文在建立谐波传动二维简化模型的基础上,通过商业有限元软件ABAQUS[4]对启动力矩进行有限元数值仿真。
1.1 谐波传动二维简化模型
以XB1-120-100型双波谐波齿轮为研究对象进行分析,其减速比i=100,模数m=0.6mm,压力角α=20°;柔轮齿数ZR=200,变位系数xR=3.86,齿顶高系数h*R=0.5,顶隙系数c*R=0.5,齿宽BR=24mm;刚轮齿数ZG=202,变位系数xG=3.992,齿顶高系数h*G=0.5,顶隙系数c*G=0.5,齿宽BG=24mm。柔轮材料为30Cr Mn Si A,弹性模量E=210Gpa,泊松比v=0.3;刚轮材料为45钢,弹性模量E=206Gpa,泊松比v=0.3。
考虑到谐波齿轮传动中带有柔性轴承的凸轮式波发生器所涉及的接触问题极为复杂,应用现有的有限元数值方法难以直接分析计算。因此,可对波发生器柔性轴承结构作简化处理,将滚动体与轴承外圈固联,而内圈与滚动体仍保持弹性接触,据此获得的二维简化模型如图1所示。
由文献[5],柔性轴承外圈壁厚δWj=2.4mm,内圈壁厚δNj=1.8mm,滚动体直径dg=12mm,滚动体个数N=22,凸轮长半轴直径L1=90.1224mm,短半轴直径L2=87.4776mm。轴承材料GCr15,弹性模量E=208Gpa,泊松比v=0.3;凸轮材料为40Cr Ni Mo A,弹性模量E=210Gpa,泊松比v=0.3。
谐波传动过程中,各运动副润滑状态受工作温度等因素的影响可发生变化,导致摩擦系数改变。对此可通过改变某一运动副的摩擦系数确定其对启动力矩的影响,在此过程中其他运动副摩擦系数可设定为常用值,其中,凸轮与轴承内圈、轴承外圈与柔轮之间均为无润滑紧密接触,其常用摩擦系数取值为ftn=fwr=0.1;滚动体与轴承内圈的常用滚动摩擦系数取值为fwn=0.002,刚轮与柔轮摩擦系数取常用值fgr=0.05[6]。
1.2 有限元分析
为计算启动力矩,首先对谐波传动各组件进行装配,定义凸轮与刚轮在平面内的三个自由度U1=U2=UR3=0。装配完成后,对谐波传动输入轴施加位移边界条件,使波发生器带动柔轮在空载情况下旋转一定角度,定义刚轮U1=U2=U3=0,凸轮U1=U2=0、UR3=0.523(rad)。
本文采用四节点平面应变单元CPE4R对谐波传动各组件进行结构化网格划分,并对装配和传动过程中参与啮合计算的轮齿齿侧及齿根处的网格适当加密。装配后网格划分情况如图2所示。
2 计算结果分析
2.1 滚动体与轴承内圈摩擦系数对启动力矩的影响
当滚动体与轴承内圈摩擦系数取不同值,而其余运动副摩擦系数取常用值(fgr=0.05,ftn=fwr=0.1)时,计算所得谐波传动启动力矩TQ如表1所示。
由图3可以看出,谐波传动启动力矩随滚动体与轴承内圈间摩擦系数的增大而线性增大。当各运动副之间的摩擦系数取常用值(fgr=0.05,fwn=0.002,ftn=fwr=0.1)时,谐波传动启动力矩值为0.1128N·m,与XB-120-100系列谐波传动标称启动力矩值(0.18N·m)相当。可见,滚动体与轴承内圈摩擦系数对谐波传动启动力矩构成显著影响。
2.2 其余运动副摩擦系数对启动力矩的影响
当刚轮与柔轮、凸轮与轴承内圈及轴承外圈与柔轮摩擦系数分别单独改变,而其余运动副摩擦系数取常用值时,计算所得谐波传动启动力矩如表2~表4所示。
空载时,谐波传动刚轮与柔轮啮合齿面之间存在相对运动,但轮齿接触面间法向力较小,因而摩擦力较小,其摩擦系数变化对谐波传动启动力矩基本无影响,如图4(a)所示。凸轮与轴承内圈、轴承外圈与柔轮之间为紧密贴合,近乎无相对运动,启动力矩基本不受摩擦系数变化的影响,如图4(b)、(c)所示。因此可以确定谐波传动中刚轮与柔轮、凸轮与柔轮及柔轮与外圈间摩擦系数的变化对启动力矩几乎无影响。
3 结论
本文利用有限元数值方法,分析了XB1-120-100型谐波传动二维简化模型各主要运动副摩擦系数对启动力矩的影响。结果表明:当各运动副摩擦系数取常用值时,通过有限元数值计算得到的谐波传动启动力矩值为0.1128N·m,与XB1-120-100系列谐波传动标称启动力矩值(0.18N·m)相当。谐波传动启动力矩值随滚动体与轴承内圈间摩擦系数的增大而线性增大。实际应用中,为了减小谐波传动启动力矩,必须尽可能保持柔性轴承各部件之间良好的润滑。空载时,谐波传动刚轮与柔轮啮合齿面间法向力较小,摩擦系数变化对启动力矩几乎无影响;凸轮与轴承内圈、轴承外圈与柔轮之间为紧密贴合,近乎无相对运动,启动力矩基本不受摩擦系数的影响。上述结果对谐波齿轮传动设计及性能分析研究有一定的指导意义。
参考文献
[1]C.M.Musser.The harmonic drive breakthrough inmechanical drive design[J].Machine Design,1960,4(16):35-38.
[2]S.A.Shuvalov.Calculation of Forces Acting on Membersof a Harmonic Gear Drive[J],Russian Engineering Journal,1979,59(10):5-9.
[3]Y.Kiyosawa,S.Ishikawa,Performance of Strain WaveGearing Using a New Tooth Profile[C].1989 InternationalPower Transmission and Gearing Conference:NewTechnologies for Power Transmissions of the 90's,ASME,New York,1989:607-612.
[4]Abaqus6.10/CAE User’s Manual,Dassault SystèmesSimulia Corp.,Providence,RI,USA.,2010.
[5]范又功,曹炳和.谐波齿轮传动技术手册[M].北京:国防工业出版社,1995.
谐波传动 第5篇
谐波齿轮传动是二十世纪50年代末和60年代初问世的一种崭新传动[1]。它与一般齿轮传动相比,具有传动比大、体积小、重量轻、精度高及噪声小等优点。近几十年来,谐波齿轮传动技术被广泛应用于仪器仪表、汽车、机器人、精密光学设备等各个领域[2]。普通谐波传动的柔轮在变应力工况下易产生疲劳破坏,主要表现为疲劳断裂,因而柔轮强度的研究是谐波齿轮传动研究的重要方向,其中以柔轮变形与应力研究为重点[3]。随着科学及计算机技术的发展,有限元法在谐波齿轮设计和应力分析中已显示出巨大的优越性,可以精确计算分析出柔轮齿根应力应变数值。本文应用ABAQUS软件建立了谐波传动平面简化模型,通过对谐波传动中凸轮式波发生器结构进行不同方式的等效处理,建立有柔性轴承以及无柔性轴承的模型分别进行了有限元数值计算,分析比较了两种模型柔轮的应力及径向变形规律,对谐波传动分析研究有一定的指导意义。
1 建模及有限元分析
现以双波谐波齿轮为研究对象进行分析,其减速比i=100,模数m=0.6mm,压力角α=20°;柔轮齿数ZR=200,变位系数xR=3.86,齿顶高系数h*R=0.5,顶隙系数c*R=0.5;刚轮齿数ZG=202,变位系数xG=3.992,齿顶高系数h*G=0.5,顶隙系数c*G=0.5。刚轮材料为45钢,其弹性模量E=206Gpa,泊松比μ=0.3,柔轮材料为30Cr Mn Si A,弹性模量E=210Gpa,泊松比μ=0.3。
凸轮式波发生器通常由凸轮及柔性轴承组成,如图1所示。其特点是径向刚度好、形成的特征曲线稳定性好、组件装配简单和易标准化。但是带有柔性轴承的凸轮式波发生器接触对多、建模复杂,应用现有的有限元数值方法难以直接分析计算。因此,建模过程中必须对波发生器的柔性轴承结构进行简化或者省略处理[4]。以下在ABAQUS中分别建立有柔性轴承以及无柔性轴承两组模型,为了提高计算效率,可用二维模型近似代替三维模型。
1.1 有柔性轴承的谐波传动模型
实际建模中,考虑到柔性轴承滚动体与轴承内外圈之间接触复杂,为简化模型,可对波发生器柔性轴承结构作等效处理,将滚动体与轴承外圈固联,并简化输入轴键槽结构,如图2所示。
由文献[5]设计分析得,柔性轴承外圈壁厚δWj=2.4mm,内圈壁厚δNj=1.8mm,滚动体直径dg=12mm,滚动体个数N=22,凸轮长半轴直径L1=90.1224mm,短半轴直径L2=87.4776mm。凸轮材料为40CrNiMoA,弹性模量E=210Gpa,泊松比μ=0.3,轴承材料GCr15,弹性模量E=208Gpa,泊松比μ=0.3。凸轮与轴承内圈、轴承外圈与柔轮之间接触区域摩擦系数ftn=fwr=0.1,滚动体与轴承内圈接触等效为滚动摩擦系数fwn=0.002,柔轮与刚轮齿面摩擦系数frg=0.05。
1.2 无柔性轴承的谐波传动模型
在谐波传动过程中,考虑到凸轮迫使柔轮发生变形,柔性轴承仅起到变滑动摩擦为滚动摩擦作用。为了提高计算效率,可以将波发生器结构进一步简化,以柔性轴承的外廓线作为凸轮的轮廓线,如图3所示。
其中,凸轮长半轴直径L1′=121.3224mm,短半轴直径L2′=118.6776mm。凸轮与柔轮接触对等效为滚动摩擦,取摩擦系数ftr=0.002,柔轮与刚轮齿面摩擦系数frg=0.05。
1.3 分析步设置及网格划分
谐波齿轮传动仿真可以分为装配过程和波发生器旋转带动柔轮的传动过程。本文采用通用模块(Standard),使用隐式算法定义两步分析步:1)为谐波齿轮传动组建的装配,定义凸轮及刚轮在平面内的三个自由度U1=U2=UR3=0;2)为凸轮转动,定义刚轮U1=U2=U3=0,凸轮U1=U2=0、UR3=6.28(rad)[6]。
采用四节点平面应力单元CPS4R对轮齿进行智能网格划分,并在装配及传动过程中参与啮合计算的轮齿齿侧及齿根处适当加密。装配后模型啮合区域网格划分如图4所示。
2 计算结果比较分析
ABAQUS中的Visualization模块通过彩色云图显示分析部件的应力及位移分布,能形象逼真的表现谐波齿轮传动各部件的应力及位移分布情况。
2.1 柔轮应力结果比较分析
由ABAQUS有限元分析,计算出了各个节点变形后的Mises应力,两组模型装配后柔轮长轴方向Mises应力云图,如图5所示。
由图5可以看出,有柔性轴承和无柔性轴承谐波传动模型装配后柔轮的应力分布一致,应力最大区域均位于柔轮长轴方向对应齿根位置,与此同时,齿顶及齿面方向应力值较小。由于有柔性轴承模型在长轴方向为单个滚动体接触,受力不均匀,所以齿根最大应力值稍大,为123Mpa;无柔性轴承模型凸轮与柔轮接触,受力均匀,齿根最大应力值稍小,为113Mpa。总体而言,两组模型柔轮齿根应力相差不大,数值近似相等。
2.2 柔轮径向位移结果比较分析
图6所示为谐波传动模型装配后柔轮长轴方向径向位移云图。由图中可以看出,有柔性轴承和无柔性轴承谐波传动模型的柔轮径向位移云图分布一致,位移最大区域均位于柔轮长轴方向,长轴附近轮齿不参与啮合区域径向位移则相对较小。由于柔性轴承径向刚度较小,装配后易产生径向弹性变形,所以具有柔性轴承的模型其柔轮在装配后相对于初始位置位移较小,最大径向位移为0.64mm。与此同时,无柔性轴承模型的波发生器径向刚度较大,几乎没有径向弹性变形,因而柔轮位移量稍大,最大径向位移为0.66mm。总体而言,两组模型柔轮径向位移计算结果相差不大,数值近似相等。
3 结论
利用有限元分析软件ABAQUS,分别对凸轮式波发生器采取不同的简化方式,建立了有柔性轴承以及无柔性轴承的谐波齿轮传动模型,对装配后柔轮应力及径向位移进行了分析。结果表明,无柔性轴承的谐波传动模型相对于有柔性轴承模型的柔轮应力及径向位移分布相同,数值近似相等。考虑到建模方便且计算成本较小,在使用有限元数值方法分析柔轮强度时完全可以采用无柔性轴承的模型代替有柔性轴承的模型。上述结果对谐波齿轮传动有限元建模分析有一定的指导作用。
参考文献
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谐波传动 第6篇
谐波齿轮传动机构是齿轮机构的一种, 它是20世纪50年代末和60年代初问世的一种崭新的齿轮传动机构。由于它的独特优点而日渐应用广泛。它既可以用来传递同轴的回转运动和直线位移运动, 还可与通常的齿轮任意组合完成平行轴、相交轴、相错轴之间任意速比的传动。因此目前在最新的一些机械和仪器设备中均采用了谐波齿轮传动。
由于谐波齿轮传动机构较一般圆柱齿轮、行星齿轮、摆线针齿轮传动机构的优点更多、更突出 (体积小、噪声小、侧隙回差小、重量小和速比高、负载能力高、效率高) , 故在某些领域中正在取代原来传统的齿轮传动机构。谐波齿轮传动机构与其他齿轮传动机构不同的是, 可向密闭空间传递运动, 此特点更令其独占鳌头[1]。
论文主要基于对谐波齿轮减速器结构的研究, 提出了一种新型设计结构以解决该结构存在的滑差问题。并对各部件的可靠性进行了研究和验证。
1具有确定传动比的谐波齿轮传动减速器
谐波齿轮传动机构是由三个基本构件:柔性齿轮和刚性齿轮以及波发生器 (图1) 构成的[2]。
Ⅰ—波发生器;Ⅱ—柔性齿轮;Ⅲ—刚性齿轮。
通用谐波减速器所采用的薄壁轴承结构常常具有以下2个问题。
⑴薄壁轴承的外壁与柔轮的内壁之间存在一定的滑动, 会对传动比的精确度造成一定的影响。
⑵滚珠与柔轮内壁之间也不是完全的纯滚动, 根据薄壁轴承的加工精度, 会带有一定量的滑动, 虽然看似很微小, 但或多或少的对传动比的精度有一些影响[3]。
因此针对这两种情况, 论文设计了一种具有确定传动比的谐波齿轮传动减速器, 以此来改善这两个问题, 同时也改善了薄壁轴承动态性能和寿命短的问题。本文所设计的结构与通用结构的区别在于本文所设计的谐波齿轮传动减速器采用了一个行星减速器来替代原有的薄壁轴承, 这种结构不但能消除⑵中所述问题, 还能根据实际需要在不影响整体外形的情况下提高谐波齿轮减速器的减速比。与此同时, 通过将行星减速器的内齿轮与柔轮用DG-3S环氧结构胶粘接能很好的改善上述⑴所说的问题。
针对图2中所示谐波齿轮减速器的主要性能指标指标要求, 我们通过柔轮、刚轮设计公式取柔轮齿数为200, 刚轮齿数202, 模数为0.3。可设计出文中提出的具有确定传动比的谐波齿轮减速器, 如图3所示
1——柔轮;2——前端盖;3——轴承;4——刚轮;5——波发生器;6——后端盖;7——轴承
2对谐波齿轮传动齿形的研究
对谐波齿轮传动减速器齿形的设计研究, 大多采用包络法求解共轭齿形。论文借助现今流行的有限元ANSYS软件来分析柔轮的变形情况, 将柔轮轮齿对柔轮变形的影响考虑其中, 较为精确的给出柔轮变形后柔轮轮齿的分布规律。本文中分析柔轮在波发生器作用下的变形, 主要模拟柔轮与波发生器之间的接触问题[4]。
2.1 柔轮应变分析
由于柔轮与刚轮的啮合具有对称性, 处在第二象限、第三象限和第四象限内的啮合状况完全可以由第一象限的啮合状况来描述。为了减少计算机的运算时间, 齿圈取四分之一模型进行分析。
从图4中可以看到, 最大径向位移发生在Y轴方向上, 与柔轮最大径向变形量一致;从图中也可以看出而柔轮在对称位置上的切向位移为0, 中性层上节点最大切向位移发生在θ=45°左右位置点处, 最小总位移发生在θ=44°左右位置点处。
图5为柔轮变形后的弹性应变云图, 从图中可以看到, 柔轮轮齿部分基本上无弹性应变, 最大弹性应变发生在轮齿齿根过度圆弧上。同时在齿圈壁厚部分, 中性层上的弹性应变相对很小。
从图6可以看出, 中性层上的节点弹性应变, 从0°～90°, 总体趋势为先逐渐减小, 再逐渐增大, 但当中出现上下波动, 这是由于受到了轮齿的影响。曲线上出现的波动次数, 与四分之一模型上轮齿的齿数相一致。
2.2 柔轮齿对柔轮变形的影响
在理论计算中, 将柔轮的齿圈部分作抹平处理而用当量厚度的圆环代替, 不考虑齿圈轮齿对变形的影响, 为了研究柔轮轮齿对柔轮变形的影响, 建立圆环模型作为齿轮。
对照图7节点位移曲线图, 圆环中性层上节点的最大切向位移和最小总位移对应的曲线与钢轮的变化规律相似。
圆环的弹性应变云图变化比较均匀, 中性层上的弹性应变很小, 均小于0.00001mm, 可以视为中性层无弹性变形, 结果符合弹性壳体理论[5]。
从图8中性层节点弹性应变曲线图中可以发现, 齿圈和圆环的中性层上节点的弹性应变曲线的变化规律完全不同, 圆环中性层节点的弹性应变总体趋势为先逐渐增大, 再逐渐减小, 且圆环中性层上的大多数节点的弹性应变量均要小的多。由于两者中性层上节点弹性应变量的不同, 因而造成了齿圈和圆环中性层上节点位移曲线中的差别。
A-齿圈中性层上节点弹性应变曲线图B-圆环中性层上节点弹性应变曲线图
3设计验证
为了验证新型谐波齿轮减速器的实际性能, 因此专门设计了一个验证试验, 通过数据来分析此次设计的实际情况。
1—光电编码仪;2和4—联轴节;3—谐波齿轮减速器;
5—机械分度头
因为要检测两种结构谐波减速器的传动比精度, 考虑两种谐波减速器可能产生速比精度波动的原因[7], 即通用结构由于结构的问题, 可由滑差而造成精度波动;新结构理论上来说运动误差, 可能会造成精度波动。
因此架设如图9的测量装置, 在安装时应确保联轴节与减速器的同轴度, 安装完成, 在进行调零后顺时针摇动分度仪, 开始测量两台减速器的传动比精度, 实验数据见图10。
通过对比实验数据对比发现, 若以100°为一个基准, 新型结构的传动精度较通用结构的传动精度, 在最大误差上减少了0.3887‰, 在最小误差上减少了0.186‰。新结构与通用结构的传动比的最大误差相差了2′47″, 显然, 新结构的误差更小了, 精度提高了。
4总结
论文基于谐波传动其中的一个问题——滑差, 做了细致的研究工作, 对谐波齿轮传动机构中的波发生器结构做了创新。并且主要对谐波齿轮减速器的结构通过ANYSY有限元仿真分析, 指出影响柔轮变形的各种因素, 同时有目的性的设计了一个精度测量方法, 分别对通用结构与新型结构的谐波齿轮减速器做了精度测量, 并通过检测试验用数据来说明了新结构能有效的解决通用结构所存在的滑差问题, 说明了该创新设计是可行、成功的。
摘要：本文以典型的谐波齿轮传动系统结构为研究对象, 针对传动结构不能实现精确传动比的问题, 设计了一种具有确定传动比的谐波齿轮减速器, 并且简单介绍了谐波齿轮传动的性能特点及其它工作原理, 利用CAXA2007版画图软件建立了不同结构的谐波齿轮传动系统的实体模型, 利用ANSYS10.0方法建立柔轮的有限元模型, 分析柔轮在不同载荷以及不同的柔轮轮齿下柔轮的应力分布和变形情况, 为今后谐波齿轮传动系统结构优化提供了一些参考。
关键词：谐波减速器,确定传动比,柔轮
参考文献
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谐波齿轮传动中柔轮的有限元分析 第7篇
随着我国实行农业生产的规模化、多样化与精确化,精准农业、农业生产自动化、智能化等水平越来越高,农业机器人技术已在农业生产各方面得到了广泛应用。农业机器人的工作环境比较恶劣,并且要质量轻、体积小、结构紧凑,在作业时要求其运动精度高、回转范围大、生产效率高、密封性好。这些要求使得谐波齿轮传动在农业机器人中得到广泛应用。
谐波齿轮传动是一种靠中间挠性构件(柔轮)的弹性变形来实现运动或动力传递的传动装置。它具有传动比大、结构紧凑、效率高、运动精度高等优点。柔轮是其中最主要的构件之一,在工作中受交变应力作用,易发生破坏,因此柔轮的强度研究是谐波齿轮传动中的重要课题。而确定柔轮的应力大小和分布规律是强度研究的关键。
柔轮壳体中的内力和挠度计算极其复杂,在理论上无法准确获得,只能靠实验来确定。同时,柔轮的最大径向变形量与厚度之比大于0.2,属于大挠度的非线性几何问题。所以,要得到柔轮壳体上应力的精确分布,最终要借助有限元法。
1 柔轮应力的有限元分析
1.1 谐波齿轮传动结构
谐波齿轮传动结构(以双波传动为例)如图1所示。谐波齿轮传动对运动的传递是在波发生器作用下,迫使柔轮产生变形,并与刚轮相互作用而达到传动目的。
1.刚轮 2.柔轮 3.波发生器
1.2 柔轮的变形及应力分析
若波发生器为绝对刚性,受载平面内柔轮之中线在波发生器作用下形成的弹性变形曲线为波发生器廓线的等外距曲线,也可由集中力作用下,使柔轮中线产生弹性变形而形成。这时可根据圆环或圆柱壳体的理论求出柔轮变形。
本文波发生器采用的是四力作用式凸轮波发生器,如图2所示。
波发生器轮廓方程为
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柔轮在该波发生器作用下的变形为
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沿母线方向的弯曲应力为
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沿圆周方向的弯曲应力为
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由扭转引起的剪应力为
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式中 ω0—柔轮最大变形量;
s1—齿圈壁厚;
ω—径向位移;
υ—周向位移;
L—柔轮壳体长度;
ϕ—以长轴为计算起点度量的角度;
rm—变形前柔轮中线的半径;
E—弹性模量;
μ—泊松比。
1.3 柔轮有限元模型的建立
采用ANSYS有限元分析软件对柔轮壳体的应力大小和分布规律进行研究。杯形柔轮的结构件图如图3所示。所选杯形柔轮的材料为35CrMnSiA,弹性模量E=2.1×108kPa,泊松比μ =0.3。齿数z=204,模数m=0.8,压力角α=20°,其他的尺寸如图3所示。
首先按照上面给出的柔轮的结构参数,在三维造型软件PRO/ENGINEER中建立柔轮的实体模型,然后通过相关接口导入到有限元分析软件ANSYS10.0中。要把齿圈和筒体分离开来,这样可以更好地模拟柔轮的受力情况;然后划分合适大小的网格,施加载荷,进行柔轮初始变形的静应力分析。
在建模过程中进行了如下简化:
1)柔轮底部与箱体连接的凸缘部分,对筒体危险截面部分的位移和应力影响不大,而且本文所选的减速器柔轮与箱体之间采用的是螺栓连接,所以可以将凸缘内缘和端面的自由度完全约束。
2)考虑到轮齿和波发生器对柔轮应力的影响,根据实际接触情况,波发生器作用于齿圈的中截面处。
3)采用β=300的四力作用式凸轮波发生器,如图4所示。
在没有考虑传动载荷和啮合力的情况下,波发生器对柔轮筒体产生的初始变形力为
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式中 E—弹性模量;
EIx—考虑与柔轮壳体相连的当量圆环刚度;
rm—柔轮中线半径;
ω0—柔轮最大变形量。
杯形柔轮的有限元模型,如图5所示。由于是三维模型,所以采用三维实体单元。考虑到齿圈部位,所以模型采用10节点187单元的四面体单元模型。把齿圈和筒体分离开来划分网格,共生成了251 721个节点,107 127个单元。
2 结果及分析
根据所建立的柔轮的有限元模型,用ANSYS10.0进行分析得到柔轮筒体应力分布如图6所示。
图6中显示了齿圈和柔轮壳体的应力分布状况。从图6中可以看出,柔轮应力最大位置出现在齿圈与波发生器的接触区域,即柔轮中截面与长轴夹角为±β的角度范围内;最大应力值为394.382MPa,最小应力值为339.351kPa。从杯口向齿圈过渡应力不断增长,在齿圈的前端处达到最大值,从齿圈向壳体过渡应力逐渐减小,到杯底处由于边界条件的影响,应力又出现增大趋势。另外,长轴上的应力比短轴上的大,在齿圈附近表现更为明显。
杯形柔轮在波发生器作用下的初始变形图如图7所示。从图7中可以看出,杯形柔轮在承受初始载荷作用下的变化趋势和文献[1]和[2]中所述一致。当柔轮的齿圈处于工作变形状态时,在柔轮的其他部位也产生了变形,并且这样的变形一直延续到柔轮和轴的连接部位,从而使得筒体的母线与轴线不相平行,产生沿齿长方向的载荷分布不均匀的现象,加速了最大变形区域轮齿的疲劳磨损。
3 结论
1)对本文所研究的杯形柔轮,过渡应力由齿圈向壳体逐渐减小,到杯底处由于边界的影响应力会出现增大的趋势,因此柔轮上的危险截面可能会出现在齿圈以及杯底部分。
2)柔轮壳体上的最大应力出现在齿圈与波发生器的接触部位,齿圈圆周上的应力对称分布,在齿圈的长轴处和短轴处较大,而且长轴处的应力比短轴处的应力大。
3)采用ANSYS有限元分析软件对柔轮壳体的应力大小和分布规律进行研究,得出了柔轮壳体应力的分布规律,为进一步的改进、优化和设计农业机器人转向机构的柔轮提供了可靠的依据。
参考文献
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