RV减速器扭转刚度特性分析

以广泛应用于机器人关节的RV减速器为对象,针对其结构特点,构建了减速器整机的几何模型,以及在ANSYS环境下考虑轴承刚度、轮齿啮合刚度及各构件弹性的有限元模型,分析得出了对应曲柄轴自转1周的整机扭转刚度的变化规律;与实验结果比较,验证了该模型的有效性与计算精度.在此基础上,应用该模型进一步分析了摆线轮与针齿啮合齿数以及轴承刚度变化对整机扭转刚度的影响规律.结果表明:轴承刚度是影响整机扭转刚度变化的主要因素;在分析整机扭转刚度特性时,将轴承刚度按非线性变化规律考虑时能够更精确地揭示整机的扭转刚度特性.     

推杆针轮活齿传动的扭转刚度分析

为研究推杆针轮活齿传动的扭转刚度及其影响因素,应用变形协调方法推导了推杆针轮活齿传动的啮合力及扭转刚度的计算公式.应用实例分析了推杆针轮活齿传动的啮合力变化规律及扭转刚度变化规律,讨论了推杆针轮活齿传动的结构参数对其扭转刚度的影响.实例分析表明:推杆活齿在齿顶和齿根处所受啮合力最小,在齿廓中部受啮合力最大;推杆针轮活齿传动的扭转刚度波动较很小;激波器偏心距和针齿数对扭转刚度的影响大;针齿半径和针轮半径对扭转刚度的影响较小;激波器半径对扭转刚度的影响几乎可以忽略.研究成果可为推杆针轮活齿传动的齿廓修形和参数选择提供理论依据.     

少齿差行星减速器非线性耦合振动研究

以少齿差行星减速器为研究对象,综合考虑时变啮合刚度、齿轮传递误差、齿侧间隙及轴承支撑刚度和阻尼等因素,采用集中质量法建立了弯-扭耦合8自由度非线性振动模型,运用四阶五级的RKF法对动力学方程进行求解;研究了减速器的非线性耦合振动,并进行实验分析对比.结果表明:双联齿轮振动位移和速度最小,固定齿轮扭转角位移和角速度最小,且扭转方向比y方向的振动平缓;固定齿轮、输出齿轮振动为近混沌状态,双联齿轮振动复杂为混沌运动状态;齿轮动态啮合力和轴承动载荷均呈现周期性.该耦合动力学模型仿真结果与实验测试结果基本符合.     

新型内平动分度凸轮机构啮合效率分析

为建立内平动分度凸轮机构的效率模型,首先分析了针齿与凸轮的相对滑动速度,在考虑摩擦力的影响下计算了针齿-凸轮副的啮合力,在此基础上求出了针齿-凸轮副的啮合效率;分析了啮合平均效率随设计参数变化的规律,拟合求得了以针齿分布圆半径和偏心距为自变量的平均效率公式.研究结果表明,平均效率随针齿分布圆半径增大而减小,随偏心距增大而增大.     

新型行星分度凸轮廓线设计及仿真

针对现有分度凸轮机构存在的难以用紧凑结构实现大分度数的问题，根据少齿差行星齿轮传动中的三环传动原理，提出了一种行星分度凸轮机构Ⅲ型结构．根据共轭齿廓形成原理推导了凸轮理论廓线和实际廓线方程．利用Matlab软件，进行了机构的运动仿真．该机构结构简单，没有输出机构，从而减少了输出环节，可提高分度精度．凸轮的理论廓线有自相交现象．凸轮的实际廓线是以理论廓线为中心，以针齿半径为半径形成的包络线，即内、外等距曲线拼接而成的．     

基于Workbench的双啮合分度机构的疲劳分析

首先在考虑摩擦力的情况下对双啮合分度机构进行分析,利用Matlab计算凸轮与针齿之间的啮合力;然后利用Solid Works建立该机构的三维模型,将凸轮导入ANSYS-Workbench中进行静力学分析,将仿真结果与理论结果进行对比分析;最后通过获取材料的S-N曲线和循环载荷谱,利用Fatigue疲劳工具箱对凸轮进行疲劳分析,计算部件的寿命、安全系数以及疲劳敏感性曲线,并提出了相应的改进方案.     

摆动输出活齿凸轮机构齿形设计与啮合力分析

为将匀速旋转输入运动转化为非匀速往复摆动输出运动,设计了可实现连续和间歇往复摆动输出的活齿凸轮机构的理论齿形,推导了激波盘和摆动盘封闭槽的工作廓面方程.在此基础上,根据力/矩平衡、赫兹定理建立了啮合副接触力分析的模型及其算法,并以相同负载和等摆角输出为例,分析了不同传动钢球数目和不同输出运动规律下活齿凸轮机构的啮合力特性,得到的结果为摆动输出活齿凸轮机构的承载能力分析、传动刚度估计和结构参数设计提供了依据.      

齿轮减速器-高速凸轮系统动力学建模与仿真

为了研究电机、齿轮减速器和凸轮机构组成的高速凸轮系统的影响因素,建立了考虑电机、齿轮刚度激励和误差激励、齿轮轴刚度、凸轮从动件刚度等的集中参数动力学模型.将啮合线上的啮合刚度和阻尼等效为扭转刚度和阻尼.利用Adams软件对动力学模型进行了参数化分析仿真.结果表明:凸轮的转动惯量对于从动件响应影响较大,凸轮转动惯量增大10倍时,从动件响应约滞后18％,且受外界干扰小;由于凸轮惯性载荷所占比例较大,所以稳定外部载荷对凸轮影响不大,有负载时比空载时,从动件的响应约滞后3ms;冲击载荷对系统影响较大;齿轮啮合刚度、轴刚度对小功率场合的凸轮从动件影响不大.     

一种新型的摆线二次包络啮合副

提出了一种由摆线齿轮和包络内齿轮构成的新型摆线二次包络啮合副.首先给出了摆线齿轮和包络内齿轮的齿廓方程,对啮合副中两类接触点处的综合曲率半径进行了比较;然后针对某卫星指向机构新型驱动系统的要求,完成了以该新型啮合副为主传动部件的新型传动装置的试制,并对其传动精度、扭转刚度和低速工况下的输出力矩等技术指标进行测试.结果表...     

一分度平行分度凸轮机构设计

分析一分度平行分度凸轮机构的啮合传动特性及内在设计规律，探讨该类机构实现一分度间歇传动的各种可能结构形式，结合工程计算实例编制了ＣＡＤ通用计算程序。     

蜗式凸轮机构的分度误差计算

以啮合理论为基础,导出了蜗式凸轮机构从动件(即分度转盘)在凸轮实际轮廓和实际机构尺寸诸因素的影响下,分度误差的计算公式。并结合实例,运用变形梯形加速度运动规律,通过微机计算,得出了该凸轮机构从动件的分度误差曲线。     

谐波齿轮柔轮啮合点周向刚度的理论分析及仿真

为揭示柔轮结构对其啮合点周向刚度的影响规律,提升谐波齿轮的传动刚度,提出柔轮啮合点周向刚度的理论计算方法。该算法首先将周向力引起的柔轮啮合点变形拆分为筒体变形和齿体变形,分别推导周向力作用下柔轮杯底、光筒、齿圈和圆弧过渡部分的扭转变形及渐开线轮齿的弯曲和齿根转动的理论公式,并基于周向位移等效折算柔轮啮合点周向刚度;然后建立包含工艺结构及渐开线齿廓等真实结构的杯型柔轮实体单元有限元模型,对未装配变形柔轮模型和波发生器作用下产生装配变形的柔轮模型分别施加周向力,获得柔轮筒体和齿体的负载变形。有限元仿真结果表明:杯底对柔轮筒体的扭转刚度的影响最大,齿体弯曲在齿体变形中的占比最大;装配变形增加了柔轮筒体的刚度,使其负载周向变形减小了约10%;减小齿廓压力角、增大变位系数和齿宽,可提高齿体刚度;柔轮筒体和齿体变形的理论解与有限元解的偏差分别为1.3%和2.2%;啮合点周向刚度的理论解与有限元解的相对偏差为-5%,验证了该算法的有效性。     

摆线针齿行星传动啮合力的电测与分析

目前,摆线针齿行星传动设计时所用的针齿啮合力公式是以全齿啮合为前提导出的。国内外个别试验表明,此公式与实际严重不符。为了测试针齿啮合力的实际值,以逐步建立符合实际的针齿啮合力公式,也为了对一些装有变态齿形摆线轮的摆线针齿行星减速机的强度作出评价,对BW220—71型装有不同齿形摆线轮时的斜齿啮合力进行了电测,首次求得了速比为71时短摆齿形、干涉齿形以及普摆齿形的针齿啮合力分布,试验结果表明:短摆齿形的最大针齿啮合力是理论值的2.5～3.2倍;干涉齿形最大针齿啮合力低于短摆齿形;而普摆齿形最大针齿啮合力仅为短摆齿形的63％。本文介绍的试验装置采用减速—增速系统在高速端加载可避免直接扭转底速轴造成的附加弯矩。     

弧面分度凸轮最小半径的估算

根据弧面分度凸轮机构中滚子回转面的特殊几何关系导出了通用的啮合方程，并在特殊的坐标系中建立起相应的根切曲线方程，利用弧面分度凸轮的运动和结构参数，求解并校核最小凸轮半径．     

弧面分度凸轮的实体造型及数控加工

为了将复杂的凸轮机构可视化,实时地模拟其真实的运动状态,利用空间啮合原理,建立弧面分度凸轮的轮廓曲面方程.采用模块化设计思想,基于VC 面向对象的方法及UG二次开发技术,建立弧面分度凸轮参数化设计系统,实现具有真实感的弧面分度凸轮的三维实体造型.在UG环境下进行装配、仿真与干涉检测,验证设计的合理性.UG实体造型完成后生成数控加工程序,实现对弧面分度凸轮的数控加工.     

齿顶修形行星轮系啮合刚度分析

以含有太阳轮减重孔、齿圈固定孔、柔性系杆的行星轮系为研究对象,基于ANSYS软件,建立了考虑实际结构的修形行星轮系有限元模型.基于该模型,研究了齿顶修形以及减重孔、齿圈轮缘厚度、柔性系杆等齿轮结构对行星轮系时变啮合刚度的影响.研究结果表明:齿顶修形改变了啮合刚度曲线的形状和数值大小;减重孔增大将导致啮合刚度减小而齿圈支持率变大使啮合刚度增加;同时,系杆越柔,行星轮系啮合刚度波动越小.研究结果可为实际生产中考虑修形的行星轮系设计提供理论依据.     

圆柱分度凸轮机构误差研究

采用作用线增量法,对影响国柱分房凸轮机构分度误差的各误差因素进行了分析求解,为圆柱分度凸轮机构的精度分析与研究提供了依据,从而可以控制与调整影响该机构的各个误差因素,提高国柱分度凸轮机构的分度精度.     

船用齿轮箱多体动力学仿真及声振耦合分析

基于多体系统动力学理论,综合考虑齿轮副时变啮合刚度、齿侧间隙、轴承支撑刚度等内部激励以及螺旋桨外部激励,建立了含传动系统及结构系统的船用齿轮装置多刚体系统动力学模型,计算了齿轮副动态啮合力及轴承支反力;对齿轮箱及支座进行柔性化处理,形成多柔体系统动力学模型,采用模态叠加法计算了箱体表面的动态响应.而后以多体动力学分析所得的轴承支反力频域历程为边界条件,建立了箱体声振强耦合分析模型,预估了齿轮箱表面声压及外声场辐射噪声.结果表明,齿轮副动态啮合力、轴承支反力以及箱体动态响应频域曲线的峰值均出现在齿轮副的啮合频率及其倍频处;仿真所得的箱体振动加速度及外声场辐射噪声与齿轮箱振动噪声试验台架实测结果吻合良好.     

塑料斜齿轮与钢制蜗杆传动的热力分析

结合齿轮啮合原理,推导出塑料斜齿轮与钢制蜗杆传动副的啮合方程式.基于MSC.Patran/Nastran建立塑料斜齿轮和钢制蜗杆传动的本体温度场,并对啮合传动副进行有限元结构分析,得到此传动机构热平衡过程中载荷、本体温度和环境温度之间的内在联系.并通过赫兹接触理论验证了有限元分析的正确性.结果表明:在该传动过程中,热源从啮合齿面逐渐扩散到轮齿端面和非工作齿面上,热平衡时啮合齿面上轮齿中部靠近分度圆处温度最高,而轮齿端部温度最低.     

齿轮传动系统随机振动模型与仿真

除考虑齿轮的齿侧间隙、时变啮合刚度、综合啮合误差和轴承纵向响应外,还考虑了由扭矩波动引起的低频外激励和齿轮阻尼比、齿侧间隙、激励频率、啮合刚度的随机扰动,根据牛顿定律建立了单对三自由度直齿齿轮传动系统的动力学方程.利用系统的分岔图、相图、时间历程图、Poincaré映射图、李雅普诺夫指数和功率谱图分析了齿轮传动系统在齿轮时变啮合刚度变化下的动力学特性,以及啮合刚度的随机扰动对系统动力学的影响.数值仿真表明,随着齿轮时变啮合刚度的增大,齿轮传动系统从周期运动通过倍化分岔通向混沌运动;在啮合刚度的随机扰动不是很大时,系统解的周期结构不会发生大的变化.