关于改善蜗轮蜗杆机构在振动条件下自锁性的研究

2022-10-30刘军威刘跃华崔晓研

机电产品开发与创新 2022年5期

刘军威，刘跃华，崔晓研

（北京青云航空仪表有限公司，北京 101300）

0 引言

蜗轮蜗杆传动副广泛应用在作动器或执行机构等产品中，一般利用其反向自锁特性，隔断负载端对动力输入端的反向干扰。本文选取某种典型蜗轮蜗杆作动机构，对其在随机振动试验过程中出现的活门自由开启问题引入，通过分析确定引起故障的主要原因为蜗轮蜗杆自锁失效问题，最终，提出了改善蜗轮蜗杆机构在振动环境下自锁性的技术改进措施及结构创新方案。

1 机构介绍

1.1 功能概述

本作动机构由活门、直线运动单元、旋转运动单元和电机组成。活门组件受到外部载荷作用，电机克服外部载荷，驱动活门打开和关闭。作动机构在断电状态下应具备反向自锁能力，即在活门端施加负载力，活门可锁定在固定位置不动。

1.2 工作原理

电机通电后，直接驱动蜗杆带动蜗轮旋转，通过丝杠副将蜗轮旋转运动转换为直线运动，丝杠推动活门旋转，实现活门开启和关闭动作。在电机断电状态下，蜗轮蜗杆的反向自锁功能，可以克服外部载荷传递至机构的反向力矩，保证产品断电情况下活门可靠静止在闭合位置。

作动机构传动原理框图和传动结构见图1。

图1 作动机构传动原理图

2 作动机构随机振动故障概述及原因分析

2.1 随机振动试验介绍

该试验考核作动机构在随机振动环境下保持活动端状态稳定的能力。

将作动机构随振动支架安装于振动台上，在Y 轴向（轴向定义如图1）上施加随机振动4h，振动后，对产品性能进行测试，需满足相应要求。

2.2 故障现象

作动机构4h Y 向随机振动后，发现产品不通电下活门自由张开。

2.3 原因分析

2.3.1 蜗轮蜗杆自锁机理

蜗轮蜗杆啮合时受力见图2[1]，我们用蜗杆的受力进行分析，蜗杆在齿面啮合点共受到3 个方向的力，切向力Ft1、Fr1、Fa1。根据机械原理，蜗杆机构中蜗杆和蜗轮的啮合过程，可比做滑块沿斜面运动，见图3，若要防止静止的滑块自动从斜面上滑下，则滑块与斜面间的静摩擦力必须满足：F≥P。根据公式推导：

图2 蜗轮蜗杆啮合齿面受力模型

图3 简化示意图

P=Qsinα，F=Nf=Qcosα，f=Qcosα·tgβ，有：

Qcosα·tgβ≥Qsinα，则：tgβ≥tgα，因此得出：α≤β

式中：Q—外载荷；N—斜面对滑块的法向反力。

由上式可知，只要斜面的倾斜角α 不大于斜面的摩擦角β，滑块就不会自动下滑，即滑块发生自锁。在蜗杆机构中，蜗杆和蜗轮相当于斜面和滑块。蜗杆分度圆导程角γ 不大于蜗轮蜗杆组成的摩擦副的摩擦角β，蜗轮蜗杆就能实现反向自锁。

2.3.2 自锁失效机理分析

导程角γ：蜗杆的导程角由蜗杆几何参数得出：γ=arctg（Z1/q）

当Z1=1 时按照国家标准选取q 值，见表1[1]。

表1 头数为1 的蜗杆参数选择

摩擦角β：摩擦角取决于两接触物体之间的切向摩擦力F 和法向反力N 的比值，即摩擦系数f，β=arctg（f）。显然β 大小取决于f，而影响f 的因素很多，见表2。

表2 不同配对材料蜗轮摩擦副摩擦系数

另外，摩擦系数f 与摩擦副间相对滑动速度Vs大小有关，由于蜗杆机构结构的特殊性，啮合齿面间存在着相对滑动。若蜗杆分度圆圆周速度为V1，则Vs=V1/cosα，根据表3 可知，相对滑动速度Vs 越大，摩擦系数f 越小，机构越不容易自锁。

表3 不同相对滑动速度V对应的摩擦系数f 值

另外，有相对滑动速度与无相对滑动速度时，摩擦系数也有差异，其对应摩擦系数谱值上是动摩擦系数f1和静摩擦系数f2。这两种情况的摩擦系数值见表4。从表中可知，动摩擦系数要小于静摩擦系数。

表4 不同摩擦副材料的动摩擦系数和静摩擦系数

通过以上分析，可以得出，当蜗轮蜗杆在静态条件下，只要满足γ≤β 即可满足反向自锁条件。但在振动环境下，由于蜗轮蜗杆间存在啮合间隙，蜗杆端和蜗轮端都未施加周向约束，蜗杆和蜗轮分别受随机振动加速度激励进行往复相对运动。由于相对运动产生速度降低了摩擦系数，当量摩擦角相应减小，当其小于不变的导程角γ时，反向自锁失效。

2.3.3 振动条件下蜗杆旋转力矩的来源

（1）电机转子在振动环境下的不平衡：电机的转子由于结构不对称、材料质量不均匀（如薄厚不均或有砂眼）或制造加工时的误差等原因，而造成转动体机械上的不平衡，就会使该转动体的重心对轴线产生偏移。当将转子横向摆放时，两端轴承支撑。转子在偏心重力作用下会旋转。为了矫正偏心，在电机调试过程中会对转子调静平衡。又由于较长转子在轴线方向力偶的存在，一般对转子轴进行动平衡。（一般动平衡后无需再作静平衡）但由于调平衡方式的局限，电机转子重心不能完全和轴线重合，只能保证在特定条件下，基本重合，满足旋转条件下，偏心重力产生的旋转力矩和支撑轴承滚动阻力矩平衡。在振动环境下，作动机构电机所处方位和转子调平衡时不同，轴承所受径向压力变化，滚动阻力矩相应变小，导致转子所受力矩不平衡，最终引起转子旋转。

（2）蜗杆加剧电机转子不平衡状态：作动机构的电机和蜗杆为直连。蜗杆和电机转子组成一个刚性旋转体。蜗杆在加工过程中并不做动平衡。因此，蜗杆的不平衡量破坏了电机转子的平衡状态。增加了不平衡量。

通过上述分析可知，造成振动环境下活门自由开启故障的根本原因是蜗轮蜗杆在强振动环境下啮合不够稳定，难以维持自锁基本条件。当不平衡引起的旋转力矩大于啮合摩擦力矩时，电机转子和蜗杆发生转动，那么应设计一套装置，保持蜗轮蜗杆在振动条件下稳定啮合。

3 改进设计

3.1 改进设计原理分析

根据在振动环境下进行实测，蜗杆自由旋转力矩约为1.65mN·m。利用磁力传动轮原理，见图4，分布在圆周处的永磁铁径向充磁，利用磁吸原理驱动从动轮同步转动。

图4 磁力传动轮传动原理图

参考以上原理，我们可以采用固定一个磁轮，转动另一个磁轮的方式，磁动轮受固定磁轮沿周向吸力作用，会产生反向磁力矩，限制运动磁轮转动。

3.2 结构设计

根据作动机构结构特点，对磁稳机构进行实体建模，该装置由磁动轮、蜗杆端盖、永磁铁、蜗杆组成，磁动轮和蜗杆刚性连接。永磁铁和蜗杆端盖组成固定磁轮，见图5。

图5 磁稳机构结构模型

3.3 仿真分析

对于磁稳机构的仿真最终需要得出磁轮组件之间的受力趋势、转矩变化趋势和大小。以此验证采取此种设计是否能够提供足够大小的反向力矩，阻止蜗杆旋转。

（1）仿真建模。首先将模型进行简化。数模包含永磁体、带槽轮轴、六方体、蜗轮端盖和空气区域的模型。仿真选取带槽轮轴及固定在其上的永磁体转过0°，15°，30°，45°和60°进行分析（见图6）。

图6 磁轮转过特定角度对应的仿真模型

（2）材料属性的设置。本模型中带槽轮轴、六方体和蜗轮端盖采用了无磁不锈钢材料，可以利用材料库直接设置其磁学性能。对于钐钴合金永磁体，其剩磁Br=1.18T，矫顽力Hc=-880KA/m，永磁体的电导率为S=625000S/m，充磁方向垂直于与圆弧面相对的端面。

（3）设定求解参数。本文随机选取了带槽轮轴中相邻的3 个永磁体进行磁力及转矩的仿真。于此同时，考虑到了模型中的六面体和带槽轮轴所受磁力和转矩。转矩的轴向选择Z 轴（与蜗杆轴向一致）。

（4）结果分析。图7 为带槽轮轴转过15°时，3 个相邻永磁体受到的轴向磁力。可以看出，各永磁体所受的轴向磁力大小基本相同，约为0.12N。由此可以推断固定在带槽轮轴上的6 个永磁体所受到的轴向磁力大小基本相同，也约为0.12N。同时，由于本文中的永磁体排布轴向对称，相隔永磁体所受到的轴向磁力大小相等，故也证明了仿真的可靠性。

图7 磁轮转过15°时，3 个相邻永磁体受到的轴向磁力

图8 为带槽轮轴转过15°时，3 个相邻永磁体受到绕Z 轴的转矩。由图可以看出，各永磁体受到绕Z 轴的转矩大小同样基本相同，约为0.52mN·m。由此可以推断固定在带槽轮轴上的6 个永磁体受到绕Z 轴的转矩大小基本相同，也约为0.52mN·m。

图8 磁轮转过15°时3 个相邻永磁体受到反向转矩

图9 为带槽轮轴转过特定角度时带槽轮轴及固定在其上的永磁体和六方体所受到的轴向总磁力。由图可以看出在带槽轮轴转过角度为0°和60°的时候，轴向总磁力数值最大，约为1.27N。在带槽轮轴转过角度为30°时，轴向总磁力数值最小，约为0N。将图中的各点应用4 阶多项式拟合得到红色曲线，所受轴向总磁力与带槽轮轴转角的关系类似余弦曲线。

图9 磁轮转过特定角度时所受到的轴向总磁力

图10 为带槽轮轴转过特定角度时带槽轮轴及固定在其上的永磁体和六方体所受到绕Z 轴的总转矩。由图可以看出在带槽轮轴转过角度为30°的时候，受到绕Z 轴的总转矩数值最大，约为4.54mN·m。在带槽轮轴转过角度为0°和60°时，受到绕Z 轴的总转矩数值最小，约为0mN·m。将图中的各点应用4 阶多项式拟合得到红色曲

图10 磁轮转过特定角度时所受到的反向转矩

3.4 负载对电机功耗的影响分析

根据电机出厂样本，当电机保持额定转速5600r/min，电机额定输出扭矩为51mN·m 时，额定工作电流为3A。如果将电机工作特性曲线近似看作一条直线。也就是每1mN·m 扭矩需消耗0.058A 的电流。以此计算，反向力矩4.54mN·m 大约会产生0.26A 的额外电流。3.26A 小于5A的正常工作电流要求，对整体功耗影响不大。