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机器人用杯形谐波减速器应力和变形分析

2024-03-14易伟锋刘泓滨吴智恒张华伟韩守磊

机床与液压 2024年3期
关键词:柔轮外圈凸轮

易伟锋,刘泓滨,吴智恒,张华伟,韩守磊

(1.昆明理工大学,云南昆明 106742;2.广东省科学院智能制造研究所,广东广州 510070;3.广州市昊志机电股份有限公司,广东广州 511356)

0 前言

谐波减速器是机械传动领域的一种核心传动零部件。根据结构形式不同,一般分为杯形和礼帽形谐波减速器[1-3]。因其传动精度高、减速比大和体积小等特点,被广泛应用在工业机器人、航空航天、轨道交通、医疗器械等领域[3-5]。

柔轮和轴承是谐波减速器的核心传动零部件,其复杂的变形和应力分布影响了谐波减速器的传动性能和疲劳寿命[5-7]。关于柔轮,目前大部分研究忽略了轴承对柔轮的影响,将其简化为外推相同距离的刚性凸轮来进行研究[7-10];建立非全齿的柔轮来对谐波减速器进行研究[10-12];关于轴承,主要通过函数载荷的形式来对轴承进行加载研究[12-15]。实际上,结构简化过多会影响谐波减速器的分析结果,本文作者通过建立杯形谐波减速器有限元分析模型,分析谐波减速器核心零部件的应力和变形分布规律,并对柔轮的装配变形进行实验验证。

1 有限元系统建模

1.1 模型简化

本文作者以某企业CSD-32-80杯形谐波减速器为研究对象,额定扭矩为153 N·m。由于柔轮杯底的刚度较大,因此将螺栓孔省略;刚轮的刚度较大,因此只保留其完整的齿圈和倒角特征;波发生器中凸轮的刚度较大,因此简化细小结构;轴承中保持架不是分析对象且受力较小,因此将其省略。简化前后的装配模型如图1所示。

图1 谐波减速器简化前(a)、后(b)的模型

简化后的柔轮和轴承的尺寸参数如图2所示。

图2 柔轮(a)和轴承(b)尺寸

其中余弦凸轮的最大径向变形量ω=0.56 mm,柔轮的原始特征曲线是余弦凸轮曲线的等距曲线,其数学表达式如式(1)[3]所示:

ρR=τR+ω·cos2φ

(1)

其中:ρR为余弦闭合曲线向径;τR为柔轮未变形前特征曲线半径;ω为最大径向变形量;φ为极角。

1.2 材料赋予与网格划分

关于模型材料,柔轮为30CrMnSiA,刚轮为40CrMo,轴承内外圈为ZGCr15,滚珠为GCr15,凸轮为45钢,其相关参数如表1所示。

关于网格划分,通过Solid186和Solid187单元对柔轮、刚轮和轴承进行网格划分,由于凸轮刚度较大,因此将凸轮设置为刚体,由于柔轮和刚轮齿圈的接触较为复杂,因此对齿圈位置的网格进行加密,从而提高网格质量。网格划分效果如图3所示。

图3 网格模型示意

1.3 接触参数设置及载荷施加

谐波减速器仿真属于非线性接触问题,其接触参数容易影响求解精度和速度。本文作者通过面-面接触来建立模型的接触关系,首先设置柔轮筒底凸台为对地转动副,并限制凸轮的全部自由度,同时滚珠与滚道的刚度系数设置为1,其余接触设置为0.1[12],且每次迭代自动更新,打开大变形开关。最后设置两个分析步:第一个分析步为谐波减速器的装配过程,第二个分析步为施加载荷的过程。部分接触参数设置如表2所示。

表2 接触参数

2 谐波减速器变形和应力分析

2.1 装配变形和应力分析

为了分析轴承和刚轮对整体应力应变的影响,建立了模型1和模型2两个有限元分析模型,前者为波发生器与柔轮装配的装配体,后者为刚轮与模型1装配的装配体,同时定义凸轮的长短轴为整个模型的定位基准。

如图4(a)(b)所示,柔轮和轴承的最大径向变形量位于长短轴位置,波发生器与柔轮装配后,柔轮和轴承外圈都产生了倾斜,柔轮长轴的最大径向变形量比理论变形量0.56 mm大24.6%左右,柔轮的倾斜变形会使得齿圈位置的齿产生磨损,甚至产生干涉,因此轴承对谐波减速器应力应变的影响不可忽略。

图4 模型1(a)、2(b)整体变形和长短轴径向变形(c)

在长轴方向,模型1中柔轮和轴承外圈的最大径向变形量分别为0.692、0.646 mm,模型2中两者的最大变形量分别为0.594、0.587 mm,模型2中柔轮和轴承的径向变形量分别比模型1低14.1%和9.1%。如图4(c)所示,刚轮使柔轮和轴承外圈在长轴位置产生了轴向弯曲,从而保证柔轮与刚轮的正常啮合,因此刚轮会影响谐波减速器的应力应变分布。

在短轴方向,如图4(c)所示,两个模型中的轴承外圈与柔轮的径向变形量不一致,柔轮与轴承外圈之间存在径向间隙;模型2中柔轮和轴承外圈最大的径向间隙约为0.051 mm,该间隙会使柔轮和轴承容易产生局部磨损,从而影响谐波减速器的传动性能。

图5为两个模型的应力云图,其中:模型1中柔轮和轴承外圈的应力分别为300.14、315.95 MPa,模型2中两者的应力分别为451.79、484.24 MPa。结果表明:波发生器与柔轮装配后,柔轮的最大应力在齿圈后端的齿根位置,轴承外圈的最大应力位于长短轴位置,应力分布偏向一侧,刚轮使柔轮和轴承的应力都相应增大。

图5 柔轮和轴承应力

2.2 负载下的变形和应力分析

谐波减速器的变形和应力分布规律,除了受到装配变形的影响外,还受到负载的影响。图6(a)为柔轮在229.5 N·m下放大45倍的径向变形云图。为了定量分析,图6(b)和(c)为柔轮齿圈在各负载下的径向变形量和径向变形量增量,表明柔轮在受载过程中,柔轮齿圈在靠近啮合位置的区域产生了局部变形,其变形增量随负载增大而逐渐增大。

图6 负载下柔轮变形规律

图7(a)为柔轮额定负载下的应力云图,额定负载下柔轮应力为466.77 MPa。图7(b)为柔轮在不同载荷下的应力,柔轮应力的增长趋势为折线上升,其中0~153 N·m时,柔轮应力增长的斜率约为0.097;而153~229.5 N·m时,柔轮应力增长的斜率约为0.354。柔轮在153 N·m后的应力加速增加,其原因是谐波减速器在153 N·m后的啮合面积增加变缓,同时接触状态发生改变。

图7 柔轮在不同负载下应力

3 实验验证

3.1 实验原理与方案

本文作者通过德国GOM公司的ARAMIS分析系统和ZWICK疲劳试验机进行装配测量实验。首先利用标定板对ARAMIS分析系统进行标定与参数修正,其次在柔轮喷上黑白散斑并安装在工装上,然后设置ZWICK疲劳试验机的驱动程序,通过液压头挤压波发生器与柔轮进行装配,最后对柔轮变形测量结果进行后处理,并对柔轮的初始变形和装配位移进行修正,得到柔轮的变形云图。其现场示意如图8所示。

图8 实验现场图

3.2 实验和仿真结果分析

如图9(a)(b)所示分别为仿真和实验测量的柔轮变形云图,结果表明:实验和仿真的变形分布趋势基本一致,柔轮产生了倾斜变形,柔轮齿圈的变形量最大,而筒底位置的变形量最小,柔轮变形分布基本符合余弦曲线规律。

图9 实验和仿真的变形云图和变形量

为了定量分析,图9(c)(d)分别为柔轮在长轴位置和齿圈位置的变形量,其中z为距柔轮筒口的距离。结果表明:实验与仿真结果的趋势基本一致,实验结果略大于仿真结果。其原因是柔轮存在初始变形,同时在装配过程中存在一定的装配位移,但是误差在合理的范围内。

4 结论

针对杯形谐波减速器复杂的应力应变分布规律,对谐波减速器装配和加载过程进行仿真分析,并通过实验进行验证,得出以下结论:

(1)波发生器装配后,柔轮和轴承外圈都产生了倾斜,柔轮的径向变形量大于理论值。薄壁轴承对谐波减速器的应力和变形分布有较大影响。

(2)刚轮使柔轮和轴承外圈产生了轴向弯曲,模型2的柔轮和轴承在长轴位置的最大径向变形量比模型1分别减少14.1%和9.1%,应力值相应上升。刚轮对整体应力应变分布有较大影响。

(3)扭矩使柔轮应力增长趋势为折线上升,柔轮应力在153 N·m后加速上升,其斜率约为0.354。同时,过高的负载容易引起柔轮齿圈产生过大的变形,影响谐波减速器的工作性能。

(4)实验与仿真的变形趋势基本一致,验证了仿真分析的准确性。

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