【摘要】：諧波減速器的柔性軸承裝配到波發(fā)生器橢圓凸輪上時存在較大的預(yù)應(yīng)力和預(yù)變形。為研究預(yù)應(yīng)力的影響,利用ANSYS Workbench建立柔性軸承和波發(fā)生器凸輪多體接觸模型,在實際工作載荷和預(yù)應(yīng)力及預(yù)變形作用下,對柔性軸承內(nèi)外套圈進(jìn)行分析,得到其變形、應(yīng)力以及載荷分布規(guī)律。分析結(jié)果表明,內(nèi)外圈溝道處的等效應(yīng)力主要取決于其受到的周向應(yīng)力;內(nèi)外圈的最大等效應(yīng)力和最大徑向應(yīng)力發(fā)生在長軸處的球與內(nèi)外溝道接觸的區(qū)域。依據(jù)L-P理論計算出柔性軸承的疲勞壽命,結(jié)果表明,考慮預(yù)應(yīng)力情況下柔性軸承的疲勞壽命降低了30%,研究結(jié)果對柔性薄壁軸承的設(shè)計及分析提供理論參考和實踐指導(dǎo)。
【圖文】：

柔性軸承多體接觸有限元模型，在充分考慮柔性軸承內(nèi)外圈的裝配預(yù)變形和預(yù)應(yīng)力的情況下，分析柔性薄壁軸承的載荷特性對其應(yīng)力、變形和載荷分布的影響。研究結(jié)果對柔性薄壁軸承的設(shè)計和壽命預(yù)測有一定理論指導(dǎo)意義和工程應(yīng)用價值。1柔性軸承與凸輪的接觸分析柔性軸承與普通軸承最大的不同在于其內(nèi)外圈的壁厚很薄，裝配在波發(fā)生器凸輪上可以隨凸輪的輪廓產(chǎn)生強制變形，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。圖1凸輪波發(fā)生器與柔性軸承結(jié)構(gòu)示意圖Fig1Schematicofgeneratorcamandflexiblebearing諧波減速器中較常用的是余弦凸輪，輪廓線的極坐標(biāo)方程為:ρH=17.75+0.5cos(2鐖)。根據(jù)圖1所示的結(jié)構(gòu)示意圖，在ANSYSWorkbench中建立波發(fā)生器凸輪與柔性軸承的三維模型。為了簡化分析，在模型中不考慮內(nèi)外圈的倒角和保持架。同時，為了準(zhǔn)確得出柔性軸承裝配過程中的預(yù)應(yīng)力和預(yù)變形，建立了柔性軸承與凸輪波發(fā)生器的多體接觸模型。柔性軸承裝配到凸輪軸時，內(nèi)圈在長軸附近區(qū)域為過盈配合，而在短軸附近區(qū)域為間隙配合。內(nèi)外圈會發(fā)生大變形，且滾動體存在剛體運動。柔性軸承的接觸分析中，由于內(nèi)外圈的大變形和滾動體的剛體運動，且存在大量的接觸對(包括內(nèi)圈和球的接觸，外圈和球的接觸，內(nèi)圈和波發(fā)生器凸輪的接觸)，而每個接觸對具體接觸形式又不完全相同，所以分析過程非常復(fù)雜。波發(fā)生器和內(nèi)圈之間的接觸類型為非對稱剛?cè)峤佑|，選擇波發(fā)生器橢圓柱面為目標(biāo)面，內(nèi)圈內(nèi)表面為接觸面。內(nèi)外圈與滾動體接觸對中，溝道面為接觸面，滾動體球面為目標(biāo)面。為選取合理的法向接觸剛度，經(jīng)過反復(fù)調(diào)試，滾動體與內(nèi)外圈之間的法向接觸剛度設(shè)置為0.05，而內(nèi)圈與波發(fā)生器法向接觸剛度設(shè)置為0.1，能在保證收斂的情況下，滲透值較小，最后計算結(jié)果的最大接觸滲透值為1.

由于內(nèi)外圈的變形上下對稱，提取軸承內(nèi)外圈的上半部分的變形，得到變形曲線如圖4所示。圖4柔性軸承內(nèi)外圈上半部分變形曲線Fig4Deformationcurvesofinnerandouterringsofflexiblebearing由圖4可以看出，內(nèi)圈在長軸處的徑向變形最大，短軸處徑向變形最小，而在近45°處為變形為0。外圈徑向變形也呈類似分布。外圈的預(yù)變形在長軸和短軸處的周向變形為0，而在近45°處為最大值，分析結(jié)果符合薄壁圓環(huán)理論。從圖4還可以看出，內(nèi)圈變形最大值略大于外圈，這是由于滾動體與內(nèi)、外圈之間存在接觸變形，有一定的趨近量。2柔性軸承的載荷分析諧波減速器中的載荷傳遞主要是剛輪與柔輪之間的嚙合力及柔輪與柔性軸承之間的徑向反力組成。剛輪作用在柔輪上的嚙合力不僅與傳遞的扭矩大小有關(guān)，還與輪齒嚙合區(qū)域的大小有關(guān)。嚙合力的分布可由實驗［9－10］得到，柔性軸承外圈受載如圖5所示。其載荷峰值與波發(fā)生器長軸夾角約為15°，載荷跨度角約為120°。圖5諧波柔輪受載分布Fig5Loaddistributionofharmonicflexiblewheel為得到更符合實際的解，對軸承外圈施加對稱余弦函數(shù)載荷，其中載荷峰值所在軸CC'與長軸AA'夾角φ4為15°，，載荷跨度角φ5為120°。3實際載荷下柔性軸承的應(yīng)力分析利用ANSYSWorkbench中的DesignModeler建立參數(shù)化柔性軸承模型。幾何模型及局部網(wǎng)格劃分如圖6所示。圖6柔性軸承的幾何模型和全六面體網(wǎng)格劃分Fig6Thegeometricmodelofflexiblebearingandhexahedralmesh不考慮預(yù)應(yīng)力的影響，分析實際工作載荷下柔性軸承的內(nèi)外圈應(yīng)力。提取軸承的等效應(yīng)力結(jié)果，內(nèi)外圈應(yīng)力分析結(jié)果如圖7所示，發(fā)現(xiàn)最大等效應(yīng)力發(fā)生在外圈長軸處滾動體與外圈接觸點位置。圖7不考慮預(yù)應(yīng)力時內(nèi)外圈應(yīng)力云圖Fig7Thestresscloud
【作者單位】： 上海大學(xué)機電工程與自動化學(xué)院;寧波慈興軸承有限公司;
【基金】：國家“863”計劃項目(2015AA043005) 寧波市科技攻關(guān)項目(2014B1006) 寧波市科技創(chuàng)新團(tuán)隊項目(2015B11012)
【分類號】：TH133.3

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