師坤峰

摘要：主軸承作為RV減速器的關(guān)鍵支撐部件，其性能與壽命直接影響減速器的工作性能、可靠性和安全性。本文結(jié)合RV減速器的結(jié)構(gòu)特點，完成對RV減速器的整機受力分析。基于Romax Designer仿真分析軟件，建立三維等效模型并對模型進行靜力學仿真，進一步對主軸承受載時的接觸狀態(tài)進行分析。

關(guān)鍵詞：RV減速器;主軸承;接觸分析;壽命

中圖分類號：TH132.46? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2020）22-0042-04

0? 引言

RV（Rotary Vector）減速器作為一種小體積、大傳動比、高運動精度、高剛度的減速器，由漸開線行星齒輪減速機構(gòu)和擺線針輪行星減速機構(gòu)兩部分構(gòu)成[1]，主要用于20公斤以上的工業(yè)機器人關(guān)節(jié)。

主軸承作為RV減速器的關(guān)鍵支撐元件，其性能與壽命直接影響減速器的工作性能、可靠性和安全性[2]。隨著“中國制造2025”的實施和推進，對主軸承的性能提出了更高的要求，雖然我國軸承研究已經(jīng)取得驕人進展，但與國外仍存在差距。國外對RV減速器用軸承的相關(guān)制造技術(shù)進行封鎖，而國內(nèi)RV減速器零部件的研究主要集中在擺線輪和曲柄軸[3]，關(guān)于主軸承的相關(guān)研究較少。對此，本文結(jié)合RV減速器的結(jié)構(gòu)特點，對RV減速器用主軸承進行理論和仿真分析，為主軸承的設(shè)計分析提供參考。

1? RV減速器傳動原理及軸承種類

RV減速器中，漸開線中心輪沿順時針方向旋轉(zhuǎn)，小漸開線行星齒輪在公轉(zhuǎn)的同時還有逆時針方向自轉(zhuǎn)，并通過花鍵與曲柄軸相連，傳遞扭矩給擺線針輪減速機構(gòu)，帶動擺線輪做偏心運動，擺線輪在繞其軸線公轉(zhuǎn)的同時，還將反向自轉(zhuǎn)，做順時針運動，通過曲柄軸推動法蘭盤做順時針轉(zhuǎn)動輸出[4]。

RV減速器基本結(jié)構(gòu)如圖1所示，其內(nèi)部主要有支撐擺線輪片相連的滾針軸承、支撐曲柄軸的圓錐滾子軸承以及支撐減速器所有負載及轉(zhuǎn)矩的角接觸球軸承。對于工業(yè)機器人來說，較高的輕量化設(shè)計要求決定了RV減速器需要有緊湊的結(jié)構(gòu)[5]，因此RV減速器在生產(chǎn)制造時一般選用特殊制造的非標準薄壁軸承，同時將軸承的內(nèi)圈直接加工在輸入、輸出法蘭盤表。

2? 受力分析

內(nèi)部受力分析主要計算RV減速器在以某轉(zhuǎn)矩輸出時，減速器內(nèi)部各零部件的相互作用力，經(jīng)過分析推導，可得到曲柄軸支撐軸承與支撐、輸出法蘭盤的作用力。進行外部受力分析時，需確定好外部負載的作用點以及主軸承的基本尺寸，結(jié)合內(nèi)部受力分析得到的支撐、輸出法蘭盤的作用力，沿RV減速器主軸線建立水平、豎直兩平面的力與力矩平衡方程，得到減速器主軸承的具體受力情況。

在針齒殼固定情況下，以x坐標軸右側(cè)，y坐標軸下側(cè)為正，力的平衡方程為：

3? 實例分析

以納博特斯克RV-80E型減速器主軸承為例，其具體參數(shù)見表1。

外部工作載荷條件為：Fw1=8600N，F(xiàn)w2=200N，F(xiàn)w3=300N的工況下，根據(jù)軸承主軸承受力計算公式計算結(jié)果如表2所示。

4? 主軸承靜力學仿真

本文使用Romax Designer完成RV減速器等效模型的幾何建模，將輸入、輸出法蘭等效成軸，上文中已對主軸承受力來源進行分析，故可將擺線輪、曲柄軸等簡化，為了更加真實反映邊界條件，在軸承外圈添加針齒殼，但是不作為詳細分析對象。

4.1 加載定義

軸承選用GCr15，其材料的參數(shù)為：楊氏模量2.08E+11Pa，泊松比0.3，密度7.81×103（kg/m3），軸承外圈剛性連接在針齒殼內(nèi)圈，針齒殼設(shè)置為接地。軸承內(nèi)圈裝配在軸上，建立好的等效模型如圖3。

根據(jù)第二節(jié)受力分析和第三節(jié)可執(zhí)行程序的計算結(jié)果，將載荷添加在模型中，考慮各軸段以及負載質(zhì)量的重力效應(yīng)，設(shè)置重力矢量為（0，0.9807，0）m/s2。設(shè)置工況為：環(huán)境溫度為45℃，速度15rpm，扭矩784Nm。加載完畢后，對模型進行求解分析。

4.2 仿真結(jié)果分析

主軸承在受到聯(lián)合負載時會產(chǎn)生兩個方向的位移和傾覆角，主軸承的尺寸參數(shù)，滾動體填充個數(shù)以及承受載荷大小都會對位移量產(chǎn)生不同程度的影響。不同的位移量（尤其是傾覆角度）會導致主軸承內(nèi)圈與外圈的基礎(chǔ)狀態(tài)和接觸位置發(fā)生改變，進而使主軸承的實際接觸角、滾動體載荷分布以及接觸變形量發(fā)生變化，對滾動體與內(nèi)、外滾道間的表面接觸應(yīng)力及壽命有重要影響。為了研究受載時主軸承內(nèi)部接觸狀態(tài)，對滾動體與滾道間的載荷情況進行了分析，如圖4所示。

因為內(nèi)、外圈接觸載荷幾乎相等，周向載荷分布線也基本相同，主軸承A因較大的軸向力導致滾動體全體受載，而主軸承B因受到較大的傾覆力矩的影響，滾動體僅在30～150°范圍內(nèi)受載，且受載個數(shù)為19個。同時主軸承A、B的最大載荷分別在90°和270°處取得，且主軸承B的載荷大于主軸承A，受載之前，球軸承為點接觸，受載之后，滾動體與內(nèi)、外滾道接觸發(fā)生變形。因接觸橢圓半短軸b過小，Romax接觸印記圖像只顯示半長軸a，滾動體受載接觸印記如圖5所示。

對于單個軸承而言，滾動體與內(nèi)、外圈滾道接觸變形幾乎相同，軸承A的滾動體因全體受載，半長軸a的波動不大，軸承B的滾動體載荷區(qū)小于180°，半長軸a在載荷區(qū)內(nèi)有較大的變形量，隨著滾動體接觸位置的改變，接觸印跡逐漸接近擋邊但并沒有發(fā)生橢圓截斷現(xiàn)象。滾動體與滾道間接觸區(qū)的接觸變形以及最大接觸應(yīng)力數(shù)值如表4所示。

對于RV減速器主軸承內(nèi)、外圈相比，表面接觸應(yīng)力及次表面應(yīng)力較小;因為部分滾動體受載，主軸承B的兩種應(yīng)力值均大于主軸承A，但均小于應(yīng)力安全極限4200N。滾道表面最大應(yīng)力分布如圖6所示。

主軸承內(nèi)、外圈次表面應(yīng)力如圖7所示，最大次表面應(yīng)力（范米塞斯）發(fā)生在接觸表面下載0.15～0.22mm處，大小約是表面最大接觸應(yīng)力的57%，且隨載荷的增加，最大應(yīng)力發(fā)生深度有下沉趨勢。最大次表面應(yīng)力發(fā)生在主軸承B的外圈接觸區(qū)，最大次表面應(yīng)力為1645.5MPa。

5? 結(jié)論

本文通過建立RV減速器主軸承受力模型，對RV減速器主軸承進行了受力分析，計算得到主軸承詳細受力情況。綜合受力模型和理論計算結(jié)果并結(jié)合Romax軟件，對RV減速器等效模型進行靜力學仿真分析，通過靜力學仿真具體分析了在給定工況下主軸承內(nèi)外滾道的載荷分布狀態(tài)、接觸印記和次表面應(yīng)力，得到主軸承A和主軸承B最大載荷處分別為270°處和90°處，最大載荷為1912.7N和2862.2N。通過對載荷分布和接觸區(qū)尺寸的分析驗證了該型號軸承在工作載荷下接觸應(yīng)力遠小于GCr15的許用應(yīng)力4200N，確認了幾何參數(shù)設(shè)置的合理性。為主軸承運轉(zhuǎn)特性分析提供了良好的理論基礎(chǔ)與仿真支撐，有助于加快RV減速器研發(fā)設(shè)計進程，對于研究RV減速器的受力分析具有重要的意義。

參考文獻：

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