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環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)是一種新型的凸輪型間歇機構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)簡單、分度數(shù)大、承載能力強、體積小、無輸出機構(gòu)等優(yōu)點。以機構(gòu)學的觀點分析，環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)是平行四邊形機構(gòu)和凸輪機構(gòu)的串聯(lián)組合，其組成原理如圖所示。圖示的平行四邊形機構(gòu)中，有動力輸入的曲柄軸稱為輸入軸，無動力輸入的曲柄軸稱為支承軸。平行四邊形機構(gòu)的連桿稱為內(nèi)凸輪環(huán)板，其上制有內(nèi)凸輪，與輸出軸上的外針輪組成凸輪—針輪嚙合副。當輸入軸逆時針等速回轉(zhuǎn)時，帶動內(nèi)凸輪環(huán)板做平動，通過凸輪—針輪副推動輸出軸做順時針間歇回轉(zhuǎn)，其運動規(guī)律可由具體應用場合確定。
利用Solidworks建立環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)三維模型，見圖。為便于觀察，對其上箱體作消隱處理。Solidworks的“Motion分析”模塊加載約束，例如旋轉(zhuǎn)、平行等，輸入軸轉(zhuǎn)數(shù)20RPM，輸出軸加載200NM的反向轉(zhuǎn)矩，凸輪和針齒的材料為45號鋼，如圖所示，保留主要運動部件，其他作固定消隱。Motion分析計算可以得到輸出軸轉(zhuǎn)速如圖所示，針齒與兩個環(huán)板的接觸力如圖所示。從圖可以看出，輸出轉(zhuǎn)速符合預計的正弦函數(shù)關(guān)系，從圖得出，在設計針齒時，其承載能力要滿足11萬牛頓的力。
有限元分析是凸輪機構(gòu)設計的基礎。環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)是多齒嚙合傳動，屬于超靜定問題，針齒與凸輪之間的受力狀態(tài)十分復雜，凸輪針輪副的受力狀況是整個機構(gòu)受力分析的關(guān)鍵，即強度校核的難點。通過強度分析可以為零部件尺寸設計提供依據(jù)。針對環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)的強度分析，已有部分學者進行了探索和研究，陳新動等在介紹該凸輪機構(gòu)傳動原理的基礎上闡述了整機的擺動力以及擺動力矩的平衡問題。劉明濤在進行機構(gòu)的受力分析時，假設嚙合副的裝配間隙為零并忽略了摩擦因素，且將內(nèi)凸輪視為剛體，忽略凸輪的變形，由于存在上述一系列的假設，使得所建的模型與實際情況有所出入，故這里將借助ANSYS軟件，建立考慮盡可能多影響因素的環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)的平面接觸模型，精確計算其受力及應力/應變分布情況。
根據(jù)共扼齒形的形成原理，按照所設想的傳動過程即：凸輪隨平行四邊形機構(gòu)做沿逆時針方向旋轉(zhuǎn)的平動，針輪沿順時針方向做間歇運動，用矢量函數(shù)法可以得到凸輪的理論闊線。凸輪的實際闊線是以理論闊線為中心，以針輪的半徑為半徑形成的包絡線，即內(nèi)、外等距曲線拼接而成的，可用內(nèi)、外等距曲線所圍區(qū)域的布爾運算來求解，然后對尖點進行修緣，即得到凸輪的實際闊線(如圖所示)，其中凸輪廓線的設計參數(shù)見表。由于凸輪闊線非常復雜，所以采用自底向上的方法建模。
首先由計算強大的Matlab軟件求得凸輪闊線上二千四百個點的點陣坐標，設制輸出ANSYS承認的點陣坐標格式，進而編寫ANSYS軟件的APDL程序建模。環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)的凸輪和針齒的材料參數(shù)和單元選擇如表所示。網(wǎng)格劃分是建模中非常重要的一個環(huán)節(jié)，網(wǎng)格劃分的好壞直接影響計算精度與計算效率。根據(jù)此凸輪機構(gòu)的特殊性，凸輪和針輪嚙合過程中，與凸輪接觸的針齒個數(shù)是變化的，有八到十一個。所以接觸區(qū)域的網(wǎng)格細化，如圖所示。這樣不僅接觸區(qū)域符合計算要求，而且非接觸區(qū)域節(jié)省了計算時間。環(huán)板式行星分度凸輪機構(gòu)的平面接觸模型的網(wǎng)格劃分如圖所示，對不同的分析位置，有限元模型的單元數(shù)和節(jié)點數(shù)有所差別，其平均單元數(shù)為25000，平均節(jié)點數(shù)為50000。
通過目標單元和接觸單元來定義模型在變形期間可能發(fā)生接觸的區(qū)域。原則：在能保證足以描述所需要的接觸行為的條件下，盡量定義更小的局部化接觸區(qū)域，以更有效地進行計算。所以明顯看出凸輪和針齒不接觸的，直接不設接觸對；接觸不易判斷的或凸輪在載荷作用下可能接觸的進行接觸設置。
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