PAGE\*ROMANPAGE\*ROMAN彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)設(shè)計(盤式凸輪）

摘要-彈簧級聯(lián)式變論文以所設(shè)計變剛度關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，在其上集成關(guān)節(jié)位置傳感器。對變剛度關(guān)節(jié)的核心模塊進(jìn)行受力分析與結(jié)構(gòu)辨識，得到關(guān)節(jié)特性參數(shù)方程，通過與軟件仿真結(jié)果對比驗證所設(shè)計關(guān)節(jié)的特性指標(biāo)，優(yōu)化凸輪曲線使關(guān)節(jié)滿足設(shè)計指標(biāo)。分析關(guān)節(jié)重要零部件受力情況，例如剛度調(diào)節(jié)模塊中各傳動軸及滾子部件，對其進(jìn)行靜態(tài)和動態(tài)強度校核，優(yōu)化了其中未達(dá)標(biāo)零部件，使關(guān)節(jié)在工作運動和承受沖擊時維持正常運行，不會輕易發(fā)生失效損壞。關(guān)鍵詞：變剛度關(guān)節(jié)；盤式凸輪；模塊化設(shè)計；結(jié)構(gòu)辨識；校核分析AbstractComparedwiththetraditionalfixedstiffnessjoint,thevariablestiffnessjointhastheadvantagesofadjustablestiffness,highflexibilityandbettercushioning.Ithasabroadprospectinthefieldsofmedical,bionicandaerospacerobots.Inthispaper,akindofdiskcamspringcascadevariablestiffnessjointisdesigned,whichisappliedtothejointofflexiblerobottoimprovetheutilizationrateandsafetyofjointmovementability.Thestructuraldesignofthejointadoptsthemodulardesignmethod,whichisdividedintothemainmotormodule,thecoremoduleandthestiffnessadjustmentmodule.Accordingtotheproposedjointperformanceindex,themechanicalprincipleoftheselectedvariablestiffnessisintroduced.Theharmonicreducerisusedasthemainforceroutedecelerationmechanism,andthejointchangeisrealizedthroughthemotordisccamlinearspringsysteminseriesStiffnessfunction.Inordertopreventthejointfrombeingdamagedbylargeloadorimpact,thejointlimitprotectionisdesigned.Basedonthedesignedvariablestiffnessjointstructure,ajointpositionsensorisintegratedonit.Throughtheforceanalysisandstructureidentificationofthecoremoduleofthevariablestiffnessjoint,thejointcharacteristicparameterequationisobtained.Throughthecomparisonwiththesoftwaresimulationresults,thecharacteristicindexofthedesignedjointisverified,andthecamcurveisoptimizedtomakethejointmeetthedesignindex.Analyzethestressofimportantpartsofthejoint,suchasthetransmissionshaftandrollerpartsinthestiffnessadjustmentmodule,checkthestaticanddynamicstrengthofthem,optimizethepartsthatfailtomeetthestandard,sothatthejointcanmaintainnormaloperationinworkingmovementandimpact,andwillnoteasilycausefailureanddamage.KeyWords：Variablestiffnessjoint;disccam;modulardesign;structureidentification;checkanalysisPAGE\*ROMANPAGE\*ROMAN目錄第一章緒論 1研究的背景、目的和意義 1變剛類及原理 1變剛度關(guān)節(jié)度關(guān)節(jié)介紹、分簡介 1變剛度的基本原理 3變剛度關(guān)節(jié)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 5國外研究現(xiàn)狀 6國內(nèi)研究現(xiàn)狀 8課題研究內(nèi)容 9預(yù)期目標(biāo) 10第二章變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計 變剛度關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)總體方案 變剛度關(guān)節(jié)設(shè)計指標(biāo) 變剛度關(guān)節(jié)工作原理 122.2.3變剛度關(guān)節(jié)總體傳動方案 14變剛度關(guān)節(jié)的模塊化設(shè)計 15核心模塊的結(jié)構(gòu)設(shè)計 15主電機模塊的結(jié)構(gòu)設(shè)計 16剛度調(diào)節(jié)模塊的結(jié)構(gòu)設(shè)計 19變剛度關(guān)節(jié)的總體結(jié)構(gòu) 23變剛度關(guān)節(jié)限位保護(hù)設(shè)計 25關(guān)節(jié)限位保護(hù) 25關(guān)節(jié)各部位置傳感器 26本章小結(jié) 26第三章變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)辨識及仿真模擬 27變剛度關(guān)節(jié)辨識仿真的意義 27變剛度關(guān)節(jié)的受力分析及結(jié)構(gòu)辨識 27核心模塊的結(jié)構(gòu)辨識 27核心模塊的特性參數(shù)確定 30變剛度關(guān)節(jié)的仿真模擬與對比 31上下凸輪曲面的優(yōu)化設(shè)計 33PAGE\*ROMANPAGE\*ROMAN本章小結(jié) 35第四章變剛度關(guān)節(jié)的強度剛度校核及優(yōu)化 36變剛度關(guān)節(jié)校核的意義 36關(guān)鍵零部件的強度校核 36蝸輪蝸桿機構(gòu)的受力分析與強度校核 36滾子機構(gòu)受力分析 38滾子機構(gòu)的強度校核 40核心模塊的結(jié)構(gòu)優(yōu)化 42核心模塊的瞬態(tài)動力學(xué)分析 44本章小結(jié) 46第五章總結(jié)與展望 47設(shè)計總結(jié) 47研究展望 47參考文獻(xiàn) 48致謝 50PAGEPAGE第一章緒論研究的背景、目的和意義在非工業(yè)的很多領(lǐng)域，由于工作環(huán)境在實時變化，機器人運動指令、工作流程不能完全預(yù)設(shè)，傳統(tǒng)定剛度機器人難以勝任此類工作任務(wù)。在這種情況下，帶有柔性關(guān)節(jié)的輕型臂開始應(yīng)用，其具有緊湊的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，較輕的質(zhì)量以及良好的環(huán)境交互能力，能夠承受大的負(fù)載[3]。雖然，傳統(tǒng)定剛度工業(yè)機器人也可以表示出一定的柔性，但其是通過力控制與阻抗控制來間接實現(xiàn)，這種控制會因電機慣量、傳感器檢測性能好壞和控制回路的時間延遲等因素的影響二產(chǎn)生不同差別的系統(tǒng)誤差，導(dǎo)致機器人預(yù)定工作不能較好完成。這類通過控制系統(tǒng)達(dá)到的柔性，影響因素太多，不利于實現(xiàn)，且柔性可控范圍太小。定剛度的柔性關(guān)節(jié)，其柔性通過柔性元件提供，例如輕型臂的柔性主要來源于其減速器柔性，關(guān)節(jié)電機減速機構(gòu)采用諧波減速器而獲得一定的柔性，這種關(guān)節(jié)與傳統(tǒng)剛性關(guān)節(jié)類似，它的剛度依然很大，承受沖擊碰撞的能力仍不足。在逐步追求關(guān)節(jié)柔性的道路上，柔性機構(gòu)及各類彈性元件逐漸出現(xiàn)，應(yīng)用到剛度可變或可連續(xù)調(diào)節(jié)的關(guān)節(jié)中，這種關(guān)節(jié)稱作變剛度柔性關(guān)節(jié)，在剛度主動可調(diào)的變剛度關(guān)節(jié)中一般包含兩個電機，由于其自身剛度的可調(diào)性，變剛度關(guān)節(jié)能夠適應(yīng)更復(fù)雜的不同工作環(huán)境，但因其所調(diào)剛度值不易精確測得，對系統(tǒng)的剛度辨識等研究提出了更高要求。變剛度柔性關(guān)節(jié)發(fā)展目標(biāo)是在靈巧度和感知外力并做出反應(yīng)的能力上與人類關(guān)節(jié)相媲美，這也是仿生學(xué)原理的概念。所以可以從仿生學(xué)的角度出發(fā)，設(shè)計出具有仿生物肌肉特性的變剛度柔性關(guān)節(jié)對提高機器人系統(tǒng)的安全性、運動精確性以及適應(yīng)性具有重要意義。變剛度關(guān)節(jié)介紹、分類及原理變剛度柔性關(guān)節(jié)一般由電機、諧波減速器、柔性機構(gòu)或彈性元件、位置或角度傳感器及控制器等組成，是一種高集成度的機電一體化系統(tǒng)。定剛度關(guān)節(jié)是一種可精確跟蹤預(yù)定軌跡的驅(qū)動裝置，指令結(jié)束時，在關(guān)節(jié)受力承載范圍內(nèi)，關(guān)節(jié)的輸出位置不會因外力發(fā)生改變。相對定剛度關(guān)節(jié)輸出位置不改變，變剛度關(guān)節(jié)會根據(jù)外力的大小，允許其偏離平衡位置一定的距離或角度，變剛度關(guān)節(jié)的平衡位置所指的是關(guān)節(jié)變剛度結(jié)構(gòu)部分產(chǎn)生的力或力矩為零的位置[4]，其組成如圖1.1所示。圖1.1變剛度關(guān)節(jié)的組成變剛度關(guān)節(jié)的柔性主要取決于柔順驅(qū)動器，根據(jù)柔順驅(qū)動器的剛度可否發(fā)生改變，可將其分為：剛度恒定柔順驅(qū)動器和剛度可變?nèi)犴橋?qū)動器，如圖1.2所示，剛度恒定柔順驅(qū)動器可根據(jù)實際需要設(shè)定某一恒定剛度。圖1.2柔順驅(qū)動器的分類（SEA：SeriesElasticActuator），這樣的話柔順驅(qū)動器的剛度也為恒定[5]。xFFkx2-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)便屬于此類。目前的變剛度關(guān)節(jié)研究普遍存在傳動間隙大、結(jié)構(gòu)外形龐大、控制系統(tǒng)響應(yīng)速度慢以及剛度變化范圍小的特點。本論文采用由雙電機驅(qū)動的主動可變變剛度關(guān)節(jié)類型，綜合考慮其能量利用效率和實時剛度調(diào)節(jié)兩方面，參考相關(guān)文獻(xiàn)資料，選擇適合的柔性機構(gòu)或彈性元件來設(shè)計完成剛度調(diào)節(jié)功能[4]。目前所存變剛度原理復(fù)雜多樣，主要介紹以下四種基本方法：平衡位置調(diào)整剛度基于SEA提出的平衡位置變剛度原理，通過電機改變連接部分長度寬度等外形尺寸，實現(xiàn)彈簧的平衡位置的變化，進(jìn)而調(diào)節(jié)柔順驅(qū)動器的剛度。下面結(jié)合一個單傳動調(diào)節(jié)模塊的控制示意圖來介紹，如圖1.3所示：圖1.3單傳動調(diào)節(jié)示意圖如圖可知，彈簧產(chǎn)生的力為：FKactlsa

（1.1）式中：l表示柔順驅(qū)動器的長度，s為調(diào)節(jié)平衡位置的調(diào)節(jié)量，a=FreeLength表示彈簧不受力時長度，Kact為彈簧的彈性系數(shù)。在工作中，調(diào)節(jié)驅(qū)動器希望其表現(xiàn)出如下特性：FKdesl0

（1.2）式中：某一時刻時，F(xiàn)0表示驅(qū)動器力的大小，l0表示調(diào)節(jié)驅(qū)動器的長度，那么在設(shè)置過后驅(qū)動器的期望位置可表示為：Sdes

la0Kdsll0K

（1.3）act綜上分析，通過調(diào)整柔順驅(qū)動器的彈簧的平衡位置便能夠?qū)崿F(xiàn)對整個系統(tǒng)剛度的控制，但是這種方式要受限于驅(qū)動控制器的帶寬，其所能表達(dá)的性能有限，應(yīng)用范圍不太廣泛，在調(diào)節(jié)彈簧平衡位置時需要消耗較多能量。拮抗方式變剛度人類大臂的肱二頭肌和肱三頭肌的工作模式就是一種簡單的拮抗模式，在伸直手臂時，肱三頭肌被壓縮，而肱二頭肌拉伸；在彎曲手臂時，肱二頭肌被壓縮，而肱三頭肌拉伸，兩處的肌肉都在處于工作狀態(tài)，一個為推進(jìn)動作另一個為拉拽動作，這就實現(xiàn)了小臂的轉(zhuǎn)動運動?！稗卓狗绞健本捅憩F(xiàn)為這種以互相拉壓的狀態(tài)[6]。在拮抗方式調(diào)整剛度中，必須要使用非線性彈簧，如采用兩個線性彈簧，所得系統(tǒng)剛度特性公式則會表現(xiàn)為剛度恒定，這樣就達(dá)不到變剛度的目的，在采用非線性彈簧后，通過拮抗方式調(diào)整關(guān)節(jié)剛度，耦合后的彈簧系統(tǒng)會表現(xiàn)出線性的特性，在后邊的計算中會作出詳細(xì)證明過程。采用非線性彈簧后，通過兩個以拮抗方式工作的柔順驅(qū)動器，可以實現(xiàn)彈簧系統(tǒng)平衡位置的調(diào)節(jié)與整體關(guān)節(jié)剛度的調(diào)節(jié)。因此，在采用拮抗方式變剛度時，必須使用兩個非線性彈簧，通過下面的線性拮抗裝置示例對上述原理進(jìn)行分析，所拮抗裝置如圖1.4所示。圖1.4拮抗裝置原理示意圖xOAABk，保持兩驅(qū)動器位置不變，可得其由于彈簧力的作用，施加于中間滑塊的總力為：FkxxOAkxOBx2kxkxOAxOB

（1.4）計算系統(tǒng)的剛度特性，等于力對位移的導(dǎo)數(shù)：kdFdx

2k

（1.5）k那么以二次特性彈簧為例，設(shè)置圖1.4拮抗裝置中兩彈簧均為非線性彈簧，則施加在OBxOBOAOA中間滑塊上的力為：OBxOBOAOAFkxxOA

2kx

x22kxx

xOB

kx2 2

（1.6）其剛度特性可表達(dá)為：kdFdx

2kOAxOB

（1.7）OBxOAF0xOA和xOB差值的線性函數(shù)，即有：OBxOA2kxOA

kx2

20

（1.8）x2x2 x xxOA

OBOA OB

（1.9）改變物理屬性調(diào)整剛度

xOAxOB 2改變物理屬性調(diào)整剛度的方法主要利用改變彈性元件或柔性機構(gòu)的物理屬性來實現(xiàn)Eσ/εFl3y

3EI

（1.10）式中：y為末端的撓度，F(xiàn)為末端集中載荷大小，l表示力臂長度，I表示梁的截面慣性矩，E表示梁材料的彈性模量，那么懸臂梁末端的剛度便可表示為F/y。y的大小，E機構(gòu)變化調(diào)節(jié)剛度機構(gòu)變化調(diào)節(jié)剛度的方法和方法（3）類似，通過主動改變?nèi)嵝詸C構(gòu)或彈性元件的受力大小或者施力位置實現(xiàn)剛度變化，例如采用變杠桿的原理去使用額外的機構(gòu)調(diào)節(jié)式（1.10）中l(wèi)的長度。因需要驅(qū)動額外的剛度調(diào)節(jié)機構(gòu)，故采用此方法時，除使用關(guān)節(jié)電機作為動力源外通常會設(shè)置專門驅(qū)動剛度調(diào)節(jié)機構(gòu)的電機，在柔順驅(qū)動器進(jìn)行運動時，平衡位置和系統(tǒng)剛度分別由上述兩個電機來控制。本論文所采用的關(guān)節(jié)變剛度原理便是方法（4）機構(gòu)變化調(diào)節(jié)剛度。變剛度關(guān)節(jié)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀近年來，變剛度關(guān)節(jié)研究領(lǐng)域的發(fā)展迅速，在國內(nèi)外都取得了較為豐富的研究成果。比較剛性關(guān)節(jié)和定剛度柔性關(guān)節(jié)，變剛度關(guān)節(jié)柔性變化范圍大，且剛度可調(diào)，在一些特殊工作要求的場合中應(yīng)用越來越多。目前，國內(nèi)外變剛度關(guān)節(jié)研究主要針對的是其變剛度原理，結(jié)構(gòu)設(shè)計及控制系統(tǒng)設(shè)計等問題。變剛度關(guān)節(jié)按所含電機數(shù)量主要分為兩類，下面將以單電機柔順驅(qū)動器與雙電機柔順驅(qū)動器這兩類進(jìn)行介紹。單電機柔順驅(qū)動器主要采用阻抗控制的控制方法，因其只含一個電機作為主動力電機，依靠系統(tǒng)中大量的數(shù)據(jù)整合計算進(jìn)行實時的調(diào)節(jié)，故需要采用多種的傳感器。此外，關(guān)節(jié)動力學(xué)模型必須采用精細(xì)控制以及性能高的計算機，串聯(lián)彈性驅(qū)動器（SEA：SeriesElastic例如意大利技術(shù)研究所（ItalianInstituteOfTechnology）SEA緊湊型變剛度關(guān)節(jié)1.561.5b中的方式安裝，當(dāng)柔性機構(gòu)確定后，也就確定了整體關(guān)節(jié)的剛度特性。柔性獲得方式為彈簧系統(tǒng)的預(yù)緊壓縮，控制器依據(jù)柔性機構(gòu)的偏轉(zhuǎn)角度將其轉(zhuǎn)化為力的大小，實現(xiàn)關(guān)節(jié)輸出力的控制，這種實現(xiàn)力的控制比較容易。 緊湊型SEA變剛度關(guān)節(jié)原型 彈簧安裝形式 仿小孩機器人模型圖1.5一種基于SEA的緊湊型變剛度關(guān)節(jié)國內(nèi)外研究者們?yōu)榱私鉀Q單電機柔順驅(qū)動器的柔性受限的問題，在串聯(lián)彈性驅(qū)動器的基礎(chǔ)上開發(fā)出雙電機柔順驅(qū)動器，采用了兩個電機，使變剛度關(guān)節(jié)的剛度調(diào)節(jié)和動力輸出實現(xiàn)分別控制。此外，根據(jù)電機聯(lián)接方式分為串聯(lián)型和并聯(lián)型結(jié)構(gòu)[8]，串聯(lián)型指變剛度關(guān)節(jié)的位置變化量為兩電機的輸出位移之和，并聯(lián)型指變剛度關(guān)節(jié)的力矩變化量為兩電機的輸出力矩之和。ZentrumfürLuft-undSebastian和GerdHirzinger，針對機器人在未知環(huán)境中遭受突然的沖擊或碰撞導(dǎo)致運行故障的問題，VS-Joint（VariableStiffnessJoint）[9][10]1.6所示，其設(shè)VSM（VariableStiffnessMechanism）與剛輪聯(lián)接。變剛度關(guān)節(jié)在工作時，改變剛度預(yù)設(shè)值的電機調(diào)整彈簧的變形產(chǎn)生主軸方向的壓縮力，轉(zhuǎn)化為繞主軸的力矩，改變關(guān)節(jié)的整體剛度。當(dāng)關(guān)節(jié)因外部沖擊或碰撞產(chǎn)生被動變形時，關(guān)節(jié)電機保持抱死，受到外部載荷作用的VSM中凸輪滾子及其滑塊發(fā)生旋轉(zhuǎn)，使關(guān)節(jié)剛度變大，產(chǎn)生扭矩平衡載荷。a）VS-Joint變剛度原理 b）VSM變剛度機構(gòu)圖1.6德宇航VS-Joint變剛度關(guān)節(jié)德宇航通過改進(jìn)研發(fā)出QA-Joint（QuasiAntagonisticJoint）關(guān)節(jié)[11]，如圖1.7所示。QAJ-位移特性的變剛度關(guān)節(jié)。a）QA-Joint概念圖 b）VSM工作原理圖1.7DLRQA-J拮抗變剛度關(guān)節(jié)JunhoChoi、RolfPfeifer提出名L-MESTRAN的變剛度關(guān)節(jié)[12][13]1.8所示。4a，若上下電機轉(zhuǎn)速相等，每個片彈簧與中樞及其滾子零件相對位置不變，l改變，關(guān)節(jié)剛度隨之改變。a）L-MESTRAN變剛度原理示意圖 b）變剛度關(guān)節(jié)模型圖圖1.8基于片彈簧的變剛度關(guān)節(jié)國內(nèi)在變剛度關(guān)節(jié)方面的研究起步較晚，大多是基于串聯(lián)彈性驅(qū)動器進(jìn)行相關(guān)研究，2012變剛度外骨骼機器人1.9SEA圖1.9AVSER變剛度外骨骼機器人結(jié)構(gòu)北京航空航天大學(xué)的陶永研究團(tuán)隊設(shè)計出一種應(yīng)用于輕型機器人的VSR-joint新型變剛度關(guān)節(jié)[15]，如圖1.10所示。同L-MESTRAN變剛度關(guān)節(jié)類似，通過調(diào)整滾子部件的位置來改變片彈簧有效力臂長度l，實現(xiàn)關(guān)節(jié)剛度變化。該關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，具有高度集成傳感器，快速響應(yīng)剛度特性等優(yōu)點。圖1.10VSR-joint新型變剛度關(guān)節(jié)哈爾濱工業(yè)大學(xué)的尹鵬研究團(tuán)隊基于彈跳機器人的彈跳機構(gòu)的運動及動力學(xué)運動規(guī)律設(shè)計出一款應(yīng)用于足式機器人的剛度可調(diào)柔性關(guān)節(jié)1.11a）可調(diào)剛度柔性關(guān)節(jié)模型 b）變剛度原理圖1.11新型可調(diào)剛度柔性關(guān)節(jié)課題研究內(nèi)容根據(jù)所提出的剛度范圍、最大扭矩、最大速度等參數(shù)指標(biāo)，設(shè)計變剛度關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)，進(jìn)行電機、減速器選型，并根據(jù)所選零件型號設(shè)計所需非標(biāo)零件；對關(guān)鍵零部件進(jìn)行受力分PAGEPAGEADAMS得出參數(shù)曲線，通過理論值與仿真值對比確認(rèn)辨識結(jié)果。設(shè)計要盡可能使整個變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)緊湊、體積小，以便集成于機器人中。1.5預(yù)期目標(biāo)確定盤式凸輪-依據(jù)模塊化設(shè)計思路，完成盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的的總體機械結(jié)構(gòu)設(shè)計，并進(jìn)行三維模型建立和出圖；完成盤式凸輪-對盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的關(guān)鍵零部件進(jìn)行強度校核，優(yōu)化部分結(jié)構(gòu)。第二章變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計變剛度關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)總體方案本章首先列出本論文主要設(shè)計的盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的設(shè)計指標(biāo)，通過查閱相關(guān)文獻(xiàn)總結(jié)關(guān)節(jié)變剛度的原理，然后確定變剛度關(guān)節(jié)的總體傳動方案，在之后利用SOLIDWORKS軟件進(jìn)行關(guān)節(jié)模塊化結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后設(shè)置關(guān)節(jié)傳感器位置以及設(shè)計關(guān)節(jié)剛度調(diào)節(jié)限位保護(hù)機構(gòu)。6項：（1）剛度強度設(shè)計原則：滿足產(chǎn)品設(shè)計指標(biāo)的前提下，保證所設(shè)計產(chǎn)品要有足夠的剛度和強度，若不滿足剛度強度要求可采用減小應(yīng)力集中結(jié)構(gòu)、使載荷平衡結(jié)構(gòu)的方法，式產(chǎn)品不在其使用周期內(nèi)失效；（2）功能設(shè)計原則：設(shè)計的機構(gòu)要滿足設(shè)計指標(biāo)要求且明確其預(yù)定功能，設(shè)計的結(jié)構(gòu)應(yīng)能滿足從關(guān)節(jié)整體考慮對其的功能要求，可靠性要高；（3）工藝設(shè)計原則：在結(jié)構(gòu)設(shè)計中力求使機械零件有良好的加工工藝性，外形盡可能簡化，零部件的結(jié)構(gòu)易于加工制造，減少工序；（4）裝配設(shè)計原則：機械結(jié)構(gòu)合理，能合理劃分裝配單元，保證零件準(zhǔn)確的定位，使零部件便于裝配和拆卸，有良好的維護(hù)性；（5）非標(biāo)件設(shè)計原則：非標(biāo)準(zhǔn)零部件的設(shè)計需要以標(biāo)準(zhǔn)件或已有產(chǎn)品為基礎(chǔ)來設(shè)計；（6）經(jīng)濟(jì)設(shè)計原則：5本項目的主要目的是設(shè)計一種盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)，采用主動調(diào)整剛度方式，滿足表2.1的指標(biāo)要求。表2.1關(guān)節(jié)設(shè)計指標(biāo)類型 指標(biāo)要求最大扭矩 ±65Nm剛度范圍 0~1000N·m/rad最大變形角度 ±15°最高速度 8.5rad/s剛度調(diào)整時間 0.25~0.4s關(guān)節(jié)直徑 ＜150mm關(guān)節(jié)長度 160mm（關(guān)節(jié)中部旋轉(zhuǎn)部分）2.1所示。關(guān)節(jié)電圖2.1變剛度原理1.3.1DLRVSJ的力矩是由多個彈簧組成系統(tǒng)與一個旋轉(zhuǎn)的凸輪滾子產(chǎn)生，通在VSJ變剛度機構(gòu)上加以改進(jìn)，啟發(fā)于QAJ的凹型凸輪，這種設(shè)計將兩單個扭矩疊加得到輸出扭矩，增加了剛度和扭矩輸出范圍。在新機構(gòu)中設(shè)計上下兩個凸輪，分別在兩個盤式凸輪上刻畫軌跡輪廓，增加系統(tǒng)軸向位移范圍，使得凸輪旋轉(zhuǎn)時，位于上凸輪盤上方的彈簧軸向變形量增加，且不發(fā)生周向形變，提高了系統(tǒng)能量利用率。核心模塊由直線彈簧、上下盤式凸輪、中間圓盤及滾子組成，如圖2.2所示。中間圓盤由主電機帶動旋轉(zhuǎn)，上凸輪盤與輸出連桿相連，下凸輪盤由剛度調(diào)節(jié)電機帶動旋轉(zhuǎn)，由中間圓盤通過滾子帶動上下盤轉(zhuǎn)動，繼而完成關(guān)節(jié)的旋轉(zhuǎn)運動，所以上下盤相對中間滾子是一個整體，同時表明整個關(guān)節(jié)的輸出力為中間圓盤上滾子所產(chǎn)生的力Fext。a）靜止位置時 b）被動受載時c）剛度設(shè)置時 d）剛度設(shè)置后被動受載時圖2.2關(guān)節(jié)變剛度力學(xué)原理2.2a所示，處于靜止位置時，上下凸輪盤也沒有相對移動，彈簧沒有發(fā)生形變，關(guān)節(jié)的整體剛度很小或為零。2.2bφ角，由于盤式凸輪的形狀曲線在各滾子接觸點斜率不同，使得凸輪盤對中間滾子產(chǎn)生反作用力去平衡外界載荷Fext，滾子運動將上凸輪盤軸向運動，導(dǎo)致了彈簧的變形，關(guān)節(jié)剛度發(fā)生變化。2.2c2×L中間圓盤=L上凸輪盤的關(guān)系，導(dǎo)致了彈簧的變形，使得關(guān)節(jié)的剛度變大，關(guān)節(jié)變得更硬，在相同外力作用下，更難掰動關(guān)節(jié)，但由于滾子與上下凸輪盤曲面接觸點處的斜率相同，并沒有產(chǎn)生外力Fext。如圖2.2d所示，關(guān)節(jié)剛度設(shè)置好，同時被動受到載荷時，即同時處在b、c兩種情況下，這最符合關(guān)節(jié)實際工作時的運動情況。2.23種：倒數(shù)型、指數(shù)型3因此，新型變剛度關(guān)節(jié)設(shè)定扭矩特性曲線為指數(shù)型。表2.2常見扭矩特性曲線1扭矩特性曲線

常值剛度 — ＋ ＋＋彈性勢能 — ＋ ＋＋最大剛度 ＋＋ ＋ ——最小剛度 —— — ＋2.2.3變剛度關(guān)節(jié)總體傳動方案動力傳動系統(tǒng)是關(guān)節(jié)的重要組成部分，完成新結(jié)構(gòu)關(guān)節(jié)的變剛度機構(gòu)原理設(shè)計后，需要確定系統(tǒng)的傳動方案，傳動系統(tǒng)設(shè)計主要考慮動力源的選型（包括關(guān)節(jié)電機和剛度調(diào)節(jié)電機）、減速器的選型與設(shè)計、傳動副的選取，選型與設(shè)計要合理且相互配合，從而達(dá)到期望的運動要求。選用剛度調(diào)節(jié)電機為小功率電機，尺寸以及重量較小，適用于結(jié)構(gòu)緊湊的變剛度關(guān)節(jié)中，但其不帶有制動器，而變剛度關(guān)節(jié)有時需要保持剛度恒定，即下凸輪盤位置角度固定不變，也就是下凸輪盤包括傳動軸受到外部力作用并不能導(dǎo)致電機軸的運動，所以傳動系統(tǒng)的設(shè)計要求自鎖。圖2.3關(guān)節(jié)總體傳動方案變剛度關(guān)節(jié)的模塊化設(shè)計本論文采用模塊化結(jié)構(gòu)設(shè)計的思路，模塊化設(shè)計方法能夠提高產(chǎn)品的可靠性和通用[19]首先進(jìn)行上下盤式凸輪的設(shè)計，設(shè)定初始的某一曲面，暫時不考慮關(guān)節(jié)的剛度、扭矩等影響，由下面章節(jié)中進(jìn)行仿真分析后，對凸輪曲面進(jìn)行辨識構(gòu)建，使其滿足表2.1中關(guān)節(jié)的設(shè)計指標(biāo)。本小節(jié)主要研究零部件間的安裝方式，如何在達(dá)成設(shè)計要求的前提下，實現(xiàn)零件間的相對運動。如圖2.4所示，為初步設(shè)計的核心模塊的結(jié)構(gòu)。圖2.4核心模塊的總體結(jié)構(gòu)球形滾子套內(nèi)安裝微型深溝球軸承組成滾子部件，中間圓盤在徑向方向成對均布六個等徑的螺紋孔，螺栓軸將六個滾子部件連接在中間圓盤周向，使用套筒對滾子部件進(jìn)行徑向定位?；ㄦI軸即是與諧波減速器柔輪固連的輸出主軸，輸出主軸由關(guān)節(jié)電機即主電機通2.33級減速傳動系統(tǒng)2×L中間圓盤=L上凸輪盤的關(guān)系。由于上凸輪盤上升，雖然滾子與上下凸輪盤曲面間的旋轉(zhuǎn)為低速運動，但滾子內(nèi)仍采用微型深溝球軸承，一是因核心模塊剛度調(diào)節(jié)需較為精密，波動量較大，二可減小滾子與曲面的摩擦，防止?jié)L子部件在運動過程中發(fā)生跳動與卡殼，減小對輸出扭矩的影響。為了增大阻尼，減小彈簧的振動，設(shè)計上凸輪盤與花鍵軸之間采用滑動摩擦。若采用線性滑軌，會增加關(guān)節(jié)的徑向尺寸，使結(jié)構(gòu)不緊湊。采用滑動摩擦要求相應(yīng)表面的配合精度，提升了加工難度。主電機模塊的結(jié)構(gòu)設(shè)計包括電機與諧波減速器的選型，根據(jù)變剛度關(guān)節(jié)的設(shè)計指標(biāo)進(jìn)行計算，關(guān)節(jié)電機的選型需要從力矩、轉(zhuǎn)速、功率等方面考慮，諧波減速器的選型需要從轉(zhuǎn)矩大小、減速比、承載方式等考慮。首先明確盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)各個參數(shù)：關(guān)節(jié)電機需要帶動的總載荷 WA=5.5Kg電機連接的主軸長度 BL=80mm關(guān)節(jié)直徑 BD=150mm傳動總效率 Bη=0.9凸輪盤的直徑 BC=76mm關(guān)節(jié)旋轉(zhuǎn)角度 180°關(guān)節(jié)電機連接軸套，外徑為φ37，內(nèi)徑為φ11，慣量J=8.3×10-3kg·m2，質(zhì)量約為46g。計算可得軸套與凸輪盤總慣量：J1WD2d2J 1461033721210610.260.0762

（2.1）C 8 N 8 8C可得總慣量為J1.702105kg·m2。其次根據(jù)設(shè)計指標(biāo)預(yù)估系統(tǒng)運轉(zhuǎn)模式：C加速時間： ta=0.1s勻速時間： te=0.7s減速時間： td=0.1s循環(huán)時間： tc=1.8s關(guān)節(jié)旋轉(zhuǎn)角度 180°電機帶動旋轉(zhuǎn)關(guān)節(jié)下部的總質(zhì)量：B2 0.152B DB7.91030.082.86kg

（2.2）W負(fù)載部分的慣量：

2 L

2JJJ

J1BB2WB24.493104gm2

（2.3）L C B

C 8W D A L接下里進(jìn)行電機的預(yù)選，慣量比是用電機的轉(zhuǎn)動慣量去除負(fù)載慣量的數(shù)值，按照通常標(biāo)準(zhǔn)，750W以下的電機為20倍以下。若選200W，則JM=0.14×10-4，慣量比JL/JM=4.4927×10-4/0.14×10-4=32.09＞20不符合要求若選400W，則JM=0.26×10-4JL/JM=4.4927×10-4/0.14×10-4=17.2796＜20符合要求計算最高速度Vmax：由1/2加速時間×Vmax+勻速時間×Vmax+1/2減速時間×Vmax=移動距離?？傻肰max=0.42m/s=1260rpm＜3000rpm（額定轉(zhuǎn)速）。進(jìn)行計算轉(zhuǎn)矩的計算，移動轉(zhuǎn)矩Tf：TfgWAF

0.0967

（2.4）確認(rèn)最大轉(zhuǎn)矩，加速時轉(zhuǎn)矩為：afTJLJMxTtaaf

0.7168N·m＜3.8N·m

（2.5）d0.537N0.7168m＜3.8N·m，3.8N·m為400W電機的最大轉(zhuǎn)矩。根據(jù)上述計算結(jié)果，可以確定關(guān)節(jié)電機的選型為：主電機型號為松下電機型號MSME042GV，額定轉(zhuǎn)速3000rpm，最高轉(zhuǎn)速6000rpm，20位增量式旋轉(zhuǎn)編碼器、電機軸為鍵槽帶有中心螺紋孔。MSME042GVMBDHT2510，BA5系列，速度位置/200V。CS251002FmoniciveSstm100，2000r/min止時的容許最大轉(zhuǎn)矩為110Nm，瞬間容許峰值轉(zhuǎn)矩為184Nm0.282×10-4kg·m2，容許輸入轉(zhuǎn)速最高為（潤滑油潤滑）7500r/min。2.52.6所示為裝配后的主電機模塊結(jié)構(gòu)。圖2.5主電機模塊的模型剖面圖2.5主電機模塊零件說明體意圖0.25~0.4s如上所述，剛度調(diào)節(jié)模塊的設(shè)計主要包括剛度調(diào)節(jié)電機、減速機、軸承、齒輪零部件的選型以及括蝸輪蝸桿的選型及自鎖驗證。零部件完成選型后，需要設(shè)計安裝零件的支撐固定等外部結(jié)構(gòu)。蝸輪蝸桿選型及自鎖驗證蝸輪蝸桿是在剛度調(diào)節(jié)模塊傳動系統(tǒng)中有重要作用的零件，其性能的優(yōu)劣將影響調(diào)節(jié)剛度功能的實現(xiàn)，齒面強度要求和自鎖要求是蝸輪蝸桿必須滿足選型條件。一般情況下，所選擇蝸輪蝸桿模數(shù)太大時，會導(dǎo)致關(guān)節(jié)整體尺寸增加；模數(shù)太小時，會導(dǎo)致蝸輪蝸桿容許轉(zhuǎn)矩達(dá)不到設(shè)計指標(biāo)的要求。SWGAG系列，蝸桿的選型主要考30SWG2-R1J141，軸向λAG2-30R12，導(dǎo)程角λ3°41’，旋向為右旋。26000小時條件下N起動＜2次/h，且起動的沖擊T沖擊＜2×T額定，可認(rèn)為無沖擊。根據(jù)變剛度關(guān)節(jié)運作實際情況分析，2.3Matlab軟件采用插值法估算出不同蝸輪轉(zhuǎn)速下的齒面強度容許轉(zhuǎn)矩。PAGEPAGE表2.3蝸輪不同轉(zhuǎn)速下的容許轉(zhuǎn)矩蝸輪轉(zhuǎn)速（rpm）30 100 300 600 900 1200 1800容許轉(zhuǎn)44.3 37.3 29.6 24.8 21.9 19.8 17.4如圖2.6所示，對表中的數(shù)據(jù)進(jìn)行了曲線擬合。圖2.6蝸輪不同轉(zhuǎn)速下容許轉(zhuǎn)矩擬合得到的關(guān)系曲線為：T124.1n轉(zhuǎn)速

0.04266188

（2.6）0.9994可知所擬合的曲線對數(shù)據(jù)的解釋較為正確合理。159.25r/min52N·m。由于所設(shè)計的關(guān)N起動＜2次/h，因此需要計算當(dāng)量扭矩，當(dāng)量扭矩計算公式如下：T當(dāng)量Ks·Kh·T公稱式中：Ks為起動系數(shù)，Kh為壽命系數(shù)。查詢機械設(shè)計手冊，根據(jù)蝸輪蝸桿設(shè)計資料可?。篕s=1.18，Kh=1.2?？傻茫?/p>

（2.7）T當(dāng)量1.181.25273.6N·m設(shè)計指標(biāo)Td65N·m由上式可知，所選蝸輪蝸桿型號符合設(shè)計指標(biāo)。此外，上述計算方式采取的是保守計算，蝸輪蝸桿減速機構(gòu)的實際運行過程是比較復(fù)雜的，結(jié)果只具有一定的參考意義，即實際當(dāng)量轉(zhuǎn)矩基本大于上式所得結(jié)果。β小于蝸輪蝸桿接觸的摩擦角ψF與法向正壓Ntanψ=μ。滿足上述條件時，蝸輪主動時將發(fā)生自鎖現(xiàn)象[18]。摩擦角ψ參數(shù)與摩擦副的材料有關(guān)[20]，如下表2.4列出了幾種常用材料之間的摩擦系數(shù)。表2.4幾種常用材料間的摩擦系數(shù)靜摩擦系數(shù) 動摩擦系數(shù)摩擦副材料無潤滑有潤滑無潤滑有潤滑鑄鐵—鑄鐵—0.15~7~0.12鑄鐵—青銅0.280.160.15~0.210.07~0.15青銅—青銅—7~0.1鋼—鋼0.150.1~5~0.1鋼—鑄鐵0.2~0.3—0.16~0.180.05~0.15鋼—青銅0.150.1~0.150.15~0.180.07初選蝸輪蝸桿型號中蝸桿的材料為S45C鋼，蝸輪的材料為鋁青銅，根據(jù)上表中數(shù)據(jù)可知：在摩擦副材料鋼—青銅時，無潤滑劑時傳動系靜摩擦系數(shù)為μ=0.15，有潤滑劑時μ=0.1來計算摩擦角，可得

（2.8）式中，λ為所選蝸輪蝸桿的導(dǎo)程角，導(dǎo)程角即為蝸桿的螺旋升角，且均為3°41’。由上式可知導(dǎo)程角λ小于摩擦角ψ，滿足自鎖條件。該模塊所選產(chǎn)品的型號剛度調(diào)節(jié)電機主要要求其輸出力矩大、體積較小和經(jīng)濟(jì)性。通過計算初步選用MaxonEC45-Flat系列的251601型號，其額定扭矩84.3N·m，額定轉(zhuǎn)速5260r/min，無負(fù)載轉(zhuǎn)速6700r/min，額定電壓為24V。PlanetaryGearheadGP42C系203116Maxon91:7.5Nm以及轉(zhuǎn)動慣量為15g·cm2，。5260/15=350r/min2.1設(shè)計指標(biāo)可知，關(guān)節(jié)剛度調(diào)整時間是指從最小剛度（0）調(diào)整到最大剛度（1000N·m/rad，此時σ=15°）時所用的時間，因此上下凸輪盤相對運動速度為：~0.4s/s~/s

（2.9）核心模塊中的上下凸輪盤之間的相對運動速度不能太快，因為相對可運動的距離σ=15°是一定的，若運動速度太快，不利于控制；若運動速度偏慢，關(guān)節(jié)剛度改變的調(diào)節(jié)時間很長，會加重系統(tǒng)負(fù)擔(dān)，導(dǎo)致關(guān)節(jié)靈敏度不足，所以取上下凸輪盤相對運動速度范圍在50~60°/s內(nèi)最佳。如果剛度調(diào)節(jié)電機經(jīng)過一級減速后，直接同蝸桿連接，即系統(tǒng)只存在兩級減速，則凸輪盤的相對運動速度為：3503011.667r/min70/最佳50~60/s

（2.10）由上式可知，只存在兩級減速并不能使上下凸輪盤的相對運動速度達(dá)到設(shè)計指標(biāo)要求，因此需要設(shè)計二級減速，二級減速采用齒輪副進(jìn)行減速。GEAKBH研磨型輪1.0-48-8-B-12N1.0-60-8-B-20N1.048、608mmS45C鋼。以彎曲強度考慮其容許傳遞的力矩為：144N831526N250N2660/4858Nm滿足齒面彎曲疲勞強度。剛度調(diào)節(jié)模塊的總體結(jié)構(gòu)

（2.11）根據(jù)所選零部件的安裝定位要求，設(shè)計固定各零件的外部結(jié)構(gòu)，為方便介紹剛度調(diào)節(jié)模塊總體結(jié)構(gòu)各部分，采用爆炸圖的形式進(jìn)行說明，如圖2.7所示。武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）圖2.7剛度調(diào)節(jié)模塊的總體結(jié)構(gòu)通過上述模塊化設(shè)計，對各個模塊進(jìn)行裝配，裝配后變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)如下兩圖所示。2.8盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的三維模型2.9盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)示意圖2.8-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)與運動原理簡要作以下幾點說明：（1）關(guān)節(jié)電機動力傳導(dǎo)路線：輸出主軸與交叉滾子軸承內(nèi)圈連接，內(nèi)圈與諧波減速（2）剛度調(diào)節(jié)電機動力傳導(dǎo)路線：剛度調(diào)節(jié)電機通過行星減速器、齒輪副以及蝸輪蝸桿減速，蝸輪傳動軸連接輸出法蘭盤，法蘭盤連接下凸輪盤，將電機扭矩傳遞至下凸輪盤。（3）關(guān)節(jié)連接關(guān)系：中間圓盤與輸出主軸之間采用花鍵連接，上凸輪盤與關(guān)節(jié)輸出盤同樣為花鍵連接，上凸輪盤在輸出主軸外表面和輸出盤內(nèi)表面沿軸向滑動，將核心模塊的合成扭矩傳遞至輸出端。（4）剛度調(diào)節(jié)配合關(guān)系：為保證核心模塊主要三大零部件與輸出主軸之間的同軸度，設(shè)計在下凸輪盤內(nèi)孔配合深溝球軸承，減小剛度調(diào)節(jié)過程中關(guān)節(jié)的偏心作用。武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）變剛度關(guān)節(jié)限位保護(hù)設(shè)計設(shè)計關(guān)節(jié)測量系統(tǒng)的必要性，是為了實現(xiàn)關(guān)節(jié)的位置、扭矩以及剛度調(diào)節(jié)的控制[21]。2×L中間圓盤=L上凸輪盤由核心模塊的設(shè)計可知，上凸輪盤分別在關(guān)節(jié)輸出盤內(nèi)表面和輸出主軸外表面沿軸線滑動，滑動的區(qū)間由中間圓盤與上下凸輪盤的相對位置決定，即上凸輪盤可運動的距離一定。設(shè)計變剛度關(guān)節(jié)的限位保護(hù)，只需保證關(guān)節(jié)在裝配完成后，限位擋圈與上凸輪盤（靜止位置時）的間距始終小于或等于上凸輪盤可上升的最大距離，設(shè)限位擋圈與上凸輪盤的間距為L，如圖2.10所示。通過測量計算新變剛度關(guān)節(jié)中上凸輪盤在調(diào)節(jié)剛度或被動受載時可上升的最大距離，L17mm。當(dāng)變剛度關(guān)節(jié)進(jìn)行剛度調(diào)節(jié)或被動受載時，上凸輪盤上圖2.10關(guān)節(jié)機械硬限位如圖2.8所示，在安裝固定盤右端表面設(shè)置有磁柵編碼器，在剛度調(diào)節(jié)模塊中蝸輪傳動軸的軸端設(shè)置有光電編碼器?？梢钥闯龈魑恢脗鞲衅骶O(shè)置于關(guān)節(jié)外部，這是由于所設(shè)計變剛度關(guān)節(jié)內(nèi)部空間緊湊，在內(nèi)部安裝會使關(guān)節(jié)整體尺寸增加，且安裝較為復(fù)雜、調(diào)試監(jiān)測困難。所選關(guān)節(jié)電機內(nèi)部集成有20位增量式旋轉(zhuǎn)編碼器，可準(zhǔn)確測量中間圓盤的位置。剛度調(diào)節(jié)電機為微型盤式電機，無自帶編碼器，下凸輪盤的旋轉(zhuǎn)角度通過蝸輪傳動軸右端的光電編碼器進(jìn)行監(jiān)測。若忽略關(guān)節(jié)整體傳動系統(tǒng)誤差帶來的影響，關(guān)節(jié)電機內(nèi)部集成的編碼器測量的是中間圓盤相對大地絕對坐標(biāo)系的角速度和旋轉(zhuǎn)角度；蝸輪傳動軸端的光電編碼器測量的是下凸輪盤相對上凸輪盤或關(guān)節(jié)輸出盤（上凸輪盤與關(guān)節(jié)輸出盤相對角度不變）的角速度和旋轉(zhuǎn)角度；磁柵編碼器測量的是關(guān)節(jié)輸出盤相對于大地的角速度和旋轉(zhuǎn)角度。由此，能夠確定中間圓盤和上下凸輪盤之間的運動關(guān)系。本章小結(jié)本章依據(jù)模塊化結(jié)構(gòu)設(shè)計的思路，進(jìn)行了盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。首先，列出所要設(shè)計變剛度關(guān)節(jié)的設(shè)計指標(biāo)要求，總結(jié)第一章綜述內(nèi)容并解釋說明了本論文所設(shè)計關(guān)節(jié)的變剛度原理，實現(xiàn)剛度變化的主要機構(gòu)是核心結(jié)構(gòu)模塊的電機-滾子-上下凸輪機構(gòu)；其次，說明了三大模塊的設(shè)計流程，包括主電機模塊、核心模塊和剛度調(diào)節(jié)模塊，進(jìn)行了主電機、諧波減速器和蝸輪蝸桿機構(gòu)的選型，列出了主電機的選型計算過程并驗證了蝸輪蝸桿機構(gòu)的自鎖性；最后，設(shè)置關(guān)節(jié)傳感器集成模式并介紹其選型原因，為防止關(guān)節(jié)受沖擊損壞，設(shè)計了變剛度關(guān)節(jié)內(nèi)部的機械硬限位保護(hù)。所有的設(shè)計件和標(biāo)準(zhǔn)件選擇的原則是要滿足本論文所設(shè)計盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)設(shè)計要求的前提下，力使關(guān)節(jié)內(nèi)部結(jié)構(gòu)緊湊，空間利用高效，在滿足工作運行強度要求下減小裝置質(zhì)量。第三章變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)辨識及仿真模擬變剛度關(guān)節(jié)辨識仿真的意義本文第二章中給出盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的設(shè)計指標(biāo)，并研究其工作原理，本章主要對所設(shè)計盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的核心模塊零部件進(jìn)行受力分析、結(jié)構(gòu)辨識以及仿真模擬，完善整個關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)，確保關(guān)節(jié)能正常運行。變剛度關(guān)節(jié)的受力分析及結(jié)構(gòu)辨識以第二章中圖2.2所示變剛度關(guān)節(jié)的變剛度力學(xué)原理中最后一種工作情況，即剛度設(shè)置后被動受載時為分析對象，將凸輪盤曲面沿徑向展開，核心模塊的受力情況如圖3.1所示，實際的σ、φ不是距離而是角度。圖3.1核心模塊運動分析示意圖曲線ГI中的驅(qū)動方程為YaI與中間圓盤滾子部件中心的偏距為θ0，將驅(qū)動方程進(jìn)行轉(zhuǎn)換，簡化坐標(biāo)系關(guān)系，可得在坐標(biāo)系I0中驅(qū)動方程為Yab01.589.5/180

（將θ0用弧度表示）。滾子部件中滾子1與下凸輪盤相切于A點，滾子2與上凸輪盤相切于C點，滾子10中的橫坐標(biāo)值為=20A0中坐標(biāo)位置為A,YA、101,1，C0中的坐標(biāo)位置為C,C20中的坐標(biāo)位置為2,2，由核心模塊結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，r=10mmR=33mm。根據(jù)弧長計算公式：Ln

180

RR

（3.1）n為是圓心（角度制是圓心角度數(shù)（弧度制）?？傻茫簉sinAYA

R AabA0

（3.2）AII，且其斜率為ktnA，所以：

blnaab

8ln1.51.8dYddYdA

0 33

A0（3.3）聯(lián)立式（3.2）與式（3.3），可得：A0.21660rad12.40r2010sin0.216600.4142radA R A

180 33

（3.4）AY1.580.41429.51802.2380mmA同理，可以求得滾子2與上凸輪盤曲面接觸點C的坐標(biāo)參數(shù)為：C0.4142ad，XC2.2380m為確定彈簧長度改變量△y與中間圓盤旋轉(zhuǎn)角度φφ角，剛度調(diào)節(jié)電機不轉(zhuǎn)動，下凸輪盤由于蝸輪蝸桿的自鎖作用保持其位置固定，上凸輪盤則會被滾子頂起向上移動，其上部直線彈簧受力產(chǎn)生壓縮變形。B0中坐標(biāo)位置為B,B

、滾子3的圓心在坐標(biāo)系I0中的坐標(biāo)位置為為3,3，D0中的坐標(biāo)位置為D,D40中的坐標(biāo)位置為4,4B點，可得：rsinB B RYabB0

（3.5）BB點處切線交于下凸輪盤曲面最低處所作水平直線上，即XI軸，且其斜率為ktnB，所以：

blnaab

8ln1.51.8dYddYdB R

0 33

B0（3.6）由凸輪曲面結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，BB54.5聯(lián)立式（3.5）與式（3.6），發(fā)現(xiàn)其為超越方程式，無法得出解析解，在給定中間圓盤旋轉(zhuǎn)角度φ的情況下，只能求得特定αB的數(shù)值解，之后通過式（3.8）來驗證θB是否超出界限，這樣便可求得關(guān)節(jié)在被動受載時所能轉(zhuǎn)動的角度φ的最大值。為了得到較精確的數(shù)值函數(shù)表達(dá)式，采用數(shù)值擬合方法，得出B

f的關(guān)系Matlab軟件編制求解程序進(jìn)行計算，可得：x19.99820

（3.7）Matlab0.02117180與φ的關(guān)系，得到如下函數(shù)：B0.2166 （3.8）B同理，可以列出滾子4與上凸輪盤曲面接觸點D的坐標(biāo)參數(shù)方程組：rsinD D RYabD0

（3.9）DD00軸，且其斜率為ktnD，可知：

blnaab

8ln1.51.8dYddYdD

0 33

D0（3.10）Matlab與φ的關(guān)系，得到如下函數(shù)：D2.18042.81131.87520.8490.2165 （3.）D綜上所述，可得滾子與凸輪曲面接觸點相關(guān)計算公式，并可根據(jù)各點坐標(biāo)辨識直線彈簧實時的壓縮變形量以及受力值，由于滾子接觸力FN方向垂直于曲面接觸點切線，可將PAGEPAGEFNFtFa的大小可以得到核心模塊各部件在運動時產(chǎn)生的扭矩大小的理論值。對于滾子3與下凸輪盤接觸點B：95.340544.37142.48532.34420.84240.2166BrsinB R BYabB0

（3.12）B3BrosB對于滾子4與下凸輪盤接觸點D：2.18042.81131.87520.8490.2165DrsinD R DYabD0

（3.13）D4DrosD對于滾子1與下凸輪盤接觸點A，可以發(fā)現(xiàn)其為φ=0°時B點的參數(shù)值：AB00.21660rad12.40r 2010sin0.216510.4142radA R

A0

180 33

（3.14） b 80.41429.5180a A01.5

2.2380mm1YArosB對于滾子2與下凸輪盤接觸點C，可以發(fā)現(xiàn)其為φ=0°時D點的參數(shù)值：CD00.21650ad12.40r 2010sin0.216500.4142radC R

D0

180 33

（3.15） b 80.41429.5180a C01.5

2.2380mm2CrosC彈簧的變形壓縮量：y1y23142彈簧所受壓力值：FaKspry核心模塊結(jié)構(gòu)的關(guān)鍵零部件承受扭矩值計算如下：1rRatnDR

（3.16）（3.17）（3.18）2rRatnBR中間圓盤產(chǎn)生扭矩值大?。篢3T2T1變剛度關(guān)節(jié)的仿真模擬與對比

（3.19）（3.20）將所設(shè)計相關(guān)結(jié)構(gòu)數(shù)值代入上節(jié)所得公式，得到核心模塊結(jié)構(gòu)的關(guān)鍵零部件受力分析理論數(shù)據(jù)，使用Matlab軟件繪制出彈簧壓縮量及零件扭矩與中間圓盤旋轉(zhuǎn)角度φ的理論關(guān)系曲線圖，即y

f、

f、T2

f以及T3

f，如圖3.2所示： a）壓縮量△y與轉(zhuǎn)角φ的曲線圖 b）上凸輪盤T1與轉(zhuǎn)角φ的曲線圖c）下凸輪盤T2與轉(zhuǎn)角φ的曲線圖 d）中間圓盤T3與轉(zhuǎn)角φ的曲線圖圖3.2核心模塊結(jié)構(gòu)參數(shù)與轉(zhuǎn)角φ的理論曲線通過結(jié)構(gòu)辨識的理論計算得到核心模塊結(jié)構(gòu)的各個零部件特性參數(shù)與轉(zhuǎn)角φ的關(guān)系，ADAMSADAMSMDI公司開發(fā)的可應(yīng)用于機械設(shè)計的靜力學(xué)、運動學(xué)和動力學(xué)分析的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)虛擬樣機的分析軟件[22][23]。將先前結(jié)構(gòu)辨識所得理論值曲線與模型仿真得到的曲線進(jìn)行比較，做出相對誤差曲線，如圖組3.3至圖組3.6所示。a）壓縮量△y理論值 b）壓縮量△y仿真值 c）△y的相對誤差曲線圖3.3彈簧壓縮量△y的數(shù)據(jù)對比a）上凸輪盤T1理論值 b）上凸輪盤T1仿真值 c）T1的相對誤差曲線圖3.4上凸輪盤產(chǎn)生扭矩T1的數(shù)據(jù)對比a）下凸輪盤T2理論值 b）下凸輪盤T2仿真值 c）T2的相對誤差曲線圖3.5下凸輪盤產(chǎn)生扭矩T2的數(shù)據(jù)對比a）中間圓盤T3理論值 b）中間圓盤T3仿真值 c）T3的相對誤差曲線圖3.6中間圓盤產(chǎn)生扭矩T3的數(shù)據(jù)對比由上述圖例曲線對比，可得同一個零部件同一參數(shù)其理論值與仿真值曲線基本相同；由相對誤差曲線可得，結(jié)構(gòu)辨識理論推導(dǎo)得出的數(shù)據(jù)與軟件模型仿真所得數(shù)據(jù)基本一致，這樣相互驗證理論計算和仿真推導(dǎo)均為正確的。且當(dāng)轉(zhuǎn)角φ較小時，曲線有較大波動，相對誤差較大；當(dāng)轉(zhuǎn)角φ增大時，曲線逐漸平緩，相對誤差變小，這是由于模型仿真中存在啟動轉(zhuǎn)矩，在較小轉(zhuǎn)角的接觸仿真沒有很穩(wěn)定。按照前述結(jié)構(gòu)辨識所得核心模塊特性參數(shù)計算公式，對初步設(shè)計的凸輪盤曲面進(jìn)行理論與仿真值對比，如圖3.7所示可得關(guān)節(jié)的理論剛度特性曲線，需要注意的是，關(guān)節(jié)系統(tǒng)的剛度為非直接測量，剛度的定義是中間圓盤扭矩對角度φ的偏導(dǎo)數(shù)。圖3.7初步設(shè)計關(guān)節(jié)的剛度特性曲線上下凸輪曲面的優(yōu)化設(shè)計為滿足本論文設(shè)計指標(biāo)要求的盤式凸輪-1）核心模塊最大變形角φ=15°；2）關(guān)節(jié)最大扭矩Tmax=65N·m，即關(guān)節(jié)受載被動旋轉(zhuǎn)時，中間圓盤承受的最大扭矩；3）關(guān)節(jié)的剛度變化范圍為0~1000N·m/rad。利用上述所得變剛度關(guān)節(jié)各特性參數(shù)方程，采用相同計算方法，優(yōu)化上下凸輪曲面，詳細(xì)計算過程不再進(jìn)行列舉，如圖3.8所示。圖3.8優(yōu)化設(shè)計的凸輪曲面得到凸輪盤曲面的展開曲線方程為

1.510

t/4,/4

（3.21）之前初步設(shè)計的凸輪盤曲線方程為Yab件上部直線上下往復(fù)切割。凸輪盤加工的引導(dǎo)曲線可得為：ty1.520t1/8txtR1/8ztR1/8

（3.22）t0,1/460°的初始相位角。由3.3理論與仿真對比結(jié)果可知，理論值與仿真值的誤差很小，故直接對模型加載辨識結(jié)果參數(shù)方程進(jìn)行仿真，不必再進(jìn)行計算。優(yōu)化后的變剛度關(guān)節(jié)仿真參數(shù)曲線圖如下：圖3.9關(guān)節(jié)仿真參數(shù)曲線在模擬仿真中，模型接觸運動不連續(xù)，所得曲線存在波動，故仿真參數(shù)曲線作平滑處理，得到如圖3.10所示結(jié)果。a）預(yù)設(shè)σ=0°中間圓盤扭矩曲線 b）關(guān)節(jié)剛度曲線圖3.10優(yōu)化后關(guān)節(jié)扭矩和剛度特性曲線本章小結(jié)本章主要對所設(shè)計盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)進(jìn)行了核心模塊的結(jié)構(gòu)辨識與仿ADAMS第四章變剛度關(guān)節(jié)的強度剛度校核及優(yōu)化變剛度關(guān)節(jié)校核的意義本文第三章中對盤式凸輪-要性。本章主要對所設(shè)計盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的關(guān)鍵受力零部件進(jìn)行強度校核，依據(jù)校核結(jié)果確定是否需要對剛度強度不達(dá)標(biāo)的零部件進(jìn)行優(yōu)化。關(guān)鍵零部件的強度校核蝸輪蝸桿傳動機構(gòu)位于剛度調(diào)節(jié)模塊中，作為剛度調(diào)節(jié)傳動系統(tǒng)最后一級減速機構(gòu)，其渦輪傳動桿不僅作為被光電編碼器監(jiān)測的零件，而且固連下凸輪盤輸出扭矩，所以蝸輪蝸桿傳動副是關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)中重要的零部件，且因其具有自鎖功能，有必要對蝸輪蝸桿傳動機構(gòu)進(jìn)行受力分析，如圖4.1所示。圖4.1蝸輪蝸桿受力圖n1的旋FnCFnFnFt1Fr1Ft1Fa2Fr1Fr2Fa1Ft2這三對方向相反，大小相同的力。忽略摩擦力影響的作用時，按下列式子計算各力的大?。篎t1

2

d1

（4.1）Fa1

2

2T2d2Fr1Fr2Ft2·tan

（4.2）（4.3）Fn

cos·cos

2 cos·cos

2·T2d·cos·cos式中：

n n 2 n

（4.4）T1、T2分別表示蝸桿、蝸輪上的公稱轉(zhuǎn)矩，d1、d2分別表示蝸桿、蝸輪上的分度圓直徑，αn、α和γ分別表示蝸桿法向壓力角、壓力角和導(dǎo)程角。根據(jù)剛度調(diào)節(jié)模塊結(jié)構(gòu)設(shè)計可知電機功率、蝸輪蝸桿參數(shù)以及傳動系統(tǒng)傳動比，假設(shè)在本傳動系統(tǒng)中無功率損失，利用下式：T9550P1 n

（4.5）Pn可計算得出蝸桿所受力的大小分別為：Ft1Fa288.02N,Fa1Ft21364.29N,Fr1Fr2497.59N,Fn1454.86N

（4.6）ANSYS4516%7850kg/m32.1×1011Pa。網(wǎng)格劃分采用默認(rèn)單元大小，應(yīng)力分析情況如圖4.2所示，由圖可知：

圖4.2蝸桿傳動軸應(yīng)力分析圖1.2972×10-5m=12.972um，變形很細(xì)微，對傳動功能不存在4.426×107Pa=44.26MPa?σs=355MPa，滿足校核強度要求。在變剛度關(guān)節(jié)實際工作中，核心模塊受到的作用力較多交復(fù)雜，難以計算滾子與凸輪盤實時的接觸力，所以確定薄弱處的強度是否滿足要求即可，不必確定其隨時間的精確關(guān)系。當(dāng)關(guān)節(jié)受到被動載荷使?jié)L子部件從φ=0°運動到最大轉(zhuǎn)角φ=15°時，滾子1與滾子2所受接觸力如圖3.16所示。隨核心模塊不斷運動，不論受到外部載荷或是剛度調(diào)節(jié)電機主動調(diào)節(jié)，如圖3.1所示，滾子部件的接觸力的大小和方向是不斷變化的，但是此接觸力總3.16示的12、3……6，定義每個滾子上1、2……6，X為圓周的切向方向、Y軸為圓周的徑向方向，Z軸由右手31351、35246X（即輸出主軸YZZ方向的分力的總和會平衡彈簧壓力。圖4.3滾子部件接觸力及力分析示意圖ANSYS模型進(jìn)行強度校核。滾子1、2接觸力的X、Y、Z分量及矢量和（實際大?。?.4和圖4.5所示。圖4.4滾子1所受接觸力及其分量隨φ變化曲線武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）武漢理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）PAGEPAGE圖4.5滾子2所受接觸力及其分量隨φ變化曲線由圖4.4和圖4.5可知滾子1、2所受接觸力在φ=15°時的最大值分別為877.99N、447.74N234……6ANSYS軟件中，4.2.3滾子機構(gòu)的強度校核由核心模塊結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，在初步設(shè)計中，采用滾子套內(nèi)嵌深溝球軸承組合，使用M4的螺栓將滾子部件均布連接于中間圓盤，軸套可以在上下凸輪盤曲面上滾動，軸承與滾子軸套采取過盈配合，保證其軸向定位，加載接觸力于軸承上，進(jìn)行靜態(tài)強度校核，以驗證螺栓的強度是否滿足要求。ANSYS進(jìn)行強度校核時，首先將軸承載荷設(shè)置為接觸力大小，固定中間圓盤的Bonded粘結(jié)關(guān)于接觸的默認(rèn)設(shè)置），這樣就約束了各零部件的面或線，使其不存在相對滑動或分離，即將全部零件接觸區(qū)域看作連為一體[24]16MnGr5σb=800MPa，屈服強度σs=590MPa，密度ρ=7800kg/m3E=2.1×1011PaANSYS默認(rèn)單4.6所示。圖4.6滾子部件的變形及應(yīng)力分析根據(jù)分析結(jié)果，由左圖可知滾子部件發(fā)生了很大的彎曲，尤其是螺栓零件最大變形量為0.2896mm，由右圖可知核心模塊所受應(yīng)力最大值σmax=1026.7MPa在螺栓的根部，遠(yuǎn)大于螺栓的屈服應(yīng)力σs=590MPa，可以看出其強度和剛度明顯不足。ANSYS有限元分析需要特別注意網(wǎng)格劃分，對于不同的單元尺寸，所得到的應(yīng)力大小不同，但呈現(xiàn)一定規(guī)律，其主要原因是應(yīng)力集中。為分析其規(guī)律趨勢，分3.1所示。表4.1滾子部件在不同單元尺寸下強度特性11.511.522.53（默認(rèn)）45單元數(shù) 161701102893818676879361225610415751056875最大變形0.33390.32840.32420.31530.300.28960.28060.2979量（mm）最大應(yīng)變 0.0073450.0066960.0059520.0065880.0059090.0048890.0050780.005201最大應(yīng)力1542.51406.21249.91383.71198.91026.71066.31092.3（mm）（MPa）分析表中數(shù)據(jù)可得，單元格尺寸越小，劃分越細(xì)密，結(jié)果越精確，且差距較大，分析時間也隨之增加。最大應(yīng)力一般發(fā)生在應(yīng)力集中的地方，即便劃分粗糙，單元尺寸設(shè)置為5mm，螺栓的強度仍不足，所以需要對螺栓根部的受力進(jìn)行改善。由于滾子部件在變剛度關(guān)節(jié)的核心模塊中，屬于關(guān)鍵運動零部件，若其剛度和強度不足，會影響整個關(guān)節(jié)的變剛度功能，因此需要校核滾子部件中所有零件的剛度和強度。3.16坐1、2、3……6ZXFrYFa3.173.18所得受力分析曲線對其進(jìn)行數(shù)據(jù)處理：1、3、5Frmax=858.35N，F(xiàn)amax=185.04N2、4、6Frmax=446.77N，F(xiàn)amax=0.5N。初步選用承載力較大的605-Z深溝球軸承，其內(nèi)徑外徑和寬度分別為d=5mm、D=14mm、B=5mm，額定靜載荷C0=0.49kN。對于基本不轉(zhuǎn)動或是轉(zhuǎn)速很低的滾動軸承，發(fā)生塑性變形為主要失效形式，校核計算應(yīng)采用靜強度進(jìn)行計算，如本例中置于滾子套內(nèi)的深溝球軸承，其實際在凸輪曲面上的滾動范圍很小速度較慢；對于中速運轉(zhuǎn)的軸承，疲勞點蝕為主要失效形式，校核計算應(yīng)按疲勞壽命進(jìn)行；對于高速運轉(zhuǎn)的軸承，過渡磨損和燒傷為其主要失效形式，校核計算也需要按疲勞壽命進(jìn)行，除此之外還要對其極限轉(zhuǎn)速進(jìn)行校核。由于所設(shè)計的核心模塊中滾子部件在凸輪曲面上滾動符合擺動運轉(zhuǎn)或是轉(zhuǎn)速很低的條件，主要失效形式是載荷或沖擊載荷所產(chǎn)生的塑性變形，會在軸承表面形成不均勻的凹坑，故校核計算采用靜強度進(jìn)行。其計算公式如下：滾動軸承靜載荷要滿足C0S0P0當(dāng)量靜載荷為P0X0FrY0Fa

（4.7）（4.8）其中：C0為額定靜載荷、P0為當(dāng)量靜載荷，X0為徑向系、Y0為軸向系，S0為安全系數(shù)。根據(jù)機械設(shè)計手冊中滾動軸承設(shè)計要求，可知FaFr185.01/858.360.2150.8，則X0=1、Y0=0。由于軸承基本不轉(zhuǎn)動或運轉(zhuǎn)速度很低，且其會承受沖擊，所以安全系數(shù)S0取1.5，可得：P01Frmax0Famax858.36NS01.5858.361287.54N＞C00.49kN490N

（4.9）（4.10）該滾動軸承靜強度不滿足C0S012mm小0.25C0，由軸承受力分析可得FamaxFamax＞0.25C0=0.25×490N=122.5N。該小型軸承的C0顯然不滿足要求。核心模塊的結(jié)構(gòu)優(yōu)化通過機械設(shè)計手冊查找承載能力更大的軸承，發(fā)現(xiàn)隨著軸承額定靜載荷增加，其外形尺寸也越大，不適用于所設(shè)計的滾子部件。故考慮將滾子部件直接設(shè)計為單個零件，采用強度硬度更大的材料，雖然會增加加工難度和產(chǎn)品單價，但能夠使所設(shè)計核心模塊安全性更佳、工藝性更好。4.7所示，要確保每個滾子中間平面同中間圓盤的垂直距離相同，即對滾子進(jìn)行徑向定位，可采用軸套和一定數(shù)量的墊片，在查詢高精度墊片時，發(fā)PCIMRSPCIMRS定位墊片作為滾子徑向定位零件，這就保證了所有滾子的質(zhì)心在同一圓上。滾子零件 b)定位墊片 c)中間圓盤結(jié)構(gòu)圖4.7優(yōu)化后的滾子及組件對優(yōu)化后的滾子零件進(jìn)行再校核，將前述仿真所得的核心模塊的接觸力，在ANSYS軟件中加載到優(yōu)化后的核心模塊模型進(jìn)行強度校核，如圖4.8所示，采用與表3.1相同單元尺寸劃分網(wǎng)格大小，可得到表4.2的數(shù)據(jù)。圖4.8優(yōu)化后模型的變形及應(yīng)力分析0.006943mm，由右圖可知核心模塊所受應(yīng)力最大值σmax=99.215MPa，發(fā)生在滾子零件的根部，對比之前采用的螺栓的屈服應(yīng)力表4.2核心模塊在不同單元尺寸下強度特性1（1（mm）1.522.53（默認(rèn)）45單元數(shù) 15479084117532303912829275221352022017744最大變形0.0073220.0072570.0071760.0070970.0070720.0069430.0069080.006860量（mm）最大應(yīng)變 0.0006040.0005220.0004530.0004300.0004270.0005100.0004300.000499最大應(yīng)力117.01101.2687.7283.4282.8399.2183.4496.90（MPa）4.14.21mm時，即劃分最細(xì)密所得結(jié)果最精確的情況下，滾子零件的最大變形僅為0.007322mm117.01MPa。所以可得優(yōu)化后的核心模塊在進(jìn)行剛度調(diào)節(jié)，（φ核心模塊的瞬態(tài)動力學(xué)分析瞬態(tài)結(jié)構(gòu)動力分析是對設(shè)計系統(tǒng)結(jié)構(gòu)體系的動力特性和在運動載荷下動力反應(yīng)的分析，其目的是確定所設(shè)計結(jié)構(gòu)的受力情況、變形量及其動力特性[25][26]。在機械結(jié)構(gòu)設(shè)計分析中，一般先采用靜力學(xué)分析方法，但靜力學(xué)分析只能解決某些簡單的受力分析問題，在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析中非常重要的是結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析，在實際應(yīng)用中機械結(jié)構(gòu)在工作時承受的為動力載荷，動力載荷才是引起結(jié)構(gòu)功能破壞的主要原因。存在進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析的必要性，因為在機械結(jié)構(gòu)的分析中，所設(shè)計產(chǎn)品在實際工作時，往往存在大量的瞬態(tài)動力載荷，如碰撞、沖擊等，如果瞬態(tài)動力分析不足，結(jié)構(gòu)缺陷未被察覺，會導(dǎo)致結(jié)構(gòu)沒有足夠承載能力去完成工作任務(wù)。響應(yīng)分析。8.5rad/s65Nm20m/s2ANSYS軟件4.9 圖4.9瞬態(tài)載荷下核心模塊的變形及應(yīng)力分析在對機械結(jié)構(gòu)進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析時會占據(jù)計算機大部分內(nèi)存，消耗較大計算機資3.22中左圖可知核心模塊最大變形為γmax=0.017531mm，發(fā)生在上凸輪盤曲面的最高處，由右圖可知其最大應(yīng)力為σmax=128.25MPa<<τs=590MPa，結(jié)構(gòu)所受最大應(yīng)力一5種單元數(shù)情況下應(yīng)力應(yīng)變大小，如表4.3所示。表4.3核心模塊在不同單元尺寸下應(yīng)力應(yīng)變值單元網(wǎng)格數(shù)12010687554678154866338644最大變形量（mm）0.00226840.0224300.0223110.0222140.022059最大應(yīng)變0.000729240.000653240.000726510.000597980.00069846最大應(yīng)力（MPa）152.95131.55152.70125.56135.44由上表可知，所設(shè)計核心模塊結(jié)構(gòu)存在較大加速度的動態(tài)運動過程強度和剛度仍符合設(shè)計要求。總結(jié)靜力與動力學(xué)分析可以確定，在兩種運動過程中，不論是緩慢變化或是受到?jīng)_擊載荷的情況下，機械結(jié)構(gòu)的剛度和強度滿足要求，具有較高的安全性。本章小結(jié)本章主要對所設(shè)計的盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的關(guān)鍵零部件進(jìn)行了靜態(tài)與動態(tài)強度和剛度的校核，所設(shè)計的蝸輪蝸桿機構(gòu)滿足強度剛度要求，但核心模塊的滾子機構(gòu)達(dá)不到強度要求，為保證所述變剛度在正常運行或是突然承受載荷與沖擊時，能夠維持工作狀態(tài)且不受到破壞，進(jìn)行了滾子機構(gòu)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使之成為單個零件，滿足關(guān)節(jié)運行的強度剛度要求。第五章總結(jié)與展望設(shè)計總結(jié)本論文所設(shè)計的盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)主要運用了模塊化結(jié)構(gòu)設(shè)計的思路，（1）設(shè)計了盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)。依據(jù)所提出關(guān)節(jié)設(shè)計指標(biāo)，采用合理的變剛度原理，確定關(guān)節(jié)整體傳動方案，利用模塊化設(shè)計思路依次完成三大模塊設(shè)計，最后為防止關(guān)節(jié)在受載過度時被損壞，提出限位保護(hù)措施。（2）進(jìn)行了變剛度關(guān)節(jié)結(jié)構(gòu)辨識及特性分析。通過查閱相關(guān)資料，對設(shè)計不合理的ADAMS（3）進(jìn)行了變剛度關(guān)節(jié)的強度校核及優(yōu)化設(shè)計。為保證關(guān)節(jié)在突然受到載荷或沖擊時，仍能維持正常工作狀態(tài)，對關(guān)節(jié)內(nèi)關(guān)鍵零部件進(jìn)行了應(yīng)力分析，校核其剛度強度是否符合要求。在不影響關(guān)節(jié)性能的前提下，對不達(dá)標(biāo)零部件進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計。由于時期特殊，未能進(jìn)行關(guān)節(jié)實物搭建以及實驗，對論文完整度存在一定影響。研究展望本論文所設(shè)計盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)雖然完成了基本功能，但距離投入生產(chǎn)，真正應(yīng)用到柔性機器人關(guān)節(jié)中還有一段距離，假設(shè)此變剛度關(guān)節(jié)需要后續(xù)開發(fā)研究，可從以下幾個方面開展：（1）傳功路線設(shè)計問題。本文所設(shè)計盤式凸輪-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)的傳動路線雖（2）關(guān)節(jié)剛度的辨識問題。本文中對關(guān)節(jié)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)辨識，依據(jù)關(guān)節(jié)核心模塊的受-彈簧級聯(lián)式變剛度關(guān)節(jié)能夠?qū)崿F(xiàn)剛度調(diào)參考文獻(xiàn)蔡自興.機器人學(xué)(第二版)[M].北京,清華大學(xué)出版社2009.VagasM,HajdukM,SemjonJ,etal.TheViewtoTheCurrentStateofRobotics[J].ADVANCEDMATERIALSRESEARCHII,PTS1AND2,2012,463-464:1711-1714.MunasingheSR，NakamuraM,GotoS,etal.OptimumContouringofIndustrialRobotArmsunderAssignedVelocityandTorqueConstraints[J].Systems,Man,andCybernetics,PartC:ApplicationsandReviews,IEEETransactions,2001,31(2):159-167.HamR.,SugarT.,VanderborghtB,etal.Compliantactuatordesigns[J].Robotics&AutomationMagazine,2009,16(3):