RV減速器固有頻率的研究
RV減速器主要用于機器人中，而機器人對高定位精度和低振動水平的要求非常嚴格，因此還必須考慮RV減速器的動態特性，將其振動限制到很低的水平。為此，本課題利用有限元分析軟件ANSYS對減速器的固有頻率進行了研究，分析其振動是否達到要求。
5.1結構振動分析理論
減速器主要由機架、齒輪、軸、軸承等元件組成，對于此類系統，在內部和外部激勵下將發生機械振動。振動系統的固有特性，一般包括固有頻率和振型，它是系統的動態特性之一，對系統的動態響應、動載荷的產生與傳遞以及系統振動的形式等具有重要的影響。而結構在動載荷作用下所表現出來的動態特性是結構動力學的基本任務。
結構動力學中常用的分析模型是集中參數模型，集中參數模型是用常微分方程來描述的，而在集中參數模型中最常用的是有限元模型
（5-1）
其中，M、c、K分別為總體質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，
、
、
為結構的加速度向量、速度向量和為位移向量，f(t）為結構的激振力向量。
若無外力作用，即f(t)=0，則得到系統的自由振動方程。在求結構自由振動的頻率和振型即求結構的固有頻率和固有振型時，阻尼對它們影響不大，因此，阻尼項可以略去，這時無阻尼自由振動的運動方程為
（5-2）
此時系統存在n個固有頻率和n個主振型。每一對頻率和振型代表一個單自由度系統的自由振動。這種在自由振動時結構所具有的基本振動特性稱為結構的模態。多自由度系統的自由振動可以分解為n個單自由度的簡諧振動的疊加，或者說系統的自由振動是n個固有模態振動的線性組合。這意味著多自由度系統一般說來不是作某一個固有頻率的自由振動而是作多個固有頻率的簡諧振動的合成振動。
設多自由度系統自由振動中某一簡諧振動形式的解為
（5-3）
則
（5-4）
將式（5-3),(5-4）代入式（5-2）可得
（K-ω
2M）
=0 （5-5）
因為 為非零向量，所以必有如下的頻率方程
det（K-ω2M）=0 （5-6）
凡是滿足頻率方程的 和ω均代表該自由振動系統某一階的基本振動特性，即系統的某一階模態。求解式（5-6）得到n個特征值，特征值代表該系統的各階固有頻率固有頻率具有如下特點：(l）固有頻率僅和系統固有的質量和剛度有關而和外界激勵無關，無阻尼系統的固有頻率均是正實數；(2）固有頻率是系統處在簡諧振動時的頻率，多自由度系統處于簡諧振動是指多自由度系統的質點均處在簡諧振動狀態；(3）它們由小到大排列，即ω1≤ω2≤…≤ωn。
將各階固有頻率ωi，(i-l,2，…，n）依次代入方程式（5-6）便得到n個特征向量，即系統的n個主振型。主振型與固有頻率是一一對應的，不同的固有頻率對應著不同的主振型。
5.2模態分析簡介
結構動態設計要求根據結構的動載功況，根據對結構提出的功能要求及設計準則，按照結構動力學的分析方法和實驗方法反復進行分析和計算，而結構模態分析是結構動態設計的核心。從物理方面看，模態表示其無阻尼自由振動時的各階固有頻率和主振型，它表明結構的共振頻率以及在各階頻率下結構的相對變形。傳統的動態分析只是在機器制成后在時域內測定機器有關結構的振動量，即選擇若干測點測定其位移、速度及加速度隨時間變化的曲線，這種方法不能直接了解系統的動態特性以及響應和結構之間的關系，因此既不能找出產生某種響應的原因，更不能在設計階段就預見其動態特性。對比之下，模態分析的重要性顯而易見。
對結構進行模態分析是ANSYS的強大功能之一。模態分析用于確定設計中的結構或機器部件的振動特性（固有頻率和振型），其分析過程主要由四個步驟組成：
1.建模
建模過程中必須注意以下兩點：
(l）在模態分析中只有線性行為是有效的，如果指定了非線性單元，將作為線性的來對待。
(2）材料性質可以是線性的或非線性的、各向同性的或正交各向異性的、恒定的或與溫度相關的。在模態分析中必須指定彈性模量Ex（或某種形式的剛度）和密度DENS（或某種形式的質量），而非線性特性將被忽略。
2.加載及求解
(l）選擇一種合適的模態提取方法。可選的模態提取方法有：
1)Subspace法（子空間法），該方法適用于大型對稱特征值求解問題。可以用幾種求解控制選項來控制子空間迭代過程。
2)Blook Lanozos法（分塊的蘭索斯法），適用于大型對稱特征值求解問題。
3)PowerDynamics法，此方法適用于非常大的模型（100000個自由度以上），尤其適合于只求解結構前幾階模態，以了解結構將如何響應的情形，接著可以選擇合適的提取方法（subspace或Block Lanczos）求得最終的解。
4）Reduced Householder法（豪斯霍爾德法），它比Subspace法快，但精度較低。
5）Unsymmetric法（非對稱法）, 該方法適用于系統矩陣為非對稱矩陣的問題，例如流體一結構相互作用問題。
6)Damped法，主要用于阻尼不可忽略的問題例如軸承問題。
在大多數分析過程中將選用Subspace法、Block Lanczos法、Reduced Householder法或PowerDynamics法，Unsymmetric法和Damped法只在特殊情形下才會用到，因此本課題中分別采用前兩種方法進行了求解,得到相同的結果。
(2）在模型上加載荷。在典型的模態分析中唯一有效的“載荷”是零位移約束。如果在某個DOF處指定了一個非零位移約束，程序將以零位移約束替代在該DOF處的設置。對于其它類型的約束，如力、壓力、溫度、加速度等，可以在模態分析中指定，但在模態提取時將被忽略。
3.觀察結果，結果包括固有頻率和振型。
5.3 RV減速器有限元模型的建立及分析結果
將UG中的幾何模型導入到ANSYS中，利用其AWE模塊可自動地劃分網格、施加接觸。在對機械系統進行有限元分析時，所建立的模型在達到所要求分析精度的前提下應該盡量簡單，這樣可以節省計算時間，因此考慮到針齒殼與機物固結，不影響分析，建立有限元模型前將針齒殼去除。對于RV減速器選用八節點六面體實體單元來劃分網格，共劃分為56139個單元和97246個節點，劃分網格后的有限元模型如圖5-1所示。同時AWE模塊根據所設定的接觸檢測的間隙誤差（此處設為0），自動定義接觸，之后在輸入軸上施加固定約束，即可進行模態求解。利用AWE模塊進行模態分析比傳統的ANSYS進行模態分析過程簡單、方便、所得結果也非常準確。
對上圖有限元模型進行模態計算時不必求出全部的固有頻率和振型，越是低價模態，對振動影響越大，通常取前5～10階模態，精度就已足夠。本課題在分析中求解了前11階模態，這些模態的固頻率和振型情況見表5-1，圖5-2僅給出減速器的前6階固有振型，通過振型圖和各階振型的動畫顯示，可直觀地分析RV減速器的動態特性。
|
模態階次 |
固有頻率（Hz) |
振型 |
|
1 |
836.42 |
輸入軸水平擺動 |
|
2 |
841.39 |
輸入軸垂直擺動 |
|
3 |
1300.58 |
剛性盤和輸出盤扭轉＋擺線輪扭轉 |
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4 |
4164.25 |
輸入軸垂直彎曲 |
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5 |
4403.56 |
輸入軸水平彎曲 |
|
6 |
4882.55 |
輸入軸軸向伸縮 |
|
7 |
8323.59 |
輸入軸與漸開線齒輪水平擺動 |
|
8 |
9240.31 |
漸開線齒輪、曲柄軸及擺線輪扭轉 |
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9 |
9947.73 |
漸開線齒輪與曲柄軸擺動 |
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10 |
10112.03 |
剛性盤與輸出盤膨脹 |
|
11 |
10159.04 |
漸開線齒輪與曲柄軸擺動 |
表5-1 RV減速器的固有頻率及振型表
在RV減速器的負載變化和誤差較小的情況下，其激勵就是嚙合剛度的變化頻率。RV減速器的嚙合剛度由漸開線齒輪傳動嚙合剛度和擺線針輪傳動嚙合剛度組合而成，該系統的運動周期應是所包含的兩種嚙合剛度變化周期的最小公倍數，由于從輸入齒輪軸到擺線輪的減速比很大，可以把擺線針輪嚙合剛度變化的周期作為運動周期，其變化的頻率為
f2=n2·（Zb-1）/60 （5-7）
式中，n2是第二級減速部分的輸入轉速。在額定功況下，輸入軸轉速為1500r/min，則n2約為435r/min，這樣得f2=210.25Hz，由5-1可以發現基叔遠大于激勵頻率，因此RV減速器的振動水平很低，這也是RV減速器越來越廣泛地應用于機器人的一個非常重要的原因。
