CN110909452A - 一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，利用摩擦轮作纯滚动螺旋运动时摩擦轮与地面接触处的静摩擦力随驱动载荷而变化，且自适应平衡原理，分析摩擦轮驱动轴向载荷、驱动周向载荷、同时驱动轴向和周向载荷时摩擦轮与地面接触点总静摩擦力的大小和方向，从而得出轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力。本发明分析过程简洁明了、直观、概念清晰，为轮地交错轴摩擦轮传动机构和一般交错轴摩擦轮传动机构的设计计算提供参考。

Description

一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法

技术领域

本发明属于传动机构技术领域，特别涉及一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法。

背景技术

轮地交错轴摩擦轮传动是指摩擦轮支撑轴轴线与其移动方向的垂直方向偏置一定角度的机构传动技术，轮地交错轴摩擦轮传动运动方式为：支撑轴移动时，摩擦轮绕支撑轴转动同时沿支撑轴移动，即摩擦轮作螺旋运动。轮地交错轴摩擦轮传动机构可实现回转运动与直线运动的可逆转换、轴向运动速度和位移任意调节，及远距离输送、驱动能力在一定范围内任意调节、传动件的结构形式多样化、利用闭环控制系统高精度定位，并具有负荷过载时有自保护能力、效率高、磨损小、寿命长、成本低、结构和制造工艺简单等优点，在机械加工、物料输送、微进给及微调整以及日常生活等领域得到了广泛应用。

现有的应用研究，均未能准确地认识交错轴摩擦轮有效传动时，摩擦轮接触点静摩擦力变化规律、驱动载荷对摩擦轮接触点静摩擦力的影响，未分析得出明确的摩擦轮接触点静摩擦力与不同驱动载荷之间的关系。另外，由于实际试验台不能理想化构件之间接触关系的局限性，使摩擦轮接触点静摩擦力方向的判定存在偏差。

发明内容

为了克服上述现有技术的不足，本发明的目的在于提供一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，过程分析简单直观概念清晰，判定出摩擦轮接触点静摩擦力方向更精确。

为了实现上述目的，本发明采用的技术方案是：

一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，摩擦轮无驱动载荷纯滚动时，确定其与地面接触点静摩擦力F_sτ；摩擦轮驱动载荷纯滚动时，确定其驱动载荷产生的静摩擦力F_sw；由静摩擦力F_sτ和F_sw，确定摩擦轮驱动载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力F_s，得出轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力。

上述技术方案中，所述摩擦轮无驱动载荷纯滚动时，地面接触点静摩擦力F_sτ与摩擦轮受到的支撑轴推力F_t平衡，且接触点静摩擦力F_sτ垂直于支撑轴。

上述技术方案中，所述摩擦轮驱动载荷包括摩擦轮驱动轴向载荷、摩擦轮驱动周向载荷以及摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷。

上述技术方案中，所述摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时，摩擦轮驱动轴向载荷产生的静摩擦力F_sw与驱动的轴向载荷F平衡。

上述技术方案中，所述摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力近似等于驱动的轴向载荷F，总静摩擦力F_s与支撑轴轴线之间夹角近似为0°。

上述技术方案中，所述摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时，摩擦轮驱动周向载荷产生的静摩擦力F_sw与驱动的周向载荷F_M平衡。

上述技术方案中，所述摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力近似等于驱动的周向载荷F_M，总静摩擦力与支撑轴轴线之间夹角为90°。

上述技术方案中，所述摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时，摩擦轮驱动轴向载荷产生的静摩擦力F_sw1与驱动的轴向载荷F平衡，摩擦轮驱动周向载荷产生的静摩擦力F_sw2与驱动的周向载荷F_M平衡。

上述技术方案中，所述摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力近似等于轴向载荷F和周向载荷F_M的矢量之和，总静摩擦力与支撑轴轴线之间夹角近似为atan(F_sw2/F_sw1)或atan(F_M/F)。

本发明的有益效果为：本发明首先分析摩擦轮无驱动载荷纯滚动时与地面接触点静摩擦力，然后以叠加的方式分析摩擦轮有驱动载荷纯滚动时与地面接触点的静摩擦力，再根据力学运动理论合成分析摩擦轮有驱动载荷纯滚动时与地面接触点的总静摩擦力；判定出摩擦轮接触点静摩擦力方向更精确。本发明避免了繁琐的推导过程和复杂的方程表达式，同时明晰了驱动载荷与摩擦轮地面接触点静摩擦力之间的关系，分析过程简洁明了直观概念清晰，且得到仿真方法的验证，具有可行性。由于交错轴摩擦轮传动机构具有运动形式可转换和远距离输送及外载驱动能力等特点，本发明的分析方法为基于交错轴摩擦轮传动机构的轻工、食品、饮料、包装、物流等机械设备(自动生产线)传动系统和半导体生产扩散炉的送料传动机构、自动门和窗帘及幕布开合机构、柴油机电动遥控转速控制器调速杆驱动机构、超精密微位移工作平台、各类快速移动和精确微调的测量仪器(如小型的三坐标测量机和刀具预调仪)的驱动能力设计计算提供理论支撑。

附图说明

图1为本发明摩擦轮驱动轴向载荷时的受力分析示意图；

图2为本发明摩擦轮驱动周向载荷时的受力分析示意图；

图3为本发明摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷时的受力分析示意图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明作进一步详细说明，但是本发明的保护范围并不限于此。

本发明一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，摩擦轮无驱动载荷纯滚动时，确定其与地面接触点静摩擦力F_sτ；摩擦轮驱动载荷纯滚动(即传动未失效)时，确定其驱动载荷产生的静摩擦力F_sw；由静摩擦力F_sτ和F_sw，确定摩擦轮驱动载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力F_s，得出轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力。本发明的分析方法不仅限于轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力分析，也适用于一般交错轴摩擦轮传动机构驱动能力分析。

实施例1摩擦轮驱动轴向载荷

摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时，摩擦轮支撑轴偏置角为

在支撑轴移动速度V作用下，摩擦轮作螺旋运动，摩擦轮驱动的轴向载荷为F，如图1所示。

步骤一：确定摩擦轮无驱动载荷纯滚动时与地面接触点静摩擦力

根据摩擦轮支撑轴移动方向和其偏置的角度，由力学运动理论可知，此时摩擦轮仅受支撑轴的推力F_t和接触点静摩擦力F_sτ作用，二力平衡，即F_t＝F_sτ，且接触点静摩擦力F_sτ垂直于支撑轴，如图1所示。

步骤二：确定摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点由驱动轴向载荷产生的静摩擦力

由力学运动理论可知，摩擦轮驱动轴向载荷产生的静摩擦力F_sw与所驱动的轴向载荷F平衡，即F_sw＝F，如图1所示。

步骤三：确定摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时与地面接触点总静摩擦力

对步骤一和步骤二确定的静摩擦力F_sτ、F_sw进行矢量合成，得出摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时与地面接触点总静摩擦力F_s，即F_s为F_sτ、F_sw的矢量之和；总静摩擦力与支撑轴轴线之间夹角atan(F_sτ/F_sw)为作用方向，如图1所示。由于摩擦轮滚动静摩擦力F_sτ一般很小，而驱动的轴向载荷F一般比较大，此时总静摩擦力F_s数值近似等于驱动的轴向载荷F，总静摩擦力F_s与支撑轴轴线之间夹角接近0°，即可近似为沿支撑轴轴线方向。

实施例2摩擦轮驱动周向载荷

摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时，摩擦轮支撑轴偏置角为

在支撑轴移动速度V作用下，摩擦轮作螺旋运动，摩擦轮驱动的周向载荷为F_M(由转矩等效转换而成，转矩M除以摩擦轮半径r)，如图2所示。

步骤一：确定摩擦轮无驱动载荷纯滚动时与地面接触点静摩擦力

根据摩擦轮支撑轴移动方向和其偏置的角度，由力学运动理论可知，此时摩擦轮仅受支撑轴的推力F_t和接触点静摩擦力F_sτ作用，二力平衡，即F_t＝F_sτ，且接触点静摩擦力F_sτ垂直于支撑轴，如图2所示。

步骤二：确定摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点由驱动周向载荷产生的静摩擦力

由力学运动理论可知，摩擦轮驱动周向载荷产生的静摩擦力F_sw与驱动的周向载荷F_M平衡，即F_sw＝F_M，如图2所示。

步骤三：确定摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时与地面接触点总静摩擦力

对步骤一和步骤二确定的静摩擦力F_sτ、F_sw进行矢量合成，得出摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时与地面接触点总静摩擦力F_s，由于F_sτ、F_sw同向，总静摩擦力F_s为F_sτ、F_sw标量之和，即F_s＝F_sτ+F_sw；总静摩擦力与支撑轴轴线之间夹角为90°，如图2所示。由于摩擦轮滚动静摩擦力F_sτ一般很小，而驱动的周向载荷F_M一般比较大，总静摩擦力F_s数值近似等于驱动周向载荷F_M。

实施例3摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷

摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时，摩擦轮支撑轴偏置角为

在支撑轴移动速度V作用下，摩擦轮作螺旋运动，摩擦轮驱动的轴向载荷为F、周向载荷为F_M(由转矩等效转换而成，转矩M除以摩擦轮半径r)，如图3所示。

步骤一：确定摩擦轮无驱动载荷纯滚动时与地面接触点静摩擦力

根据摩擦轮支撑轴移动方向和其偏置的角度，由力学运动理论可知，此时摩擦轮仅受支撑轴的推力F_t和接触点静摩擦力F_sτ作用，二力平衡，即F_t＝F_sτ，且接触点静摩擦力F_sτ垂直于支撑轴，如图3所示。

步骤二：确定摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点由所驱动的轴向和周向载荷产生的静摩擦力

由力学运动理论可知，摩擦轮驱动轴向载荷产生的静摩擦力F_sw1与驱动的轴向载荷F平衡，即F_sw1＝F；摩擦轮驱动周向载荷产生的静摩擦力F_sw2与驱动的周向载荷F_M平衡，即F_sw2＝F_M，如图3所示。

步骤三：确定摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时与地面接触点总静摩擦力

对步骤一和步骤二确定的静摩擦力F_sτ、F_sw1、F_sw2进行合成，得出摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时与地面接触点总静摩擦力F_s，总静摩擦力F_s为F_sw1、(F_sτ+F_sw2)的矢量之和，总静摩擦力与支撑轴轴线之间夹角atan((F_sτ+F_sw2)/F_sw1)，如图3所示。由于摩擦轮滚动静摩擦力F_sτ一般很小，而驱动的轴向载荷F和周向载荷F_M一般都比较大，此时总静摩擦力F_s可近似为轴向载荷F和周向载荷F_M的矢量之和，总静摩擦力与支撑轴轴线之间夹角可近似为atan(F_sw2/F_sw1)，由平衡关系可知，即atan(F_M/F)。

当摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷仅为摩擦轮与其支撑轴之间的轴向摩擦力和周向摩擦力形成的轴向和周向载荷时，分析方法同实施例3。

摩擦轮不同承载驱动的ADAMS仿真结果

摩擦轮驱动不同载荷的仿真参数为：摩擦轮质量为20kg，支撑轴质量为0.05kg，摩擦轮与地面之间的静摩擦系数和滑动摩擦系数分别为0.3、0.25，支撑轴偏置角

为30°，支撑轴移动速度为20mm/s，驱动的轴向载荷分别为30N、45N、50N、55N，驱动的周向载荷分别为900Nmm、1000Nmm、1100Nmm，同时驱动的轴向和周向载荷为30N和600Nmm，ADAMS仿真结果如表1所示。由表1可知，摩擦轮的承载驱动能力取决于静摩擦力的大小，而静摩擦力的大小取决于静摩擦系数和摩擦轮与地面的压紧力，接触点静摩擦力与驱动的载荷能自适应平衡。为确保有效传动，理论上总驱动的载荷应小于最大静摩擦力，实际设计时应小于滑动摩擦力。此外，在有效传动时，摩擦轮作螺旋运动，摩擦轮轮心移动的绝对速度V_C和沿轮轴向移动相对速度V_r及支撑轴移动速度V之间的关系不受外载的影响。

表1ADAMS仿真结果

以上所述仅是对本发明较佳实施例而已，并非对本发明做任何形式上的限制，凡事依据本发明的技术实质对以上实施例所做的任何简单修改，等同变化与修饰，均属于本发明技术方案的范围内。

Claims (9)

1.一种轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：摩擦轮无驱动载荷纯滚动时，确定其与地面接触点静摩擦力F_sτ；摩擦轮驱动载荷纯滚动时，确定其驱动载荷产生的静摩擦力F_sw；由静摩擦力F_sτ和F_sw，确定摩擦轮驱动载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力F_s，得出轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力。

2.根据权利要求1所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮无驱动载荷纯滚动时，地面接触点静摩擦力F_sτ与摩擦轮受到的支撑轴推力F_t平衡，且接触点静摩擦力F_sτ垂直于支撑轴。

3.根据权利要求1所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮驱动载荷包括摩擦轮驱动轴向载荷、摩擦轮驱动周向载荷以及摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷。

4.根据权利要求3所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时，摩擦轮驱动轴向载荷产生的静摩擦力F_sw与驱动的轴向载荷F平衡。

5.根据权利要求4所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮驱动轴向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力近似等于驱动的轴向载荷F，总静摩擦力F_s与支撑轴轴线之间夹角近似为0°。

6.根据权利要求3所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时，摩擦轮驱动周向载荷产生的静摩擦力F_sw与驱动的周向载荷F_M平衡。

7.根据权利要求6所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮驱动周向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力近似等于驱动的周向载荷F_M，总静摩擦力F_s与支撑轴轴线之间夹角为90°。

8.根据权利要求3所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时，摩擦轮驱动轴向载荷产生的静摩擦力F_sw1与驱动的轴向载荷F平衡，摩擦轮驱动周向载荷产生的静摩擦力F_sw2与驱动的周向载荷F_M平衡。

9.根据权利要求8所述的轮地交错轴摩擦轮传动机构驱动能力的分析方法，其特征在于：所述摩擦轮同时驱动轴向和周向载荷纯滚动时，摩擦轮与地面接触点总静摩擦力近似等于轴向载荷F和周向载荷F_M的矢量之和，总静摩擦力F_s与支撑轴轴线之间夹角近似为atan(F_sw2/F_sw1)或atan(F_M/F)。

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