電網(wǎng)巡檢機(jī)器人的應(yīng)用在現(xiàn)代電網(wǎng)管理中顯得尤為重要。電網(wǎng)巡檢機(jī)器人能夠在顯著提升巡檢效率、減少人工巡檢的煩瑣與耗時的同時，保障巡檢質(zhì)量，通過精準(zhǔn)的數(shù)據(jù)采集和處理，降低漏檢和誤檢率。此外，該機(jī)器人還能有效應(yīng)對復(fù)雜環(huán)境，減少安全風(fēng)險。電網(wǎng)巡檢機(jī)器人能夠?qū)崿F(xiàn)智能分析，提供數(shù)據(jù)支持決策，優(yōu)化電網(wǎng)運(yùn)行。因此，關(guān)于電網(wǎng)巡檢機(jī)器人的研究具有較好的經(jīng)濟(jì)效益與廣闊的應(yīng)用前景，是當(dāng)前的研究熱點。
本文對巡檢機(jī)器人變形底盤傳動齒輪部分進(jìn)行有限元分析。首先，在Solidworks中完成對變形底盤部分模型的建立;其次，將其導(dǎo)入ANSYS Workbench有限元分析軟件中，對傳動齒輪進(jìn)行靜力學(xué)分析，獲得齒輪在靜力作用下的應(yīng)力分布、位移變形等重要數(shù)據(jù)。為了驗證有限元分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，本文還將分析得到的數(shù)據(jù)與赫茲接觸理論的計算結(jié)果進(jìn)行比對，通過這種綜合應(yīng)用理論計算與有限元分析的方法，全面、準(zhǔn)確地評估齒輪的性能。
1、巡檢機(jī)器人底盤部分的三維模型
由于巡檢作業(yè)場景的多樣化與工作環(huán)境的局限性，巡檢機(jī)器人采用可以伸縮的變形底盤，其部分三維模型如圖1 所示。底盤的變形主要依賴電機(jī)驅(qū)動的雙向絲桿旋轉(zhuǎn)機(jī)制。
當(dāng)電機(jī)啟動時，它會驅(qū)動絲桿進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，絲桿的旋轉(zhuǎn)進(jìn)而帶動滑塊在絲桿上前后滑動，這種滑動運(yùn)動帶動連桿齒輪發(fā)生轉(zhuǎn)動，最終轉(zhuǎn)化為底盤的變形動作，實現(xiàn)了底盤的靈活調(diào)整與變換。
2、齒輪參數(shù)和赫茲接觸理論分析
齒輪參數(shù)設(shè)計
在本次分析過程中，兩個異形齒輪齒數(shù)為 Z=19(實際為7)，齒輪的材料為AISI 304不銹鋼，具體的材料參數(shù)如表1所示。
齒輪設(shè)計參數(shù)如表2所示。
赫茲接觸理論分析
赫茲接觸方程由德國物理學(xué)家海因里希·魯?shù)婪?middot;赫茲在1882年首次提出，在這一理論中，深入探討了彈性體在接觸狀態(tài)下的相互作用。接觸疲勞強(qiáng)度計算公式σH如下。
式(1)中：σH為接觸應(yīng)力;Fn為法向力;±為接觸類型，正號表示正接觸，負(fù)號表示負(fù)接觸;μ1、μ2為兩種材料的泊松比。
ρε 為綜合曲率半徑，且 ρε = ρ1 ρ2 /(ρ1 ± ρ2 );ZE 為材料彈性系數(shù)，
把 ρε 和 ZE代入式(1)中，得到簡化的接觸疲勞強(qiáng)度計算公式σH：
鑒于齒輪在節(jié)點處所受的力和沖擊振動顯著增大，為簡化計算過程，可以將赫茲接觸方程特定地應(yīng)用于齒輪節(jié)點處的許用應(yīng)力計算。在進(jìn)行這種簡化時，需要特別考慮以下幾個關(guān)鍵因素：材料的彈性系數(shù)ZE、節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH與齒輪嚙合的重合度系數(shù) Zε。故將復(fù)雜的赫茲接觸方程簡化為一個特定于齒輪節(jié)點處的許用應(yīng)力計算公式，從而更加高效地進(jìn)行齒輪強(qiáng)度的評估和分析。按照上述簡化，可得：
在式(3)和式(4)中：T1為小齒輪所承受的轉(zhuǎn)矩;u 為傳動比，由于兩個齒輪完全相同，則u = 1;d1為小齒輪的分度圓直徑，此處，d1=9.5 mm;b為齒輪的寬度，其數(shù)值為8 mm。
由于齒輪為標(biāo)準(zhǔn)安裝，壓力角為20° ，通過查閱相關(guān)資料，得知材料彈性系數(shù) ZE=188，節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.3，通過查表，得重合度系數(shù)Zε=1.1。假設(shè)齒輪承受的最大轉(zhuǎn)矩T1=1 000 N·mm，將上述參數(shù)帶入式(3)中，可得σH=260.37 MPa，從而得到理論最大接觸應(yīng)力為260.37 MPa。
3、嚙合齒輪的有限元靜力學(xué)分析
模型的簡化
鑒于齒輪失效的主要形式為齒面接觸和齒根斷裂，齒面和齒根區(qū)域為齒輪中最薄弱且最易受損的重要部分，因此，在進(jìn)行有限元分析時，這兩個關(guān)鍵位置必須保留原始設(shè)計細(xì)節(jié)，以確保分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。故將嚙合齒輪的三維模型直接導(dǎo)入有限元分析軟件中，確保齒面和齒根區(qū)域的特征得以完整地保留和模擬，這樣可以確保對齒輪性能進(jìn)行全面且準(zhǔn)確的評估。
網(wǎng)格劃分
在對齒輪模型進(jìn)行有限元分析的網(wǎng)格劃分階段，通常有兩種主要類型的網(wǎng)格可供選擇：四面體網(wǎng)格和六面體網(wǎng)格。雖然六面體網(wǎng)格可能在理論上提供更高的計算精度，但在實際應(yīng)用中，四面體網(wǎng)格在結(jié)構(gòu)簡化方面的要求較低，且其劃分過程更為高效，因此，選擇使用四面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分。在劃分時，鑒于嚙合接觸的位置對應(yīng)力分析和接觸力計算至關(guān)重要，故對接觸區(qū)域進(jìn)行單獨(dú)的網(wǎng)格加密。具體而言，整體模型的網(wǎng)格精度設(shè)定為2 mm，嚙合接觸區(qū)域的網(wǎng)格精度則細(xì)化至1 mm，以確保該區(qū)域的計算準(zhǔn)確性。網(wǎng)格劃分的結(jié)果如圖2所示。
使用四面體網(wǎng)格劃分節(jié)點數(shù)為29 680，單元數(shù)目為16 660。
添加邊界和約束條件
施加載荷以模擬實際工作過程中的受力情況。設(shè)定左側(cè)異形齒輪為主動輪，首先給右側(cè)齒輪添加固定副，設(shè)定左側(cè)齒輪為旋轉(zhuǎn)副并且施加轉(zhuǎn)矩T1=1 000 N·mm。另外，設(shè)置二者接觸類型為摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.1。
求解結(jié)果分析
在完成以上步驟后，求解，得到嚙合齒輪變形云圖、應(yīng)變云圖，如圖3、圖4所示。
通過分析上述的應(yīng)力應(yīng)變云圖，發(fā)現(xiàn)嚙合齒輪在最大載荷下產(chǎn)生的形變僅為0.13 mm，這顯示了該齒輪在工作過程中的形變量極小，從而確保了良好的傳動性能。從分析結(jié)果中看出，在1 000 N·mm的轉(zhuǎn)矩作用下，通過有限元分析得出的接觸應(yīng)力σH=256.58 MPa，同時利用赫茲接觸理論進(jìn)行的理論計算得到的接觸應(yīng)力 σH=260.37 MPa。盡管兩個結(jié)果之間存在微小的差距，但考慮到赫茲接觸計算公式中參數(shù)選取的多樣性和復(fù)雜性，這種差距是可以接受的。
4、結(jié)論
(1)經(jīng)過對嚙合齒輪的有限元靜力分析，得出齒根和齒面嚙合處為潛在的高應(yīng)力區(qū)，這些區(qū)域容易發(fā)生失效。因此，在優(yōu)化齒輪設(shè)計時，應(yīng)重點關(guān)注齒根和齒面接觸等關(guān)鍵部位，以提高齒輪的可靠性和耐用性。
(2)在評估齒輪接觸應(yīng)力時，傳統(tǒng)的赫茲接觸理論雖然精確，但其計算過程涉及眾多參數(shù)如重合度、載荷系數(shù)等，這不僅煩瑣而且容易出錯。相較之下，利用 ANSYS Workbench進(jìn)行有限元分析能夠迅速且準(zhǔn)確地計算出接觸應(yīng)力，且與赫茲接觸理論的結(jié)果相近。因此，在效率和準(zhǔn)確性方面，有限元分析校核相較于傳統(tǒng)赫茲接觸理論校核具有明顯的優(yōu)勢。通過對嚙合齒輪進(jìn)行有限元靜力分析，可以發(fā)現(xiàn)變形齒輪的強(qiáng)度和強(qiáng)度滿足使用要求。
參考文獻(xiàn)略.