艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)解析模型參數(shù)分析

李委托，孫國(guó)鵬，王 寧，王 波，張海波

（1.北京空間飛行器總體設(shè)計(jì)部，北京100094；2.北京理工大學(xué)，北京100081）

1 引言

本單位自行設(shè)計(jì)的一種執(zhí)行艙蓋開(kāi)關(guān)功能的航天器用艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，在地面試驗(yàn)時(shí)由于空間限制無(wú)法對(duì)艙蓋采取無(wú)重力吊掛，在多次試驗(yàn)后導(dǎo)向銷(xiāo)與導(dǎo)向槽接觸面出現(xiàn)了磨損，并出現(xiàn)了機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)卡滯等傳動(dòng)能力不足的現(xiàn)象。為找到問(wèn)題發(fā)生的原因及解決辦法，必須對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模分析，得到相關(guān)的力學(xué)參數(shù)和相互作用關(guān)系。

模型分析可以采用的方法較多，包括解析靜力學(xué)模型、動(dòng)力學(xué)模型，以及采用商用軟件建立的數(shù)值模型。本文分析的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)屬于凸輪傳動(dòng)，其典型分析方法包括解析法［1?3］和以 ADAMS 為典型工具的 CAE 法［4?5］。 然而，由于艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)內(nèi)部運(yùn)動(dòng)副接觸狀態(tài)較復(fù)雜，應(yīng)用ADMAS有一定的限制，例如對(duì)接觸狀態(tài)變化的結(jié)構(gòu)，AD?MAS計(jì)算收斂性較差。而且，當(dāng)各個(gè)部件處理為剛體時(shí)，商用動(dòng)力學(xué)軟件雖然可以方便地分析運(yùn)動(dòng)特性，但對(duì)本文所討論的螺旋機(jī)構(gòu)中接觸載荷等結(jié)果則不能準(zhǔn)確分析。

因此，本文基于考慮了結(jié)構(gòu)偏載帶來(lái)的載荷不均勻性的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)解析模型，從傳動(dòng)效率、各個(gè)銷(xiāo)子處的接觸載荷以及摩擦系數(shù)的影響等方面，分析艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)特性，討論各參數(shù)對(duì)傳動(dòng)效率和接觸載荷的影響，尋找導(dǎo)致機(jī)構(gòu)傳動(dòng)能力不足的影響因素。

2 機(jī)構(gòu)與傳動(dòng)模型

2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)過(guò)程

本文需要分析的艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)如圖1所示。傳動(dòng)組件主要由艙蓋軸、套筒、絲杠、螺母、兩個(gè)驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)和一個(gè)導(dǎo)向銷(xiāo)組成。螺母上的兩個(gè)驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)被同時(shí)約束在艙蓋軸上的螺旋滑道和套筒上的倒“L”形滑道內(nèi)。當(dāng)電機(jī)開(kāi)始工作時(shí)，螺母受絲杠驅(qū)動(dòng)，由于滑道在豎直方向的約束，只能向下單向運(yùn)動(dòng)。同時(shí)螺母上的驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)與艙蓋軸的螺旋滑道接觸，螺母的直線運(yùn)動(dòng)在螺旋滑道的作用下轉(zhuǎn)化為艙蓋軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，同時(shí)導(dǎo)向銷(xiāo)也開(kāi)始運(yùn)動(dòng)。當(dāng)導(dǎo)向銷(xiāo)在水平槽處，艙蓋軸只旋轉(zhuǎn)而不能在豎直方向移動(dòng)。當(dāng)艙蓋軸上的導(dǎo)向銷(xiāo)運(yùn)動(dòng)到“L”形滑道的轉(zhuǎn)彎處時(shí)，進(jìn)入套筒的豎直滑道。這時(shí)由于豎直滑道的約束，艙蓋軸不再發(fā)生旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)而進(jìn)行在豎直方向平動(dòng)，最終完成傳動(dòng)。艙蓋軸頂端安裝有艙蓋，艙蓋重心與艙蓋軸軸線不同軸。

圖1 艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of hatch cover drive mech?anism

根據(jù)傳動(dòng)過(guò)程可知，當(dāng)導(dǎo)向銷(xiāo)處于滑道的水平段，套筒支撐導(dǎo)向銷(xiāo)并阻礙導(dǎo)向銷(xiāo)的豎直方向運(yùn)動(dòng)。由于導(dǎo)向銷(xiāo)在水平方向運(yùn)動(dòng)，此時(shí)與套筒滑道處于滑動(dòng)接觸狀態(tài)。惡劣的接觸條件極易引起套筒材料的接觸失效，而套筒所承受的載荷大小至關(guān)重要。因此本文針對(duì)水平的運(yùn)動(dòng)過(guò)程進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析，研究系統(tǒng)的受力狀態(tài)。模型的參數(shù)如表1所示。

表1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)模型的參數(shù)Table 1 Parameters of transmission mechanism model

2.2 螺母拉力模型

絲杠受電機(jī)驅(qū)動(dòng)，而螺旋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)是由螺母運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生，因此首先需要建立電機(jī)輸出扭矩與絲杠上螺母拉力之間的關(guān)系，從而得到螺旋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的輸入。根據(jù)絲杠螺母結(jié)構(gòu)，可以得到

式（1）所示絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的力學(xué)公式［6］：

其中 ρv為當(dāng)量摩擦角，定義如式（2）［6］：

絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)機(jī)構(gòu)的效率計(jì)算公式為式（3）［6］：

2.3 傳動(dòng)比和輸出力矩模型

傳動(dòng)機(jī)構(gòu)以絲杠旋轉(zhuǎn)作為輸入，通過(guò)螺母上的驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)帶動(dòng)艙蓋軸旋轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)旋轉(zhuǎn)輸入—旋轉(zhuǎn)輸出的傳動(dòng)關(guān)系。因此，可以通過(guò)計(jì)算傳動(dòng)比推算輸出力矩的大小。傳動(dòng)過(guò)程可分為兩個(gè)部分：一是絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)，二是艙蓋軸的螺旋傳動(dòng)。首先考慮絲杠螺母的傳動(dòng)。當(dāng)絲杠旋轉(zhuǎn)一周，螺紋的線位移為πd1，螺母豎直平移距離為S，其表達(dá)式如式（4）所示［6］：

傳動(dòng)過(guò)程的第二步是螺母上的驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)與艙蓋軸上的螺旋滑道接觸，驅(qū)動(dòng)艙蓋軸旋轉(zhuǎn)，將螺母的豎直平動(dòng)轉(zhuǎn)換為艙蓋軸的旋轉(zhuǎn)。其運(yùn)動(dòng)幾何關(guān)系如圖2所示，可知，此時(shí)，艙蓋軸的線位移為式（5）：

圖2 螺母平移時(shí)艙蓋軸的旋轉(zhuǎn)角度Fig.2 Rotation angle of hatch cover shaft when nut moves

進(jìn)一步，綜合考慮傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的兩部分，可知當(dāng)絲杠旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，艙蓋軸的角位移為式（6）：

所以輸入與輸出的傳動(dòng)比i為式（7）：

若不考慮效率損失，輸出扭矩為式（8）：

實(shí)際傳動(dòng)中，由于各個(gè)接觸處非光滑，存在摩擦損失。當(dāng)考慮功率損失時(shí)，輸出扭矩將會(huì)降低。定義螺旋傳動(dòng)的效率為η2，則實(shí)際的輸出扭矩為式（9）：

3 動(dòng)力學(xué)分析

3.1 動(dòng)力學(xué)解析模型

對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)建立動(dòng)力學(xué)模型，即以螺母拉力F作為已知條件輸入，以艙蓋軸輸出扭矩TO作為輸出，建立螺母、艙蓋軸和各銷(xiāo)子的動(dòng)力學(xué)方程。

3.1.1 艙蓋軸

艙蓋軸的受力狀態(tài)是整個(gè)機(jī)構(gòu)中最為重要的部分。豎直方向上，在螺旋滑道的接觸處，由于與螺母上的驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)存在相對(duì)運(yùn)動(dòng)，艙蓋軸同時(shí)受到壓力和摩擦力；在導(dǎo)向銷(xiāo)處，受到支持力和摩擦力，如圖5所示。這樣，在水平轉(zhuǎn)動(dòng)階段，在豎直方向由于沒(méi)有加速度，其平衡方程為式（10）：

其中，F(xiàn)1和F2如式（11）所示，分別表示艙蓋軸在兩個(gè)螺旋滑道處，受到螺母上兩個(gè)驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)的向下作用力。Gcg和Gcgz為艙蓋和艙蓋軸的重力，在不考慮重力的時(shí)候，可以忽略此兩項(xiàng)。N2表示套筒水平滑道對(duì)艙蓋軸上的導(dǎo)向銷(xiāo)的法向作用力，如圖3所示。

圖3 艙蓋軸與三個(gè)銷(xiāo)子接觸處的受力圖Fig.3 Force diagram at the contact between the hatch cover shaft and the three pins

旋轉(zhuǎn)方向受力如圖4所示，動(dòng)力學(xué)方程如式（12），其中Fsp1和Fsp2表示螺旋滑道處的兩個(gè)銷(xiāo)子對(duì)艙蓋軸施加的水平方向的合力，如式（13）所示。在水平銷(xiāo)子旋轉(zhuǎn)的過(guò)程中，由于三個(gè)銷(xiāo)子對(duì)艙蓋軸的作用力F1、F2和N2不在同一平面，因此會(huì)對(duì)艙蓋軸產(chǎn)生一個(gè)傾覆力矩使得艙蓋軸擠壓套筒并產(chǎn)生阻力，結(jié)合艙蓋的偏載重力產(chǎn)生的摩擦力矩，圖中的Mf表示由此產(chǎn)生的合力矩。在艙蓋軸旋轉(zhuǎn)的過(guò)程中Mf的方向也在改變，需要求得其在不同位置的傾覆力矩的合力矩，其表達(dá)式如式（14）所示。合傾覆力矩由艙蓋軸與套筒內(nèi)壁的接觸擠壓平衡，而這種接觸力進(jìn)而會(huì)產(chǎn)生阻力矩阻礙艙蓋軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。因此在得到傾覆力矩后，需要將此力矩?fù)Q算到作用在套筒上的力以及轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的摩擦力，從而得到阻礙艙蓋軸旋轉(zhuǎn)的阻力矩。根據(jù)幾何關(guān)系，當(dāng)艙蓋軸在傾覆力矩作用下發(fā)生傾斜時(shí)，與套筒存在兩個(gè)接觸位置：一是上端與套筒的頂端口徑處接觸，二是下端與套筒的內(nèi)壁接觸。L1和L2分別表示水平銷(xiāo)到這兩個(gè)部位的距離，如圖5所示。此外，式（12）中還考慮機(jī)構(gòu)所承受的負(fù)載力矩，即輸出力矩Mload。

圖4 艙蓋軸的扭矩受力分析（俯視圖）Fig.4 Torque force analysis of hatch cover shaft（top view）

圖5 螺母上銷(xiāo)子的受力分析Fig.5 Force analysis of pin on nut

由于存在Gcg，除了水平方向的扭矩平衡，兩個(gè)螺旋滑道處的驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)子在豎直平面上也需要滿(mǎn)足扭矩平衡。由于導(dǎo)向銷(xiāo)在轉(zhuǎn)動(dòng)，支點(diǎn)的位置也在變化。若只考慮兩個(gè)銷(xiāo)子自身的平衡，方程如式（15）：

3.1.2 螺母

在豎直方向，設(shè)豎直方向加速度為a。螺母第一個(gè)銷(xiāo)子的受力如圖5所示，另一側(cè)的驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)受力狀態(tài)于此相似。其中f11表示有法向接觸力N11產(chǎn)生的摩擦力，f31表示由法向接觸力N31N11產(chǎn)生的摩擦力。則螺母的豎直方向受力如式（16）所示：

同時(shí)，由于螺母只在豎直方向運(yùn)動(dòng)，因此螺母在水平方向和旋轉(zhuǎn)方向應(yīng)該分別受力平衡和扭矩平衡。螺母在水平方向受力如圖6所示。由力平衡，可得方程如式（17），與輸入扭矩T平衡，可得方程如式（18）。

聯(lián)立式（10）～（18），可以求解不同位置處螺母和艙蓋軸的受力情況。根據(jù)實(shí)際機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)角度范圍（φ＝42°～160°），可分析在不同拉力下，各個(gè)變量在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中的變化。分析時(shí)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的各個(gè)接觸處的摩擦系數(shù)取f＝0.1（涂覆 MoS2固體潤(rùn)滑膜后的摩擦系數(shù)），艙蓋軸和負(fù)載的總質(zhì)量為3.39 kg。由于實(shí)際中艙蓋軸旋轉(zhuǎn)速度很慢，在方程中令加速度為0，可得在當(dāng)前輸入下所能承受的負(fù)載，即機(jī)構(gòu)的輸出扭矩。

3.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的輸出扭矩

由于實(shí)際機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，輸入扭矩在1 Nm左右，這里首先以輸入扭矩Ti＝1 Nm為例，分析傳動(dòng)機(jī)構(gòu)在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中輸出扭矩的變化。由式（1）可知1 Nm輸入扭矩對(duì)應(yīng)的螺母拉力F＝784 N。以此拉力F為輸入，求解解析模型中的各個(gè)接觸載荷。

在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，不考慮機(jī)構(gòu)重力和考慮重力兩種情況下傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的輸出扭矩如圖7所示?？梢钥吹?，在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中無(wú)論是否考慮重力，輸出扭矩都呈現(xiàn)出先減小后增大的趨勢(shì)。考慮重力時(shí)由于接觸載荷增大導(dǎo)致摩擦損失增大，輸出扭矩降低，幅值最大降低了約0.5 Nm。此外，輸出扭矩的曲線還發(fā)生了明顯偏移。這是由于艙蓋的中心存在偏置，考慮重力后傾覆力矩的方向受到改變，影響了艙蓋軸與套筒內(nèi)壁的摩擦，進(jìn)而影響輸出扭矩，且當(dāng)φ為112°時(shí)，輸出扭矩達(dá)到最低值，即此時(shí)的摩擦損失最大。而不考慮重力時(shí)，由于對(duì)稱(chēng)性，最小輸出扭矩出現(xiàn)在φ＝90°的位置。

圖7 絲杠輸入扭矩為1 Nm時(shí)，不考慮機(jī)構(gòu)重力和考慮重力兩種情況下對(duì)應(yīng)的輸出扭矩Fig.7 When the input torque of the screw is 1Nm，there are two kinds of torque corresponding to gravity and no gravity

當(dāng)輸入扭矩增大為2 Nm時(shí)，由式（1）可知此時(shí)的螺母拉力F＝1740 N。此時(shí)機(jī)構(gòu)旋轉(zhuǎn)的過(guò)程中輸出扭矩的變化如圖8所示。在考慮重力后同樣有所減小，不同的是：由于接觸載荷增大，根據(jù)式（14），艙蓋重心偏執(zhí)引起的傾覆力矩所占整體傾覆力矩的比例降低，所以曲線的不對(duì)稱(chēng)性降低，即曲線的偏移較之1 Nm時(shí)減小。

對(duì)于傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，輸出扭矩與輸入扭矩之間的關(guān)系是非常重要的參數(shù)。根據(jù)前文分析，當(dāng)不考慮重力時(shí)，由于導(dǎo)向銷(xiāo)在約90°時(shí)輸出扭矩最小，這里考察φ＝90°時(shí)的輸出扭矩在不同輸入扭矩下的變化，計(jì)算結(jié)果如圖9所示。根據(jù)式（9）可知，不考慮螺旋傳動(dòng)部分的摩擦損失時(shí)（η2＝1），Ti＝1 Nm時(shí)輸出扭矩與輸入扭矩之比為11.6。當(dāng)考慮螺旋傳動(dòng)部分的摩擦損失時(shí)，在相同輸入扭矩下輸出扭矩較低；但變化趨勢(shì)也呈現(xiàn)線性，Ti＝1 Nm時(shí)輸出扭矩與輸入扭矩之比約為6.5，可知效率 η2約為0.56。

圖8 絲杠輸入扭矩為2 Nm時(shí)，不考慮機(jī)構(gòu)重力和考慮重力兩種情況下對(duì)應(yīng)的輸出扭矩Fig.8 When the input torque of the screw is 2 Nm，There are two kinds of torque corresponding to gravity and no gravity

3.3 各銷(xiāo)子處的接觸載荷

傳動(dòng)過(guò)程中，在導(dǎo)向銷(xiāo)和驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)與套筒的接觸位置存在較大的接觸應(yīng)力，同時(shí)由于處于滑動(dòng)接觸狀態(tài)，摩擦引起的切向載荷會(huì)加劇套筒的高應(yīng)力狀態(tài)。本文通過(guò)求解解析模型，分析在一定輸入扭矩下（不考慮重力影響），各個(gè)銷(xiāo)子上的接觸載荷。

當(dāng)輸入扭矩為1 Nm時(shí)，可算得轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中載荷變化如圖10所示?？梢钥吹?，導(dǎo)向銷(xiāo)與套筒水平滑道的接觸載荷在過(guò)程中幾乎保持不變，約為736 N，略小于此時(shí)的螺母拉力F。而兩個(gè)驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)的接觸狀態(tài)則發(fā)生明顯的變化。當(dāng)導(dǎo)向銷(xiāo)在前半段時(shí)，導(dǎo)向銷(xiāo)與驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)2比較接近，因此驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)2承擔(dān)了較大的載荷。隨著導(dǎo)向銷(xiāo)的位置接近兩個(gè)驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)的對(duì)稱(chēng)面，驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)1上的載荷逐漸增加，而驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)2上的載荷降低，并逐漸趨于相等。當(dāng)導(dǎo)向銷(xiāo)轉(zhuǎn)過(guò)對(duì)稱(chēng)面，驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)1則逐漸承擔(dān)較大的載荷。同時(shí)還可以看到，驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)與螺旋滑道的接觸載荷要大于其與套筒的接觸載荷。

圖10 絲杠1 Nm扭矩輸入時(shí)各銷(xiāo)子接觸處的載荷Fig.10 The load at the contact of each pin when the torque of the screw input 1 Nm

當(dāng)絲杠輸入扭矩為2 Nm時(shí)（F＝1740 N），各個(gè)銷(xiāo)子上的接觸載荷變化如圖11所示。類(lèi)似的導(dǎo)向銷(xiāo)的接觸載荷在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中幾乎保持不變，約為1613 N，比螺母拉力小127 N，差值較1 Nm時(shí)有所增大。原因是隨著載荷增大，各個(gè)銷(xiāo)子的接觸力以及摩擦阻力也增大，使得導(dǎo)向銷(xiāo)上承擔(dān)的載荷減小。兩個(gè)驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)的接觸狀態(tài)變化規(guī)律與1 Nm時(shí)類(lèi)型：驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)2先逐漸減小，驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)1逐漸增大，且驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)與螺旋滑道的接觸載荷要大于其與套筒的接觸載荷。

圖11 絲杠2 Nm扭矩輸入時(shí)各銷(xiāo)子接觸處的載荷Fig.11 The load at the contact of each pin when the torque of the screw input 2 Nm

3.4 摩擦系數(shù)對(duì)接觸載荷的影響

實(shí)際機(jī)構(gòu)運(yùn)行中，隨著磨損的逐漸加劇，摩擦系數(shù)也常常隨之增大。這里進(jìn)一步討論摩擦系數(shù)對(duì)接觸載荷以及輸出扭矩的影響。由于導(dǎo)向銷(xiāo)與套筒的接觸是最易發(fā)生潤(rùn)滑失效的位置，且潤(rùn)滑失效后摩擦系數(shù)將顯著增加，因此這里考慮導(dǎo)向銷(xiāo)與套筒接觸的摩擦系數(shù)變化的影響，其它位置的摩擦系數(shù)仍取f＝0.1。不考慮重力時(shí)，由于導(dǎo)向銷(xiāo)在φ為90°時(shí)輸出扭矩最小，這里考察φ＝90°時(shí)對(duì)應(yīng)的分析結(jié)果，同時(shí)輸入扭矩取Ti＝1 Nm。

首先考察摩擦系數(shù)的變化對(duì)各個(gè)銷(xiāo)子處的接觸載荷的影響，計(jì)算結(jié)果如圖12所示?？梢钥吹?，隨著導(dǎo)向銷(xiāo)處的摩擦系數(shù)從0.03增大到0.3，接觸載荷幾乎保持不變，說(shuō)明導(dǎo)向銷(xiāo)處摩擦系數(shù)的改變不會(huì)影響其它銷(xiāo)子的接觸載荷。

圖12 1 Nm輸入扭矩時(shí)導(dǎo)向銷(xiāo)處的摩擦系數(shù)對(duì)導(dǎo)向銷(xiāo)的接觸載荷的影響Fig.12 The influence of friction coefficient on con?tact load of guide pin at the torque of 1 Nm input

摩擦系數(shù)對(duì)輸出扭矩的影響如圖13所示?？梢钥吹?，隨著摩擦系數(shù)的增大，輸出扭矩隨之降低，當(dāng)摩擦系數(shù)達(dá)到約0.59時(shí)輸出扭矩降為0，即出現(xiàn)“卡死”的狀態(tài)?？梢?jiàn)，導(dǎo)向銷(xiāo)處的摩擦系數(shù)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的輸出扭矩有明顯影響，當(dāng)固體潤(rùn)滑膜因剝落失效等原因?qū)е履Σ料禂?shù)增大時(shí)，機(jī)構(gòu)將不能完成既定傳動(dòng)工作。因此，保證導(dǎo)向銷(xiāo)在接觸處的潤(rùn)滑非常關(guān)鍵。

圖13 1 Nm輸入扭矩時(shí)導(dǎo)向銷(xiāo)處的摩擦系數(shù)對(duì)輸出扭矩的影響Fig.13 The influence of the friction coefficient at the guide pin on the output torque at the torque of 1 Nm input

4 結(jié)論

1）本文針對(duì)的絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)的摩擦系數(shù)f約為0.091，此時(shí)的絲杠螺母?jìng)鲃?dòng)效率約為0.447；根據(jù)艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比的表達(dá)式，可知輸入與輸出傳動(dòng)比約為26。根據(jù)解析式可知，通過(guò)適當(dāng)調(diào)整幾何參數(shù)可以改變傳動(dòng)比或輸出扭矩。

2）通過(guò)求解解析模型，可知輸出扭矩與輸入扭矩呈線性關(guān)系，當(dāng)摩擦系數(shù)為0.1時(shí)螺旋傳動(dòng)的傳動(dòng)效率為0.56，輸出扭矩與輸入扭矩之比為6.5；考慮機(jī)構(gòu)重力時(shí)輸出扭矩降低。

3）根據(jù)艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型，可知導(dǎo)向銷(xiāo)與套筒之間的接觸載荷略低于螺母拉力，且在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中幾乎保持不變；靠近導(dǎo)向銷(xiāo)的驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)承擔(dān)更大的載荷，同時(shí)驅(qū)動(dòng)銷(xiāo)與螺旋滑道的接觸載荷大于與套筒豎直滑道的接觸載荷。導(dǎo)向銷(xiāo)處摩擦系數(shù)的變化對(duì)各個(gè)銷(xiāo)子處的接觸載荷影響很小，當(dāng)導(dǎo)向銷(xiāo)處的摩擦系數(shù)為0.59時(shí)機(jī)構(gòu)的輸出扭矩降為零，機(jī)構(gòu)將不能繼續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)。

4）通過(guò)本文的分析，導(dǎo)向銷(xiāo)處的摩擦系數(shù)增大會(huì)導(dǎo)致艙蓋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)能力不足，尤其在未采用無(wú)重力吊掛時(shí)傳動(dòng)能力會(huì)進(jìn)步一下降。因此，解決問(wèn)題的首要措施是保證導(dǎo)向銷(xiāo)處的潤(rùn)滑狀態(tài)不失效，其次盡量采取重力抵消措施。

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