随着人口老龄化的快速发展，服务机器人的研发呈现积极活跃的态势。关节作为服务机器人运动系统的关键结构元件和功能载体，其特性直接决定了机器人的整体运动性能和运动模式^[1]。面对人形服务机器人旋转关节高爆发力、高功率密度的性能需要，目前的研发面向快响应、变刚度、高精度、模块化、轻量化的电机驱动力控关节^[2-5]，以提升人形机器人的高动态运动能力。

减速器是机器人关节的核心零部件，主要用于旋转关节。服务机器人关节传动系统主要采用以下3种减速器：谐波减速器^[6]、行星齿轮减速器^[7]和摆线针轮减速器^[8]。谐波减速器具有传动比范围大、传动效率高、传动精度高、传动平稳和体积小等优点，但存在散热条件差、使用寿命短等不足；行星齿轮减速器的承载能力强，传动效率高，支持反向传动，可实现大传动比，但齿轮副啮合时存在齿隙，导致其传动精度较低及整体尺寸偏大，且在某些应用场景中受到空间限制的影响，在实现高功率密度、低振动和低噪声等目标时存在技术挑战；摆线针轮减速器具有体积小、质量小、输出扭矩大、传动精度高、负载分担和减振性能好等优点，但其输入转速不高且难以兼具高精度和大扭矩。在上述3种减速器中，摆线针轮减速器因结构紧凑、承载能力强且抗冲击性能优异等特性，可较好匹配服务机器人关节的作业需求。

目前，市面上主流摆线针轮减速器主要用于大型机械设备。以浙江双环传动机械股份有限公司的产品为例，其输出扭矩基本为115~4 900 N·m。为确保减速器的可靠性，减速器的壳体外径、体积和质量都会相应地增大^[9]，这无法满足服务机器人关节小型化、轻量化的要求。近年来，学界针对摆线针轮减速器的轻量化开展了系列研究。如：肖洋轶等^[10]将摆线针轮传动与NGW行星齿轮传动进行串联，设计了一种体积小、承载能力强、精度高的RV+NGW传动单元，该传动单元不仅能够在较小体积的条件下有效承受重型负荷，还能实现高精度传动；Yang等^[11]将高功率密度的概念引入摆线针轮减速器的设计，以体积和功率损失最小为目标进行优化，实现了高功率密度的设计，并使减速器的体积减小了20%。研究表明，摆线针轮减速器的小型化和轻量化，能够与高承载能力等多种性能协同优化，从而满足高性能传动系统的严苛要求。

然而，与体积较大的摆线针轮减速器相比，小型摆线针轮减速器的结构更加紧凑，其运转过程中产生的内部摩擦损耗、热效应等负面因素的影响更加显著，导致其性能和疲劳寿命降低^[12]。除此之外，大、小型摆线针轮减速器诸多方面的差异性使得在小型摆线针轮减速器的设计中难以简单沿用市面上常见产品的设计经验，而需要探索一条全新的设计路径。

在减速器设计过程中，常常首先考虑产品的失效机理，然后改进初步设计产品的结构，并通过实验验证改进方式的可行性^[13-14]。鉴于此，本文采用“初步设计—性能测试—失效分析—结构改进—对比验证”的设计思路。首先，基于服务机器人小型关节的特定工况对摆线针轮减速器及其试验台进行设计，对减速器的传动误差、传动效率、壳体温度等参数进行测量；其次，对初步设计的减速器进行高扭矩加速失效试验，并结合有限元法、材料微观形貌和元素面分析，系统分析减速器零部件的失效形式，为改进减速器结构提供理论基础；最后，基于以上分析提出改进措施，并通过试验将改进前后减速器的结构、性能进行对比分析，来评估改进效果是否达到预期目标。

本文设计的摆线针轮减速器拟应用于服务机器人机械臂小型关节，主要满足机器人搬运物料的需求。要求机械臂末端负载能力大于40 kg，关节至机械臂末端的长度约为25 cm（参考成年男性小臂的平均长度），求得减速器输出扭矩的需求为100 N·m。小型摆线针轮减速器的主要技术指标如表1所示。

摆线针轮减速器的传动属于K-H-V型少齿差行星齿轮传动。根据输出条件的不同，其传动比会随之发生改变。减速器的输出部件为输出端法兰，其针齿壳采用固定约束。设输出端法兰的输出转速为n_H，并赋予减速器偏心轴输入转速-n_H，则减速器传动比i_1H为：

式中：i12H为通过转化机构法得到的摆线针轮定轴转化机构的传动比，z_p为针齿齿数，z_c为摆线轮齿数。

摆线针轮减速器整机传动比i_H1为：

初步设计时取z_p =100，z_c =99，此时i_H1=-99。按照摆线针轮减速器输出端转速为15 r/min，输入转速为1 500 r/min，输出转矩T=100 N·m，通过查阅机械设计手册进行摆线针轮减速器的设计与计算。

1）摆线针轮减速器的承载能力主要由针齿中心圆半径r_p决定，其值通过基于单一扭矩的通用经验公式(3)进行估算。

可得r_p =(39.46~60.34) mm。

基于实际安装尺寸、针齿壳厚度、特殊工况以及经验数据等多方面因素综合考虑，最终取r_p =31 mm。该值虽不在估算范围内，但后续通过精确的有限元力学校核可证实，在针齿强度足够的前提下，r_p的取值具有合理性。

2）短幅系数K₁是影响减速器传动精度的主要参数。其最佳选取范围为0.5~0.75。根据z_p >18，初选K₁=0.7。根据偏心距a的计算：a=K₁r_p /z_p =0.217 mm，取a=0.2 mm，反求得到K₁=0.709 7。

3）针齿采用半埋齿结构，其半径r_rp为：

式中：K₂为针径系数，取K₂=1.300 0。

可算得r_rp =0.749 mm，圆整后得到r_rp =0.75 mm，反求得到K₂=1.298 3。

4）摆线轮齿宽b_c =(0.1~0.2) r_p=3.1~6.2 mm。根据滚针轴承的标准尺寸，取b_c =8 mm，此处基于偏心轴标准轴承的宽度而选取。

综上，可得摆线针轮减速器主要尺寸参数，如表2所示。

根据以上参数设计减速器，测得其实物重为804 g。减速器装配体爆炸图如图1所示。

为验证设计的可行性，需进行减速器性能测试。本研究采用卧式一体化架构的减速器性能测试台。相较于分体式，卧式一体化方案将转矩传感器和高精度圆光栅（角度传感器）同时装载在工作平台上，虽然加长了轴向距离且整体结构较复杂，但可实现减速器多种性能参数的测量，提高了测试效率。所研制的减速器综合性能测试台的结构如图2所示。减速器各部件通过联轴器连接。转矩传感器、角度传感器、被测减速器固定在U形台架上，传感器与被测减速器之间通过轴系连接。U形台架采用一体化设计，整体结构紧凑，跨度小，且其轴承支承保证了试验台的整体刚度。驱动电机、U形台架、磁粉制动器固定在工作平台上。安装测试台时必须控制各零部件的同轴度不大于0.02 mm。测试依据GB/T 35089—2018《机器人用精密齿轮传动装置 试验方法》进行。

摆线针轮减速器的回转精度由传动误差决定^[15]。传动误差Δ为：

式中：θ为实际测得的输出端转角，θ0为输入端转角。

采用动态测量法测量减速器传动误差，即减速器输出端在空载状态下以不超过5 r/min的转速旋转，由角度传感器采集每转不少于1 000个的样本点。试验时减速器输入端转速为100 r/min，输出端转速为1.01 r/min，且在空载下运行，实时记录采样结果并绘制成传动误差曲线，如图3所示。由图可知：随着输出端转角的变化，减速器的传动误差发生波动；正转时减速器最大传动误差为6.928 arc·min，反转时最大传动误差为7.356 arc·min，减速器整体传动误差约为7 arc·min。由此可知，减速器正转和反转时最大传动误差均在10 arc·min以内，符合减速器的技术指标要求。

在测试减速器传动效率时要求负载转矩和输入转速保持稳定。本文在测试时通过磁粉制动器将被测减速器输出端的负载转矩从7.5 N·m逐级增加至135 N·m，每级约增加20%，采集每级负载转矩下的输入扭矩。每级输入转速下记录8组数据，取其平均值，并根据式(6)计算传动效率。

式中：η为传动效率，T¯2为输出扭矩的平均值，T¯1为输入扭矩的平均值。

在1 500、1 000、500 r/min输入转速下，分别记录被测减速器正反转时输入扭矩与输出转矩，计算传动效率并绘制成曲线，如图4所示。由图可知：随着输出转矩增大，传动效率会相应提高，两者之间存在正相关关系，当输出转矩较小时这种关系更加明显；当输出转矩相同时，输入转速对传动效率的影响相对较小，即影响减速器传动效率的主要因素是输出扭矩；当输出转矩为105 N·m时，被测减速器在各条件下的传动效率最高，最大值为62.87%。

在摆线针轮减速器运转时按标准规定的时间间隔记录其壳体温度，判断壳体温度是否在规定允许的范围内。

试验中以热电偶为温度探头，将其贴合于被测减速器表面。通过UT320系列数字式测温仪测量壳体温度，并通过相应的上位机软件读取。U形台架上减速器温度测试点的布置如图5所示。

设置被测减速器的输入转速为1 500 r/min，输出端在空载下运行30 min，采集减速器外壳温度并绘制成温度曲线，如图6所示。由图可知，被测减速器壳体的最高温度为46 ℃，满足壳体温度不超过60 ℃的要求。

为研究摆线针轮减速器的失效机制，进行高扭矩加速失效试验^[16]，以使减速器快速失效，获得失效特征样本用于后续分析。对减速器施加绕偏心轴的转速750 r/min，在输出端法兰上施加1.5倍额定负载150 N·m，将传动误差作为减速器可靠性评判指标。试验进行了220 h后测得减速器的传动误差增大到原来的1.5倍，此时视为减速器失效，结束试验。

拆解失效的减速器，观察其内部及各零件的表面形貌。通过观察发现，滚针、针齿外壳、销柱、铰制孔螺钉、输入端法兰、输出端法兰等零部件的表面无明显损伤，失效主要发生在偏心轴上的滚针轴承副，如图7所示。在失效区域，摆线轮滚动体的接触表面出现了金属碎屑和小坑；偏心轴沿圆周方向出现了连续的疲劳剥落带，表面有凹坑、麻点和海滩状纹路，且剥落的区域与滚针轴承啮合区域一致；摆线轮内孔、滚针轴承内的滚针和偏心轴表面均出现了胶合。

为了深入探究摆线针轮减速器的失效机理，首先采用有限元方法从理论层面进行初步分析。建模时首先定义减速器各零部件的材料属性，其中偏心轴、输入端法兰、输出端法兰和减速器外壳的材料均为40Cr，偏心套和摆线轮的材料为GCr15。为兼顾网格划分精度与模型求解效率，采用六面体单元对减速器模型进行均匀划分并在接触处局部细化，共划分为3 615 203个节点、1 162 157个单元。根据减速器高扭矩加速失效试验工况，赋予边界条件，如图8所示。同时，设置减速器各零件之间的接触类型为非线性接触“Frictional”，齿轮副与摆线针轮副的接触为摩擦接触，摩擦系数为0.1，施加绕偏心轴的转速750 r/min、输出端法兰负载150 N·m。

有限元计算完成后在t=0.031 6 s（任选时刻）时摆线轮等效应力和接触应力云图如图9所示。由图9(a)可知：最大等效应力出现在摆线轮销柱孔与销柱套接触的边缘位置，其值为684.21 MPa；中间部位的应力较小，出现了应力集中。由图9(b)可知：当输出端负载为150 N·m时，摆线轮存在轻微的偏载，最大接触应力为442.94 MPa。

针齿外壳的等效应力云图如图10所示。其最大等效应力为363.58 MPa，出现在针齿与外壳的啮合部位，这主要与减速器摆线针轮的传动有关。

销柱的等效应力云图如图11所示。其最大等效应力为599.93 MPa，出现在销柱与销柱套接触位置。这是由于在受载状态下偏心轴与摆线轮针齿一侧的啮合传动使应力传递到摆线轮的销柱孔，销柱与销柱套直接接触处的应力则较大。

根据摆线针轮减速器失效区域的表面形貌及有限元分析结果可以推断，在减速器高负载工况下，针齿外壳不是主要失效部件，而摆线轮由于应力作用及偏载会发生内部断裂。滚针轴承的滚动体表面在长时间的交变循环应力作用下会产生金属碎屑，并逐步形成小坑，最终导致减速器产生振动和严重的发热现象，且由于小型摆线针轮减速器结构紧凑，其连续运转时摩擦产热而散热困难，以致金属表面温度过高而发生胶合。同时，轴承所承受的载荷接近额定动载荷，且偏心套和同心轴之间采用大过盈配合而存在内应力，导致偏心套出现局部断裂。

为进一步确认摆线针轮减速器的失效机理，采用Tescan-MIRA3型扫描电镜（scanning electron microscope，SEM）观察减速器失效区域的表面微观形貌，并采用EDAX Genesis 7000型X射线能谱仪（energy dispersive spectroscopy, EDS）对失效区域进行元素面分析，结果如图12所示。

由图12(a)和图12(b)可知，减速器偏心轴表面和摆线轮内孔都存在划痕、材料堆叠及明显的犁沟。正如前文所分析的，在减速器运动过程中，其零部件内部的切应力较大，零件表面材料发生剥落，脱落后的磨粒被挤压在接触面上，随着摩擦升温，磨粒磨损转为黏着磨损，表面材料发生热胶合^[17]。由图12(c)可知，轴承滚针表面主要表现为因高温引发的黏着磨损及高应力引发的局部点蚀。滚针轴承在高应力作用下，由于润滑不充分，轴承副的摩擦加剧，导致金属表面温度急剧上升，随即表面发生黏着，当情况恶化时引起表面胶合而失效。滚针表面长时间承受交变应力的作用，滚针和保持架表面工作区域的金属剥落，形成凹陷或麻点，产生局部点蚀，严重时会导致减速器温度升高，磨损加剧，导致其无法正常运转。由图12(d)可知，轴承保持架表面被磨损。由于滚针轴承在高速和大负载下运转，滚针与保持架间的滑动摩擦和滚动摩擦会导致滚针、保持架表面的金属材料被磨损。

根据元素面分析结果可知，减速器磨损区域的主要元素为Fe、C、Cr和O，而Si、Mn、Al元素分布较少。观察磨损区域的元素组分可知，C元素含量明显较高，这导致零件韧性变差，脆性提高。在磨损区域均检测到了O元素，表明零件表面被氧化物腐蚀，发生了高温氧化磨损。轴承保持架表面正常区域的主要元素为Fe、P、Zn、Ca，试验后磨损区域C、O元素含量明显升高，也主要是由于发生了高温氧化磨损。

综合上述分析可知：偏心轴在交变应力作用下产生金属碎屑，此时表现为磨粒磨损，在减速器运转过程中磨粒受到摩擦致使零部件升温，磨粒磨损转化为黏着磨损，最终偏心轴发生胶合和局部断裂；摆线轮由于高应力和偏载而发生局部断裂，同时减速器内部温度过高使得其内孔出现胶合；滚针轴承副摩擦加剧及升温导致滚针发生胶合，在交变应力作用下滚针和保持架表面的金属剥落以致发生局部点蚀，且轴承保持架也被磨损。同时，上述失效零部件的磨损表面均发生了氧化磨损。

此外，表面无明显损伤的零部件如铰制孔螺钉、法兰等也可能导致减速器失效。电机旋转方向对铰制孔螺钉紧固的影响如图13所示。当电机正转时，用于传动的铰制孔螺钉愈加紧固，预紧拉力增大，该拉力的反作用力使输入端法兰和输出端法兰受到挤压，进而在其结合面间产生摩擦力，阻止其相对移动；当电机反转时，铰制孔螺钉的紧固方向与电机运转方向相反，可能会导致铰制孔螺钉从输出端法兰脱出。另外，在高速高负载工况下，铰制孔螺钉也可能因交变载荷的作用而发生松动。

减速器输入端法兰通过内六角螺钉与输出端法兰连接。由于减速器安装法兰、输入转接轴、输入端法兰三者之间的间隙较小，当用于传动的铰制孔螺钉发生松动而脱出时，会与内圈的内六角螺钉发生摩擦而断裂。断裂的铰制孔螺钉在减速器输入端法兰与输入转接轴之间的狭小空间内进一步发生摩擦和挤压，导致减速器在加载运转过程中发生异响；同时，螺钉头在狭小间隙受到挤压变形后，减速器安装法兰也会发生磨损与变形。

根据摆线针轮减速器的失效机理，提出如下改进措施：

1）将铰制孔螺钉从右往左的安装改为从左往右安装。其目的是使输出端法兰的左侧与输出转接环相连，通过输出转接头的右端面实现对铰制孔螺钉的轴向约束，从而限制铰制孔螺钉从左侧脱出。

2）对输出端法兰的结构进行改进。将输出接口的铰制孔连接螺钉由32个M3内六角螺钉改为16个M5螺钉，如图14所示，以显著提升装配效率，同时通过增强单螺钉承载能力来降低剪切失效风险。针对铰制孔螺钉易松动的问题，在输出端法兰径向布置紧定螺钉，以进一步限制其轴向运动。

3）其他改进。适当减少齿数以提高传动效率，减少摩擦副的数量以降低摩擦生热。将滚针针齿齿数由100减为50，摆线轮齿数由99减为49，此时传动比由-99变为-49，同时对摆线轮齿廓曲线进行修形^[18-20]。根据摆线轮内圈的薄弱位置，适当偏移减重孔位置以提高摆线轮的结构强度，避免其在高应力下发生断裂。此外，将针齿分布圆半径略微减小，滚针直径由1.5 mm增为3.0 mm。

将改进后的减速器进行性能测试并与改进前进行对比，以评估改进设计对减速器失效模式抑制及性能提升的效果。

对改进后的减速器称重，得到减速器总质量由改进前的804 g降为769.2 g，即提高了扭矩密度（由124.38 N·m/kg提高到130.01 N·m/kg）。

在减速器综合性能测试台上对改进后的减速器进行测试。在输入端转速为100 r/min、输出端空载条件下进行传动误差测试，结果如图15所示。由图可知，改进后减速器正转时的最大传动误差为5.387 arc·min，反转时的最大传动误差为5.335 arc·min，整体传动误差约为5 arc·min，较改进前有所减小。

进行减速器传动效率测试。在不同转速下，将减速器输出端负载从7.5 N·m逐级加载至135 N·m，采集其在不同负载下的输入端扭矩，得到其传动效率，如图16所示。由图可知，改进后减速器传动效率最大值为81.59%，相较改进前约提升了30%。

在输入转速为1 500 r/min、输出端空载条件下运行30 min，记录减速器壳体温度，结果如图17所示。由图可知：减速器稳定运转后壳体最高温度为35 ℃，相较改进前降低了24%。

对改进后的减速器进行高扭矩加速失效试验。施加绕偏心轴的转速750 r/min、输出端法兰的负载150 N·m，运行300 h后减速器传动误差等性能参数无明显改变，表明减速器的改进有效抑制了失效的发生，同时其传动性能获得系统性提升，满足了研制要求。

1）面向服务机器人小型关节的应用需求，完成了摆线针轮减速器的参数计算、结构设计与样机研制；开发了减速器综合性能测试台，实现了对传动误差、传动效率、壳体温度等减速器传动性能指标的测量。

2）减速器失效分析表明，其主要失效形式包括偏心轴表面和摆线轮内孔的胶合、滚针轴承的胶合和局部点蚀、保持架磨损及以上均伴随的氧化磨损，以及铰制孔螺钉松脱、断裂和法兰磨损变形。

3）通过调整铰制孔螺钉安装方向、改进输出端法兰结构及减少针齿等实现了减速器的轻量化和性能提升：扭矩密度从124.38 N·m/kg提升至130.01 N·m/kg，传动误差约从7 arc·min下降至5 arc·min，额定转矩下最大传动效率从62.87%提升至81.59%，空载运行30 min后壳体最高温度从46 ℃下降至35 ℃，高扭矩加速失效试验后减速器无明显结构性损伤。可见，所提出的减速器研制方案可行，减速器能满足服务机器人的工作要求。

本文链接：http：//www.zjujournals.com/gcsjxb/CN/10.3785/j.issn.1006-754X.2026.05.126