RV减速器结构设计.docx

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1、兰州城市学院委托书今委托高校科研诚信检测及宣教中心对我的毕业论文RV减速器结构设计进行学术不端行为检测。申请人：胡建峰联系电话：联系邮箱：学号20160604050409密级 公 开 兰州城市学院本科毕业论文RV减速器结构设计学 院 名 称：培黎机械工程学院专 业 名 称：机械设计制造及其自动化学 生 姓 名：胡建峰指 导 教 师：刘昊 二二年六月BACHELORS DEGREE THESISOF LANZHOU CITY UNIVERSITYSTRTURAL DESIGN OF RV REDUCERCollege ：Peili Institute of Mechanical Engineer

2、ingSubject ：mechanical engineering and automationName ： Jianfeng HuDirected by ：Liu HaoJune 2020郑 重 声 明本人呈交的学位论文，是在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，所有数据、图片资料真实可靠。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本学位论文的研究成果不包含他人享有著作权的内容。对本论文所涉及的研究工作做出贡献的其他个人和集体，均已在文中以明确的方式标明。本学位论文的知识产权归属于培养单位。本人签名： 胡建峰 日期：2020年3月5日 摘 要随着社会主义工业化建设进程的不断推进,以工业机

3、器人制造为主的新型自动化工作机械制造方式已经逐渐成为了主流,而且工业机器人的设计和成型必须要以各个零件的密切传动相配合, 其中工业机器人的安装需要机座、肩部、大臂等重负载位置的配合传动已经逐渐成为了一个问题。因此rv来配合传动凭借它的特点是传动负载比范围大、体积小、寿命长、效率高、重量轻、精度保持稳定、传动平稳以及在一定的工作温度条件下可以同时具有自锁功能等一系列的先进技术优点。日益广泛应用到国内外，并且得到广泛的认可和关注。本项目的设计草案主要是在以rv的传动部结构为设计中心的基础上对rv自动减速机进行结构设计,其中分别使用了proe进行三维的建模和运动的仿真。通过对各种rv型齿轮减速器的传

4、动部结构和特性模型进行了分析和比较,确定了设计草案,通过三维的建模和运动模型系统,根据齿轮输入的功率及其齿轮输出的转速、齿轮传动比的功率以及传动结构设计等因素完成了整个的结构设计,最后完成了动力传动部结构运动的模型系统分析和三维仿真。关键词： RV传动、RV减速器、运动仿真、装配、三维建模AbstractWith the continuous advancement of industrialization, the new working mode dominated by robots has become the mainstream, and the forming of robots

5、 must be closely coordinated with various parts, among which the transmission of heavy load positions such as the machine base, shoulder and large arm of robots becomes a problem. Therefore, RV transmission has a series of advantages such as large transmission ratio range, small volume, long service

6、 life, high efficiency, light weight, stable accuracy, stable transmission and self-locking function under certain conditions. More and more attention has been paid to it both at home and abroad.This design is the structural design of RV reducer centered on RV drive, in which PROE is used for 3D mod

7、eling and motion simulation. Through analyzing and comparing the structural characteristics of various RV reducers, the draft is determined. Through three-dimensional modeling and model system, the whole structural design is completed according to the power transmission design of input power, output

8、 speed and gear ratio. Finally, the analysis and simulation of the movement of the power transmission part are completed.Keywords: RV drive,RV reducer, motion simulation, assembly, 3D modeling摘 要2Abstract3第1章 绪论121.1 RV减速器的发展历程和现状121.2 分析RV减速器主题选择及设计内容131.3 主要的工作内容14第2章 RV减速器方案确定142.1 传动原理14第3章 减速器整

9、体结构设计163.1 总行星轮结构设计163.1.1选取基本参数163.1.2 方案设计163.2.2 齿轮的形状和精度173.2.3 齿轮材料的选取及整体性能17183.3 齿轮主要参数的确定和校核183.3.1 齿轮配合的齿数183.3.2 齿轮主要参数的设计计算183.4 轴及轴上部分零件的计算与校核243.5 选择键与校核键33第4章 摆线针轮的结构设计354.1 摆线针轮的啮合传动原理354.2齿廓夹角方程和齿廓曲线374.3 摆线轮齿廓曲率半径384.6 输出轴的计算46484.7输入轴的计算50514.8 润滑与密封54参考文献55致谢57第1章 绪论1.1 RV减速器的发展历程

10、和现状 1.1.1 发展历程1926年首次创造性地提出“RV减速机”这个概念是由德国人劳伦兹勃朗。而后他于1931年在本国的慕尼黑投资创建了以摆线减速器的研发制造和生产以及销售服务等业务为主的赛古乐减速器株式会社。在之后的第8年，日本住友公司也正式地通过和赛古乐株式会社正式签定了一系列的技术服务合作的协议,并且也开始了生产和销售。帝人航天精机于1944年在航母中国日本正式对外注册挂牌成立,这艘超级rv型型减速机航母,开始在当今中国航空飞机制造、机床、纺织机械等多个专业领域的制造行业中破浪惊涛扬帆稳步前行。上世纪五十六百年代中后期到上世纪五六十年代之间,随着采用摆式直线摆式传动齿型磨床齿形开始的

11、大量出现,因为采用摆线摆式传动磨床齿形的磨削加工工艺精度不高而不断出现的的齿形磨削机床加工难题也进一步加大使这些磨床难题得到了有效解决,因此采用摆式直线摆式传动齿形磨削机床技术得到了很大的进步发展。到了上世纪八十年代左右,rv系统的传动减速理论由著名的日本帝人精机公司提出,并且从90年代开始在汽车机器人制造行业中广泛应用,直到1986年已经是解决了将RV传动减速机的大规模正式投入生产的关键技术问题。在本世纪初期，随着帝人精机公司和纳博克公司合并成纳博特斯克公司，使得纳博特斯克公司在RV减速方面发展更加迅速，直到现在已经占据了减速器一大半的市场，尤其是在中等负荷和重型负荷机器人上，几乎可以控制整

12、个 RV减速机市场。1.1.2现状在行星式rv齿轮减速机的研制方面,我国从公元二十世纪五十年代起开始深入研究行星式直线齿轮减速器的传动装置,六十年代从国外成功引进,尽管在理论和实际的仿制技术方面已经取得了一些突破性的成果,但与美国和日本的许多同类最新技术产品相比,我们自主研制的行星式摆直线针轮减速器有很多的不足之处，例如对新产品的升级和优化开发、整体的性能、传动精度、使用寿命以及承载能力等。一台精密级别的柴油减速器价格在安川等系列产品的几个国际精密减速器行业领头羊中直接采购价一般为3 5万元左右,但当卖给出口我国的石油企业时大约要7万元以上,一般的中小型石油企业更是高达12万元左右,我国的石油

13、企业对外采购精密级别柴油减速机时的价格以及使用成本比其他像Abb、Kuka、安川等国际精密减速器行业权威贵一倍甚至二倍还多。2010年,南通振康焊接机电有限公司通过自主设计研制开发设计生产开发的公司系列产品除了可广泛应用于国内高端工业机器人以及工业应用领域(包括工业通用机器人)的调压传动焊接电机及其核心部件RV型减速驱动装置以及各种系列的新型交流变频伺服调压传动焊接电机,更是在国内开始大批量的生产,并且多次获得了国内市场的广泛称赞和认可。更是在2013年产量达到200台以上。1.2 分析RV减速器主题选择及设计内容1.2.1 RV减速器结构设计的意义及目的在现有的工业制造业中，自动化生产，流水

14、线作业已经逐渐取代了传统的加工方式。在未来的发展过程中，机器人取代人力已经成为必然。因此机器人应运而生，而其中的工业机器人已经在流水线作业上开始广泛应用，就像汽车流水线、电子元件流水线以及其他的流水线作业。它能够明显的提高加工进程、减少人工并且可以提升加工的质量。在机器人的执行运动中，每一自由度都需要一台交流伺服电机通过减速器带动所需运动的一根轴进行。正因为这样，减速器可以说是机器人的核心组成之一。要想满足机器人对减速器的要求，减速器要满足以下几点要求：第一，要有非常大的减速比，甚至要达到数百，要满足伺服电机的降速要求；第二，要有比较小的回差，这样就在空载情况下达到额定负载的时候，不会因此产生

15、比较大的角位移偏差；第三，减速器对尺寸和重量有要求，要达到尺寸小、重量轻，否则会影响减速器的安装和启停车的准确。当然，机器人常用的减速机构不止有RV减速器一种，通常还在使用谐波减速器机构。谐波减速器也有RV无法取代的一点，价格较低，在工业机器人的姿态轴上比较常用，但因为回差较大而导致空载和负载时的转角不同，因此在现当代以高精度为基础的机器人中是不被允许使用的，但RV减速器却可以达到很高的精度从而被选用。1.2.2.论文主要设计内容首先,对我们要设计的减速器的总体思路进行确定，再对该减速器的零件进行总体的布局和设计，接着开始设置各个主要零部件，最后就要完成整个的设计。对RV减速器的各项运动参数进

16、行选取和设计，例如传动比的大小和性能指标的大小，通过对该传动参数的设计，使在传动比和输入的减速器转矩一定的情况下，再来确定其它几个重要零部件的传动参数。在课题设计的过程中，可以通过充分利用电脑和互联网对本课题的各环节设计的步骤与完成的任务内容进行了详细的了解。对RV减速器内外啮合机构的齿轮传动设计方案进行了分析；然后通过对系统的分析和总的计算，将行星轮系的各项传动参数（传动轴、模数、齿数以及啮合行星架等）确定，对几组啮合齿轮的接触和弯曲的强度参数进行校核;并且设计和完成了行星架、轴以及内外啮合机构齿轮的设计和计算。1.3 主要的工作内容对rv减速器内外啮合机构的齿轮传动设计方案进行了分析;然后

17、通过系统分析和计算确定了行星轮系齿轮的传动轴、模数、齿数以及啮合行星架的各项传动参数,对啮合齿轮的接触和弯曲的强度参数进行校核;并且设计和完成了行星架、轴以及内外啮合机构齿轮的设计和计算。第2章 RV减速器方案确定摆线轮2.1 传动原理针齿输出盘机架渐开线中心轮渐开线行星轮曲柄轴图2-1 RV传动简图该行星减速器机构是由带动摆线针轮中心行星减速传动机构和渐开线针轮圆柱齿减速传输线行星齿轮减速传动机构两个大部分组成。渐开线针轮行星减速齿轮2与带动曲柄线行星轴3连成一体,是摆线针轮带动输入的减速传动重要组成部分。假如带动渐开线针轮中心行星减速齿轮1按照顺时针的方向进行旋转,此时渐开线针轮行星减速齿

18、轮2不但按照方向公转而且同时还有按照逆时针的方向进行自转,再通过带动曲柄线行星轴3带动的摆线轮4作偏心轴的方向运动,此时输入的摆线针齿轮4在按照它的轴线方向公转的同时,还将在逆时针齿5的带动作用下按照顺时针方向转动。同时通过带动曲柄线行星轴3将输入的摆线针齿轮4的转动等速系数传递反馈给摆线针轮输出行星机构。为方便地计算rv摆线齿轮传动的传动比,以减速器结构简图2-2代替传动简图。该减速器机构简图的简单结构分析:1)x1和x2是两个简单的行星减速器机构;2)支撑中心轮1是带动支撑输出件中心轮a;3)支撑输出针轮中心盘6是带动支撑输出件中心轮b;4)渐开线针轮7为带动支撑轴承件中心轮e;5)针轮8

19、为辅助件中心轮d为渐开线圆柱齿行星轮2与带动曲柄线行星轴3。图2-2 RV传动的结构简图再由图22，按照封闭差动轮系求解传动比的如下关系来计算iABE=1-iAdBidEb (2-1)从图2-1可知，当针轮7固定，输出盘6输出时iAdB=i143=-z4z1 (2-2)idEB=i374=11-i743=z7z7-z4=z7 (2-3)代入公式（1-1），则得该RV传动比计算公式为i16=1+z2z1z7 (2-4)式中z1为渐开线中心轮齿数及其数是21;z2是渐开线行星减速器的轮齿数为50;z4为摆动曲线的中心轮齿及其数是24;z7是顺时针轮齿数为z7=25(z4+1)。通过这样的计算,此R

20、V减速器的总扭矩传动比为60.5。第3章 减速器整体结构设计3.1 总行星轮结构设计3.1.1选取基本参数1达到所需参数的要求电动机所需总功率：0.75KW工作休息时间:15年(每年按平均每天工作300天的休息时间进行计算,一天的平均实际工作量和休息时间为12小时)2电动机型号的选择由工作所需的功率和其要求选择合适的直流电动机，按要求选90s-6电动机各项性能主要参数分别采用计算公式表示为其中为:转速电动机最大额定功率:p=750w/m电动机转速限定最高转速:n=910r/min 3.1.2 方案设计1理想型RV减速器结构装配图 （图3-1） 各级齿轮采用相同的材料及热处理工艺, 精度6级。表

21、3-1 主要设计参数表3.2.2 齿轮的形状和精度因为它属于低速旋转运动,采用额定转速和传动压力的夹角=20的直线式齿轮进行传动,精度高和控制性能等级为6级。3.2.3 齿轮材料的选取及整体性能通常高速级太阳轮和行星轮采用的是硬齿面，是因为硬齿面可以提高承载能力，并且减少尺寸，相反，内齿轮通常用软齿面（为了可以便于某些道具快速进行切齿,并且这样可以同时使得某些道具不致迅速因为切齿遭受磨损从而变钝)）。高速级齿轮部分通常采用软齿面。高速级以及低速级齿轮所需结构以及材料分别参见图表3-2。疲劳极限Hlim 和Flim查书110-20（c）、（d），10-21（d）、（e）选取，行星轮的Flim 是

22、乘以0.7后的数值1。表3-2 齿轮材料及性能3.3 齿轮主要参数的确定和校核3.3.1 齿轮配合的齿数表3-1 主要设计参数表3.3.2 齿轮主要参数的设计计算1. 通过对齿面的疲劳强度计算设计齿轮由于该设计方案中的主要是通过齿轮的啮合，在齿数以及齿轮运动的轨迹来达到减速效果的，一次本设计的中的传动负载能力是由齿轮之间的啮合接触疲劳的大小以及强度决定的，因此本设计的结构及其承载能力计算公式主要及其定义如下为:1）载荷系数K通过传动简图易知，该减速机的轴向传动的方式是上下对称的，根据齿轮电动机和齿轮轴承相对载荷的轴向传动对称性质经检查文献10p147表5-8， k=1.41.6,取其中k=1.

23、5。由文献10p150图5-30中查找数据，可知=600MPa , =560MPa2）接触疲劳寿命系数ZN 平均年工作为300天，每天两班倒，一班工作8小时，故th=(3001028)=48000hN1=60466.798148000=1.344109N=60 n jth（应力循环运动次数公式为）查文献10P151图531，并且齿轮的表面有轻微点蚀亦在允许范围之内ZN1=1.02 ZN2=1.153）接触许用疲劳强度应力。将上面求得和查找的数值代入下面的公式得4）齿宽系数查文献10P326表1412，得到齿宽系数的范围为0.81.1。取。 表3-3接触疲劳强度有关系数3.3.3 通过弯曲度初度

24、计算模数在以上的计算可知，、三者均取其中的较小值=则=293.25N/mm那么齿数模数可通过下式算出： 查文献210-1取符合的模数m=1mm.1. 分度圆、齿顶圆等的几何尺寸表3-4 基本几何尺寸3.3.4 校核齿轮疲劳强度（1）外啮合齿轮疲劳强度校核查文献5，计算接触应力、应力。其中各参数如下表所示。 表3-5外啮合齿轮接触强度有关参数和系数 / = 因为,齿面接触疲劳强度符合条件。（2） 计算校核齿根强度查阅文献10。得到以下各项参数。表3-6 齿根弯曲疲劳强度校核所需要的参数及系数太阳轮：=.Y=因为, 所以齿根强度满足条件。 行星轮 =./bm=103.79N/mm =./ =.=因

25、为,所以齿根强度满足条件。3.4 轴及轴上部分零件的计算与校核3.4.1 轴的主要零件和参数的计算3.4.1.1输出轴上的计算1.齿轮上的力Ft(为齿轮啮合效率)2.输出轴的直径确定首先确定最小轴的材料为调质40cr, 查文献6表11-17,ZL3弹性柱销齿式传动联轴器d=38，半销齿式传动联轴器在轮毂上的孔转矩长度应为L=82,半销齿式传动联轴器与传动轴承相配合得到轮毂上的孔转矩长度应为L1=604。3.轴的具体结构设计 (1)根据轴向定位的技术要求确定轴的各段直径和轴向的长度1）为了能够满足半联轴器的轴向定位要求-轴端挡圈之间有段需制造出较短的轴端挡肩,故-段,d-=46mm,左端用轴端挡

26、圈进行定位,按轴端的直径取挡圈直径d=50。半联轴器与轴端相配合得毂孔的长度,为了能够保证轴端的挡圈只用于压在半联轴器上而不用于压在半联轴端面上,故-段的毂孔长度一般应该比轴端l1略短一些,现取L-=58mm4。2)轴承初选采用深沟液压球承和滚动液压轴承。应为轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故d-=d-=50mm,而L-=16mm4。 (2)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的连接和周向定位均可以采用过度平键方式进行连接。由书【1】表6-1查的平键截面,键槽用槽铣刀加工，长度为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择

27、齿轮轮毂与轴的配合为；同时半联轴器的连接，选用平键为，半联轴器的配合为。滚动轴承与轴的周向定位配合是由过度平减配合方式来进行保证的,此处的直径与轴承尺寸的公差为m64。4.求轴上的载荷整个轴向滚动旋转轴承的一个中点中心位置由滚动旋转轴承的其中一个支点的中心位置。L1+L2=72.5+127.5=200mm。图3-2 轴的载荷分析图 3 , ,代入上表中的数值：那么在横截面处,代入值得N 总弯矩： 3.4.1.2输入轴的具体计算1、=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m2求齿轮上的Ft.Fr3. 初步确定输入轴的最小直径通过与输入轴相同的方法查得A0=100于是得4输入轴的结构

28、设计选择轴承的型号为 ：6005 联轴器键槽： 3.4.1.3轴承的选择和使用寿命的校核（一）、滚动轴承选择1求轴向力与径向力的比值根据文献1中表13-5 ,因此满足寿命使用要求4。4、高速轴轴承的校核可以根据固定轴承的基本型号30307查看其设计图和使用手册;取得固定轴承的一个基本额外固定动止静载荷为:c=75200N;取得轴承上的基本额外固定静止动载荷为2: 径向载荷的求取用代数分析法以以下公式可求:轴向力的计算圆锥滚子轴承的轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算2： 动载荷的计算 查设计手册知e=0.312查文献4易知径向、轴向载荷系数4轴承1 轴承2 因为轴承在运转的过

29、程中常会伴有轻微冲击，则固有 因此 轴承工作寿命的验算因为,只需按照轴承1的各项数据检测即可。（二）、选择轴承满足寿命要求.1、低速轴轴承的校核可以根据固定轴承的基本型号30306查看其设计图和使用手册表取得固定轴承的一个基本额外固定动止静载荷为:c=59000N;取得轴承上的基本额外固定静止动载荷为2: 径向载荷用代数分析法由公式如下可知:轴向力的计算对于一个类似圆锥形的轴承滚子以及一个圆的轴承,轴承应力派生的对于轴向的应力,由国际设计应力手册可以查得为1.9,因此对于轴向的应力公式可以用表列下式进行估算5:动载荷的计算 查设计手册知e=0.312 查文献1中表13-5得径向载荷系数和轴向载

30、荷系数4轴承1 轴承2 因轴承正常运转中有轻微的冲击,查阅文献1中表13-6得 则4 轴承寿命的检验因为，用轴承1各项数据验算即可因此，选用轴承满足设计所需。3.5 选择键与校核键3.5.1 键的选择该减速机设计中，键全部采用圆形平键结构，材料为45号钢。其具体所需尺寸数据如下图所示。3.5.2 键的校核3.5.2.1 剪切强度校核键在动力的传递过程中，会受到剪切应力的损坏，因此要对其进行受力分析，已检验是否能够满足条件，该键的剪切受力如下所示。图3-3 键剪切受力图如上图所示，其中b=8 mm,L=25 mm.许用剪切应力为=30 ，轴上所受到的转矩T=55 Nm ，通过键的剪切强度已知条件

31、： =10 M30 （满足需求）3.5.2.2挤压强度校核键在连接轴与齿轮时，通常伴随着力与反作用力，因而，还需要对键的挤压强度进行校核。该类型键通常所破坏的情况大致如下图所示:(查阅文献4选=100 ）4图3-4 键挤压强度受力图 =2000 N又有 8 满足要求第4章 摆线针轮的结构设计4.1 摆线针轮的啮合传动原理短幅外或内摆的曲线与其他具有长幅外或内摆的曲线一样通称为具有变幅外或内摆的曲线。这些不同变幅外波内摆点曲线外波变幅的频率复杂程度用两种不同变幅外波内摆点曲线频率系数计算公式合起来可以进行精确描述,分别我们可以将其称之为我们所谓的两种短幅外波内摆点曲线频率系数或者是所谓的两种长幅

32、外波内摆点曲线频率系数。外切外切内摆杆滚圆曲线的长度变幅半径长度倾角系数的主要定义基本公式是其为外切外切内摆杆的变幅长度与外接中切内摆杆滚圆曲线半径的长度比值。 对于内切外摆线而言,变幅系数则相反,它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。 根据下摆变幅线段系数值和k1值的不同以及应用区域范围,将外向下摆变幅线段的划分表列为3类:短幅外摆线0K11。 根据上述结果,很容易推导出等同的两种外摆线基圆半径的相互关系为 短幅外转轴摆动曲线以两种转轴的外旋基圆圆心轴作为旋转原点,以其中两种外旋滚圆滚轴摆动转角曲线的旋转中心轴轴距和其中的短幅外转螺旋角度的系数为转轴变量表中。在以后的叙述中将滚圆转角律记为,并称

33、之为相位角。（1）直角坐标参数方程根据下图,摆线上任意点的坐标为图4-1 原理图（短幅外摆线）根据纯粹的滚动原理可知，因此，又，可得， ， 将计算出的和代入上述方程, 若令上两式中的K1=1，就可以知道一个参数微分方程。对于外切外摆线,式为其中的A=r1+r2,a=r2。对于内切外摆线,式中的A=r2,A=r2-r1。 当动圆在作纯小幅度的滚动的同时，并且要围绕基圆进行顺时针方向的转动,每一个基圆所滚过一个动圆的周长为2时, B点在基圆上的轨迹就是一整条向外摆的直线。并且，基圆的的周长要比动圆滚过的周长短p=2-,而且当在基圆上两个点的a和b点在再次于动圆上的同一个点重合时,应该就是在圆上的另

34、一点，这也就是摆线轮基圆上的一个基节 由此可得摆线轮的齿数为针轮齿数为 4.2齿廓夹角方程和齿廓曲线从上一节的具体实例中可以分析得出，在选择转线轮的时候选择带有两个摆动几何外轴原点也即针牙和齿套的中心分别作为两个摆动转线轮的外轴原点,通过利用针齿中心作为外轴原点并与带有摆动轴线的两轮齿槽对称的几何轴线相连而重合的两条几何轴线分别确定作为两个针牙的齿套和中心的外轴,见下表图4-2,针牙的齿圈和中心轴的套和圈内圆的外轴半径分别确定为,针齿套的中心轴和套外圆的外轴半径分别为、。+图4-2 参数方程图(摆线轮)则摆线轮的一个直角坐标系的参数方程式定义如下: 实际齿廓方程 4.3 摆线轮齿廓曲率半径 变

35、幅外径径摆倾角函数及其是一条直线上的变幅曲率倾角半径及其参数是该方程的一般函数表达式及其为 式中变幅外摆线的曲率半径 导数后代入的表达式得 以K1=1代入上式，可得曲率与半径在标准外摆线中的乘积式为=-4Aa/(A+a)sin(/2)式中 A=r1+r2或A=r2a=r2或a=r2-r1摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为+摆线轮的顶切发生与否，不但和针齿的齿形半径有关，而且也和最小曲率半径有关。当然，摆线轮齿廓不能够产生尖角或者顶切的充要条件可用 表示4.4 摆线针轮传动的受力分析摇摆垂直滚轮主要是在正常工作回转中同时承受3个齿轮的作用力:横向输入控制机构转动针轮与纵向转臂上的轮对摆动垂线轴承轮啮

36、合时的轮对摆动垂线轴承轮作用力;进入输出控制机构转动针轮的对摆线轮转动时所接触的的弹簧作用力，转臂轴承对转动摆线轴的齿轮对转臂上的摆线轴承的反作用力。4.4.1 摆线轮齿和针齿相互作用时的作用力 （1）初步确定轮齿啮合侧隙标准旋转齿轮中，一个旋转角度后能修正的标准方向盘型自行轮和单击轮与标准的尼轮相吻合。虽然方向盘的锯齿数是一半，但是圆轮的锯齿螺旋刀线圈可以修改成等距离，变速或等距离和变速距离。同时，梅西的形状变化条件不存在，但特定的齿轮在与其他牙齿接触时，会进化成其他齿轮齿轮及标准齿轮牙齿均存在。其余的摆线轮齿与标准的摆针轮齿和其余的摆线轮齿之间都存在如图4-3由修形条件而引起啮合侧隙。图4

37、-3 初始啮合侧隙 令，通过上式可解出，即 这个值是为了让在初始侧隙的角度空载为0时，唯有在处上的一对轮齿啮合。（2） 摆线轮齿和针齿啮合运动时的的作用力按照此种假设方法，当个轮齿之出现啮合传力时，则它们之中的第对轮齿之间所受到的力可用 表示。式中假设转矩通过im到i=n的个齿间传递，因此可由平衡条件易知 得到所能承受的最大力（N）为 0.55T； 最大总轴受力。当针齿销为两支点时，当针齿销为三支点时，4.4.2 转臂轴承的作用力将各啮齿摆式连线轮齿所啮合的啮齿作用力沿啮齿咬合作业使用力摆线的运动方向再平移到同一节点上的p,则我们由此可计算得到该啮合方向的各部件组分力矩的合力，计算公式如下：方

38、向： Y方向： 4.5 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算4.5.1 齿面接触强度的计算通过以下公式可以计算出齿面的接触强度式中 齿轮与摆线轮的啮合力，当量曲率半径。2.06105MPa （0.10.15），4.5.2 针齿的抗弯曲强度的计算和刚度的计算当针齿销所承受的压力大于摆线齿轮的压力时，就会发生弯曲变形。 如果弯曲变形太大，则可能在摆线轮与销齿轮套筒之间发生直接接触故障，有了和大的阻力，并且可能会使摆线轮直接粘附至销套筒。因此，必须要满足强度的稳定性要求，同时也要及时的计算和验证销齿轮的旋转角度。如果销的销间距小于均匀载荷的一半，则该销的弯曲应力（Mpa）和旋转角度（rad）将为：针齿

39、在三个点的计算是对应于针销的弯曲应力和在这些点可实现的旋转角度：4.5.3 转臂轴承的选择 由于控制摆臂摆动轴承用于摆轮传动功能，因此它在控制摆臂摆动轴承的内部和外部使用。回转臂回转轴承变速箱座环内外的相对转速应远高于回转臂。所以它本身就是用于控制转臂摆动转线轮和针轮进入转臂轴承传动的一个比较薄弱环节。650mm时,可优先考虑直接选用一种新型带有滚动轴承内外滚动座圈的单列向心短轴长直径同轴圆柱滑动滚子或旋转臂滚动轴承。摆动转线轮的座圈轴承外径=（0.40.5）,轴承内外径的座圈外径宽度和轴承转臂齿轮B的外径宽度应该远远小于同时摆动转线轮的回转臂b和座圈宽度。4.5.4 输出机构柱销强度的计算

40、对于输出机构柱销的受力情况有一定程度上的分析（见图2.7-31），在作用力下发生弯曲变形，那它的弯曲应力应为在设计时，可将上式可化为式中 间隔环的厚度 B转臂轴承宽度柱销载荷影响系数，通常取1.351.5（因制造和安装误差）设计计算如下：4.6 输出轴的计算结构图如图4-6，图4-6 输出轴结构图设计计算如下：4.7输入轴的计算其结构装配图如图4-7图4-7 输入轴结构图4.8 润滑与密封本齿轮减速机主要采用中极齿轮油浴发动机润滑,润滑油一般选择双曲线中极齿轮润滑油。若在各种低温或高温的环境以及在电机启动频烦的工作场合,须跟据实际情况重新设计选择适宜的润滑油。因为该齿轮减速器，需要在比较恶劣的

41、工作环境下工作，因此，对该齿轮减速器采用双曲线中级齿轮油为宜。密封件选择J型无骨架油封。针刺的齿壳上部分开有多条沟槽,油浸的沟槽深度一般大约为2040mm。参考文献1 濮良贵，纪名刚，机械设计M,高等教育出版社，20052 德埃斯曼，滚动轴承设计与应用手册M，华中工学院出版社，19853 杨伟朋. 机器人关节RV减速器力学建模与传动精度研究D.4 杨黎明.机械零件设计手册M.国防工业出版社，19965 刘鸿文.材料力学，第4版M.北京：高等教育出版社，20061 杨伟朋. 机器人关节RV减速器力学建模与传动精度研究D.2 何卫东, 李力行. RV传动的研究J. 大连铁道学院学报, 1993,

42、014(003):104-107.3 何卫东. RV传动的研究D. 大连铁道学院, 1992.4 杨玉虎, 张洁, 许立新. RV传动机构精度分析J. 天津大学学报:自然科学与工程技术版, 2013(07):57-62.5 林菊娥，李桂福.机械基础M.北京理工大学出版社.2009.6 曾德江，黄均平. 机械教材1M.机械工业出版社.2010.7 曾德江，黄均平. 机械教材2M.机械工业出版社.2010.8 贾利敏.机械基础M.人民邮电出版社.2009.9 陈长生.机械基础M.机械工业出版社.2010.10 周家泽.机械基础M.西安电子科技大学出版社.2004.11 董浚修. 润滑原理及润滑油M

43、. 中国石化出版社, 1998.12 张清. 润滑材料与润滑技术J. 印刷技术, 2003(14):29-31.13 张丰收, 祝鹏, 冯崇,等. RV减速器传动精度的研究J. 机械设计, 2015(04):11-14. 胡光民. RV减速机:.14 邓效忠, 张艳珍, 李天兴,等. RV减速器摆线针轮传动精度控制的研究现状及需要解决的技术问题J. 机械传动, 2015(2):162-165.15 齿轮制造工艺手册.齿轮制造工艺手册M.机械工业出版社.200616 张丰收, 祝鹏, 冯崇,等. RV减速器传动精度的研究J. 机械设计, 2015(04):11-14.17 姜振波. 机器人用RV减速器