RV減速器結構設計 機械設計制造自動化

蘭州城市學院 RV減速器結構設計BACHELOR'SDEGREETHESISOFLANZHOUCITYUNIVERSITYSTRTURALDESIGNOFRVREDUCERCollege：PeiliInstituteofMechanicalEngineeringSubject：mechanicalengineeringandautomationName：JianfengHuDirectedby：LiuHaoJune2020鄭重聲明本人呈交的學位論文，是在導師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果，所有數(shù)據(jù)、圖片資料真實可靠。盡我所知，除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本學位論文的研究成果不包含他人享有著作權的內(nèi)容。對本論文所涉及的研究工作做出貢獻的其他個人和集體，均已在文中以明確的方式標明。本學位論文的知識產(chǎn)權歸屬于培養(yǎng)單位。本人簽名：胡建峰日期：2020年3月5日摘要隨著社會主義工業(yè)化建設進程的不斷推進,以工業(yè)機器人制造為主的新型自動化工作機械制造方式已經(jīng)逐漸成為了主流,而且工業(yè)機器人的設計和成型必須要以各個零件的密切傳動相配合,其中工業(yè)機器人的安裝需要機座、肩部、大臂等重負載位置的配合傳動已經(jīng)逐漸成為了一個問題。因此rv來配合傳動憑借它的特點是傳動負載比范圍大、體積小、壽命長、效率高、重量輕、精度保持穩(wěn)定、傳動平穩(wěn)以及在一定的工作溫度條件下可以同時具有自鎖功能等一系列的先進技術優(yōu)點。日益廣泛應用到國內(nèi)外，并且得到廣泛的認可和關注。本項目的設計草案主要是在以rv的傳動部結構為設計中心的基礎上對rv自動減速機進行結構設計,其中分別使用了proe進行三維的建模和運動的仿真。通過對各種rv型齒輪減速器的傳動部結構和特性模型進行了分析和比較,確定了設計草案,通過三維的建模和運動模型系統(tǒng),根據(jù)齒輪輸入的功率及其齒輪輸出的轉速、齒輪傳動比的功率以及傳動結構設計等因素完成了整個的結構設計,最后完成了動力傳動部結構運動的模型系統(tǒng)分析和三維仿真。關鍵詞：RV傳動、RV減速器、運動仿真、裝配、三維建模AbstractWiththecontinuousadvancementofindustrialization,thenewworkingmodedominatedbyrobotshasbecomethemainstream,andtheformingofrobotsmustbecloselycoordinatedwithvariousparts,amongwhichthetransmissionofheavyloadpositionssuchasthemachinebase,shoulderandlargearmofrobotsbecomesaproblem.Therefore,RVtransmissionhasaseriesofadvantagessuchaslargetransmissionratiorange,smallvolume,longservicelife,highefficiency,lightweight,stableaccuracy,stabletransmissionandself-lockingfunctionundercertainconditions.Moreandmoreattentionhasbeenpaidtoitbothathomeandabroad.ThisdesignisthestructuraldesignofRVreducercenteredonRVdrive,inwhichPROEisusedfor3Dmodelingandmotionsimulation.ThroughanalyzingandcomparingthestructuralcharacteristicsofvariousRVreducers,thedraftisdetermined.Throughthree-dimensionalmodelingandmodelsystem,thewholestructuraldesigniscompletedaccordingtothepowertransmissiondesignofinputpower,outputspeedandgearratio.Finally,theanalysisandsimulationofthemovementofthepowertransmissionpartarecompleted.Keywords:RVdrive,RVreducer,motionsimulation,assembly,3DmodelingTOC\o"1-2"\h\z\u摘要 [4]圖3-4鍵擠壓強度受力圖=2000N又有8滿足要求第4章擺線針輪的結構設計4.1擺線針輪的嚙合傳動原理短幅外或內(nèi)擺的曲線與其他具有長幅外或內(nèi)擺的曲線一樣通稱為具有變幅外或內(nèi)擺的曲線。這些不同變幅外波內(nèi)擺點曲線外波變幅的頻率復雜程度用兩種不同變幅外波內(nèi)擺點曲線頻率系數(shù)計算公式合起來可以進行精確描述,分別我們可以將其稱之為我們所謂的兩種短幅外波內(nèi)擺點曲線頻率系數(shù)或者是所謂的兩種長幅外波內(nèi)擺點曲線頻率系數(shù)。外切外切內(nèi)擺桿滾圓曲線的長度變幅半徑長度傾角系數(shù)的主要定義基本公式是其為外切外切內(nèi)擺桿的變幅長度與外接中切內(nèi)擺桿滾圓曲線半徑的長度比值。對于內(nèi)切外擺線而言,變幅系數(shù)則相反,它表示為滾圓半徑與擺桿長度的比值。根據(jù)下擺變幅線段系數(shù)值和k1值的不同以及應用區(qū)域范圍,將外向下擺變幅線段的劃分表列為3類:短幅外擺線0<K1<1;標準外擺線K1=1;長幅外擺線K1>1。根據(jù)上述結果,很容易推導出等同的兩種外擺線基圓半徑的相互關系為短幅外轉軸擺動曲線以兩種轉軸的外旋基圓圓心軸作為旋轉原點,以其中兩種外旋滾圓滾軸擺動轉角曲線的旋轉中心軸軸距和其中的短幅外轉螺旋角度的系數(shù)為轉軸變量表中。在以后的敘述中將滾圓轉角律記為,并稱之為相位角。（1）直角坐標參數(shù)方程根據(jù)下圖,擺線上任意點的坐標為圖4-1原理圖（短幅外擺線）根據(jù)純粹的滾動原理可知，因此，又，可得，，將計算出的和γ代入上述方程,若令上兩式中的K1=1，對于外切外擺線,式為其中的A對于內(nèi)切外擺線,式中的A=r當動圓在作純小幅度的滾動的同時，并且要圍繞基圓進行順時針方向的轉動,每一個基圓所滾過一個動圓的周長為2時,B點在基圓上的軌跡就是一整條向外擺的直線。并且，基圓的的周長要比動圓滾過的周長短p=2?＝,而且當在基圓上兩個點的a和b點在再次于動圓上的同一個點重合時,應該就是在圓上的另一點＝，這也就是擺線輪基圓上的一個基節(jié)由此可得擺線輪的齒數(shù)為針輪齒數(shù)為4.2齒廓夾角方程和齒廓曲線從上一節(jié)的具體實例中可以分析得出，在選擇轉線輪的時候選擇帶有兩個擺動幾何外軸原點也即針牙和齒套的中心分別作為兩個擺動轉線輪的外軸原點,通過利用針齒中心作為外軸原點并與帶有擺動軸線的兩輪齒槽對稱的幾何軸線相連而重合的兩條幾何軸線分別確定作為兩個針牙的齒套和中心的外軸,見下表圖4-2,針牙的齒圈和中心軸的套和圈內(nèi)圓的外軸半徑分別確定為,針齒套的中心軸和套外圓的外軸半徑分別為、圖4-2參數(shù)方程圖(擺線輪)則擺線輪的一個直角坐標系的參數(shù)方程式定義如下:實際齒廓方程4.3擺線輪齒廓曲率半徑變幅外徑徑擺傾角函數(shù)及其是一條直線上的變幅曲率傾角半徑及其參數(shù)是該方程的一般函數(shù)表達式及其為式中導數(shù)后代入的表達式得以K1=1=式中A=ra=r擺線輪實際齒廓曲線的曲率半徑為＝+擺線輪的頂切發(fā)生與否，不但和針齒的齒形半徑有關，而且也和最小曲率半徑有關。當然，擺線輪齒廓不能夠產(chǎn)生尖角或者頂切的充要條件可用表示4.4擺線針輪傳動的受力分析搖擺垂直滾輪主要是在正常工作回轉中同時承受3個齒輪的作用力:橫向輸入控制機構轉動針輪與縱向轉臂上的輪對擺動垂線軸承輪嚙合時的輪對擺動垂線軸承輪作用力;;進入輸出控制機構轉動針輪的對擺線輪轉動時所接觸的的彈簧作用力，轉臂軸承對轉動擺線軸的齒輪對轉臂上的擺線軸承的反作用力。4.4.1擺線輪齒和針齒相互作用時的作用力（1）初步確定輪齒嚙合側隙標準旋轉齒輪中，一個旋轉角度后能修正的標準方向盤型自行輪和單擊輪與標準的尼輪相吻合。雖然方向盤的鋸齒數(shù)是一半，但是圓輪的鋸齒螺旋刀線圈可以修改成等距離，變速或等距離和變速距離。同時，梅西的形狀變化條件不存在，但特定的齒輪在與其他牙齒接觸時，會進化成其他齒輪齒輪及標準齒輪牙齒均存在。其余的擺線輪齒與標準的擺針輪齒和其余的擺線輪齒之間都存在如圖4-3由修形條件而引起嚙合側隙。

圖4-3初始嚙合側隙令，通過上式可解出，即這個值是為了讓在初始側隙的角度空載為0時，唯有在處上的一對輪齒嚙合。（2）擺線輪齒和針齒嚙合運動時的的作用力按照此種假設方法，當個輪齒之出現(xiàn)嚙合傳力時，則它們之中的第對輪齒之間所受到的力可用表示。式中假設轉矩通過i＝m到i=n的個齒間傳遞，因此可由平衡條件易知得到所能承受的最大力（N）為＝＝0.55T；—最大總軸受力。當針齒銷為兩支點時，當針齒銷為三支點時，4.4.2轉臂軸承的作用力將各嚙齒擺式連線輪齒所嚙合的嚙齒作用力沿嚙齒咬合作業(yè)使用力擺線的運動方向再平移到同一節(jié)點上的p,則我們由此可計算得到該嚙合方向的各部件組分力矩的合力，計算公式如下：方向：Y方向：＝4.5擺線針輪行星減速器主要強度件的計算4.5.1齒面接觸強度的計算通過以下公式可以計算出齒面的接觸強度式中－齒輪與擺線輪的嚙合力，－當量曲率半徑。＝2.06105MPa＝（0.1～0.15），4.5.2針齒的抗彎曲強度的計算和剛度的計算當針齒銷所承受的壓力大于擺線齒輪的壓力時，就會發(fā)生彎曲變形。如果彎曲變形太大，則可能在擺線輪與銷齒輪套筒之間發(fā)生直接接觸故障，有了和大的阻力，并且可能會使擺線輪直接粘附至銷套筒。因此，必須要滿足強度的穩(wěn)定性要求，同時也要及時的計算和驗證銷齒輪的旋轉角度。如果銷的銷間距小于均勻載荷的一半，則該銷的彎曲應力（Mpa）和旋轉角度（rad）將為：針齒在三個點的計算是對應于針銷的彎曲應力和在這些點可實現(xiàn)的旋轉角度：4.5.3轉臂軸承的選擇由于控制擺臂擺動軸承用于擺輪傳動功能，因此它在控制擺臂擺動軸承的內(nèi)部和外部使用?；剞D臂回轉軸承變速箱座環(huán)內(nèi)外的相對轉速應遠高于回轉臂。所以它本身就是用于控制轉臂擺動轉線輪和針輪進入轉臂軸承傳動的一個比較薄弱環(huán)節(jié)。>650mm時,可優(yōu)先考慮直接選用一種新型帶有滾動軸承內(nèi)外滾動座圈的單列向心短軸長直徑同軸圓柱滑動滾子或旋轉臂滾動軸承。擺動轉線輪的座圈軸承外徑=（0.4～0.5）,軸承內(nèi)外徑的座圈外徑寬度和軸承轉臂齒輪B的外徑寬度應該遠遠小于同時擺動轉線輪的回轉臂b和座圈寬度。4.5.4輸出機構柱銷強度的計算對于輸出機構柱銷的受力情況有一定程度上的分析（見圖2.7-31），在作用力下發(fā)生彎曲變形，那它的彎曲應力應為在設計時，可將上式可化為式中——間隔環(huán)的厚度B——轉臂軸承寬度——柱銷載荷影響系數(shù)，通常?。?.35～1.5（因制造和安裝誤差）設計計算如下：4.6輸出軸的計算結構圖如圖4-6，圖4-6輸出軸結構圖設計計算如下：4.7輸入軸的計算其結構裝配圖如圖4-7圖4-7輸入軸結構圖4.8潤滑與密封本齒輪減速機主要采用中極齒輪油浴發(fā)動機潤滑,潤滑油一般選擇雙曲線中極齒輪潤滑油。若在各種低溫或高溫的環(huán)境以及在電機啟動頻煩的工作場合,須跟據(jù)實際情況重新設計選擇適宜的潤滑油。因為該齒輪減速器，需要在比較惡劣的工作環(huán)境下工作，因此，對該齒輪減速器采用雙曲線中級齒輪油為宜。密封件選擇J型無骨架油封。針刺的齒殼上部分開有多條溝槽,油浸的溝槽深度一般大約為20~40mm。參考文獻濮良貴，紀名剛，機械設計[M],高等教育出版社，2005德埃斯曼，滾動軸承設計與應用手冊[M]，華中工學院出版社，1985楊偉朋.機器人關節(jié)RV減速器力學建模與傳動精度研究[D].楊黎明.機械零件設計手冊[M].國防工業(yè)出版社，1996劉鴻文.材料力學Ι，第4版[M].北京：高等教育出版社，2006楊偉朋.機器人關節(jié)RV減速器力學建模與傳動精度研究[D].何衛(wèi)東,李力行.RV傳動的研究[J].大連鐵道學院學報,1993,014(003):104-107.何衛(wèi)東.RV傳動的研究[D].大連鐵道學院,1992.楊玉虎,張潔,許立新.RV傳動機構精度分析[J].天津大學學報:自然科學與工程技術版,2013(07):57-62.林菊娥，李桂福.機械基礎[M].北京理工大學出版社.2009.曾德江，黃均平.機械教材1[M].機械工業(yè)出版社.2010.曾德江，黃均平.機械教材2[M].機械工業(yè)出版社.2010.賈利敏.機械基礎[M].人民郵電出版社.2009.陳長生.機械基礎[M].機械工業(yè)出版社.2010.周家澤.機械基礎[M].西安電子科技大學出版社.2004.董浚修.潤滑原理及潤滑油[M].中國石化出版社,1998.張清.潤滑材料與潤滑技術[J].印刷技術,2003(14):29-31.張豐收,祝鵬,馮崇,等.RV減速器傳動精度的研究[J].機械設計,2015(04):11-14.胡光民.RV減速機:.鄧效忠,張艷珍,李天興,等.RV減速器擺線針輪傳動精度控制的研究現(xiàn)狀及需要解決的技術問題[J].機械傳動,2015(2):162-165.齒輪制造工藝手冊.齒輪制造工藝手冊[M].機械工業(yè)出版社.2006張豐收,祝鵬,