机器人用高精度RV减速机设计毕业设计说明书.docx

1、试倨科拉改号本科毕业设计题目：机器人用高精度RV减速机设计学院：汽车与交通工程学院专业：车辆工程学号：学生姓名：指导教师：日期：二。二。年五月武汉科技大学本科毕业设计摘要随着制造强国战略目标的提出，工业机器人倍受关注，RV减速机拥有高精度、大减速比、工作稳定等优良特性，成为工业机器人回转减速装置的首选。本文根据给定参数和设计目标，参考各论文和机械设计手册的设计流程，确定了RV减速机的几何尺寸和装配尺寸，通过MATLAB进行了关键零件的强度校核计算。通过对比各修形方法的利弊，选择回差为0的“负等距+正移距”组合修形法。在CATIA中建立了RV减速机的三维模型，装配后进行了静态干涉检验。确认各零件

2、间无干涉后，导入ADAMS中建立起虚拟样机模型，通过添加约束和初始条件进行运动仿真，得到各部件转速曲线及摆线轮和针轮啮合作用力曲线。结果表明，各部零均通过强度校核，并有充足的富裕。各零件间无静态干涉，虚拟样机模型能正确运行，仿真曲线结果证明模型各部件运动方向、转速、速比、啮合作用力频率均与理论值相符，证明了虚拟样机模型的正确性。本设计完成了RV减速机的结构设计及强度校核，并绘制了RV减速机的整套工程图纸和三维模型，并正确建立了RV减速机的虚拟样机模型。关键词：RV减速机；结构设计；虚拟样机；摆线轮武汉科技大学本科毕业设计AbstractWiththedevelopmentofthestrate

3、gicgoalofmanufacturingpower,industrialrobotshaveattractedmuchattention.RVreducershaveexcellentcharacteristicssuchashighprecision,largereductionratio,andstableoperation,andhavebecomethefirstchoiceforindustrialrobotrotarydecelerationdevices.Inthispaper,basedonthegivenparametersanddesigngoals,referring

4、tothedesignprocessesofvariouspapersandmechanicaldesignmanuals,thegeometricdimensionsandassemblydimensionsoftheRVreduceraredetermined,andthestrengthcheckcalculationofkeypartsiscarriedoutbyMATLAB.Bycomparingtheadvantagesanddisadvantagesofeachmodificationmethod,thecombinationofnegativeequidistanceandpo

5、sitivedisplacement*combinedmodificationmethodwithzerobacklashisselected.Athree-dimensionalmodeloftheRVreducerwasestablishedinCATIA,andastaticinterferencetestwasperformedafterassembly.Afterconfirmingthatthereisnointerferencebetweeneachpart,importintoADAMStoestablishavirtualprototypemodel,andaddconstr

6、aintsandinitialconditionstoperformmotionsimulationtoobtainthespeedcurveofeachcomponentandthemeshingforcecurveofthecycloidwheelandthepinwheel.Theresultsshowthatallministrieshavepassedthestrengthcheckandhavesufficientaffluence.Thereisnostaticinterferencebetweentheparts,andthevirtualprototypemodelcanru

7、ncorrectly.Thesimulationcurveresultsprovethatthemovementdirection,speed,speedratio,andmeshingforcefrequencyofeachpartofthemodelareconsistentwiththetheoreticalvalues,whichprovesthecorrectnessofthevirtualprototypemodel.ThisdesigncompletesthestructuraldesignandstrengthcheckoftheRVreducer,anddrawsacompl

8、etesetofengineeringdrawingsandthree-dimensionalmodelsoftheRVreducer,andcorrectlyestablishesavirtualprototypemodeloftheRVreducer.Keywords：RVReducer;StructuralDesign;VirtualPrototype;CycloidWheel武汉科技大学本科毕业设计前言11 RV减速机的结构分析及设计21.1 RV减速机的结构及传动原理21.2 RV减速机的传动方案21.2.1 RV减速机的基本参数21.2.2 RV减速机的传动比计算21.3 RV减速

9、机的传动机构设计41.3.1 RV减速机的总体设计方案41.3.2 渐开线行星齿轮传动机构技术参数的确定41.3.3 摆线针轮传动机构技术参数的确定62摆线轮齿廓的修形81.1 引言91.2 最佳修形量的确定91.2.1 径向间隙的确定91.2.2 修形后的摆线轮齿廓曲线方程101.2.3 等距、移距修形量的确定101.3 修形后的摆线轮受力分析111.3.1 初始间隙111.3.2 形变量111.3.3 同时啮合齿对数121.4 摆线轮的强度校核141.5 摆线轮的参数化设计143 RV减速机的零件设计及校核163.1 RV减速机主要零件的材料、热处理方式163.2 RV减速机的零件设计16

10、3.2.1 曲柄轴设计163.3 RV减速机零件的强度校核173.3.1 第一级渐开线行星传动齿轮强度校核183.3.2 曲柄轴的强度校核214 RV减速机的虚拟样机仿真264.1 RV减速机的虚拟样机的建立264.1.1 在ADAMS中导入模型264.1.2 添加约束264.1.3 添加驱动与载荷264.2 仿真结果的分析274.2.1 转速分析274.2.2 摆线轮、针齿啮合力分析28结束语29参考文献30致谢31III武汉科技大学本科毕业设计前言随着中国制造2025的颁布实施，智能制造被确定为我国装备制造业今后的主要发展方向之一山。在一系列制造强国战略的推动下，工业机器人市场迅猛发展。精

11、密减速机是工业机器人的核心零部件，占整机成本的30%以上。谐波齿轮减速机、摆线针轮行星减速机、RV减速机等都属于工业机器人用精密减速机。其中，RV减速机具有体积小、质量轻、传动比平稳等一系列优点，因而在工业机器人转臂减速机中，RV减速机逐渐取代谐波齿轮减速机，其市场占比已达到70%。RV（RotateVector）减速机是基于摆线针轮行星传动发展而来的新型传动机构，主要由两部分组成：第一级渐开线行星齿轮减速部分，第二级针摆行星减速部分。RV减速机起源于德国、发展于日本，其核心技术长期以来都由日本、德国、美国等发达国家掌控。20世纪80年代，日本帝人株式会社第一次研发出了RV传动机构，实现了商业

12、化量产，并重点围绕RV减速机精度和作用特性规律等问题展开了研究。目前，日本的住友重机公司和纳博特斯克已成了世界上最大的精密减速机生产制造公司，并占据了大部分市场份额。但日本方面很少透露相关研究资料，日本高校发表的相关论文也仅停留在理论层面。我国对RV减速机的研究起步较晚，技术尚不成熟，仍然严重依赖进口。国内的RV减速机产品在扭转刚度、传动精度和传动效率等方面，特别是噪声和发热量方面与国外产品还存在相当大的差距在我国，最早由大连交通大学李力行、关天民团队对RV传动机构展开相关研究，并提出了摆线轮齿形通用方程、摆线轮反弓齿廓、摆线轮修形方式等RV减速机设计理论。李力行等人针对摆线轮修形问题，提出了

13、等距、移距和转角三种基本修形方法，并推导了摆线轮齿形的通用方程凹。东北工学院洪淳赫推导了摆线轮修形方法所产生的初始啮合间隙，奠定了摆线针轮行星传动中啮合点处受力分析的理论基础。关天民学者开展了对“负等距+正移距”组合修形方式的最佳修形量的研究，推导出了满足回转角等于0的最佳等距和最佳移距修形量的公式。本文旨在设计一款机器人用RV减速机，设计说明书主要包括以下内容：（1）RV减速机的结构设计与校核计算第一级渐开线行星齿轮传动机构和第二级摆线针轮传动机构的结构参数，确定摆线轮齿廓修形方式和修形量，对重要零件进行校核。（2）建立RV减速机的三维模型通过CATIA的零件设计和装配设计模块，正确建立了R

14、V减速机的三维模型。（3）建立RV减速机的虚拟样机模型RV减速机的三维模型通过静态干涉检验后，导入ADAMS中，设置运动副和初始条件，并测量各部件的转速和摆线轮针齿啮合力，与理论结果对比，验证模型的正确性。武汉科技大学本科毕业设计1 RV减速机的结构分析及设计1.1 RV减速机的结构及传动原理1-输入轴齿轮2-行星轮3-曲柄轴4(40-摆线轮5-针轮6-行星架图1.1RV减速机传动简图减速机传动形式采用RV传动，该传动是基于摆线针轮行星传动发展形成的。RV减速机是二级减速机，由2K-H型行星传动与K-H-V行星传动复合而成的2K-V行星传动组成的封闭差动轮系。减速机由3部分构成：(1)输入部分

15、电机带动输入轴顺时针转动，从而输入转矩。输入轴齿轮(中心轮)1与输入轴组成齿轮轴，齿轮轴与行星轮2啮合传动，行星轮一边做顺时针公转的同时逆时针自转。其中，2个行星轮与曲柄轴3固联，并在同一圆周上互成180。行星轮起功率分流的作用，从而使得功率传输更平稳。(2)传动部分曲柄轴3与摆线轮4通过转臂轴承钱接，针轮5固定不动。摆线轮是减速机的核心部件，两个完全相同的摆线轮互成180偏心对称布置。针轮圆周方向上开有若干针齿槽，嵌入针齿。针齿由针齿销与针齿套构成。行星轮自转带动曲柄轴逆时针转动，从而带动摆线轮逆时针偏心公转、顺时针自转。摆线轮与针齿壳上的针齿啮合，动力由行星架6输出。(3)输出部分行星架6

16、套在曲柄轴上，在曲柄轴的带动下顺时针转动，输出动力。1.2RV减速机的传动方案1.2.1 RV减速机的基本参数RV减速机已知参数见表1.1。表1.1RV减速机技术参数名称数据基本参数数据渐开线齿轮模数/mm2.5中心轮齿轮齿数14行星轮齿数28压力角/()20偏心距/mm1.8针齿中心圆半径/mm96针齿销半径/mm4摆线轮齿数39针齿数40摆线轮齿宽/mm9.5输出转速/(r/min)15额定输出转矩784输入功率/kw1.64总传动比811.2.2RV减速机的传动比计算-_可使用转化机构法计算传动比，其方法是：给整个行星齿轮传动机构加上一个与行星架旋转速度/相反的速度-外，使其转化为相当于

17、行星架固定不动的定轴线齿轮传动机构，这样就可以计算定轴转化机构的传动比。根据转化机构法，假定行星架6固定，渐开线行星传动机构的转化机构传动比为代上也=-三(1.1)卬2一m4式中，哈一一转化机构传动比“输入轴齿轮角速度叼一一行星轮角速度w6行星架角速度Z1输入轴齿轮齿数Z2行星轮角速度对于第二级摆线针轮行星传动，根据转化机构法，假定曲柄轴固定，则摆线针轮行星传动机构的传动比为产2：(卬卬6)一(卬2-此)=Z2(12)*(吗，-戋)_(叫一卬6)Z|式中，窗转化机构的传动比z.针轮齿数zc摆线轮齿数明一一摆线轮角速度%,一一针轮角速度其中，摆线轮转速与行星架转速相同，即叫=%；针齿壳固定不动，

18、故针轮角速度吗,=0。将上述条件代入式(1.2)可得管=土呸=1也(1.3)一叫w2zc联立式(1.1)(1.2)可得中心轮齿轮轴与输出部分行星架的传动比为i=l+&z(1.4)%Z1.2.3RV减速机的传动效率计算7=76入(L5)式中，轴承的总效率，私z/bi曲柄轴承效率，此处取=0.99B2一曲柄支撑轴承效率，此处取力2=0第/3行星架支撑轴承效率，此处取名2=0-9976封闭差动齿轮传动效率(Z5iwZ5,Z2Z5找曜)或一%J%z一16(虫一寸X*虫)(-rje)(-!+)Z4Z4Z1Z4式中，褶渐开线齿轮啮合效率，此处取7”=0.992屋摆线轮齿轮啮合效率，此处取；=6998可得R

19、V减速机传动效率7=0.894。1.3RV减速机的传动机构设计1.3.1 RV减速机的总体设计方案由于RV减速机分为一级渐开线行星齿轮传动机构、二级摆线针轮行星传动机构，故减速机机构设计可按两部分分开考虑。但这两部分又有一定的耦合，不能完全分割开来，故又要对这两部分统筹考虑闭。1.3.2 渐开线行星齿轮传动机构技术参数的确定技术参数确定时，除了满足渐开线齿轮须要满足的条件，还需满足结构约束、装配约束等。1.3.2.1 行星轮个数册为了使相邻两行星轮互不相碰，行星轮齿顶圆半径之和必须小于其中心距L,如图所示7Tdac即TT(Z14-z2)sinz2+2/z；(1.7)%代入相关数据得%3.95,

20、取%=2,符合装配约束条件。图1.2邻接约束条件1.3.2.2 中心距中心距旬越大，曲柄轴轴承承受的力越小；但中心距旬过大时，会使得其与摆线轮针轮行星传动部分的尺寸失衡。因此，中心距旬应满足4=(0.50.6)弓(1.8)当没有进行变位时，中心距&有%=白(1.9)将相关数据代入(2.5)、(2.6),实际中心距=52.5?”，向上圆整后，标准中心由巨=55mm。啮合角、总变位系数公式如下(1.10)a=arccos(coscr)o_invainva*(z)+,%A?2=1.112tana代入数据得，玉+巧=16,根据图解法，不会发生根切，可以使用。按提高齿根强度分配变位系数有%, + x2i

21、 + 1+ 0.50(1.12)x2 + x2 X|可得F= 0.55, x2 = 0.61 ,即中心轮、行星轮均正变位。(1.13)名称代号计算式分度圆直径dd=mz基圆直径dbdh=dcosar中心距变动系数y旬一生ym齿顶高变动系数yAy=(%2幻一丁中心轮齿顶高%=(+%)，”行星轮齿顶高儿2幻2=（优+）？中心轮齿顶圆直径%=4+2%行星轮齿顶圆直径da2da2=d2+lha2中心轮齿根高hfihfl=(+c*Xj)m行星轮齿根高2hf2=(/z；+c,-x2)m中心圆齿根圆直径d/2d=d-2hi行星轮齿根圆直径d/2d/2=+2/21.3.2.3 其他技术参数的计算将相关数据代入

22、表1.2的计算公式，可得表1.3。表L2其他主要技术参数计算公式1.3.3 摆线针轮传动机构技术参数的确定1.3.3.1 摆线轮齿廓形成原理不同于其他行星传动，摆线针轮行星传动的齿廓曲线为摆线。一个圆在半径无限大的定圆上做纯滚动，圆上的某一固定点所形成的轨迹称为摆线。摆线轮齿廓曲线有两圆外滚成形法和两圆内滚成形法两种形成方法，如图L3所示。1）两圆外滚成形法基圆半径为R,发生圆半径为，两圆相切于P点，发生圆绕着固定基圆做无滑动的纯滚动。发生圆上的任意一点M的运动轨迹形成的摆线，称为外摆线，亦为针齿齿廓；发生圆内与其固联的一点K形成的轨迹，称为短幅外摆线。实际上，针齿齿廓不可能为一个点，以短幅外

23、摆线上各点为圆心，为半径，所包络出来的曲线才是实际摆线轮齿廓。2）两圆内滚成形法发生圆半径大于基圆半径，并套在基圆上，两圆内切于P点。同理，发生圆沿着基圆做无滑动的纯滚动，滚圆上的一点的轨迹也是外摆线。表1.3中心轮1和行星轮2技术参数名称代号数值中心轮齿数Z|14行星轮齿数Z228模数m2.5压力角a20中心距a/mm55中心轮分度圆直径4/tnm35行星轮分度圆直径d2/mm70中心轮齿顶高%/mm3.88行星轮齿顶高ha2/mm4.025中心轮齿顶圆直径djmm42.75行星轮齿顶圆直径da2/mm78.05中心轮齿根高hf/mm1.75中心圆齿根圆直径hfl/mm1.61行星轮齿根高d

24、n/mm31.52行星轮齿根圆直径df2/mm66.78中心轮齿宽bjmm12行星轮齿宽b2/mtn8中心轮节圆半径4/mm18.33行星轮节圆半径r2/mm36.67图1.3摆线轮齿廓曲线生成原理示意图1.3.3.2 摆线轮技术参数的确定针轮与摆线轮应满足以下约束条件，才能满足正确啮合条件。表1.4针轮与摆线轮技术参数约束条件名称代号计算式偏心距aa-短幅系数&K、=S=七rnrc针径系数ur.,180K,=-sin()Zp针轮节圆半径rp9=azp摆线轮节圆半径rerc=azc针齿中心圆半径._aZpp。一用摆线轮基圆半径rcazrF针轮齿根圆半径rJP缶=。代入数据后得表1.5。表1.5

25、摆线轮、针轮技术参数名称代号数值针轮齿数Zp40摆线轮齿数z.39偏心距/mma1.8短幅系数0.75针径系数1.88摆线轮齿宽/mmb,9.5针齿半径/mmrrp4针轮节圆半径/mmrp72摆线轮节圆半径/mmrc70.2针轮中心圆半径/mmrp96摆线轮基圆半径/mmre93.6针轮齿根圆半径/mm96摆线轮齿根圆半径/mmrfe90.22摆线轮齿廓的修形2.1引言当摆线轮标准齿廓与针齿进行啮合传动时，齿轮之间没有侧隙，这时啮合齿数是摆线轮齿数的一半，摆线针轮传动系统的回转误差为零。然而，制造和安装过程中会不可避免的产生误差，若以标准摆线轮齿廓传动，齿根齿顶可能会发生干涉，产生轮齿卡死现象

26、。同时，一定的齿间侧隙有利于润滑油膜的形成，并且便于拆卸。但摆线轮齿廓修形会损失摆线针轮传动系统的传动精度、承载能力，增大回转误差（回差）。若想减小回差，必须合理选择修形方式和修形量，摆线轮齿廓常见的修形方式有以下三种及其组合：（1）等距修形标准摆线轮齿廓加工时，磨削刀具半径等于针齿半径大；摆线轮齿廓修形时，其他参数不变，磨削刀具半径增加一个等距修形量缶，使其变为力+A分。规定刀具半径增大为正，减小为负。修形后，短幅系数没变，新的齿廓曲线与标准齿廓曲线之间产生均匀且等距的间隙，但机构的传动精度下降，摆线轮齿廓与标准针齿之间也不再满足共胡啮合传动关系。（2）移距修形标准摆线轮齿廓加工时，刀具中心

27、与曲轴回转中心的距离（中心距）等于针齿分布圆半径%；摆线轮齿廓修形时，其他参数不变，中心距增加一个移距修形量%,使其变为G+zXr。规定刀具半径增大为正，减小为负。修形后，&基本不变，摆线轮的齿根、齿顶和齿侧均能产生间隙，但齿侧法向间隙较小，且不满足共血啮合条件。（3）转角修形（4）加工完标准摆线轮齿廓后，其他参数不变，相对于和理论的针齿啮合位置，摆线轮毛坯绕其几何中心向两个不同方向各转动一个修形角度由于转角修形工艺较为复杂，故实际加工中并不采用，所以“等距+移距”组合修形在摆线轮修形中应用最广，且实际应用最多的是“正等距+负移距”和“负等距+正移距”。其中，“负等距+正移距”修形方法可用于高

28、回转精度的机器人回转装置中摆线轮的修形。基于文献的修形方法，可得到回转误差为0的最佳修形量。由于本次设计强调高精度并且对承载力要求不高，故沿用上述方法进行摆线轮齿廓修形。2.2 最佳修形量的确定2.2.1 径向间隙的确定齿根、齿顶处的径向间隙A=Aip+吃，主要考虑以下因素：（1）加工和装配精度当精度要求越高时，径向间隙要求越小。（2）润滑要求必须保证合理的径向间隙，使生成传动所必须的润滑油膜。修形产生的最小侧隙为rp+rrpo(3)传动精度要求较大的径向间隙会使得齿侧间隙过大，从而增大空程误差和回程误差，降低传动精度。(4)机型大小机型越大，针齿的中心圆半径越大，制造过程中产生的绝对误差就越

29、大，所以为了补偿尺寸链误差，就需要增大径向间隙。综上并结合各文献经验值，取径向间隙AR.03即。2.2.2 修形后的摆线轮齿廓曲线方程,azn将标准齿廓方程中的r,以的-A的代替，%以5代替，(以(=白代替,3可得等距、移距修形的摆线轮通用齿廓方程：xc=(rp-rp)-(rip+Ar7,)52cos(l-z7/yprp-Arp-Zp(%+A%)S2xcos(z,/)J1-1JLyc=gA。)-(%+%)S2sin(l-zH1+-rp-rp-zp(%+%2xsin(卢、(2.1)式中：S=S(K2,0)=1+2K2cos0。2.2.3 等距移距修形量的确定由文献7可得，“负等距+正移距”组合修

30、形法满足回转误差为0的最佳修形量计算公式有(2.(2)(2.(3)(2.(4)(2.(5)(2.(6)Az;；=A(l-/C12),/2/|l-(l-Ari2),/2丑/口-(1-寸2代入&=0.75,可得力=-0.059mm，rp=0.089mm。根据文献8,回差的大小可按式(2.3)计算。=2(0V+%)其中%=ArJl-K：/(A*z,)0%=%/(A*z,)代入相关数据可得，回差。二。应用MATLAB绘制摆线轮半齿齿廓曲线，观察图2.1和2.2可得：在摆线轮齿廓的齿侧的工作段，修形后的摆线轮齿廓近于标准的摆线轮齿廓，保证了共辗啮合效果；在摆线轮齿廓的齿根、齿顶非工作段，这种修形方法又可

31、提供一定齿侧间隙。(b)图2.1标准、修形摆线轮齿侧、齿顶修形对比图2.3 修形后的摆线轮受力分析2.3.1 初始间隙由于修形后的摆线轮与标准针轮已经不是共也关系，空载时，只有一个针齿与摆线轮接触，其他针齿在理论待啮合点沿公法线方向上均与摆线轮有一定间隙，这一间隙被称为初始间隙。只有先消除初始间隙，才能与摆线轮啮合传动。初始间隙的计算公式如下所示Q3=竿（务-初十sin务（27）11+K?-2Kcos1+K?-2Kcos2.3.2 形变量只有当形变量大于初始间隙时，摆线轮才能与针轮啮合传动。受负载时，由于转矩的作用，摆线轮会转过一定的角度。忽略各构件弹性变形，则啮合点沿公法线的总变形为:(2.

32、8)式中，/，一第，个针齿啮合点处的公法线到摆线轮中心的距离/,=rc/s/=sin6犷（K,勿）（2.9）Jl+K?-2Kcos%夕一加载后，各零件变形引起的摆线轮转角（2.10）京式中，01ax为在最大啮合力作用下，摆线轮齿与针齿的总变形量L=4（2.11）将式（2.9）、式（2.10）代入到式（2.8）中，可得（Z、可=sin/（K,02maxi=l,2,.，寸（2.12）2.3.3 同时啮合齿对数为了准确描述，将针齿沿逆时针方向，顺序编号为140。图2.3针齿编号示意图修形后，摆线轮与针轮将只有一对齿啮合，在传递转矩时，凡是公法线方向的总变形。大于初始间隙A%的待啮合点都将啮合，反之不

33、会啮合。根据初始啮合间隙计算公式（2.7）和摆线针轮啮合变形量计算公式（2.8）,可绘制初始间隙和摆线针轮变形量随啮合相位角变化的曲线，见图2.4。观察上图，可得当转角在9.2-119.2范围内时，AQ（夕）,在这个范围内，摆线轮与针轮啮合。从位置0开始，每隔2乃/z,便有一个针齿，于是就可以得到最先接触的针齿号M和最后接触的针齿号，共有机-+1个针齿接触传动。观察可得，一共有12对齿啮合传动（213号齿）。假设标准摆线轮与针齿进行啮合传动时，各齿受力大小与摆线轮形变量成线性正比关系，则在传力段的N个齿中的第i齿受力F,可表示为图2.4初始间隙和形变量211i$1max（2.13）式中，用一摆

34、线轮各啮合点公法线方向的总变形。一第个针齿相对于转臂。,的转角由式（2.13）可知，若想求得载荷分布耳和针齿待啮合点的形变量用，必须先求4ax和ax。(2.14)0.55Ti=mQnax(2.15)“山小一+3卫maxE而3C248E/64式中，6m,x一摆线轮和针轮啮合点处的最大形变量，即在夕=COST&处的形变量E、一针轮的弹性模量、泊松比c阻尼系数/一转动惯量L一针齿跨度，L=3.5bc22T舟川与q,相互影响，计算时需要用到迭代法，=V-为初始值代入计算KlZcrc然,X，再由“,求4ax2,直到迭代符合| 入（3.15）求得露侬。最后，求得工1ax =F -Fmax,AmaxA1Ql

35、&ax一把求得的ax*代837.51N , (Jmax = 0.0125 mm o213号齿有丹AQ（9），各个齿的啮合力可由式（2.13）求得，具体结果见表。表2.1针齿啮合作用力针齿序号234567FJN573.22739.30777.22779.74764.76732.68针齿序号8910111213FJN680.46605.02504.00375.78219.4934.792.4摆线轮的强度校核摆线轮与针轮啮合传动时，可能发生的失效形式有胶合和齿面点蚀，所以需要对摆线轮的齿面接触疲劳强度进行校核。根据赫兹公式，齿面接触应力有(2.16)%=418偌皿式中，E材料的弹性模量crHp许用接

36、触应力，摆线轮材料为20CrMnMo,1indar.b*nn9.X) Wmd_b3nng_J0 1)Cntr“ (Cr4f4l.*Mi9$ 留欧日：37 18&0. 98*：37. 刈江川，衰：所*m算*状壬-闻掰产品1Symmetry of c.Symmetry of c.Symmetry ofCYCIOIOAL ge.CYCIOIOAL. g-.P*rt1 (Prt1.1) Parti Prt1.1)I2bearing (Sym. cylinder.bearia. cylinder bearin. cyttnder.bearin.gtooth (而2.“-a us检;*?列囊I段产创像|

37、融|bearing (Synv. cy4indl ate H.pintootfi (pinto. input.bnng.-.(ofl.w. cyiindr_bariiv. cyfindr_barin. flange_pbM (fl._ input_bearing_. nput_bearing_.图2.7摆线轮、针轮静态干涉检验3RV减速机的零件设计及校核3.1RV减速机主要零件的材料、热处理方式表3.1主要零件材料和热处理方式零件名称材料热处理硬度精度等级行星轮/中心轮20CrMnMo渗碳淬火5662HRC6级摆线轮20CrMnMo淬火5862HRC6级针齿20CrMnMo淬火56-62HRC

38、5级曲柄轴40CrNi调制+高频淬火4855HRC6级针齿壳Q2357级法兰Q235一一7级键458级3.2RV减速机的零件设计3.2.1 曲柄轴设计3.2.1.1 曲柄轴最小直径的选取按扭矩强度条件初步计算轴的直径d=11.38mm(3.1)Vn式中，41550000,4可查文献的表15-3,查的A)=103V0.2rr产一轴传递的功率，P=1.64/2=0.82kWn一轴的转速，此处=-=607.5rpm取圆整值12mm,则曲柄轴的轴径应大于12mm,行星轮的齿根圆直径为df2=66.78mm12mm,曲柄轴与行星轮通过渐开线花键相连接，曲柄轴轴端、行星轮分别加工出渐开线外花键和内花键。3

39、.2.1.2 渐开线花键的确定根据渐开线花键静强度校核选取花键型号。渐开线花键的静强度校核公式有(3.2)2T/0.36m1.1761.2513.7511m0.33，篦1.0501.251512m0.30m0.9511313m0.279m0.87011414m0.250m0.811515m0.242帆0.7410.7512由于渐开线花键与曲轴的连接要做成花键轴的形式，为了协调曲轴的结构尺寸，应该使得曲轴最小的轴径小于渐开线花键齿根圆直径。m(z-1.5)7=12mm(3.3)综合式(3.1)和表3.2,选择z=14,m-la最后校核得到，51.31Mpa160Mpa,符合要求。3.2.1.3

40、曲柄轴轴承型号的确定依据渐开线花键大小、轴的设计原则、及曲轴工作原理，设计的曲轴如下图，选用轴承如下：圆柱滚子轴承：内圈与曲轴20mm轴颈装配，外圈与摆线轮轴承座孔装配，型号为30203；圆锥滚子轴承：内圈与曲轴15mm轴颈装配，外圈与行星架、法兰盘轴承座装配，型号为NU1004。圆锥滚子轴承采用双支点各单向固定，悬臂较短、支撑刚性好，避免了受热变形导致的卡死现象。图3.1曲柄轴尺寸3.3RV减速机零件的强度校核3.3.1 第一级渐开线行星传动齿轮强度校核7；为输入转矩，片，为中心轮1受到的圆周力，丸为中心轮1受到的径向力；%为行星轮1受到的圆周力，工，为行星轮1受到的径向力，每个行星轮受到的力对应相等。中心轮输入转矩7；为工=工(3.4)i-H每个行星轮对中心轮的圆周力为2TFlt=(3.5)n/Jmzl每个行星轮对中心轮的径向作用力Flr=Fitana(3.6)每个行星轮受到的圆周力、径向力为产=4(3.7)K=F2r第一级渐开线齿轮行星传动机构中各齿轮的受力大小如表3.3所示。表3.3一级渐开线行星齿轮传动的受力大小序号名称代号/单位计算结果1中心轮1所受每个行星轮对其的圆周力RJN309.332中心轮1所受每个行星轮对其的圆周力F/N112.59中心轮与行星轮的强度校核主要分为接触疲劳强度校核和弯曲疲劳强度校核，计算方法参考文献11和文献12,校核