关 键 词：

RV 320 机器人 重型 关节 行星减速器 传动 装置 研发 SW 三维 13 CAD

资源描述：

RV-320E机器人重型关节行星减速器传动装置研发含SW三维及13张CAD图,RV,320,机器人,重型,关节,行星减速器,传动,装置,研发,SW,三维,13,CAD

内容简介：

课题名称：RV-320E机器人重型关节行星摆线减速传动装置研发,课题性质：XX答辩人：XX指导教师：XX,简介,毕设任务RV传动原理设计要求设计思路难点分析二维设计图纸三维设计图纸,开题报告（不少于3000字）外文翻译（不少于2000字）设计图纸：RV320E装配图1张，全部非标件施工，非标件图纸目录、标准件图纸目录毕业设计论文（说明），不少于1.5万字,一、毕设任务,说明：毕设工作已全部完成，下面只介绍图纸的设计过程。,二、RV传动原理,它由渐开线圆柱齿轮行星减速机构和摆线针轮行星减速机构两部分组成。渐开线行星齿轮2与曲柄轴3连成一体，作为摆线针轮传动部分的输入。,如果渐开线中心齿轮1顺时针方向旋转，那么渐开线行星齿轮2在公转的同时还有逆时针方向自转，并通过曲柄3带动摆线轮4作偏心运动，此时摆线轮4在其轴线公转的同时，还将在针齿的作用下反向自转，即顺时针转动。同时，通过输出盘6将摆线轮的转动等速传给输出机构。,三、设计要求：,安装要求：为满足通用性，参照帝人安装尺寸,技术参数应满足下表要求，本次设计为RV320E-129型减速器,RV320E-129型减速器技术参数：输出转速：5r/min输入功率：445kgfm输入功率：3.04kw,旋转形式：外壳固定轴输出,旋转方向与速比,速比：,结构图,四、设计思路,根据安装尺寸图中信息，确定关键零件中已知的尺寸。通过已知RV-20E图纸参数类比得出未知尺寸。用安装尺寸PDF图纸，按照比例测出一级减速部分的大致中心距并通过反求确定实际中心距。设计摆线轮结构、齿形以及针轮结构计算RV-320E几何回差验算RV-320E传动效率,五、难点分析：,确定RV320E系列减速器一级减速部分齿轮啮合参数,难点：,中心距不变。啮合后应满足已知的传动比。,解决：,等比例测绘得出大致的中心距。使用公式R=1+ZpZx/Za反求确定正齿轮与行星轮齿数，并算出其他参数，如下表：,RV320E系列齿轮参数表,设计二级摆线减速部分的结构,难点：,如何确定针轮分布圆直径。优化摆线轮的齿形,解决：,根据测绘的到的大致数据，类比已知的RV-250A减速器，确定针轮分布圆直径为229mm。使用组合轮廓修形办法，确定RV320E系列摆线轮齿廓曲线方程，使用CAXA绘制其轮廓如下：,六、二维装配图,七、三维装配图,谢谢欣赏！,RV-320E机器人重型关节行星减速器传动装置研发中文摘要 本论文阐述了调研机器人转动关节传动技术的过程，并深入研究了 RV 传动的原理、结构特点等，仔细钻研RV传动的设计约束，掌握了RV减速器的设计方法，完成了RV-320E 的运动设计、总体结构方案设计(三维和二维)和施工图设计，详细介绍了RV-320E系列减速器的设计过程，给出了合理的方案设计、 标注齐全的施工图设计、规范、合理的生产工艺；并对RV-320E系列减速器产品参数反求设计，解析了RV传动几何回差的影响因素，分析计算了RV-320E系列六个产品的机械效率，深入研究RV传动摆线轮齿廓标准方程、修形方法、修形曲线方程。关键词 RV-320E减速器 方案设计 图纸设计 齿廓修形Title RV-320E Heavy robot joint development planetary gear transmission AbstractThis paper describes the research robot rotating joint drive technology process and in-depth study of the principles of RV transmission, structural features, etc., carefully studying RV drive design constraints, mastered the RV reducer design, complete RV-320E sports design, the overall structure of the program design (3D and 2D) and construction design, detailing the RV-320E series reducer design process, gives a reasonable design, marked complete construction design, specification, reasonable production technology; and RV-320E series reducer product parameters reverse design, analytic geometry factors affecting RV transmission backlash, analysis and calculation of the mechanical efficiency of the RV-320E series of six products, in-depth study of RV transmission cycloidal profile standard equation, modification methods, repair curve equation.Keywords RV-320E reducer Design Design drawings Tooth profile modification外文摘要目录前言1第一章 RV减速器总体介绍21.1 RV 行星摆线传动的原理21.2 RV行星摆线传动装置的传动比31.3 RV行星摆线传动特点31.3.1 结构特点31.3.2 性能特点3第二章 RV减速器设计难点分析52.1 严格控制摆线轮的加工误差52.2 保证组件的精度要求有很高的关联度52.3 曲柄组件应满足安装条件62.4支撑轴承有较高的预紧要求62.5相关组件的安装的配合要求应严谨6第三章 RV-320E总体结构设计73.1核心零部件介绍73.2分析RV-320E设计要求83.3设计RV-320E核心零部件9第四章RV减速器中摆线轮齿形设计174.1摆线轮修形的原因及其必要性174.2摆线轮廓修形方法174.2.1移距修形法174.2.2等距修形法174.2.3转角修形法174.2.4摆线轮齿廓修形曲线方程式184.3 RV-320E摆线轮廓修形设计18第五章 RV减速器的传动传动的几何回差205.1几何回差概念205.2 RV减速器的几何回差分析205.2.1第一级渐开线直齿轮传动的回差分析205.2.2摆线针轮传动部分的回差分析225.2.3曲柄轴承间隙 对回差的影响245.2.4 RV减速器的传动总回差245.3 RV-320E-129减速器几何回差计算25第六章 RV减速器的传动效率计算286.1.计算假设286.2公式建立286.3RV-320E减速器传动效率计算29第七章 毕业设计总结31参考文献32致谢33前言RV传动与谐波传动相比较，其突出优点为保证运动精度寿命高，扭转刚度大、弹性回差小，在很多高精度机器人中使用广泛。因为RV减速器具有其它减速器不可替代的优势，是机器人行业中减速器的主流。日本帝人公司早已实现了RV减速器的规模化生产，欧美等国家在RV减速器的技术研究方面也已较为深入。然而，到目前为止，国内关于RV减速器的研究还不够透彻，存在许多问题需要解决。国内的RV减速器目前依然依赖于进口。南京康尼机电新技术有限公司把握市场需求，拟开展机器人关键核心部件 RV传动装置的研制和生产。公司和南京工程学院机械工程学院有着长期产学研合作的优良传统，在此契机下再度合作。在机械工程学院课题组成员的辛苦努力以及公司密切配合下，已成功完成了RV-20E型号减速器的研制工作，并取得了突出的成绩。学院秉着“学以致用”的办学宗旨，为充分发挥学生的应用能力，加强学生的实用能力训练，将RV减速器E系列的设计任务落实到学生的毕业设计选题中。本次毕业设计的课题为RV减速器E系列中的RV-320E机器人重型关节行星摆线减速传动装置研发。本毕业生即将离开学校，走向工作岗位，此次毕业设计是一个充分了解产品研发过程的绝佳机会，不仅可以锻炼自己对产品的整体把控能力、产品的优化设计能力，更是对自己四年大学生活的一个测试、一次总结。毕设小组首先通过讨论决定，从原理出发，充分了解了RV传动原理、结构特点，并进行了方案的设计与论证。随后，多次前往南京康尼机电新技术有限公司参观RV产品、实地请教经验丰富的设计师们，最终圆满的完成了RV-320E机器人重型关节行星摆线减速传动装置研发任务。第一章 RV减速器总体介绍1.1 RV 行星摆线传动的原理RV减速机是日本帝人公司在双曲柄少齿差行星减速机（大功率摆线针轮传动）的基础上，开发的一种用于机器人的新型摆线减速传动装置，从机构学角度看，属于曲柄式封闭差动轮系，又称作RV传动机构。其是由一级渐开线圆柱齿轮行星减速机构和一级双（或三）曲柄偏摆线针轮行星减速机构两部分组合而成的二级减速传动。渐开线行星轮Zx 与曲轴 H刚性联接为一个运动构件（称为行星曲柄，下同）作为第二级摆线针轮传动部分的输入，如图1所示。图 1.1 RV 传动机构原理图太阳轮将电机输入的旋转运动传递给2个（或3个）均布的行星轮Z并按齿数比进行减速，实现第一级减速传动。当转臂固定（作机架）时，2个（或3个）行星曲轴作定轴旋转运动，并带动摆线轮（也称RV齿轮）在平行四边形机构和 的导引下，绕曲轴H的旋转中心，沿半径为e的圆周平动。同时在摆线轮和针轮的啮合作用下，针轮沿与曲轴 H的相反方向做慢速旋转运动，实现第二级减速传动。当针轮固定时，2 个行星曲轴绕针轮 的中心（与太阳轮中心相同）一边公转一边自转，并将公转运动通过转臂 输出，实现第二级减速传动。1.2 RV行星摆线传动装置的传动比第一级行星传动转化轮系的速比值： 第二级摆线传动转化轮系的速比值：以针轮固定（作机架）、太阳轮 作输入构件、转臂 做输出构件的情况作为RV减速机的典型使用情况，其速比值：当摆线传动为一齿差（即）时，RV 传动的速比值为：减速比为速比值的倒数：i =1/ R 。输出转速=输入转速 i 。1.3 RV行星摆线传动特点1.3.1 结构特点摆线针轮行星传动置于低速级，其输入转速低，传动更加平稳；输出转臂W组件采用两端支承的尽可能大的刚性盘组合式框架结构，刚度大、抗冲击性能能力有很大提高。其次转臂W组件通过向心推力轴承安装于针轮壳体内，支撑刚度大、承载能力强；另外，摆线传动机构置于转臂的支承主轴承跨距之内，轴向尺寸小。除此之外，与传统摆线针轮传动不同，RV传动采用2个（或3个）曲柄轴H组件，实现功率分流传动，曲柄H轴的轴承个数增多且内外环相对转速下降，轴承寿命大大提高。1.3.2 性能特点RV传动的主要性能特点可以概括为“三大”、“两高”、“一小”。1. 传动比范围大、可实现的减速级数多：单级摆线传动的可以做到十几到几十甚至于过百，加上一级减速，即使摆线齿轮数不变，只改变渐开线齿数和的齿数，就可以得到很多的速比。RV减速机的速比值可达到R=311712. 承载能力大、瞬时过载和耐冲击能力强：框架式输出转臂W的结构，使得RV减速机的承载能力以及瞬时过载和耐冲击能力，较之传统结构的摆线传动有较大提高。简单举例，如RV-20E，允许力矩可达90kgfm瞬时最大允许力矩可达180kgfm；输入功率可达0.92kw（输出转速为60rmp时）。a传统单曲柄摆线针轮传动的功率流bRV传动的功率分流功率分流情况对比3. 刚度大：RV减速机主轴承使用向心推力轴承支撑结构设计，力矩刚性和刚度系数较大。如RV-20E，力矩刚性（代表值）可达38kgfm/arc.min；弹簧常数（代表值）可达38kgf/arc.min。4. 传动效率高：RV传动的效率可达=85%92%。由文献知道传动比R=80、输出扭矩N=600Nm的RV减速机，效率测试值为=88.4%。5. 运动精度高：RV减速器传动可以获得和好的运转平稳和较低噪声。6回差小：RV传动的回差较小。第二章 RV减速器设计难点分析2.1 严格控制摆线轮的加工误差摆线轮的加工误差是RV传动的最敏感的误差源之一，加工摆线轮需要专用设备，摆线轮的廓形误差对RV减速机来说，是最敏感的误差源之一，加工精度要求严格控制，如果RV减速器不能大批量生产，产品成本相当高。2.2 保证组件的精度要求有很高的关联度摆线轮、转臂W和曲柄H的精度要求关联度高，由图2.1分析可知，平行四边形ABCD和的两条长边分别是摆线轮和转臂W上俩个曲柄H的中心距尺寸，两条短边分别属于两个曲柄H上的偏心距尺寸，两条长边和两条短边的“尺寸等同性”要求很高。否则，就“单路”RV传动来讲，不能保证摆线轮相对于转臂W作平动。图 2.1 相关分析进一步地，即便平行四边形机构的长短边的“尺寸等同性做的很好”，当“半中心距”相对于其几何中心的“对称性”不好，或者是俩组曲柄轴H 组件的“相位不同步”即存在“相角误差”的话，俩组平行四边形机构ABCD和引导的俩个摆线针轮成180相差相对于转臂W作“平动”的需求得不到保证。 “尺寸等同性误差”和曲柄轴“相角误差”二者共同作用，可能会导致RV传动部分就“转鼓不起来”或是“装起来就动不起来了”的情况。即便是装配后能够“动起来”，也会引起较大的附加载荷，从而影响RV传动的承载能力以及使用寿命。2.3 曲柄组件应满足安装条件曲柄H组件必须满足“安装条件”和“同相位角条件”， 行星轮和曲柄H通过花键联接成为一个运动构件。其既是第一级渐开线传动的运动输出构件，同时又是第二级摆线传动的运动输入构件。那么，它就必须同时满足第一级行星传动所要求的安装条件，和第二级摆线传动平行四边形机构的同相位角条件。2.4支撑轴承有较高的预紧要求支撑轴承没有消隙措施和预紧措施，曲柄H组件通过两个圆锥滚子轴承支撑在转臂W组件内，其上设置两个调整垫片，第一个作用是用于调整两个圆锥滚子轴承的轴向预紧，第二个作用是调整曲柄轴承与摆线轮的轴向位置。转臂W组件通过两个向心推力轴承支撑在针轮的壳体内，该支撑轴承应该有预紧要求，预紧量通过“修磨转臂W组件接合面”来保证。2.5相关组件的安装的配合要求应严谨曲柄H组件支撑轴承与W组件支撑轴承安装要求，RV装配时，应首先保证转臂W组件在针轮的壳体内正确安装，即首先通过“修磨转臂W组件接合面”来保证转臂W组件支撑轴承的预紧量；其次，通过“修磨”两个调整垫片来保证曲柄H组件与转臂W组件的相对位置，以及支撑曲柄H组件的两个圆锥滚子轴承的预紧量。应保证俩个调整垫片的“厚度之和”是用于调整俩个圆锥滚子轴承的预紧量的，单个垫片的厚度尺寸用于调整曲柄H与摆线轮相对位置。第三章 RV-320E总体结构设计3.1核心零部件介绍图 3.1 RV装配总图RV减速器主要由渐开线圆柱齿传输线行星减速机构和摆线针轮行星减速机构两部分构成。其中渐开线圆柱齿传输线行星减速机构部分主要由齿轮轴、正齿轮（行星轮）组成；摆线针轮行星减速机构主要由曲柄轴、转臂轴承、摆线轮、针轮、支撑轴及支撑法兰等零部件组成。其中，核心零部件的作用如下：(l）输入齿轮轴：齿轮轴用来传递输入功率和运动，是RV减速器的一级减速部分，且与渐开线正齿轮互相啮合。(2）正齿轮（行星轮）：正齿轮与转臂（曲柄轴）固联，三个正齿轮均匀地分布在一个圆周上，起功率分流的作用，即将输入功率分成三路传递给曲柄轴，并通过曲柄轴传递给RV摆线行星机构。(3）转臂（曲柄轴）H：曲柄轴是RV齿轮的的旋转轴。它的一端与正齿轮相联接，另一端与支撑圆盘相联接，它可以带动RV齿轮产生公转，而且又支撑RV齿轮产生自转。（4）摆线轮（RV 齿轮）：为了实现径向力的平衡在该传动机构中，一般应采用两个完全相同的RV 齿轮，分别安装在曲柄轴上，且两RV齿轮的偏心位置相互成 180。（5）外壳：针轮壳体由与机架固连在一起的针轮组成，在针轮上安装有40个针齿，通过针齿与RV齿轮啮合。（6）刚性盘（支撑法兰）与输出盘（支撑轴）：支撑轴是 RV 型传动机构与外界从动工作机相联接的构件，支撑轴与支撑法兰相互联接成为一个整体，而输出运动或动力。在刚性盘上均匀分布两个曲柄的轴承孔，而曲柄的输出端借助于轴承安装在这支撑法兰上。各个零件的安装位置如图3.1所示。因此，设计RV其中主要的任务就是完成上述各个零件的结构及尺寸设计，并给出规范可行的工艺要求。3.2分析RV-320E设计要求根据任务书中RV-320E安装尺寸可以获得RV-320E的外形尺寸，其中外壳的重要尺寸基本确定，支撑轴及法兰的外形尺寸大部分确定，需要确定的尺寸有RV齿轮的厚度，渐开线圆柱齿传输线行星减速机构的中心距，中心距可根据任务书中的七个系列，以及已知的外形尺寸进行反求计算。首先，确定渐开线圆柱齿传输线行星减速机构主要参数：根据任务书中给出的RV-320E 的技术参数要求如图3.2所示。图 3.2 RV-320E 的技术参数要求又RV-320E系列中RV轮齿数为39，而销针数为四十，所以该摆线传动为一齿差传动（即），所以，RV-320E 传动的速比值为：由任务书中PDF格式估测可得RV-320E渐开线圆柱齿传输线行星减速机构的中心距大致为63cm，由以上可绘制出RV-320E系列的齿轮参数表，如图3.3所示：图 3.3RV-320E系列的齿轮参数表由表可知，RV-320E系列输入齿轮与行星轮的齿数和为84，齿轮模数为1.5，中心距为63cm。渐开线圆柱齿传输线行星减速机构的主要参数基本确定。其次，确定各个零件的轴向尺寸，由已知的RV-20E的轴向尺寸已经已知任务书中PDF文档测量可确定正齿轮的厚度为11cm、RV齿轮的厚度为18cm、曲柄轴的轴向总长为104cm、支撑法兰轴向长度为35cm、支撑轴的轴向尺寸为90cm。到此,RV-320E的装配图总体尺寸大部分确定。3.3设计RV-320E核心零部件1.外壳：RV-320E外壳由针轮和机架固连在一起而成为针轮壳体，在针轮上安装有40个针齿，针轮壳内有四十个针轮槽。根据任务书中安装尺寸可获得外壳的大部分外形数据。其中关键的尺寸RV传动的针轮针齿中心圆直径决定了RV传动的精度，属于RV减速器的核心，帝人公司已经将针轮针齿中心圆直径以及外围轮廓尺寸标准化。由RV-320E安装尺寸反推其针轮针齿中心圆直径，并对比已知的RV-250A减速器发现，估测的针轮针齿中心圆直径（228毫米）与RV-250A减速器的针轮针齿中心圆直径（229毫米）仅仅相差1毫米，因此决定采用RV-250A减速器的针轮针齿中心圆直径作为RV-320E减速器的针轮针齿中心圆直径，即为229毫米。确定了针轮针齿中心圆直径，及安装尺寸中已知的尺寸，目前外壳剩下的未知尺寸如图所示。其中，尺寸D1和尺寸D2为主轴承的外径，因为RV体积较小，所以主轴承采用薄壁轴承，根据安装说明书可知薄壁轴承的外径为250毫米，所以尺寸D1与D2均为250毫米。尺寸D3为外壳与轴之间的密封圈尺寸，查阅密封圈规格可确定D3为274毫米。因为RV减速器的特殊性，滚针上面没有齿套，针齿在针轮上固定为“全长度”支撑，因此，L1的尺寸应该与两个主轴承间的尺寸配合，保证销针和RV齿轮的轴向固定，综合考虑后，可确定其尺寸为29毫米。综上可知，外壳的所有尺寸都已确定。几何精度直径偏差执行GB/T 1800.4-99，形位公差执行GB/T 1184-96。针齿销孔直径偏差精度等级H6，针齿销孔圆度、圆柱度精度等级6级，销孔中心园对轴承孔轴线的径向圆跳动精度等级6级。图 3.4外壳设计尺寸2. 转臂（曲柄轴）H：曲柄轴是摆线轮的旋转轴。它可以带动摆线轮产生公转，而且又支撑摆线轮产生自转。它的一端与正齿轮相联接，中间穿过俩个RV齿轮，两端分别与支撑法兰和支撑轴相联接。所以确定了曲柄轴的尺寸，可以对快速确定其他零部件的尺寸有很大的帮助。 前面介绍外壳设计的时候提到针轮针齿中心圆直径参考RV-250A的设计计算，因此，此后的曲柄轴的偏心距同样参考RV-250A的设计，取e=2.2.mm；分析图中的各个尺寸可知L3等于L4，都与RV轮的厚度相关，并且在RV齿轮和曲柄轴之间是通过无内外圈的滚针轴承配合链接，查阅无内外圈滚针轴承规格表与测绘任务书中所得尺寸综合分析后，取曲柄轴的轴向尺寸L3=L4=18mm、径向尺寸D3=D4=50mm。尺寸D2与尺寸D5为曲柄轴在RV轮中配合的圆锥滚子轴承的内径，由任务书中测绘结果可知径向的尺寸大致为30毫米左右，查阅圆锥滚子轴承的标准系列，确定取曲柄轴两端的圆锥滚子轴承为GB/Y 297-1944中的32006，内径d=30mm，外径D=55mm，长度T=17mm=由以上尺寸可以确定D2=D5=30mm。尺寸D5参照圆锥滚子轴承的长度17mm以及内嵌的附着体支撑轴与支撑法兰的长度定为22mm。到此曲柄轴出去渐开线花键部分，其他的关键尺寸都已确定。渐开线花键参考国家标准GB/T3478.1-2008，30圆齿根，取齿数为18，模数为1.5，大径基本尺寸为28.5mm。尺寸L1为与曲柄轴配合的正齿轮的厚度，由之前的总图总体设计可知L1=11mm。尺寸D1为正齿轮两端轴用挡圈的沟槽深度，轴用弹性挡圈选用国家标准系列，根据GB/T 894.1-1986确定沟d=26.6mm，D1=d=26.6mm。长度L根据上述已经确定的尺寸，并留出退刀槽的长度，确定长度L=104mm。几何精度直径偏差执行GB/T 1800.4-99，形位公差执行GB/T 1184-96。两曲柄外圆的直径偏差精度等级为Js5，支撑轴颈外圆面的直径偏差精度等级k5，外圆面圆柱度精度等级6级。图 3.5曲柄轴设计尺寸3.支撑法兰：在刚性盘（支撑法兰）上均匀分布三个转臂的轴承孔，而曲柄轴的输出端借助于轴承安装在这个支持法兰上。另外，法兰与支撑轴通过内六角圆柱螺钉链接在一起，支撑整个RV减速器。根据安装说明书上获得的尺寸，可以确定支撑法兰的沉孔的位置和大小，以及销孔的位置和尺寸。本毕业设计主要需要确定的是支撑法兰中心孔的大小D1，支撑法兰边沿厚度L1，与曲柄轴链接的孔大小D3，孔用挡圈沟槽大小D2，以及与支撑轴连接的凸台的基本形状。由前面的总图总体设计可知，支撑法兰的厚度为35mm，因为与支撑轴连接面对粗糙度有很高的要求，为了减少加工难度，应尽量减少与支撑轴的接触面积，在这里采取凸台的设计方法，凸台的大小与支撑轴的连接面形状相同，这里就不在做介绍，在下面支撑轴介绍中可查阅到。尺寸L1是主轴承的轴向固定尺寸，在支撑法兰与外壳配合后，轴承的轴向一侧定位完全依靠于L1方向的尺寸，综合分析后，获得L1尺寸为16mm。中心孔尺寸D1，根据安装说明中给出的输入齿轮的直径d=46mm，因此推断中心孔尺寸应该大于46mm，另外，根据PDF测绘结果，确定中心直径为52mm。曲柄轴装配孔尺寸D3，根据前面确定的曲柄轴尺寸，及其选取的标准圆锥滚子轴承GB/Y 297-1944中的32006，内径d=30mm，外径D=55mm，可知 ，D2=55mm。确定了尺寸D2后查阅国家标准孔用挡圈，根据GB/T 893.1-1986选取孔用挡圈，确定孔内沟槽的基本尺寸为58mm，所以确定D3=58mm。材料选用20CrMnTi或20CrMo，热处理后硬度60-63HRC。图 3.6支撑法兰设计尺寸几何精度直径偏差执行GB/T 1800.4-99，形位公差执行GB/T 1184-96。两个曲柄轴承线平行度、对端面的垂直度、对回转中心对称度精度等级6级；曲柄支撑轴承孔圆度、圆柱度精度等级5级。4.支撑轴：输出盘（支撑轴）：支撑轴是RV型传动机构与其他装置联接的构件，支撑轴与支撑法兰相互联接成为一个整体，而输出运动或动力，本次毕业设计RV-320E中，外壳作为RV减速器的输出部分。在支撑轴上均匀分布三个曲柄轴的轴承孔，而转臂的输出端借助于轴承安装在此支撑轴上。另外支撑轴与支撑法兰配合定位两个主轴承，并且由于RV齿轮，销针的轴向定位均依靠支撑法兰与支撑的作用，所对支撑法兰与支撑轴装配的尺寸要求比较高，因此在，本次设计的图纸中将支撑轴与支撑法兰的零件图配合给出技术要求，以达到设定的要求。支撑轴出去装配说明书中已知的尺寸外，这里只需要确定下图中给出的关键尺寸即可。中心孔D1尺寸，参考支撑法兰给出的孔径52mm，这里也同样去D1=52mm。曲柄轴与支撑轴的配合孔，根据支撑轴查阅的国家标准圆锥滚子轴承GB/Y 297-1944中的32006，内径d=30mm，外径D=55mm，可知 ，D2=55mm。根据GB/T 893.1-1986选取孔用挡圈，确定孔内沟槽的基本尺寸为58mm。图 3.7支撑轴设计尺寸尺寸L1与尺寸L2为主轴承的轴向固定处，已经确定主轴承的宽度为22mm，并根据支撑轴与外壳配合综合考虑后确定L1=24mm、L2=25mm，中间空出的1mm为与轴承配合时空隙。尺寸L3根据曲柄轴已经确定的尺寸，定位圆锥滚子轴承的位置，从而给出L3=46mm。尺寸L4应保证与支撑法兰配合后满足安装说明书中的要求，从而可以确定L4=90mm。材料选用20CrMnTi或20CrMo，热处理后硬度60-63HRC。5.正齿轮：正齿轮（行星轮）：与转臂（曲柄轴）固联，三个行星轮均匀地分布在一个圆周上，起到功率分流的作用，即将输入功率分成三路传递给摆线针轮行星机构。其在设计过程中不仅要考虑到齿轮啮合的主要参数要求，同时，还应该考虑到三个正齿轮分布应满足同心和邻接条件，另外，还要保证其安装条件。即：必须保证三个装有行星轮的曲柄是“平行”的，在工艺上，应考虑使用“专用心轴”精加工外齿轮的齿面。对于正齿轮其结构设计并不复杂，主要的难点在于正齿轮除了与输入齿轮啮合外，还与曲柄轴通过渐开线花键啮合，并且渐开线花键的齿形与齿轮的齿形应满足如图的对应关系，不然，将使得三个行星轮与中心配合时，出现相角偏差较大的情况，使得功率分流不均匀。本次毕设提供的正齿轮外齿齿数为64，模数为1.5，分度圆直径为96mm，与曲柄轴啮合的内齿齿数为18，模数为1.5，分度圆直径为28.5mm。另外在正齿轮上打了俩个M6的螺纹孔，方便在去正齿轮时使用。材料选用中碳合金钢40Cr或渗碳钢20CrNiMo；热处理方法调制+渗碳淬火或碳氮共渗。图 3.8正齿轮设计尺寸6.RV齿轮（摆线轮）：为了实现径向力的平衡在该传动机构中，采用两个完全相差一个相位角的RV齿轮，分别安装在曲柄轴上，且两个RV齿轮成180偏心安装，不过本毕业设计中由于有三个曲柄轴存在，而且RV齿轮在安装过程中两个齿轮的齿顶与齿底应该相互错开，所以设计过程中应设计两个参数完全相同，但是相位角相差一个4.62度的两个RV轮。由于其他尺寸结构均相同，只是相位角不同，这里只介绍其中一个RV轮的设计。RV轮的摆线设计部分为RV设计中的核心部分，其摆线修形较为复杂，毕设中单独列出章节详细介绍，这里直接使用其优化后的摆线方程。经过优化后的摆线轮廓方程为:=-(114.47-4.974/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*sin(0.02564*t)+(2.2044-3.8238/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*sin(1.02564*t)=(114.47-4.974/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*cos(0.02564*t)-(2.2044-3.8238/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*cos(1.02564*t)利用电子图版软件（CAXA）获得RV齿轮的轮廓曲线如图3.9所示，从而得出摆线轮分度圆直径D3为218.99mm。下面主要介绍RV齿轮的结构设计。确定了摆线轮的轮廓之后，RV齿轮上面只剩了三个与曲柄链接的孔、中心孔以及支撑轴穿过的孔。当然，与曲柄轴相配合的孔尺寸D2依据无内外圈滚针轴承的外径想配合，可以确定D2=58mm。中心孔尺寸D1参考前面的中心孔尺寸52mm，不过由于摆线在运动过程中会存在一个摆线区域，这里考虑到干涉问题，最终确定摆线轮中心孔尺寸D1=52mm。厚度尺寸L1，由总图设计可知定为18mm。另外，在结构优化方面，在RV齿轮相对配合表面切出凹面，也给加工带来方面。图 3.9 RV-320E系列标准摆线齿廓材料方面通常选用高碳铬轴承，如GCr15或GCr15SiMn；热处理硬度为：60-63HRC；金相组织：隐晶马氏体+结晶马氏体+细小均匀渗碳体（马氏体小于等于3级）。几何精度等级参照JB/T 10419-2005规定的5级精度，最低不能低于6级。图 3.10 RV齿轮设计尺寸第四章RV减速器中摆线轮齿形设计4.1摆线轮修形的原因及其必要性因为标准摆线轮齿廓曲线存在：不能补偿制造误差、不能存贮润滑剂以保证润滑、不便于安装和拆卸等缺陷。实际使用的摆线轮齿廓应与与针轮齿之间留有必要的啮合间隙。因此，必须对摆线齿廓进行必要的修形。4.2摆线轮廓修形方法由国内外的资料与研究可以发现，根据RV减速器二级传动部分的加工原理，RV减速器的RV齿轮的齿廓修形方式有以下3种：4.2.1移距修形法采用移距修形法加工RV齿轮时，和加工标准齿形一样，加工过程所用到的偏心距、磨轮（切齿刀具齿形半径（相当于针齿套外圆半径）、传动比都基本相同。所不同的是将磨轮向轮坯中心移动一个距离(称负移距），使针齿中心圆半径由标准的缩小为-。 因此，磨出的RV齿轮齿形比标准齿形要小，这样，在啮合时，啮合间隙自然就产生在RV齿轮与标准针轮之间。与之的正移距，是当磨轮远离工作台中心像正方向方向移动。4.2.2等距修形法等距修形法加工RV齿轮时，同加工标准齿形基本相同，加工机床工位的调整和程序的设定，基本保持不变，不同的是将磨轮圆弧半径增大，由标准增大为-。虽然磨出的RV齿轮齿形短幅系数K1保持不变，但它与标准齿形是同一短幅外摆线等距值不相同的两条等距曲线。与标准针轮啮合时，这样磨出的轮齿小于标准齿形轮齿，会产生啮合间隙。4.2.3转角修形法转角修形法加工RV齿轮时，机床的参数设定、工位的调整和加工标准齿形保持一样。需要改变的是在第一次磨出标准齿形以后，将分齿机构与偏心机构的联系脱开，然后拨动分齿机构齿轮，使摆线轮坯绕其中心转一微小角度，改变摆线轮在磨削时的初始位置，按原来方法进行第二次磨削，这会使摆线轮的整个齿的厚度稍薄，齿槽稍有增大。理论上说，将用转角修形法加工出来的RV齿轮与标准针轮啮合仍属于共轭齿形啮合，而且同时齿合的齿数比较多多、振动比较小、传动平稳，侧隙均匀。但RV齿轮齿顶和齿根部分依然是无间隙接触，因而，不能补偿径向尺寸链的制造误差和满足润滑要求，所以说转角修形法应该与其他加工方法配合使用。4.2.4摆线轮齿廓修形曲线方程式综合分析以上三种齿形修形方法，除转角修形法应该与其他加工方法配合使用外，其他两种修形方法既可单独使用，也可与其他方法联合使用。目前广泛使用的修形方法，多以负等距与负移距组合修形为主。将摆线轮标准齿形方式中的以+代替、以+代替、K1以代替、以（+）代替，并建立坐标系，得到包含上述3种修形方法的摆线轮修形齿齿廓曲线方程式：式中-有移距修形时齿形的短幅系数；其余符号含义及单位同前；中间计算值：。4.3 RV-320E摆线轮廓修形设计1.RV-320原始数据为：针轮分布圆直径=114.5mm，针轮齿数=40，摆线轮齿数=39。曲柄轴偏心距a=2.2mm，针齿半径=5mm。2.推算等距修形量根据RV-250A参考其等距修行量=-0.01mm0;3.推算径向间隙=a+-/2=0.004mm;4.推算移距修形量由=-推算；=-=-0.014mm5.判断和的正负号，推断RV-320E系列减速机摆线轮的修形方法是：负移距和负等距组合修形。6.计算有移距修形的短幅系数有移距修形时齿形的短幅系数=0.87637.计算中间计算值8.推算RV-320E系列组合修形的摆线轮齿廓曲线方程：=-(114.47-4.974/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*sin(0.02564*t)+(2.2044-3.8238/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*sin(1.02564*t)=(114.47-4.974/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*cos(0.02564*t)-(2.2044-3.8238/sqrt(1.59105-1.5376*cos(t)*cos(1.02564*t)9RV-320E系列组合修形的摆线轮齿廓如图：图 4.1 RV-320E系列标准摆线齿廓第五章 RV减速器的传动传动的几何回差5.1几何回差概念与角度传递误差的概念不同，回差是指输入轴反向转动时，输出轴在运动上滞后于输入轴的现象。根据回差产生的原因不同为三大类：温度回差：是指由于温度变形所产生的回差；弹性回差：是指传动件在工作时，由于在负载的作用下存在弹性变形而产生的回差。几何回差：是指单纯由于传动件几何尺寸、形状方面的原因所产生的回差。由于RV传动是由一级渐开线齿轮行星传动和二级摆线针轮行星传动组成的封闭差动轮， 因此，RV传动总的几何回差是由渐开线行星传动引起的回差和摆线针轮行星传动部分引起的回差两部分的合成。二级传动部分的回差是直接体现在输出轴上，此部分的回差不容忽视。第一级行星齿轮传动对整机回差的影响还要考虑一个传动比的折减，即对整机 的影响要除以，因而其影响相对要小许多。5.2 RV减速器的几何回差分析5.2.1第一级渐开线直齿轮传动的回差分析RV传动第一级渐开线直齿圆柱齿轮传动部分中，影响回差的主要因素有： .保证补偿制造引起的误差和润滑后的啮合游隙； .公法线平均长度偏差引起的齿轮间隙； .中心距误差引起的齿轮侧隙； .齿轮径向综合误差引起的齿轮侧隙。此外，还有轴线平行度误差，滚动轴承偏心，齿轮与轴的配合间隙等也不同程 度影响回差，但它们的影响通常比较小。1.公法线长度平均偏差引起的齿轮侧隙1.1太阳轮设、分别为太阳轮公法线平均长度的上偏差和下偏差，则太阳轮公法线长度平均偏差的均值为：;公法线长度平均偏差引起的圆周侧隙的均值为：；公法线长度平均偏差引起圆周侧隙均值的方差为： 式中-渐开线齿轮传动的压力角，=20。 1.2 行星齿轮设、分别为行星轮公法线平均长度的上偏差和下偏差，则行星轮公法线长度平均偏差的均值为：;公法线长度平均偏差引起的圆周侧隙的均值为：；公法线长度平均偏差引起圆周侧隙均值的方差为：2.中心距误差引起的齿轮侧隙设中心距的公差设计为对称公差，误差符合正态分布，则中心距误差引起的圆周齿隙的均值为：,方差为：。式中：-为换算系数，-为渐开线齿轮传动的齿合角()。3. 齿圈径向圆跳动误差;引起的齿轮侧隙齿轮齿圈径向圆跳动误差的存在使得齿轮几何中心偏离回转中心，取当量偏心 距误差为/2，其径向分量对回差的影响与中心距误差的影响相类似，假定符合正态分布，则齿轮齿圈径向圆跳动误差引起齿轮的圆周侧隙的均值为 。 太阳轮和行星轮齿圈径向圆跳动误差引起圆周侧隙的方差分别为：3.1 太阳轮太阳轮齿圈径向圆跳动误差引起齿轮的圆周侧隙的方差为：3.2 星轮太阳轮齿圈径向圆跳动误差引起齿轮的圆周侧隙的方差为：4.渐开线行星传动（部分）的回差综合渐开线行星齿轮传动几何回差的均值为：渐开线行星齿轮传动几何回差的公差为：式中：-渐开线齿轮传动侧隙公差；R-RV减速器的速比值；-太阳轮的分度圆半径（mm）。RV减速器由渐开线行星圆柱齿轮传动（部分）引起输出轴的回差：5.2.2摆线针轮传动部分的回差分析理论上标准摆线轮与标准的针轮相啮合时，同时达到啮合的齿数约为针轮齿数的一半，且无啮合间隙。实际应用摆线针轮行星传动时，为补偿制造误差，便于装 拆和保证润滑，摆线轮齿和针齿之间必须有一定的啮合间隙。啮合间隙的存在正是 几何回差存在的内因。啮合间隙主要由摆线轮的修形、传动零件的制造误差和装配 间隙引起。因此，在RV减速器中，影响该部分回差的主要因素有：.为补偿制造误差和便于润滑所需的正常啮合间隙，实际加工中，通常采用 对摆线轮齿形进行移距和等距修形来保证。.针齿中心圆半径误差引起的侧隙。.偏心距误差引起的侧隙。.摆线轮齿圈径向圆跳动误差引起的侧隙。.针齿半径误差以及针齿销、孔的配合间隙引起的侧隙。.针齿销孔圆周位置度误差和摆线轮的周节累积误差引起的间隙。.摆线轮的修形误差造成的间隙。.转臂轴承间隙。此外，偏心轴轴线与旋转轴轴线的平行度误差等也引起啮合侧隙的变化，因其 影响程度较小，故不涉及。 1.摆线轮修形对回差的影响在实际的摆线针轮传动中，为了补偿制造误差，便于装拆和保证良好的润滑， 摆线轮齿与针轮齿之间应该留有间隙。因而，必须对标准摆线轮齿形修形。由于摆线轮修形在产生合理啮合间隙的同时，必会造成RV传动的回差，因此确 定合理的啮合间隙和选择合理的修形方法，对保证整机只产生尽可能小的回差具有 重要的意义。若同时进行等距修形与移距修形，则摆线轮修形所引起的侧隙需摆线轮转过一转角，考虑摆线轮正反方向各存在一转角，所以，由等距修形与移距修形引起的回差为： 式中：a偏心距（mm）；k1-变幅系数；-等距修形误差(mm)；-移距修形量（mm）。2针齿中心圆半径误差引起的回差针齿中心圆半径误差的存在必然产生摆线轮与针轮之间的啮合间隙，从而引起回差，它对回差的影响和移距修形对回差的影响相同，因而针齿中心圆半径误差引起的回差为：式中：针齿中心圆半径误差（mm）。3针齿半径误差引起的回差针齿销半径误差对回差的影响与等距修形类似，因而针齿销半径误差对回差的 影响与等距修形类似，因而针齿半径误差引起的回差为：式中：针齿销半径误差（mm）。4针齿与针齿孔的配合间隙对回差的影响针齿与针齿销孔的配合间隙对回差的影响与等距修形类似，因而引起的回差为：式中：针齿销与针齿销孔的配合间隙（mm）。5摆线轮齿圈径向跳动误差引起的回差摆线轮齿圈径向圆跳动误差引起的最大回差： 式中：摆线轮的齿圈径向圆跳动误差（mm）。6针齿销孔圆周位置度误差引起的回差由于加工误差的存在，使针齿圈上安装针齿销的孔产生圆周位置度误差，针齿 销孔圆周位置度误差引起的回差为：式中：针齿销孔圆周位置度误差（mm）。7摆线轮周节累积误差引起的回差摆线轮周节累积误差为时，消除该误差产生的啮合侧隙所引起的摆线轮的转角，即引起的回差为：式中：-摆线轮周节累积误差（mm）。8修形误差和偏心距误差引起的回差摆线轮的齿形修形量是在设计时给出的，在实际加工中，由于机床调整和装夹误差，使实际的修形量偏离设计修形量，从而产生修形误差影响侧隙。对公式 按泰勒级数在处展开，并略去误差的平方以上的项，得等距修形误差、移距修形误差和偏心距误差引起的回差：式中：-为偏心距误差的权系数;-偏心距误差（mm）；-等距修形误差（mm）；移距修形误差（mm）；针齿中心圆半径（mm）9摆线针轮传动（部分）的回差综合依据以上各因素对回差影响的数学模型，可得：摆线针轮传动（部分）的回差均值为：，摆线针轮传动（部分）的回差公差为：式中：-第j项误差因素引起的回差公差rad值（j=18）；RV减速器摆线轮传动部分引起输出轴的回差为: 5.2.3曲柄轴承间隙 对回差的影响RV减速器的曲柄轴承存在一定的游隙，必然会对回差产生影响。曲柄轴承游隙引起的回差均值为：曲柄轴承游隙引起的回差的公差为：式中：-曲柄轴承的游隙均值（mm）；-曲柄轴承的游隙公差（mm）。RV减速器曲柄轴承游隙引起输出轴的回差为：5.2.4 RV减速器的传动总回差RV减速器输出轴上总几何回差等于各级传动通过传动比折算到输出轴上的回差之和。RV减速器总几何回差的均值：RV减速器总几何回差的公差： RV减速器总几何回差表达：经过分析RV-320E系列减速器均满足规定的回差要求。5.3 RV-320E-129减速器几何回差计算根据上述几何回差计算过程，得到RV-320E-129减速器的几何回差计算结果如表5.1所示：表5.1 RV-20E-121减速器的几何回差结果参数名称代号单位算例1太阳轮公法线平均长度上偏差Ewsamm-0.007下偏差Ewiamm-0.018公法线长度平均偏差引起的圆周侧隙的均值JE1amm0均值的方差D(JE1a)mm4.31E-05齿轮齿圈径向圆跳动误差Framm0.012齿圈径向跳动误差引起圆周侧隙的均值JE3amm0均值的方差D(JE3a)mm3.67E-05行星轮公法线平均长度上偏差Ewsxmm0下偏差Ewixmm-0.032公法线长度平均偏差引起的圆周侧隙的均值JE1xmm0.017均值的方差D(JE1x)mm3.22E-05齿轮齿圈径向圆跳动误差Frxmm0.016齿圈径向跳动误差引起圆周侧隙的均值JE3xmm0均值的方差D(JE3x)mm4.79E-06行星齿轮副中心距Amm63IT6/2中心距误差Amm0.01啮合角nh()22.6897中心距误差引起的圆周侧隙JE2mm0圆周侧隙的方差D(JE2)1.87E-06速比值R129太阳轮半径ramm15行星齿轮几何回差均值ax()0.0470几何回差公差Tax()0.106曲柄轴承最大游隙u-maxmm0.002最小游隙u-minmm0.001游隙公差Tumm0.001游隙引起的回差均值u()0.1432游隙引起的回差公差Tu()0.0955行星轮齿数Zc40曲柄偏心距amm2.2偏心距误差amm0.005偏心距公差Tamm0.01针齿销孔中心圆直径Fd(JS5)mm2290.0175中心圆半径误差rpmm0中心圆半径公差Trpmm0.0035直径fD(H6)mm10(H7)半径极限误差Rrpmm0.006半径公差TRrpmm0.006针齿(套外圆) 直径fd(h6)mm10(h6)半径极限误差rrpmm-0.004半径公差Trrpmm0.004针齿与套配合间隙平均间隙j-avemm0.005间隙公差Tjmm0.01等距修形量rrpmm-0.024等距修形量误差rrp()mm0.001等距修形量公差Trrpmm0.002移距修形量rpmm-0.03移距修形量误差rp()mm0.003移距修形量公差Trpmm0.006变幅系数k10.692等距修形与移距修形引起的回差1rad-0.0001针齿中心圆半径误差引起的回差2rad0针齿半径误差引起的回差3rad0.0002针齿与针齿销孔间隙引起的回差4rad0.0001摆线轮齿圈径向圆跳动误差Fr1mm0.005齿圈径向圆跳动公差TFr1mm0.01齿圈径向跳动误差引起的回差5rad6.94E-05针齿销孔圆周位置度误差tmm0圆周位置度公差Ttmm0.004圆周位置度误差引起的回差6rad0.0002摆线轮齿距累积误差Fpmm0.008齿距累积误差公差TFpmm0.008齿距累积误差引起的回差7rad-0.0002修形误差和偏心距误差引起的回差8rad-7.1E-05摆线传动部分的总回差xc()0.78902摆线传动部分总回差的公差Txc()1.8295RV传动总几何回差均值()0.979总几何回差公差T()1.835总几何回差的最小估计值-T/2()0.0329总几何回差的最大估计值+T/2()1.3478第六章 RV减速器的传动效率计算6.1.计算假设基于两个理由：第一个是啮合摩擦损失是功率损失的主要部分，其大小由齿廓间的摩擦因数、作用力和相对滑动速度决定;第二个是传动转化机构中零件间的相对速度、 齿廓间的作用力和摩擦因数与原机构相同。忽略一个损失：行星齿轮传动中由于行 星轮的离心力作用而增加的轴承摩擦损失。假设：传动的摩擦损失功率等于它的转化机构的摩擦损失功率。6.2公式建立依据上述假设应用传动比法建立传动效率的计算式。参见图1，由“第一章、一、3传动比计算”所述知：以针轮作机架、太阳轮作输入构件、转臂做输出构件，且-=1时，有RV传动的速比值为：RV传动各级转化轮系的速比值分别为：第一级行星传动转化轮系的速比值： 第二级摆线传动转化轮系的速比值：那么，可得以各级攒动速比值为参量的RV传动的速比值为：设为RV传动的力比值（即考虑摩擦损失时输出转矩与输入转矩的比值）：为考虑摩擦损失时RV传动的输出转矩；为RV传动的输入转矩。则有：，其必是RV传动第一、二级转化轮系力比值和的函数。与速比值相类似：定义：RV传动的效率为：式中：-输出功率；-输入功率；-输出转速；-输入转速。-第一级渐开线行星齿轮传动转化机构齿合效率；-第二级摆线针轮传动转化机构齿合效率。指数x1、x2的取值表示：“+1”表示运动传动与功率流的方向相同，“-1”表示运动传动比与功率流的方向相反。经计算得x1=+1；x2=-1.故有：6.3RV-320E减速器传动效率计算RV传动的主要功率损失为齿合摩擦损失与滚动轴承的摩擦损失，因此RV传动的总机械效率为：式中