毕业设计（论文）-RV摆线针轮二级减速器动力学设计与分析说明书

RV减速器动力学建模与分析全套图纸加V信153893706或扣3346389411摘要：RV减速器是基于摆线针轮的一种二级减速器，由于其具有优良的传动效率，刚度，精度，被广泛应用于工业机器人和精密传动领域。我国的RV减速器性能与国外同类产品相比，存在较大差距，无法市场需求，急需对其工作机理、动态特性进行分析。本文主要针对RV减速器进行几何结构设计和动力学分析研究。首先进行对RV减速器的传动原理和特点的探讨，研究了它的传动过程和传动原理。根据RV减速器传动原理和结构特点的约束条件方面讨论了各个构件的参数，比如强度约束条件，装配约束条件等，进而确定了各个构件的参数后，就可以得到整个RV减速器的传动比，并且可以确定RV减速器的整体结构。接下来基于UG建立好的三维模型进行简单化处理，并且将处理后的模型导入到ADAMS软件中，利用ADAMS软件对模型进行动态分析。分别分析了RV减速器各个构件的角速度，并且对其进行验证；还有摆线轮与针轮之间的接触力。通过对角速度的仿真和动态分析，可以验证传动比，并可以说明减速器的设计的合理性。通过对接触力的仿真和分析可以得到该减速器有良好的承载能力和稳定性。关键词：RV减速器；UG；ADAMS；动力学分析DynamicModelingandAnalysisofRVReducerAbstract:RV

reducer

is

a

secondary

reducer

based

on

cycloidal

needle

wheel.

It

has

excellent

transmission

efficiency,

stiffness

and

precision,

so

it

is

widely

used

in

industrial

robot

and

precision

transmission

field.

But

with

the

continuous

development

of

technology

and

industry,

the

advantages

of

RV

reducer

have

not

met

the

needs

of

the

society,

so

it

is

necessary

to

analyze

its

dynamic

analysis.

In

this

paper,

ADAMS

software

is

used

to

analyze

RV

reducer.Firstly,

the

transmission

principle

and

characteristics

of

RV

reducer

are

carried

out,

and

its

transmission

process

and

driving

principle

are

studied.

The

parameters

of

each

component

are

discussed

from

the

constraints

of

the

transmission

principle

and

structural

characteristics

of

RV

reducer.

For

example,

strength

constraint

conditions,

assembly

constraints,

etc.

After

determining

the

parameters

of

each

component,

the

transmission

ratio

of

the

whole

RV

reducer

can

be

obtained

and

the

overall

structure

of

RV

reducer

can

be

obtained.Then,

the

model

was

simplified

and

processed

based

on

UG,

and

the

processed

model

was

imported

into

ADAMS

software,

and

the

model

was

dynamically

analyzed

using

ADAMS

software.

The

angular

velocity

of

each

component

of

RV

reducer

is

analyzed,

and

it

is

verified.

And

the

contact

force

between

the

cycloid

wheel.

Through

simulation

and

dynamic

analysis

of

angular

velocity,

the

transmission

ratio

can

be

verified,

and

then

it

can

be

explained

that

the

design

of

the

reducer

is

reasonable.

Through

the

simulation

and

analysis

of

the

contact

force,

the

decelerator

has

good

bearing

capacity

and

stability.Keywords:RVReducer;UG;ADAMS;DynamicAnalysis绪论1.1课题研究的背景与意义RV减速器是一种新型的，精密的二级减速器，它由第一级渐开线行星轮减速器和第二级摆线轮减速器相互结合而组成的。它具有外形比较小，精度高以及效率高和传动及其平稳等一系列突出的优点。RV减速器是工业机器人的核心零部件，RV减速器的优点能对工业机器人的产业有极其深远的影响和作用。为了保证RV减速器的一系列优点能够在机器人应用的领域得到充分地发挥，因此需要对RV减速器的动力学性能进行系统全面的研究分析，所以这次探索有重大且深远的意义。但是由于RV减速器零部件比较结构相对复杂、发展的时间比较短，传统的设计办法不仅耗费时间多、耗费精力大、设计周期长。然而虚拟样机技术能够在产品设计开始的阶段就可以对产品的整个周期进行仿真模拟与预测，具有设计周期短，成本低等特点，这篇文章针对RV减速器的结构特点，在学习了解RV减速器的传动原理的基础上，以UG和ADAMS软件为工具，针对RV减速器建立动力学模型。1.2齿轮的系统动力学的研究内容1.2.1关于齿轮系统动力学齿轮在机械中关键的零部件之一。它的动力学特性直接关系到机械装置的性能。也因此使人们关注的焦点。研究它的目的是以达到降低齿轮的震动和噪音、逐步提高齿轮运动精度并且提高齿轮系统的可靠性为科研目标。齿轮系统动力学分析理论一直在不断的发展。齿轮系统动力学分析对象从以前的单自由度齿轮扭转系统到多自由度齿轮系统，因此它的分析的难度和计算的难度都在逐渐增加。1.2.2齿轮系统的动态特性齿轮系统的动态特性是齿轮系统动力学的核心内容，现如今齿轮系统的动态特性包括以下三个方面[2.3]一、固有特性固有特性一般有固有频率和震动，研究它对齿轮系统不论是在稳定性，精度个方面都很重要。二、动态特性这个特性十分重要，包括了啮合力、动态激励等动态特性。通过研究这些，我们可以引导齿轮的制造和研究，降低各种负面的效果。三、系统参数的影响系统参数一般包括例如齿数，节圆半径等关键参数的影响，而且也直接地影响到模型的建立。1.3RV减速器及动力学的研究现状1.3.1RV减速器的研究现状RV减速器传动的概念是日本公司在二十世纪中叶左右第一次提出的，当时世界对工业机器人的传动精度渐渐提高，在这样的历史背景下，日本公司开始就开始研制了了一款可以增强机器人关节运动能力的减速器，即RV减速器，它相对于简谐波减速器具有较高的精度和刚度。一直到1986年，日本帝国公司对RV减速器订到了突破性的研究发展，后来成功地实现了自动化产业化的生产。因为航空航天事业和工业机器人的需求很大，我国早就已经将RV减速器研究加入国家的“九五”重点科技计划。早些时候的研究主要是RV减速器的结构和传动原理[4.5]，但随着航空航天事业和机器人和别的领域的广泛应用，我国对RV减速器的需求很快地增加。随后国内专家们又对RV减速器进行了很多研究，研究减速器的范围也跟着增加。比如刘继岩、李冲宁[6.8]等人对RV减速器的传动效率进行了大量的计算；吴永宽等人对机器人上的RV减速器精度回差分析。进而后来何卫东、李充宁[9.10]等人又对其的传动精度开始分析。刘洪斌[10]教授钻研了传动效率。焦文瑞[11.12]老师钻研了摆线齿。现在国内研发的RV减速器与日本研发的RV减速器在传动精度和动力学特性等反面还有很大的差距，所以目前没用形成大量生产和产业化生产。1.3.2RV减速器动力学的研究现状早些在1976年，Bowman[13]对行星轮系统特性开始了研究；从此以后，Jelling和Parker[14]对齿轮系统动力学进行了深入的研究，在此同时建立了系统动力学模型、解答了系统固有频率和固有震动[15.16]，研究了各个参数对系统的影响。除此之外，Kahayan创建了行星轮系统的震动模型，并演算出了固有频率的表达式。自1997年以来，RV减速器被加入国家的“863”计划，我国很多学者对RV减速器动力学特性开始了大量的研发和探讨。例如建立了RV减速器的多自由度耦合模型，计算了RV减速器系统的固有频率和研究一些参数对它的影响，之中最主要的研发办法是利用集中参数法建立减速器的简化模型，但是因为RV减速器结构很复杂，其中的动力学理论比较深入并且内容很多，仅仅依赖理论的简化模型，只考虑了几个自由度上的简单线性震动，然而忽略了齿轮啮合的时变性、齿轮间隙和轴承间隙的一系列的变化，得以造成齿轮系统动力学的分析并不完善。所以，充分利用虚拟样机技术对其进行动力学建模、求解并分析成为了至关重要的课题。

2RV减速器的机械运动设计2.1引言RV减速器一般是行星传动加上摆线针轮组件组成。它的整体结构决定了它的参数，优良的传动性能总是做为最终目标。2.2RV减速器的机械运动设计2.2.1RV减速器的基本参数RV减速器的基本参数详见表2.1。表2.1RV减速器的基本参数型号传动比输出转速输出转矩输出功率RV-116142(r/min)300(Nm)1.70(KW)2.2.2RV减速器的机械传动设计过程RV减速器机构简图见图2.2所示，RV减速器传动结构见图2.1所示：图2.1RV减速器剖面结构图由图2.2可以得到，RV减速器可以看成是由两级减速器机构构成，它们分别是渐开线行星齿轮减速结构与摆线针轮减速结构。RV减速器的运动传递路线是：运动由中心轮1最右边传递到行星轮2并且使它们啮合，结果使行星轮2自传；曲轴3与行星轮2相互固连，法兰盘7上面装配着曲轴3；摆线轮4（4’）装配在曲轴3上，摆线轮还与针轮5相互啮合；摆线轮4（4’）经由曲轴3进而可以驱动行星架6，也就是输出轴6可以做回转运动，运动是由输出轴6输出。25输入输出行星轮系摆线轮系25输入输出行星轮系摆线轮系1-中心轮；2-行星轮；3-曲轴；4-摆线轮；5-针轮；6-行星架；7-法兰盘；8-曲柄轴承。图2.2减速器机构简图2.2.3RV减速器传动比的计算用转化机构法计算和设计RV减速器的传动比开始应当需要计算渐开线行星传动机构部分的传动比。应用转化机构发，先规定行星架是固定的，可以计算得出传动比为：(2-1)公式中:——转化为固定机构的传动比——行星轮齿数——中心轮齿数——中心轮角速度——行星架角速度——行星轮角速度紧接着，由转化机构法可以的假设曲柄轴是固连不动的，摆线针轮行星传动部分机构的转化机构的传动比为：(2-2)公式中:——转化的机构的传动比——针齿的齿数——摆线轮的齿数摆线轮输出的角速度和行星架角速度在RV减速器之中是相等的，是摆线轮角速度，是针轮的角速度。也就是ωc=ω6；针齿壳在RV减速器中是固定不动的，也就是相当于。可以得到(2-3)联立式（2-2），（2-3）可以得到中心论和输出行星架的传动比是(2-4)2.3RV减速器传动机构的设计当确定了RV减速器的机械传动方式后，其中RV减速器中的每个构件和构件相关的结构几何尺寸的确定就成为了确定传动机构的关键因素。所以，确定传动构件的结构尺寸就是设计的主要内容。它的传动构件的运动尺寸和其运动相关还和RV减速器的整体结构、传动性能、强度等有很大的关联。不仅这样，各个构件之间的耦合关系也非常重要并且有高度的耦合性。所以先要确定传动机构的运动尺寸有一定的难度和复杂性。它的运动尺寸的确定，大题可以分为两个大的步骤进行，其一是渐开线行星齿轮的部分，其二是摆线针轮部分。因为这两个部分又有一定的关系，所以又不可以相互独立的去分析考虑，所以在设计时要统筹考虑。2.3.1渐开线行星齿轮的设计1．渐开线行星齿轮机构的运动参数由图2.2得到，它的构件的主要部分是中心轮1和行星轮2。与构件相关的运动参数有中心轮的齿数Z1,行星轮的齿数Z2，两种齿轮的中心距a0，各个齿轮的模数m，行星轮的数目np。2．渐开线行星齿轮传动机构的几何参数的约束条件和行星齿轮的传动机构运动参数有关联的出了和减速器的运动有关外，还与减速器的结构构成、强度、等有关。这些相关的因素组成了确定运动几何参数的约束条件。（1）强度约束条件①要确保行星轮传动部分和摆线针轮传动部分的疲劳使用寿命相似。要使疲劳寿命相似，必须要合理地分配两部分的传动比，当中，两者的齿数比的约束条件是：(2-5)②必须要保证RV减速器曲轴所承受的载荷不过大从图2.3得到，摆线轮4(4”)通过轴承安装在曲轴上。曲轴的轴承的位置越接近相对于摆线轮的中心，曲轴所受到的载荷也就越大。然而曲轴轴承的位置决定于相对于摆线轮的渐开线行星轮2和中心轮1的中心距a0所确定的。中心距a0越大，承受的载荷越小。但是如果中心距(2-6)图2.3是行星轮和中心轮传动系统图（2）装配的约束条件在RV减速器当中，行星轮2的齿数z2，中心轮的齿数z1，行星轮的数目=1\*GB3①行星轮个数np的约束条件。如图2.4所示，如果要考虑两个相邻的行星轮就应该保障他们两者之间的中心距lAB比自身的齿顶圆直径da2(2-7)化简后得到(2-8)图2.4装配的临界条件=2\*GB3②装配行星轮齿数z2和中心轮齿数z1的约束条件。只有中心轮1的齿数和行星轮2的齿数都受到限制，才可以保证各个部件的正确安装。两个摆线轮必须要始终保持180︒的相位差，这样RV减速器才可以进行顺利传动。从图2.2可以看出，曲轴由前，后主轴颈与两段摆线轮的轴径共组成四段。它的前后轴径分别装配在行星架和法兰盘上，摆线轮轴径装配在2个摆线轮上；曲轴前段固连了行星轮。所以，它的两个摆线轮轴径的偏心差是180度，同时因为构造上的要求曲轴的数目要求与行星轮的数目np相同。因为RV由图2.5所示，中心轮和几个行星轮的几何关系如下。行星轮1行星轮1行星轮2图2.5中心轮与行星轮偶数齿时的安装几何关系如图2.5所示，此图保障了曲轴的偏心位置一样，所以这种安装是正确的得以让RV减速器正常运行。此时，设中心轮中心线和行星轮中心线的连线为OO1，并OO1和中心轮齿槽中线与行星轮的齿中线重合。OO1与中心轮的中心和行星轮2的中心连线OO2的夹角为，。图中的是行星轮2的中心与OO(2-9)令Yu1和Yu2分别是oo2和中心轮齿中心线的夹角和oo2和行星轮2齿槽中心线的夹角。如图2.4，(2-10)式中N1和N在求Yu2时不可以把图2.6行星轮奇数齿情况由上图中可以得知，当中心轮转过Yu1角度时，中心轮的中线和OO2重合，这个时候行星轮恰好转过Yu2(2-11)在z1(2-12)式中N为整数。当行星轮数目为3的时，，因此中心轮的齿数为偶数。当行星轮个数是3时，.也就是二倍中心轮的齿数和行星轮的齿数的差是6的倍数。当行星轮齿数是奇数时可以得到(2-13)当行星轮个数是2时，，所以齿数是奇数。当行星轮个数是3时，，也就是中心轮齿数的2倍和行星轮的齿数的差加上3是6的倍数。综上所述，渐开线行星轮传动部分的传动部件的齿数确定方式如下：1.行星轮的数目为2时中心轮的齿数是奇数时，行星轮的齿数是奇数要是中心轮的齿数为偶数，行星轮的齿数是偶数2.行星轮的数目为3时行星轮的齿数是奇数时，二倍中心轮的齿数与行星轮的差加上3后是六的倍数。行星轮的齿数是偶数时，二倍中心轮的齿数和行星轮的齿数的差是六的倍数。中心轮和行星轮的齿轮数目的关系总体如下：（2-14）(3)结构的约束条件要保证2组传动结构的均衡和紧凑，不发生相差过大的情况。=1\*GB3①中心轮的齿数的约束条件由文得知单从齿轮的加工和磨损情况出发，渐开线行星齿轮机构所允许的最小齿顶厚度是，根据与齿数相关的参数之间的关系可以得出中心齿轮的齿数的选取范围是9,20。=2\*GB3②因为要保证传动机构的均衡和紧凑,摆线针轮传动机构的直径接近，因此，约束条件为（2-15）或者（2-16）代入数据得=3\*GB3③在进行输入轴设计时，要保证它的轴径变化均匀。（2-17）公式中:D1往往由于要使减速器结构紧凑，要把中心轮和输入轴做成一体的齿轮轴形式。（4）RV减速器运动的约束条件从减速器的参数可以得到，它的总传动比是（2-18）RV减速器的总传动比和中心轮齿数、行星轮齿数、针轮齿数有关。所以z1，z2综上所述，可以得到一下几组满足约束条件的数据，详见表2.2.表2.2满足条件的几组数据组数uzzzumμa1213374131.60.8928372212484031.30.892835321541432.851.30.888133.842195541310.8928375313374131.60.89283763195541310.892837由表中可以得到，第三组的传动效率最低；第四组和第六组传动效率好，但是不足的是模数较少，传动刚度由此就变低了；第一组、第二组、第五组的参数都比较理想，因为第二组的行星轮齿数较多，因此会对传动性能的提高有帮助，所以选用第二组的参数为渐开线行星传动轮部分的几何参数。详见表2.3。表2.3行星轮系的参数序号名称代号大小1中心轮数z122行星轮数z483模数m1.34压力角α205中心轮系数x0.56行星轮变位系数x0.387标准中心距a358实际中心距a379变位系数y0.710啮合角α2511齿顶高系数h1.112顶隙系数c0.2613中心轮分度圆直径d16.514行星轮分度圆直径d53.15中心轮齿顶圆直径d20.05316行星轮齿顶圆的直径d56.7517中心轮齿根圆直径d16.6218行星轮齿根圆直径d51.3319中心轮齿宽B1220行星轮齿宽B7.621中心轮滑动率μ1.622.3.2摆线针轮机构设计图2.7摆线轮和针齿的传动系统图1.摆线针轮相关的传动机构参数由图2.7可以看得出，在摆线针轮结构中的构件主要有曲轴，摆线轮，针轮。与之相关的几何参数有曲轴的偏心距a,针轮的齿数zp,摆线轮的齿数zc；与摆线轮和针轮啮合相关的参数有曲轴的偏心距a、针齿半径rrp、针齿中心圆半径rp、针经系数k2,短幅系数k1;再者与强度有关的参数有曲柄得偏心距2.摆线针轮机构的几何参数相关的约束条件RV减速器的各个部分，包括总体结构、齿轮的啮合传动、强度、装配关系等有关的因素都有可能对RV减速器的真题几何参数有影响。以上这些因素共同构成了影响RV减速器的几何参数的约束条件。=1\*GB2⑴针轮的齿数和摆线轮齿数的约束条件。减速器的传动比影响着针轮齿数。根据公式（2-4）综合考虑中心轮齿数，行星轮齿数，和传动比共同来确定针轮的齿数。（2-19）因为摆线针轮机构啮合采用相差一个齿的原理，所以(2)曲轴偏心距的约束条件从摆线轮齿廓的产生原理，从这个道理中可以得到摆线轮在由节圆的地方的齿距可以由下列式子（2-20）上式中:是针轮的节圆半径摆线轮的节圆半径摆线轮的齿数是（2-21）针轮齿数是（2-22）因为（2-23）所以有（2-24）从上式可以得到，在zp不变的情况下，偏心距是增大的，然后rp也增大，所以摆线针轮机构的承载力也就相应的提高了；与此同时因为以上原因传动机构的尺寸参数也相应的增加；摆线轮的活动范围也增大。在结构上因为行星架要（3）短幅系数k1在传动机构中，k1进而可以影响针齿半径然后还影响齿轮的弯曲强度和接触强度。当k1减少时，会使针轮节圆半径减少。当传递力变得小时，是因为针轮节圆半径变小，导致摆线轮和针轮相互的接触力加大了。所以，短幅系数需要优化，在设计传动系统的基础上，现给出短幅系数一般的推荐数值。详见表2.4表2.4短幅系数值摆线轮的齿数z<1113-2425-6062-88短幅系数0.4-0.550.47-0.750.66-0.90.76-0.9（4）针齿中心圆直径的约束条件针齿中心圆半径rp（2-25）上述公式中T是输出转矩，N\mm根据2-6式和表2.3中a0,(5)针经系数的约束条件它是针轮上相邻两个针齿之间的中心距比上针齿直径的一个数值，针经系数k2是描述针轮分布密集的参数，如果针齿没有间隙，这时k2=1。因为要保证机构的强度，所以针齿外壳要有足够的强度，所以一般k2应该取k2=1.25~1.4之间，最优取值范围是k2=1.5~1.2之间。一般最大值不超过4，当针齿的齿数较多时并且针齿半径比较小时可以有k2小于1的情况。一般为了避免相邻的两个针齿相碰，往往会表2.5针径系数范围针轮齿数<141426~3838~6262~86针经系数3.8~2.82.85~22~1.351.6~11.6~0.99（6）摆线轮和针轮的几何约束摆线轮和针轮除了上述的约束，还有要受到正确啮合传动的约束条件。为了使二者正确啮合，详见表2.6。表2.6摆线针轮系参数公式序号名称代号关系式1针轮轮齿数z2摆线轮齿数z3曲轴偏心距a4短幅系数k5针经系数k6针轮节圆半径rrp'7摆线轮节圆半径rrc'8针齿中心圆半径rrp=9摆线轮基圆半径rrc=10针轮齿顶圆半径rrap=rp11针轮齿根圆半径rrfp=12摆线轮齿顶圆半径rrac=13摆线轮齿根圆半径rrfc=rp3.摆线针轮几何参数的确定通过以上对摆线针轮机构约束条件和参数的探讨现列出如下8组数据，详见表2.7。表2.7参数的参考值组数kkar10.66681.73001.10003.010720.66681.79001.20002.876730.72741.74001.20003.010840.72741.82001.20002.876850.78761.73001.30003.010760.78761.81001.30002.876870.84861.73001.40003.010780.84861.81001.40002.8767综合考虑传动的特性、传动机构的结构特点、现把表中五组数据修正后得到

k1=0.79,k2现在可以得出摆线针轮的几何参数表2.8表2.8摆线轮系参数序号名称代号数值1针轮齿数zzp2摆线轮齿数zzc3偏心距aA=1.34针经系数kk25短幅系数kk16针齿半径rrrp7摆线轮基圆半径rrrp8摆线轮节圆半径rrc9针齿中心圆半径rrp10针轮节圆半径rrp11移距修形量大小∆∆r12等距修行量多少∆∆r13针轮齿顶圆半径rrap14针轮齿根圆半径rrfp15摆线轮齿顶圆半径rrac16摆线轮齿根圆半径rrfc17节圆齿距pp'18摆线轮齿宽bbc2.4小结RV减速器是由渐开线行星齿轮部分和摆线针齿部分构成的封闭的二级减速器。两个部分即相互独立，又相互联系耦合。分别研究两部分的传动机构的约束条件并且后来要统一起来研究约束条件。在满足渐开线行星齿轮机构和摆线针齿机构的约束条件下，计算出每个构件的几何参数。

3RV减速器的动力学仿真3.1ADAMS简介ADAMS即机械系统动力分析软件，是由MSC公司开发出来的一个基于虚拟样机分析的一款软件。该软件集合虚拟技术和仿真技术、可视化技术于一体。现如今，已经被世界大部分企业所认可且应用。3.2仿真的一般步骤它主要利用ADAMS对RV减速器进行动力学分析，其流程图如3.1。利用利用UG建立的三维模型将三维模型导入到ADAMS中用ADAMS求解器求解在ADAMS中建立仿真需要的条件和约束结果是否满足传动比保存结果，结束是否图3.1分析流程图3.3导入ADAMS中时的注意事项3.3.1ADAMS中工作环境的设置一般再将简化模型导入到ADAMS之前，需要对ADAMS中的参数做些设置。界面栅格：设置时的平面尺寸是300mm,之间的间距是20mm.单位：因为要和UG里面的单位同意，所以要选择UG里的单位。重力的方向：选择Gravity命令，设置为Y轴方向。设置好以上数据后，把UG模型导入，如图3.2显示，需要把每个构件的材料属性设置出来，在ModifyBody界面编辑零件属性，把category与definetype分别设置成massproperties和geometryandmaterial，在材料选用steel，令材料设置成刚。然后软件会自动计算质量和材料的各个属性。如图3.3为摆线轮质量参数。图3.2减速器简化图图3.3摆线轮的质量参数3.3.2约束的设置RV减速器的结构很复杂，而且载荷和受力状况更加复杂。一般为了研究使用，假设没有零件间的间隙，没有摩擦系数，无零件的形变。因为导入后零件并没有约束的限制，所以在开始分析前要设置一些约束条件。如图3.4所示，一般设置成输出轴和大地为转动副、行星轮和曲柄之间是固定的、曲柄轴和摆线轮是旋转副、针齿和大地是固定的、行星架和大地是转动副、摆线轮和针齿是接触约束。图3.4RV减速器仿真模型中约束定义3.3.3接触的定义和设置（一）定义接触时会产生接触力。大体可以分为两种，一种是间断的接触。另一种是连续的接触，并且也叫做非弹性接触。在这个软件中计算接触力有2中方法，一种叫做补偿法，这个方法确定惩罚系数与补偿系数。前者确定的是2个零件体积重合部分的刚度。接触力是零件陷入另一零件体积内的深度和惩罚系数的乘机，惩罚系数过大会出现无限的情况，过小会不能完全模拟出真实的接触。第二种方法叫做冲击函数法，它使用函数来计算的。在定义接触时，使用几何体上的相关元素体现的，可以是实体，也可以是一条曲线，且曲线在一个平面内。这种接触有很多种，比如实体和实体、曲线与曲线、点与曲线、点和平面、求和球。（二）设置根据RV减速器的啮合特点，要选择冲击函数法来定义。如下图3.5参数图，刚度为1.0×106N/mm2,力的指数为1.5，阻尼为图3.5接触参数设定图3.4建立RV减速器动力学模型3.4.1负载转矩的确立研究动力学特性必须要在有负载的情况下进行，因为简化模型里只有一个摆线轮，而且摆线轮和针轮的制造误差和装配误差都会引起载荷不均匀，所以加载55%（91.85N）的负载在输出盘上。此时也要加载一定的驱动电机在输入轴上。为了同时避免启动中的冲击力过大，所以要在加入电机后平稳加载.3.4.2建立动力学模型将前面所说的第一渐开线齿轮副1和2，和摆线针轮齿轮副3删除，取代以接触副。两个行星轮和输入轴建立两个接触副副一和二，摆线轮和40个针齿建立接触副，所以一共有42个接触副。3.5基于ADAMS中验证各个构件的速度和传动比根据第二章的公式（2-4）和（2-18）可以得到式（3-1）（3-2）分别是中心轮的转速和摆线轮的转速，是行星轮自转速度。由于误差原因，现在设中心轮的转速是9000度/秒，中心轮齿数是12，行星轮齿数是48，摆线轮齿数是39，针轮齿数是40.由公式（3-1）可以计算出的转速是74.38度/秒。在由公式（3-2）得等于-2900.82度/秒，且与中心轮速度相反。传动比是121.总结如表3.1所示表3.1各轮速度值的比较项目符号转速值角速度值中心轮n15009000行星轮n483.472900.82摆线轮n12.474.38传动比n1213.5.1RV减速器的传动比仿真结果图3.6是空载时的行星轮和中心轮，之后还有摆线轮。他们各部分的角速度的变化图。X轴是时间，Y轴是速度。图3.6中心轮和行星轮的角速度上图红线为行星轮转速，为888°/s；蓝线为中心轮转速3600°/s；可见其传动比为4；符合传动比理论的理论值。图3.7所示，用角速度来验证输出和输入的关系随时间的变化图。图3.7输出部件角速度在加载最开始的几秒中行星轮，摆线轮随着中心论的增加成倍数的增加。摆线轮和行星架速度完全一样，和RV减速器的特性一致，仿真的出的结论和所计算的误差很小，所以在空载时同样也满足传动比要求。3.5.2摆线轮与针齿接触力仿真如下图3.8所示，摆线轮和针齿的啮合力随时间的变化图。图3.8摆线轮与针轮的接触力由图可以看出由于速度突变引起了冲击力，进而接触力有较大的波动，随着速度的增加接触力波动幅度加大，1秒后接近稳定，之后接触力承现周期性的变化。图3.9所示的是输出轴随时间的角加速度的变化图。图3.9行星架（输出）的角加速度摆线轮和行星架角加速度规律是近似的，所以说明RV减速器的输出是摆线轮的自转。3.6小结本章利用动力学模型，深入分析并验证了各个结构的角速度，进而验证了传动比，还有接触力的仿真，并且取得了一定的结果。经过分析得传动比符合要求且可以对应上，接触力也符合要求。所以，研究RV减速器的动态特性就要从传动比可接触力方面入手，因为他们二者对RV减速器的影响最大。

4本文结论本文在已有的对RV减速器研究的基础上，主要对RV减速器的三维模型参数和基于传动比和接触力的仿真和检测的分析和研究。首先利用UG对RV减速器进行三维建模，在建立模型的基础上，利用它的结构、传动原理和特点，用转化机构法算出RV减速器的具体参数，得到了RV减速器中最重要的两个传动系统的齿数以及相关参数。再根据所得到的相关的条件得出本文中RV减速器的传动比。这部分主要集中在第二章的内容中。然后对得到的模型进行简化处理导入到ADAMS中去。在ADAMS软件中建立虚拟的动力学仿真分析，对各个构件的角速度的仿真值和理论值进行比较可以得到：由分析结果可以看出基本上两者的传动角速度误差很小，说明设计的RV减速器