2KW機(jī)器人專用RV減速器設(shè)計

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1、 目錄 XXXX科亞學(xué)院 本科畢業(yè)設(shè)計 題 目： 2KW機(jī)器人專用RV減速器設(shè)計 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 機(jī)制X班 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 論文提交日期： 年 5月 30 日 論文答辯日期： 年 6月 6 日 目 錄 摘要 I Abstract

2、 II 第一章 RV減速器在工業(yè)機(jī)器人中應(yīng)用現(xiàn)狀分析 1 1.1 RV減速器的機(jī)械原理 1 1.2 RV減速機(jī)對工業(yè)機(jī)器人的重要性 3 1.3 RV減速機(jī)發(fā)展編年史 4 1.4 中國RV減速機(jī)行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀 5 第二章 傳動系統(tǒng)方案確定 7 2.1 設(shè)計任務(wù)書 7 2.2 原始數(shù)據(jù) 7 2.3 傳動系統(tǒng)方案的擬定 7 第三章 電動機(jī)的選擇 8 3.1 電動機(jī)容量的選擇 8 3.2 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 8 3.3 電動機(jī)型號的選擇 9 第四章 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 10 4.1 傳動比的分配 10 4.2 各軸轉(zhuǎn)速計算 10 4.3 各軸功率計算 10 4

3、.4 各軸轉(zhuǎn)矩計算 11 4.5 數(shù)據(jù)匯總 11 第五章 一級直齒輪傳動的設(shè)計計算 12 5.1 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 12 5.1.1 初步計算 12 5.1.2 校核計算 12 5.1.3 確定傳動主要尺寸實(shí)際分度圓直徑 14 5.2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算： 14 5.3 數(shù)據(jù)匯總 16 第六章 擺線齒輪傳動的設(shè)計計算 17 6.1 選擇擺線輪的材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數(shù) 17 6.2 擺線針輪傳動的基本參數(shù) 17 6.3 數(shù)據(jù)匯總 19 第七章 外殼的設(shè)計 20 第八章 軸的設(shè)計 21 8.1 曲柄軸的設(shè)計 21 8.1.1 選擇軸的材料 21

4、8.1.2初步確定軸的最小直徑 21 8.1.3 曲柄軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 22 8.2 輸入軸的設(shè)計 24 8.2.1 選擇軸的材料 25 8.2.2 初步確定軸的最小直徑 25 8.2.3 確定軸的直徑和長度 26 8.2.4 輸入軸的校核 26 8.3輸出軸的設(shè)計 27 8.4 軸承的校核 28 8.4.1 圓錐滾子軸承的校核 28 8.4.2 滾針軸承的校核 29 8.4.3 角接觸軸承的校核 29 第九章 潤滑與密封方式的設(shè)計 31 9.1 齒輪的潤滑方式及潤滑劑的選擇 31 9.2 密封方式的選擇 31 第十章 其他附件設(shè)計 32 參考文獻(xiàn) 33 致謝

5、 34 摘要 摘要 設(shè)計一套2KW工業(yè)機(jī)器人關(guān)節(jié)專用的RV減速器。該減速器第一級變速采用漸開線行星齒輪變速，第二級變速采用擺線針齒輪變速的組合設(shè)計。該傳動主要是通過第一級漸開線行星齒輪傳動來帶動第二級擺線齒輪的傳動。這樣的傳動設(shè)計有著特別明顯的優(yōu)點(diǎn)：一是能提高傳動的可靠性；二是能提高精度；三是能提高強(qiáng)度等特性。這種RV減速器有一些共同的特點(diǎn)：一是結(jié)構(gòu)很緊湊；二是變速范圍寬；三是在一定的條件下具有自鎖功能；四振動??；五噪音低；六能耗低等特點(diǎn)。該設(shè)計闡述了國內(nèi)和國外的RV減速器的發(fā)展及應(yīng)用現(xiàn)狀，還有就是國內(nèi)在技術(shù)方面存在的缺陷和不足。在了解了RV減速器的原理上，然后確定RV減速器的

6、結(jié)構(gòu)和傳動方案。在整個設(shè)計計算過程中，分別計算出擺線齒輪、行星齒輪、軸以及其他零部件的主要參數(shù),并對重要的零件擺線齒輪、行星齒輪和軸進(jìn)行受力分析和強(qiáng)度校核。另外，根據(jù)設(shè)計計算所得的零件的幾何參數(shù)，在三維軟件SolidWorks中繪制出零件圖和裝配圖然后進(jìn)行三維模擬運(yùn)動仿真。 關(guān)鍵詞： RV減速器； 行星齒輪； 擺線齒輪； 運(yùn)動仿真 35 Abstract Abstract Design a set of RV reducer for 2KW industrial robot joints. The first speed change of the reduc

7、er adopts involute planetary gear transmission, and the second stage transmission adopts the combination design of cycloidal pin gear and variable speed. The transmission is mainly driven by the first step involute planetary gear drive to drive the second stage cycloidal gear. Such a transmission de

8、sign has obvious advantages: first, it can improve the reliability of transmission; two, it can improve the accuracy; three, it can improve the strength and other characteristics. The general nature of the reducer is: a compact structure; a large double transmission ratio; three under certain condit

9、ions with self locking function; four small vibration; five low noise; six low energy consumption. This design describes the development and application status of RV reducer at home and abroad, as well as the defects and deficiencies in domestic technology. After understanding the principle of the R

10、V reducer, the structure and transmission plan of the RV reducer are determined. In the whole design and calculation process, the main parameters of cycloid gear, planetary gear, shaft and other parts are calculated respectively, and the force analysis and strength checking of the important parts of

11、 the cycloid gear, planetary gear and shaft are carried out. In addition, according to the geometric parameters of the parts designed and calculated, the parts and assembly drawings are drawn in the 3D software SolidWorks and then the simulation of 3D simulation is carried out. Key words: RV red

12、ucer; planetary gear; cycloidal gear; Motionsimulation 第一章 RV減速器在工業(yè)機(jī)器人中應(yīng)用現(xiàn)狀分析 第一章 RV減速器在工業(yè)機(jī)器人中應(yīng)用現(xiàn)狀分析 當(dāng)我們在期待我國工業(yè)機(jī)器人時代全面到來的時候，可能還有很多人都不知道，在工業(yè)機(jī)器人最關(guān)鍵的部位，在關(guān)節(jié)部分使用的RV減速器，直到到今天，我們國家設(shè)計和制造技術(shù)依然處于落后狀態(tài)，大部分需要從國外進(jìn)口。在“十二五”時期，我們國家的 “863”計劃將這些核心技術(shù)瓶頸作為重點(diǎn)攻克對象。我們國內(nèi)的一些頂尖的高校和科研機(jī)構(gòu)經(jīng)過好多年的攻關(guān)，也只是形成了論文并沒有實(shí)物。 在所有核心的零部

13、件中，工業(yè)機(jī)器人的關(guān)節(jié)部分的減速器最為關(guān)鍵和重要的。 一套完整的工業(yè)機(jī)器人的成本構(gòu)成如下：本體占到22%，伺服控制系統(tǒng)占到35%、關(guān)節(jié)部分的減速器占38%、其他費(fèi)用占到5%。我們簡單分析一下國內(nèi)6軸工業(yè)機(jī)器人的成本(總成本大概為25萬元)，我們可以很容易的看出減速器和伺服電機(jī)兩項(xiàng)成本加起來就接近13萬元人民幣，這些部件都主要都是以國外進(jìn)口為主。 綜合各方面的資料，現(xiàn)在本文就來系統(tǒng)的講述一下RV減速器的綜合信息。 1.1 RV減速器的機(jī)械原理 1926年，德國的工程師勞倫茲·勃朗在就創(chuàng)造性地提出了這種少齒差行星齒輪傳動變速機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)是用外擺線作為齒廓曲線的，這應(yīng)該就是最早期的針擺行星傳

14、動。由于兩個嚙合齒輪中只有一個采用了針輪的嚙合形式，這種傳動因此也被稱做為擺線針輪行星齒輪傳動。 RV傳動改變了以往的傳動模式和變速方法，這種方式是在傳統(tǒng)針擺行星傳動的基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，這種方式不僅克服了一般針擺傳動的很多缺點(diǎn)，而且還因?yàn)樗哂畜w積小、重量輕、傳動比大、壽命長、精度高、效率高、傳動平穩(wěn)等一系列優(yōu)點(diǎn)，被廣泛用于工業(yè)機(jī)器人中。成為工業(yè)機(jī)器人的御用減速器。 我們以RV-E型減速器為例。 圖1 RV-E型減速器 第1減速部——正齒輪減速機(jī)構(gòu) 輸入軸的轉(zhuǎn)矩通過輸入齒輪傳遞到一級直齒輪，按照直齒輪的齒數(shù)比進(jìn)行變速。這是第一減速部。 第2減速部——差動齒輪減速機(jī)構(gòu) 在這里

15、直齒輪和曲柄軸通過花鍵相連接，成為了第二減速部的動力輸入。然后在每個曲柄軸的每個偏心部分，通過滾動軸承安裝了擺線齒輪。另外，在外殼內(nèi)側(cè)僅比擺線齒輪數(shù)多一個針齒，以相同的齒距依次排列。這便是第二減速部。 如果通過固定外殼轉(zhuǎn)動直齒輪，則擺線齒輪由于曲柄軸的偏心運(yùn)動也要同時進(jìn)行偏心運(yùn)動。在此時如果曲柄軸轉(zhuǎn)動一周，則擺線齒輪就將會沿與曲柄軸相反的方向轉(zhuǎn)動一個齒的距離。這個轉(zhuǎn)動將會被輸出到第2減速部的軸。如果將軸固定時，則外殼將成為輸出部分。 圖2 納博特斯克 RV-110E 減速器 1.2 RV減速機(jī)對工業(yè)機(jī)器人的重要性 我們目前所使用的工業(yè)機(jī)器人，從第一關(guān)節(jié)到第四關(guān)節(jié)全部都需要使用

16、減速器。一般的輕載工業(yè)機(jī)器人在第五關(guān)節(jié)和第六關(guān)節(jié)有可能會使用諧波減速器。但在重載工業(yè)機(jī)器人的所有關(guān)節(jié)上都需要使用專用的RV減速器。就平均來說，在每臺工業(yè)機(jī)器人上RV減速器的使用量大概在4.5臺左右。在2013年，全球的工業(yè)機(jī)器人銷售總量大約在18萬臺左右，需要使用的RV減速器就應(yīng)該在90萬臺左右。由此看出RV減速器具有非常大的優(yōu)勢而且還占有非常龐大的市場份額。 在工業(yè)機(jī)器人上的使用的原動機(jī)一般為交流伺服電機(jī)，因?yàn)樗擅}沖信號驅(qū)動，所以伺服電機(jī)本身就可以實(shí)現(xiàn)調(diào)速。既然伺服電機(jī)就可以實(shí)現(xiàn)變速，哪為什么工業(yè)機(jī)器人還需要減速器來實(shí)現(xiàn)變速呢？我們使用的工業(yè)機(jī)器人通常用來執(zhí)行重復(fù)的動作，以完成相同的工作

17、；為了能保證工業(yè)機(jī)器人在生產(chǎn)中能夠順利可靠地完成各項(xiàng)工作任務(wù)，并確保很高的質(zhì)量要求，因此我們對工業(yè)機(jī)器人的定位精度和重復(fù)定位精度要求就特別的高。為了提高和確保工業(yè)機(jī)器人的精度我們就需要采用RV減速器或諧波減速器來實(shí)現(xiàn)變速。精密減速器在工業(yè)機(jī)器人中還有另一重要作用就是傳遞更大的扭矩。當(dāng)負(fù)載很大時，我們一味的來提高伺服電機(jī)的功率是很劃不來的，我們可以在適當(dāng)?shù)乃俣确秶鷥?nèi)通過使用減速器來提高輸出的扭矩。除此之外還有就是伺服電機(jī)會在低頻運(yùn)轉(zhuǎn)下非常容易發(fā)熱和出現(xiàn)低頻振動的現(xiàn)象，這對于長時間和周期性的工作的工業(yè)機(jī)器人來說這都不利于其確保高精確、高可靠地一直運(yùn)行下去。 在使用精密齒輪減速器的情況下，使用伺服

18、電機(jī)，使其在一個適當(dāng)?shù)南鄬Ψ€(wěn)定的速度運(yùn)行下，將一個精確的速度分派到滿足工業(yè)機(jī)器人各部分速度的需要，不僅可以提高機(jī)械體的剛性，同時也可以輸出較大的扭矩。與通用的減速器相比，工業(yè)機(jī)器人關(guān)節(jié)減速器具有更高的要求。他需要具有傳動鏈短，體積小，功率大，重量輕，易于控制等特點(diǎn)。 關(guān)節(jié)式工業(yè)機(jī)器人主要使用兩種減速器：諧波減速器是一種，還有就是RV減速器。諧波減速器和RV減速器對比來說，諧波減速器的剛性不好，沒有明顯的優(yōu)勢，而RV減速器具有更高的剛度和回轉(zhuǎn)精度。所以通常在關(guān)節(jié)型工業(yè)機(jī)器人中，一般將RV減速器放置在機(jī)座、大臂、肩部等重負(fù)載的重要部位；而將諧波減速器放置在小臂、腕部或手部等相對來說負(fù)荷小的部位；

19、一般情況行星減速器一般都會用在工業(yè)機(jī)器人直角坐標(biāo)的關(guān)節(jié)中。 同時，與工業(yè)機(jī)器人中常用的諧波減速器相比，RV減速器的疲勞強(qiáng)度、剛度和壽命都要比RV減速器高得多。同時，返回誤差的精度是穩(wěn)定的。RV減速器不像諧波減速機(jī)那樣慢，隨著使用時間的增加，其運(yùn)動精度也會大大降低。現(xiàn)在世界上許多國家都使用RV減速器來驅(qū)動高精度工業(yè)機(jī)器人的關(guān)節(jié)。因此，RV減速器在先進(jìn)的工業(yè)機(jī)器人聯(lián)合驅(qū)動中具有明顯的優(yōu)勢，并有逐漸取代諧波減速器的發(fā)展趨勢和趨勢。 1.3 RV減速機(jī)發(fā)展編年史 1、在1926年，RV減速器的原理和概念被德國一個叫勞倫茲·勃朗工程師創(chuàng)造性地提出； 2、在1931年，“賽古樂”股份有限公司在德國

20、慕尼黑被勞倫茲·勃朗建立了，“賽古樂”最先開始了擺線針輪減速器的研究、制造和銷售； 3、在1939年，日本住友公司和“賽古樂”公司簽定了技術(shù)合作協(xié)議達(dá)成合作，“賽古樂”公司允許日本住友公司生產(chǎn)和銷售RV減速器； 4、在1944年，未來的RV減速器霸主——日本帝人精機(jī)公司正式成立。這個在在飛機(jī)制造、紡織機(jī)械、機(jī)床等多個行業(yè)都是碩果累累卓有成就，這為后來該公司工業(yè)機(jī)器人的發(fā)展奠定了良好的基礎(chǔ)； 5、在1950年-1960年的時候，擺線磨床橫空出世。磨床的出世有效的解決擺線齒形的精度不高等困擾世人的問題，它促使擺線輪傳動的運(yùn)用和發(fā)展得到了進(jìn)一步的提高和擴(kuò)大。 6、在1956年，全球第一個自動

21、門在日本的納博克公司發(fā)售成功，在全球市場上轟動一時，引起了不小的關(guān)注。 7、在20世紀(jì)80年代，日本的帝人精機(jī)提出了RV傳動理論，并將其應(yīng)用于工業(yè)機(jī)器人工業(yè)，促使RV減速器得到了進(jìn)一步的發(fā)展。 8、在1986年，日本的帝人精機(jī)正式量產(chǎn)和銷售RV減速器，并取得了很大的成功； 9、在2003年，日本的帝人精機(jī)和Nabok公司合并組成了Nabo Teske (納博特斯克)公司，并迅速發(fā)展壯大，現(xiàn)已成為RV減速器行業(yè)的龍頭企業(yè)，它占據(jù)了全球市場份額60%以上，特別是在中等負(fù)荷和重負(fù)荷的工業(yè)機(jī)器人以及其RV減速器市場上。這一份額已經(jīng)達(dá)到了一個特別驚人的水平，超過了90%。 1.4 中國RV減速機(jī)

22、行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀 我國在RV減速器方面，行星齒輪傳動的研究始于20世紀(jì)50年代，從國外引進(jìn)是始于20世紀(jì)60年代。雖然我們在理論和仿制方面取得了一些不錯的成果和成就，但同類型最新產(chǎn)品與日本的相比較，我們研制的擺線針輪減速器從各方面來說都有一定的差距。在整體的性能方面、使用壽命長短、傳動精度的高低、承載能力的大小方面以及新產(chǎn)品的進(jìn)一步開發(fā)升級都存在著相當(dāng)大的落差和不足之處。需要更進(jìn)一步的加快研究和發(fā)展的步伐。 ABB、Kuka、安川等國際巨頭采購一臺精密減速器價大概為3萬元~5萬元，而賣給我國企業(yè)大概要7萬元，賣給普通企業(yè)大概要12萬元。我國的企業(yè)在國外進(jìn)口精密減速器的成本特別高，要比國際巨頭貴

23、一倍還多。 根據(jù)高工工業(yè)機(jī)器人產(chǎn)業(yè)研究所(GRII)的可靠數(shù)據(jù)統(tǒng)計，我們國內(nèi)現(xiàn)有353家工業(yè)機(jī)器人企業(yè)，在這其中研究減速器的企業(yè)只有13家，在研究RV減速器的企業(yè)就更少了，只有5家。 在2010年，我國南通振康焊接機(jī)電有限公司研制開發(fā)的可用于高端工業(yè)應(yīng)用領(lǐng)域（工業(yè)機(jī)器人）傳動核心部件RV減速裝置以及系列交流伺服電機(jī)，開始批量投入生產(chǎn)，并獲得了市場的廣泛認(rèn)可和關(guān)注。可在2013年全年的產(chǎn)量也僅只有200多臺，產(chǎn)量非常低。 湖北武漢的精華減速機(jī)制造有限公司總經(jīng)理余運(yùn)清在2014年7月20日透露，該公司自主研發(fā)的一種精密減速器剛剛獲得檢驗(yàn)通過，有很大希望能夠代替進(jìn)口，降低我國工業(yè)機(jī)器人的生產(chǎn)成

24、本。 秦川在2014年7月發(fā)布公告稱，該公司計劃將投資1.94億元應(yīng)用于9萬套(一期)工業(yè)機(jī)器人關(guān)節(jié)減速器技術(shù)改造項(xiàng)目建設(shè)。此舉動將我國國產(chǎn)工業(yè)機(jī)器人RV減速器的研發(fā)制造情況推進(jìn)了人們的視野。 在我國的上市公司中還有巨輪股份和新松工業(yè)機(jī)器人都在進(jìn)行RV減速器的研究和制造，但目前來說還尚未取得實(shí)質(zhì)性的進(jìn)展和結(jié)果。 在我國經(jīng)濟(jì)轉(zhuǎn)型升級還有人口老齡化趨勢日益加快的情況下，這為我國的工業(yè)機(jī)器人產(chǎn)業(yè)的發(fā)展迎來了一個需要快速發(fā)展的階段。在2013年我國工業(yè)機(jī)器人市場總銷量超過了日本，總銷量大概在3.7萬臺，大約占全球總銷量的20%，位居全球第一位。在2016年我國成為了全球最大的工業(yè)機(jī)器人市場，保有

25、量已經(jīng)超過了15萬臺。Nabtesco都開始投資近50億日元在中國籌建工廠，從2016年起投產(chǎn)制造工業(yè)機(jī)器人用的核心零部件——RV減速器，剛開始計劃每年產(chǎn)量達(dá)到10萬臺，到2020年將達(dá)到20萬臺。 這是一個龐大的市場需求，就目前來看中國企業(yè)與其幾乎無緣，我們希望中國企業(yè)能夠早日突破技術(shù)瓶頸，加快研究制造的步伐，盡早投產(chǎn)銷售，在RV減速器市場爭得一席之地。 第二章 傳動系統(tǒng)方案確定 第二章 傳動系統(tǒng)方案確定 2.1 設(shè)計任務(wù)書 ⑴功率P：2kW； ⑵減速比i：121； ⑶輸出軸轉(zhuǎn)速n：10r/min； ⑷正反轉(zhuǎn)輸出回差：60arcsec； ⑸設(shè)計壽命：30000 小

26、時； ⑹效率：大于85%； 2.2 原始數(shù)據(jù) 表1 原始數(shù)據(jù) 項(xiàng)目 參數(shù) 功率P/kW 2 輸出軸轉(zhuǎn)速n/( r/min ) 10 減速比i 121 2.3 傳動系統(tǒng)方案的擬定 1—漸開線中心輪 2—漸開線行星輪 3—曲柄軸4—擺線輪 5—針齒 6—輸出盤 7—針齒殼（機(jī)架） 圖3 RV減速器傳動簡圖 第三章 電動機(jī)的選擇 第三章 電動機(jī)的選擇 3.1 電動機(jī)容量的選擇 任務(wù)書給定功率： PW=2KW (3-1) 電動機(jī)輸出功率： Pn=P

27、Wη (3-2) 式中的η為減速器總效率。 η總=η齒輪·η圓錐滾子軸承·η圓柱滾子軸承·η擺線輪 (3-3) 查《機(jī)械設(shè)計》表10-20取各部分的機(jī)械效率：η齒輪=0.97（8級閉式齒輪傳動）、η滾子軸承=0.98（滾子軸承）、η擺線輪=0.9～0.95（擺線齒輪單級傳動）。 則傳動裝置的總效率為： η總=η齒輪·η圓錐滾子軸承·η圓柱滾子軸承·η擺線輪=0.97×0.98×0.98×0.92≈0.86

28、 (3-4) 電動機(jī)輸出功率為: Pn=PWη=20.86=2.33KW (3-5) 綜合分析，該機(jī)構(gòu)運(yùn)行平穩(wěn)，載荷穩(wěn)定，電動機(jī)所需的額定功率只需略大于2.33KW即可滿足使用要求，查電動機(jī)參數(shù)表選擇額定功率P額定=3KW的電動機(jī)。 3.2 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 根據(jù)給定條件可知減速器輸出轉(zhuǎn)速為：n=10 r/min 由于給定RV減速器總傳動比為：i=121 因此計算得電動機(jī)所需轉(zhuǎn)速應(yīng)為：nd=1210r/min 綜合考慮到所有因素，一是考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸，

29、二是考慮質(zhì)量及價格因素。為了能夠?qū)崿F(xiàn)傳動裝置緊湊，同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的YH系列，型號為 YH100L2-4的三相異步電動機(jī)被本設(shè)計采用，其額定轉(zhuǎn)速為1305r/min 。選擇的YH系列型號為YH100L2-4的高轉(zhuǎn)差率三相異步電動機(jī)，其為Y系列（IP44）派生系列，它具較大的啟動轉(zhuǎn)矩，有較高的轉(zhuǎn)差率，較小的啟動電流，較軟機(jī)械特性，能夠承受一定的沖擊負(fù)載荷等一系列優(yōu)點(diǎn)。采用高電阻呂合金制造電動機(jī)內(nèi)部的轉(zhuǎn)子，非常適用于沖擊負(fù)載荷和傳動轉(zhuǎn)動慣量較大的以及反轉(zhuǎn)次數(shù)較多的金屬加工機(jī)床。由此來看也特別適合用于驅(qū)動工業(yè)機(jī)器人。 3.3 電動機(jī)型號的選擇 查《機(jī)械設(shè)計手冊》中的電動機(jī)類

30、型、容量和轉(zhuǎn)速，選定電動機(jī)型號為Y160M2-8，是根據(jù)電機(jī)產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊做出選擇的。其主要參數(shù)列如下表中。 表2 Y160M2-8型電動機(jī)的主要參數(shù) 型號 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速 /(r/min) 同步轉(zhuǎn)速(r/min) 電動機(jī)中心高 H/mm 外伸軸直徑和長度D/mm×E/mm YH100L2-4 3 1305 1500 100 28×60 第四章 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 第四章 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 4.1 傳動比的分配 RV減速器的總傳動比為：i=121 分配傳動裝置各級傳動比為：i=i1×i2，為使針齒殼（機(jī)架）外

31、形尺寸不至于過大，初選一級行星齒輪傳動比i1=2 則擺線齒輪傳動比i2=60.5 4.2 各軸轉(zhuǎn)速計算 根據(jù)給定條件可知輸出軸轉(zhuǎn)速：n=10r/min ，則： 擺線齒輪轉(zhuǎn)速：n1=n=10r/min； 曲柄軸轉(zhuǎn)速：n2=n1×i2=10×60.5=605r/min； 輸入軸轉(zhuǎn)速：n3=n2×i1=605×2=1210r/min； 4.3 各軸功率計算 η齒輪=0.97（8級閉式齒輪傳動）、η滾子軸承=0.98（滾子軸承）、η擺線輪=0.9～0.95（擺線齒輪單級傳動）。 總效率： η總=η齒輪·η圓錐滾子軸承·η圓柱滾子軸承·η擺線輪=0.97×0.98×0.98×0

32、.92≈0.86 (4-1) 輸入軸功率： P輸入軸=Pn=2.33KW (4-2) 曲柄軸功率： P曲柄軸=P輸入軸·η齒輪=2.33×0.97≈2.26KW (4-3) 擺線齒輪功率： P擺線輪=P曲柄軸·η圓柱滾子軸承·η齒輪圓錐滾子軸承=2.26×0.98×0.98≈2.17KW；

33、(4-4) 輸出軸功率： P輸出軸=P擺線輪·η擺線輪=2.17×0.92≈2KW。 (4-5) 4.4 各軸轉(zhuǎn)矩計算 輸入軸轉(zhuǎn)矩： T輸入軸=9550P輸入軸n3=9550×2.331210≈18.4N·m； (4-6) 曲柄軸轉(zhuǎn)矩： T曲柄軸=9550P曲柄軸n2=9550×2.26605≈35.67N·m； (4-7) 擺線齒輪轉(zhuǎn)矩： T擺線輪=9550P擺線輪n1=9550×2.1710≈2072.35N·m； (4-8) 輸出軸轉(zhuǎn)矩： T輸出軸=

34、9550P輸出軸n=9550×210≈2072.35N·m； (4-9) 4.5 數(shù)據(jù)匯總 將上述計算結(jié)果匯總于下表，以備查用。 表3 各軸的相關(guān)參數(shù) 電動機(jī)軸 輸入軸 曲柄軸 擺線齒輪 輸出軸 轉(zhuǎn)速n/（r/min） 1210 1210 605 10 10 功率P/kw 2.33 2.33 2.26 2.17 2 轉(zhuǎn)矩T/（N·m） 18.4 18.4 35.67 2072.35 1910 傳動比i 1 2 60.5 1 第五章 一級直齒輪傳動的設(shè)計計算 第五章 一級直齒輪傳動的

35、設(shè)計計算 考慮到一級小齒輪與輸入軸同為一體結(jié)構(gòu)，則選取大、小齒輪材料均用38CrMoAIA，調(diào)質(zhì)后氮化。其硬度255～321HB，在這里取平均為290HB。 5.1 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 5.1.1 初步計算 轉(zhuǎn)矩T1： T1=T輸入軸=9550P輸入軸n3=9550×2.331210≈18.4N·m (5-1) 齒寬系數(shù)ψd：查《機(jī)械設(shè)計》表10-12，取ψd=0.3 接觸疲勞極限σHlim：查《機(jī)械設(shè)計》圖10-18（c），取σHlim1=σHlim2=850MPa 初步計算的許用接觸應(yīng)力[σH]: [σH1]=[σH2]≈0.9σHlim1=0.

36、9σHlim2=765MPa Ad值：查《機(jī)械設(shè)計》表10-15，取Ad=90 初步計算的小齒輪直徑d1： d1≥Ad3T1ψdσH2×i±1i=90318.4×10000.3×6752×2±12=36.6mm (5-2) 取d1=40mm 初步齒寬b： b=ψdd1=0.3×40=12mm (5-3) 5.1.2 校核計算 圓周速度v： v=πd1n360×1000=π×40×121060×1000=2.53m/s (5-4)

37、精度等級：查《機(jī)械設(shè)計》表10-8，取8級精度 齒數(shù)z和模數(shù)m：初取z1=25，z2=iz1=2×25=50，m=d1z1=4025=1.6。 查《機(jī)械設(shè)計》表10-1，取m=2。則z1=d1m=402=20，z2=iz1=2×20=40。 使用系數(shù)KA：查《機(jī)械設(shè)計》表10-7，取KA=1 動載系數(shù)Kv：查《機(jī)械設(shè)計》圖10-10，取Kv=1.12 齒間載荷分布系數(shù)KHα：由《機(jī)械設(shè)計》表10-9，先求Ft： Ft=2T1d1×13=2×18.4×100040×13=307N (5-4) KAFtb=1×30712=25.

38、58N/mm (5-5) αa1=arccosdb1da1=arccosd1cosαd1+2ha=arccos40cos20°40+2×2=31.32° (5-6) αa2=arccosdb2da2=arccosd2cosαd2+2ha=arccos80cos20°80+2×2=26.5° (5-7) εα=12πz1tanαa1-tanα'+z2tanαa2-tanα'=12π20tan31.32°-tan20°+40tan26.5°-tan20°=1.63

39、(5-8) Zε=4-εα3=4-1.633=0.89 (5-9) 由此得： KHα=1Zε2=10.892=1.26 (5-10) 齒向載荷分布系數(shù)KHβ：查《機(jī)械設(shè)計》表10-10得： KHβ=A+B(bd1)2+C·10-3b=1.09+0.16×40402+0.31×10-3×40=1.26 (5-11) 載荷系數(shù)K： K=KAK

40、vKHαKHβ=1.5×1.16×1.26×1.26=2.76 (5-12) 彈性系數(shù)ZE：查《機(jī)械設(shè)計》表10-11，取ZE=189.8MPa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH: 查《機(jī)械設(shè)計》圖10-17，取ZH=2.15 接觸最小安全系數(shù)SHmin：查《機(jī)械設(shè)計》表10-13，取SHmin=1.25 總工作時間th：th=30000h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL：查《機(jī)械設(shè)計》表10-14，估計5×107

41、.255×109 (5-14) 接觸壽命系數(shù)ZN：查《機(jī)械設(shè)計》圖10-19，取ZN1=0.92，ZN2=0.92 許用接觸應(yīng)力σH： σH1=σHlim1ZN1SHmin=770×0.921.25=566.72MPa (5-15) σH2=σHlim2ZN2SHmin=770×0.921.25=566.72MPa (5-16) 驗(yàn)算： σH=ZEZHZε2KT1bd12×i+1i×13=189.8×2.15×0.89×2×2

42、.76×1840012×402×2+12×13=181.57MPa<σH1=σH2 (5-17) 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。 5.1.3 確定傳動主要尺寸實(shí)際分度圓直徑 因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，即 d1=mz1=2×20=40mm (5-18) d2=mz2=2×40=80mm (5-19) 中心距a： a=mz1+z22=2×20+402=60mm

43、 (5-20) 齒寬b： b=ψdd1=0.3×40=12mm (5-21) 取： b1=15mm，b2=12mm (5-22) 5.2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算： 重合度系數(shù)Yε： Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.63=0.71 (5-23) 齒間載荷分配系數(shù)KFα：查《機(jī)械設(shè)計》表10-9，KFα=1Yε=10.71=1.4

44、1 齒向載荷分配系數(shù)KFβ： bh=122×1+0.25×2=2.6 (5-24) 查《機(jī)械設(shè)計》圖10-15，取KFβ=1.17 載荷系數(shù)K： K=KAKvKFαKFβ=1×1.12×1.41×1.17=1.85 (5-25) 齒形系數(shù)YFa：查《機(jī)械設(shè)計》圖10-21，取YFa1=2.8，YFa2=2.4 應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查《機(jī)械設(shè)計》圖10-22，取YSa1=1.54，YSa2=1.65 彎曲疲勞極限σFlim：查《機(jī)械設(shè)計》圖10-23（c）σFlim1=600MPa，

45、σFlim2=600MPa 彎曲最小安全系數(shù)SFmin：查《機(jī)械設(shè)計》表10-13，取SFmin=1.6 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL：查《機(jī)械設(shè)計》表10-14，估計5×107

46、應(yīng)力σF： σF1=σFlim1YN1YXSFmin=600×0.9×11.6=337.5MPa (5-28) σF2=σFlim2YN2YXSFmin=600×0.9×11.6=337.5MPa (5-29) 驗(yàn)算： σF1=2KT1bd1mYFa1YSa1Yε=2×2.76×1840040×40×2×2.8×1.54×0.71=97.2MPa<σF1 (5-30) σF2=σF1YFa2YSa

47、2YFa1YSa1=97.2×2.4×1.652.8×1.54=89.27MPa<σF2 (5-31) 傳動無嚴(yán)重過載，故不做靜強(qiáng)度校核。 5.3 數(shù)據(jù)匯總 將齒輪參數(shù)匯總于下表，以備查用。 表4 齒輪嚙合幾何參數(shù) 模數(shù)m 齒數(shù)z 分度圓直徑d 齒寬b 中心距a 齒輪軸齒輪 2 20 40mm 15mm 60mm 行星齒輪 40 80mm 12mm 第六章 擺線齒輪傳動的設(shè)計計算 第六章 擺線齒輪傳動的設(shè)計計算 6.1 選擇擺線輪的材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數(shù) 為了提高減速器的承載能力，并使減速器的結(jié)構(gòu)緊

48、湊，擺線輪、針齒銷、針齒套、柱銷、柱銷套的材料均選用GCr15軸承鋼，熱處理之后硬度應(yīng)達(dá)到61~65HRC。 由于本設(shè)計里輸入端為輸入齒輪，輸出端為軸，RV減速器減速比為i=1i總=1121 ,因此減速器速比值R=1i=121 ，根據(jù)公式： R=1+Z2Z1Zp (6-1) 可計算出針輪齒數(shù)Zp=60 ，即擺線輪齒齒數(shù)為： Zc=Zp-1=59。 (6-2) 6.2 擺線針輪傳動的基本參數(shù) 擺線針輪傳動是以

49、rp、bc、zp作為基本參數(shù)，將其他各參數(shù)盡可能化為rp、bc、zp的函數(shù)，在此引用一下兩個參數(shù)： ① 短幅系數(shù)K1： K1=rp'rp=azprp (6-3) K1是一個非常重要的系數(shù)，它的取值不同，就會使擺線輪的齒形不同，就會影響傳動的性能指標(biāo)。K1取值既不能取得過大也不能取得過小，要根據(jù)實(shí)際情況來合理取值。K1的薦用值見下表。 表5 短幅系數(shù)K1推薦用值 zc ≤11 13～23 25～59 61～87 K1 0.42～0.55 0.48～0.74 0.65～0

50、.9 0.75～0.9 根據(jù)擺線輪齒齒數(shù)zc=59，初選K1=0.9。 ②針徑系數(shù)K2： K2=txdrp=rprrpsin180°zp (6-4) K2=1時，針齒間沒有運(yùn)動間隙，為了能夠避免針齒向碰還有就是保證針齒與針齒殼的強(qiáng)度，在這里可取K2=1～4，以K2=1.5～2.0為最佳，一般不小于1.25~1.4。當(dāng)zp≥44時，為避免針齒向碰，若將針齒輪數(shù)抽去一半，可取K2≥0.99～1.0。K2的推薦值見下表： 表6 針徑系數(shù)K2推薦用值 zp ≤12 12～24 2

51、4～36 36～40 60～88 K2 3.85～2.85 2.8～2.0 2.0～1.25 1.6～1.0 1.5～0.99 根據(jù)針輪齒數(shù)Zp=60，初選K2=1。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式：rp=（0.58～1.3）3T (6-5) 計算得rp=76.5mm； ③ 則根據(jù)公式K1=rp'rp=azprp和K2=txdrp=rprrpsin180°zp，可計算得中心距a=2.51mm，rrp=8.78，取 a=2.5mm，rrp=9mm 查《機(jī)械傳動設(shè)計手冊》的表5.3-1可查得公式emin=ρ0minrp=2

52、71-K12zp-1zp+13，計算得emin=0.2由于rrprp=9127=0.055

53、σH=0.418EcFibcρci≤σH (6-6) 式中： Fi－針齒與擺線輪嚙合的作用力；Fi=4.765kN Ec－當(dāng)量彈性模量，因擺線輪與針齒為軸承鋼，Ec=2.06×105MPa bc－擺線輪寬度，bc=13mm。 ρci－當(dāng)量曲率半徑，ρci=erp=0.2×77=15.4mm。 求得σH=720MPa≤σH，符合要求。 6.3 數(shù)據(jù)匯總 將擺線齒輪參數(shù)匯總于下表，以備查用。 表7 擺線輪參數(shù) 齒數(shù) 齒寬 針齒半徑 針徑系數(shù) 短幅系數(shù) 偏心距 zc=59 Zp=60 bc

54、=13mm rrp=9mm K2=1 K1=0.9 a=2.5mm 第七章 外殼的設(shè)計 第七章 外殼的設(shè)計 減速器外殼的材料選用40Cr鋼，需要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)擺線輪的幾何參數(shù)可以計算出外殼的針齒部分內(nèi)徑d： d=2rp+rrp=277+9=172mm (7-1) 根據(jù)針輪齒數(shù)可知外殼內(nèi)徑針齒槽的的數(shù)量為60個，且這些齒槽都是等間距平均分布。 槽的深度等于針齒的半徑，槽的形狀為半圓孔，與針齒的一半曲面能夠完全重合，針齒能在槽內(nèi)正常的滑動。 槽的長度略長于與針齒的長度為30mm。 針齒槽兩邊安裝角接觸軸承的部分

55、，根據(jù)針齒部分內(nèi)經(jīng)為172mm，查《機(jī)械設(shè)計圖冊》表10.15取軸承外直徑為180mm的軸承代號為7024的角接觸軸承，尺寸為d×D×B=120×180×28。所以外殼此處的內(nèi)徑為180mm，寬度為28mm。 經(jīng)綜合受力分析外殼最為薄弱的部分為針齒外圈，將此處厚度設(shè)計為15mm。 根據(jù)曲柄軸的長度為82mm，則外殼的總寬度設(shè)計為90mm，這樣所有部件都會保護(hù)在外殼內(nèi)部。 第八章 軸的設(shè)計 第八章 軸的設(shè)計 8.1 曲柄軸的設(shè)計 曲柄軸的參數(shù)： 表8 曲柄軸的參數(shù) 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩T/（N·m） 轉(zhuǎn)速n/（r/min） 壓力角 2.26 35.67 60

56、5 20° 8.1.1 選擇軸的材料 曲柄軸的材料選用40Cr鋼，需要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。查《機(jī)械設(shè)計》表12-1得知其機(jī)械性能如下：抗拉強(qiáng)度極限σb=735MPa，屈服強(qiáng)度極限σs=540MPa，彎曲疲勞極限σ-1=355MPa，剪切疲勞極限τ-1=200MPa，許用彎曲應(yīng)力σ-1=70MPa， 8.1.2初步確定軸的最小直徑 根據(jù)材料力學(xué)知識可知，對于實(shí)心圓軸，其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： τ=1000TWT=9549×103P0.2d3n≤τ (8-1) 變換后可得軸直徑的設(shè)計公式為： d≥39549×1030.2τ3Pn

57、=C3Pn (8-2) 式中： τ—軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T—軸所傳遞的扭矩，N·m； d—軸的直徑，mm； WT—軸的抗扭截面系數(shù)，mm3（WT=πd316≈d35） P—軸所傳遞的功率，KW； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min； τ—軸材料的許用切應(yīng)力，MPa； C—與軸材料有關(guān)的系數(shù)。 查《機(jī)械設(shè)計》表13—2取C=110 將參數(shù)帶入式： d≥C3Pn=11032.26×13605=11.83mm (8-3) 查《機(jī)械設(shè)計制圖手冊》表9.2

58、，初選最小直徑d2=12mm 8.1.3 曲柄軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ⑴ 擬定軸上零件的裝配方案 軸的左端是與一齒輪相連，此處為花鍵槽，中間與兩個擺線輪滾針軸承相配合，擺線輪兩側(cè)是圓錐滾子軸承。設(shè)計的此高速軸的裝配方案圖如下： 圖5 曲柄軸 ⑵ 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度? 為了能夠滿足曲柄軸的軸向定位要求，軸的第一段直徑為12mm，根據(jù)齒寬和裝配要求來確定該段長度為12mm。第二段和第六段要安裝圓錐滾子軸承，查《機(jī)械設(shè)計制圖手冊》表10.21取第二段軸的直徑為15mm，長度為13mm。第四段為退刀槽，直徑為15mm，長2mm，第三段和第五段相同，要安裝滾針軸承，查《機(jī)

59、械設(shè)計制圖手冊》表10.23取軸的直徑為35mm，長與擺線輪寬度相同為20mm。再加上卡槽的長度和余量，故取L=82mm。? ⑶ 初步選擇滾動軸承 為了使結(jié)構(gòu)緊促，穩(wěn)定和安全，曲軸與輸出軸的連接采用圓錐滾子軸承，曲軸與擺線輪的連接采用滾針軸承，根據(jù)曲軸的初選尺寸，選用的圓錐滾子軸承為：代號30302，尺寸d×D×B=15×42×13.滾針軸承為：代號K35×42×20.，尺寸d×D×B=35×42×20. ⑷ 曲柄軸的校核 受力分析： 圖6 受力分析 Fy=0，F(xiàn)By+FCy+FDy+FEy=0 (8-4) Fx=

60、0，F(xiàn)Bx+FCx+FDx+FEx=0 (8-5) My=0，16.5FCy-38.5FDy-55FEy=0 (8-6) Mx=0，16.5FCx-38.5FDx-55FEx=0 (8-7) T=0，-T曲柄軸+1.5FCx+1.5FDx=0 (8-8) FCy=FDy,FBy=FEy,FCx=FDx (8-9) 聯(lián)立上式解得：FBx=7.60

61、9，F(xiàn)Cx=FDx=4.765，F(xiàn)Ex=-1.9024，F(xiàn)Cy=FDy=FBy=FEy=0 畫剪力圖、彎矩圖和扭矩圖如下。 圖7 畫剪力圖、彎矩圖和扭矩圖 作用于軸上的最大扭矩：T=11.89N·mm 作用于軸上的最大彎矩矩：M=95.12N·mm 按第三強(qiáng)度理論校核： σr3=1WM2+T2=32π×0.012395.122+11.892=57.74MPa<σ-1 (8-10) 故安全。 因三根曲柄軸結(jié)構(gòu)相同，受力情況也相同，故只許校核一根即可。 8.2 輸入軸的設(shè)計 輸入軸的參數(shù) 表9 輸入軸的參數(shù) 功率P/kw 轉(zhuǎn)

62、矩T/（N·m） 轉(zhuǎn)速n/（r/min） 壓力角 2.33 18.4 1210 20° 8.2.1 選擇軸的材料 輸入軸的材料選用38CrMoAIA鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查《機(jī)械設(shè)計》表12-1查得其機(jī)械性能參數(shù)如下：抗拉強(qiáng)度極限σb=930MPa，屈服強(qiáng)度極限σs=785MPa，彎曲疲勞極限σ-1=440MPa，剪切疲勞極限τ-1=280MPa，許用彎曲應(yīng)力σ-1=75MPa。 8.2.2 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)材料力學(xué)知識可知，對于實(shí)心圓軸，其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： τ=1000TWT=9549×103P0.2d3n≤τ

63、 (8-11) 變換后可得軸直徑的設(shè)計公式為： d≥39549×1030.2τ3Pn=C3Pn (8-12) 式中： τ—軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T—軸所傳遞的扭矩，N·m； d—軸的直徑，mm； WT—軸的抗扭截面系數(shù)，mm3（WT=πd316≈d35） P—軸所傳遞的功率，KW； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min； τ—軸材料的許用切應(yīng)力，MPa； C—與軸材料有關(guān)的系數(shù)。 查《機(jī)械設(shè)計》表13—2取C=110 將參數(shù)帶入式： d≥C3Pn=11032.331210=13.69mm

64、 (8-13) 由于輸入軸一端的內(nèi)部還需有安裝電動機(jī)軸的孔，因此還需計算上電動機(jī)輸出軸的直徑28mm，因此初選d1=50mm 8.2.3 確定軸的直徑和長度 輸入軸的運(yùn)動和動力需要通過輸入齒輪來傳遞給行星齒輪。因?yàn)檩斎臊X輪的分度圓直徑為40mm，所以齒頂圓直徑44mm，因此將輸入軸直接做成齒輪軸，則輸入軸齒輪部分直徑為44mm，連接電機(jī)部分直徑為45mm； 由于輸入軸幾乎貫穿整個RV減速器，因此軸的長度需在曲柄軸的基礎(chǔ)上再加上支撐法蘭的厚度25mm，主軸承為分離型角接觸球軸承，查《機(jī)械設(shè)計制圖手冊》選擇型號為7654B，其基本尺寸為 ，因此

65、軸長為L=107mm，其中齒輪部分長度為12mm。 8.2.4 輸入軸的校核 圖8 輸入軸 對輸入軸進(jìn)行受力分析： 圖9 輸入軸受力分析圖 忽略軸自重，輸入軸只受扭矩作用，不收外力作用。 畫扭矩圖如下： 圖10 扭矩圖 作用于軸上的最大扭矩：T=18.4N·mm 作用于軸上的最大彎矩矩：M=0N·mm 按第三強(qiáng)度理論校核： σr3=1WT2=32π×0.044318.42=22MPa<σ-1 (8-14) 故安全。 8.3輸出軸的設(shè)計 輸出軸的材料選用38CrMoAIA鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)曲柄軸的幾何參數(shù)

66、可知：輸出軸的總長度應(yīng)為85mm。 根據(jù)所選用圓錐滾子軸承的相關(guān)參數(shù)可以確定：法蘭盤和輸出軸的軸承孔的寬度為13mm，所以法蘭盤的厚度為15mm，腿的高度為44mm。軸端齒輪槽的厚度為14mm，所以輸出軸整體長為88mm，直徑為。 根據(jù)軸承的相關(guān)參數(shù)可設(shè)計出軸承溝道的參數(shù)：軸承溝道的溝底徑為130mm，圓弧半徑為20mm，溝心距為71mm。 法蘭盤和輸出軸的連接：根據(jù)經(jīng)驗(yàn)法蘭盤和輸出軸的3個連接位置，每個連接點(diǎn)分別采用3個M5的沉孔螺栓連接。 8.4 軸承的校核 8.4.1 圓錐滾子軸承的校核 圓錐滾子軸承為：代號30302，尺寸d×D×B=15×42×13 ⑴ 確定30302軸承性能的主要參數(shù)。 查《機(jī)械設(shè)計手冊》表7-2-91可得Cr=22.8，e=0.29，Y=2.1 ⑵ 計算派生軸向力FS1、FS2 FS1=Fr12Y=7.6092×2.1=1.81 (8-15) FS2=Fr22Y=1.90242×2.1=0.453