畢 業(yè) 設 計 (論 文 )兩個行星輪 RV 減速器設計及仿真所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日I摘 要RV 減速機由一個 RV 減速器減速機的前級和一個擺線針輪減速機的后級組成，RV減速器具有結構緊湊，傳動比大，以及在一定條件下具有自鎖功能的傳動機械，是最常用的減速機之一而且振動小，噪音低，能耗低。本設計是基于 RV 減速器結構設計的特點，和 PROE 三維建模和運動仿真。RV 減速器和各種類型的特性的比較，確定方案；其次根據輸入功率，相應的輸出轉速，傳動比的傳動設計、總體結構設計；三維建模并最終完成了 PROE，和模型的裝配，并完成了傳動部分的運動仿真和運動分析。關鍵詞： RV 減速器、運動仿真、裝配、三維建模IIAbstractRV reducer RV reducer consists of a gear unit and a pre-cycloid reducer stage composition, RV reducer has a compact structure, transmission ratio, and under certain conditions, mechanical drive with self-locking function, one of the most commonly used gear and vibration, low noise, low power consumption.The design is based on the RV reducer structure design, and PROE three-dimensional modeling and motion simulation. Compare RV reducer and various types of characteristics, to determine the program; secondly according to the input power, the corresponding output speed ratio transmission design, the overall structural design; three-dimensional modeling, and finally completed the PROE, and assembly models, and complete motion analysis and motion simulation transmission section.Keywords: RV reducer, motion simulation, assembly, 3D modelingIII目 錄摘 要 .IAbstract II第 1 章 緒論 .11.1 國內外的研究狀況及其發(fā)展方向 11.2 RV 減速器的選題分析及設計內容 .21.3 主要的工作內容 2第 2 章 RV 減速器方案確定 32.1 RV 減速器零部件介紹 32.2 傳動原理 42.3 RV 傳動過程剖析 .5第 3 章 行星減速器結構設計 .73.1 基本參數要求與選擇 73.1.1 基本參數要求 .73.1.2 電動機的選擇 .73.2 方案設計 73.2.1 機構簡圖 .73.2.2 齒形及精度 .83.2.3 齒輪材料及性能 .83.3 齒輪的計算與校核 83.3.1 配齒數 .83.3.2 初步計算齒輪主要參數 .93.3.3 按彎強度曲初算模數 m 123.3.4 齒輪疲勞強度校核 .133.4 軸上部件的設計計算與校核 183.4.1 軸的計算 .183.5 鍵的選擇與校核 273.5.1 鍵的選擇 .273.5.2 鍵的校核 .27IV第 4 章 擺線針輪傳動設計 .304.1 擺線針輪傳動的嚙合原理 304.2 擺線輪的齒廓曲線與齒廓方程 334.3 擺線輪齒廓曲率半徑 344.4 擺線針輪傳動的受力分析 354.4.1 針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力 .354.4.2 輸出機構的柱銷（套）作用于擺線輪上的力 .384.4.3 轉臂軸承的作用力 .394.5 擺線針輪行星減速器主要強度件的計算 404.5.1 齒面接觸強度計算 .404.5.2 針齒抗彎曲強度計算及剛度計算 .404.5.3 轉臂軸承選擇 .414.5.4 輸出機構柱銷強度計算 .414.6 輸出軸的計算 454.7 輸入軸的計算 .494.8 潤滑與密封 53第 5 章 PROE 的建模 .545.1 建模軟件的介紹 545.2 RV 減速器機構的建模 .545.2.1 對 RV 減速器的建模 .545.2.2 RV 減速器其他部件的建模 555.3 RV 減速器機構的虛擬裝配 .575.4 裝配體的實現 60總 結 .62參考文獻 .63致 謝 .641第 1 章 緒論1.1 國內外的研究狀況及其發(fā)展方向國內對 RV 減速器傳動比較深入的研究最早開始于 20 世紀 60 年代后期。已研制成功高速大功率的多種 RV 減速器，如列車電站燃氣輪機（ 3000KW）、高速氣輪機（500KW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300KW）的 RV 減速器箱。低速大轉矩的RV 減速器已成批生產，如礦井提升機的 XL-30 型 RV 減速器（800kW），雙滾筒采煤機的 RV 減速器（375kW）。世界上一些工業(yè)發(fā)達的國家，如： 日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對 RV減速器傳動的應用、生產和研究都十分重視，在結構化、傳動性能、傳遞功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位；并出現了一些新型的傳動技術，如封閉 RV 減速器傳動、RV 減速器變速傳動和微型 RV 減速器傳動等早已在現代的機械傳動設備中獲得了成功的應用。世界各先進工業(yè)國家，經由工業(yè)化、信息時代化，正在進入知識化時代，RV 減速器傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使 RV 減速器傳動已達到較高的水平。我國與世界先進水平雖存在明顯的差距，但隨著改革開放帶來設備引進、技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得很大的進步。目前 RV 減速器傳動正在向以下幾個方面發(fā)展：1）向高速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展。例如年產 300kt 合成氨透平壓縮機的RV 減速器增速器，其齒輪圓周速度已達 150m/s；日本生產了巨型船艦推進系統用的RV 減速器箱，功率為 22065kW；大型水泥磨中所用 80/125 型 RV 減速器箱，輸出轉矩高達 4150kN m。在這類產品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料與熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。2）向無級變速 RV 減速器傳動發(fā)展。實現無級變速就是讓 RV 減速器傳動中三個基本構件都傳動并傳遞功率，這只要對原行星機構中固定的構件附加一個轉動（如采用液壓泵及液壓馬達系統來實現），就能成為變速器。3）向復合式 RV 減速器傳動發(fā)展。近年來，國外將蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓2錐齒輪傳動與 RV 減速器傳動組合使用，構成復合式 RV 減速器箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用 RV 減速器傳動，這樣可適用相交軸和交錯軸間的傳動，可實現大傳動比和大轉矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的弱點，以適應市場上多樣化需要。4）向少齒差 RV 減速器傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。1.2 RV 減速器的選題分析及設計內容本設計以本設計基于 PROE 便于交互及強大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設計總體布局，然后設置零部件，最后完成一個完整的設計。利用 PROE 模塊實現裝配中零部件的裝配、運動學仿真等功能。RV 減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動參數的選擇，設計問題一般是在給定傳動比和輸入轉矩的情況下，確定各輪的齒數，模數和齒寬等參數。其中優(yōu)化設計采用 PROE 自帶的模塊，，模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿真，對元件進行運動分析。減速器作為獨立的驅動元部件，由于應用范圍極廣，其產品必須按系列化進行設計，以便于制造和滿足不同行業(yè)的選用要求。針對其輸人功率和傳動比的不同組合，可獲得相應的減速器系列。在以往的人工設計過程中，在圖紙上盡管能實現同一機座不同規(guī)格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用 PROE 工具來實現這一過程，不僅能完善上述工作，，方便設計操作，而且使系列產品的技術數據庫，圖形庫的建立、查詢成為可能，使設計速度加快。在設計過程中，我利用互聯網對本課題的各設計步驟與任務進行了詳細了解。采用計算機輔助設計的技術，利用 PROE 參數化建模動態(tài)仿真。1.3 主要的工作內容1. 設計計算部分：分析 RV 減速器機構傳動方案；并通過計算分析，確定行星輪系齒輪的齒數、模數和軸、行星架的各項參數，校核齒輪的接觸和彎曲強度；完成內外嚙合齒輪、軸、行星架的設計計算；在整機設計開發(fā)背景下，結合運動參數完成建模。2. 工程仿真分析部分：本論文利用三維軟件 PROE 對 RV 減速器進行三維建模，并完3成與整機的裝配；利用 PROE 減速器機構模型進行全局運動仿真，對內外嚙合齒輪傳動進行運動學分析。第 2 章 RV 減速器方案確定2.1 RV 減速器零部件介紹本課題研究的減速器型號為 RV-6 生成的該型號 RV 減速器的爆炸圖，主要由齒輪軸、行星輪、曲柄軸、轉臂軸承、擺線輪、針輪、剛性盤及輸出盤等零部件組成。圖 2.1 減速器型號為 RV-6一、零部件介紹(l）齒輪軸：齒輪軸用來傳遞輸入功率，且與漸開線行星輪互相嚙合。(2）行星輪：它與轉臂（曲柄軸）固聯，兩個行星輪均勻地分布在一個圓周上，起功率分流的作用，即將輸入功率分成兩路傳遞給擺線針輪行星機構。(3）轉臂（曲柄軸）H：轉臂是擺線輪的旋轉軸。它的一端與行星輪相聯接，另一端與支撐圓盤相聯接，它可以帶動擺線輪產生公轉，4而且又支撐擺線輪產生自轉。（4）擺線輪（RV 齒輪）：為了實現徑向力的平衡在該傳動機構中，一般應采用兩個完全相同的擺線輪，分別安裝在曲柄軸上，且兩擺線輪的偏心位置相互成 180°。（5）針輪：針輪與機架固連在一起而成為針輪殼體，在針輪上安裝有 30 個針齒。（6）剛性盤與輸出盤：輸出盤是 RV 型傳動機構與外界從動工作機相聯接的構件，輸出盤與剛性盤相互聯接成為一個整體，而輸出運動或動力。在剛性盤上均勻分布兩個轉臂的軸承孔，而轉臂的輸出端借助于軸承安裝在這個剛性盤上。2.2 傳動原理圖 2-2 RV 傳動簡圖圖 2-2 是 RV 傳動簡圖。它由漸開線圓柱齒傳輸線行星減速機構和擺線針輪行星減速機構兩部分組成。漸開線行星齒輪 3 與曲柄軸 2 連成一體，作為擺線針輪傳動部分的輸入。如果漸開線中心齒輪 1 順時針方向旋轉，那么漸開線行星齒輪在公轉的同時還有逆時針方向自轉，并通過曲柄帶動擺線輪作偏心運動，此時擺線輪在其軸線公轉的同時，還將在針齒的作用下反向自轉，即順時針轉動。同時通過曲柄軸將擺線輪的轉動等速傳給輸出機構。為計算 RV 傳動的傳動比，將上述的傳動簡圖用圖 3-3 所5示的結構簡圖代替。該機構簡圖包括兩個簡單行星機構：x1 和 x2。輸出件 A 為中心輪 1，輸出件 B 為輸出盤 6，且有 ω6=ω4。支承件 E 為針輪 7，漸開線行星輪 2 與轉臂（曲柄軸）3 均為輔助件 d。圖 2-3 RV 傳動的結構簡圖式中 Z1——漸開線中心輪齒數 21；Z2——漸開線行星輪齒數 50；Z4——擺線輪齒數24；Z7——針輪齒數，Z7=Z4+1=25。經計算，本型號 RV 減速器的傳動比為 60.5。2.3 RV 傳動過程剖析1.第一級減速的形成執(zhí)行電機的旋轉運動由齒輪軸傳遞給兩個漸開線行星輪，進行第一級減速。62.第二級減速的形成行星輪的旋轉通過曲柄軸帶動相距 180°的擺線輪，從而生成擺線輪的公轉；同時由于擺線輪在公轉過程中會受到固定于針齒殼上的針齒的作用力而形成與擺線輪公轉方向相反的力矩，也造就了擺線輪的自轉運動，這樣完成了第二級減速。3.運動的輸出通過兩個曲柄軸使擺線輪與剛性盤構成平行四邊形的等角速度輸出機構，將擺線輪的轉動等速傳遞給剛性盤及輸出盤。7第 3 章 行星減速器結構設計3.1 基本參數要求與選擇3.1.1 基本參數要求電動機功率：0.75KW 工作時間：15 年（每年按 300 天計算，每天工作為 12 小時）3.1.2 電動機的選擇根據工作功率與要求選擇電動機為：Y90S-6各項參數為：額定功率：P=0.75KW 轉速： n=910r/min3.2 方案設計3.2.1 機構簡圖圖 3-1 機構簡圖設計8遵循以上原則, 通過配齒計算, 確定該 RV 減速器行星齒輪的主要參數見表 1。各級齒輪采用相同的材料及熱處理工藝, 精度 6 級。表 3-1 主要設計參數表齒數 傳動比太陽輪 21第一級行星輪 502.383.2.2 齒形及精度因屬于低速運動，采用壓力角 =20 的直齒輪傳動，精度等級為 6 級。?3.2.3 齒輪材料及性能高速機太陽輪和行星輪采用硬齒面，以提高承載能力，減低尺寸，內齒輪用軟齒面（便于切齒，并使道具不致迅速磨損變鈍）。高速級部分采用軟齒面。兩級材料分別如表 3-1。疲勞極限 бHlim 和 бFlim 查書【1】圖 10-20（c）、（d），10-21（d）、（e）選取，行星輪的 бFlim 是乘以 0.7 后的數值。表 3-2 齒輪材料及性能齒輪 材料 熱處理б Hlim(N/mm )2б Flim(N/mm )2加工精度太陽輪 375行星輪20CrMnTi滲碳淬火HRC58~621400267.56 級內齒輪 40Cr調質HB262~286650 275 7 級93.3 齒輪的計算與校核3.3.1 配齒數表 1 主要設計參數表3.3.2 初步計算齒輪主要參數（1）選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級① 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械基礎》P 322 表 14－10，小齒輪選用 45 號鋼，調質處理，硬度 236HBS；大齒輪選用 45 號鋼，正火處理，硬度為 190HBS。② 精度等級初選減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，根據《機械設計學基礎》P 145 表5－7，初選 8 級精度。（2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為： ????1231.()EHdKTuZd?????① 確定載荷系數 K因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P 147 表5－8，得 K 的范圍為 1.4~1.6， 取 K＝1.5。接觸疲勞許用應力10??limiHNPZS???。┙佑|疲勞極限應力由《機械設計學基礎》P 150 圖 5－30 中的 MQ 取值線，根據兩齒輪的齒面硬度，查得 45 鋼的調質處理后的極限應力為=600MPa , =560MPa lim1H?lim2H?ⅱ）接觸疲勞壽命系數 ZN 應力循環(huán)次數公式為 N=60 n jth 工作壽命每年按 300 天，每天工作 2×8 小時，故th=(300×10×2×8)=48000hN1=60×466.798×1×48000=1.344×109982.3410= .27610i???查《機械設計學基礎》P 151 圖 5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕ZN1=1.02 ZN2=1.15ⅲ) 接觸疲勞強度的最小安全系數 SHmin查《機械設計學基礎》P 151 表 5－10，得 SHmin＝1 ⅳ）計算接觸疲勞許用應力 。HP?將以上各數值代入許用接觸應力計算公式得lim11n60.261HNpZMaS????li22mn5.4pHPⅶ）齒寬系數11由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P326 表 14－12 ，得到齒寬系數的范圍為 0.8～1.1。取 。1d??ⅵ）計算小齒輪直徑 d1由于 ，故應將 代入齒面接觸疲勞設計公式，得2p??p???2321331 18954105().2 8.4m6EHdZKTud?? ?????? ??????????④ 圓周速度 v115768.4159/600nv ms????查《機械設計學基礎》P 145 表 5－7，v 13L61?1STY試驗齒輪應力修正系數按所給 區(qū)域圖取Flim?Flim2a.relT?太陽輪齒根圓角敏感系數查【5】圖 6-35 0.96cY.relT?RV 減速器齒根圓角敏感系數查【5】圖 6-35 0.97Trel齒根表面形狀系數，查【5】圖 6-354.2?ZR1.045limFS最小安全系數 按高可靠度，查【5】表 6-8 1.6① 太陽輪： 彎曲應力基本值： a0F。?=a0F。? 2Fa /9.105)2.7/(1.584.276b/ mNYSt ??????（3-13）彎曲應力： = . . . . .Y =aFp。?alimSTYNaFrelTY.relX 2470.5N/1/.6.05961237.5???（3-14）故 ,滿足壽命要求。?21410.5??（三）、滾動軸承選擇2、高速軸軸承的校核①根據軸承型號 30307 查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為： NCor8250?② 求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： NFdVreVraere 53.2417.645847.216901021 ???????25NFHrVrrrteHrte 98.6024.53.241376851291010622111 ???????③求兩軸承的計算軸向力 2aF和對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力 ，Y 由設計手冊查得為 1.9，因此可以估算：rd?NYFrdr 36.179.860221??則軸有向右竄動的趨勢，軸承 1 被壓緊，軸承 2 被12.293ddae F??放松 NFdae36.173621??④求軸承當量動載荷 21P和查設計手冊知 e=0.31eFrar ??53.098.6217查課本表 13-5 得徑向載荷系數和軸向載荷系數軸承 1 9.1,4.01?YX軸承 2 .,.因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表 13-6 得 則1.,2.01???ppff取畢 業(yè) 設 計 (論 文 )兩個行星輪 RV 減速器設計及仿真所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日I摘 要RV 減速機由一個 RV 減速器減速機的前級和一個擺線針輪減速機的后級組成，RV減速器具有結構緊湊，傳動比大，以及在一定條件下具有自鎖功能的傳動機械，是最常用的減速機之一而且振動小，噪音低，能耗低。本設計是基于 RV 減速器結構設計的特點，和 PROE 三維建模和運動仿真。RV 減速器和各種類型的特性的比較，確定方案；其次根據輸入功率，相應的輸出轉速，傳動比的傳動設計、總體結構設計；三維建模并最終完成了 PROE，和模型的裝配，并完成了傳動部分的運動仿真和運動分析。關鍵詞： RV 減速器、運動仿真、裝配、三維建模IIAbstractRV reducer RV reducer consists of a gear unit and a pre-cycloid reducer stage composition, RV reducer has a compact structure, transmission ratio, and under certain conditions, mechanical drive with self-locking function, one of the most commonly used gear and vibration, low noise, low power consumption.The design is based on the RV reducer structure design, and PROE three-dimensional modeling and motion simulation. Compare RV reducer and various types of characteristics, to determine the program; secondly according to the input power, the corresponding output speed ratio transmission design, the overall structural design; three-dimensional modeling, and finally completed the PROE, and assembly models, and complete motion analysis and motion simulation transmission section.Keywords: RV reducer, motion simulation, assembly, 3D modelingIII目 錄摘 要 .IAbstract II第 1 章 緒論 .11.1 國內外的研究狀況及其發(fā)展方向 11.2 RV 減速器的選題分析及設計內容 .21.3 主要的工作內容 2第 2 章 RV 減速器方案確定 32.1 RV 減速器零部件介紹 32.2 傳動原理 42.3 RV 傳動過程剖析 .5第 3 章 行星減速器結構設計 .73.1 基本參數要求與選擇 73.1.1 基本參數要求 .73.1.2 電動機的選擇 .73.2 方案設計 73.2.1 機構簡圖 .73.2.2 齒形及精度 .83.2.3 齒輪材料及性能 .83.3 齒輪的計算與校核 83.3.1 配齒數 .83.3.2 初步計算齒輪主要參數 .93.3.3 按彎強度曲初算模數 m 123.3.4 齒輪疲勞強度校核 .133.4 軸上部件的設計計算與校核 183.4.1 軸的計算 .183.5 鍵的選擇與校核 273.5.1 鍵的選擇 .273.5.2 鍵的校核 .27IV第 4 章 擺線針輪傳動設計 .304.1 擺線針輪傳動的嚙合原理 304.2 擺線輪的齒廓曲線與齒廓方程 334.3 擺線輪齒廓曲率半徑 344.4 擺線針輪傳動的受力分析 354.4.1 針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力 .354.4.2 輸出機構的柱銷（套）作用于擺線輪上的力 .384.4.3 轉臂軸承的作用力 .394.5 擺線針輪行星減速器主要強度件的計算 404.5.1 齒面接觸強度計算 .404.5.2 針齒抗彎曲強度計算及剛度計算 .404.5.3 轉臂軸承選擇 .414.5.4 輸出機構柱銷強度計算 .414.6 輸出軸的計算 454.7 輸入軸的計算 .494.8 潤滑與密封 53第 5 章 PROE 的建模 .545.1 建模軟件的介紹 545.2 RV 減速器機構的建模 .545.2.1 對 RV 減速器的建模 .545.2.2 RV 減速器其他部件的建模 555.3 RV 減速器機構的虛擬裝配 .575.4 裝配體的實現 60總 結 .62參考文獻 .63致 謝 .641第 1 章 緒論1.1 國內外的研究狀況及其發(fā)展方向國內對 RV 減速器傳動比較深入的研究最早開始于 20 世紀 60 年代后期。已研制成功高速大功率的多種 RV 減速器，如列車電站燃氣輪機（ 3000KW）、高速氣輪機（500KW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300KW）的 RV 減速器箱。低速大轉矩的RV 減速器已成批生產，如礦井提升機的 XL-30 型 RV 減速器（800kW），雙滾筒采煤機的 RV 減速器（375kW）。世界上一些工業(yè)發(fā)達的國家，如： 日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對 RV減速器傳動的應用、生產和研究都十分重視，在結構化、傳動性能、傳遞功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位；并出現了一些新型的傳動技術，如封閉 RV 減速器傳動、RV 減速器變速傳動和微型 RV 減速器傳動等早已在現代的機械傳動設備中獲得了成功的應用。世界各先進工業(yè)國家，經由工業(yè)化、信息時代化，正在進入知識化時代，RV 減速器傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使 RV 減速器傳動已達到較高的水平。我國與世界先進水平雖存在明顯的差距，但隨著改革開放帶來設備引進、技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得很大的進步。目前 RV 減速器傳動正在向以下幾個方面發(fā)展：1）向高速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展。例如年產 300kt 合成氨透平壓縮機的RV 減速器增速器，其齒輪圓周速度已達 150m/s；日本生產了巨型船艦推進系統用的RV 減速器箱，功率為 22065kW；大型水泥磨中所用 80/125 型 RV 減速器箱，輸出轉矩高達 4150kN m。在這類產品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料與熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。2）向無級變速 RV 減速器傳動發(fā)展。實現無級變速就是讓 RV 減速器傳動中三個基本構件都傳動并傳遞功率，這只要對原行星機構中固定的構件附加一個轉動（如采用液壓泵及液壓馬達系統來實現），就能成為變速器。3）向復合式 RV 減速器傳動發(fā)展。近年來，國外將蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓2錐齒輪傳動與 RV 減速器傳動組合使用，構成復合式 RV 減速器箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用 RV 減速器傳動，這樣可適用相交軸和交錯軸間的傳動，可實現大傳動比和大轉矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的弱點，以適應市場上多樣化需要。4）向少齒差 RV 減速器傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。1.2 RV 減速器的選題分析及設計內容本設計以本設計基于 PROE 便于交互及強大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設計總體布局，然后設置零部件，最后完成一個完整的設計。利用 PROE 模塊實現裝配中零部件的裝配、運動學仿真等功能。RV 減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動參數的選擇，設計問題一般是在給定傳動比和輸入轉矩的情況下，確定各輪的齒數，模數和齒寬等參數。其中優(yōu)化設計采用 PROE 自帶的模塊，，模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿真，對元件進行運動分析。減速器作為獨立的驅動元部件，由于應用范圍極廣，其產品必須按系列化進行設計，以便于制造和滿足不同行業(yè)的選用要求。針對其輸人功率和傳動比的不同組合，可獲得相應的減速器系列。在以往的人工設計過程中，在圖紙上盡管能實現同一機座不同規(guī)格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用 PROE 工具來實現這一過程，不僅能完善上述工作，，方便設計操作，而且使系列產品的技術數據庫，圖形庫的建立、查詢成為可能，使設計速度加快。在設計過程中，我利用互聯網對本課題的各設計步驟與任務進行了詳細了解。采用計算機輔助設計的技術，利用 PROE 參數化建模動態(tài)仿真。1.3 主要的工作內容1. 設計計算部分：分析 RV 減速器機構傳動方案；并通過計算分析，確定行星輪系齒輪的齒數、模數和軸、行星架的各項參數，校核齒輪的接觸和彎曲強度；完成內外嚙合齒輪、軸、行星架的設計計算；在整機設計開發(fā)背景下，結合運動參數完成建模。2. 工程仿真分析部分：本論文利用三維軟件 PROE 對 RV 減速器進行三維建模，并完3成與整機的裝配；利用 PROE 減速器機構模型進行全局運動仿真，對內外嚙合齒輪傳動進行運動學分析。第 2 章 RV 減速器方案確定2.1 RV 減速器零部件介紹本課題研究的減速器型號為 RV-6 生成的該型號 RV 減速器的爆炸圖，主要由齒輪軸、行星輪、曲柄軸、轉臂軸承、擺線輪、針輪、剛性盤及輸出盤等零部件組成。圖 2.1 減速器型號為 RV-6一、零部件介紹(l）齒輪軸：齒輪軸用來傳遞輸入功率，且與漸開線行星輪互相嚙合。(2）行星輪：它與轉臂（曲柄軸）固聯，兩個行星輪均勻地分布在一個圓周上，起功率分流的作用，即將輸入功率分成兩路傳遞給擺線針輪行星機構。(3）轉臂（曲柄軸）H：轉臂是擺線輪的旋轉軸。它的一端與行星輪相聯接，另一端與支撐圓盤相聯接，它可以帶動擺線輪產生公轉，4而且又支撐擺線輪產生自轉。（4）擺線輪（RV 齒輪）：為了實現徑向力的平衡在該傳動機構中，一般應采用兩個完全相同的擺線輪，分別安裝在曲柄軸上，且兩擺線輪的偏心位置相互成 180°。（5）針輪：針輪與機架固連在一起而成為針輪殼體，在針輪上安裝有 30 個針齒。（6）剛性盤與輸出盤：輸出盤是 RV 型傳動機構與外界從動工作機相聯接的構件，輸出盤與剛性盤相互聯接成為一個整體，而輸出運動或動力。在剛性盤上均勻分布兩個轉臂的軸承孔，而轉臂的輸出端借助于軸承安裝在這個剛性盤上。2.2 傳動原理圖 2-2 RV 傳動簡圖圖 2-2 是 RV 傳動簡圖。它由漸開線圓柱齒傳輸線行星減速機構和擺線針輪行星減速機構兩部分組成。漸開線行星齒輪 3 與曲柄軸 2 連成一體，作為擺線針輪傳動部分的輸入。如果漸開線中心齒輪 1 順時針方向旋轉，那么漸開線行星齒輪在公轉的同時還有逆時針方向自轉，并通過曲柄帶動擺線輪作偏心運動，此時擺線輪在其軸線公轉的同時，還將在針齒的作用下反向自轉，即順時針轉動。同時通過曲柄軸將擺線輪的轉動等速傳給輸出機構。為計算 RV 傳動的傳動比，將上述的傳動簡圖用圖 3-3 所5示的結構簡圖代替。該機構簡圖包括兩個簡單行星機構：x1 和 x2。輸出件 A 為中心輪 1，輸出件 B 為輸出盤 6，且有 ω6=ω4。支承件 E 為針輪 7，漸開線行星輪 2 與轉臂（曲柄軸）3 均為輔助件 d。圖 2-3 RV 傳動的結構簡圖式中 Z1——漸開線中心輪齒數 21；Z2——漸開線行星輪齒數 50；Z4——擺線輪齒數24；Z7——針輪齒數，Z7=Z4+1=25。經計算，本型號 RV 減速器的傳動比為 60.5。2.3 RV 傳動過程剖析1.第一級減速的形成執(zhí)行電機的旋轉運動由齒輪軸傳遞給兩個漸開線行星輪，進行第一級減速。62.第二級減速的形成行星輪的旋轉通過曲柄軸帶動相距 180°的擺線輪，從而生成擺線輪的公轉；同時由于擺線輪在公轉過程中會受到固定于針齒殼上的針齒的作用力而形成與擺線輪公轉方向相反的力矩，也造就了擺線輪的自轉運動，這樣完成了第二級減速。3.運動的輸出通過兩個曲柄軸使擺線輪與剛性盤構成平行四邊形的等角速度輸出機構，將擺線輪的轉動等速傳遞給剛性盤及輸出盤。7第 3 章 行星減速器結構設計3.1 基本參數要求與選擇3.1.1 基本參數要求電動機功率：0.75KW 工作時間：15 年（每年按 300 天計算，每天工作為 12 小時）3.1.2 電動機的選擇根據工作功率與要求選擇電動機為：Y90S-6各項參數為：額定功率：P=0.75KW 轉速： n=910r/min3.2 方案設計3.2.1 機構簡圖圖 3-1 機構簡圖設計8遵循以上原則, 通過配齒計算, 確定該 RV 減速器行星齒輪的主要參數見表 1。各級齒輪采用相同的材料及熱處理工藝, 精度 6 級。表 3-1 主要設計參數表齒數 傳動比太陽輪 21第一級行星輪 502.383.2.2 齒形及精度因屬于低速運動，采用壓力角 =20 的直齒輪傳動，精度等級為 6 級。?3.2.3 齒輪材料及性能高速機太陽輪和行星輪采用硬齒面，以提高承載能力，減低尺寸，內齒輪用軟齒面（便于切齒，并使道具不致迅速磨損變鈍）。高速級部分采用軟齒面。兩級材料分別如表 3-1。疲勞極限 бHlim 和 бFlim 查書【1】圖 10-20（c）、（d），10-21（d）、（e）選取，行星輪的 бFlim 是乘以 0.7 后的數值。表 3-2 齒輪材料及性能齒輪 材料 熱處理б Hlim(N/mm )2б Flim(N/mm )2加工精度太陽輪 375行星輪20CrMnTi滲碳淬火HRC58~621400267.56 級內齒輪 40Cr調質HB262~286650 275 7 級93.3 齒輪的計算與校核3.3.1 配齒數表 1 主要設計參數表3.3.2 初步計算齒輪主要參數（1）選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級① 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械基礎》P 322 表 14－10，小齒輪選用 45 號鋼，調質處理，硬度 236HBS；大齒輪選用 45 號鋼，正火處理，硬度為 190HBS。② 精度等級初選減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，根據《機械設計學基礎》P 145 表5－7，初選 8 級精度。（2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為： ????1231.()EHdKTuZd?????① 確定載荷系數 K因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P 147 表5－8，得 K 的范圍為 1.4~1.6， 取 K＝1.5。接觸疲勞許用應力10??limiHNPZS??ⅰ）接觸疲勞極限應力由《機械設計學基礎》P 150 圖 5－30 中的 MQ 取值線，根據兩齒輪的齒面硬度，查得 45 鋼的調質處理后的極限應力為=600MPa , =560MPa lim1H?lim2H?ⅱ）接觸疲勞壽命系數 ZN 應力循環(huán)次數公式為 N=60 n jth 工作壽命每年按 300 天，每天工作 2×8 小時，故th=(300×10×2×8)=48000hN1=60×466.798×1×48000=1.344×109982.3410= .27610i???查《機械設計學基礎》P 151 圖 5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕ZN1=1.02 ZN2=1.15ⅲ) 接觸疲勞強度的最小安全系數 SHmin查《機械設計學基礎》P 151 表 5－10，得 SHmin＝1 ⅳ）計算接觸疲勞許用應力 。HP?將以上各數值代入許用接觸應力計算公式得lim11n60.261HNpZMaS????li22mn5.4pHPⅶ）齒寬系數11由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P326 表 14－12 ，得到齒寬系數的范圍為 0.8～1.1。取 。1d??ⅵ）計算小齒輪直徑 d1由于 ，故應將 代入齒面接觸疲勞設計公式，得2p??p???2321331 18954105().2 8.4m6EHdZKTud?? ?????? ??????????④ 圓周速度 v115768.4159/600nv ms????查《機械設計學基礎》P 145 表 5－7，v 13L61?1STY試驗齒輪應力修正系數按所給 區(qū)域圖取Flim?Flim2a.relT?太陽輪齒根圓角敏感系數查【5】圖 6-35 0.96cY.relT?RV 減速器齒根圓角敏感系數查【5】圖 6-35 0.97Trel齒根表面形狀系數，查【5】圖 6-354.2?ZR1.045limFS最小安全系數 按高可靠度，查【5】表 6-8 1.6① 太陽輪： 彎曲應力基本值： a0F。?=a0F。? 2Fa /9.105)2.7/(1.584.276b/ mNYSt ??????（3-13）彎曲應力： = . . . . .Y =aFp。?alimSTYNaFrelTY.relX 2470.5N/1/.6.05961237.5???（3-14）故 ,滿足壽命要求。?21410.5??（三）、滾動軸承選擇2、高速軸軸承的校核①根據軸承型號 30307 查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為： NCor8250?② 求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： NFdVreVraere 53.2417.645847.216901021 ???????25NFHrVrrrteHrte 98.6024.53.241376851291010622111 ???????③求兩軸承的計算軸向力 2aF和對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力 ，Y 由設計手冊查得為 1.9，因此可以估算：rd?NYFrdr 36.179.860221??則軸有向右竄動的趨勢，軸承 1 被壓緊，軸承 2 被12.293ddae F??放松 NFdae36.173621??④求軸承當量動載荷 21P和查設計手冊知 e=0.31eFrar ??53.098.6217查課本表 13-5 得徑向載荷系數和軸向載荷系數軸承 1 9.1,4.01?YX軸承 2 .,.因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表 13-6 得 則1.,2.01???ppff取