RV减速器论文（精选4篇）

RV减速器论文 第1篇

1 系统技术方案

1.1 开发环境

RV减速器可靠性信息系统以以太网网络环境为基础平台, 服务器操作系统则采用微软Windows2000 Server。为使软件系统的查询与处理过程更加快速、准确, 数据库管理系统采用微软的SQL Server2012[4], 以ASP.Net作为网络开发工具, 以VB6.0作为数据库管理和数据分析的开发平台。

1.2 系统用户界面

系统的用户界面采用窗口显示, 并配有下拉菜单, 短时间内即可轻松掌握其操作。为了确保协同用户间信息的安全性, 系统对登录用户进行了权限设置。普通权限的用户只能浏览信息;高级用户可以修改、添加、删除信息;管理员具有所有功能模块的使用权限。此外, 系统可以对信息进行备份, 以避免故障信息的错误编辑操作。此外, 系统设有数据备份、恢复功能。

2 可靠性信息系统Internet组成

可靠性信息系统基于网络数据共享和网络用户的远程通信与协同要求, 通过Internet实现数据和共享资料的交互通信。基于网络的远程多用户系统通信模型如图1所示。

3 用户端功能模型及数据采集

可靠性数据采集的准确性、及时性, 直接影响数据的

分析结果。因此, 为了得到及时的数据, 对产品用户采用了客户端的模式。产品使用现状配合可靠性试验进行, 配备故障测试和诊断系统。产品用户管理测试故障信息, 然后直接通过Web界面输入本机系统, 并通过网络传输到数据分析中心终端, 由数据分析中心对数据进行分析, 并将分析后的数据及时反馈。

可靠性信息采集和协同学习环境是产品用户端的两部分。该模块的管理界面中, 采用框架式页面操作, 实现设备信息到相关功能模块信息的关联查询。其功能模型如图2所示。

4 可用性数据采集与信息交互的实现

可靠性数据采集与信息交互的实现, 结合了网络技术、数据库技术、协同技术、数据处理技术和数据采集试验等关键技术。

可靠性数据采集平台的数据库, 利用SQL Server实现对网络数据库的管理, 通过配置ODBC数据源实现对数据库的访问。ASP访问数据库的工作原理如图3所示。

数据采集制定了采集规则与方案, 编制了数据采集的依据与编码, 并将其作为平台数据库的输入对象。表1为故障部位及代码, 表2为部分故障类型及编码。

RV减速器可靠性信息采集系统的数据采集界面如图4所示。

5 结论

基于网络技术、数据库技术、数据采集及处理等关键技术, 组建RV减速器可靠性数据采集和信息交互技术平台。该平台作为可靠性信息采集及资源共享的载体, 实现了数据分析中心和多家产品用户等网络化协同, 其功能可以满足可靠性分析的需要。此外, 该信息系统的开发对厂际的交流合作、信息处理等工作效率的提高, 有着极为重要的意义。

参考文献

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RV减速器的摆线针轮副接触分析 第2篇

RV减速器具有传动比范围大、精度高、结构紧凑、可靠性高和寿命长等一系列优点,广泛应用于机器人、精密机械、仪表等领域[1]。具体结构如图1所示,由第一级渐开线圆柱齿轮行星传动机构与第二级摆线针轮行星传动机构这两部分组成,是一个封闭的差动轮系。这种传动原理是利用一组平行四连杆机构和齿轮机构的组合的系统,第一级传动包括相互啮合的输入齿轮1和两个渐开线行星轮2,其中行星轮2固定安装在相互平行的曲柄轴H上;第二级传动由于曲柄轴H与行星轮固连在一起,摆线轮3安装在曲柄轴H相位相差180°的两个偏心轴颈上,因此行星轮2通过曲柄轴H带动摆线轮3做偏心运动,与针齿4形成少齿差啮合[2]。

摆线针轮副是RV减速器中核心关键部件,影响着整个减速器性能,摆线针轮副的研究近年来取得了诸多成果,但对其接触分析大多只涉及到强度方面,在安装误差下的接触变形引起的运动精度分析较少。本文针对表1所示的样机参数中的摆线针轮副为研究对象,利用Abaqus有限元分析软件,建立摆线针轮副的有限元模型,对不同齿廓参数情况下标准安装的真实接触啮痕、啮合齿对之间的载荷分配以及传递误差进行研究;对存在安装误差的齿面接触情况进行分析研究。

1.输入轴2.行星轮H.曲柄轴3摆线轮4针齿5针齿壳6输出轴

1 摆轮针轮副有限元模型

1.1 摆线针轮副模型简化

摆线轮针轮副在实际啮合过程中,针齿相对于摆线轮做连续的啮合运动,不仅局限于一个相对位置,而是连续周期性的啮合[3],多齿啮合作用力汇交于节点P,其受力图如2所示,理论上有一半齿参与啮合,而对已修形或有安装误差的摆线针轮副的接触分析采用理论算法已不适用,因此采用有限元进行分析。

摆线轮针轮行星传动中,摆线轮作行星轮,其运动为绕摆线轮中心旋转和绕针轮中心的旋转的复合平面运动,给分析带来不便,采用和计算传动比相类似的方法,将整个机构加上一个(-wh),此时曲轴不公转,只绕自身轴线转动,而针轮成为绕几何中心的定轴转动(转化机构),如图3所示,这样既不改变各构件间的相对运动,也不改变各机构间的受力关系[4],将针齿与针齿壳做成一体(通称针轮),这样既可以保证计算结果相对合理,也可以节省求解时间。

1.2 摆线针轮副有限元模型建立

将Pro/E中建立摆线针轮副装配模型,保存为STP格式导入到Abaqus中定义接触分析。使摆线内圈及针齿盘外圈耦合在各自旋转中心的参考点上,仅释放各参考点绕针齿盘轴线方向旋转的自由度,摆线轮加转角,针轮加转矩[5],接触面细化网格,如图4所示。

提取出摆线轮和针轮的转角,得到转角误差:

式中,φ1,φ2为摆线轮和针轮轮的仿真转角;z1,z2为摆线轮和针轮轮的齿数。

为使模型更加准确,在网格划分密度上进行分析,有限元存在人为造成的误差,网格疏密会造成不同程度的误差[6],估算方法有2种:一是有限元计算结果与理论计算进行对比,可为有限元结果设定一个可接受的边界;二是在有限元中理论上讲单元尺寸越小,有限元解趋于正解,而实际计算中,网格小到一定程度后对精度影响不大,采用逐渐加大密度的方法,对比分析结果。对比如图5所示,触处网格尺寸大于0.1mm受力波动性较大,误差较大;网格尺寸为0.05mm与0.02mm得出的结果相差不大,可以说明在网格尺寸为0.02mm满足分析的可靠性,再减小网格密度对精度提高贡献较小,反而大大的增加了计算成本,因此接触面网格尺寸选0.05mm。

2 有限元接触分析

2.1 摆线针轮副参数对接触影响

齿廓参数对齿形影响最大,决定摆线齿廓曲线的参数有偏心距e、针齿半径rz、针轮半径Rz及摆线齿数Za。而针轮半径Rz决定减速器整体尺寸,摆线轮齿数Za决定传动比,实际应用中尺寸和传动比已经确定,分析在标准安装下偏心距和针齿半径对接触特性和传递误差的影响,从设计参数上寻找优化接触性能措施。

按照表1中的设计参数,采用控制变量的方法,其他参数不变条件下,令针齿半径rz分别等于3mm、4mm、5mm,齿廓形状如图6所示;令偏心距e分别等于1 mm、1.75mm,齿廓形状如图7所示。采用上述有限元方法,得出单个针齿啮合一周所受力和摆线针轮副弹性变形引起的转角误差。

从图8～11可以看出,摆线针轮副啮合受力角在180度左右,则有一半针齿受力,针齿半径大小对接触力和传动误差基本无影响,弹性变形引起的传动误差在0.1分左右波动;偏心对接触力影响较大,偏心越小,啮合力增加且摆线针轮啮合时弹性变形增大,引起的传动误差增大。

2.2 修形对接触的影响

摆线修形的方法很多,本文仅讨论径向间隙Δ=0.1mm时,对比常见的“正等距+正移距”和“负等距+负移距”两种微观修形对接触的影响,齿形如图12所示。

根据参考文献[7]中的优化得到修形量:“正等距+正移距”为Δrp=0.2218,Δrp=0.1218;“负等距+负移距”为Δrrp=-0.1145mm,Δrp=-0.2145mm。进行接触分析得出单个针齿啮合一周所受力和弹性变形引起的转角误差。

修形后受力区间明显小于标准齿廓,参与啮合的针齿在20°～70°段上,针齿之间隔9°,则啮合齿数有5～6个;修形后弹性变形引起的传动误差增加一个数量级,“正等距+正移距”修形比“负等距+负移距”修形传动误差大,由于“正等距+正移距”修形在工作齿廓段与摆线轮转角修形齿廓基本重合,其与针齿啮合时接近共轭齿廓,受力状况较好,而“负等距+负移距”修形在齿廓中段较“正等距+正移距”修形所得的齿廓偏离了共轭齿廓,受力状况较差,但是该种修形向外微凸,在传递运动时传动精度高。

2.3 安装误差对接触影响

对上述“负等距+负移距”修形进行安装误差分析找出相关规律,由于径向间隙为0.1mm,径向安装误差不会超过径向间隙否则产生干涉。取摆线轮和针轮中心误差分别为-0.06mm、-0.03mm、0.03mm、0.06mm。

摆线轮和针轮中心误差从0.06mm至-0.06mm的受力和转角误差看出,正误差时,受力比理论受力更加恶劣,啮合区间减小且向摆线齿根方向偏移;负误差时,受力比理论受力有所改善,啮合区间增加且向摆线齿顶方向偏移。

3 实验研究

为了验证几何设计方法和有限元对啮合特性分析结果,采用表1的设计参数,并通过“负等距+负移距”摆线修形,研制出摆线针轮RV减速器样机,搭建啮合特性试验台,试验中输入端由直流调速电机提供动力;输出端由磁粉加载器提供负载,图19所示。

在额定扭矩525Nm下连续运转100小时后,拆除样机取出摆线轮,啮合印痕分布如图20所示。

从图可以看出,摆线针轮副啮合区域主要分布在相位20度至70度之间;两摆线轮的印痕基本一致,则两摆线轮载荷分布较为平均;由于整体综合误差的影响,摆线轮上部分齿偏载,且出现部分齿廓上无啮合印痕,摆线轮啮合转角区间与“负等距+负移距”修形啮合印痕基本吻合。

4 结论

(1)摆线针轮设计参数中,偏心距对接触影响最大,偏心越小接触力越恶劣,转角误差越大;针齿半径对接触力和转角误差基本无影响;转角误差周期为9°,与针齿间隔相同,即每旋转9°摆线针轮啮合的相对位置为一个周期。

(2)修形摆线轮接触针齿数比标准齿廓接触针齿数少很多,针齿受的接触力有所增大,弹性变形引起的转角误差明显的由0.1分增加到2分,相同齿侧间隙下“负等距+负移距”修形较“正等距+正移距”修形受力差,但转角误差相对较小。

(3)安装中心距正误差时,受力比理论位置受力更加恶劣,啮合齿数减小且接触区向摆线齿根方向偏移;安装中心距负误差时,受力比理论位置受力有所减小,啮合齿数增加且接触区向摆线齿顶方向偏移。

(4)实验研究发现摆线轮接触印痕分布在20°～70°之间,摆线轮齿廓曲线在此区间受力,因此可采用分段曲线进行摆线修形,受力段与理论曲轴保持一致,齿顶和齿根不参与啮合段可偏离理论曲线来防止安装时部件干涉。

参考文献

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RV减速器论文 第3篇

在科学技术日新月异的今天, 对机械产品的要求越来越严格, 且应用更加广泛。为了追求产品的功能, 现在的机械产品越来越趋于复杂化。产品的复杂化就容易导致产品因某一部分的失效而导致整机的失效, 从而造成巨大的经济损失。机械的可靠性与复杂性是两个相互矛盾的问题。可靠性是产品质量的一个特性, 是指产品保持其性能指标的能力。当前, 随着工业技术的发展, 可靠性已成为产品竞争的主要指标之一。

故障树分析也称事故树, 就是在产品设计过程中, 对可能造成整机失效的各关联的因素进行分析, 画出故障树图, 确定整机发生失效的原因以及概率, 提出相应的解决办法, 提高可靠性的一种分析方法。

1 关于RV减速器故障树的建立

RV减速器的可靠性是指在规定的条件下和规定的时间内, 完成规定功能的能力, 其评价指标如下:①传动比的范围;②传动效率;③承载能力;④传动的平稳性;⑤使用寿命。前4项指标表示RV减速器的性能, 第5项指标更能代表系统的可靠性。故建立其可靠性指标更具有现实意义。

通常是把最不希望发生的系统故障状态作为顶事件 (T1) , 在T1确定之后, 把它作为第一行, 找出与T1相关联的各个因素, 把它们作为中间事件。然后, 用相应的事情符号表示出来, 并用适合于它们之间逻辑关系的逻辑门符号与顶事件相连接。自上而下, 逐级找出能引起RV减速器失效的相关联的因素, 直到找出引起RV整机失效的全部原因, 作为底事件。如图1所示为RV减速器的故障树。其对应的能引起RV减速器失效的因素, 即底事件如表1所示。

2 故障树的定性分析

故障树定性分析的目的是寻找能导致顶事件发生的因素, 并客观直接地表示系统出故障的原因所在, 找出导致顶事件发生的所有可能的失效模式, 即找出能使顶事件发生的原因集合—割集。导致顶事件发生不可再少的底事件的集合称为最小割集。根据RV减速器故障树的特点, 采用上行法 (Semanderes法) 求出该故障树的最小割集。上行法是由底事件从下而上进行, 每做一步都利用集合运算法则进行简化, 算到最后即为最小割集。由于RV减速器系统中各个底事件均为“或”的关系, 故每一个底事件即为一个最小割集, 所以RV减速器故障树中的最小割集为{A}, {B}, {C}, {D}, {E}, {F}, {G}, {H}, {I}, {J}, {K}, {L}。最小割集的定义已明确指出, 每一个最小割集都表示一种导致顶事件发生的可能, 换言之, 最小割集越多, 表示该系统发生故障的可能性就越大。

3 故障树的定量分析

假设所有的底事件之间相互独立, 顶事件和底事件只有两种情况:①发生;②不发生。这两种情况代表组件和系统的两种情况:①故障;②正常。根据假设各个零部件的失效率服从指数分布式中i代表RV减速器故障树的第i个割集。系统的平均寿命为

由式 (1) 可以得出系统的故障概率为

因此, RV减速器系统的可靠性用数学公式表示为

式中t为RV减速器的连续工作时间。

4 重要度分析

重要度是指一个底事件对顶事件的发生影响的大小。在系统的故障预防、故障评价和设计等方面, 重要度分析有着极其重要的作用。其中结构重要度是指在底事件发生概率不确定的情况下, 从故障树结构上分析底事件对顶事件发生所产生的影响程度。在不求其精确值时, 利用最小割集进行结构重要度分析。根据其判定原则, 由单个底事件组成的最小割集, 数量越多, 说明其对顶事件的影响越大。表2是底事件在故障树中出现的次数。

由表2可以得出, RV减速器故障树中底事件的重要度排序为:

由RV减速器故障树可知, A、B事件发生的次数为最多且均为5次, 这与事实基本吻合, 是造成RV减速器出故障的主要原因。另外, 值得一提的是, 由于RV减速器的特殊结构, 决定了其润滑方式为润滑脂润滑, 在某种程度上, RV减速器的润滑系统的好坏直接制约着整机的可靠与否, 故整机润滑系统也很重要。

5 结语

通过建立RV减速器故障树模型, 采用故障树分析法 (FTA) 分析系统中的故障形式。运用定性分析寻找系统故障树的最小割集, 并利用定量分析和重要度分析, 得出了易造成系统失效的关键性环节, 为系统的故障诊断提供参考依据。由P (X) 可以直观地看出, 底事件的个数越多, 系统出故障的概率就越大, 如果要降低系统出故障的概率, 则必须减少底事件的个数, 使系统变得简单化、集成化, 这为RV减速器的设计提供了一种新的思路。

参考文献

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RV减速器论文 第4篇

RV减速器是一种广泛应用于工业机器人的新型摆线针轮两级传动装置，输入齿轮与行星齿轮组成第一级传动，是传递运动和动力的重要部位，直接影响到机器人的工作性能指标，因此研究该第一级传动在工作状态下的力学特性，正确计算啮合过程中的应力应变就格外重要。目前，对RV减速器的研究有很多，哈尔滨工业大学的陈明、李蒙[1]等对两级齿轮传动进行了理论上的受力分析研究，还有兰州交通大学牛卫中、周岭对渐开线齿轮单齿部分进行静力分析[2]，西北农林科技大学孙宇对摆线针轮行星减速器有限元分析研究[3]，其中对正齿轮多以单个齿为模型导入有限元分析较多，而考虑多齿在啮合状态下的有限元分析较少，本文是对RV减速器的一级减速整体装配机构模型导入进行多齿啮合状态下的有限元分析，以期得到接近实际情况的正齿轮应力应变，并且根据分析结果进行总结，结合RV减速器整机的固有特性，提出改进方案，对RV减速器的进一步研究奠定了一定的理论基础。

1 RV减速器结构和工作原理

RV减速器主要零件有输入轴、正齿轮、曲柄轴、摆线轮、轴承、针齿、外壳和左右输出盘。其减速传动分两级，第一级减速是行星齿轮减速机构，即输入轴上旋转传递到渐开线行星齿轮上，按齿数比进行减慢。第二级减速是摆线针齿轮减速机构，即通过曲柄轴的偏心运动，带动摆线轮的偏心运动。本文是以外壳固定，左右输出盘输出的RV减速器。其结构模型如图1所示。

2 模型建立

为进行应力应变分析，本文运用Solidworks进行建模，在转换成IGES文件，最后导入到ANSYS workbench中通过定义相关的参数进行有限元分析。输入轴齿轮带动正齿轮传动的模型如图2所示，其中输入齿轮Z1=15，齿顶圆直径D1=17mm，正齿轮齿数Z2=57，齿顶圆直径D2=59mm，两个齿轮的模数M=1，齿顶高系数ha=1，顶隙系数c=0.25。

3 有限元接触分析

3.1 参数设置

1）材料选定为45号钢材。密度为7890kg/m3，泊松比为0.269，弹性模量E=209GPa。

2）设置相关边界条件及网格划分。为保证输入轴齿轮的正常工作，必须限制输入齿轮的轴向，径向，周向和绕X轴，Y轴旋转的运动自由度，只保留沿Z轴的旋转自由度，Z轴是沿输入齿轮的中心轴线方向上。因此对输入轴齿轮设置Body-Ground的转动约束，并且使得输入齿轮和正齿轮齿面间接触类型选为“frictional”，摩察系数设置为0.05，对两个正齿轮施加固定约束，施加在正齿轮中心与曲柄轴接触处。考虑精度及计算要求的影响，对齿轮接触的关键受力区域进行细分网格，具体划分如表1所示。

最后输入齿轮和正齿轮装配模型网格划分后共产生了844569节点，493429个单元，要比文献[2]中网格划分更加精密，计算结果也更加精确，如图3所示。

3）施加载荷。在输入轴齿轮上绕Z轴施加输入转矩。本文选定四种不同负载下求得相应转矩，输入齿轮旋转驱动两个正齿轮，正齿轮在承受其他阻力下达到平衡状态，并对输入齿轮产生一个相反的力，输入轴齿轮和正齿轮通过接触传递运动，已知输入功率P和输出转速n输出，根据公式n输入=i·n输出，转矩T=9550·P/n输入，其中传动比取i=105，求得相应的输入转矩如表2所示。

3.2 结果分析

在ANSYS Workbench中进行求解分析以后的应力应变云图如图4～图7所示。在云图中，颜色越深表示应力和应变量越大，可以看出，输入轴齿轮和正齿轮齿啮合齿顶到齿根接触中间处应力应变最为明显，齿根颜色变化比齿顶变化明显，这是由于齿接触啮合点附近受到的反力矩较大造成的，这比较符合实际。其他三种负载下的应力应变结果如表3所示。而根据金属材料手册查到45号钢的屈服极限为355MPa，最大应力218.16MP小于355MPa，因此齿轮的应力分布满足强度要求。

应力应变主要作用在齿轮齿顶到齿根中间接触部位，齿根比齿顶更容易发生疲劳破坏，于是可以着重对齿轮齿顶到齿根的中间部位进行特殊热处理，同时由于齿根处过渡圆角对齿轮接触应力存在影响，可以通过增大齿根过渡圆角的办法减小应力集中，现在取在输入转矩5912N.mm下，其他材料参数和边界条件等均相同的条件下，齿根过渡圆角分别取0.4mm、0.5mm、0.6mm进行应力应变分析，结果如图8～图10及表4所示。

从表4可以看出在一定范围内，齿轮接触应力随齿根过渡圆角的增大而减小，因此我们可以通过改变齿根过渡圆角的办法来改变正齿轮的结构，从而改善齿轮啮合时的接触情况，减小齿轮集中应力，提高齿轮寿命。

4 结束语

1）运用Solidworks进行三维建模，然后在ANSYS Workbench中进行有限元多齿接触分析，可以直观地看到分析情况，设计者对模型结构参数修改也比较容易，大大节约研究时间。

2）从分析可得，三维设计结构模型合理，以整个转配体为模型导入ANSYS Workbench，从整个零部件角度分析应力应变，最大应力远小于材料屈服强度极限355MPa，满足要求。

3）通过对不同齿根过渡圆角半径的应力应变分析，得出改善齿轮接触应力，提高齿轮使用寿命的办法，同时由于应力集中主要发生在齿轮齿顶到齿根接触中间和齿根圆角处，因此还可以对该区域可进行特殊热处理，减小应力集中，在后续研究中可以进行优化。

摘要：利用三维软件Solidworks对输入齿轮与正齿轮进行建模,并且使用有限元分析软件ANSYS Workbench对其进行应力应变分析,分析出输入齿轮和正齿轮有限元多齿接触的应力应变的大小和分布,分析结果表明模型建立正确,满足要求,同时提出了改变过渡圆半径的方法,并对其进行分析验证,为RV减速器的优化设计及动力学分析提供了理论基础。

关键词：输入齿轮,正齿轮,多齿,有限元接触分析

参考文献

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