一种RV减速器的制作方法

本公开涉及减速器
技术领域：
，具体涉及一种rv减速器。
背景技术：
：rv减速器主要是由一级齿轮传动与二级摆线传动组成的一种新型的摆线针轮行星传动，rv减速机主要应用在工业机器人关节部位，其对rv减速机提出了传动精度高、回差小、刚度大、抗冲击能力强、结构紧凑、传动效率高等要求。这些要求都对rv减速机的零件结构提出了更高的要求。因此减速机的零件结构形式及零件的尺寸大小设计等都是决定整机性能及减速机可靠性的关键因素。随着工业机器人应用范围的拓展，对rv减速机的输出扭矩与寿命提出了更高的要求；对于现有结构的rv减速机而言，输出扭矩与寿命成反比，要想同时保证两者的性能参数达到高要求，需要对摆线轮针齿啮合部分进行优化设计，从而提高整机的输出转矩，在性能保持的情况下，延长减速器的使用寿命，同时在满足性能与寿命要求的前提下，rv减速机向小型化与轻量化发展是行业的发展趋势。现有技术中存在通过抑制外齿齿轮的桥状部和外齿的弹性变形来延长外齿的齿面寿命的方案，增大了输出扭矩，提高了震动特性，防止了rv减速机整机的大型化，但是此种方式对整机尺寸的减小幅度有限，其次，此种方式在大型重载rv减速机中，摆线轮的厚度增加明显，整机高度增加较多。由于现有技术中的rv减速器存在无法在提高整机的承载能力和刚度性能的同时还能大幅减小整机尺寸，实现小型化等技术问题，因此本公开研究设计出一种rv减速器。公开内容因此，本公开要解决的技术问题在于克服现有技术中的rv减速器存在无法在提高整机的承载能力和刚度性能的同时还能大幅减小整机尺寸，实现小型化的缺陷，从而提供一种rv减速器。为了解决上述问题，本公开提供一种rv减速器，其包括：摆线轮、针齿壳和滚动体，所述滚动体位于在所述摆线轮的外周与所述针齿壳的内周之间，所述摆线轮通过所述滚动体驱动所述针齿壳转动，所述摆线轮包括位于其外周的外啮合齿，所述外啮合齿与所述滚动体啮合，且所述外啮合齿的齿顶圆直径为n，所述摆线轮沿其轴向方向的厚度为t，并有n/t＜a，其中a为常数。在一些实施方式中，所述a＝10，并有n/t＜10。在一些实施方式中，所述摆线轮为两个，两个所述摆线轮沿所述rv减速器的轴线方向排布设置，且两个所述摆线轮的中心轴线之间存在偏心，该偏心量为h，所述摆线轮中的相邻两个所述外啮合齿之间的齿距为p，并有b<p/h<c，其中b和c均为常数。在一些实施方式中，b＝8，c＝10，p/h满足8<p/h<10。在一些实施方式中，所述摆线轮的所述外啮合齿的齿根圆直径为m，所述针齿壳包括位于其内周的内啮合齿，所述内啮合齿与所述滚动体啮合，所述针齿壳的中心圆直径为所述内啮合齿的齿顶圆直径，即为2r，并有d<m/2r<e。在一些实施方式中，d＝0.93，e＝1，m/2r满足0.93<m/2r<1。在一些实施方式中，还包括行星架和输入轴，所述行星架上设置有第一中心孔，所述摆线轮上设置有第二中心孔，所述第一中心孔与所述第二中心孔相对，所述输入轴能够穿过所述第一中心孔和所述第二中心孔中。在一些实施方式中，还包括偏心轴，所述行星架上还开设有第一轴承孔，所述摆线轮上还开设有第二轴承孔，所述偏心轴穿过所述第一轴承孔和所述第二轴承孔中，所述输入轴与所述偏心轴之间通过齿轮啮合进行转动传递，所述摆线轮包括第一摆线轮和第二摆线轮，所述偏心轴包括与第一摆线轮的所述第二轴承孔相对的第一偏心部和与所述第二摆线轮的第二轴承孔相对的第二偏心部，所述第一偏心部与所述第二偏心部之间具有所述偏心量h。在一些实施方式中，所述第一轴承孔为多个，所述第二轴承孔也为多个，且所述第二轴承孔和所述第一轴承孔一一对应，所述偏心轴也为多个，所述偏心轴与所述第一轴承孔一一对应。在一些实施方式中，所述第一轴承孔中设置有轴承，所述轴承能够对所述偏心轴进行支撑。本公开提供的一种rv减速器具有如下有益效果：1.本公开通过对针轮摆线传动机构中摆线轮的优化设计，对其设计参数间的关系进行约束优化，从而使摆线轮的设计达到理想的控制范围，使减速机的针摆啮合过程更加高效，进而实现减速机在保持精度的前提下，整机的尺寸减小，减速机的承载能力增加，整机刚度提升；首先本公开提供一种摆线轮齿廓(齿顶圆直径n)与摆线轮厚度t的设计尺寸关系，使得n/t＜a，将n尽可能地减小能够减小摆线轮的径向尺寸，从而减小rv减速器的尺寸，将t尽可能地增大能够摆线轮厚度增加，实现摆线轮外齿与滚针啮合的接触面积进行提升，负载能力及啮合刚度增加，同时其厚度与摆线轮齿顶圆直径存在约束，使厚度与齿顶直径存在平衡范围，实现了摆线轮自身的小型化，进而实现整机小型化，来达到减小整机尺寸增加整机承载能力与刚度的目的；2.本公开还提供一种两个所述摆线轮的中心轴线之间的偏心量h与外啮合齿之间的齿距为p的设计尺寸关系，使得b<p/h<c，p/h不能太小，必须得有1个下限值，否则的话会导致摆线轮啮合齿的齿数分布过细过密，起承载作用的针齿数和摆线轮齿数较多，其承载能力将会得到提升，刚性会增大，但是会导致摆线啮合过紧，挤压变大，啮合增多，导致运转不畅，加剧摩擦等，p/h不能太大，必须得有1个上限值，否则的话会导致摆线轮啮合齿的齿数分布过细过稀或过少，起承载作用的针齿数和摆线轮齿数较少，会导致啮合不足，使得承载能力不足，出现刚性度不足和承载能力不足的问题；因此本公开将p/h设置在b与c之间能够在保证两个摆线轮具有足够的啮合齿以提供足够的承载能力和整机刚度的同时还能有效防止因为齿数过多而导致啮合齿的啮合过紧、挤压变大和摩擦加剧等问题，在提高实现整机承载能力及刚度的同时有效避免或减小了啮合齿摩擦过大的情况发生；3.本公开还提供一种摆线轮齿根圆直径m与针齿中心圆直径2r的设计尺寸关系，使得d<m/2r<e，m/2r不能太小，必须得有1个下限值，否则的话会导致摆线轮齿根圆直径m小于针齿中心圆直径2r很多，将会导致啮合齿的接触数量及啮合不足，使承载能力及整机刚性降低，m/2r不能太大，必须得有1个上限值，否则的话会导致摆线轮和针齿壳在相对运动中产生干涉，因此本公开将m/2r设置在d与e之间能够在保证加大预紧啮合，保证有足够的啮合齿数量，保证足够的承载能力和整机刚度的同时还能有效防止摆线轮与针齿壳之间的干涉问题，在提高实现整机承载能力及刚度的同时有效避免或减小了干涉的情况发生。附图说明图1为本公开的rv减速器的横截面图；图2为本公开的rv减速器中的摆线轮的立体结构图；图3为本公开的rv减速器中的摆线轮的局部放大结构图；图4为图1中的rv减速器的横截面图中的关键参数说明图；图5为本公开的rv减速器中单齿最大受力与n/t比值之间的关系图；图6为本公开的rv减速器中单齿最大受力与p/h比值之间的关系图。附图标记表示为：1、针齿壳；2、摆线轮；3、行星架；31、第一中心孔；32、第一轴承孔；4、偏心轴；5、轴承；6、滚动体；20、外啮合齿；21、第二轴承孔；22、摆线轮减重避让孔；23、第二中心孔；n、摆线轮外啮合齿的齿顶圆直径；t、摆线轮厚度；p、齿距；h、偏心量；o、针齿中心；q、摆线轮中心；m、摆线轮外啮合齿的齿根圆直径；r、针齿中心圆半径。具体实施方式如图1-6所示，本公开提供一种rv减速器，其包括：摆线轮2、针齿壳1和滚动体6，所述滚动体6位于在所述摆线轮2的外周(即外周壁)与所述针齿壳1的内周(即内周壁)之间，所述摆线轮2通过所述滚动体6驱动所述针齿壳1转动，所述摆线轮2包括位于其外周的外啮合齿20，所述外啮合齿20与所述滚动体6啮合，且所述外啮合齿20的齿顶圆直径为n，所述摆线轮2沿其轴向方向的厚度为t，并有n/t＜a，其中a为常数。本公开通过对针轮摆线传动机构中摆线轮的优化设计，对其设计参数间的关系进行约束优化，从而使摆线轮的设计达到理想的控制范围，使减速机的针摆啮合过程更加高效，进而实现减速机在保持精度的前提下，整机的尺寸减小，减速机的承载能力增加，整机刚度提升；首先本公开提供一种摆线轮齿廓(齿顶圆直径n)与摆线轮厚度t的设计尺寸关系，使得n/t＜a，将n尽可能地减小能够减小摆线轮的径向尺寸，从而减小rv减速器的尺寸，将t尽可能地增大能够摆线轮厚度增加，实现摆线轮外齿与滚针啮合的接触面积进行提升，负载能力及啮合刚度增加，同时其厚度与摆线轮齿顶圆直径存在约束，使厚度与齿顶直径存在平衡范围，实现了摆线轮自身的小型化，进而实现整机小型化，来达到减小整机尺寸增加整机承载能力与刚度的目的。如图2所示，为减速机整机的横截面示意图，主要展示了rv减速机第二级针摆啮合传动结构，第二级传动为rv减速机内部传动及性能体现的主要传动部分，主要通过曲轴转动带动摆线轮进行摆动，摆线轮摆动的同时与滚针啮合，同时滚针与针齿壳进行啮合，以实现摆线针轮之间的啮合传动，因此针摆啮合传动机构的尺寸直接决定了整机的尺寸大小，同时第二级传动机构为rv减速机主要传动部分，其传动配合直接反映了整机的负载能力与刚度特性。其中，本发明主要是对第二级传动中的摆线轮及齿廓部分进行设计，达到减小整机尺寸，增加整机承载能力与刚度的目的。在一些实施方式中，所述a＝10，并有n/t＜10。由于减速机中针摆啮合结构对整机的尺寸、承载及刚度等性能影响最明显，本发明提供一种新型的针摆啮合机构中摆线轮的设计方式，可使得减速机在该性能方面得到明显的提升。其中新设计中将摆线轮齿顶圆直径n与摆线轮厚度t的关系设计为n/t<10，摆线轮厚度增加，实现摆线轮外齿与滚针啮合的接触面积进行提升，负载能力及啮合刚度增加，同时其厚度与摆线轮齿顶圆直径存在约束，使厚度与齿顶直径存在平衡范围，实现了摆线轮自身的小型化，进而实现整机小型化。如图3所示，为摆线轮的示意图，其主要包括轴承孔、避让孔、中心孔以及外齿结构，其轴承孔主要用来与偏心曲轴、滚针轴承进行配合带动摆线轮转动，减重避让孔主要来避让行星架的支撑柱，中心孔用来放置输入轴，外齿用来与滚针进行啮合传动，其中摆线外齿的厚度决定了与滚针之间的啮合接触面的大小，接触面越大其可承载的能力越强，同时滚针受力会更加均匀，刚度越大，同时其与减速机轻量化，小型化目标存在矛盾，因此本实例中通过对摆线轮齿顶圆直径与摆线轮的厚度进行约束，使其比值小于等于10，在达到设计的最优范围的同时，实现整机的小型化与轻量化的目的，同时满足整机的负载及刚度性能。表1摆线轮齿顶圆直径厚度n/t与单齿受力的关系实验仿真数据表1中，仿真过程采用40个针齿，编号1～40，对不同n/t比值下的单齿受力数据结果进行统计分析，横向列序号为不同的齿，纵向序号为不同的n/t(即不同的摆线轮结构)，表格中的数据为单齿的受力值大小(即不同齿的不同n/t比值下的单齿的受力值大小)。表2表1中的单齿受力max值的对应数据maxn/t序号0.95511610.944912.820.936410.6730.92919.1440.922585从表1-2和图5可以看出其齿顶圆直径n与摆线轮厚度t不同比值下，当单齿受力最大值偏大时，会使整体受力不均，导致承载能力降低，刚性变差；反之，当单齿受力较均匀时，其承载能力将会得到提升，反之，当单齿受力较均匀时，其承载能力将会得到提升，刚性会增大；因此n/t＜10能够使得单齿受力在允许的范围内，不会影响齿的刚度；提高刚度和承载能力，还能在径向方向上减小尺寸，厚度与摆线轮齿顶圆直径存在约束，使厚度与齿顶直径存在平衡范围，实现了摆线轮自身的小型化，进而实现整机小型化。在一些实施方式中，所述摆线轮2为两个，两个所述摆线轮2沿所述rv减速器的轴线方向排布设置，且两个所述摆线轮2的中心轴线之间存在偏心，该偏心量为h，所述摆线轮2中的相邻两个所述外啮合齿20之间的齿距为p，并有b<p/h<c，其中b和c均为常数。本公开还提供一种两个所述摆线轮的中心轴线之间的偏心量h与外啮合齿之间的齿距为p的设计尺寸关系，使得b<p/h<c，p/h不能太小，必须得有1个下限值，否则的话会导致摆线轮啮合齿的齿数分布过细过密，起承载作用的针齿数和摆线轮齿数较多，其承载能力将会得到提升，刚性会增大，但是会导致摆线啮合过紧，挤压变大，啮合增多，导致运转不畅，加剧摩擦等，p/h不能太大，必须得有1个上限值，否则的话会导致摆线轮啮合齿的齿数分布过细过稀或过少，起承载作用的针齿数和摆线轮齿数较少，会导致啮合不足，使得承载能力不足，出现刚性度不足和承载能力不足的问题；因此本公开将p/h设置在b与c之间能够在保证两个摆线轮具有足够的啮合齿以提供足够的承载能力和整机刚度的同时还能有效防止因为齿数过多而导致啮合齿的啮合过紧、挤压变大和摩擦加剧等问题，在提高实现整机承载能力及刚度的同时有效避免或减小了啮合齿摩擦过大的情况发生。如图4所示，在摆线轮的局部放大图中，对摆线轮的中心q，摆线轮的齿根圆半径m/2，摆线轮的齿顶圆半径n/2进行表明；如图5所示，为减速机的针摆啮合示意图，偏心量h为对应偏心轴的偏心量，同时也是上下两片摆线轮装配后的偏心量，使其两片摆线轮在针齿壳中进行啮合摆动，同时针对摆线轮外齿的齿距与偏心量进行约束，其约束摆线轮在针齿壳内部的啮合摆动范围，以及在啮合过程中，摆线轮外齿与滚针及针齿壳之间的相互作用力，使得针摆啮合传动在负载及刚度性能要求的情况下，滚针的受力更加均匀，避免因单齿受力过大及相互作用过大而导致磨损等加剧，达到满足性能的同时，提升寿命。在一些实施方式中，b＝8，c＝10，p/h满足8<p/h<10。其中摆线轮齿距p与偏心量h的关系设计为8<p/h<10，通过对齿距与偏心量的约束，保证减速机中两片摆线轮外齿与滚针的啮合数量，进而提升整机承载能力及刚度特性。表3p/h与单齿受力的关系实验仿真数据表3中，仿真过程采用40个针齿，编号1～40，对不同p/h比值下的单齿受力数据结果进行统计分析，横向列序号为不同的齿，纵向序号为不同的p/h(即不同的摆线轮结构)，表格中的数据为单齿的受力值大小(即不同齿的不同p/h比值下的单齿的受力值大小)。表4表3中的单齿受力max值的对应数据maxp/h1.152510.7551.102910.2681.06219.8261.0339.4251.00349.0591.00718.7230.99638.4141.06058.1291.16017.865通过单齿受力的仿真实验数据可得：可以看出其摆线轮齿距p与偏心量h不同比值下，针齿单齿受力分布如表3-4和图6：当单齿受力最大值偏大时，会使整体受力不均，导致承载能力降低，刚性变差；反之，当单齿受力较均匀时，说明承载作用的针齿数较多其承载能力将会得到提升，刚性会增大。因此8<p/h<10能够使得单齿受力较小，在允许的范围内(密齿数)，不会影响齿的刚度；提高刚度和承载能力，还能防止齿数过多会导致齿摩擦加剧的问题，同时提高减速器的刚度和减小齿的挤压和摩擦。在一些实施方式中，所述摆线轮2的所述外啮合齿20的齿根圆直径为m，所述针齿壳1包括位于其内周(即内周壁)的内啮合齿，所述内啮合齿与所述滚动体6啮合，所述针齿壳1的中心圆直径为所述内啮合齿的齿顶圆直径，即为2r，并有d<m/2r<e，其中d和e均为常数。本公开还提供一种摆线轮齿根圆直径m与针齿中心圆直径2r的设计尺寸关系，使得d<m/2r<e，m/2r不能太小，必须得有1个下限值，否则的话会导致摆线轮齿根圆直径m小于针齿中心圆直径2r很多，将会导致啮合齿的接触数量及啮合不足，使承载能力及整机刚性降低，m/2r不能太大，必须得有1个上限值，否则的话会导致摆线轮和针齿壳在相对运动中产生干涉，因此本公开将m/2r设置在d与e之间能够在保证加大预紧啮合，保证有足够的啮合齿数量，保证足够的承载能力和整机刚度的同时还能有效防止摆线轮与针齿壳之间的干涉问题，在提高实现整机承载能力及刚度的同时有效避免或减小了干涉的情况发生。在一些实施方式中，d＝0.93，e＝1，m/2r满足0.93<m/2r<1。其中摆线轮齿根圆直径m与针齿中心圆直径2r的关系设计为0.93<m/2r<1，在形成不干涉的条件下，限制了摆线轮与针齿壳的适配范围，对参与啮合的滚针进行范围匹配，实现整机承载能力及刚度的保证与提升；本实施例中，提供一种新型的针摆啮合机构中摆线轮的设计方式，包括通过约束摆线轮齿根圆直径m与针齿中心圆直径2r的关系，使其比值设计为大于0.93且小于1，小于1可避免摆线轮与针齿壳发生干涉，大于0.93可保证齿的承载能力及整机刚性；同时，通过约束优化摆线轮齿距p与偏心量h的关系，使其比值设计为大于8且小于10，可以达到控制摆线轮的齿廓的修型满足设计优化的范围，从而提高rv减速机整机承载能力和刚度的目的。在一些实施方式中，还包括行星架3和输入轴，所述行星架3上设置有第一中心孔31，所述摆线轮2上设置有第二中心孔23，所述第一中心孔31与所述第二中心孔23相对，所述输入轴能够穿过所述第一中心孔31和所述第二中心孔23中。在一些实施方式中，还包括偏心轴4，所述行星架3上还开设有第一轴承孔32，所述摆线轮2上还开设有第二轴承孔21，所述偏心轴4穿过所述第一轴承孔32和所述第二轴承孔21中，所述输入轴与所述偏心轴4之间通过齿轮啮合进行转动传递，所述摆线轮2包括第一摆线轮和第二摆线轮，所述偏心轴4包括与第一摆线轮的所述第二轴承孔21相对的第一偏心部和与所述第二摆线轮的第二轴承孔相对的第二偏心部，所述第一偏心部与所述第二偏心部之间具有所述偏心量h。在一些实施方式中，所述第一轴承孔32为多个，所述第二轴承孔21也为多个，且所述第二轴承孔21和所述第一轴承孔32一一对应，所述偏心轴4也为多个，所述偏心轴4与所述第一轴承孔32一一对应。在一些实施方式中，所述第一轴承孔32中设置有轴承5，所述轴承5能够对所述偏心轴4进行支撑。以上所述仅为本公开的较佳实施例而已，并不用以限制本公开，凡在本公开的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本公开的保护范围之内。以上所述仅是本公开的优选实施方式，应当指出，对于本
技术领域：
的普通技术人员来说，在不脱离本公开技术原理的前提下，还可以做出若干改进和变型，这些改进和变型也应视为本公开的保护范围。当前第1页12