畢業(yè)設計（論文）-RV擺線針輪二級減速器動力學設計與分析說明書

RV減速器動力學建模與分析全套圖紙加V信153893706或扣3346389411摘要：RV減速器是基于擺線針輪的一種二級減速器，由于其具有優(yōu)良的傳動效率，剛度，精度，被廣泛應用于工業(yè)機器人和精密傳動領域。我國的RV減速器性能與國外同類產品相比，存在較大差距，無法市場需求，急需對其工作機理、動態(tài)特性進行分析。本文主要針對RV減速器進行幾何結構設計和動力學分析研究。首先進行對RV減速器的傳動原理和特點的探討，研究了它的傳動過程和傳動原理。根據RV減速器傳動原理和結構特點的約束條件方面討論了各個構件的參數，比如強度約束條件，裝配約束條件等，進而確定了各個構件的參數后，就可以得到整個RV減速器的傳動比，并且可以確定RV減速器的整體結構。接下來基于UG建立好的三維模型進行簡單化處理，并且將處理后的模型導入到ADAMS軟件中，利用ADAMS軟件對模型進行動態(tài)分析。分別分析了RV減速器各個構件的角速度，并且對其進行驗證；還有擺線輪與針輪之間的接觸力。通過對角速度的仿真和動態(tài)分析，可以驗證傳動比，并可以說明減速器的設計的合理性。通過對接觸力的仿真和分析可以得到該減速器有良好的承載能力和穩(wěn)定性。關鍵詞：RV減速器；UG；ADAMS；動力學分析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緒論1.1課題研究的背景與意義RV減速器是一種新型的，精密的二級減速器，它由第一級漸開線行星輪減速器和第二級擺線輪減速器相互結合而組成的。它具有外形比較小，精度高以及效率高和傳動及其平穩(wěn)等一系列突出的優(yōu)點。RV減速器是工業(yè)機器人的核心零部件，RV減速器的優(yōu)點能對工業(yè)機器人的產業(yè)有極其深遠的影響和作用。為了保證RV減速器的一系列優(yōu)點能夠在機器人應用的領域得到充分地發(fā)揮，因此需要對RV減速器的動力學性能進行系統(tǒng)全面的研究分析，所以這次探索有重大且深遠的意義。但是由于RV減速器零部件比較結構相對復雜、發(fā)展的時間比較短，傳統(tǒng)的設計辦法不僅耗費時間多、耗費精力大、設計周期長。然而虛擬樣機技術能夠在產品設計開始的階段就可以對產品的整個周期進行仿真模擬與預測，具有設計周期短，成本低等特點，這篇文章針對RV減速器的結構特點，在學習了解RV減速器的傳動原理的基礎上，以UG和ADAMS軟件為工具，針對RV減速器建立動力學模型。1.2齒輪的系統(tǒng)動力學的研究內容1.2.1關于齒輪系統(tǒng)動力學齒輪在機械中關鍵的零部件之一。它的動力學特性直接關系到機械裝置的性能。也因此使人們關注的焦點。研究它的目的是以達到降低齒輪的震動和噪音、逐步提高齒輪運動精度并且提高齒輪系統(tǒng)的可靠性為科研目標。齒輪系統(tǒng)動力學分析理論一直在不斷的發(fā)展。齒輪系統(tǒng)動力學分析對象從以前的單自由度齒輪扭轉系統(tǒng)到多自由度齒輪系統(tǒng)，因此它的分析的難度和計算的難度都在逐漸增加。1.2.2齒輪系統(tǒng)的動態(tài)特性齒輪系統(tǒng)的動態(tài)特性是齒輪系統(tǒng)動力學的核心內容，現如今齒輪系統(tǒng)的動態(tài)特性包括以下三個方面[2.3]一、固有特性固有特性一般有固有頻率和震動，研究它對齒輪系統(tǒng)不論是在穩(wěn)定性，精度個方面都很重要。二、動態(tài)特性這個特性十分重要，包括了嚙合力、動態(tài)激勵等動態(tài)特性。通過研究這些，我們可以引導齒輪的制造和研究，降低各種負面的效果。三、系統(tǒng)參數的影響系統(tǒng)參數一般包括例如齒數，節(jié)圓半徑等關鍵參數的影響，而且也直接地影響到模型的建立。1.3RV減速器及動力學的研究現狀1.3.1RV減速器的研究現狀RV減速器傳動的概念是日本公司在二十世紀中葉左右第一次提出的，當時世界對工業(yè)機器人的傳動精度漸漸提高，在這樣的歷史背景下，日本公司開始就開始研制了了一款可以增強機器人關節(jié)運動能力的減速器，即RV減速器，它相對于簡諧波減速器具有較高的精度和剛度。一直到1986年，日本帝國公司對RV減速器訂到了突破性的研究發(fā)展，后來成功地實現了自動化產業(yè)化的生產。因為航空航天事業(yè)和工業(yè)機器人的需求很大，我國早就已經將RV減速器研究加入國家的“九五”重點科技計劃。早些時候的研究主要是RV減速器的結構和傳動原理[4.5]，但隨著航空航天事業(yè)和機器人和別的領域的廣泛應用，我國對RV減速器的需求很快地增加。隨后國內專家們又對RV減速器進行了很多研究，研究減速器的范圍也跟著增加。比如劉繼巖、李沖寧[6.8]等人對RV減速器的傳動效率進行了大量的計算；吳永寬等人對機器人上的RV減速器精度回差分析。進而后來何衛(wèi)東、李充寧[9.10]等人又對其的傳動精度開始分析。劉洪斌[10]教授鉆研了傳動效率。焦文瑞[11.12]老師鉆研了擺線齒?，F在國內研發(fā)的RV減速器與日本研發(fā)的RV減速器在傳動精度和動力學特性等反面還有很大的差距，所以目前沒用形成大量生產和產業(yè)化生產。1.3.2RV減速器動力學的研究現狀早些在1976年，Bowman[13]對行星輪系統(tǒng)特性開始了研究；從此以后，Jelling和Parker[14]對齒輪系統(tǒng)動力學進行了深入的研究，在此同時建立了系統(tǒng)動力學模型、解答了系統(tǒng)固有頻率和固有震動[15.16]，研究了各個參數對系統(tǒng)的影響。除此之外，Kahayan創(chuàng)建了行星輪系統(tǒng)的震動模型，并演算出了固有頻率的表達式。自1997年以來，RV減速器被加入國家的“863”計劃，我國很多學者對RV減速器動力學特性開始了大量的研發(fā)和探討。例如建立了RV減速器的多自由度耦合模型，計算了RV減速器系統(tǒng)的固有頻率和研究一些參數對它的影響，之中最主要的研發(fā)辦法是利用集中參數法建立減速器的簡化模型，但是因為RV減速器結構很復雜，其中的動力學理論比較深入并且內容很多，僅僅依賴理論的簡化模型，只考慮了幾個自由度上的簡單線性震動，然而忽略了齒輪嚙合的時變性、齒輪間隙和軸承間隙的一系列的變化，得以造成齒輪系統(tǒng)動力學的分析并不完善。所以，充分利用虛擬樣機技術對其進行動力學建模、求解并分析成為了至關重要的課題。

2RV減速器的機械運動設計2.1引言RV減速器一般是行星傳動加上擺線針輪組件組成。它的整體結構決定了它的參數，優(yōu)良的傳動性能總是做為最終目標。2.2RV減速器的機械運動設計2.2.1RV減速器的基本參數RV減速器的基本參數詳見表2.1。表2.1RV減速器的基本參數型號傳動比輸出轉速輸出轉矩輸出功率RV-116142(r/min)300(Nm)1.70(KW)2.2.2RV減速器的機械傳動設計過程RV減速器機構簡圖見圖2.2所示，RV減速器傳動結構見圖2.1所示：圖2.1RV減速器剖面結構圖由圖2.2可以得到，RV減速器可以看成是由兩級減速器機構構成，它們分別是漸開線行星齒輪減速結構與擺線針輪減速結構。RV減速器的運動傳遞路線是：運動由中心輪1最右邊傳遞到行星輪2并且使它們嚙合，結果使行星輪2自傳；曲軸3與行星輪2相互固連，法蘭盤7上面裝配著曲軸3；擺線輪4（4’）裝配在曲軸3上，擺線輪還與針輪5相互嚙合；擺線輪4（4’）經由曲軸3進而可以驅動行星架6，也就是輸出軸6可以做回轉運動，運動是由輸出軸6輸出。25輸入輸出行星輪系擺線輪系25輸入輸出行星輪系擺線輪系1-中心輪；2-行星輪；3-曲軸；4-擺線輪；5-針輪；6-行星架；7-法蘭盤；8-曲柄軸承。圖2.2減速器機構簡圖2.2.3RV減速器傳動比的計算用轉化機構法計算和設計RV減速器的傳動比開始應當需要計算漸開線行星傳動機構部分的傳動比。應用轉化機構發(fā)，先規(guī)定行星架是固定的，可以計算得出傳動比為：(2-1)公式中:——轉化為固定機構的傳動比——行星輪齒數——中心輪齒數——中心輪角速度——行星架角速度——行星輪角速度緊接著，由轉化機構法可以的假設曲柄軸是固連不動的，擺線針輪行星傳動部分機構的轉化機構的傳動比為：(2-2)公式中:——轉化的機構的傳動比——針齒的齒數——擺線輪的齒數擺線輪輸出的角速度和行星架角速度在RV減速器之中是相等的，是擺線輪角速度，是針輪的角速度。也就是ωc=ω6；針齒殼在RV減速器中是固定不動的，也就是相當于?？梢缘玫?2-3)聯(lián)立式（2-2），（2-3）可以得到中心論和輸出行星架的傳動比是(2-4)2.3RV減速器傳動機構的設計當確定了RV減速器的機械傳動方式后，其中RV減速器中的每個構件和構件相關的結構幾何尺寸的確定就成為了確定傳動機構的關鍵因素。所以，確定傳動構件的結構尺寸就是設計的主要內容。它的傳動構件的運動尺寸和其運動相關還和RV減速器的整體結構、傳動性能、強度等有很大的關聯(lián)。不僅這樣，各個構件之間的耦合關系也非常重要并且有高度的耦合性。所以先要確定傳動機構的運動尺寸有一定的難度和復雜性。它的運動尺寸的確定，大題可以分為兩個大的步驟進行，其一是漸開線行星齒輪的部分，其二是擺線針輪部分。因為這兩個部分又有一定的關系，所以又不可以相互獨立的去分析考慮，所以在設計時要統(tǒng)籌考慮。2.3.1漸開線行星齒輪的設計1．漸開線行星齒輪機構的運動參數由圖2.2得到，它的構件的主要部分是中心輪1和行星輪2。與構件相關的運動參數有中心輪的齒數Z1,行星輪的齒數Z2，兩種齒輪的中心距a0，各個齒輪的模數m，行星輪的數目np。2．漸開線行星齒輪傳動機構的幾何參數的約束條件和行星齒輪的傳動機構運動參數有關聯(lián)的出了和減速器的運動有關外，還與減速器的結構構成、強度、等有關。這些相關的因素組成了確定運動幾何參數的約束條件。（1）強度約束條件①要確保行星輪傳動部分和擺線針輪傳動部分的疲勞使用壽命相似。要使疲勞壽命相似，必須要合理地分配兩部分的傳動比，當中，兩者的齒數比的約束條件是：(2-5)②必須要保證RV減速器曲軸所承受的載荷不過大從圖2.3得到，擺線輪4(4”)通過軸承安裝在曲軸上。曲軸的軸承的位置越接近相對于擺線輪的中心，曲軸所受到的載荷也就越大。然而曲軸軸承的位置決定于相對于擺線輪的漸開線行星輪2和中心輪1的中心距a0所確定的。中心距a0越大，承受的載荷越小。但是如果中心距(2-6)圖2.3是行星輪和中心輪傳動系統(tǒng)圖（2）裝配的約束條件在RV減速器當中，行星輪2的齒數z2，中心輪的齒數z1，行星輪的數目=1\*GB3①行星輪個數np的約束條件。如圖2.4所示，如果要考慮兩個相鄰的行星輪就應該保障他們兩者之間的中心距l(xiāng)AB比自身的齒頂圓直徑da2(2-7)化簡后得到(2-8)圖2.4裝配的臨界條件=2\*GB3②裝配行星輪齒數z2和中心輪齒數z1的約束條件。只有中心輪1的齒數和行星輪2的齒數都受到限制，才可以保證各個部件的正確安裝。兩個擺線輪必須要始終保持180?的相位差，這樣RV減速器才可以進行順利傳動。從圖2.2可以看出，曲軸由前，后主軸頸與兩段擺線輪的軸徑共組成四段。它的前后軸徑分別裝配在行星架和法蘭盤上，擺線輪軸徑裝配在2個擺線輪上；曲軸前段固連了行星輪。所以，它的兩個擺線輪軸徑的偏心差是180度，同時因為構造上的要求曲軸的數目要求與行星輪的數目np相同。因為RV由圖2.5所示，中心輪和幾個行星輪的幾何關系如下。行星輪1行星輪1行星輪2圖2.5中心輪與行星輪偶數齒時的安裝幾何關系如圖2.5所示，此圖保障了曲軸的偏心位置一樣，所以這種安裝是正確的得以讓RV減速器正常運行。此時，設中心輪中心線和行星輪中心線的連線為OO1，并OO1和中心輪齒槽中線與行星輪的齒中線重合。OO1與中心輪的中心和行星輪2的中心連線OO2的夾角為，。圖中的是行星輪2的中心與OO(2-9)令Yu1和Yu2分別是oo2和中心輪齒中心線的夾角和oo2和行星輪2齒槽中心線的夾角。如圖2.4，(2-10)式中N1和N在求Yu2時不可以把圖2.6行星輪奇數齒情況由上圖中可以得知，當中心輪轉過Yu1角度時，中心輪的中線和OO2重合，這個時候行星輪恰好轉過Yu2(2-11)在z1(2-12)式中N為整數。當行星輪數目為3的時，，因此中心輪的齒數為偶數。當行星輪個數是3時，.也就是二倍中心輪的齒數和行星輪的齒數的差是6的倍數。當行星輪齒數是奇數時可以得到(2-13)當行星輪個數是2時，，所以齒數是奇數。當行星輪個數是3時，，也就是中心輪齒數的2倍和行星輪的齒數的差加上3是6的倍數。綜上所述，漸開線行星輪傳動部分的傳動部件的齒數確定方式如下：1.行星輪的數目為2時中心輪的齒數是奇數時，行星輪的齒數是奇數要是中心輪的齒數為偶數，行星輪的齒數是偶數2.行星輪的數目為3時行星輪的齒數是奇數時，二倍中心輪的齒數與行星輪的差加上3后是六的倍數。行星輪的齒數是偶數時，二倍中心輪的齒數和行星輪的齒數的差是六的倍數。中心輪和行星輪的齒輪數目的關系總體如下：（2-14）(3)結構的約束條件要保證2組傳動結構的均衡和緊湊，不發(fā)生相差過大的情況。=1\*GB3①中心輪的齒數的約束條件由文得知單從齒輪的加工和磨損情況出發(fā)，漸開線行星齒輪機構所允許的最小齒頂厚度是，根據與齒數相關的參數之間的關系可以得出中心齒輪的齒數的選取范圍是9,20。=2\*GB3②因為要保證傳動機構的均衡和緊湊,擺線針輪傳動機構的直徑接近，因此，約束條件為（2-15）或者（2-16）代入數據得=3\*GB3③在進行輸入軸設計時，要保證它的軸徑變化均勻。（2-17）公式中:D1往往由于要使減速器結構緊湊，要把中心輪和輸入軸做成一體的齒輪軸形式。（4）RV減速器運動的約束條件從減速器的參數可以得到，它的總傳動比是（2-18）RV減速器的總傳動比和中心輪齒數、行星輪齒數、針輪齒數有關。所以z1，z2綜上所述，可以得到一下幾組滿足約束條件的數據，詳見表2.2.表2.2滿足條件的幾組數據組數uzzzumμa1213374131.60.8928372212484031.30.892835321541432.851.30.888133.842195541310.8928375313374131.60.89283763195541310.892837由表中可以得到，第三組的傳動效率最低；第四組和第六組傳動效率好，但是不足的是模數較少，傳動剛度由此就變低了；第一組、第二組、第五組的參數都比較理想，因為第二組的行星輪齒數較多，因此會對傳動性能的提高有幫助，所以選用第二組的參數為漸開線行星傳動輪部分的幾何參數。詳見表2.3。表2.3行星輪系的參數序號名稱代號大小1中心輪數z122行星輪數z483模數m1.34壓力角α205中心輪系數x0.56行星輪變位系數x0.387標準中心距a358實際中心距a379變位系數y0.710嚙合角α2511齒頂高系數h1.112頂隙系數c0.2613中心輪分度圓直徑d16.514行星輪分度圓直徑d53.15中心輪齒頂圓直徑d20.05316行星輪齒頂圓的直徑d56.7517中心輪齒根圓直徑d16.6218行星輪齒根圓直徑d51.3319中心輪齒寬B1220行星輪齒寬B7.621中心輪滑動率μ1.622.3.2擺線針輪機構設計圖2.7擺線輪和針齒的傳動系統(tǒng)圖1.擺線針輪相關的傳動機構參數由圖2.7可以看得出，在擺線針輪結構中的構件主要有曲軸，擺線輪，針輪。與之相關的幾何參數有曲軸的偏心距a,針輪的齒數zp,擺線輪的齒數zc；與擺線輪和針輪嚙合相關的參數有曲軸的偏心距a、針齒半徑rrp、針齒中心圓半徑rp、針經系數k2,短幅系數k1;再者與強度有關的參數有曲柄得偏心距2.擺線針輪機構的幾何參數相關的約束條件RV減速器的各個部分，包括總體結構、齒輪的嚙合傳動、強度、裝配關系等有關的因素都有可能對RV減速器的真題幾何參數有影響。以上這些因素共同構成了影響RV減速器的幾何參數的約束條件。=1\*GB2⑴針輪的齒數和擺線輪齒數的約束條件。減速器的傳動比影響著針輪齒數。根據公式（2-4）綜合考慮中心輪齒數，行星輪齒數，和傳動比共同來確定針輪的齒數。（2-19）因為擺線針輪機構嚙合采用相差一個齒的原理，所以(2)曲軸偏心距的約束條件從擺線輪齒廓的產生原理，從這個道理中可以得到擺線輪在由節(jié)圓的地方的齒距可以由下列式子（2-20）上式中:是針輪的節(jié)圓半徑擺線輪的節(jié)圓半徑擺線輪的齒數是（2-21）針輪齒數是（2-22）因為（2-23）所以有（2-24）從上式可以得到，在zp不變的情況下，偏心距是增大的，然后rp也增大，所以擺線針輪機構的承載力也就相應的提高了；與此同時因為以上原因傳動機構的尺寸參數也相應的增加；擺線輪的活動范圍也增大。在結構上因為行星架要（3）短幅系數k1在傳動機構中，k1進而可以影響針齒半徑然后還影響齒輪的彎曲強度和接觸強度。當k1減少時，會使針輪節(jié)圓半徑減少。當傳遞力變得小時，是因為針輪節(jié)圓半徑變小，導致擺線輪和針輪相互的接觸力加大了。所以，短幅系數需要優(yōu)化，在設計傳動系統(tǒng)的基礎上，現給出短幅系數一般的推薦數值。詳見表2.4表2.4短幅系數值擺線輪的齒數z<1113-2425-6062-88短幅系數0.4-0.550.47-0.750.66-0.90.76-0.9（4）針齒中心圓直徑的約束條件針齒中心圓半徑rp（2-25）上述公式中T是輸出轉矩，N\mm根據2-6式和表2.3中a0,(5)針經系數的約束條件它是針輪上相鄰兩個針齒之間的中心距比上針齒直徑的一個數值，針經系數k2是描述針輪分布密集的參數，如果針齒沒有間隙，這時k2=1。因為要保證機構的強度，所以針齒外殼要有足夠的強度，所以一般k2應該取k2=1.25~1.4之間，最優(yōu)取值范圍是k2=1.5~1.2之間。一般最大值不超過4，當針齒的齒數較多時并且針齒半徑比較小時可以有k2小于1的情況。一般為了避免相鄰的兩個針齒相碰，往往會表2.5針徑系數范圍針輪齒數<141426~3838~6262~86針經系數3.8~2.82.85~22~1.351.6~11.6~0.99（6）擺線輪和針輪的幾何約束擺線輪和針輪除了上述的約束，還有要受到正確嚙合傳動的約束條件。為了使二者正確嚙合，詳見表2.6。表2.6擺線針輪系參數公式序號名稱代號關系式1針輪輪齒數z2擺線輪齒數z3曲軸偏心距a4短幅系數k5針經系數k6針輪節(jié)圓半徑rrp'7擺線輪節(jié)圓半徑rrc'8針齒中心圓半徑rrp=9擺線輪基圓半徑rrc=10針輪齒頂圓半徑rrap=rp11針輪齒根圓半徑rrfp=12擺線輪齒頂圓半徑rrac=13擺線輪齒根圓半徑rrfc=rp3.擺線針輪幾何參數的確定通過以上對擺線針輪機構約束條件和參數的探討現列出如下8組數據，詳見表2.7。表2.7參數的參考值組數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綜合考慮傳動的特性、傳動機構的結構特點、現把表中五組數據修正后得到

k1=0.79,k2現在可以得出擺線針輪的幾何參數表2.8表2.8擺線輪系參數序號名稱代號數值1針輪齒數zzp2擺線輪齒數zzc3偏心距aA=1.34針經系數kk25短幅系數kk16針齒半徑rrrp7擺線輪基圓半徑rrrp8擺線輪節(jié)圓半徑rrc9針齒中心圓半徑rrp10針輪節(jié)圓半徑rrp11移距修形量大小??r12等距修行量多少??r13針輪齒頂圓半徑rrap14針輪齒根圓半徑rrfp15擺線輪齒頂圓半徑rrac16擺線輪齒根圓半徑rrfc17節(jié)圓齒距pp'18擺線輪齒寬bbc2.4小結RV減速器是由漸開線行星齒輪部分和擺線針齒部分構成的封閉的二級減速器。兩個部分即相互獨立，又相互聯(lián)系耦合。分別研究兩部分的傳動機構的約束條件并且后來要統(tǒng)一起來研究約束條件。在滿足漸開線行星齒輪機構和擺線針齒機構的約束條件下，計算出每個構件的幾何參數。

3RV減速器的動力學仿真3.1ADAMS簡介ADAMS即機械系統(tǒng)動力分析軟件，是由MSC公司開發(fā)出來的一個基于虛擬樣機分析的一款軟件。該軟件集合虛擬技術和仿真技術、可視化技術于一體?，F如今，已經被世界大部分企業(yè)所認可且應用。3.2仿真的一般步驟它主要利用ADAMS對RV減速器進行動力學分析，其流程圖如3.1。利用利用UG建立的三維模型將三維模型導入到ADAMS中用ADAMS求解器求解在ADAMS中建立仿真需要的條件和約束結果是否滿足傳動比保存結果，結束是否圖3.1分析流程圖3.3導入ADAMS中時的注意事項3.3.1ADAMS中工作環(huán)境的設置一般再將簡化模型導入到ADAMS之前，需要對ADAMS中的參數做些設置。界面柵格：設置時的平面尺寸是300mm,之間的間距是20mm.單位：因為要和UG里面的單位同意，所以要選擇UG里的單位。重力的方向：選擇Gravity命令，設置為Y軸方向。設置好以上數據后，把UG模型導入，如圖3.2顯示，需要把每個構件的材料屬性設置出來，在ModifyBody界面編輯零件屬性，把category與definetype分別設置成massproperties和geometryandmaterial，在材料選用steel，令材料設置成剛。然后軟件會自動計算質量和材料的各個屬性。如圖3.3為擺線輪質量參數。圖3.2減速器簡化圖圖3.3擺線輪的質量參數3.3.2約束的設置RV減速器的結構很復雜，而且載荷和受力狀況更加復雜。一般為了研究使用，假設沒有零件間的間隙，沒有摩擦系數，無零件的形變。因為導入后零件并沒有約束的限制，所以在開始分析前要設置一些約束條件。如圖3.4所示，一般設置成輸出軸和大地為轉動副、行星輪和曲柄之間是固定的、曲柄軸和擺線輪是旋轉副、針齒和大地是固定的、行星架和大地是轉動副、擺線輪和針齒是接觸約束。圖3.4RV減速器仿真模型中約束定義3.3.3接觸的定義和設置（一）定義接觸時會產生接觸力。大體可以分為兩種，一種是間斷的接觸。另一種是連續(xù)的接觸，并且也叫做非彈性接觸。在這個軟件中計算接觸力有2中方法，一種叫做補償法，這個方法確定懲罰系數與補償系數。前者確定的是2個零件體積重合部分的剛度。接觸力是零件陷入另一零件體積內的深度和懲罰系數的乘機，懲罰系數過大會出現無限的情況，過小會不能完全模擬出真實的接觸。第二種方法叫做沖擊函數法，它使用函數來計算的。在定義接觸時，使用幾何體上的相關元素體現的，可以是實體，也可以是一條曲線，且曲線在一個平面內。這種接觸有很多種，比如實體和實體、曲線與曲線、點與曲線、點和平面、求和球。（二）設置根據RV減速器的嚙合特點，要選擇沖擊函數法來定義。如下圖3.5參數圖，剛度為1.0×106N/mm2,力的指數為1.5，阻尼為圖3.5接觸參數設定圖3.4建立RV減速器動力學模型3.4.1負載轉矩的確立研究動力學特性必須要在有負載的情況下進行，因為簡化模型里只有一個擺線輪，而且擺線輪和針輪的制造誤差和裝配誤差都會引起載荷不均勻，所以加載55%（91.85N）的負載在輸出盤上。此時也要加載一定的驅動電機在輸入軸上。為了同時避免啟動中的沖擊力過大，所以要在加入電機后平穩(wěn)加載.3.4.2建立動力學模型將前面所說的第一漸開線齒輪副1和2，和擺線針輪齒輪副3刪除，取代以接觸副。兩個行星輪和輸入軸建立兩個接觸副副一和二，擺線輪和40個針齒建立接觸副，所以一共有42個接觸副。3.5基于ADAMS中驗證各個構件的速度和傳動比根據第二章的公式（2-4）和（2-18）可以得到式（3-1）（3-2）分別是中心輪的轉速和擺線輪的轉速，是行星輪自轉速度。由于誤差原因，現在設中心輪的轉速是9000度/秒，中心輪齒數是12，行星輪齒數是48，擺線輪齒數是39，針輪齒數是40.由公式（3-1）可以計算出的轉速是74.38度/秒。在由公式（3-2）得等于-2900.82度/秒，且與中心輪速度相反。傳動比是121.總結如表3.1所示表3.1各輪速度值的比較項目符號轉速值角速度值中心輪n15009000行星輪n483.472900.82擺線輪n12.474.38傳動比n1213.5.1RV減速器的傳動比仿真結果圖3.6是空載時的行星輪和中心輪，之后還有擺線輪。他們各部分的角速度的變化圖。X軸是時間，Y軸是速度。圖3.6中心輪和行星輪的角速度上圖紅線為行星輪轉速，為888°/s；藍線為中心輪轉速3600°/s；可見其傳動比為4；符合傳動比理論的理論值。圖3.7所示，用角速度來驗證輸出和輸入的關系隨時間的變化圖。圖3.7輸出部件角速度在加載最開始的幾秒中行星輪，擺線輪隨著中心論的增加成倍數的增加。擺線輪和行星架速度完全一樣，和RV減速器的特性一致，仿真的出的結論和所計算的誤差很小，所以在空載時同樣也滿足傳動比要求。3.5.2擺線輪與針齒接觸力仿真如下圖3.8所示，擺線輪和針齒的嚙合力隨時間的變化圖。圖3.8擺線輪與針輪的接觸力由圖可以看出由于速度突變引起了沖擊力，進而接觸力有較大的波動，隨著速度的增加接觸力波動幅度加大，1秒后接近穩(wěn)定，之后接觸力承現周期性的變化。圖3.9所示的是輸出軸隨時間的角加速度的變化圖。圖3.9行星架（輸出）的角加速度擺線輪和行星架角加速度規(guī)律是近似的，所以說明RV減速器的輸出是擺線輪的自轉。3.6小結本章利用動力學模型，深入分析并驗證了各個結構的角速度，進而驗證了傳動比，還有接觸力的仿真，并且取得了一定的結果。經過分析得傳動比符合要求且可以對應上，接觸力也符合要求。所以，研究RV減速器的動態(tài)特性就要從傳動比可接觸力方面入手，因為他們二者對RV減速器的影響最大。

4本文結論本文在已有的對RV減速器研究的基礎上，主要對RV減速器的三維模型參數和基于傳動比和接觸力的仿真和檢測的分析和研究。首先利用UG對RV減速器進行三維建模，在建立模型的基礎上，利用它的結構、傳動原理和特點，用轉化機構法算出RV減速器的具體參數，得到了RV減速器中最重要的兩個傳動系統(tǒng)的齒數以及相關參數。再根據所得到的相關的條件得出本文中RV減速器的傳動比。這部分主要集中在第二章的內容中。然后對得到的模型進行簡化處理導入到ADAMS中去。在ADAMS軟件中建立虛擬的動力學仿真分析，對各個構件的角速度的仿真值和理論值進行比較可以得到：由分析結果可以看出基本上兩者的傳動角速度誤差很小，說明設計的RV減速器