機器人 ＲV 減速器主軸承的設計及應用
2021-11-24 來源： 河南廣播電視大學 洛陽軸承研究所 作者：王超俊 李智博 王東峰 孫建勇
摘要: 通過對 ＲV 減速器主軸承受力模型分析得知，要保證其具有足夠的徑向、軸向及力矩承載能力，則其接觸角范圍應為 30° ～ 50°; 工藝設計應重點控制內外圈溝位置、配合面平面度、凸出量偏差( 0． 1 mm) 、裝配高散差等，而對于套圈寬度偏差、平行差、擋邊高度等均可放寬控制標準; 軸承安裝時可通過調整 ＲV 減速器某一側的墊片厚度保證其具有合適的剛度。
關鍵詞: 滾動軸承; 減速器; 角接觸球軸承; 設計; 應用
ＲV 減速器廣泛應用于機器人行業，具有軸向尺寸小，結構緊湊，速比靈活，運轉精度高且使用時間長等特性，是在擺線行星減速機構形式上建立的二級封閉傳動機構 。
目前，由于國外對 ＲV 減速器技術的封鎖，加上我國在該領域的研究起步較晚，造成國內在該領域與國外差距較大。以其內部使用的關鍵部件主軸承( 角接觸球軸承) 為例，國外廠商采用的均為非標設計，但關于該非標軸承的設計原理及使用方法鮮有報道。鑒于此，基于 ＲV 減速器的實際使用工況，介紹主軸承的設計和應用。
1、主軸承受力分析
ＲV 減速器結構如圖 1 所示，在使用過程中有行星架輸出( 固定減速器外殼) 和外殼輸出( 固定行星架) 2 種動力輸出方式。主軸承位于減速器外殼與行星架之間，受到減速器外殼與行星架之間的相互作用力，包括軸向力、徑向力及傾覆力矩。
圖 1 ＲV 減速器結構圖
重載工業機器人 ＲV 減速器分布示意圖如圖2 所示，共裝有 6 臺 ＲV 減速器。負載( 也稱持重)是工業機器人的一項重要指標，工業機器人在工作過程中工位不斷變化，故作用于機器人手腕末端的負載對于 1#，2#，3#ＲV 減速器既可能是軸向力，也可能是徑向力; 對于 4#，5#ＲV 減速器，在使用過程中主要受徑向力; 對于 6#ＲV 減速器，不僅受到外部作用力，還要承受機械手臂的重力，其受力主要為軸向力和傾覆力矩，對于該位置減速器，必須能夠承受盡可能大的軸向力，且具有良好的抗傾覆力矩能力。
圖 2 ＲV 減速器分布示意圖
ＲV 減速器主軸承受力如圖 3 所示 ，載荷位于減速器外部，無論減速器在圖 2 中何位置，外載荷 F1，F2 將形成施加在主軸承上的傾覆力矩 M1。在外載荷下作用下：
圖 3 ＲV 減速器主軸承受力示意圖
由( 1) ，( 2) 式可以看出: 軸承抗傾覆力矩性能不僅與其自身徑向承載能力有關，也與其接觸角所決定的受力作用點有關。以 ＲV100C 采用的 H76 /182 軸承為例進行說明，軸承主要結構參數見表 1。
表 1 H76 /182 軸承主要結構參數
參照圖 3，基于 ＲomaxDesigner 建立相應軸系模型，軸承中心距 L 為 100 mm，施加外部傾覆力矩M1 為 1 000 N·m，采用不同接觸角的 H76 /182 軸承進行仿真分析，軸承承載能力及徑向變形量計算結果見表 2。
表 2 不同接觸角 H76 /182 軸承的承載能力及徑向變形
由表 2 可知: 接觸角增大，額定載荷減小，但由于該軸承背對背安裝，接觸角增大時，兩軸承受力支承點間距 Lmn也增加; 軸承徑向變形量由 27． 43μm 減小為 23． 75 μm，說明增大接觸角能夠提升整個減速器軸系抗傾覆力矩能力; 同時，接觸角增大能有效提升整個減速器軸向剛度，適用于受軸向載荷較大的減速器，尤其是圖 2 中 6#減速器。
故對于 ＲV 減速器主軸承，需綜合考慮其受力特點，在保證其具有足夠徑向承載能力的同時，要提升其軸向承載能力及抗傾覆力矩能力。這也驗證了 ＲV 減速器技術指標中力矩剛性的說明。
2、主軸承結構及精度控制
ＲV 減速器主軸承結構設計時，必須在滿足軸承承載能力的前提下，充分考慮減速器系統的結構特點，進而確定主軸承尺寸及精度控制方向。
2. 1 接觸角
通過上文分析可知，主軸承接觸角顯著影響減速器系統的承載能力及結構剛性，通常情況下，采用 40°接觸角即可滿足上述性能需求。但減速器性能需求根據其在工業機器人中所處位置不同而有所側重，圖 2 中 6#減速器對軸向承載能力及抗傾覆力矩能力要求較高，該位置主軸承應選用更大接觸角。分析國外減速器發現各減速器中軸承接觸角也并非固定值，通常在 30° ～ 50°之間，接觸角應根據其所處位置決定。
2. 2 外圈寬度
國外 ＲV 減速器用主軸承通常采用內、外圈寬度不等的結構，可以使軸承及減速器輕量化。減速器主軸承雖然也是配對使用，但對配對結果影響最大的是軸承裝配高。軸承外圈非基面不與任何部位接觸，真正起作用的是圖 4 中 L2 部分，即軸承外圈溝位置。
圖 4 ＲV 減速器主軸承安裝結構示意圖
因此，除軸承外圈溝道直徑、溝位置重點控制外，只需控制軸承配合面平面度即可，對于外圈寬度偏差、平行差，均可放寬控制標準。
2. 3 外圈基面擋邊高
對于常規軸承，外圈基面擋邊高應保證軸承在允許的外力作用下接觸橢圓長軸不超出擋邊邊緣。而對于 ＲV 減速器主軸承，外圈擋邊實際高度遠超上述需求，這是由于該擋邊需要對圖 1 針齒的軸向位移進行限制。在某些 ＲV 減速器中，外圈擋邊還需對擺線輪的軸向位移進行限制。外圈基面擋邊高的確定需要考慮針齒及擺線輪在 ＲV 減速器外殼中的實際位置。
2. 4 內圈參數
與外圈相同，需嚴控溝道參數和基面平面度，擋邊高度僅需保證其在允許的外力作用下接觸橢圓長軸不超出擋邊邊緣。此外，內圈寬度明顯大于外圈，且在軸承預緊后，內圈非基面通常高于外圈基面，即凸出量為正，采用該設計方案可以適當限定擺線輪軸向位移，避免軸承外圈由于擋邊高度不足而在運轉過程中與擺線輪干涉。
2. 5 凸出量
對于標準角接觸球軸承，凸出量是軸承能否組配使用的關鍵，但對于 ＲV 減速器主軸承，凸出量對軸承應用影響不大，僅對擺線輪軸向位移有一定的影響，其尺寸公差控制在 0． 1 mm 即可。
2. 6 裝配高
角接觸球軸承若要發揮其高精度、高剛性等性能優勢，需對其施加一定的預緊力 ，而裝配高將極大影響軸承預緊狀態，在生產過程中需精確控制。裝配高影響參數眾多，若將其嚴格控制在某一尺寸范圍，會增加制造難度及生產成本。在生產過程中僅需控制每批軸承裝配高散差即可，軸承預緊力可以通過選配墊片尺寸進行調節。
3、主軸承應用
由圖 4 可以看出軸承分布在行星架兩側，背對背安裝，軸承預緊方式為定位預緊，可以得到整個減速器裝配尺寸鏈如圖 5 所示，圖中: TA 為左側軸承 A 裝配高，L1 為外殼擋肩寬，TB 為右側軸承B 裝配高，L3 為墊片理論厚度，L 為行星架左右擋邊之間的距離。
圖 5 ＲV 減速器裝配尺寸鏈
在整個裝配尺寸鏈中，為便于控制預緊力，調節右側墊片厚度 L3 最方便，可以此為整個裝配鏈的閉環，間接保證其尺寸并進行選配安裝。裝配高 TA，TB 在整個裝配鏈具有重要影響，其尺寸增加( 減小) 將導致 L3 的減小( 增加) ，由于已嚴格控制裝配高散差，墊片厚度 L3 散差也相應得到了控制，選配難度降低。
在上述裝配尺寸鏈中，軸承預緊通過墊片施加，墊片實際尺寸 L'3應在 L3 基礎上加上 2 套軸承預緊后的軸向變形量，H76 /182 軸承預緊力與軸向位移的關系如圖 6 所示。在實際應用中，可根據減速器整體設計目標確定預緊力，以保證整個
系統具有合適的剛度。
圖 6 H76 /182 軸承預緊力與軸向位移的關系
4、結束語
對 ＲV 減速器主軸承主要受載模型及結構特征進行分析可知: 在主軸承設計時應重點考慮其主要設計參數及結構參數; 在加工制造過程中應重點控制其關鍵工藝參數，在滿足軸承主要性能的同時，考慮其加工經濟性; 在軸承應用過程中，應根據其受力情況、使用部位，合理選用配合尺寸、預緊力等，以滿足軸承使用性能。
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