一种新型结构rv减速机
阅读说明：本技术 一种新型结构rv减速机 (Novel structure RV speed reducer ) 是由 顾京君 于 2020-07-24 设计创作，主要内容包括：本发明提供了一种新型结构RV减速机,涉及RV减速机技术领域,包括针齿壳、行星轮、偏心轴、输入轴、输出盘架、摆线轮,输出盘架包括输出轴盖和输出轴,行星轮安装在偏心轴上；行星轮与输入轴位于输出轴盖侧啮合,输出轴设置在输出轴盖另一侧；偏心轴圆周阵列设有三根,且每根偏心轴包括非凸轮轴和凸轮轴,凸轮轴直径为d3,非凸轮轴直径为d4；偏心轴轴心线与针齿壳轴线之间的距离为b且b＝8～123mm；减速机额定转矩为T,b×(d3)<Sup>2</Sup>＝(10～80)×T,b×(d4)<Sup>2</Sup>＝(6～40)×T；摆线轮上设有与凸轮轴一一对应的摆线轮轴承孔,摆线轮轴承孔直径为d1且d1＝(0.6～1.3)×b；针齿壳和摆线轮之间圆周阵列设有若干与其啮合的滚针,滚针中心圆直径为d2且d2＝(3～4)×b。本发明具有体积小、重量轻、减速比范围宽、大转矩等特点。(The invention provides an RV speed reducer with a novel structure, which relates to the technical field of RV speed reducers and comprises a pin gear shell, a planet wheel, an eccentric shaft, an input shaft, an output plate frame and a cycloid wheel, wherein the output plate frame comprises an output shaft cover and an output shaft; the planet gear is meshed with the input shaft at the side of the output shaft cover, and the output shaft is arranged at the other side of the output shaft cover; the eccentric shaft is circumferentially arrayed with threeEach eccentric shaft comprises a non-camshaft and a camshaft, the diameter of the camshaft is d3, and the diameter of the non-camshaft is d 4; the distance between the axial lead of the eccentric shaft and the axial lead of the pin gear shell is b, and b is 8-123 mm; rated torque of speed reducer T, b x (d3) 2 ＝(10～80)×T，b×(d4) 2 (6-40) x T; the cycloidal gear is provided with cycloidal gear bearing holes which correspond to the cam shaft one by one, the diameter of each cycloidal gear bearing hole is d1, and d1 is (0.6-1.3) x b; and a plurality of needle rollers meshed with the needle gear shell are arranged between the needle gear shell and the cycloid gear in a circumferential array, the diameter of a central circle of the needle rollers is d2, and d2 is (3-4) x b. The invention has the characteristics of small volume, light weight, wide reduction ratio range, large torque and the like.)
技术领域
本发明涉及RV减速机技术领域，尤其涉及一种新型结构RV减速机。
背景技术
RV减速机是在摆线针轮传动基础上发展起来的一种新型减速机，它具有高刚度、高精度、大转矩、传动效率高等优点，相较于单纯的摆线针轮行星传动，其具有更小的体积和更大的过载能力。
RV减速机包括中实型RV减速机和中空型RV减速机，现有技术中，如图1和图2所示，中实型RV减速机包括针齿壳1、滚针2、摆线轮3、行星轮4、偏心轴5、输入轴6、输出盘架7、输出轴8、输出轴盖9等，行星轮4安装在偏心轴5上，输出轴8和行星轮4位于同一侧且行星轮4凹设在输出轴8上，输入轴6设置在输出轴8相对侧。中实型RV减速机体积大且重量重，由于行星轮4凹设在输出轴8上，所以减速比范围受到输出轴8外圆大小及输出轴8上安装孔大小的限制；由于输入轴6穿过减速机本体，要求输入轴6长度要较长，且输出盘架中心孔75限制了输入轴6的齿轮外径，导致减速比范围窄，齿轮啮合精度差；另外减速机行星轮4和偏心轴5只有两组，这样在相同的节圆上偏心轴5传递转矩能力降低。如图3所示，中实型RV减速机在安装时，要将输出端法兰20固定在输出端上，将电机安装法兰17安装到输入端，而且输出轴侧的输出端面上有行星轮4凹于输出轴8，还要采用密封胶、骨架密封圈油封14、输入端骨架密封圈18等密封方式密封整个平面，安装较为复杂。
如图4所示，中空型RV减速机包括针齿壳1、滚针2、摆线轮3、行星轮4、偏心轴5、双联齿轮61、输入轴6、输出盘架7、输出轴8、输出轴盖9等，行星轮4安装在偏心轴5上，输入轴6和行星轮4位于同一侧且通过双联齿轮61连接，输出轴8设置在输入轴6相对侧。中空型RV减速机输入端为双联齿轮61结构，减速比普遍较大，减速比范围窄，由于减速机安装输出轴8的中心孔太大且输入轴6朝外偏心安装，导致减速机体积大且重量重。如图5所示，中空型RV减速机在安装时同时要完成输出端和输入端的密封，且密封基本采用输入端骨架密封圈18或O型圈19密封，在输入端安装电机安装法兰17时，基于输入端的结构导致电机安装法兰17制作和安装复杂；而且中空型RV减速机的腔体空间大，内部填充的油脂多，这样导致中空型RV减速的制造和使用成本大。
综上所述，现有技术中的中空型RV减速机和中实型RV减速机都存在体积大、重量重、减速比范围窄、安装不便等问题。其中，偏心轴轴心线与针齿壳轴线之间的距离是减速机外径大小的主要决定性因素，中空型RV减速机由于需要较大的针齿壳中心孔来安装保护线缆且辅助密封油脂的通线管，中实型RV减速机及结构偏小点的中空型RV减速机基本都是两根偏心轴的设计，受加工能力、精度和需要的转矩能力等的限制，在满足一定转矩能力的前提下中空型或中实型都不能将减速机的体积做的更小。一般来说，现有技术中，偏心轴轴心线与针齿壳轴线的距离正常在22.5mm-350mm之间，可以根据需要设计到大于350mm,但不能小于22.5mm。因此，需要设计一种新型结构RV减速机，具有体积小、重量轻、结构紧凑、减速比范围宽、安装简单、大转矩等特点。
发明内容
本发明的目的是提供一种新型结构RV减速机，其具有体积小、重量轻、结构紧凑、减速比范围宽、安装简单、大转矩等特点。
本发明的上述技术目的是通过以下技术方案得以实现的：
一种新型结构RV减速机，包括针齿壳、行星轮、偏心轴、输入轴、输出盘架、摆线轮，所述输出盘架包括输出轴盖和输出轴，所述行星轮安装在偏心轴上；所述行星轮与输入轴位于输出轴盖侧啮合，所述输出轴设置在输出轴盖另一侧；所述偏心轴圆周阵列设有三根，且每根所述偏心轴包括在其轴心线上偏心的非凸轮轴和凸轮轴，所述凸轮轴的直径为d3，所述非凸轮轴的直径为d4；所述偏心轴轴心线与针齿壳轴线之间的距离为b且b＝8～123mm；减速机的额定转矩为T，b×(d3)2＝(10～80)×T，b×(d4)2＝(6～40)×T；所述摆线轮上设有与偏心轴上的凸轮轴一一对应的摆线轮轴承孔，所述摆线轮轴承孔的直径为d1且d1＝(0.6～1.3)×b；所述针齿壳和摆线轮之间圆周阵列设有若干与其啮合的滚针，所述滚针中心圆的直径为d2且d2＝(3～4)×b。
通过采用上述技术方案，偏心轴轴心线与针齿壳轴线之间的距离b是减速机外径大小的主要决定性因素，在减小b的同时为保证转矩，增加偏心轴的数量，将偏心轴设置为三根，同时缩小偏心轴上凸轮轴直径d3和非凸轮轴直径d4，进而达到既缩小减速机外径又保证较大的转矩。选定需要的额定转矩T和适当的b值，根据公式计算出其他部分的尺寸数值，在计算过程中要反复核算，如若计算结果不符合需要返回重新选定对应的值或范围。本发明设计出的RV减速机外形尺寸小、重量轻的同时转矩大，相同转矩下外形尺寸可缩小约20％，重量可减轻35％。其中，将行星轮设置在输入轴盖侧，与输入轴位于同一侧，输出轴盖既是非密封面也是电机安装面，电机安装法兰固定在针齿壳上时由O型圈和骨架密封圈油封密封，可同时实现对行星轮的密封，而输出端则不必为了密封行星轮处而采取相应的密封措施，简化了对输出端的密封要求。另外，由于输入轴和行星轮同侧啮合，输入轴与电机连接的轴向长度短，更容易获得轴向较为紧凑的RV减速机，且有效提高输入轴和行星轮构成的第一级行星减速机构的精度。除此之外，行星轮设置在输出轴盖一侧并与输出轴盖轴向和径向均悬空，行星轮的外径不受输出轴限制，输入轴外径没有被减速机本体限制，这样使得设计出的减速机减速比范围更宽。
进一步地，所述摆线轮轴承孔和偏心轴的凸轮轴之间设有将其连接的凸轮用滚针与保持架，所述凸轮用滚针与保持架的载荷为Td，所述凸轮用滚针与保持架内设有M个保持架滚针，所述保持架滚针的直径为Dwe，所述保持架滚针的长度为Lwe，
通过采用上述技术方案，偏心轴上的凸轮轴外径减小的同时，摆线轮轴承孔与偏心轴上的凸轮轴之间通过凸轮用滚针与保持架连接，每片摆线轮上的凸轮用滚针与保持架也设有三个，在偏心轴节圆(半径为b)减小的同时，通过增加凸轮用滚针与保持架数量以及轴向长度来提高凸轮用滚针与保持架的承载能力，其中凸轮用滚针与保持架的轴向长度由凸轮用滚针与保持架上的保持架滚针长度Lwe决定。另外，通过减小凸轮用滚针与保持架上保持架滚针的直径Dwe来或得更小的摆线轮外径，进而减小RV减速机的外径。其中，凸轮用滚针与保持架的载荷Td的计算公式为现有技术中轴承载荷的计算公式，fc为按轴承各部件形状、加工精度及材料规定的系数，与有关，根据的数值进行相应的选择。除此之外，通过增大摆线轮的厚度G来增加摆线轮外齿与针齿壳内齿之间的啮合面积以及摆线轮与偏心轴上凸轮轴之间的接触面积，进而使摆线轮能够承载大的转矩，实现输出同样转矩的目的。
进一步地，所述摆线轮的外齿数为Z1，所述针齿壳的内齿数为Z2，Z2＝Z1+1且Z1和Z2均为正整数；每根所述偏心轴上非凸轮轴和凸轮轴在偏心轴的轴线上的偏心量为偏心距A，短幅系数为Ki，其中Ki＝0.45～0.85，A＝0.33～3.88mm。
通过采用上述技术方案，确定摆线轮的外齿数Z1，根据Z2＝Z1+1来确定针齿壳的内齿数，保证摆线轮外齿和针齿壳内齿的啮合。针齿壳的外径减小会带来短幅系数的增大，为了避免短幅系数增大影响减速的性能，需要适当减小偏心轴上非凸轮轴和凸轮轴在偏心轴的轴线上的偏心量即偏心距A，并根据公式
进一步地，所述针齿壳的径向厚度为P1,所述针齿壳与摆线轮啮合的内齿宽为P2，所述针齿壳的外径为c，其中，P1＝(0.13～0.28)×d2，c＝d2+2P1，P2＝2G+(0.2～1)。
通过采用上述技术方案，在针齿壳径向厚度P1满足较大转矩的前提下适当减小或保持针齿壳的径向厚度，进一步减小针齿壳外径c，来获得更小体积、节圆更小的减速机。在保证摆线轮正常安装在针齿壳的前提下，适当减小针齿壳的内齿宽P2，来获得更小体积的减速机。
进一步地，所述输出轴上圆周阵列设有三组盘架台柱，三组所述盘架台柱和输出轴盖之间通过均匀设置的N1个台柱螺栓和m个锥销连接；所述台柱螺栓的规格为Mj1，其中j1为台柱螺栓直径，且每个规格为Mj1的台柱螺栓对应的紧固力为F1；N1个所述台柱螺栓的分布节圆直径为D1，所述台柱螺栓的紧固摩擦系数为μ且μ＝0.2，N1个所述台柱螺栓传递的扭矩为T1，其中D1＝(2～2.8)×b且N1为整数；所述锥销的直径为d6，m个所述锥销的分布节圆直径为D2，每个所述锥销(73)的剪切应力为τ，m个所述锥销传递的扭矩为T2，其中D2＝(1.4～2.9)×b且m为整数；N1个所述台柱螺栓和m个锥销传递的总扭矩为T3，T3＝T1+T2且
通过采用上述技术方案，台柱螺栓和锥销连接盘架台柱和输出轴盖，实现将输出轴盖和输出轴连接成输出盘架整体。台柱螺栓和锥销的节圆直径随着减速机外径的减小同时减小，为了能够承受相同的转矩，将盘架台柱从两组增加到三组，不仅增加盘架台柱的剪切能力，还增加了台柱螺栓和锥销的数量。根据减速机大小选择合适的台柱螺栓数量N1以及合适的规格Mj1，再根据台柱螺栓规格Mj1确定强度等级为11.9时台柱螺栓对应的紧固力F1，根据D1＝(2～2.8)×b选择合适的台柱螺栓的分布节圆直径D1，再根据公式
进一步地，所述针齿壳上圆周阵列设有N4个针齿壳螺栓，且所述针齿壳螺栓的轴向与针齿壳轴向相同；所述针齿壳螺栓的规格为Mj2，其中j2为针齿壳螺栓直径，且每个规格为Mj2的针齿壳螺栓对应的紧固力为F4；N4个所述针齿壳螺栓的分布节圆直径为D4，所述针齿壳螺栓的紧固摩擦系数为μ且μ＝0.2，N4个所述针齿壳螺栓传递的扭矩为T4，
通过采用上述技术方案，针齿壳上安装的针齿壳螺栓规格减小但数量增加也能满足针齿壳螺栓的分布节圆减小同时扭矩不变，即减小针齿壳上针齿壳安装孔的孔径并增加针齿壳安装孔的数量，同时保证较大的扭矩，这也是减小减速机外圆尺寸的一个可行因子。先选择合适的针齿壳螺栓的规格Mj2和数量N4，再根据针齿壳螺栓规格Mj2确定强度等级为11.9时针齿壳螺栓对应的紧固力F4，根据D4＝c-j2-(2～10)选择合适的针齿壳螺栓的分布节圆直径D4，再根据公式
进一步地，所述输出轴远离输出轴盖的一侧环设有N5个轴向与针齿壳轴向相同的输出轴安装螺纹孔，每个所述输出轴安装螺纹孔内安装有规格为Mj3的输出轴螺栓，其中j3为输出轴螺栓的直径，且每个规格为Mj3的输出轴螺栓对应的紧固力为F5；N5个所述输出轴螺栓的分布节圆直径为D5，所述输出轴螺栓的紧固摩擦系数为μ且μ＝0.2，N5个所述输出轴螺栓传递的扭矩为T5，
通过采用上述技术方案，输出轴螺栓起到连接固定作用，输出轴安装螺纹孔用来安装输出轴螺栓，在输出轴安装螺纹孔节圆减小的同时，输出轴安装螺纹孔的数量可大大增加，即输出轴螺栓数量大大增大，保证能传递较大的扭矩。同样地，先选择合适的输出轴螺栓的规格Mj3和数量N5，再根据输出轴螺栓规格Mj3确定强度等级为11.9时输出轴螺栓对应的紧固力F5，根据D5＝(1.7～3.8)×b选择合适的输出轴螺栓的分布节圆直径D5，再根据公式计算出N5个输出轴螺栓传递的扭矩，其中μ为表面无油脂状态紧固台柱螺栓时的摩擦系数。根据
进一步地，所述针齿壳外径c≤130mm时，所述输出盘架轴承孔和偏心轴的非凸轮轴之间设有非凸轮用滚针与保持架，所述行星轮和非凸轮用滚针与保持架之间设有深沟球轴承；所述针齿壳外径c＞130mm时，所述输出盘架轴承孔和偏心轴的非凸轮轴之间设有圆锥滚子轴承。
通过采用上述技术方案，在输出盘架轴承孔和偏心轴的非凸轮轴之间设置非凸轮用滚针与保持架或圆锥滚子轴承，且非凸轮用滚针与保持架或圆锥滚子轴承的数量也和偏心轴数量适配设有三对，这样在偏心轴节圆减小的同时，不改变非凸轮用滚针与保持架或圆锥滚子轴承的径向厚度也能传递较大的转矩。其中，当针齿壳外径c＞130mm时，输出盘架轴承孔和偏心轴的非凸轮轴之间设置圆锥滚子轴承，只需使用圆锥滚子轴承即可将偏心轴限定在输出盘架上，防止偏心轴轴向窜动甚至脱离输出盘架，有效简化减速机的结构。当针齿壳外径c≤130mm时，由于现有技术无法制造更小的圆锥滚子轴承，所以在输出盘架轴承孔和偏心轴的非凸轮轴之间设置非凸轮用滚针与保持架，且行星轮和非凸轮用滚针与保持架之间设有深沟球轴承，用非凸轮用滚针与保持架以及深沟球轴承来代替圆锥滚子轴承，起到与圆锥滚子轴承相同的作用，将偏心轴限定在输出盘架上。
进一步地，所述输出盘架上设有与偏心轴上的非凸轮轴一一对应的输出盘架轴承孔以及位于输出盘架中心且贯穿的输出盘架中心孔，所述输出盘架轴承孔的直径为d5，所述输出盘架中心孔的直径为a，所述输出盘架轴承孔和输出盘架中心孔之间的最薄壁厚为e，d5＝(0.65～1.3)×b，且当针齿壳外径c≤130mm时，d5-d4-d1+d3＞0，当所述针齿壳外径c＞130mm时，d5-d4-d1+d3＞6；a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0。
通过采用上述技术方案，输出盘架中心孔主要是减轻减速机的重量或给需要支撑的输入轴作为支撑孔使用，输出盘架中心孔的直径a越小，越接近减速机小体积大转矩的极限，但要保证输出盘架轴承孔和输出盘架中心孔之间的最薄壁厚e，使输出盘架能承受一定的转矩。因此，根据d5＝(0.65～1.3)×b及a＝2b-d5-2e且e≥1.5来确定输出盘架中心孔的直径a,且要满足a＞0，减小减速机体积的同时保证减速机能满足转矩需求。其中，当针齿壳外径c≤130mm时，d5-d4-d1+d3＞0，即输出盘架轴承孔与非凸轮轴之间的空间比摆线轮轴承孔与凸轮轴之间的空间大，保证安装的非凸轮用滚针与保持架以及凸轮用滚针与保持架均能满足减速机扭矩要求；当所述针齿壳外径c＞130mm时，d5-d4-d1+d3＞6，即考虑到圆锥滚子轴承的外圈与内圈有一定厚度下其内的滚针直径和数量同样能够大于和多于凸轮用滚针与保持架，来满足减速机扭矩要求。
进一步地，所述输出盘架外壁和针齿壳内壁之间设有两个角接触球轴承，两片所述摆线轮位于两个角接触球轴承之间；每个所述角接触球轴承包括内圈沟道、钢球、轴承保持架以及轴承外圈，所述钢球安装在轴承保持架上，所述轴承外圈安装在针齿壳内壁上，所述内圈沟道呈圆槽状设置在输出盘架外壁上且与输出盘架一体成型。
通过采用上述技术方案，RV减速机的外径减小，角接触球轴承承载着RV减速机的力矩和推力，为获得不变的力矩和推力，将角接触球轴承设置为由内圈沟道、钢球、轴承保持架以及轴承外圈组成。其中，输出盘架外壁上设置外圆槽作为内圈沟道，既使得输出盘架本体获得更大的刚性，又让角接触球轴承中的钢球的直径尽可能增大，并且在足够的空间下，角接触球轴承的轴承保持架更紧凑，轴承外圈安装在针齿壳内壁上，组成了半开放半闭合的角接触球轴承，以此来获得更大的力矩和推力。
进一步地，所述输出轴外壁和针齿壳内孔之间设有骨架密封圈油封，所述输出轴远离输出轴盖的一端端面上设有与输出盘架轴承孔贯通的贯穿孔，所述贯穿孔内设有筒形油封Ⅰ，所述输出轴上的输出盘架中心孔内设有筒形油封Ⅱ。
通过采用上述技术方案，输出轴作为RV减速的输出端，输出端面为全密封状态且设有三处油封，一是输出轴外圆和针齿壳内孔之间的骨架密封圈油封，由于输出轴和针齿壳相对运动，骨架密封圈油封起到动密封作用，且骨架密封圈油封轴向空间大，可以通过增加骨架密封圈油封数量或者设计多种唇口等密封方式，来实现更为恶劣环境下的密封，阻止外界环境物质进入RV减速机内部而造成的破坏，更防止RV减速机内腔的油脂流出；二是输出轴上对应安装偏心轴的位置的三个贯穿孔由筒形油封Ⅰ密封，属于静密封；三是输出轴上的输出盘架中心孔由筒形油封Ⅱ密封，也属于静密封。一处动密封和两处静密封实现了输出端在使用上的便利，无需使用密封胶等繁琐方式进行密封。
综上所述，本发明具有以下有益效果：
1、RV减速机外形尺寸小的同时转矩大，相同转矩下RV减速机外形尺寸可缩小约20％；
2、RV减速机重量轻的同时转矩大，相同转矩下RV减速机重量可减轻35％；
3、偏心轴的数量增加到三根，缩小偏心轴上凸轮轴外径d3和非凸轮轴外径d4，实现既缩小RV减速机外径同时保持较大转矩；
4、增大摆线轮厚度G，滚针长度和针齿壳内齿齿厚跟随增厚，加大摆线轮外齿与滚针、针齿壳内齿的啮合面积，实现既缩减RV速机外径同时保持较大转矩；
5、凸轮用滚针与保持架数量增加到三个，并增大凸轮用滚针与保持架中保持架滚针的长度Lwe，即增加凸轮用滚针与保持架的轴向长度，由于摆线轮厚度G增大、偏心轴数量增加，偏心轴和摆线轮之间的凸轮用滚针与保持架数量和轴向长度相应增加，增大了凸轮用滚针与保持架的负载能力，实现既缩小RV减速机外径同时保持较大转矩；
6、减小偏心量A获得合适的短幅系数Ki，保持较高的啮合效率的同时，获得啮合摆线轮外齿合力方向下的大转矩，且啮合平稳不干涉，实现既缩小RV减速机外径同时保持较大转矩；
7、输出盘架中心孔的直径a的尺寸越小，越接近RV减速机小体积大转矩的极限；
8、摆线轮厚度G增大同时也增大针齿壳外齿啮合部的轴向厚度，针齿壳外径c减小的同时径向厚度P1不变或适当减薄，实现既缩小RV减速机外径同时保持较大转矩；
9、偏心轴数量增加的同时，输出盘架上的盘架台柱也跟随增加，盘架台柱上的台柱螺栓和锥销数量也相应增加，实现既缩小RV减速机外径同时保持较大转矩；
10、针齿壳上的针齿壳安装孔孔径减小且数量增加，这样安装的针齿壳螺栓规格变小但数量增加，不仅缩小针齿壳的径向厚度P1，也实现既缩小RV减速机外径同时保证较大转矩；
11、偏心轴数量增加的同时，用于支撑输出盘架的非凸轮用滚针与保持架或圆锥滚子轴承数量也增加，实现既缩小RV减速机外径同时保持较大转矩；
12、输出盘架外壁上设置外圆槽作为角接触球轴承的内圈沟道，既增加了输出盘架本身的刚性，又增强了角接触球轴承的刚性，既缩小输出盘架的外径，又能够使角接触球轴承的钢球外径较大，进而实现既缩小RV减速机外径同时保持较大力矩和推力；
13、输出轴侧的输出端面为全密封状态，两处静密封和一处动密封，其中动密封轴向空间大，可实现增加骨架密封圈油封的数量或设计多种唇口等密封方式，大大增加了密封性能，实现RV减速机在恶劣环境下的密封，并且达到使用便捷，无需采用传统胶密封等繁琐操作，密封有效性更高；
14、由于行星轮与输出轴分别在两侧，互不影响，输出轴更容易实现既可作为输出端输出用，也可作为固定端固定用；
15、输出轴作为输出端面，输出轴的外圆和输出盘架中心孔均可以作为定位外圆或定位孔，实现安装定位多样性；
16、输出轴盖侧为非密封面，也是电机安装面，电机安装法兰与针齿壳固定，输入轴与电机安装法兰之间通过电机安装法兰孔骨架密封圈油封密封，电机仅需直***输入轴并固定即完成安装，电机安装便捷，输入轴长度短，电机安装轴向厚度相应减小，轴向结构紧凑，齿轮啮合精度高，噪音低；
17、行星轮和输入轴啮合齿数范围宽，RV减速机总减速比范围宽，仅改变输入轴和行星轮齿数关系，可实现5-250总减速比；偏心轴数量增加和行星轮厚度增加，同样都可以减小偏心轴外花键直径，使得行星轮获得更小或更大直径，而输入轴上的齿轮外径仅受限于减速机中心距b大小。
附图说明
图1是现有技术中中实型RV减速的结构示意图；
图2是现有技术中中实型RV减速机的输出端结构示意图；
图3是现有技术中中实型RV减速的安装结构示意图；
图4是现有技术中中空型RV减速的结构示意图；
图5是现有技术中中空型RV减速的安装结构示意图；
图6是实施例一至实施例四中一种新型结构RV减速机的整体结构示意图；
图7是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的输入端结构示意图；
图8是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的偏心轴的结构示意图；
图9是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的输出盘架的结构示意图；
图10是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的摆线轮的结构示意图；
图11是实施例一至实施例四中一种新型结构RV减速机的安装结构示意图；
图12是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的输出端结构示意图；
图13是实施例五至实施例十二中一种新型结构RV减速机的整体结构示意图；
图14是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的凸轮用滚针与保持架的结构示意图；
图15是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的摆线轮的剖视图；
图16是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的针齿壳的剖视图；
图17是实施例一至实施例十二中一种新型结构RV减速机的针齿壳的正视图。
图中，1、针齿壳；110、针齿壳安装孔；1101、针齿壳螺栓；1102、针齿壳内齿；2、滚针；3、摆线轮；31、摆线轮外齿；32、摆线轮轴承孔；33、摆线轮中心孔；34、台柱孔；4、行星轮；5、偏心轴；51、非凸轮轴；52、凸轮轴；6、输入轴；61、双联齿轮；7、输出盘架；71、盘架台柱；72、台柱螺栓；73、锥销；74、输出盘架轴承孔；75、输出盘架中心孔；8、输出轴；81、贯穿孔；82、输出轴安装螺纹孔；83、输出轴螺栓；9、输出轴盖；10、凸轮用滚针与保持架；101、保持架滚针；11、角接触球轴承；111、内圈沟道；112、钢球；113、轴承保持架；114、轴承外圈；12、非凸轮用滚针与保持架；121、深沟球轴承；13、圆锥滚子轴承；14、骨架密封圈油封；15、筒形油封Ⅰ；16、筒形油封Ⅱ；17、电机安装法兰；18、输入端骨架密封圈；19、O型圈；20、输出端法兰；21、电机。
具体实施方式
以下结合附图和实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。
实施例一：
一种新型结构RV减速机，如图6所示，主要部件包括针齿壳1、行星轮4、偏心轴5、输入轴6、输出盘架7、两片摆线轮3等，两片摆线轮3和输出盘架7安装在针齿壳1内，输出盘架7包括分别位于针齿壳1轴向两侧的输出轴盖9和输出轴8，且两片摆线轮3位于输出轴盖9和输出轴8之间，每片摆线轮3的摆线轮外齿31和针齿壳内齿1102之间设有若干与其啮合的滚针2。如图7和图8所示，偏心轴5沿针齿壳1轴向设置且圆周阵列设有三根，每根偏心轴5均包括在其轴心线上偏心的非凸轮轴51和凸轮轴52，如图6、如图9和图10所示，且输出轴盖9和输出轴8上均设有与偏心轴5的非凸轮轴51配合的输出盘架轴承孔74，两片摆线轮3上均设有与偏心轴5的凸轮轴52配合的摆线轮轴承孔32，每片摆线轮轴承孔32和偏心轴5的凸轮轴52之间设有将其连接的凸轮用滚针与保持架10。
如图6和图7所示，行星轮4和输入轴6位于输出轴盖9侧啮合，即行星轮4和输入轴6位于输出轴8相对侧，行星轮4与输入轴6构成第一级行星减速机构。行星轮4安装在偏心轴5上，以花键方式圆周方向固定，以轴向弹性挡圈等方式轴向固定，与现有技术中相同，图中未表示。行星轮4在输出轴盖9侧，并与输出轴盖9轴向和径向均悬空，使得行星轮4可获得更大外径可能。而行星轮4内花键与偏心轴5外花键啮合，由于偏心轴5数量的增加，并保持或增加行星轮4厚度同时，偏心轴5外花键可获得更小外径，使得行星轮4可获得更小直径可能。输入轴6外径大小没有被减速机本体限制，这使得减速机可获得更大范围的减速机比，从极小减速比到极大减速机均可获得。
如图6和图11所示，输出轴盖9既是非密封面也是电机21安装面，电机安装法兰17固定在针齿壳1上时由O型圈19和骨架密封圈油封14密封，可同时实现对行星轮4的密封，而输出端则不必为了密封行星轮4处而采取相应的密封措施，简化了对输出端的密封要求。另外，由于输入轴6和行星轮4同侧啮合，输入轴6与电机21连接的轴向长度短，更容易获得轴向较为紧凑的RV减速机，且有效提高输入轴6和行星轮4构成的第一级行星减速机构的精度。
如图9和图10所示，针齿壳1作为RV减速机的固定端的同时，输出盘架7作为RV减速机的输出端，输出盘架7由输出轴盖9和输出轴8通过锥销73和台柱螺栓72固定组合而成。在输出轴8上设有盘架台柱71，每片摆线轮3上设有与盘架台柱71一一对应的台柱孔34，盘架台柱71穿过对应的台柱孔34后通过台柱螺栓72和锥销73与输出轴盖9连接，实现输出轴盖9和输出轴8之间的连接，其中锥销73主要起到定位作用并传递部分转矩。由于输出盘架7上的锥销73和台柱螺栓72的节圆随着RV减速机的外径减小的同时减小，为了能够承受相同的转矩，盘架台柱71也相应的增设为圆周阵列的三组，不仅增加盘架台柱71的剪切能力，还增加了台柱螺栓72和锥销73的数量。
如图10所示，其中，盘架台柱71的截面积受限于摆线轮3上台柱孔34大小，而台柱孔34大小受限于摆线轮轴承孔32、摆线轮中心孔33以及摆线轮外齿31的大小；且台柱孔34和摆线轮中心孔33之间的最小壁厚为L1，台柱孔34和摆线轮轴承孔32之间的最小壁厚为L2，台柱孔34和摆线轮外齿31齿根之间的最小壁厚为L3，要保证L1、L2以及L3均大于2mm，同时盘架台柱71的截面积要远远大于偏心轴5上的非凸轮轴51截面积，以满足承载扭矩要求。
如图6所示，输出轴盖9外壁以及输出轴8外壁与针齿壳1内壁之间均设有承载RV减速机的力矩和推力的角接触球轴承11，两片摆线轮3位于两个角接触球轴承11之间。每个角接触球轴承11包括内圈沟道111、钢球112、轴承保持架113以及轴承外圈114，钢球112安装在轴承保持架113上，轴承外圈114安装在针齿壳1内壁上，内圈沟道111呈圆槽状设置在输出盘架7外壁上且与输出盘架7一体成型，这样组成了半开放半闭合的角接触球轴承11，既使得输出盘架7本体获得更大的刚性，又让角接触球轴承11中的钢球112的直径尽可能增大，这样可以获得更大的载荷能力，并且在足够的空间下，角接触球轴承11的轴承保持架113更紧凑。
如图6和图12所示，输出轴8作为RV减速的输出端，输出端面为全密封状态且设有三处油封，一是输出轴8外圆和针齿壳1内孔之间的骨架密封圈油封14，由于输出轴8和针齿壳1相对运动，骨架密封圈油封14起到动密封作用，且骨架密封圈油封14轴向空间大，可以通过增加骨架密封圈油封14数量或者设计多种唇口等密封方式，来实现更为恶劣环境下的密封，阻止外界环境物质进入RV减速机内部而造成的破坏，更防止RV减速机内腔的油脂流出；二是输出轴8上对应安装偏心轴5的位置设有三个贯穿孔81，三个贯穿孔81由筒形油封Ⅰ15密封，属于静密封；三是输出轴8上的输出盘架中心孔75由筒形油封Ⅱ16密封，也属于静密封。一处动密封和两处静密封实现了输出端在使用上的便利，无需使用密封胶等繁琐方式进行密封。
如图6和图13所示，除此之外，在输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设有非凸轮用滚针与保持架12或圆锥滚子轴承13，且非凸轮用滚针与保持架12或圆锥滚子轴承13的数量也和偏心轴5数量适配设有三对，这样在偏心轴5节圆减小的同时，不改变非凸轮用滚针与保持架12或圆锥滚子轴承13的径向厚度也能传递较大的转矩。其中，当针齿壳1外径c＞130mm时，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，只需使用圆锥滚子轴承13即可将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。当针齿壳1外径c≤130mm时，由于现有技术无法制造更小的圆锥滚子轴承13，所以在输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置非凸轮用滚针与保持架12，且行星轮4和非凸轮用滚针与保持架12之间设有深沟球轴承121，用非凸轮用滚针与保持架12以及深沟球轴承121来代替圆锥滚子轴承13。
如图7所示，偏心轴5轴心线与针齿壳1轴线之间的距离为中心距b，且b是减速机外径即针齿壳1外径c大小的主要决定性因素，所以在减小b的同时为保证转矩，增加偏心轴5的数量，将偏心轴5设置为三根，同时缩小偏心轴5上凸轮轴52直径和非凸轮轴51直径，进而达到既缩小减速机外径又保证较大的转矩。除此之外，为了保证在减小减速机外径的同时保证减速机各部分结构能满足扭矩需求，以下对减速机各部分结构尺寸、数量等进行设计和计算。
如图8所示，偏心轴5上凸轮轴52直径为d3，非凸轮轴51直径为d4，每片摆线轮3上的摆线轮轴承孔32直径为d1，摆线轮外齿31和针齿壳内齿1102之间的滚针2的中心圆直径为d2，减速机的额定转矩为T。其中，b＝8～123mm，b×(d3)2＝(10～80)×T，b×(d4)2＝(6～40)×T，d1＝(0.6～1.3)×b，d2＝(3～4)×b，先选定需要的额定转矩T和适当的b值，根据公式计算出其他部分的尺寸数值。
如图6所示，偏心轴5上的凸轮轴52直径d3减小的同时，摆线轮轴承孔32与偏心轴5上的凸轮轴52之间通过凸轮用滚针与保持架10连接，每片摆线轮3上的凸轮用滚针与保持架10也设有三个，在偏心轴5节圆(半径为b)减小的同时，通过增加凸轮用滚针与保持架10数量以及轴向长度来提高凸轮用滚针与保持架10的承载能力。如图14所示，其中凸轮用滚针与保持架10的轴向长度由凸轮用滚针与保持架10上的保持架滚针101长度Lwe决定。另外，通过减保持架凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe来或得更小的摆线轮3外径，进而减小RV减速机的外径。其中，凸轮用滚针与保持架10的载荷为Td，凸轮用滚针与保持架10内设有M个保持架滚针101，保持架滚针101的直径为Dwe，保持架滚针101的长度为Lwe，
如图8和图10所示，三根偏心轴5上的凸轮轴52驱动摆线轮3做偏心运动，偏心的距离为偏心轴5的偏心距A，即每根偏心轴5上非凸轮轴51和凸轮轴52在偏心轴5的轴线上的偏心量。由于摆线轮3的外径以及偏心轴5轴心线与针齿壳1轴线之间的距离b减小，如图15所示，为了能输出同样的扭矩，需要增加摆线轮3的厚度G来增加摆线轮外齿31和针齿壳内齿1102之间的啮合面积以及摆线轮3与偏心轴5上凸轮轴52之间的接触面积，进而使摆线轮3能够承载大的转矩，实现输出同样转矩的目的。其中，摆线轮3的厚度G＝(0.8～1.8)×Lwe。
如图15和图16所示，摆线轮3的外径减小会带来短幅系数Ki的增大，为了得到合适的短幅系数Ki，需要适当减小偏心距A，来获得大扭矩摆线轮外齿31的同时，保证摆线轮外齿31与滚针2以及针齿壳内齿1102高效率啮合且啮合时不会发生干涉。首先确定摆线轮3的外齿数Z1，并根据Z2＝Z1+1来确定针齿壳1的内齿数Z2，且Z1和Z2均为正整数；根据
如图16所示，针齿壳1外径c减小的同时，可以在保证满足较大转矩的前提下，适当减小或保持针齿壳1的径向厚度P1，进一步减小针齿壳1外径c，来获得更小体积、节圆更小的减速机；在保证保证摆线轮3正常安装在针齿壳1的前提下，适当减小针齿壳1的内齿宽P2，来获得更小体积的减速机。其中，P1＝(0.13～0.28)×d2，c＝d2+2P1，P2＝2G+(0.2～1)。
如图9所示，输出盘架轴承孔74的直径为d5，输出盘架中心孔75的直径为a。其中，输出盘架中心孔75主要是减轻减速机的重量或给需要支撑的输入轴6作为支撑孔使用，输出盘架中心孔75的直径a越小，越接近减速机小体积大转矩的极限，但要保证输出盘架轴承孔74和输出盘架中心孔75之间的最薄壁厚e，使输出盘架7能承受一定的转矩。因此，根据d5＝(0.65～1.3)×b及a＝2b-d5-2e且e≥1.5来确定输出盘架中心孔75的直径a,要满足a＞0，且当针齿壳1外径c≤130mm时，d5-d4-d1+d3＞0，即输出盘架轴承孔74与非凸轮轴51之间的空间比摆线轮轴承孔32与凸轮轴52之间的空间大，保证安装的非凸轮用滚针与保持架12以及凸轮用滚针与保持架10均能满足减速机扭矩要求；当针齿壳1外径c＞130mm时，d5-d4-d1+d3＞6，即考虑到圆锥滚子轴承13的外圈与内圈有一定厚度下其内的滚针直径和数量同样能够大于和多于凸轮用滚针与保持架10，来满足减速机扭矩要求。
如图7和图9所示，三组盘架台柱71和输出轴盖9之间通过均匀设置的N1个台柱螺栓72和m个锥销73连接，台柱螺栓72的规格为Mj1，其中j1为台柱螺栓72直径，且每个规格为Mj1的台柱螺栓72对应的紧固力为F1；N1个台柱螺栓72的分布节圆直径为D1，台柱螺栓72的紧固摩擦系数为μ且μ＝0.2，N1个台柱螺栓72传递的扭矩为T1，其中D1＝(2～2.8)×b且N1为整数；锥销73的直径为d6，m个锥销73的分布节圆直径为D2，锥销73的剪切应力为τ，τ根据锥销材料、硬度等的选择确定，m个锥销73传递的扭矩为T2，
根据减速机大小选择合适的台柱螺栓72数量N1以及合适的规格Mj1，其中，j1的取值为国家或国际标准，取值为1.6、2、2.5、3、4、5、6、8、10、12、14、16、18、20、22等，以下j2、j3的取值同理；再根据台柱螺栓72规格Mj1确定强度等级为11.9时台柱螺栓72对应的紧固力F1，根据D1＝(2～2.8)×b选择合适的台柱螺栓72的分布节圆直径D1，再根据公式计算出N1个台柱螺栓72传递的扭矩，其中μ为表面无油脂状态紧固台柱螺栓72时的摩擦系数。接着选择合适的锥销73直径d6、数量m以及剪切应力τ，并根据公式D2＝(1.4～2.9)×b选择合适的锥销73的分布节圆直径D2，再根据公式
如图7和图17所示，针齿壳1上的针齿壳安装孔110的孔径减小但数量增加也能满足针齿壳安装孔110节圆减小但扭矩不变，也是缩小减速机外圆尺寸的一个可行因子。因此需要对针齿壳安装孔110内安装的针齿壳螺栓1101的数量及规格进行确定，以保证其承载的扭矩。针齿壳1上圆周阵列设有N4个轴向与针齿壳1轴向相同的针齿壳螺栓1101，针齿壳螺栓1101的规格为Mj2，其中j2为针齿壳螺栓1101直径，且每个规格为Mj2的针齿壳螺栓1101对应的紧固力为F4；N4个针齿壳螺栓1101的分布节圆直径为D4，针齿壳螺栓1101的紧固摩擦系数为μ且μ＝0.2，N4个针齿壳螺栓1101传递的扭矩为T4，
如图12所示，输出轴8上除了筒形油封Ⅰ15和筒形油封Ⅱ16两处静密封外，其余部位都可以设置为输出轴安装螺纹孔82，用来安装输出轴螺栓83，在输出轴安装螺纹孔82节圆减小的同时，输出轴安装螺纹孔82的数量可大大增加。同理，需要对输出轴安装螺纹孔82内安装的输出轴螺栓83的数量N5及规格Mj3进行确定，以保证其承载的扭矩。N5个输出轴螺栓83的规格为Mj3，其中j3为输出轴螺栓83直径，且每个规格为Mj3的输出轴螺栓83对应的紧固力为F5；N5个输出轴螺栓83的分布节圆直径为D5，输出轴螺栓83的紧固摩擦系数为μ且μ＝0.2，N5个输出轴螺栓83传递的扭矩为T5，
先选择合适的针齿壳螺栓1101的规格Mj2和数量N4，再根据针齿壳螺栓1101规格Mj2确定强度等级为11.9时针齿壳螺栓1101对应的紧固力F4，根据D4＝c-j2-(2～10)选择合适的针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4，再根据公式
在本实施例中，上述涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位(实施例一至实施例十二中部分公式在实际计算中调用参数时会自动调用参数保留多位小数的值)：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝12Nm，b＝8mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝10T，即8×(d3)2＝10×12，计算出d3＝3.87mm，选择b×(d4)2＝6T，即8×(d4)2＝6×12，计算出d4＝3.00mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝0.6×b＝0.6×8，即d1＝4.80mm，选择d2＝4×b＝4×8，即d2＝32.00mm；
4、根据公式 计算凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe、保持架滚针101的数量M以及保持架滚针101的长度Lwe等；
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝0.8×Lwe，即G＝0.8×5.62，计算出G＝4.50mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝21，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝22,选择合适的短幅系数Ki且根据公式
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.18×d2，即P1＝0.18×32.00，计算出P1＝5.76mm；选择P2＝2G+0.2，即P2＝2×4.50+0.2，计算出P2＝9.20mm；c＝32.00+2×5.76，即c＝43.52mm；
8、由于c≤130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞0，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝0.65×b，即d5＝0.65×8，计算出d5＝5.20mm，且d5-d4-d1+d3＝5.20-3.00-4.80+3.87＝1.27，满足d5-d4-d1+d3＞0；选择e＝1.5，即a＝2×8-5.20-2×1.5，计算出a＝7.80mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M3，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝3166N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2×b＝2×8，即D1＝16.00mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，即T1＝30.39N；选择锥销73数量m为m＝3，锥销73直径d6＝3mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，根据锥销73的分布节圆直径公式D2＝(1.4～2.9)×b选择D2＝1.4×b＝1.4×8，即D2＝11.20mm；根据公式计算锥销73传递的扭矩T2，即T2＝23.28Nm；总扭矩T3为T3＝T1+T2且满足条件
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝6，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M3，即j2＝3，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝3166N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-2＝43.52-3-2，即D4＝38.52mm；根据公式计算针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4，
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝6，输出轴螺栓83规格Mj3为M4，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝5580N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3×b＝3×8，即D5＝24.00mm；根据公式计算输出轴螺栓83传递的扭矩T5，即T5＝80.35Nm；且
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝12Nm，中心距b＝8mm，凸轮轴52直径d3＝3.87mm，非凸轮轴51直径d4＝3.00mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝4.80mm，滚针2中心圆直径d2＝32.00mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝0.46mm，保持架滚针101的数量M＝15，保持架滚针101的长度Lwe＝5.62mm；针齿壳1厚度G＝4.50mm，摆线轮外齿数Z1＝21，针齿壳内齿数Z2＝22，短幅系数Ki＝0.45，偏心距A＝0.33mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝5.20mm，输出盘架中心孔75直径a＝7.80mm；针齿壳1径向厚度P1＝5.76mm，针齿壳内齿宽P2＝9.20mm，针齿壳1外径c＝43.52mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M3，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝16.00mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝30.39N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝3mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝11.20mm，锥销73传递的扭矩T2＝23.28Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝6，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M3，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝38.52mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝73.17Nm；输出轴螺栓83数量N5＝6，输出轴螺栓83规格Mj3为M4，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝24.00mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝80.35Nm。
其中，本实施例中针齿壳1外径c＝43.52mm，即c≤130mm，所以如图6所示，在输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置非凸轮用滚针与保持架12，且行星轮4和非凸轮用滚针与保持架12之间设有深沟球轴承121。
实施例二：
实施例二至实施例十二的一种新型结构RV减速机与实施例一的一种新型结构RV减速机的结构基本相同，设计思路也相同，不同之处在于，RV减速机各部分设计的尺寸不同，即涉及的取值及计算结果不同。实施例二中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝38Nm，b＝13.75mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝28T，即13.75×(d3)2＝28×38，计算出d3＝8.80mm，选择b×(d4)2＝12T，即13.75×(d4)2＝12×38，计算出d4＝5.76mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝0.93×b＝0.93×13.75，即d1＝12.79mm，选择d2＝3.5×b＝3.5×13.75，即d2＝48.13mm；
4、根据公式 计算凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe、保持架滚针101的数量M以及保持架滚针101的长度Lwe等；
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.4×Lwe，即G＝1.4×3.48，计算出G＝4.87mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝27，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝28,选择合适的短幅系数Ki且根据公式计算偏心距A；短幅系数Ki选择为Ki＝0.69，
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.15×d2，即P1＝0.15×48.13，计算出P1＝7.22mm；选择P2＝2G+0.55，即P2＝2×4.87+0.55，计算出P2＝10.28mm；c＝48.13+2×7.22，即c＝62.56mm；
8、由于c≤130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞0，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝0.87×b，即d5＝0.87×13.75，计算出d5＝11.96mm，且d5-d4-d1+d3＝11.96-5.76-12.79+8.80＝2.21，满足d5-d4-d1+d3＞0；选择e＝2，即a＝2×13.75-11.96-2×2，计算出a＝11.54mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M4，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝5580N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.8×b＝2.8×13.75，即D1＝38.50mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝9，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M4，即j2＝4，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝5580N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-3＝62.56-4-3，即D4＝55.56mm；根据公式计算针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4，
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝6，输出轴螺栓83规格Mj3为M5，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝9310N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3.5×b＝3.5×13.75，即D5＝48.13mm；根据公式计算输出轴螺栓83传递的扭矩T5，
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝38Nm，中心距b＝13.75mm，凸轮轴52直径d3＝8.80mm，非凸轮轴51直径d4＝5.76mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝12.79mm，滚针2中心圆直径d2＝48.13mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝2.00mm，保持架滚针101的数量M＝10，保持架滚针101的长度Lwe＝3.48mm；针齿壳1厚度G＝4.87mm，摆线轮外齿数Z1＝27，针齿壳内齿数Z2＝28，短幅系数Ki＝0.69，偏心距A＝0.59mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝11.96mm，输出盘架中心孔75直径a＝11.54mm；针齿壳1径向厚度P1＝7.22mm，针齿壳内齿宽P2＝10.28mm，针齿壳1外径c＝62.56mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M4，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝38.50mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝128.90N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝3mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝27.50mm，锥销73传递的扭矩T2＝57.15Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝9，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M4，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝55.56mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝279.03Nm；输出轴螺栓83数量N5＝6，输出轴螺栓83规格Mj3为M5，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝48.13mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝268.83Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝52.56mm，即c≤130mm，所以如图6所示，在输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置非凸轮用滚针与保持架12，且行星轮4和非凸轮用滚针与保持架12之间设有深沟球轴承121。
实施例三：
实施例三中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝58Nm，b＝18mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝31T，即18×(d3)2＝31×58，计算出d3＝9.99mm，选择b×(d4)2＝15T，即18×(d4)2＝15×58，计算出d4＝6.95mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝0.83×b＝0.83×18，即d1＝14.94mm，选择d2＝3.78×b＝3.78×18，即d2＝68.04mm；
4、根据公式
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.05×Lwe，即G＝1.05×5.42，计算出G＝5.69mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝31，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝32,选择合适的短幅系数Ki且根据公式
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.13×d2，即P1＝0.13×68.04，计算出P1＝8.85mm；选择P2＝2G+0.6，即P2＝2×5.69+0.6，计算出P2＝11.97mm；c＝68.04+2×8.85，即c＝85.73mm；
8、由于c≤130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞0，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝0.83×b，即d5＝0.83×18，计算出d5＝14.94mm，且d5-d4-d1+d3＝14.94-6.95-14.94+9.99＝3.04，满足d5-d4-d1+d3＞0；选择e＝2.5，即a＝2×18-14.94-2×2.5，计算出a＝16.06mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M5，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝9310N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.45×b＝2.45×18，即D1＝44.10mm；根据公式
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝12，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M4，即j2＝4，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝5580N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-3＝85.73-4-3，即D4＝78.73mm；根据公式
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝9，输出轴螺栓83规格Mj3为M6，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝13180N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝1.7×b＝1.7×18，即D5＝30.60mm；根据公式计算输出轴螺栓83传递的扭矩T5，即T5＝362.98Nm；且满足条件
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝58Nm，中心距b＝18mm，凸轮轴52直径d3＝9.99mm，非凸轮轴51直径d4＝6.95mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝14.94mm，滚针2中心圆直径d2＝68.04mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝2.47mm，保持架滚针101的数量M＝9，保持架滚针101的长度Lwe＝5.42mm；针齿壳1厚度G＝5.69mm，摆线轮外齿数Z1＝31，针齿壳内齿数Z2＝32，短幅系数Ki＝0.75，偏心距A＝0.80mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝14.94mm，输出盘架中心孔75直径a＝16.06mm；针齿壳1径向厚度P1＝8.85mm，针齿壳1针齿壳内齿宽P2＝11.97mm，针齿壳1外径c＝85.73mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M5，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝44.10mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝246.34N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝5mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝34.20mm，锥销73传递的扭矩T2＝197.43Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝12，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M4，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝78.73mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝527.18Nm；输出轴螺栓83数量N5＝9，输出轴螺栓83规格Mj3为M6，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝30.60mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝362.98Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝85.73mm，即c≤130mm，所以如图6所示，在输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置非凸轮用滚针与保持架12，且行星轮4和非凸轮用滚针与保持架12之间设有深沟球轴承121。
实施例四：
实施例四中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝245Nm，b＝24.5mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝32.5T，即24.5×(d3)2＝32.5×245，计算出d3＝18.03mm，选择b×(d4)2＝10T，即24.5×(d4)2＝10×245，计算出d4＝10.00mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝0.98×b＝0.98×24.5，即d1＝24.01mm，选择d2＝3.7×b＝3.7×24.5，即d2＝90.65mm；
4、根据公式 计算凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe、保持架滚针101的数量M以及保持架滚针101的长度Lwe等；
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.4×Lwe，即G＝1.4×7.80，计算出G＝10.92mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式计算偏心距A；短幅系数Ki选择为Ki＝0.8，
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.19×d2，即P1＝0.19×90.65，计算出P1＝17.22mm；选择P2＝2G+0.55，即P2＝2×10.92+0.55，计算出P2＝22.39mm；c＝90.65+2×17.22，即c＝125.10mm；
8、由于c≤130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞0，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝0.92×b，即d5＝0.92×24.5，计算出d5＝22.54mm，且d5-d4-d1+d3＝22.54-10.00-24.01+18.03＝6.56，满足d5-d4-d1+d3＞0；选择e＝2，即a＝2×24.5-22.54-2×2，计算出a＝22.46mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M6，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝13180N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.5×b＝2.5×24.5，即D1＝61.25mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，即T1＝484.37N；选择锥销73数量m为m＝3，锥销73直径d6＝6mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，根据锥销73的分布节圆直径公式D2＝(1.4～2.9)×b选择D2＝2.3×b＝2.3×24.5，即D2＝56.35mm；根据公式计算锥销73传递的扭矩T2，即T2＝486.42Nm；总扭矩T3为T3＝T1+T2且
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M5，即j2＝5，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝9310N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-4＝125.10-5-4，即D4＝116.10mm；根据公式
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝9，输出轴螺栓83规格Mj3为M8，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝23960N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3.8×b＝3.8×24.5，即D5＝93.10mm；根据公式
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝245Nm，中心距b＝24.5mm，凸轮轴52直径d3＝18.03mm，非凸轮轴51直径d4＝10.00mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝24.01mm，滚针2中心圆直径d2＝90.65mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝2.99mm，保持架滚针101的数量M＝16，保持架滚针101的长度Lwe＝7.80mm；针齿壳1厚度G＝10.92mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.8，偏心距A＝0.91mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝22.54mm，输出盘架中心孔75直径a＝22.46mm；针齿壳1径向厚度P1＝17.22mm，针齿壳内齿宽P2＝22.39mm，针齿壳1外径c＝125.10mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M6，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝61.25mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝484.37N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝6mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝56.35mm，锥销73传递的扭矩T2＝468.42Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M5，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝116.10mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝1729.38Nm；输出轴螺栓83数量N5＝9，输出轴螺栓83规格Mj3为M8，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝93.10mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝2007.61Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝125.10mm，即c≤130mm，所以如图6所示，在输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置非凸轮用滚针与保持架12，且行星轮4和非凸轮用滚针与保持架12之间设有深沟球轴承121。
实施例五：
实施例五中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝412Nm，b＝32.5mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝34T，即32.5×(d3)2＝34×412，计算出d3＝20.76mm，选择b×(d4)2＝12T，即32.5×(d4)2＝12×412，计算出d4＝12.33mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝0.86×b＝0.86×32.5，即d1＝27.95mm，选择d2＝3.6×b＝3.6×32.5，即d2＝117.00mm；
4、根据公式
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.25×Lwe，即G＝1.25×9.90，计算出G＝12.37mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式计算偏心距A；短幅系数Ki选择为Ki＝0.75，计算出A＝1.10mm；
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.2×d2，即P1＝0.2×117.00，计算出P1＝23.40mm；选择P2＝2G+0.6，即P2＝2×12.37+0.6，计算出P2＝25.34mm；c＝117.00+2×23.40，即c＝163.80mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝0.82×b，即d5＝0.82×32.5，计算出d5＝26.65mm，且d5-d4-d1+d3＝26.65-12.33-27.95+20.76＝7.13，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝4.5，即a＝2×32.5-26.65-2×4.5，计算出a＝29.35mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M8，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝23960N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.35×b＝2.35×32.5，即D1＝76.38mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M6，即j2＝6，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝13180N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-4＝163.80-6-4，即D4＝153.80mm；根据公式
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝9，输出轴螺栓83规格Mj3为M8，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝23960N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3.6×b＝3.6×32.5，即D5＝117.00mm；根据公式
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝412Nm，中心距b＝32.5mm，凸轮轴52直径d3＝20.76mm，非凸轮轴51直径d4＝12.33mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝27.95mm，滚针2中心圆直径d2＝117.00mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝3.59mm，保持架滚针101的数量M＝14，保持架滚针101的长度Lwe＝9.90mm；针齿壳1厚度G＝12.37mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.75，偏心距A＝1.10mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝26.65mm，输出盘架中心孔75直径a＝29.35mm；针齿壳1径向厚度P1＝23.40mm，针齿壳内齿宽P2＝25.34mm，针齿壳1外径c＝163.80mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M8，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝76.38mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝1097.97N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝6mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝65.00mm，锥销73传递的扭矩T2＝540.32Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M6，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝153.80mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝3243.33Nm；输出轴螺栓83数量N5＝9，输出轴螺栓83规格Mj3为M8，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝117mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝2522.99Nm。
与实施例一至实施例四不同的是，本实施例中针齿壳1外径c＝163.80mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。
实施例六：
实施例六中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝1000Nm，b＝40mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝29T，即40×(d3)2＝29×1000，计算出d3＝26.93mm，选择b×(d4)2＝14T，即40×(d4)2＝14×1000，计算出d4＝18.71mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝0.92×b＝0.92×40，即d1＝36.80mm，选择d2＝3.56×b＝3.56×40，即d2＝142.40mm；
4、根据公式 计算凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe、保持架滚针101的数量M以及保持架滚针101的长度Lwe等；计算出Dwe＝4.94mm；计算出M＝16；所以选择fc＝88.10，选择Td＝23T，即
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.24×Lwe，即G＝1.24×8.61，计算出G＝10.68mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式计算偏心距A；短幅系数Ki选择为Ki＝0.8，计算出A＝1.42mm；
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.21×d2，即P1＝0.21×142.40，计算出P1＝29.90mm；选择P2＝2G+0.6，即P2＝2×10.68+0.6，计算出P2＝21.96mm；c＝142.40+2×29.90，即c＝202.21mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝0.9×b，即d5＝0.9×40，计算出d5＝36.00mm，且d5-d4-d1+d3＝36.00-18.71-36.80+26.93＝7.42，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝6，即a＝2×40-36.00-2×6，计算出a＝32.00mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝9，台柱螺栓72规格Mj1为M10，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝38080N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.7×b＝2.7×40，即D1＝108.00mm；根据公式
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M8，即j2＝8，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝23960N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-5＝202.21-8-5，即D4＝189.21mm；根据公式
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝12，输出轴螺栓83规格Mj3为M10，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝38080N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3.3×b＝3.3×40，即D5＝132.00mm；根据公式
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝1000Nm，中心距b＝40mm，凸轮轴52直径d3＝26.93mm，非凸轮轴51直径d4＝18.71mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝36.80mm，滚针2中心圆直径d2＝142.40mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝4.94mm，保持架滚针101的数量M＝16，保持架滚针101的长度Lwe＝8.61mm；针齿壳1厚度G＝10.68mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.8，偏心距A＝1.42mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝36.00mm，输出盘架中心孔75直径a＝32.00mm；针齿壳1径向厚度P1＝29.90mm，针齿壳内齿宽P2＝21.96mm，针齿壳1外径c＝202.21mm；台柱螺栓72数量N1＝9，台柱螺栓72规格Mj1为M10，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝108.00mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝3701.38N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝6mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝88.00mm，锥销73传递的扭矩T2＝731.51Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M8，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝189.21mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝7253.48Nm；输出轴螺栓83数量N5＝12，输出轴螺栓83规格Mj3为M10，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝132.00mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝6031.87Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝202.21mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。
实施例七：
实施例七中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝1960Nm，b＝50mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝28T，即50×(d3)2＝28×1960，计算出d3＝33.13mm，选择b×(d4)2＝16T，即50×(d4)2＝16×1960，计算出d4＝25.04mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝1.3×b＝1.3×50，即d1＝65.00mm，选择d2＝4×b＝4×50，即d2＝200.00mm；
4、根据公式
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.3×Lwe，即G＝1.3×9.63，计算出G＝12.53mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式计算偏心距A；短幅系数Ki选择为Ki＝0.78，计算出A＝1.95mm；
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.22×d2，即P1＝0.22×200.00，计算出P1＝44.00mm；选择P2＝2G+0.55，即P2＝2×12.53+0.55，计算出P2＝25.60mm；c＝200.00+2×44.00，即c＝288.00mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝1.3×b，即d5＝1.3×50，计算出d5＝65.00mm，且d5-d4-d1+d3＝65.00-25.04-65.00+33.13＝8.09，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝4，即a＝2×50-65.00-2×4，计算出a＝27.00mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M16，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝103410N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.5×b＝2.5×50，即D1＝125.00mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，即T1＝7755.75N；选择锥销73数量m为m＝3，锥销73直径d6＝8mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，根据锥销73的分布节圆直径公式D2＝(1.4～2.9)×b选择D2＝2.7×b＝2.7×50，即D2＝135.00mm；根据公式
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M10，即j2＝10，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝38080N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-5＝288.00-10-5，即D4＝273.00mm；根据公式
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝18，输出轴螺栓83规格Mj3为M10，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝38080N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3.5×b＝3.5×50，即D5＝175.00mm；根据公式
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝1960Nm，中心距b＝50mm，凸轮轴52直径d3＝33.13mm，非凸轮轴51直径d4＝25.04mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝65.00mm，滚针2中心圆直径d2＝200.00mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝15.93mm，保持架滚针101的数量M＝8，保持架滚针101的长度Lwe＝9.63mm；针齿壳1厚度G＝12.53mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.78，偏心距A＝1.95mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝65.00mm，输出盘架中心孔75直径a＝27.00mm；针齿壳1径向厚度P1＝44.00mm，针齿壳内齿宽P2＝25.60mm，针齿壳1外径c＝288.00mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M16，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝125.00mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝7755.75N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝8mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝135.00mm，锥销73传递的扭矩T2＝1995.04Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝16，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M10，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝273.00mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝16633.34Nm；输出轴螺栓83数量N5＝18，输出轴螺栓83规格Mj3为M10，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝175.00mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝11995.20Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝288.00mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。
实施例八：
实施例八中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝3136Nm，b＝56mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝26T，即56×(d3)2＝26×3136，计算出d3＝38.16mm，选择b×(d4)2＝15T，即56×(d4)2＝15×3136，计算出d4＝28.98mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝1.23×b＝1.23×56，即d1＝68.88mm，选择d2＝3.8×b＝3.8×56，即d2＝212.80mm；
4、根据公式
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.25×Lwe，即G＝1.25×14.36，计算出G＝17.95mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.23×d2，即P1＝0.23×212.80，计算出P1＝48.94mm；选择P2＝2G+0.7，即P2＝2×17.95+0.7，计算出P2＝36.60mm；c＝212.80+2×48.94，即c＝310.69mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝1.26×b，即d5＝1.26×56，计算出d5＝70.56mm，且d5-d4-d1+d3＝70.56-28.98-68.88+38.16＝10.85，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝4.5，即a＝2×56-70.56-2×4.5，计算出a＝32.44mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝9，台柱螺栓72规格Mj1为M18，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝125000N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.35×b＝2.35×56，即D1＝131.60mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝20，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M10，即j2＝10，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝38080N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-6＝310.69-10-6，即D4＝294.69mm；根据公式计算针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4，即T4＝22443.44Nm；且满足条件
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝21，输出轴螺栓83规格Mj3为M12，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝55360N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3.3×b＝3.3×56，即D5＝184.80mm；根据公式计算输出轴螺栓83传递的扭矩T5，即T5＝21484.11Nm；且满足条件
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝3136Nm，中心距b＝56mm，凸轮轴52直径d3＝38.16mm，非凸轮轴51直径d4＝28.98mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝68.88mm，滚针2中心圆直径d2＝212.80mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝15.36mm，保持架滚针101的数量M＝9，保持架滚针101的长度Lwe＝14.36mm；针齿壳1厚度G＝17.95mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.79，偏心距A＝2.10mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝70.56mm，输出盘架中心孔75直径a＝32.44mm；针齿壳1径向厚度P1＝48.94mm，针齿壳内齿宽P2＝36.60mm，针齿壳1外径c＝310.69mm；台柱螺栓72数量N1＝9，台柱螺栓72规格Mj1为M18，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝131.60mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝14805.00N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝8mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝112.00mm，锥销73传递的扭矩T2＝1655.14Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝20，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M10，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝294.69mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝22443.44Nm；输出轴螺栓83数量N5＝21，输出轴螺栓83规格Mj3为M12，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝184.80mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝21484.11Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝310.69mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。
实施例九：
实施例九中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝4410Nm，b＝60mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝24T，即60×(d3)2＝24×4410，计算出d3＝42.00mm，选择b×(d4)2＝13T，即60×(d4)2＝13×4410，计算出d4＝30.91mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝1.2×b＝1.2×60，即d1＝72.00mm，选择d2＝3.8×b＝3.8×60，即d2＝228.00mm；
4、根据公式 计算凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe、保持架滚针101的数量M以及保持架滚针101的长度Lwe等；
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.2×Lwe，即G＝1.2×15.78，计算出G＝18.94mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式计算偏心距A；短幅系数Ki选择为Ki＝0.81，
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.23×d2，即P1＝0.23×228.00，计算出P1＝52.44mm；选择P2＝2G+0.55，即P2＝2×18.94+0.55，计算出P2＝38.43mm；c＝228.00+2×52.44，即c＝332.88mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝1.22×b，即d5＝1.22×60，计算出d5＝73.20mm，且d5-d4-d1+d3＝73.20-30.91-72.00+42.00＝12.29，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝5，即a＝2×60-73.20-2×5，计算出a＝36.80mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M20，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝162500N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.6×b＝2.6×60，即D1＝156.00mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝20，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，即j2＝12，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝55360N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-7＝332.88-12-7，即D4＝313.88mm；根据公式计算针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4，即T4＝34752.79Nm；且
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝15，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝103410N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3.4×b＝3.4×60，即D5＝204.00mm；根据公式计算输出轴螺栓83传递的扭矩T5，即T5＝31643.46Nm；且满足条件
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝4410Nm，中心距b＝60mm，凸轮轴52直径d3＝42.00mm，非凸轮轴51直径d4＝30.91mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝72.00mm，滚针2中心圆直径d2＝228.00mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝15.00mm，保持架滚针101的数量M＝10，保持架滚针101的长度Lwe＝15.78mm；针齿壳1厚度G＝18.94mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.81，偏心距A＝2.31mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝73.20mm，输出盘架中心孔75直径a＝36.80mm；针齿壳1径向厚度P1＝52.44mm，针齿壳内齿宽P2＝38.43mm，针齿壳1外径c＝332.88mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M20，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝156.00mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝15210.00N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝10mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝120.00mm，锥销73传递的扭矩T2＝2770.88Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝20，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝313.88mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝34752.79Nm；输出轴螺栓83数量N5＝15，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝204.00mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝31643.46Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝332.88mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。
实施例十：
实施例十中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝4900Nm，b＝63mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝26T，即63×(d3)2＝26×4900，计算出d3＝44.97mm，选择b×(d4)2＝13.5T，即63×(d4)2＝13.5×4900，计算出d4＝32.40mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝1.25×b＝1.25×63，即d1＝78.75mm，选择d2＝3.4×b＝3.4×63，即d2＝214.20mm；
4、根据公式
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.1×Lwe，即G＝1.1×14.86，计算出G＝16.34mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式计算偏心距A；短幅系数Ki选择为Ki＝0.82，
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.25×d2，即P1＝0.25×214.20，计算出P1＝53.55mm；选择P2＝2G+0.7，即P2＝2×16.34+0.7，计算出P2＝33.39mm；c＝214.20+2×53.55，即c＝321.30mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝1.3×b，即d5＝1.3×63，计算出d5＝81.90mm，且d5-d4-d1+d3＝81.90-32.40-78.75+44.97＝15.72，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝6，即a＝2×63-81.90-2×6，计算出a＝32.10mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M20，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝162500N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.6×b＝2.6×63，即D1＝163.80mm；根据公式
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝22，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，即j2＝12，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝55360N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-7＝321.30-12-7，即D4＝302.30mm；根据公式计算针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4，
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝21，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝103410N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝2.4×b＝2.4×63，即D5＝151.20mm；根据公式
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝4900Nm，中心距b＝63mm，凸轮轴52直径d3＝44.97mm，非凸轮轴51直径d4＝32.40mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝78.75mm，滚针2中心圆直径d2＝214.20mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝16.89mm，保持架滚针101的数量M＝9，保持架滚针101的长度Lwe＝14.86mm；针齿壳1厚度G＝16.34mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.82，偏心距A＝2.20mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝81.90mm，输出盘架中心孔75直径a＝32.10mm；针齿壳1径向厚度P1＝53.55mm，针齿壳内齿宽P2＝33.39mm，针齿壳1外径c＝321.30mm；台柱螺栓72数量N1＝6，台柱螺栓72规格Mj1为M20，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝163.80mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝15970.50N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝12mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝138.60mm，锥销73传递的扭矩T2＝4608.54Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝22，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝302.30mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝36817.72Nm；输出轴螺栓83数量N5＝21，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝151.20mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝32834.74Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝321.30mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。
实施例十一：
实施例十一中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝7000Nm，b＝79mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝40T，即79×(d3)2＝40×7000，计算出d3＝59.53mm，选择b×(d4)2＝20T，即79×(d4)2＝20×7000，计算出d4＝42.10mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝1.1×b＝1.1×79，即d1＝86.90mm，选择d2＝3.5×b＝3.5×79，即d2＝276.50mm；
4、根据公式 计算凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe、保持架滚针101的数量M以及保持架滚针101的长度Lwe等；计算出Dwe＝13.68mm；
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.05×Lwe，即G＝1.05×17.58，计算出G＝18.45mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.21×d2，即P1＝0.21×276.50，计算出P1＝58.07mm；选择P2＝2G+0.8，即P2＝2×18.45+0.8，计算出P2＝37.71mm；c＝276.50+2×58.07，即c＝392.63mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝1.12×b，即d5＝1.12×79，计算出d5＝88.48mm，且d5-d4-d1+d3＝88.48-42.10-86.90+59.53＝19.02，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝8，即a＝2×79-88.48-2×8，计算出a＝53.52mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝9，台柱螺栓72规格Mj1为M20，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝162500N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.45×b＝2.45×79，即D1＝193.55mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，即T1＝28306.69N；选择锥销73数量m为m＝3，锥销73直径d6＝12mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，根据锥销73的分布节圆直径公式D2＝(1.4～2.9)×b选择D2＝2.6×b＝2.6×79，即D2＝205.40mm；根据公式
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝24，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，即j2＝12，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝55360N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-8＝392.63-12-8，即D4＝372.63mm；根据公式计算针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4，即T4＝49509.11Nm；且满足条件
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝18，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝103410N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝3×b＝3×79，即D5＝237.00mm；根据公式
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝7000Nm，中心距b＝79mm，凸轮轴52直径d3＝59.53mm，非凸轮轴51直径d4＝42.10mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝86.90mm，滚针2中心圆直径d2＝276.50mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝13.68mm，保持架滚针101的数量M＝11，保持架滚针101的长度Lwe＝17.58mm；针齿壳1厚度G＝18.45mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.85，偏心距A＝2.94mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝88.48mm，输出盘架中心孔75直径a＝53.52mm；针齿壳1径向厚度P1＝58.07mm，针齿壳内齿宽P2＝37.71mm，针齿壳1外径c＝392.63mm；台柱螺栓72数量N1＝9，台柱螺栓72规格Mj1为M20，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝193.55mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝28306.69N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝12mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝205.40mm，锥销73传递的扭矩T2＝6829.68Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝24，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝372.63mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝49509.11Nm；输出轴螺栓83数量N5＝18，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝237.00mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝44114.71Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝392.63mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上，防止偏心轴5轴向窜动甚至脱离输出盘架7。
实施例十二：
实施例十二中一种新型结构RV减速机涉及的取值及计算结果如下，且计算结果均保留小数点后两位：
1、先选择合适的额定转矩T值和中心距b值，T＝12000Nm，b＝123mm；
2、根据公式b×(d3)2＝(10～80)×T和b×(d4)2＝(6～40)×T分别计算凸轮轴52直径d3和非凸轮轴51直径d4；选择b×(d3)2＝80T，即123×(d3)2＝80×12000，计算出d3＝88.35mm，选择b×(d4)2＝40T，即123×(d4)2＝40×12000，计算出d4＝62.47mm；
3、根据公式d1＝(0.6～1.3)×b和d2＝(3～4)×b分别计算摆线轮轴承孔32直径d1和滚针2中心圆直径d2；选择d1＝1.1×b＝1.1×123，即d1＝135.30mm，选择d2＝3×b＝3×123，即d2＝369.00mm；
4、根据公式
5、根据公式G＝(0.8～1.8)×Lwe计算针齿壳1厚度G；选择G＝1.8×Lwe，即G＝1.8×23.07，计算出G＝41.53mm；
6、选择摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝Z1+1＝40,选择合适的短幅系数Ki且根据公式
7、根据P1＝(0.13～0.28)×d2、c＝d2+2P1以及P2＝2G+(0.2～1)计算针齿壳1的径向厚度P1、针齿壳1的内齿宽P2以及针齿壳1外径c；选择P1＝0.28×d2，即P1＝0.28×369.00，计算出P1＝103.32mm；选择P2＝2G+1，即P2＝2×41.53+1，计算出P2＝84.05mm；c＝369.00+2×103.32，即c＝575.64mm；
8、由于c＞130mm，所以根据公式d5＝(0.65～1.3)×b且d5-d4-d1+d3＞6，a＝2b-d5-2e，其中e≥1.5且a＞0，计算输出盘架轴承孔74直径d5以及输出盘架中心孔75直径a；选择d5＝1.1×b，即d5＝1.1×123，计算出d5＝135.30mm，且d5-d4-d1+d3＝135.30-62.47-135.30+88.35＝25.88，满足d5-d4-d1+d3＞6；选择e＝8，即a＝2×123-135.30-2×8，计算出a＝94.70mm；
9、选择确定台柱螺栓72和锥销73的规格和数量，并计算扭矩是否合格；选择台柱螺栓72数量N1为N1＝12，台柱螺栓72规格Mj1为M20，对应的台柱螺栓72紧固力F1为F1＝162500N，根据台柱螺栓72的分布节圆直径公式D1＝(2～2.8)×b选择D1＝2.6×b＝2.6×123，即D1＝319.80mm；根据公式计算台柱螺栓72传递的扭矩T1，即T1＝62361.00N；选择锥销73数量m为m＝3，锥销73直径d6＝16mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，根据锥销73的分布节圆直径公式D2＝(1.4～2.9)×b选择D2＝2.9×b＝2.9×123，即D2＝356.70mm；根据公式
10、选择确定针齿壳螺栓1101的数量以及规格，并计算针齿壳螺栓1101的扭矩是否合格；选择针齿壳螺栓1101的数量N4为N4＝32，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，即j2＝12，且对应的针齿壳螺栓1101紧固力F4为F4＝55360N，根据针齿壳螺栓1101的分布节圆直径公式D4＝c-j2-(2～10)选择D4＝c-j2-10＝575.64-12-10，即D4＝553.64mm；根据公式
11、选择确定输出轴螺栓83的数量以及规格，并计算输出轴螺栓83的扭矩是否合格；选择输出轴螺栓83的数量N5为N5＝21，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，对应的输出轴螺栓83紧固力F5为F5＝103410N，根据输出轴螺栓83的分布节圆直径公式D5＝(1.7～3.8)×b选择D5＝2.8×b＝2.8×123，即D5＝344.40mm；根据公式
综上所述，本实施例中设计的RV减速机相关尺寸如下：
额定转矩T＝12000Nm，中心距b＝123mm，凸轮轴52直径d3＝88.35mm，非凸轮轴51直径d4＝62.47mm，摆线轮轴承孔32直径d1＝135.30mm，滚针2中心圆直径d2＝369.00mm；凸轮用滚针与保持架10上保持架滚针101的直径Dwe＝23.48mm，保持架滚针101的数量M＝14，保持架滚针101的长度Lwe＝23.07mm；针齿壳1厚度G＝41.53mm，摆线轮外齿数Z1＝39，针齿壳内齿数Z2＝40，短幅系数Ki＝0.842，偏心距A＝3.88mm；输出盘架轴承孔74直径d5＝135.30mm，输出盘架中心孔75直径a＝94.70mm；针齿壳1径向厚度P1＝103.32mm，针齿壳内齿宽P2＝84.05mm，针齿壳1外径c＝575.64mm；台柱螺栓72数量N1＝12，台柱螺栓72规格Mj1为M20，台柱螺栓72的分布节圆直径D1＝319.80mm，台柱螺栓72传递的扭矩T1＝62361.00N；锥销73数量m＝3，锥销73直径d6＝16mm，锥销73剪切应力τ＝196N/mm，锥销73的分布节圆直径D2＝356.70mm，锥销73传递的扭矩T2＝21085.32Nm；针齿壳螺栓1101数量N4＝32，针齿壳螺栓1101规格Mj2为M12，针齿壳螺栓1101的分布节圆直径D4＝553.64mm，针齿壳螺栓1101传递的扭矩T4＝98078.43Nm；输出轴螺栓83数量N5＝21，输出轴螺栓83规格Mj3为M16，输出轴螺栓83的分布节圆直径D5＝344.40mm，输出轴螺栓83传递的扭矩T5＝74790.25Nm。
同样地，本实施例中针齿壳1外径c＝575.64mm，即径c＞130mm，所以如图13所示，输出盘架轴承孔74和偏心轴5的非凸轮轴51之间设置圆锥滚子轴承13，将偏心轴5限定在输出盘架7上。
表一示意性地对本发明上述十二个实施例中RV减速机的中心距b、针齿壳1外径c与相同扭矩下现有技术中RV减速机的中心距b1、针齿壳外径c1进行对比。
表一：
从表一的对比可以看出，实施例八给出的设计方案相比于其他几个实施例效果更为明显，在满足相同扭矩的前提下，实施例八的RV减速的中心距b和针齿壳1外径c比现有技术中大大减小，极大地减小了RV减速机的体积和重量。同时，实施例一、实施例二、实施例十二设计的RV减速机都满足了现有技术中RV减速机中暂时未满足的额定扭矩需求。
上述说明示出并描述了本发明的优选实施例，如前所述，应当理解本发明并非局限于本文所披露的形式，不应看作是对其他实施例的排除，而可用于各种其他组合、修改和环境，并能够在本文所述发明构想范围内，通过上述教导或相关领域的技术或知识进行改动。而本领域人员所进行的改动和变化不脱离本发明的精神和范围，则都应在本发明所附权利要求的保护范围内。
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