明指导教师许立新讲师学院机械工程学院年月摘要摆线针轮行星减速器作为重要的机械传动部件具有体积小重量轻传动效率高的特点。本设计在全面考虑多齿啮合运转平稳轮齿均载等运动学和动力学的要求，实现高承载能力高传递效率高可靠性和优良动力学性能等指标，而且要便于制造装配和检修，设计了该具有合理结构的摆线针轮行星传动装置。本设计建立了合理的动力分析数学模型，对摆线针轮传动中的摆线轮转臂轴承柱销及轴进行准确的受力分析，计算并校核主要件的强度及转臂轴承各支承轴承的寿命，分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。关键词摆线传动摆线轮绪论基本概念摆线针轮传动的发展摆线针轮传动装置的设计计算,计算传动比,确定针轮半径,确定短幅系数和偏心距,估算摆线轮内孔直径,计算转臂轴承上的动载荷,选择圆柱滚子轴承,确定针齿尺寸,计算针齿套直径,避免根切与尖角,计算针齿系数,确定针齿销直径,验算针齿销的弯曲强度,验算针齿与摆线轮的接触强度,摆线轮结构尺寸计算,确定柱销柱销套柱销孔的直径,确定柱销直径,确定直销套直径,确定柱销孔直径,验算柱销孔与柱销套的接触强度,轴的设计,输出轴的设计,输入轴的设计,箱体的设计,其它零件的设计,润滑与密封,结论,参考文献,附录封面样例,致谢,绪论目前，国内外减速器的种类虽然很多，但普通圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重。普通的蜗轮减速器在传递大传动比时，效率较低。现有的机械减速装置。其主要的传力构件为齿轮蜗轮等，由于这种传力构件在工作过程中，传力的接触部分只是局部的齿廓，而绝大多数处于不传力状态，因此普通减速器的性能已不能满足现代工业的发展，研制新型高性能传动元件是传动机械学领域中的重要课题，而且会带来巨大的经济效益和社会效益。国内外动力齿轮传动正沿着小型化高速化标准化小振动低噪声的方向发展，行星齿轮传动的发展和少齿差零齿差内齿轮副的应用，是当代齿轮的大特征，是齿轮传动小型化的个典型的标志。根据摆线针轮传动原理，以城市轨道车辆的传动装置为研究对象，设计分离式车轮摆线针轮传动装置，对传动装置的机构及零件进行计算分析和。基本概念摆线针轮行星传动，简称摆线针轮传动。它与渐开线少齿差行星传动样，同属于型行星齿轮传动。摆线针轮传动的主要特征是行星轮齿廓为变幅外摆线的内侧等距曲线，中心轮齿廓为圆形。摆线针轮减速器，利用摆线针轮行星传动原理制成的种减速器，它的优点是减速比大体积小重量轻效率高等。摆线针轮传动的发展年德国人发明了摆线针轮减速器，他是在少齿差行星传动结构上，首先将变幅外摆线的内侧等距曲线用作行星轮齿廓曲线而把圆形作为中心轮齿廓曲线，和渐开线少齿差行星传动模式样，保留类型行星齿轮传动。摆线针轮传动较之普通渐开线齿轮或蜗轮传动的优点是高传动比和高效率同轴输出，结构体积小和重量轻传动平稳和噪声低。由于摆线针轮传动同时啮合的齿数要比渐开线外齿轮传动同时啮合的齿数多，因而承载能力较大，啮合效率要高还由于摆线轮和针轮的轮齿均可淬硬精磨，较渐开线少齿差传动中内齿轮的被加工性能要好，齿面硬度更高，因而使用寿命要长加上摆线轮的加工技术已经过关，专业加工设备齐全，摆线轮已纳入专业通用件，在国内已做到通用化批量生产，生产成本下降，因此摆线针轮传动的减速器当前广为应用。摆线针轮减速技术至今，虽在品种规格等方面做了不少改进，但再没有作本质原理上的创新。现今摆线针轮减速器，其原理和结构还是年德国的原型。目前，摆线针轮的研究在国内外都在积极发展，日本住友重机械株式会社的系列极大提高了性能，从年开始，住友机械株式会社在系列的基础上推出最新样本的摆线针轮减速器，它的机型由种扩大为种，传动比由种扩大为种。我国对日本提高摆线针轮减速器性能的主要技术措施已进行较深入的分析，而且在赶超世界水平方面也有自己的创新成果，如符合工程实际的对摆线轮与输出机构受力进行分析及摆线轮齿形的优化设计等。摆线针轮传动装置的设计计算计算传动比输出端机车持续速度输入端选用电机可得传动比所以摆线轮齿数针轮齿数确定针轮中心圆半径取确定短幅系数针径系数和偏心距因，故先取查表取按表圆整取则初选摆线针齿宽取针齿套半径，取验证齿廓不产生顶切或尖角由文献表及公式算得，由计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。针齿销半径取针齿套壁厚般为。实际针径系数若针径系数小于，则考虑抽齿半。齿形修正，考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。齿面最大接触压力其中整个结果由计算机求出。传力齿号，参看上章介绍，由计算机求出。摆线轮啮与针齿最大接触应力齿中的最大值。转臂轴承径向负载转臂轴承当量负载时，时，。选择圆柱滚子轴承由文献，选轴承，，。转臂轴承内外圈相对转速转臂轴承寿命寿命指数，球轴承，滚子轴承。针齿销跨距结构及前面的摆线轮宽度，得采用二支点型式。针齿销抗弯强度选用二支点，材料为轴承钢时针齿销转角，材料为轴承钢时。摆线轮齿跟圆直径摆线轮齿顶圆直径摆线轮齿高销孔中心圆直径取，选取时考虑了同机型输出机构的通用性。柱销直径取查表取。柱销套直径查表取摆线轮柱销孔直径为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值时，时，。柱销孔数目按表查取三轴的设计及受力分析图输入轴结构装配图转矩由前面已经算出，公称转矩取，初步确定轴的直径选材为钢，调质处理，由文献表，取，由于轴上开有两个键槽，轴径增大且使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，由文献，选取圆柱滚子轴承。校核该轴承该轴承符合寿命要求，所以，轴的结构设计其装配结构图如图，轴两侧支撑轴承选用圆柱滚子球轴承，由文献表查得由减速器的结构知，轴上有最右边段与联轴器相配合，由文献表，选弹性柱销联轴器，轴孔径为，半联轴器，轴承端盖由减速器结构定。轴上偏心套和联轴器周向定位采用平键联接，由文献，分别选用平键和，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合及偏心套与轴的配合，选择配合为和，滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为。由文献，表，取轴端倒角为。力的计算由前面知，作用点到作用点的距离相等，都为得。按弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据下式及上表中的数值，并取，轴的计算应力，前已选定轴的材料为钢，调质处理，由文献表查得，因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面轴两侧与轴承接触截面只受扭矩作用，虽然有键槽，过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以轴两侧与轴承接触截面均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，轴中间轴承处过渡配合引起的应力集中较为严重从受载的情况来看，中间截面上的应力最大。所以只需校核中间截面，显然左侧合右侧受力相等，因而该轴只需校核中间任意侧即可。轴中间出截面抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为钢，调质处理，由文献表，得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献表查取，因，，经插值后可查得，又由文献附图，可得材料敏性系数为，。故有效应力集中系数为由文献附图得尺寸系数由文献附图的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系数值为又由文献及得碳钢的特性系数，于是，计算安全系数值，则得故可知其安全。四其它轴承选择大轴承选择小轴承选择摆线轮结构尺寸计算齿顶圆直径齿根圆直径齿高齿侧啮合间隙摆线轮宽度摆线轮内孔直径柱销孔中心圆直径取柱销孔数目按表查取结构上允许的柱销孔最大直径式中柱