带机架的立式摆线针轮减速机的设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计带机架的立式摆线针轮减速机的设计THE DESIGN OF VERTICAL CYCLOIDAL-PIN WHEEL REDUCTION MACHINE WITH TRACK 学生姓名：郑定涛 学 号：200841914231 年级专业及班级：2008级机制（2）班 指导老师及职称：杨文敏副教授 学 部：理工学部湖南长沙提交日期：2012年5月 目 录摘 要1关键词11 绪论2 1.1 行星齿轮传动的发展概况2 1.2 行星齿轮传动的发展趋势3 1.3 行星齿轮传动的特点3 1.4 本设计课题简介32 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点4 2.1 摆线针轮行星传动的传动原理5 2.2 摆线针轮减速器的结构特点53 摆线针轮减速器的设计计算6 3.1 摆线轮的设计6 3.1.1 确定传动的结果形式7 3.1.2 确定摆线轮针轮的齿数7 3.1.3 确定针轮半径7 3.1.4 确定短幅系数和偏心距7 3.2 转臂轴承的选择8 3.2.1转臂轴承负载计算8 3.2.2转臂轴承选择8 3.2.3转臂轴承寿命计算9 3.3 确定针轮尺寸9 3.4 摆线轮结果尺寸的计算10 3.5 确定输出机构中柱销、柱销套和柱销孔的直径11 3.6 摆线轮、针齿、柱销的数据表114 轴的计算12 4.1 输出轴的计算12 4.1.1 输出轴的结构装配图12 4.1.2 初步确定轴的最小直径13 4.1.3 输出轴的结构设计13 4.1.4 精确校核轴的疲劳强度134.2 输入轴的计算14 4.2.1 输入轴结构装配图14 4.2.2 初步确定轴的最小直径14 4.2.3 轴的结构设计15 4.2.4 力的计算15 4.2.5 按弯扭合成强度校核15 4.2.6 精确校核轴的疲劳强度165 箱体的结构设计175.1 箱体的结构设计准则18 5.1.1 机体应具有足够的刚度18 5.1.2 应考虑便于机体内零件的润滑、密封及散热18 5.1.3 机体要有良好的工艺性185.2 减速器箱体密封196 结论19参考文献19致 谢20带机架的立式摆线针轮减速机的设计学 生：郑定涛指导老师：杨文敏（湖南农业大学东方科技学院；长沙；410128） 摘 要：本次设计的是摆线针轮行星减速机，摆线针轮行星传动具有传动比范围大，体积小、重量轻，效率高，运转平稳、噪声低，工作可靠、寿命长的特点。因此，摆线针轮行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。文中从对齿轮减速器的发展的历史研究开始，再对传动比进行计算，而后分别进行齿数计算、齿形分析、效率计算、强度验算、结构设计、绘制减速器装配图及零件图。最后对行星齿轮的结构设计进行了较详细的阐述。通过对摆线针轮行星减速器的研究，结合目前的发展情况和所要面临解决的问题，设计出具有上述一系列优点的减速机构。 关键词：摆线针轮行星减速器；齿轮；行星齿轮减速器；齿轮啮合；滚子轴承。The Design of Vertical Cycloidal-pin Wheel Reduction Machine with TrackStudent:Zheng DingtaoTutor:Yang Wenmin(College of Oriental Science & Technology, Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract:This design is pin-cycloidal gear planetary .Pin-cycloidal gear planetary gear transmission range is big, small volume, light weight, high efficiency, stable operation,low noise,long life and reliable , Therefore, the planetary gear transmission has been widely used in engineering machinery, mining machinery, metallurgy, machinery, lifting transportation machinery, light industrial machinery, petroleum, chemical machinery, machine tools, robots, automobile, tanks, artillery and aircraft, ships, instrument and meter, etc. Based on the development of gear reducer, the study of history to start again, then calculated the transmission separately gear tooth profile analysis and calculation, the calculation efficiency, strength calculation, the structure design, drawing assembly and detail drawings. Finally the structure design of planetary gears are expounded in detail. Through the cycloid planetary reducer, combining the current development situation and to solve the problem, the design has the advantages of a slowdown. Key words: Pin-cycloidal gear planetary reducer; gear; planetary gear reducer; gears meshing; roller bearings.1 绪论1.1行星齿轮传动的发展概况世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。3近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。71.2 行星齿轮传动的发展趋势（1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。行星齿轮箱传递的功率将与日俱增，但是机组功率的继续增大，目前受优越工艺因素的限制，主要是没有与齿轮尺寸进一步增大相适应的高精度切齿机，另一方面则是梅雨齿轮直径大于6米的热加工锻造设备。因此需进一步研制大尺寸的高淬硬齿轮切削用的高刚性高精度滚齿和插齿机，以及高精度和超硬切齿刀具和检验仪器。在设计方面，则应着重于擦伤强度的研究，制定出齿轮擦伤强度的计算公式，并对齿轮本体和箱体的变形、应力计算进行研究。随着高速的发展，目前对行星齿轮传动的动力学研究还很不够，特别是与公害有关的振动和噪音的研究。随着电算技术的发展，还应用有限元法制定出应用电子计算机进行齿轮设计和加工精度的计算方法，用电算解决参数选择最优化。此外，还必须对内齿圈的固定方法，齿面接触应力、齿根弯曲应力、齿轮加工工艺、均载机理及其装置、齿轮润滑等进行研究，还应大量开展行星齿轮传动的试验研究工作，例如：实际负荷运转试验，齿轮应力状态、效率、温升、振动、噪音、润滑等各种性能试验，寿命试验，破坏试验等。例如年产300Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kw；大型水泥球磨机所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN.m。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料及热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。（2）向无级变速行星齿轮传动发展。多年来一直需要一种传递大功率、高效率、变速比的传动装置（无级变速），即输入速度是固定的，输出速度是可调的。实现无级变速，对行星齿轮传动来说，就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率，这只要在原先行星齿轮传动装置中对原来固定的基本构件附加一个转动，就能使输出转速有所增减而成为行星齿轮无级变速器。现已制成能传递2000Psi以上的无级变速齿轮箱。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率，这只要对原行星结构中固定的构件加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就成为无级变速器。（3）向复合式行星齿轮传动发展。近几年来，国外蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适应相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的缺点，以适应市场上多样化需求。如制碱工业澄清桶用蜗杆蜗轮行星齿轮减速器，总传动比i=0.125r/min,输出转矩27200N.m。（4）向少齿差行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。主要是它外廓尺寸小、重量轻、传动比大，一级可达100115，效率较高，达0.85左右，该机薄弱环节主要是转臂轴承于高速重载，啮合角很大，一齿差时达56左右，故传动中径向载荷为不进行变位切削时的2.8倍。因此，这种传动现阶段只适用于中小功率，国内应用的少齿差渐开线行星齿轮传动功率均为超过50千瓦。转臂轴承性能和承载能力有所提高，则传递功率增大。西德Fridocon Michel公司生产了齿数差为25的ACBAR渐开线少齿差行星齿轮减速器，并制定了标准系列。而少齿差传动的效率和强度计算等还有待于进一步研究。（5）制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗碳，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度（内齿轮精插齿达5-6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Ra0.2-0.4m），从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。111.3 行星齿轮传动的特点 高速比和高效率单级传动，就能达到1：87的减速比，效率在90以上，如果采用多级传动，减速比更大。 结构紧凑体积小由于采用了行星传动原理，输入轴输出轴在同一轴心线上，使其机型获得尽可能小的尺寸。 运转平稳噪声低摆线针齿啮合齿数较多，重叠系数大以及具有机件平衡的机理，使振动和嗓声限制在最小程度。 使用可靠、寿命长因主要零件采用高碳铬钢材料，经淬火处理（HRC5862）获得高强度，并且，部分传动接触采用了滚动摩擦，所以经久耐用寿命长。设计合理，维修方便，容易分解安装。131.4 本设计课题简介摆线针轮减速器是采用KHV少齿差一式传动原理及摆线针齿啮合的新颖传动机械。在输入轴上装有一个错位180度的双偏心套，在偏心套上装有两个滚柱轴承，形成H机构，两个摆线轮的中心孔即为信心套上转臂轴承的滚道，并由摆线轮与针齿壳上一组环行排列的针齿销相啮哈，以组成少齿差内啮合减速机构，（为了减少摩擦，在速比小的减速机中，针齿销上带有针齿套）。 当输入轴带着偏心套转动一周时，由于摆线轮上齿廊曲线的特点及其受针齿壳上针齿销限制之故，摆线轮的运动成为即有公转又有自转的平面运动，在输入轴正转一周时，偏心套亦转动一周，摆线轮于相反方向转过一个齿差从而得到减速，再借助W输出机构，将摆线轮的低速自转动通过销轴，传递给输出轴，从而获得较低的输出转速。 本次设计的是对一种带机架的立式摆线针轮减速机进行分析研究。在此基础上试以现代反求设计方法为指导进行设计，其输入功率P=3Kw，传动比59，输出转矩1560Nm。2 摆线针轮减速器传动理论与设计方法2.1 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点2.1.1 摆线针轮行星传动的传动原理图所示为摆线针轮行星传动示意图。其中为针轮，为摆线行星轮，H为系杆，V为输出轴。运动由系杆H输入，通过W机构由V轴输出。同渐开线一齿差行星传动一样，摆线针轮传动也是一种KHV型一齿差行星传动。两者的区别在于：摆线针轮传动中，行星轮的齿廓曲线不是渐开线，而是变态摆线，中心内齿采用了针齿，以称针轮，摆线针轮传动因此而得名。同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为 (1).图1 摆线针轮减速器原理图Fig 1 Cycloidal pin wheel speed reducer principle diagram由于1，故，“”表示输出与输入转向相反，即利用摆线针轮行星传动可获得大传动比。2.1.2 摆线针轮减速器的结构特点 它主要由四部分组成：（1） 行星架H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成。（2） 行星轮C，即摆线轮6，其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线. 为使输入轴达到静平衡和提高承载能力,通采用两个相同的奇数齿摆线轮,装在双偏心套上,两位置错开,摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承,称为转臂轴承,通常采用无外座圈的滚子轴承,而以摆线轮的内表面直接作为滚道。近几年来,优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体,称为整体式双偏心轴承。(3) 中心轮b,又称针轮,由针齿壳3上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销5(通常针齿销上还装有针套7)组成。(4)输出机构W, 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,通常采用销轴式输出机构。图2 摆线针轮减速器基本结构图Fig 2 Cycloidal pin wheel speed reducer structure diagram1.输出轴 2.机座 3.针齿壳 4.针齿套 5.针齿销 6.摆线轮7.销轴套 8.销轴 9.偏心轮 10.主动轴3 摆线针轮减速器的设计计算根据任务书，设计一立式摆线针轮减速机装置。已知功率P=3Kw，输出转矩T=1560Nm，传动比=59，使用年限不少于5年，单班制工作，载荷平稳。由T=9550000，取，则输入轴转速为=997，输出轴转速17。3.1摆线轮的设计 根据摆线针轮减速器的任务书要求，对摆线轮的各参数进行计算。以确定摆线轮的相关具体数据。3.1.1确定传动的结果形式根据设计要求条件,确定为针轮固定的立式摆线针轮减速器,带电机。根据转速和功率查表，选取Y132M-8型电动机。 表1 Y100L2-4型电动机性能参数Table 1 The performance parameter of Y100L2-4 electrical machine额定功率/Kw 满载转速r/min 额定转矩 最大转矩 质量/ kg 3 710 2.0 2.0 793.1.2确定摆线轮针轮的齿数 摆线针轮齿数的确定，由设计的具体要求可知该摆线针轮减速器的传动比为，所以根据摆线针轮减速的的传动比可知：59为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,齿数尽可能取奇数,即也应尽可能取奇数,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上。针轮齿数： 60选材为GCr15,硬度为60HRC以上。3.1.3确定针轮半径针齿中心圆半径 (2) 取材料为轴承钢5862HRC时,=10001200Mpa3.1.4确定短幅系数和偏心距查简明机械手册P845页得：短幅系数和针径系数的选择以尽可能降低接触计算应力为原则。一般取=0.5-0.8，=2.02.8偏心距： A (3)查简明机械手册表6-6-10取A=6mm取偏心距： A=6mm初选短幅系数：0.5 实际短幅系数： = 0.554 (4)3.2转臂轴承的选择摆线轮滚动轴承装在输入轴上，工作转速较高；承受啮合作用力和W机构孔销作用力的合力，工作载荷甚大；尺寸因要求传动结构紧凑而不能过大（通常不用外圈而直接以摆线轮内孔作为外滚道）。因此，摆线轮滚动轴承常因工作恶劣和尺寸受限往往成为传动装置中一个薄弱环节。3.2.1转臂轴承负载计算转臂轴承径向负载： =16988N (5)转臂轴承当量负载（齿轮中心圆直径） 1.051698817837N (6)时，=1.05时，1.1。3.2.2转臂轴承选择选择圆柱滚子轴承，设计时通常选用圆柱滚子轴承（GB/T283-1994），转臂轴承一般都去掉外圈。260（0.40.5）104130 (7)由文献查得GB/T283-94，选N311E轴承，d=65mm,B=31mm, =142kN,D=108.5mm(去掉外圈)。转臂轴承内外圈相对转速 1013.89r/min (8)3.2.3转臂轴承寿命计算 (9)轴承基本额定动载荷，寿命指数，球轴承3，滚子轴承10/3。3.3确定针轮尺寸（1）初选针径系数：（2）针齿中心圆半径：材料为轴承钢5862HRC时,=10001200Mpa。（3）针径套半径 ， (10)取12mm（4）针齿销半径：取7mm针齿套壁厚一般为26mm。（6）实际针径系数： (11)求得。若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。（6）齿形修正： 0.35， 0.2考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。（7）齿面最大接触压力： (12)（8）摆线轮啮与针齿最大接触应力： =1416.7Mpa (13)为mn齿中的最大值。（查简明设计手册6-6-10得，K为摆线轮的载荷系数一般取1.1，齿宽系数一般取0.050.075,）（9）针齿销跨距：由结构及前面的摆线轮宽度，得L70mm采用两支点型式。（10）针齿销抗弯强度： 38 (14)选用两支点，材料为轴承钢时150200Mpa（11）针齿销转角：100200,所以由参考资料知柱销数目：所以柱销孔的数目为8个。（8）间隔环：15mm3.5确定输出机构中柱销、柱销套和柱销空的直径（1）柱销直径：（查简明机械设计手册P840页计算柱销轴弯曲应力时） (17)取22mm由文献1表2.77，取22mm。（2）柱销套直径：32mm由文献1表2.77，知32mm（3）柱销孔直径： mm (18)为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值： 0.15；550mm时，0.20.3。3.6摆线轮、针齿、柱销的数据表表2 计算结果表Table 2 Results table项目 代号 单位 计算结果功率 Kw 3输入转速 r/min 997传动比 59摆线轮齿数的确定 59针轮齿数 60输出转矩 1560出选短幅系数 0.5初选针径系数 2.8针齿中心圆半径 130摆线轮齿宽 15偏心距 3实际短幅系数 0.554针径套半径 12针径销半径 7实际针径系数 2.804齿面最大接触压力 N 6549摆线轮啮与针齿最大接触力 MPa 1416.7转臂轴承径向负载 N 16988转臂轴承当量负载 N 17837转臂轴承内外圈相对转速 r/min 204转臂轴承寿命针齿销跨度 70针齿销抗弯强度 MPa 80.2针齿销转角 rad 0.000618摆线针轮跟圆直径 224摆线针齿顶圆直径 248摆线轮齿高 12销孔中心圆直径 166间隔环 15柱销直径 22柱销套直径 32摆线轮柱销孔直径 44 4 轴的计算4.1输出轴的计算4.1.1输出轴的结构装配图图3 输出轴结构装配图 Fig3 Output shaft assembly diagram4.1.2初步确定轴的最小直径 由前面的设计可知该摆线针轮减速器的输出轴转矩为；输出转速为选材为钢，调质处理，由机械设计表查得，取A0110， (19)输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分，为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，联轴器的计算转矩，由机械设计表14-1工作情况系数查得1.3，由文献13表8-7，选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径为d=60,半联轴器L142mm，取112mm。4.1.3输出轴的结构设计其装配结构图如图3，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献表查得，d=70,D=125,B=24,则可知=70，=65；上选用深沟球轴承6215，所以，=75，所以， =22， =30， =70，套筒长43，外圈直径84。轴上联轴器定位采用平键联接，选用平键,键槽用键槽铣刀加工. 同时为了保证联轴器与轴的配合，选择配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为m6。由文献12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为。4.1.4精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面2、3、5、6只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及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，所以截面2、3、5、6 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和5 处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，截面4、5上的应力最大。由于5轴径也较大，故不必做强度校核。截面4上应力最大，因而该轴只需校核截面4左侧即可。通过机械设计手册软件版校核安全。4.2输入轴的计算4.2.1输入轴结构装配图图4 输入轴结构装配图Fig 4 Input shaft assembly diagram4.2.2初步确定轴的最小直径由前面的设计可知该摆线针轮减速器的输入轴转矩为，其公称转矩为由机械设计表14-1，取1.3，选材为钢，调质处理，由机械设计表13-2，取A0110，mm输出轴最小直径显然是安装轴承的部分，为了使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，选取深沟球轴承6406，d=30mm，D=90mm，B=23mm，Cr=47.5校核该轴承： (20)该轴承符合寿命要求，所以，30mm, =25mm。4.2.3轴的结构设计其装配结构图如图3，上选用滚动深沟球轴承6408，由机械设计课程设计手册表6-1查得，d=40mm,D=110mm,B=27mm。则可知=40，=35mm；=24mm,由减速器的结构知，75mm，25mm。轴上第5-6段与联轴器相配合,由机械设计课程设计手册表8-5查得，选LX5弹性套柱销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器72mm，取60mm。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为57mm。轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接，由文献查得GB/T1095-2003，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轮与轴的配合，选择配合为H7/k6和H7/h6，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m6。由文献表擦查得，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.4.2.4力的计算由轴的分析得，作用点到、作用点的距离相等，都为48.5mm，得，+=16988N，则 8494N，8494N。图5 输入轴受力图 Fig 5 Input shaft force4.2.5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（即危险截面2）的强度。根据下式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 =21.49 Mpa， (21)前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献表查得=60MPa，因此，故安全。4.2.6精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面4、5只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及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，所以截面4 、均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 2、3、4 处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，截面2、3上的应力最大。所以只需校核2截面，显然左侧比右侧直径小，因而该轴只需校核截面2左侧即可。 抗弯截面系数：42875抗扭截面系数：85750弯矩： =411959扭矩：T153209截面上的弯曲应力： 4.8Mpa截面上的扭转切应力：1.79 MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献表，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表3-2查取，因，经查值后可查得1.34，1.66；又由文献附图，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为 1.2788 (22) 1.561 (23)由文献附图得尺寸系数=0.95 ；由文献附图的扭转尺寸系数= 0.9 。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系数值为 2.8 (24) 1.62 (25)又由文献查得及3-2得碳钢的特性系数0.1，0.05于是，计算安全系数值，则得20.21 (26)10.62 (27) 9.40S0.05 (28)由上分析故可知其安全。5 箱体的结构设计5.1箱体的结构设计准则减速器箱体使用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好润滑及轴系可靠密封的重要零件，其重量越占减速器总重的3050，因此设计机体结构时必须综合考虑传动质量、加工工艺及成本等。减速器箱体常用灰铸铁制造。灰铸铁具有良好的铸造性能和减振性能，易获得美观外形，适宜于批量生产。对于重载或受冲击载荷的减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器可采用钢板焊接的箱体，其制造工艺简单、生产周期短、材料省、重量轻、成本低，但对焊接技术要求较高。减速器机体可以采用剖分式或整体式，剖分式机体结构被广泛使用，其剖分面多与传动零件轴线平面重合，一般减速器只有一个剖分面，但有些由两个剖分面。 卧式减速器箱体常沿轴心线所在平面剖分成箱座和箱盖两部分，这样有利于箱体制造和便于轴系零件的装拆。设计机体时应在三个基本视图上同时进行，并考虑以下价格方面的问题：5.1.1机体应具有足够的刚度（1）轴承座由足够的厚度，（2）在轴承座附近加支撑肋，（3）提高轴承座处的联接刚度，箱盖和箱座用螺栓联成一体；轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承孔，而轴承座旁的凸台应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，以保证旋紧螺母时所需要的扳手空间。（4）箱盖与箱座凸缘应由一定的厚度，以保证箱盖和箱座的联接刚度。箱体剖分面应加工平整，要由足够的宽度；螺栓间距应不大于100150mm,以保证箱体的密封性。5.1.2应考虑便于机体内零件的润滑、密封及散热一般减速器其传动件圆周速度v12m/s,常采用浸油润滑，当圆周速度v12m/s时应采用喷油润滑。机体内应有足够的润滑油，用以润滑和散热，同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不应小于3050mm。由此即可决定机座的高度。一般单级减速器每传递1KW功率，约需油量为0.350.7L，润滑油粘度大时，则用量较大，多级减速器则按级数成比例增加。5.1.3机体要有良好的工艺性（1）满足铸造工艺的要求；造型力求简单，壁厚均匀、过渡平缓，设置拔模斜度、活块等以利于起模。（2）满足加工工艺的要求，加工面与非加工面要分开，减少加工面积，为减少箱体上的机加工面积，应使加工面与非加工面分别处于不同表面。箱体上安装轴承盖、检查孔盖、通气器、油标尺、放油螺塞以及与地基结合面处应设计凸台，而螺栓头和螺母支承面加工时应锪出沉头座，同一轴线上两轴承孔的直径、精度和表面精糙度应尽量一致，以便于一次走刀加工。同一侧的各轴承座端面最好位于同一平面内，两侧轴承座端面应相对于箱体中心平面对称，以便于加工和检验。凸台及沉头座加工方法。5.2减速器箱体密封减速器箱体密封包括轴承座端面与轴承端盖之间的密封和减速器剖分面的密封两方面：（1）轴承座端面与轴承端盖之间的密封，对于凸缘式端盖采用垫片的形式进行密封，此处的垫片还可以起到调整轴系轴向位置的作用；对于嵌入式端盖，多采用O型密封圈进行密封。必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。（2）减速器剖分面的密封处，联接凸缘应有足够的厚度，联接表面应精铇，表面粗糙度应不大于6.3，密封要求高的表面要经过刮研，为了提高密封性，在机座凸缘上常铣出回油沟，凸缘联接螺栓之间的距离不宜太大，不大于100150mm，并尽量均匀布置，以保证剖分面处的密封性，在剖分面上不可以使用垫片，必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。6 结论摆线针轮传动同渐开线少齿差行星传动一样，具有减速比大、结构紧凑、体积小、重量轻、效率高等优点，被广泛用于冶金机械、食品工业、军工、矿山等领域。此外，与渐开线少齿差行星传动相比，由于它有近半数的齿同时啮合，因此，它的承载能力更大，使用寿命更长；同时，它无齿顶相碰和齿廓重叠干涉等问题，具有更大的适应性，越来越受世界各国重视。它的主要弱点是工艺复杂，加工成本较高。参考文献1现代传动设计手册编辑委员会.现代传动设计手册（第二版）M.北京：机械工业出版社，2002: 9-112机械设计手册