《CYJ164100B型游梁式抽油機的減速箱設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《CYJ164100B型游梁式抽油機的減速箱設(shè)計（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、5結(jié)論與總結(jié) 前 言 本文是關(guān)于游梁式抽油機減速箱（亦稱六環(huán)減速器）的設(shè)計。齒輪減速器是各種機器中廣泛采用的重要部件，其主要功用是減速增力（降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩）。為使機器具有良好的性能，齒輪減速器正向著大速比、高效率、小體積的方向發(fā)展。目前過內(nèi)使用最多的是三環(huán)減速器。三環(huán)減速器因采取巧妙獨特的“平行軸-動軸”傳動原理，基本構(gòu)件的運動和受力均衡，又充分運用了功率分流和多齒內(nèi)嚙合，故具有外型尺寸??；傳動比大，單級為11～99，兩級傳動比可達9801；承載能力大，使用壽命長；約有9～18對齒同時進入嚙合區(qū)，過載性能好；效率高；單級為92%～96%；制造與維修方便；運轉(zhuǎn)平穩(wěn)及多端軸傳遞動力等優(yōu)點。

2、三環(huán)減速器適應(yīng)性廣，可制成臥式、立式、法蘭連接及組合傳動等結(jié)構(gòu)。具有多端軸，可供多電機同步傳動。三環(huán)減速器廣泛應(yīng)用于冶金、礦山、起重運輸、石油、化工、軍工、傳播、紡織、印染、制藥及食品等工業(yè)，一般可替代行星齒輪、擺線針輪、多級圓柱齒輪和螺桿蝸輪等減速器。但由于三環(huán)減速器的三個環(huán)板的運動彼此具有1200的相位差，只能實現(xiàn)靜平衡而無法實現(xiàn)動平衡，因而導(dǎo)致以下一系列難以克服的缺點：1）高速運轉(zhuǎn)時振動較大；2）為避免出現(xiàn)過大的振動，因而環(huán)板通常較薄，使承載能力受到了限制；3）由于環(huán)板較薄，使軸承的選擇受到了限制，環(huán)板支撐軸承溫升過高。 我們提出的六環(huán)減速器它是由三環(huán)減速器演變而來的，是一種完全平衡的

3、減速器，可以克服三環(huán)減速器的上述缺點。 1選題背景 1.1題目來源 其它 1.2研究目的和意義 在學(xué)習(xí)基礎(chǔ)課，機械專業(yè)基礎(chǔ)課的前提下，學(xué)習(xí)游梁式抽油機和減速箱設(shè)計的專業(yè)知識。了解社會發(fā)展，社會需求和生產(chǎn)實際與機械設(shè)計的相互關(guān)系；初步掌握游梁式抽油機減速箱部分部件（總成，分總成）和零件的設(shè)計思路和設(shè)計方法。進而初步掌握一般機械裝置及設(shè)備的設(shè)計思路和設(shè)計方法。 1.3國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢與研究的主攻方向 1.3.1國內(nèi)外現(xiàn)狀 抽油機是機械采油的正要設(shè)備，隨著油田開發(fā)的深入和油田供液能力的不足，機械采油在油田井中的比例不斷上升。據(jù)統(tǒng)計，我國的機械

4、采油井約占油田總數(shù)的90%以上。其中，由抽油機-抽油桿-抽油泵組成的三抽井占80%左右，產(chǎn)量占70%以上。隨著三抽設(shè)備研究水平的不斷提高和油田開發(fā)方式的不斷變化，抽油機采油井的數(shù)量有不斷增加的趨勢，在美國，大約80%的油井采用有桿抽油方式。因此，三抽設(shè)備的質(zhì)量水平直接油田的產(chǎn)量和經(jīng)濟效益。 在三抽設(shè)備中，抽油機的性能與質(zhì)量，一方面對抽油機本身的壽命、維護費用及采油成本有著直接的關(guān)系，另一方面，它將影響抽油桿的載荷變化，影響油泵的工作狀態(tài)，進而影響三抽采油的效率和無故障運行時間，因此，在三抽設(shè)備中，油田工程師歷來對抽油機給予了高度重視。減速器作為抽油機的一個非常重要的器件，更使很多工程師投入了

5、大量的精力來改進和完善它，以便能使抽油機更好的工作。 自20世紀60年代以來，我國先后制定了《JB1130-70圓柱齒輪減速器》等一批通用減速器標準，除主機廠自制配套使用外，還形成了一批減速器生產(chǎn)廠。我國現(xiàn)有齒輪生產(chǎn)企業(yè)613家。生產(chǎn)減速器的廠家有數(shù)百家，年產(chǎn)通用減速器75萬臺左右，年生產(chǎn)總值250億元。這些企業(yè)和廠家對發(fā)展我國的機械產(chǎn)品作出了貢獻。。改革開放以來，我國引進了一批先進的加工設(shè)備。通過不斷引進、消化和吸收國外先進技術(shù)以及科研攻關(guān)，開始掌握了各種高速和低速重載齒輪設(shè)置的設(shè)計制造技術(shù)。材料和熱處理質(zhì)量及齒輪加工精度都有較大的提高，通用圓柱齒輪的制造精度JB179-60的8-9級提高

6、到GB10095-88的6級，告訴齒輪的制造精度可穩(wěn)定在4-5級。但是，我國大多數(shù)減速器的水平還不高，老產(chǎn)品不可能被立即被替代，新老產(chǎn)品并存會經(jīng)歷一段較長的時間。 1.3.2發(fā)展趨勢 隨著我國市場經(jīng)濟的摧進，當今世界各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢是六高、二低二化發(fā)面發(fā)展。六高即高承載力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標準化、多樣化。減速器和齒輪設(shè)計與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國有廣闊的前景。 對于石油鉆采、化工等行業(yè)，其特點是要求設(shè)備能夠在特殊情況下，滿足連續(xù)作業(yè)、維修方便、易

7、損件容易更換等，特別是在石油鉆采行業(yè)，多數(shù)設(shè)備都處在露天環(huán)境，長年風(fēng)吹日曬，工況比較惡劣。目前，油田采用的抽油機減速器多為三環(huán)減速器（如圖1），三環(huán)減速器的獨特結(jié)構(gòu)性能，在其同等工況下，運轉(zhuǎn)情況優(yōu)于普通類型的減速器。它比圓柱齒輪減速器更可靠，使用周期大大延長，同時更容易維修、檢修。三環(huán)減速器分級密集，單級傳動比11-99，雙級299-9810，輸出扭矩0.124-469KN/M，能夠滿足不同規(guī)格的抽油機使用。但是由于三環(huán)減速器的三個環(huán)板的運動彼此具有120°的相位差，只能實現(xiàn)靜平衡而無法實現(xiàn)動平衡，因而導(dǎo)致以下一系列難以克服的缺點：1）高速運轉(zhuǎn)時，振動較大；2）為避免出現(xiàn)較大的振動，因而環(huán)板通

8、常較薄，使承載能力受到了限制；3）由于環(huán)板較薄，使承載的選擇受到了限制，環(huán)板支撐軸承溫升過高。 圖1 三環(huán)傳動簡圖 1. 低速軸 2. 傳動環(huán)板 3. 高速軸 1.3.3研究方向 鑒于三環(huán)減速器的缺點，我們嘗試研制一種新的減速器了克服這些缺點使它能更好的適應(yīng)生產(chǎn)，我們可以通過保留三環(huán)減速器的優(yōu)點，克服其缺點的方法來研制。六環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)如圖2所示。 它主要由高速軸1、8，薄內(nèi)齒輪環(huán)板2、4、5、7，厚內(nèi)齒輪環(huán)板3、6（其厚度為薄內(nèi)齒輪環(huán)板的兩倍），輸出軸總成9和機箱10等組成。兩高速軸的兩端均通過軸承支撐在機箱上，其上中部則裝有相位對應(yīng)相同

9、的六個偏心輪（圖3）。其中，第1、3、4、6個偏心輪為薄偏心輪，第2、5個偏心輪為厚偏心輪。前三個和后三個偏心輪分別組成一組。在每一組中，兩側(cè)的薄偏心輪的偏向相同，并和中間的厚偏心輪的偏向互成1800。但兩組偏心輪的偏向則彼此對應(yīng)相差900。這些薄、厚偏心輪分別和薄、厚內(nèi)齒輪環(huán)板相對應(yīng)，并通過軸承安裝在內(nèi)齒輪環(huán)板的兩個平行孔內(nèi)。輸出軸系統(tǒng)4（如圖4）主要由兩個外齒輪（亦稱為太陽輪）和一根輸出軸組成。外齒輪和 圖2 六環(huán)減速器 1---高速軸；2---內(nèi)齒輪薄環(huán)板；3---內(nèi)齒輪厚環(huán)板；4---內(nèi)齒輪薄環(huán)板； 5---內(nèi)齒輪薄環(huán)板； 6---

10、內(nèi)齒輪厚環(huán)板；7---內(nèi)齒輪薄環(huán)板；8---高速軸；9---輸出軸總成； 10---機箱 圖 3 高速軸 1，3，4，6處安裝薄環(huán)板 2，5處安裝厚環(huán)板 輸出軸通過漸開線花鍵連接，輸出軸通過兩端的軸承安裝在機箱上。 圖4 輸出軸系統(tǒng) 六環(huán)減速器正是這樣的一種比較好的選擇。六環(huán)減速器具有如下特點： 1. 由于在每一組傳動環(huán)板中，因厚、薄內(nèi)齒輪環(huán)板運動的相位差為180°，故它們產(chǎn)生的慣性力相等，方向相反，彼此抵消實現(xiàn)了動平衡，因而可以有效的降低減速器的振動。 2. 與三環(huán)減速器比較，六環(huán)減速器的環(huán)板數(shù)

11、增多，每個環(huán)板的厚度也可以增大，因而具有更好的功率分流效果，并同時降低了環(huán)板支撐軸承的載荷，可以傳遞更大的功率。 3. 由于每一組傳動環(huán)板的內(nèi)齒輪和一個外齒輪嚙合，外齒輪和輸出軸采用漸開線花鍵配合，這種結(jié)構(gòu)可獲得很好的均載效果。 4. 由于每一組環(huán)板的內(nèi)齒輪對外齒輪的徑向合力為零。輸出軸僅受扭矩及軸上零件重力作用，最大限度地降低了輸出軸軸承的載荷。 5. 因兩組傳動環(huán)板偏心輪的偏向?qū)?yīng)相差90°，故當一組傳動環(huán)板處于死點位置時，另一組傳動環(huán)板的機構(gòu)傳動角則等于90°，這樣就可利用平行四邊形機構(gòu)附加連桿的工作原理，使前一組傳動環(huán)板順利越過死點。 2設(shè)計方案的選定 1 2 3

12、 圖5 六環(huán)減速器可以設(shè)計為單軸輸入，也可為雙軸輸入；可將高速軸（輸入軸）對稱的分布在低速軸（輸出軸）的兩側(cè)，也可放在輸入軸的一側(cè)。由于此設(shè)計的減速器是 1.輸入軸 2.輸出軸 3.傳動環(huán)板 運用在抽油機上，可得知此輸出機構(gòu)為雙曲柄機構(gòu)，即此減速器的輸出軸兩端與抽油機四桿機構(gòu)的曲柄相連。此種減速器的結(jié)構(gòu)有兩種結(jié)構(gòu)方案可供選擇： 1. 對稱式結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)便于安裝，在油田現(xiàn)場組裝比較容易，并且加工設(shè)計方便。 2. 偏置式結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)輸出比較方便，但是不容易加工和安裝。 故我認為第一種方案比較好。此種減速器方案的設(shè)計示意圖如圖5所示，設(shè)置為對稱結(jié)構(gòu)，

13、為了便于安裝，其偏心軸設(shè)計成為由直軸與偏心套組成。在輸出軸兩端設(shè)有鍥鍵與曲柄相連，然后再用螺母緊固。該減速器主要由兩根互相平行帶偏心的高速軸1（動力可由任一軸或兩軸同時傳輸），帶動六個傳動內(nèi)齒環(huán)板3，通過少齒差內(nèi)嚙合從帶有外齒輪的低速軸2輸出轉(zhuǎn)速。由圖中可以看出Ⅰ、Ⅱ兩套三環(huán)機構(gòu)負差90o，當一套處于0o或180o位置時，另一套處于90o或270o位置，而各套間的三個嚙合點相差180o，且中間環(huán)板的厚度為兩邊環(huán)板的2倍。 3過程計算 3.1 游梁式抽油機四桿機構(gòu)的設(shè)計和計算 3.1.1 抽油機四桿機構(gòu)各桿長的計算及設(shè)計 在游梁式抽油機中，四桿機構(gòu)一方面承受著油井載荷，另一方面將減速

14、器輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為懸繩器的上下往復(fù)運動。 對于同一種沖程的抽油機，所用越大，則所匹配的越小。同一組機構(gòu)，所用越大，則所提供的也越大，所匹配的也就越小?！癈”型抽油機這樣一種系列設(shè)計的方法是值得借鑒的。表1-1是各型游梁式抽油機四桿機構(gòu)的特征參數(shù)，在做類比設(shè)計是可供參考。 表1 各型游梁式抽油機四桿機構(gòu)的特征參數(shù) 抽油機 A/C δ φ λ ε TOCT5866-76 抽油機 1～1.43 ≈ 拉夫金公司 “C”型抽油機 1～1.7 ～ ～ 拉夫金公司 氣平衡抽油機 2.2～2.7 ～ ～ 拉夫金公司 前置型抽油

15、機 1.16～1.26 ～ ～ ≈ ≈ 貝克公司 異相型抽油機 1～2 ～ ≈ ≈ ≈ 對于CYJ16—4—100B型游梁式抽油機，沖程為4m的常規(guī)型曲柄抽油機，其抽油機各桿長的簡圖如下圖2。 圖6 抽油機四桿機構(gòu)圖 運用類比方法可求得四連桿機構(gòu)各桿長尺寸如下：取特征參數(shù)為=1.4，，， ，，即，由此可得各桿長尺寸為： ， ，取為4.49m。 由于 ，取， 則，取為4.35m。 ，取為1.39m。 3.1.2抽油機四桿機構(gòu)中連桿的受力 游梁式抽油機四桿機構(gòu)中連桿的受力如圖15所示： 圖7 連桿受力圖 由于考慮游梁擺動

16、時的慣性效應(yīng)以后，計算連桿力的一般公式為 其中各參數(shù)表示為： ——游梁與水平線的夾角； ——游梁的轉(zhuǎn)動慣量，單位為； ——懸點的加速度，單位為； ——懸點的瞬時載荷，單位為； ——結(jié)構(gòu)的不平衡重； 又由于本次所設(shè)計的抽油機為常規(guī)型曲柄抽油機，因此可忽略游梁擺動的慣性效應(yīng)以及不計結(jié)構(gòu)的不平衡重的影響，則公式就可寫為 因為抽油機為雙曲柄機構(gòu)，所以每個曲柄上受的力為 3.2 電動機的選擇 目前，游梁式抽油機大多以異步電動機作為動力。由于所有抽油機采用的電動機都在野外工作，其防護形式采用全封閉式（IP44）或防護式（IP23）。 由已知條件：減速器的最

17、大輸出扭矩，輸入轉(zhuǎn)速，減速器的傳動比為。 所以減速器的輸出轉(zhuǎn)速為 減速器的輸出功率為 取減速器的功率為0.94，則減速器的輸入功率為 表2 電動機的型號 額定功率（/kw） 電動機型號 同步轉(zhuǎn)速（r/min） 額定電壓（V） 效率 功率因數(shù) 75 Y280S—4 1500 380 90% 0.80 3.3齒輪參數(shù)的計算 1. 齒數(shù)的選擇 由傳動比，選齒數(shù)差，由公式可得外齒輪齒數(shù)為，環(huán)板內(nèi)齒圈齒數(shù)為。 選取標準圓柱齒輪齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù)分別為：，。其外齒輪與環(huán)板內(nèi)齒圈嚙合角的選擇如表3。

18、 表3 1 2 3 4 ～ ～ ～ ～ 由齒數(shù)差為2，初選嚙合角為 2. 輸出速度 式中的負號表示外齒輪與環(huán)板內(nèi)齒圈的運動方向相反。 3. 輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 由于此六環(huán)減速器采用的是單軸輸入和雙軸輸出，由此可得輸出軸兩端的扭矩相等，即各端的輸出扭矩為 4. 選擇齒輪材料和確定許用齒根彎曲應(yīng)力 表4 齒輪副的材料與熱處理硬度組合 名稱 外齒輪 環(huán)板內(nèi)齒圈 材料及熱處理 材料牌號 調(diào)質(zhì)硬度HBS 材料牌號 調(diào)質(zhì)硬度HBS 軟齒面組合 45 230～260 40Cr 270

19、～300 中硬齒面組合 35CrMo 260～290 42CrMo 300～330 由表4得外齒輪所選用的材料為35CrMo鋼（調(diào)質(zhì)處理），其硬度為260～290HBS； 環(huán)板內(nèi)齒圈選用的材料為42CrMo鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為300～330HBS。外齒輪與環(huán)板內(nèi)齒圈的彎曲極限應(yīng)力查表得 外齒輪 環(huán)板內(nèi)齒圈 尺寸系數(shù)從圖中查取，并初步設(shè)模數(shù)，則。 取齒輪的壽命系數(shù)，則可求得許用彎曲應(yīng)力分別為： 外齒輪 環(huán)板內(nèi)齒圈 5. 齒形系數(shù) （1） 外齒輪的齒形系數(shù)

20、 由，，查表得齒形系數(shù)。 （2） 環(huán)板內(nèi)齒圈的齒形系數(shù) 由 查表得齒形系數(shù)。 6. 計算模數(shù) （1） 一些系數(shù)的確定 使用系數(shù) 因原動機是電動機，并且從動機工作平穩(wěn)，由表5可得：； 表5 使用系數(shù) 載荷狀態(tài) 工作機器 原動機 電動機 蒸汽機 多缸內(nèi)燃機 單缸內(nèi)燃機 均勻 平穩(wěn) 發(fā)電機均勻傳送的帶式輸送機等等 1.00 1.10 1.25 1.50 輕微 沖擊 不均勻傳送的帶式輸送機或板式輸送機等 1.25 1.35 1.50 1.75 中等 沖擊 橡膠擠壓機、橡膠和塑料做間斷工作的攪拌機等

21、1.50 1.60 1.75 2.00 嚴重 沖擊 挖掘機、旋轉(zhuǎn)式鉆探裝 置、壓磚機等等 1.75 1.85 2.00 2.25 動載系數(shù) 由于齒輪分度圓的直徑尚未確定，初選，取齒輪傳動平穩(wěn)性精度為8級，則從圖中可查得； 齒寬系數(shù) 由少齒差中～0.2的取值，取。 （2）計算模數(shù) 由于，在式子中取的值。 即 所以取標準模數(shù)為。 7. 計算圓周速度和驗算動載系數(shù) 從圖中查得，與初步假設(shè)相接近。 計算后采用的模數(shù)，此時尺寸系數(shù)與初步假定的也相同。因此初選齒輪的材料及其參數(shù)均滿足要求。

22、為了使外齒輪與環(huán)板內(nèi)齒圈間不發(fā)生齒廓重疊干涉，即，并且使兩齒輪嚙合的重合度。通過采用Excel表格進行推理演算（見附表1），最后在同時滿足和的情況下確定外齒輪和環(huán)板內(nèi)齒圈的參數(shù)如下表： 表6 外齒輪和環(huán)板內(nèi)齒圈的參數(shù)表 序號 參數(shù)名稱 參數(shù)代號 1 模數(shù) 4 2 壓力角 3 嚙合角 4 外齒輪齒數(shù) 5 環(huán)板內(nèi)齒圈齒數(shù) 6 齒頂高系數(shù) 7 齒廓重疊干涉度期望值 8 外齒輪分度圓直徑 9 環(huán)板內(nèi)齒圈分度圓直徑 10 外齒輪基圓直徑 11 環(huán)板內(nèi)齒圈齒輪基圓直徑 12 標準中心距 13 變動后

23、中心距 14 中心距的變動系數(shù) 15 初選外齒輪變位系數(shù) 16 環(huán)板內(nèi)齒圈齒輪變位系數(shù) 17 反變位系數(shù) 18 外齒輪齒頂高 19 環(huán)板內(nèi)齒圈齒輪齒頂高 20 外齒輪齒頂圓直徑 21 環(huán)板內(nèi)齒圈齒輪齒頂圓直徑 22 外齒輪齒頂圓壓力角 23 環(huán)板內(nèi)齒圈齒頂圓壓力角 24 外齒輪齒頂圓半徑 25 環(huán)板內(nèi)齒圈齒頂圓半徑 26 外齒輪參變量 27 環(huán)板內(nèi)齒圈齒輪變量 28 齒廓重疊干涉度 29 重合度驗算 3.4軸的設(shè)計 3.4.1

24、低速軸的設(shè)計 已知條件：輸出轉(zhuǎn)矩，輸出功率，轉(zhuǎn)速。 ① 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。其機械性能分別為：，，，，硬度為241～286HBS，等效系數(shù)，，此時取，則 ② 確定軸的軸伸以及選擇合適的軸承 由于軸的兩端均裝有鍵槽，故將最小直徑增大到170mm。此處軸伸采用圓錐軸伸。其軸伸部分的尺寸參數(shù)采用長系列形式，查表GB/T 1570-90可得：，，，，，，，。其圖如下： 圖8 低速軸軸伸 在階梯軸設(shè)計中，其軸肩a與相鄰軸直徑之間的關(guān)系為,取a=0.08d，軸承部分軸的直徑為, 圓整為200mm. 由軸

25、的直徑，選軸承為圓柱滾子軸承，其型號為NU1040(32140型)，其尺寸分別為，， ，滾動軸承內(nèi)孔與軸的配合為H7/k6,此段軸的長度取為45mm。 花鍵軸與齒輪之間采用漸開線花鍵聯(lián)接。由漸開線花鍵的性質(zhì)，取漸開線花鍵的模數(shù)為，齒數(shù)為，嚙合角為的圓齒根。取其精度等級為5。 由此可得：由此可得漸開線內(nèi)外花鍵參數(shù)如下表： 表7 內(nèi)花鍵參數(shù)表 序號 名稱 代號 公式計算 1 模數(shù) 2 齒數(shù) 3 壓力角 圓齒根 4 理論工作齒高 5 分度圓直徑 6 公稱直徑 7 齒根圓直徑 8 齒頂圓直徑

26、 9 齒的漸開線終點直徑 10 周節(jié) 11 分度圓弧齒槽寬或分度圓齒厚 12 齒根圓弧半徑 表8 外花鍵參數(shù)表 序號 名稱 代號 公式計算 1 模數(shù) 2 齒數(shù) 3 壓力角 圓齒根 4 理論工作齒高 5 分度圓直徑 6 公稱直徑 7 齒根圓直徑 8 齒頂圓直徑 9 齒的漸開線起點直徑 10 周節(jié) 11 分度圓弧齒槽寬或分度圓齒厚 12 齒根圓弧半徑 ③ 低速軸尺寸結(jié)構(gòu)的確定 　⑴

27、由于齒輪分度圓的直徑為d=480mm，所以軸的受力如圖9： ⑵ 求作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)的支反力 垂直面內(nèi)受力 ⑶ 作出彎矩圖（如圖9） 水平面 垂直面 ∴ 合成彎矩為 圖9 低速軸的載荷分析

28、圖 ⑷ 作出扭矩圖 因為軸所受的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)應(yīng)力，所以取。 ⑸ 作出計算彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，其的計算公式為 ∴ ⑹ 校核軸的強度 ⑺ 精確校核軸的疲勞強度 這里只對強度較差的截面進行校核，由于在漸開線兩側(cè)截面受力比其它任何截面受力大，所以只對漸開線兩側(cè)的截面進行分析校核。又由于低速軸具有對稱性，因此只需對一側(cè)進行校核即可。 對左側(cè)的截面校核如下： 抗彎截面模量 抗

29、扭截面模量 截面處的彎矩 截面處的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及由機械設(shè)計附表3-2查得到。因，得：，。 又由附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為，。 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由附圖3-2查得彎曲尺寸系數(shù)為； 由附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為。 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為； 又由于軸未經(jīng)表面強化處理，即，則可得綜合系數(shù)值為 又由于40Cr鋼的特性系

30、數(shù) 查表取，，則。 于是計算安全系數(shù)為 故可知此軸安全，達到要求的標準。 3.4.2高速軸的設(shè)計 已知條件：輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速。 ① 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr ，調(diào)質(zhì)處理。其機械性能為，，，，硬度為241～286HBS，等效系數(shù)，，此時取，則 由于在軸一端裝有鍵槽，故將最小直徑擴大至60mm。此處采用圓柱軸伸，其軸伸長度為。其鍵槽為A型平鍵：（GB1095—72）. 在階梯軸中，軸肩高度與相鄰軸直徑的關(guān)系為，所以相鄰軸的直徑為，取為70mm。此段軸的長度取為28mm。 第

31、三段軸用來放置偏心套，取其直徑為，此處安裝圓柱滾子軸承，其軸承型號為32314型，，，，基本額定載荷為，.滾動軸承內(nèi)孔與軸的配合為H7/k6,此段軸的長度取為277mm.為安裝方便，此減速器的偏心軸采用由直軸和偏心套組成。其齒輪與環(huán)板內(nèi)齒圈的偏心距為5mm，則此處軸心與偏心套的中心距應(yīng)相距5mm，因此取偏心套最薄處厚度為5mm，則最厚處厚度為10mm。偏心套與軸間采用平鍵聯(lián)接。由于偏心輪在軸上處于不同的相位，所以必須做六個偏心套。在軸上做六個鍵槽，使軸與偏心套及軸承之間應(yīng)聯(lián)接良好。此處選擇軸承為圓柱滾子軸承，型號為32118型。，，，基本額定負荷，,滾動軸承內(nèi)孔與軸的配合為H7/k6.

32、 其鍵槽為A型平鍵：（GB1095—72）；厚環(huán)板對應(yīng)的鍵槽為。 第四段著第五段軸分別與第二段和第一段軸尺寸和長度相同，它們對稱與第三段軸。 其軸的形狀及軸承環(huán)板的尺寸見附圖。 3.5六環(huán)減速器的受力分析 三環(huán)減速器是一種漸開線少齒差傳動裝置，一般由三列并置的雙曲柄平行四邊形機構(gòu)組成,具有傳動比大、效率高、體積小、制造方便等優(yōu)點。但這種機構(gòu)在傳動過程中將產(chǎn)生周期變化的慣性力，各內(nèi)齒環(huán)板所受載荷不均勻，嚙合沖擊力大，因此運動平穩(wěn)性較差，在重載、高速、大傳動比的情況下此問題尤為突出。為克服三環(huán)減速器動不平衡這一缺點，可在其原先的基礎(chǔ)上再并置一套三環(huán)減速器，組成六環(huán)減速器。如圖10所示

33、，該減速器主要由兩根互相平行帶偏心的高速軸1（動力可由任一軸或兩軸同時傳輸），帶動六個傳動內(nèi)齒環(huán)板3，通過少齒差內(nèi)嚙合從帶有外齒輪的低速軸2輸出轉(zhuǎn)速。由圖中可以看出Ⅰ、Ⅱ兩套三環(huán)機構(gòu)負差90o，當一套處于0o或180o位置時，另一套處于90o或270o位置，而各套間的三個嚙合點相差180o，且中間環(huán)板 的厚度1 2 3 Ⅰ Ⅱ a b c a b c 圖10 為兩邊環(huán)板的2倍。 3.5.1單軸輸入時的受力分析 由于兩套三環(huán)機構(gòu)負差為90o，故其中一套相對另外一套起到連桿的作用，由此可將六環(huán)減速器分解成三組——Ⅰa、Ⅱa，Ⅰb、Ⅱb和Ⅰc、Ⅱc（分別記為a、b、c組

34、）。取其中一組進行受力分析，然后三組疊加，便可得到六環(huán)減速器的受力模型。 B B1 A1 A FAta1 FAra1 B2 A2a FLa1 FLa1 Fna1 O rb2 圖11 l2 l1 FBta1他 FBra1他 可取 a組進行分析，首先可將Ⅱa看作僅對Ⅰa起連桿作用，即主要是是幫助傳動內(nèi)齒環(huán)板順利通過死點。如圖11所示，A1B1為傳動內(nèi)齒環(huán)板，O為內(nèi)齒圈的中心， A1O =l1，B1O = l2，內(nèi)齒輪基圓半徑為rb2,Fna1為內(nèi)齒輪齒面上的法向力，A2B2為連桿，F(xiàn)La1為連桿對曲柄的作用力。假設(shè)A軸為輸入軸，B軸為從動軸

35、，為高速軸的轉(zhuǎn)角。輸入功率一部分由曲柄AA1接傳給傳動齒板，另一部分由曲柄AA1過連桿傳給曲柄BB2和BB1,再傳給傳動齒板。 B1 FBra1 FBta1 FLa1 B 圖12 當BBl = BB2 =時，由圖12可得 （1） （2） 從圖2中把傳動環(huán)板作為隔離體進行分析，可得 （3）

36、 （4） （5） 將（1）～（5）式聯(lián)立可得： （6） （7） （8） （9） （10） 實際上，由于Ⅰa 對Ⅱa也起連桿的作用，因此曲柄AA1 及BB1上還同時作用有連桿力FLa2，故曲柄上的合力為

37、 (11) 傳動內(nèi)齒環(huán)板上的曲柄所傳遞的轉(zhuǎn)矩分別為 (12) FLa2的求解方法與FLa2相同，只需將上述公式中的下標1、2相互替換,且用＋90 o替換。對于c組，由于其與a組的相位角相同，故其受力情況與a組基本相同，可套用a組的公式，僅將下標a替換為c即可。而b組與a組相差180o，所以應(yīng)將a組中Ⅰa的替換為－180o，Ⅱa中的－90o

38、替換為－270o，并用b替換下標a。 由公式（6）、（7），若嚙合力為常數(shù)，當＝0o或180o時， 與將趨于無窮，這顯然與實際不吻合。可將此情況進行單獨分析。 FLa1 FLa1 B B1 A1 A FAta1 FAra1 B2 A2a O l2 l1 FBta1他 FBra1他 圖13 根據(jù)圖13所示的受力情況，可列出力和力矩的平衡方程 （14） （15） （16）

39、 從而得出，這說明嚙合力不為常數(shù)，而應(yīng)該與相位角成一定關(guān)系，且當sin2趨于零時， 也將趨于零，才能保證＝0o或180o時，與取定值。由于嚙合過程的連續(xù)性，嚙合力不可能突變，也不可能為負；高速軸的每個轉(zhuǎn)動周期內(nèi)，每片內(nèi)齒環(huán)板出現(xiàn)兩次不確定運動，故應(yīng)是以π為周期的函數(shù)。雖然內(nèi)齒環(huán)板間載荷存在不均勻性，但在任一瞬時都應(yīng)滿足三片內(nèi)齒環(huán)板所傳遞的力總和常數(shù)。根據(jù)以上條件，可以假設(shè) (17) 又由于輸出的總轉(zhuǎn)矩為定值，即

40、 (18) 因此可以得出 （19） 另外，當＝0o或180o時，傳動齒板與曲柄成一條直線，此時連桿的作用最大。而當＝±90o時，連桿不起作用，因此為了計算方便，可以假設(shè)連桿作用力與cos成正比，即 （21） 當＝0o或180o時，將式（17）及（21）代入（3）～（5）式，得 （22） 故 （23） 由此也可以

41、重新導(dǎo)出計算公式 因此，還可得到曲柄AA2 及BB2上的合力為 由于a、c兩組的曲柄合力與b組的曲柄合力大小相等，方向相反，因此A、B軸上的合力理論上應(yīng)該是完全抵消的；同理，其轉(zhuǎn)矩也是相互抵消的。即在理論上該機構(gòu)達到了靜平衡。 同理可得， 綜上所述，可得各環(huán)板的受力計算式如下： 對Ⅰa和Ⅱa組 所以

42、 對Ⅰb和Ⅱb組 所以 對Ⅰc和Ⅱc組，由于它與a組的相位角相同，所以其受力情況與a組基本相同。其公式為

43、 所以 其數(shù)據(jù)計算結(jié)果見附表2。由附表可得其六個環(huán)板的總的嚙合力為0，即可保持動態(tài)平衡。 3.6軸承的選擇及其壽命校核 3.6.1軸承的選擇 軸承的選擇按如下公式： ，

44、 式中：C——基本額定動載荷，單位為； P——當量動載荷，單位為； ——徑向基本額定動載荷，單位為； ——壽命因數(shù)； ——速度因數(shù)； ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時=1.5，力矩載荷較大時=2； ——徑向載荷； ——軸向載荷； X——徑向動載荷系數(shù)； Y——軸向動載荷系數(shù)； ——沖擊載荷因數(shù)； ——溫度因數(shù)； 由上兩個式子可選擇軸承如表9： 表9 軸承代

45、號及基本參數(shù) 序號 代號 對數(shù) 基本參數(shù) d D B 1 32140 2 200 310 51 408 615 2 32314 2 70 150 35 105 142 3 32118 8 90 140 24 74 94.8 3.6.2 軸承壽命的校核 軸承的壽命按如下公式校核 式中：——壽命因數(shù)； ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，，較大時，； ——沖擊載荷因數(shù)； ——速度因數(shù)； ——溫度系數(shù)，由于抽油機長期在室外工作，其減速器工作溫度較

46、高，故?。? ，對于球軸承，；對于滾子軸承，。 1. 軸承1：軸承代號32140型，，查得，，，，，則 2. 軸承2：軸承代號32314型，，查，，，，，則 3. 軸承3：軸承代號32118型，，查，，，，，則 經(jīng)過校核，所選擇軸承均符合要求，故可以選用。 3.7鍵的校核 3.7.1平鍵的校核 設(shè)計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié)，但有沖擊，故用以下公式校核 式中：——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為； ——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度； ——鍵的

47、工作長度，單位為，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里為鍵的公稱長度，單位為；為鍵的寬度，單位為； d——為軸的直徑，單位為； ——鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的擠壓應(yīng)力，單位為。 查得 ，則校核過程如下： 1．高速軸上的鍵：A型鍵A,單鍵。，, ， ，故安全。 A型鍵A,單鍵。，, ， ，故安全。 2．低速軸上的鍥鍵：A型鍥鍵A，單鍵。，，，，； 故安全。 同理可得，軸上其它鍵的強度均在允許值范圍內(nèi)，因此各鍵安全。 3.7.2漸開線花鍵的校核 漸開線花鍵也采用靜聯(lián)接的方式進行校核。其公式為： 式中： ——載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)

48、的多少有關(guān)，一般取0.7～0.8，齒數(shù)多取偏小值； ——花鍵的齒數(shù)； ——齒的工作長度，單位為mm； ——花鍵齒側(cè)面的工作長度，漸開線花鍵，，；，，m為模數(shù)； ——花鍵的平均直徑，漸開線花鍵，，為分度圓直徑，單位為mm； ——花鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa。 上式中各參數(shù)的取值分別為：，，，，, ； 則花鍵的強度校核為： 故安全。 3.8環(huán)板的設(shè)計 根據(jù)三環(huán)減速器的環(huán)板的設(shè)計，環(huán)板的厚度可以根據(jù)齒輪的寬度來計算，因為為六環(huán)，單個齒輪的寬度為96，因此可以定出環(huán)板的厚度為：厚環(huán)板，。中間采用

49、為內(nèi)齒輪與軸上的外齒輪嚙合。具體尺寸見附圖04。 3.9抽油機齒輪減速器的潤滑和密封 據(jù)資料介紹，齒輪減速器報廢總數(shù)的十分之一是由于潤滑和冷卻不良而造成的。因此齒輪減速器中的齒輪和軸承都需要良好的潤滑。通過潤滑，可以減小相對運動接觸表面的摩擦損失和磨損，并起到冷卻散熱、防銹和帶走磨屑的作用。接觸表面間的潤滑油膜還可緩和沖擊，降低振動和噪聲。 3.9.1潤滑 減速器中的滾動軸承潤滑不良時，將造成軸承元件的膠合，或因摩擦溫度過高引起滾動體回火而導(dǎo)致軸承失效。從潤滑和散熱效果看，抽油機減速器中的滾動軸承用油潤滑效果較好。 減速器工作時，箱體內(nèi)的溫度會升高，并使氣壓升高，為防止沿剖分面和軸承

50、端蓋密封處漏油，減速器機殼頂部應(yīng)設(shè)置帶過濾網(wǎng)的通氣器。 抽油機減速器的齒輪和滾動軸承都用油池中的油潤滑，所用潤滑油的類型及粘度主要按齒輪傳動的潤滑要求確定。但要注意的是，在低溫條件下工作時，潤滑油應(yīng)有足夠的流動性，使?jié)櫥湍芡ㄟ^軸孔和油溝流入軸承中，以確保軸承的潤滑。 3.9.2 密封 可靠的密封是減速器正常潤滑和運轉(zhuǎn)的重要保證。抽油機減速器在油田運轉(zhuǎn)一段時間后，常出現(xiàn)不同程度的滲漏油現(xiàn)象。漏油不但造成潤滑油的浪費，而且若漏油嚴重又未及時補充，將惡化潤滑條件，造成齒輪和軸承早期失效。因此對減速器的密封問題應(yīng)特別重視。 抽油機減速器中可能出現(xiàn)漏油的主要部位有：上、下箱體結(jié)合面；輸入軸和輸

51、出軸的軸頭；軸承端蓋。 裝配減速器時在上、下箱體結(jié)合面涂抹一層液態(tài)密封膠，上緊聯(lián)接螺栓，一般都能達到理想的密封。減速器主動軸及從動軸外端的密封應(yīng)可靠，以防止?jié)櫥蛷妮S承中泄露，并防止外界灰塵侵入箱內(nèi)。因此此處通常采用氈封油圈。減速器漏油還與通氣器有關(guān)。抽油機常年在野外運轉(zhuǎn)，油污和沙塵可能逐漸將減速器頂部的通氣器小孔堵住，致使箱體內(nèi)因溫升而氣壓增高，從而增加了漏油的可能性。因此應(yīng)改進通氣器的結(jié)構(gòu)設(shè)計并注意維護保養(yǎng)。 4結(jié)果分析 由附表1可以選出適合的變位系數(shù)，從而確定內(nèi)外齒輪的各個參數(shù)。 由附表2可得在環(huán)板的受力中，每組環(huán)板中的厚環(huán)板的受力為薄環(huán)板的兩倍，其方向與兩塊薄環(huán)板的方向相反，因

52、此恰好抵消了環(huán)板受力，使減速器保持動平衡狀態(tài)。 5結(jié)論與總結(jié) 畢業(yè)設(shè)計是本科知識的綜合檢驗，同時也是我們以后工作的一次全面演練。在這四年里，我們先后學(xué)習(xí)了《機械制圖》、《機械設(shè)計》、《機械制造工藝學(xué)》、《工程材料》、《機械原理》等課程。具備了基本的機械制造及其工藝方面的知識，但是缺乏實際經(jīng)驗，不能很好的融會貫通，為了在不久的將來能在工作崗位上更好的將這些知識運用到實際中去，畢業(yè)設(shè)計為我們提供了實踐的機會。 此次畢業(yè)設(shè)計歷時三個多月，在查閱了大量的資料后，設(shè)想出一個可行的方案，并按此方案完成了設(shè)計任務(wù)。設(shè)計期間，計算量較大，考慮的方方面面比較多，遇到的問題和困難也較多，但是通過自己的努力和

53、老師的指導(dǎo)，還是將這些問題一一解決了，最終基本上完成了規(guī)定的任務(wù)。但是本設(shè)計中還是存在一些不足之處，比如一些小零件雖然在圖上畫出來了，但是沒有標明實際尺寸（標準件除外），這將會給制造商帶來一些小麻煩；另外，雖然考慮到減速器在運轉(zhuǎn)時，曲柄不能碰地和與高速軸相撞，但沒有進行具體分析，不知在實際操作中是否符合所想象的標準；第三，由于設(shè)計者的能力有限，只設(shè)計了機械部分，若能將抽油機和電控部分一起設(shè)計，將更具完整性，同時更能培養(yǎng)設(shè)計者的能力。另外通過本次設(shè)計，我堅定了成為一名合格的機械工作者信心。 此次畢業(yè)設(shè)計的順利完成，將為下次設(shè)計奠定基礎(chǔ)！ 參考文獻 [1]黃清世，六環(huán)減速器，實用新型

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