《CYJ164100B型游梁式抽油機(jī)的減速箱設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《CYJ164100B型游梁式抽油機(jī)的減速箱設(shè)計(jì)（36頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b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(jī)減速箱（亦稱(chēng)六環(huán)減速器）的設(shè)計(jì)。齒輪減速器是各種機(jī)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(jī)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(guò)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(dú)特的“平行軸-動(dòng)軸”傳動(dòng)原理，基本構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)和受力均衡，又充分運(yùn)用了功率分流和多齒內(nèi)嚙合，故具有外型尺寸??；傳動(dòng)比大，單級(jí)為11～99，兩級(jí)傳動(dòng)比可達(dá)9801；承載能力大，使用壽命長(zhǎng)；約有9～18對(duì)齒同時(shí)進(jìn)入嚙合區(qū)，過(guò)載性能好；效率高；單級(jí)為92%～96%；制造與維修方便；運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)及多端軸傳遞動(dòng)力等優(yōu)點(diǎn)。

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(dòng)等結(jié)構(gòu)。具有多端軸，可供多電機(jī)同步傳動(dòng)。三環(huán)減速器廣泛應(yīng)用于冶金、礦山、起重運(yùn)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(jí)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(gè)環(huán)板的運(yùn)動(dòng)彼此具有1200的相位差，只能實(shí)現(xiàn)靜平衡而無(wú)法實(shí)現(xiàn)動(dòng)平衡，因而導(dǎo)致以下一系列難以克服的缺點(diǎn)：1）高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)振動(dòng)較大；2）為避免出現(xiàn)過(guò)大的振動(dòng)，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(guò)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(lái)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(diǎn)。 1選題背景 1.1題目來(lái)源 其它 1.2研究目的和意義 在學(xué)習(xí)基礎(chǔ)課，機(jī)械專(zhuān)業(yè)基礎(chǔ)課的前提下，學(xué)習(xí)游梁式抽油機(jī)和減速箱設(shè)計(jì)的專(zhuān)業(yè)知識(shí)。了解社會(huì)發(fā)展，社會(huì)需求和生產(chǎn)實(shí)際與機(jī)械設(shè)計(jì)的相互關(guān)系；初步掌握游梁式抽油機(jī)減速箱部分部件（總成，分總成）和零件的設(shè)計(jì)思路和設(shè)計(jì)方法。進(jìn)而初步掌握一般機(jī)械裝置及設(shè)備的設(shè)計(jì)思路和設(shè)計(jì)方法。 1.3國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)與研究的主攻方向 1.3.1國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀 抽油機(jī)是機(jī)械采油的正要設(shè)備，隨著油田開(kāi)發(fā)的深入和油田供液能力的不足，機(jī)械采油在油田井中的比例不斷上升。據(jù)統(tǒng)計(jì)，我國(guó)的機(jī)械

4、采油井約占油田總數(shù)的90%以上。其中，由抽油機(jī)-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(kāi)發(fā)方式的不斷變化，抽油機(jī)采油井的數(shù)量有不斷增加的趨勢(shì)，在美國(guó)，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(jì)效益。 在三抽設(shè)備中，抽油機(jī)的性能與質(zhì)量，一方面對(duì)抽油機(jī)本身的壽命、維護(hù)費(fèi)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(jìn)而影響三抽采油的效率和無(wú)故障運(yùn)行時(shí)間，因此，在三抽設(shè)備中，油田工程師歷來(lái)對(duì)抽油機(jī)給予了高度重視。減速器作為抽油機(jī)的一個(gè)非常重要的器件，更使很多工程師投入了

5、大量的精力來(lái)改進(jìn)和完善它，以便能使抽油機(jī)更好的工作。 自20世紀(jì)60年代以來(lái)，我國(guó)先后制定了《JB1130-70圓柱齒輪減速器》等一批通用減速器標(biāo)準(zhǔn)，除主機(jī)廠自制配套使用外，還形成了一批減速器生產(chǎn)廠。我國(guó)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(wàn)臺(tái)左右，年生產(chǎn)總值250億元。這些企業(yè)和廠家對(duì)發(fā)展我國(guó)的機(jī)械產(chǎn)品作出了貢獻(xiàn)。。改革開(kāi)放以來(lái)，我國(guó)引進(jìn)了一批先進(jìn)的加工設(shè)備。通過(guò)不斷引進(jìn)、消化和吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)以及科研攻關(guān)，開(kāi)始掌握了各種高速和低速重載齒輪設(shè)置的設(shè)計(jì)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(jí)提高

6、到GB10095-88的6級(jí)，告訴齒輪的制造精度可穩(wěn)定在4-5級(jí)。但是，我國(guó)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(huì)經(jīng)歷一段較長(zhǎng)的時(shí)間。 1.3.2發(fā)展趨勢(shì) 隨著我國(guó)市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的摧進(jìn)，當(dāng)今世界各國(guó)減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)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(dòng)效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化。減速器和齒輪設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國(guó)家的工業(yè)水平，因此，開(kāi)拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國(guó)有廣闊的前景。 對(duì)于石油鉆采、化工等行業(yè)，其特點(diǎn)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(zhǎng)年風(fēng)吹日曬，工況比較惡劣。目前，油田采用的抽油機(jī)減速器多為三環(huán)減速器（如圖1），三環(huán)減速器的獨(dú)特結(jié)構(gòu)性能，在其同等工況下，運(yùn)轉(zhuǎn)情況優(yōu)于普通類(lèi)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(zhǎng)，同時(shí)更容易維修、檢修。三環(huán)減速器分級(jí)密集，單級(jí)傳動(dòng)比11-99，雙級(jí)299-9810，輸出扭矩0.124-469KN/M，能夠滿足不同規(guī)格的抽油機(jī)使用。但是由于三環(huán)減速器的三個(gè)環(huán)板的運(yùn)動(dòng)彼此具有120°的相位差，只能實(shí)現(xiàn)靜平衡而無(wú)法實(shí)現(xiàn)動(dòng)平衡，因而導(dǎo)致以下一系列難以克服的缺點(diǎn)：1）高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，振動(dòng)較大；2）為避免出現(xiàn)較大的振動(dòng)，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(guò)高。 圖1 三環(huán)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 1. 低速軸 2. 傳動(dòng)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(diǎn)，我們嘗試研制一種新的減速器了克服這些缺點(diǎn)使它能更好的適應(yīng)生產(chǎn)，我們可以通過(guò)保留三環(huán)減速器的優(yōu)點(diǎn)，克服其缺點(diǎn)的方法來(lái)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(jī)箱10等組成。兩高速軸的兩端均通過(guò)軸承支撐在機(jī)箱上，其上中部則裝有相位對(duì)應(yīng)相同

9、的六個(gè)偏心輪（圖3）。其中，第1、3、4、6個(gè)偏心輪為薄偏心輪，第2、5個(gè)偏心輪為厚偏心輪。前三個(gè)和后三個(gè)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(duì)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(duì)應(yīng)，并通過(guò)軸承安裝在內(nèi)齒輪環(huán)板的兩個(gè)平行孔內(nèi)。輸出軸系統(tǒng)4（如圖4）主要由兩個(gè)外齒輪（亦稱(chēng)為太陽(yáng)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(jī)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(guò)漸開(kāi)線花鍵連接，輸出軸通過(guò)兩端的軸承安裝在機(jī)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(diǎn)： 1. 由于在每一組傳動(dòng)環(huán)板中，因厚、薄內(nèi)齒輪環(huán)板運(yùn)動(dòng)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(shí)現(xiàn)了動(dòng)平衡，因而可以有效的降低減速器的振動(dòng)。 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(gè)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(shí)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(dòng)環(huán)板的內(nèi)齒輪和一個(gè)外齒輪嚙合，外齒輪和輸出軸采用漸開(kāi)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(duì)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(dòng)環(huán)板偏心輪的偏向?qū)?yīng)相差90°，故當(dāng)一組傳動(dòng)環(huán)板處于死點(diǎn)位置時(shí)，另一組傳動(dòng)環(huán)板的機(jī)構(gòu)傳動(dòng)角則等于90°，這樣就可利用平行四邊形機(jī)構(gòu)附加連桿的工作原理，使前一組傳動(dòng)環(huán)板順利越過(guò)死點(diǎn)。 2設(shè)計(jì)方案的選定 1 2 3

12、 圖5 六環(huán)減速器可以設(shè)計(jì)為單軸輸入，也可為雙軸輸入；可將高速軸（輸入軸）對(duì)稱(chēng)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(jì)的減速器是 1.輸入軸 2.輸出軸 3.傳動(dòng)環(huán)板 運(yùn)用在抽油機(jī)上，可得知此輸出機(jī)構(gòu)為雙曲柄機(jī)構(gòu)，即此減速器的輸出軸兩端與抽油機(jī)四桿機(jī)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(duì)稱(chēng)式結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)便于安裝，在油田現(xiàn)場(chǎng)組裝比較容易，并且加工設(shè)計(jì)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(rèn)為第一種方案比較好。此種減速器方案的設(shè)計(jì)示意圖如圖5所示，設(shè)置為對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu)，

13、為了便于安裝，其偏心軸設(shè)計(jì)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(dòng)力可由任一軸或兩軸同時(shí)傳輸），帶動(dòng)六個(gè)傳動(dòng)內(nèi)齒環(huán)板3，通過(guò)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(jī)構(gòu)負(fù)差90o，當(dāng)一套處于0o或180o位置時(shí)，另一套處于90o或270o位置，而各套間的三個(gè)嚙合點(diǎn)相差180o，且中間環(huán)板的厚度為兩邊環(huán)板的2倍。 3過(guò)程計(jì)算 3.1 游梁式抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和計(jì)算 3.1.1 抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)各桿長(zhǎng)的計(jì)算及設(shè)計(jì) 在游梁式抽油機(jī)中，四桿機(jī)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(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為懸繩器的上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)。 對(duì)于同一種沖程的抽油機(jī)，所用越大，則所匹配的越小。同一組機(jī)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(jī)這樣一種系列設(shè)計(jì)的方法是值得借鑒的。表1-1是各型游梁式抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)的特征參數(shù)，在做類(lèi)比設(shè)計(jì)是可供參考。 表1 各型游梁式抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)的特征參數(shù) 抽油機(jī) A/C δ φ λ ε TOCT5866-76 抽油機(jī) 1～1.43 ≈ 拉夫金公司 “C”型抽油機(jī) 1～1.7 ～ ～ 拉夫金公司 氣平衡抽油機(jī) 2.2～2.7 ～ ～ 拉夫金公司 前置型抽油

15、機(jī) 1.16～1.26 ～ ～ ≈ ≈ 貝克公司 異相型抽油機(jī) 1～2 ～ ≈ ≈ ≈ 對(duì)于CYJ16—4—100B型游梁式抽油機(jī)，沖程為4m的常規(guī)型曲柄抽油機(jī)，其抽油機(jī)各桿長(zhǎng)的簡(jiǎn)圖如下圖2。 圖6 抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)圖 運(yùn)用類(lèi)比方法可求得四連桿機(jī)構(gòu)各桿長(zhǎng)尺寸如下：取特征參數(shù)為=1.4，，， ，，即，由此可得各桿長(zhǎng)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(jī)四桿機(jī)構(gòu)中連桿的受力 游梁式抽油機(jī)四桿機(jī)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(dòng)

16、時(shí)的慣性效應(yīng)以后，計(jì)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(dòng)慣量，單位為； ——懸點(diǎn)的加速度，單位為； ——懸點(diǎn)的瞬時(shí)載荷，單位為； ——結(jié)構(gòu)的不平衡重； 又由于本次所設(shè)計(jì)的抽油機(jī)為常規(guī)型曲柄抽油機(jī)，因此可忽略游梁擺動(dòng)的慣性效應(yīng)以及不計(jì)結(jié)構(gòu)的不平衡重的影響，則公式就可寫(xiě)為 因?yàn)槌橛蜋C(jī)為雙曲柄機(jī)構(gòu)，所以每個(gè)曲柄上受的力為 3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 目前，游梁式抽油機(jī)大多以異步電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力。由于所有抽油機(jī)采用的電動(dòng)機(jī)都在野外工作，其防護(hù)形式采用全封閉式（IP44）或防護(hù)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(dòng)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(dòng)機(jī)的型號(hào) 額定功率（/kw） 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 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(jì)算 1. 齒數(shù)的選擇 由傳動(dòng)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(biāo)準(zhǔn)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(fù)號(hào)表示外齒輪與環(huán)板內(nèi)齒圈的運(yùn)動(dòng)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(chēng) 外齒輪 環(huán)板內(nèi)齒圈 材料及熱處理 材料牌號(hào) 調(diào)質(zhì)硬度HBS 材料牌號(hào) 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(jì)算模數(shù) （1） 一些系數(shù)的確定 使用系數(shù) 因原動(dòng)機(jī)是電動(dòng)機(jī)，并且從動(dòng)機(jī)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(jī)器 原動(dòng)機(jī) 電動(dòng)機(jī) 蒸汽機(jī) 多缸內(nèi)燃機(jī) 單缸內(nèi)燃機(jī) 均勻 平穩(wěn) 發(fā)電機(jī)均勻傳送的帶式輸送機(jī)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(jī)或板式輸送機(jī)等 1.25 1.35 1.50 1.75 中等 沖擊 橡膠擠壓機(jī)、橡膠和塑料做間斷工作的攪拌機(jī)等

21、1.50 1.60 1.75 2.00 嚴(yán)重 沖擊 挖掘機(jī)、旋轉(zhuǎn)式鉆探裝 置、壓磚機(jī)等等 1.75 1.85 2.00 2.25 動(dòng)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(dòng)平穩(wěn)性精度為8級(jí)，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(jì)算模數(shù) 由于，在式子中取的值。 即 所以取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)為。 7. 計(jì)算圓周速度和驗(yàn)算動(dòng)載系數(shù) 從圖中查得，與初步假設(shè)相接近。 計(jì)算后采用的模數(shù)，此時(shí)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(guò)采用Excel表格進(jìn)行推理演算（見(jiàn)附表1），最后在同時(shí)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(hào) 參數(shù)名稱(chēng) 參數(shù)代號(hào) 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(biāo)準(zhǔn)中心距 13 變動(dòng)后

23、中心距 14 中心距的變動(dòng)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(yàn)算 3.4軸的設(shè)計(jì) 3.4.1

24、低速軸的設(shè)計(jì) 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(jī)械性能分別為：，，，，硬度為241～286HBS，等效系數(shù)，，此時(shí)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(zhǎng)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(jì)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(hào)為NU1040(32140型)，其尺寸分別為，， ，滾動(dòng)軸承內(nèi)孔與軸的配合為H7/k6,此段軸的長(zhǎng)度取為45mm。 花鍵軸與齒輪之間采用漸開(kāi)線花鍵聯(lián)接。由漸開(kāi)線花鍵的性質(zhì)，取漸開(kāi)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(jí)為5。 由此可得：由此可得漸開(kāi)線內(nèi)外花鍵參數(shù)如下表： 表7 內(nèi)花鍵參數(shù)表 序號(hào) 名稱(chēng) 代號(hào) 公式計(jì)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(chēng)直徑 7 齒根圓直徑 8 齒頂圓直徑

26、 9 齒的漸開(kāi)線終點(diǎn)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(hào) 名稱(chēng) 代號(hào) 公式計(jì)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(chēng)直徑 7 齒根圓直徑 8 齒頂圓直徑 9 齒的漸開(kāi)線起點(diǎn)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 ?、?

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?yàn)檩S所受的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力，所以取。 ⑸ 作出計(jì)算彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，求出計(jì)算彎矩圖，其的計(jì)算公式為 ∴ ⑹ 校核軸的強(qiáng)度 ⑺ 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 這里只對(duì)強(qiáng)度較差的截面進(jìn)行校核，由于在漸開(kāi)線兩側(cè)截面受力比其它任何截面受力大，所以只對(duì)漸開(kāi)線兩側(cè)的截面進(jìn)行分析校核。又由于低速軸具有對(duì)稱(chēng)性，因此只需對(duì)一側(cè)進(jìn)行校核即可。 對(duì)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(jī)械設(shè)計(jì)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(qiáng)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(jì)算安全系數(shù)為 故可知此軸安全，達(dá)到要求的標(biāo)準(zhǔn)。 3.4.2高速軸的設(shè)計(jì) 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(jī)械性能為，，，，硬度為241～286HBS，等效系數(shù)，，此時(shí)取，則 由于在軸一端裝有鍵槽，故將最小直徑擴(kuò)大至60mm。此處采用圓柱軸伸，其軸伸長(zhǎng)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(zhǎng)度取為28mm。 第

31、三段軸用來(lái)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(hào)為32314型，，，，基本額定載荷為，.滾動(dòng)軸承內(nèi)孔與軸的配合為H7/k6,此段軸的長(zhǎng)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(gè)偏心套。在軸上做六個(gè)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(hào)為32118型。，，，基本額定負(fù)荷，,滾動(dòng)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(duì)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(zhǎng)度相同，它們對(duì)稱(chēng)與第三段軸。 其軸的形狀及軸承環(huán)板的尺寸見(jiàn)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(kāi)線少齒差傳動(dòng)裝置，一般由三列并置的雙曲柄平行四邊形機(jī)構(gòu)組成,具有傳動(dòng)比大、效率高、體積小、制造方便等優(yōu)點(diǎn)。但這種機(jī)構(gòu)在傳動(dòng)過(guò)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(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性較差，在重載、高速、大傳動(dòng)比的情況下此問(wèn)題尤為突出。為克服三環(huán)減速器動(dòng)不平衡這一缺點(diǎn)，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(dòng)力可由任一軸或兩軸同時(shí)傳輸），帶動(dòng)六個(gè)傳動(dòng)內(nèi)齒環(huán)板3，通過(guò)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(jī)構(gòu)負(fù)差90o，當(dāng)一套處于0o或180o位置時(shí)，另一套處于90o或270o位置，而各套間的三個(gè)嚙合點(diǎn)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(shí)的受力分析 由于兩套三環(huán)機(jī)構(gòu)負(fù)差為90o，故其中一套相對(duì)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(jìn)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(jìn)行分析，首先可將Ⅱa看作僅對(duì)Ⅰa起連桿作用，即主要是是幫助傳動(dòng)內(nèi)齒環(huán)板順利通過(guò)死點(diǎn)。如圖11所示，A1B1為傳動(dòng)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(duì)曲柄的作用力。假設(shè)A軸為輸入軸，B軸為從動(dòng)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(dòng)齒板，另一部分由曲柄AA1過(guò)連桿傳給曲柄BB2和BB1,再傳給傳動(dòng)齒板。 B1 FBra1 FBta1 FLa1 B 圖12 當(dāng)BBl = BB2 =時(shí)，由圖12可得 （1） （2） 從圖2中把傳動(dòng)環(huán)板作為隔離體進(jìn)行分析，可得 （3）

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

37、 (11) 傳動(dòng)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(biāo)1、2相互替換,且用＋90 o替換。對(duì)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(biāo)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(biāo)a。 由公式（6）、（7），若嚙合力為常數(shù)，當(dāng)＝0o或180o時(shí)， 與將趨于無(wú)窮，這顯然與實(shí)際不吻合?？蓪⒋饲闆r進(jìn)行單獨(dú)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(shuō)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(dāng)sin2趨于零時(shí)， 也將趨于零，才能保證＝0o或180o時(shí)，與取定值。由于嚙合過(guò)程的連續(xù)性，嚙合力不可能突變，也不可能為負(fù)；高速軸的每個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)周期內(nèi)，每片內(nèi)齒環(huán)板出現(xiàn)兩次不確定運(yùn)動(dòng)，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(shí)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(dāng)＝0o或180o時(shí)，傳動(dòng)齒板與曲柄成一條直線，此時(shí)連桿的作用最大。而當(dāng)＝±90o時(shí)，連桿不起作用，因此為了計(jì)算方便，可以假設(shè)連桿作用力與cos成正比，即 （21） 當(dāng)＝0o或180o時(shí)，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(jì)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(jī)構(gòu)達(dá)到了靜平衡。 同理可得， 綜上所述，可得各環(huán)板的受力計(jì)算式如下： 對(duì)Ⅰa和Ⅱa組 所以

42、 對(duì)Ⅰb和Ⅱb組 所以 對(duì)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(jì)算結(jié)果見(jiàn)附表2。由附表可得其六個(gè)環(huán)板的總的嚙合力為0，即可保持動(dòng)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(dòng)載荷，單位為； P——當(dāng)量動(dòng)載荷，單位為； ——徑向基本額定動(dòng)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(shí)=1.5，力矩載荷較大時(shí)=2； ——徑向載荷； ——軸向載荷； X——徑向動(dòng)載荷系數(shù)； Y——軸向動(dòng)載荷系數(shù)； ——沖擊載荷因數(shù)； ——溫度因數(shù)； 由上兩個(gè)式子可選擇軸承如表9： 表9 軸承代

45、號(hào)及基本參數(shù) 序號(hào) 代號(hào) 對(duì)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(shí)，，較大時(shí)，； ——沖擊載荷因數(shù)； ——速度因數(shù)； ——溫度系數(shù)，由于抽油機(jī)長(zhǎng)期在室外工作，其減速器工作溫度較

46、高，故??； ，對(duì)于球軸承，；對(duì)于滾子軸承，。 1. 軸承1：軸承代號(hào)32140型，，查得，，，，，則 2. 軸承2：軸承代號(hào)32314型，，查，，，，，則 3. 軸承3：軸承代號(hào)32118型，，查，，，，，則 經(jīng)過(guò)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(jì)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(zhǎng)度，單位為，圓頭平鍵，平頭平鍵，這里為鍵的公稱(chēng)長(zhǎng)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(guò)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(qiáng)度均在允許值范圍內(nèi)，因此各鍵安全。 3.7.2漸開(kāi)線花鍵的校核 漸開(kāi)線花鍵也采用靜聯(lián)接的方式進(jìn)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(zhǎng)度，單位為mm； ——花鍵齒側(cè)面的工作長(zhǎng)度，漸開(kāi)線花鍵，，；，，m為模數(shù)； ——花鍵的平均直徑，漸開(kāi)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(qiáng)度校核為： 故安全。 3.8環(huán)板的設(shè)計(jì) 根據(jù)三環(huán)減速器的環(huán)板的設(shè)計(jì)，環(huán)板的厚度可以根據(jù)齒輪的寬度來(lái)計(jì)算，因?yàn)闉榱h(huán)，單個(gè)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(jiàn)附圖04。 3.9抽油機(jī)齒輪減速器的潤(rùn)滑和密封 據(jù)資料介紹，齒輪減速器報(bào)廢總數(shù)的十分之一是由于潤(rùn)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(rùn)滑。通過(guò)潤(rùn)滑，可以減小相對(duì)運(yùn)動(dòng)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(rùn)滑油膜還可緩和沖擊，降低振動(dòng)和噪聲。 3.9.1潤(rùn)滑 減速器中的滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑不良時(shí)，將造成軸承元件的膠合，或因摩擦溫度過(guò)高引起滾動(dòng)體回火而導(dǎo)致軸承失效。從潤(rùn)滑和散熱效果看，抽油機(jī)減速器中的滾動(dòng)軸承用油潤(rùn)滑效果較好。 減速器工作時(shí)，箱體內(nèi)的溫度會(huì)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(jī)殼頂部應(yīng)設(shè)置帶過(guò)濾網(wǎng)的通氣器。 抽油機(jī)減速器的齒輪和滾動(dòng)軸承都用油池中的油潤(rùn)滑，所用潤(rùn)滑油的類(lèi)型及粘度主要按齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑要求確定。但要注意的是，在低溫條件下工作時(shí)，潤(rùn)滑油應(yīng)有足夠的流動(dòng)性，使?jié)櫥湍芡ㄟ^(guò)軸孔和油溝流入軸承中，以確保軸承的潤(rùn)滑。 3.9.2 密封 可靠的密封是減速器正常潤(rùn)滑和運(yùn)轉(zhuǎn)的重要保證。抽油機(jī)減速器在油田運(yùn)轉(zhuǎn)一段時(shí)間后，常出現(xiàn)不同程度的滲漏油現(xiàn)象。漏油不但造成潤(rùn)滑油的浪費(fèi)，而且若漏油嚴(yán)重又未及時(shí)補(bǔ)充，將惡化潤(rùn)滑條件，造成齒輪和軸承早期失效。因此對(duì)減速器的密封問(wèn)題應(yīng)特別重視。 抽油機(jī)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(shí)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(dá)到理想的密封。減速器主動(dòng)軸及從動(dòng)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(jī)常年在野外運(yùn)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(jìn)通氣器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)并注意維護(hù)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(gè)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(dòng)平衡狀態(tài)。 5結(jié)論與總結(jié) 畢業(yè)設(shè)計(jì)是本科知識(shí)的綜合檢驗(yàn)，同時(shí)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(jī)械制圖》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《機(jī)械制造工藝學(xué)》、《工程材料》、《機(jī)械原理》等課程。具備了基本的機(jī)械制造及其工藝方面的知識(shí)，但是缺乏實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，不能很好的融會(huì)貫通，為了在不久的將來(lái)能在工作崗位上更好的將這些知識(shí)運(yùn)用到實(shí)際中去，畢業(yè)設(shè)計(jì)為我們提供了實(shí)踐的機(jī)會(huì)。 此次畢業(yè)設(shè)計(jì)歷時(shí)三個(gè)多月，在查閱了大量的資料后，設(shè)想出一個(gè)可行的方案，并按此方案完成了設(shè)計(jì)任務(wù)。設(shè)計(jì)期間，計(jì)算量較大，考慮的方方面面比較多，遇到的問(wèn)題和困難也較多，但是通過(guò)自己的努力和

53、老師的指導(dǎo)，還是將這些問(wèn)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(jì)中還是存在一些不足之處，比如一些小零件雖然在圖上畫(huà)出來(lái)了，但是沒(méi)有標(biāo)明實(shí)際尺寸（標(biāo)準(zhǔn)件除外），這將會(huì)給制造商帶來(lái)一些小麻煩；另外，雖然考慮到減速器在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄不能碰地和與高速軸相撞，但沒(méi)有進(jìn)行具體分析，不知在實(shí)際操作中是否符合所想象的標(biāo)準(zhǔn)；第三，由于設(shè)計(jì)者的能力有限，只設(shè)計(jì)了機(jī)械部分，若能將抽油機(jī)和電控部分一起設(shè)計(jì)，將更具完整性，同時(shí)更能培養(yǎng)設(shè)計(jì)者的能力。另外通過(guò)本次設(shè)計(jì)，我堅(jiān)定了成為一名合格的機(jī)械工作者信心。 此次畢業(yè)設(shè)計(jì)的順利完成，將為下次設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)！ 參考文獻(xiàn) [1]黃清世，六環(huán)減速器，實(shí)用新型

54、專(zhuān)利申請(qǐng)書(shū)， 2005年1月 [2]鄔名炯，劉卓鈞，趙貴祥，李鍵，安錦高等著，《抽油機(jī)》 北京：石油工業(yè)出版社 ，1994年[3]《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》聯(lián)合編寫(xiě)組編，《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》（上冊(cè) 第二分冊(cè) 第二版）北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1979年10月 [4] 齒輪手冊(cè)編委會(huì)編，《齒輪手冊(cè)》（上冊(cè)），北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001年 [5] 齒輪手冊(cè)編委會(huì)編，《齒輪手冊(cè)》（下冊(cè)），北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001年 [6] 《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》聯(lián)合編寫(xiě)組編，《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》（中冊(cè) 第二版）北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1979年10月 [7]濮良貴,紀(jì)名剛主編,《機(jī)械設(shè)計(jì)》(第七版),西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原

55、理及機(jī)械設(shè)計(jì)零件教研室出版,2004年2月 [8]孫桓,傅則紹主編, 《機(jī)械原理》(第四版)，北京:高等教育出版社,1989年. [9]任嘉卉,李建平,王之櫟，馬綱編著, 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》, 北京航空航天大學(xué)出版社,2001年1月 [10]張陽(yáng)春,楊志康,郭東主編, 《國(guó)內(nèi)外石油鉆采設(shè)備技術(shù)水平分析》， 北京：石油工業(yè)出版社.2001年12月 [11] 侯珍秀，《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》，哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2001年 3月 [12] 《機(jī)械工程手冊(cè)》，機(jī)械工業(yè)出版社，1997年10月 [13]張學(xué)魯?shù)染幹?，《游梁式抽油機(jī)技術(shù)與應(yīng)用》，北京：石油工業(yè)出版社，2001年 [14]

56、《機(jī)械工程標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)》編委會(huì)編，《機(jī)械工程標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)．減速器與變速器卷》，北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2003 [15]《機(jī)械工程標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)》編委會(huì)編，《機(jī)械工程標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)．齒輪傳動(dòng)卷》，北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2003年 [16]商向東等著，《齒輪加工精度》，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000年1月。 [17]《減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè)》編輯委員會(huì)編，《減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè)》，北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2003年 [18] 黃世昆，張士軍主編 《抽油機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算與計(jì)算機(jī)實(shí)現(xiàn)》北京： 石油工業(yè)出版社，1994年 [19] 張展主編 《實(shí)用機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)》，科學(xué)出版社，1995年 [20] 劉朝儒，彭福萌，高政一主編 《機(jī)械制圖》（第四版）， 北京：高等教育出版社，2000年 第 35 頁(yè) （共 35 頁(yè)）