游梁式抽油机53型减速器设计

本科生毕业设计（论文） 题 目： 游梁式抽油机 53 型减速器设计 学生姓名： 刘 帅 系 别： 机电工程系 专业年级： 2007 级机械设计制造及其自动化 指导教师： 王 国 栋 2011 年 6 月 2 日 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 摘要 本文阐述了我国齿轮减速器的现状及发展趋势，着重 对游梁式抽油机 53型双圆弧齿轮减速器进行设计计算，其中包括驱动装置的选择、总传动比的设定及各级传动比的分配、齿轮传动设计和各级传动轴的设计计算，并结合设计对系统进行了动态校正和强度校核。用 CAXA 绘制二维装配图 ,Autodesk Inventor 绘制三维图 ,最终设计出符合要 求的齿轮减速器 关键字 双圆弧齿轮；齿轮减速器；分流式人字齿结构；强度校核 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) ABSTRACT This paper expounds the present situation and development of gear reducer trend .Focusing on the beam pumping unit double-arced gear reducer 53 type design calculation, including drives choice, total ratio setting and the distribution of transmission ratio at all levels, gear transmission design and various design and calculation of the drive shaft ,and according to the design of the system dynamic correction and strength check. Using CAXA Autodesk Inventor, assembly drawing two-dimensional drawing three-dimensional graph, finally designed to meet the requirements of gear reducer Keywords: Double-arced gear ; Gear reducer ;Shunt person handwriting tooth structure ;Strength check 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 目录 第 1 章 概论 . 1 1. 齿轮减速器的现状及发展趋势 . 1 2. 我国抽油机减速器现状 . 2 第 2 章 传动方案的拟定 . 4 1. 传动方案 . 4 2. 电动机的选择 . 4 3. 总传动比确定及各级传动比分配 . 6 4. 计算传动装置的运动和动力参数 . 7 第 3 章 齿轮传动设计 . 9 1. 高速级齿轮传动设计 . 9 2. 低速机齿轮传动设计 . 16 第 4 章 轴的设计 . 24 1. 输入轴的设计 . 24 2. 中速轴的设计 . 26 3.低速轴的设计 . 29 第 5 章 轴承的选择和校核计算 . 34 1. 输入轴承的选择与计算 . 34 2. 中间轴上轴承的校核与计算 . 35 3. 输出轴上的轴承选择与计算 . 36 第 6 章 键连接的选择与校核计算 . 37 1. 输入轴与带轮的键连接 . 37 2. 齿轮 2 与中间轴的键连接 . 37 3. 齿轮 3 与轴的键连接 . 38 第 7 章 减速器附件 设计及润滑密封 . 39 1. 减速器附件设计 . 39 2. 润滑与密封 . 40 第 8 章 减速器的二维装配图与三维设计图 . 41 总结 . 42 科瑞集团实习报告 . 42 致谢 . 44 参考文献 . 45 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 1 第 1 章 概论 1. 齿轮减速器的现状及发展趋势 20世纪 70年代末以来，世界减速器技术有了和打发展。产品 发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声和高可靠性；技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。 到 80年代，国外硬齿面技术已日趋成熟。采用优质合金钢锻件、渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于 ISO1328-1975 的 6级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的 3 4 倍，为软齿面齿轮的 4 5 倍。一个中等规格的硬齿面减速器的重量仅为中硬齿面减速器的 1/3左右，且噪声低、效率高、可靠性高。 功率分支技术主要用于行星及大功率双分支以及多分支装置，如中心传动讲的水泥磨主减速器。其核心技术是均载。 对通用 减速器而言，除普遍采用硬齿面技术外，模块化设计技术已成为其发展的一个主要方向。它旨在追求高性能的同时，即可能减少零部件及毛坯的品种规格和数量，以便于组织生产，形成批量，降低成本，获得规模效益。同时，利用基本零件，增加产品的型式和花样，尽可能多地开发使用地变型设计或派生系列产品，如由一个通用系列派生出多个专用系列；摆脱了传统地单一有底座实心轴输出地安装方式，增添了空心轴输出的无底座悬挂式、多方位安装面等不同型式，扩大了使用范围。 改革开放以来，我国陆续引进先进加工装备，通过引进、笑话、吸收国外先进技术和科研攻 关，开始掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量级齿轮加工精度都有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可以从 JB179 60的 8 9级提高到 GB10095 88的 6级，高速齿轮的制造精度可稳定在 4 5 级。目前我国已可设计制造 2800kW 的水泥磨减速器、 1700mm 轧钢机各种齿轮减速器。各种棒、线材轧机用减速器已全部采用硬齿面。我国自行设计制造的高速齿轮装置的功率已达 44000kW，齿轮圆周速度达 168m/s。 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 2 80年代末至 90 年代初，我国相继制订了近 100各齿轮和蜗杆减速器的标准，研制了 许多新型减速器，大体上实现了通用减速器的更新换代。许多产品达到了80年代的国际水平。部分减速器采用硬齿面厚，体积和重量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率和可靠性有了大幅度提高，对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用，为发展我国的机械产品作出了贡献。 进入 90年代中后期，国外又陆续推出了更新换代的减速器，不但更突出了模块化设计的杰特点，而且，在承载能力、总体水平，外观质量方面又有明显提高。面对这方面差距，我们的对策应该是： 有条件的企业应该瞄准国际最先进的水平，尽快研究开发面向 21世纪的新产品。要研究出 更好的模块化设计方法，以期形成较大的批量，求得规模效益。现在国内有的企业已经先走了一步，开发出这类产品。 研究、开发、推广成本较低而承载能力又能接近硬齿面的中硬齿面滚齿的新齿形和新结构。国内多年来使用行之有效的双圆弧齿轮、三环减速器和已成功应用的点线捏合齿轮等技术、应不断完善，大力推广。 2. 我国抽油机减速器现状 抽油机减速器是一种承受重复交变载荷、长期连续运转的减速装置。对于我国的抽油机主要有以下几种指标： 第一种，目前最多应用也是市面上出售最多的一种抽油机的型号是 JHL型油田抽油机专用减速 机。它采用了双圆弧齿形圆柱齿轮，其具有承载能力大，使用寿命长，工作平稳，噪音小，密封性能好，安全可靠，安装使用方便等特点，适用各种野外条件下的连续作业，也可适用于矿用绞车。 第二种，油田用 硬齿轮减速机是按照国家标准（ GB19004-88)生产的，主要包括 ZDY（单级）、 ZLY（两级）、 ZSY（三级）很 ZFY（四级）四大系列。 性能特点：1、中心距，传动比等主要均优化设计，主要零、部件性好。 2、齿轮均采用优质合金刚渗碳、淬火而成，齿轮硬度达 HRC58-62。 3、体积小、重量轻、精度高、承载能力大、寿命长、可靠 性高、传动稳、噪音低。 4、一般采用池润滑，自然冷却，当热力率不能满足时，可采用循环油润滑或风扇，冷却盘管冷却。 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 3 第三种，抽油机专用摆线针轮减速机。采用 行星传动原理，摆线针轮啮合，设计先进、结构新颖。 特点： 1、传动比大。一级减速时传动比为 1/6-1/87。两级减速时传动比为 1/99-1/7569；三级传动时传动比为 1/5841-1/658503。另外根据需要还可以采用多级组合，速比达到指定大。 2、传动效率高。由于啮合部位采用了滚动啮合，一般一级传动效率为 90%-95%。 3、结构紧凑，体积小，重量 轻。体积和普 通圆柱齿轮减速机 相比可减小 2/1-2/3。 4、故障少，寿命长。主要传动啮合件使用轴承钢磨削制造，因此机械性能与耐磨性能均佳，又因其为滚动摩擦，因而故障少，寿命长。 5、运转平稳可靠。因传动过程中为多齿啮合，所以使之运转平稳可靠，噪声低。 6、拆装方便，容易维修。 7、过载能力强，耐冲击，惯性力矩小，适用于起动频繁和正反转运转的特点。 第四种， 三环减速机由三片相同的内齿环板带动一个外齿齿轮输出，故称为三环减速器，属平行轴一动轴齿轮传动减速器，齿轮啮合运动属于动轴轮系，具有少齿差行星传动特征，输 出与输入轴间平行配置，又有平行轴圆柱齿轮减速器的特征。具有承载和超载能力强、传动比大、分级密集、效率高、结构紧凑、体积小、质量轻、装拆维修方便、适用性宽广等优点。 工作特点： 1、工作环境温度为 -40 C+45 ，环境温度低于 0 时，启动前润滑油应预热。 2、 高速轴转速不得超过功率表中规定的最高值。 3、 瞬时允许尖锋转矩为额定转矩的 2.7倍。4、 适用于连续，短时或断续工作制，可正反转。 5、减速器与原动机（常用电动机）和工作机之间应用非刚性联轴器且其轴心线应严格对中。 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 4 第 2 章 传动方案的拟定 1. 传动方案 抽油机由电动机驱动，电动机 1皮带 2将动力传入减速器 3，在输出端带动曲柄工作。由于抽油机的载荷变化大，传动系统中采用两级对称分流式双圆弧圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级均为人字齿双圆弧圆柱齿轮传动。传动方案如图 2-1 图 2-1传动方案示意图 2. 电动机的选择 2.1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 5 2.2 选择电动机的容量 2.2.1减速器输出功率wPwP= w6Tn9.55 10出（ 2-1） 由公式（ 2-1）得 wP= 27.749kw 抽油机输出转速wn等于抽油机的冲次 wn=12r/min（ 6/9/12） 2.2.2 电动机至减速器之间传动装置的总效率为 321 2 3 （ 2-2） 1 ， 2 ， 3 分别为皮带，轴承及齿轮传动的效率， 1 =0.96， 2 =0.98， 3 =0.97 由公式（ 2-2）得 3 2 3 21 2 3 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 6 = 0 . 8 3 2 7 2.2.3 确定电动机的额定功率 edP dP = wP / （ 2-3） 电动机的输出功率为 dP 由公式 （ 2-3） 得 dP =33.3kw 选定电动机的额定 功率 edP =37kw 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 6 2.3 选择电动机的转速 抽油机的冲程 wn =5 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为 12i i i =8 60，则总传动比可取 8至 60之间 则电动机转速的可选范围为 1dn =8wn =8 57.32=458.56r/mi 2dn =60wn =60 57.32=3439.2r/min 可见同步转速为 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min的三种电动机进行比较，由参考文献 1中表 16-1查得： 表 2-1 方案 电动机型号 额定功率 （ KW） 电动机转速n/(r/min) 额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩质量/kg 同步转速 满载转速 1 Y160M1-2 37 3000 2930 2.0 2.2 200 2 Y160M-4 37 1500 1460 2.2 2.2 230 3 Y160L-6 37 1000 970 2.0 2.0 200 4 Y180L-8 37 750 740 1.7 2.0 220 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案 4 3. 总传动比确定及各级传动比分配 3.1 计算总传动比 由参考文献 1中表 16-1查得： 满载转速 nm=740 r / min； 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 7 总传动比 i=nm /wn =740/5=148 r / min 3.2 分配各级传动比 查阅参考文献 1机械设计课程设计中表 2 3各级传动中 分配各级传动比； 取高速级的圆柱齿轮传动比 2i = 3(1 .3 1 .4 )i =6.10，则低速级的 圆柱齿轮的传动比为 3i =4.78 4. 计算传动装置的运动和动力参数 4.1 各轴转速 电动机轴为电机轴 0，减速器高速级轴为轴 1，中速轴为轴 2低速级轴为轴 3，则 0n = 740 r/min 01 1740 r / m i n = 1 4 5 . 7 8 r / m i n5 . 0 7 6nn i12 2 2 3 . 8 9 r / m i nnn i23 3 5 r / m i nnn i4.2 按电动机额定功率 edP 计算各轴输入功率 23 3 1 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 7 k w 3 0 . 6 8 k wI I IPP 1 3 3 . 3 0 . 9 6 3 1 . 9 7IdP P K W 23III IIPP =10.89 0.96 0.97 kw =28.30kw 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 8 4.3 各轴转矩 9550 PT n （ 2-4） 由公式（ 2-4）得 31113 1 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 2 . 0 9 4 1 01 4 5 . 7 8PT N m N mn gg 22 9550 2PT n 30.68/23.89 =12.26 310Nm 33339 5 5 0 9 5 5 0 ( 2 8 . 3 0 / 5 ) 5 3 . 9 1 0PT N mN 将轴的运动参数汇总于下表以备查用： 表 1-3 轴名 功率 P（ kw） 转矩 T（ N.mm） 转速 n（ r/min） 传动比 i 效率 电机轴 33.30 740 5.076 0.96 1 轴 31.97 2.10 610 145.78 6.10 0.94 2 轴 30.68 12.26 610 23.89 4.78 0.94 3 轴 28.30 53.9 610 5.00 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 9 第 3 章 齿轮传动设计 1. 高速级齿轮传动设计 1.1 选择材料、精度及参数 1.1.1 按图 1 所示传动方案，选用圆弧圆柱齿轮 传动 1.1.2抽油机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095-88） 1.1.3 材料选择。选择小齿轮材料为 45号钢质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240 HBS，二者的硬度差为 40 HBS。 1.1.4 初选小齿轮齿数 2 18Z ，则大齿轮齿数 2Z =6.10 18=109.8 取 2 110Z ； 采用人字齿； 暂定 25 o ； 选取齿宽系数 0.5d ； 1.2 按抗弯曲疲劳强度初步确定齿轮模数 1.2.1抽油机减速器属于中等振动 暂取 K=1.7 1.2.2根据材料种类及硬度确定齿轮的疲劳极限 由图 3-39b查得 小齿轮 lim 1 525F M P a 由图 3-39h查得 大齿轮 lim 2 410F M P a 由图 3-40b查得 lim 1 860H M P a 由图 3-40h查得 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 10 lim 2 700H M P a v 3ZZ=cos （ 3-1） -螺旋角 Z-齿数 由公式（ 3-1）得 1v1 31ZZ = = 1 8 / 0 . 7 4 4 2 4 . 1 8c o s 查图 3-35b F1Y =2.11由公式（ 3-1）得 2v2 3ZZ = = 1 1 0 / 0 . 7 4 4 1 4 7 . 7 7c o s3 3 5 b 时查 图F2Y =1.82查图 3-36b = 1 4 5 . 7 8 / 2 3 . 8 9 6 . 1 01 . 0 2 3Y 查表 3-14 2.053EY 查表 3-37b 25Y =0.775 o F lim N XFPF m inYY= n （ 3-2） 由公式（ 3-2）得 F l i m 1 N 1 X 1F P 1F m i nF l i m 2 N 2 X 2F P 2F m i nYY= = 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8nYY= = 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6nM P aM P a 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 11 计算式应取（ 11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入计算 12 t a n()22a ZZ （ 3-3） -单侧齿宽的纵向重合度 a-齿宽系数 由公式（ 3-3）得 12t a n t a n( ) ( 0 . 5 / 2 ) (1 8 1 1 0 ) 2 . 3 7 52 2 6 . 2 820 . 3 7 5K = 0a ZZ 因 齿 端 修 薄 总的纵向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷 3 31T 2 . 1 0 1 0T = = N . m = 1 . 0 5 1 0 N . m22 113 2 . 5 8n1m ( ) ( )2 E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ （ 3-4） 由公式（ 3-4）得 113 2 . 5 8n11132 . 5 83nm ( ) ( )21 0 5 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 7 5 1 . 8 3 1()2 2 0 1 8 2 5 64 . 4m = 5E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ 取 1.3 确定齿轮传动参数 122 c o snm z za （ 3-5） 由公式（ 3-5）得 12 4 1 8 1 1 0 3 5 3 . 0 8 42 c o s 2 c o s 2 5nm z za o 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 12 取 a=350 12a r c c o s 2nm z za （ 3-6） 由公式（ 3-6）得 12 5 1 2 8a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 52 7 0 0nm z za o cos nzmd （ 3-7） 由公式（ 3-7）得 11 1 8 5 9 0 / 0 . 9 1 4 3 9 8 . 4 3 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd o mm 22 1 1 0 5 5 5 0 / 0 . 9 1 4 3 6 0 1 . 5 5 3 ( )c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m osin nmb （ 3-8） 由公式（ 3-8）得 2 . 3 7 5 3 . 1 4 1 5 2 9 . 8 4 4 9 2 . 1 1s i n s i n 2 3 . 8 9 5 0 . 4 0 5 0nmb m m o 取 b=100（ mm） 1.4 验算齿根弯曲疲劳强度 查表 3-12，抽油机工作中等振动， 1.5AK ； 6 0 1 0 0 0dnv （ 3-9） 由公式（ 3-9）得 11 3 . 1 4 1 9 8 . 4 3 6 1 4 5 . 7 8 0 . 7 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 查图 3-31 vK = 1 . 0 27 级 精 度 时 ， ；西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 13 查图 3-32， d11b 1 0 0= = = 1 . 0 2 m / s K = 1 . 1 0d 9 8 . 4 3 6 时 ， 查表 3-13，按七级精度，F2K =1.10； 查图 3-36b，u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 时 ， ；查图 3-37b， = 2 3 . 8 9 5 Y = 0 . 7 6 5 ， ；查图 3-35b，1V1 331 8 1 8Z = 2 3 . 5 6c o s ( 0 . 9 1 4 3 ) 0 . 7 6 4z ；F1Y =2.13 2V2 331 1 0 1 1 0Z = 1 4 3 . 9 8c o s ( 0 . 9 1 4 3 ) 0 . 7 6 4z ；F2Y =1.825 查表 3-14，锻钢 -球墨铸铁 0 . 1 4EE n dY = 2 . 5 0 3 M P aY = 1 K = 0齿 端 修 薄 ， ， ； 小齿轮的齿根应力 10 . 8 6A V 1 2F2 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m （ 3-10） AK 使 用 系 数VK 动 载 系 数 1 EK 载 荷 分 配 系 数 Y 弯 曲 弹 性 系 数 u FY 弯 曲 齿 数 比 系 数 Y 齿 形 系 数由公式（ 3-10）得 10 . 8 6A V 1 2F12 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m 0 . 8 632 . 5 81 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 1 0 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 6 5 2 . 1 3 12 3 0 1 8 5 164MPa 大齿轮的齿根应力 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 14 22111 . 8 2 51 6 4 1 4 0 . 52 . 1 3FFF FY M P aY 小齿轮的应力循环次数 7116 0 6 0 1 4 5 . 7 8 3 6 5 2 4 2 0 1 5 3 1 0N n t 大齿轮的应 力循环次数 7 7121 5 3 1 0 2 5 . 1 1 06 . 1 0NN u 查图 3-41a， 6N 1 N 13 1 0 Y = Y =N ， 1 ；nX3 - 4 2 b m 5 Y = 1查 图 ， ， ；安全系数 F limFS= NXFYY （ 3-11） 由公式（ 3-11）得 F l i m 1 1 1F11525S = 3 . 2164NXFYY F l i m 1 2 2F22410S = 2 . 9 21 4 0 . 5NXFYY 齿根弯曲疲劳强度安全。 1.5 验算齿面接触疲劳强度 查表 3-13，2 1 . 3 9 ( )HK 按 七 级 精 度 ；查表 3-14，锻钢 -球墨铸铁， 0 . 2 7EZ = 3 1 . 3 4 6 M P a ；查图 3-36b，uu = 6 .1 0 Z = 1 .0 4 5， ；查图 3-37b，当 = 2 3 . 8 9 5 Z = 0 . 5 8 ， ；查图 3-38b， 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 15 V 1 n a 1V 2 n a 2a 1 a 2aZ = 2 3 . 5 6 m = 5 m m Z = 0 . 9 9 2Z = 1 4 3 . 9 8 m = 5 m m Z = 0 . 9 6 3Z + ZZ = = 0 . 9 7 8 .2， 时 ， ；， 时 ， ； 齿面接触应力 a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m （ 3-12） ZE -接触弹性系数 Zu -接触齿数比系数 Z -接触螺旋角系数 ZA -接触弧长系数 由公式（ 3-12）得 a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m 0 . 7 332 . 1 91 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 3 9 3 1 . 3 4 6 1 . 0 4 5 0 . 5 8 0 . 9 7 82 3 0 1 8 5 4= 1 . 2 5 1 0 0 . 0 3 = 3 7 5 M P a 查图 3-41b， 7N 5 1 0 1;N， Z查图 3-43，采用 320号极压工业齿轮油 240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ;Lv m m s Z查图 3-44， 0 . 7 5 0 . 7 5 1 . 6 9 / 0 . 7 62 3 . 8 9 5 0 . 4 4 3 0gVvv m st g t g o ， Z安全系数 H li m L VHHZ Z ZS= N （ 3-13） ZN -接触寿命系数 Zl -润滑剂系数 ZV -速度系数 由公式（ 3-13）得 H l i m 1 1 L VH1HZ Z Z 8 6 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S = = 1 . 8 9375N H l i m 2 2 L VH2HZ Z Z 7 0 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S = = 1 . 5 4375N 齿面接触疲劳强度安全。 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 16 1.6 齿轮的几何尺寸计算 法向模数 n 1 2m = 5 m m Z = 1 8 Z = 1 1 0 = . 8 o， 齿 数 ， ， 螺 旋 角 2 3 9 5由公式得 小齿轮分度圆直径 1n1 Zm 1 8 5 9 0d = = = = 9 8 . 4 3 6 m mc o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3 o 小齿轮齿顶圆直径 a 1 1 ad = d + 2 h = 9 8 . 4 3 6 + 2 0 . 9 5 = 1 0 5 . 6 4 6 m m 小齿轮齿根圆直径 f 1 1d = d 2 h = 9 8 . 4 3 6 2 1 . 1 5 = 8 7 . 4 4 6 m mf 大齿轮的分度圆直径 2n2 Zm 1 1 0 5 5 5 0d = = = = 6 0 1 . 6 1 9 m mc o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3 o 大齿轮齿顶圆直径 a 2 2 2d = d + 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 + 2 0 . 9 5 = 6 0 8 . 8 1 9 m m 大齿轮齿根圆直径 f 2 2d = d 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 2 1 . 1 5 = 5 9 2 . 8 1 9 m mf 中心矩 12 5 1 8 1 1 0 3502 c o s 2 c o s 2 3 . 8 9 5nm z za m m o齿宽 100b mm 2. 低速机齿轮传动设计 2.1 选择材料、精度及参数 2.1.1 按图 1 所示传动方案，选用人字齿圆柱齿轮传动 2.1.2 抽油机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095-88） 2.1.3 材料选择。查图表（ P191 表 10-1），选择小齿轮材料为 45 号钢（调质西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 17 处理），硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240 HBS，二者的硬度差为 40 HBS。 2.1.4 初选小齿轮齿数 3Z =18，则大齿轮齿数 4Z =4.78 18=86.04 取4 86Z ； 采用人字齿； 暂定 30 o ； 选取齿宽系数 0.5d； 单侧重合度 由公式（ 3-3）得 12 0 . 5 3 01 8 8 62 2 2 2 3 . 1 4 12 . 3 9 2= 2 . 4 0a t g t gZZ o取 2.2 按抗弯曲疲劳强度初步确定齿轮模数 2.1.1抽油机减速器属于中等振动 暂取 K=1.7 2.1.2根据材料种类及硬度确定齿轮的疲劳极限 由图 3-39b查得 小齿轮 lim 1 525F M P a 由图 3-39h查得 大齿轮 lim 2 410F M P a 由图 3-40b查得 lim 1 860H M P a 由图 3-40h查得 lim 2 700H M P a 查图 3-35 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 18 由公式（ 3-1）得 当3v1 3ZZ = = 1 8 / 0 . 6 4 9 2 7 . 7 3c o s 、 F1Y =2.06 4v2 3ZZ = = 8 6 / 0 . 6 4 9 1 3 2 . 4c o s 时 F2Y =1.83 查图 3-36b 当 = 2 3 . 8 9 / 4 . 7 8 5 1.025Y 查表 3-14 2.053EY 查表 3-37b 当 30 o Y =0.805 由公式（ 3-2）得 F l i m 3 N 3 X 3F P 3F m i nF l i m 4 N 4 X 4F P 4F m i nYY= = 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8nYY= = 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6nM P aM P a 计算式应取（ 11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入计算 单侧齿宽的纵向重合度 由公式（ 3-3）得 34t a n t a n( ) ( 0 . 5 / 2 ) (1 8 8 6 ) 3 . 3 7 52 2 6 . 2 830 . 3 7 5K = 0a ZZ 因 齿 端 修 薄 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 19 总的纵向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 ； 人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷 故 3 32T 1 2 . 2 6 1 0T = = N . m = 6 . 1 3 1 0 N . m22 由公式（ 3-4）得 113 2 . 5 8n11132 . 5 83nm ( ) ( )26 1 3 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 5 0 . 8 0 5 1 . 8 3 1()2 3 0 1 8 2 5 68 . 3m = 8E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ 取 2.3 确定齿轮传动参数 中心距 由公式（ 3-5）得 34 5 1 8 8 6 4 8 0 . 3 7 02 c o s 2 c o s 3 0nm z za o取 a=480 由公式（ 3-6）得 34 5 1 0 4a r c c o s a r c c o s 2 9 . 9 2 62 9 6 0nm z za o 由公式（ 3-7）得 33 1 8 8 1 4 4 / 0 . 8 6 6 7 1 6 6 . 1 4 7 ( )c o s c o s 2 9 . 9 2 6 4nzmd m m o44 8 6 8 6 8 8 / 0 . 8 6 6 7 7 9 3 . 8 1 6 ( )c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m o由公式（ 3-8）得 2 . 3 9 3 . 1 4 1 8 6 0 . 0 6 1 2 0 . 3 3 8s i n s i n 2 9 . 9 2 6 0 . 4 9 8 9nmb m m o 西南石油大学 本科毕业设计 (论文 ) 20 取 b=100 mm 2.4 验算齿根弯曲疲劳强度 查表 3-12，抽油机工作中等振动， 1.5AK ； 由公式（ 3-9）得 查图 3-31， 31 3 . 1 4 1 1 6 6 . 1 4 7 0 . 2 0 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 查图 3-32，当d13b 1 2 0= = = 0 . 7 2 2 K = 1 . 0 6d 1 6 6 . 1 4 7 时 ， vK = 1 . 0 07 级 精 度 时 ， ；查表 3-13，按七级精度，F2K =1.10； 查图 3-36b，当u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 时 ， ；查图 3-37b，当 = 2 9 . 9 2 6 Y = 0 . 8 0 时 ， ；由公式