《游梁抽油机危险分析》.doc

1、精品文章游梁抽油机危险分析、石油生产中的游梁式抽油机采油是靠电动机通过三角皮带、减速箱、曲柄连杆机构，把高速旋转运动变成驴头低速上下往复运动，再由驴头带动抽油杆做上下往复直线运动，抽油杆带动井下抽油泵活塞作上下往复运动，将油井中的液体抽至地面。游梁式抽油机在将电能转换为上下往复直线运动拉动深井泵抽油的运行过程中，存在着漏电危险、旋转运动碰伤危险和机械伤害危险等；在维修作业过程中存在着机械伤害危险、触电危险、高空坠落危险、高空落物危险和皮带挤手危险等。为减少、杜绝游梁式抽油机造成的人身伤亡事故，更好地消减巡回检查和维修作业危险因素，笔者分析了游梁式抽油机存在的危险，有针对性地提出了防范措施。1概

2、述、游梁式抽油机存在着十大危险。这十大危险是。平衡块旋转危险；皮带传动危险；减速箱高处作业危险；电机漏电危险；操作台高处作业危险；电机电缆漏电危险；节电控制箱漏电危险；刹车失灵危险；毛辫子悬绳器危险；攀梯危险。游梁式抽油机十大危险对应的部位如图1所示。2、危险分析及预防对策2.1、平衡块旋转危险2.1.1、平衡块旋转危险分析、油田的游梁式抽油机平衡块旋转区在抽油机的左右两侧，防护网或防护栏没有加装、安装不完整或安装不规范，造成了游梁式抽油机平衡块旋转危险区暴露在抽油机的左右两侧，旋转的巨大平衡块转动能量很大，采油井场职工和外部其他人员违章或误入平衡块旋转危险区间内，即可造成非死即伤的恶性事故。

3、2.1.2、防范措施、a）加装防护网。游梁式抽油机平衡块旋转危险区域加装合格的安全防护网，使采油井场职工和外部其他人员无法进入旋转危险区，实现设备的本质安全。、b）强化安全教育。目前还没有条件加装合格安全防护网的游梁式抽油机，要强化对采油井场职工和外部其他人员的教育，不要进入抽油机旋转危险区；确因工作需要进入的，应先停下抽油机、可靠刹车后，再进入旋转危险区工作，禁止外部的其他人员进入旋转危险区。、c）加装安全警示标志。在抽油机减速箱底座中部喷涂“旋转部位，禁止靠近”的警示标志。2.2、皮带传动危险2.2.1、皮带传动危险分析、抽油机电机动力由皮带传送到减速器的皮带轮上，由于油田的游梁式抽油机大

4、部分没有安装皮带轮防护罩，在抽油机运行的状态下，井场职工巡回检查和外部其他人员靠近、接触旋转的皮带轮或皮带，易造成皮带挤手或皮带轮绞住工作服进而把人绞伤事故，女职工的长发绞入皮带轮会造成伤亡事故等。2.2.2、防范措施、a）加装防护罩。游梁式抽油机皮带传动部位加装合格的防护罩，达到采油井场职工和外部的其他人员接触不到皮带传动部位，达到本质安全。、b）强化安全教育。对皮带传动部位未加装防护罩的游梁式抽油机，要强化教育，采油井场职工和外部其他人员不要接近、接触皮带传动部位；确因工作需要，检查和接触皮带传动部位时，应先停下抽油机、可靠刹车后，再进入皮带传动部位工作，禁止外部的其他人员接近皮带传动部位

5、。、c）加装安全警示标志。在抽油机电动机皮带轮一侧设置“当心皮带挤伤”安全警示标志。2.3、减速箱高处作业危险2.3.1、减速箱高处作业的危险分析、站在游梁式抽油机减速箱上进行维修操作属于高处作业，减速箱上壳的外形使操作者不易站稳，易造成操作者作业过程中坠落的摔伤事故。操作者站在游梁式抽油机减速箱上维修作业时，工具和配件易从上面坠落砸伤抽油机下面配合作业的人员。2.3.2、防范措施、a）对高处作业人员的基本要求。在游梁式抽油机减速箱上进行维修操作必须符合中国石油化工集团公司安全生产监督管理制度（xx）中的“高处作业安全管理规定”：凡患高血压、心脏病、贫血病、癫痫病、精神病以及其他不适于高处作业

6、的人员，不得从事高处作业。高处作业的人员应熟悉高处作业应知应会的知识，掌握操作技能。、b）高处操作安全要求。在游梁式抽油机减速箱上进行维修操作的人员必须系安全带，衣着要灵便，禁止穿硬底和带钉易滑的鞋。安全带必须系挂在施工作业处上方的牢固构件上，不得系挂在有尖锐棱角的部位。安全带系挂点下方应有足够的净空。安全带应高挂（系）低用，不得采用低于腰部水平钓系挂方法。严禁用绳子捆在腰部代替安全带。高处作业时严禁上下投掷工具、材料和杂物等，所用材料要堆放平稳，必要时要设安全警戒区，并设专人监护。工具应放入工具套（袋）内，有防止坠落的措施。在同一坠落平面上，一般不得进行上下交叉高处作业，如需进行交叉作业，中

7、间应有隔离措施。在六级风以上和雷电、暴雨、大雾等恶劣气候条件下影响施工安全时，禁止进行高处作业。在维修作业坠落平面上配合施工的人员应戴好安全帽，要特别注意高空落物，保障好自身安全。2.4、电机漏电危险2.4.1、电机漏电危险分析、游梁式抽油机的电动机由380v或660v交流电驱动，电机内部绝缘损坏、绝缘能力降低和电机接线损坏等会使电机漏电产生危险。采油井场职工和外部其他人员一旦接触，易发生电击和电伤事故，重则造成触电死亡。2.4.2、防范措施、a）加装接地保护线。、b）加强安全用电教育。教育采油井场职工和外部其他人员，不要接触抽油机井场上的电气设备和线路；需要操作或维修电气设备和线路的，必须由

8、持操作证的电工进行作业，其他人员严禁操作。2.5、操作台高处作业危险2.5.1、操作台高处作业危险分析、抽油机操作台是方便采油井场职工维修作业而设置的，属于高处作业，稍有不慎就有坠落的危险。操作者站在抽油机操作台维修作业时，工具和配件易从上面坠落砸伤抽油机下面的配合作业的人员，造成事故。2.5.2、防范措施、高处作业防范措施同2.3.2。2.6、电机电缆漏电危险2.6.1、电机电缆漏电危险分析、由于抽油机电机电缆的老化、轧伤、碰损等都会产生漏电危险，还要警惕漏电电缆接触地面造成跨步电压触电危险。2.6.2、防范措施、a）及时处理电缆漏电部位。采油井场电工，应按时对电机电缆的老化、轧伤、碰损等情

9、况进行检查，发现电缆漏电应及时处理b）加强安全用电教育。教育采油井场职工和外部其他人员，不要接触抽油机井场上的电缆和其它电气设备；需要操作或维修电气设备和线路时，必须先停电，再由持操作证的电工进行作业，其他人员严禁操作。2.7、节电控制箱漏电危险2.7.1、节电控制箱漏电危险分析、抽油机节电控制箱安装在井场抽油机附近，进线电缆来自井场配电变压器，出线电缆送往抽油机电机，是用来控制抽油机工作状态的配电设备。由于抽油机节电控制箱内的电气线路老化、损坏和绝缘能力降低等原因，可能造成抽油机节电控制箱外壳或操作的开关部分带电，采油井场职工和其他人员一旦接触，易发生电击和电伤事故，重则造成触电死亡。2.7

10、.2、防范措施、a）装设接地保护线。、b）加强安全用电教育。教育采油井场职工和其他人员，不要接触抽油机节电控制箱和井场上的电缆和其它电气设备；需要维修节电控制箱和和线路时，必须由持操作证的电工进行作业，其他人员严禁操作。采油井场职工操作节电控制箱时，应佩戴绝缘手套进行操作。、c）加装安全警示标志。节电控制箱前门应喷涂“高压危险”和“启停机戴好绝缘手套”安全警示标志；在抽油机节电控制箱门内面设置“当心电弧，侧身操作”安全警示标志。2.8、刹车失灵危险2.8.1、刹车失灵危险分析、游梁式抽油机的刹车系统分手摇外抱式刹车和手拉外抱式刹车，主要作用是根据工作需要把抽油机固定在某一位置，然后对抽油机进行

11、维修调整作业。如果刹车失灵，抽油机突然转动，会给操作人员造成伤亡事故。2.8.2、防范措施、在采油井场职工巡回检查时，应按要求对抽油机的刹车系统进行检查，保持刹车系统性能完好。维修调整操作前，应将刹车调试合格后再进行其他操作。2.9、毛辫子悬绳器下行危险2.9.1、毛辫子悬绳器下行危险分析、抽油机悬绳器下连光杆上接毛辫子，同光杆和毛辫子一同做上下往复运动，光杆拉动抽油杆，使活塞做上下往复运动，而将井中的液体抽至地面。采油井场职工和其他人员在井口工作或误到井口，没注意到抽油机悬绳器时，就会有悬绳器下行碰伤造成伤亡事故，毛辫子和光杆断脱亦会造成伤亡事故。2.9.2、防范措施、a）强化安全教育。游梁

12、式抽油机采油井口十分危险，教育采油井场职工和其他人员，不要随意靠近采油井口。因工作需要对悬绳器、毛辫子和光杆进行调整时，要停下抽油机、可靠刹车后，再进行维修调整工作b）加装安全警示标志。在抽油机悬绳器上设置“当心碰头挤手”安全警示标志。2.10、攀梯危险2.10.1、攀梯危险分析、采油井场职工攀登抽油机攀梯到操作平台，对抽油机的游梁和轴承等部位进行检查时，如果不停抽油机、可靠刹车，则当抽油机驴头转动至离攀梯较近的位置时，转动的驴头碰到攀梯职工，造成伤亡事故。2.10.2、防范措施、a）对高处作业的人员的基本要求，同2.3.2a）b）强化安全教育。攀登抽油机攀梯到操作平台工作十分危险，教育采油井

13、场职工和其他人员，不要随意攀登抽油机攀梯到操作平台。因工作需要攀登抽油机攀梯到操作平台时，需要停下抽油机、可靠刹车后，系好安全带，再进行攀登上梯工作c）高处操作安全要求，同2.3.2b）。、d）加装安全警示标志。在游梁式抽油机上攀梯处设置“先停机，后攀登”安全警示标志。在抽油机攀梯2m高处设置“登高系好安全带”安全警示标志。3、结语、a）针对游梁式抽油机在运行和维修作业过程中存在的危险，应首先采取技术防护措施，使设备达到本质安全，从根本上杜绝事故的发生。、b）对技术防护措施尚不完善的危险区域，应强化教育，采油井场工作的职工和外部的其他人员不要进入抽油机危险区域；因工作需要进入的，应先停下抽油机

14、刹好刹车，待安全条件具备了再进入危险区域。、c）对技术防护措施尚不完善的危险区域应加装安全警示标志，提醒采油井场工作的职工安全条件具备了再进入危险区域工作，禁止外部的其他人员进入危险区域。、d）必须清醒地认识到。要想有效地消减游梁式抽油机在运行和维修作业过程中的危险，不但要提高采油队管理干部和职工的安全意识与认真执行操作规程的意识；更要依赖于职工在操作时严格认真地执行操作规程，只有这样才能将发生事故的几率降到最低。第二篇：游梁式抽油机的危险分析与防范措施游梁式抽油机的安全分析与防范措施1游梁式抽油机存在着十大危险这十大危险是。平衡块旋转危险；皮带传动危险；减速箱高处作业危险；电机漏电危险；刹车

15、失灵危险；毛辫子悬绳器危险；攀梯危险。2危险分析及预防对策2.1平衡块旋转危险2.1.1平衡块旋转危险分析油田的游梁式抽油机平衡块旋转区在抽油机的左右两侧，防护网或防护栏没有加装安装不完整或安装不规范，造成了游梁式抽油机平衡块旋转危险区暴露在抽油机的左右两侧，旋转的巨大平衡块转动能量很大，采油井场职工和外部其他人员违章或误入平衡块旋转危险区间内，即可造成非死即伤的恶性事故。2.1.2防范措施a）加装防护网。游梁式抽油机平衡块旋转危险区域加装合格的安全防护网，使采油井场职工和外部其他人员无法进入旋转危险区，实现设备的本质安全。b）强化安全教育。目前还没有条件加装合格安全防护网的游梁式抽油机，要强

16、化对采油井场职工和外部其他人员的教育，不要进入抽油机旋转危险区；确因工作需要进入的，应先停下抽油机可靠刹车后，再进入旋转危险区工作，禁止外部的其他人员进入旋转危险区。2.2皮带传动危险2.2.1皮带传动危险分析抽油机电机动力由皮带传送到减速器的皮带轮上，由于油田的游梁式抽油机大部分没有安装皮带轮防护罩，在抽油机运行的状态下，井场职工巡回检查和外部其他人员靠近接触旋转的皮带轮或皮带，易造成皮带挤手或皮带轮绞住工作服进而把人绞伤事故，女职工的长发绞入皮带轮会造成伤亡事故等。2.2.2防范措施a）加装防护罩。游梁式抽油机皮带传动部位加装合格的防护罩，达到采油井场职工和外部的其他人员接触不到皮带传动部

17、位，达到本质安全。b）强化安全教育。对皮带传动部位未加装防护罩的游梁式抽油机，要强化教育，采油井场职工和外部其他人员不要接近接触皮带传动部位；确因工作需要，检查和接触皮带传动部位时，应先停下抽油机可靠刹车后，再进入皮带传动部位工作，禁止外部的其他人员接近皮带传动部位。2.3减速箱高处作业危险2.3.1减速箱高处作业的危险分析站在游梁式抽油机减速箱上进行维修操作属于高处作业，减速箱上壳的外形使操作者不易站稳，易造成操作者作业过程中坠落的摔伤事故。操作者站在游梁式抽油机减速箱上维修作业时，工具和配件易从上面坠落砸伤抽油机下面配合作业的人员。2.3.2防范措施a）高处操作安全要求。在游梁式抽油机减速

18、箱上进行维修操作的人员必须系安全带，衣着要灵便，禁止穿硬底和带钉易滑的鞋。安全带必须系挂在施工作业处上方的牢固构件上，不得系挂在有尖锐棱角的部位。安全带系挂点下方应有足够的净空。安全带应高挂（系）低用，不得采用低于腰部水平钓系挂方法。严禁用绳子捆在腰部代替安全带。高处作业时严禁上下投掷工具材料和杂物等，所用材料要堆放平稳，必要时要设安全警戒区，并设专人监护。工具应放入工具套（袋）内，有防止坠落的措施。在同一坠落平面上，一般不得进行上下交叉高处作业，如需进行交叉作业，中间应有隔离措施。在六级风以上和雷电暴雨大雾等恶劣气候条件下影响施工安全时，禁止进行高处作业。在维修作业坠落平面上配合施工的人员应

19、戴好安全帽，要特别注意高空落物，保障好自身安全。2.4电机漏电危险2.4.1电机漏电危险分析游梁式抽油机的电动机由380v或660v交流电驱动，电机内部绝缘损坏绝缘能力降低和电机接线损坏等会使电机漏电产生危险。采油井场职工和外部其他人员一旦接触，易发生电击和电伤事故，重则造成触电死亡。2.4.2防范措施a）加装接地保护线。b）加强安全用电教育。教育采油井场职工和外部其他人员，不要接触抽油机井场上的电气设备和线路；需要操作或维修电气设备和线路的，必须由持操作证的电工进行作业，其他人员严禁操作。2.5刹车失灵危险2.5.1刹车失灵危险分析游梁式抽油机的刹车系统分手摇外抱式刹车和手拉外抱式刹车，主要

20、作用是根据工作需要把抽油机固定在某一位置，然后对抽油机进行维修调整作业。如果刹车失灵，抽油机突然转动，会给操作人员造成伤亡事故。2.5.2防范措施在采油井场职工巡回检查时，应按要求对抽油机的刹车系统进行检查，保持刹车系统性能完好。维修调整操作前，应将刹车调试合格后再进行其他操作。2.6毛辫子悬绳器下行危险2.6.1毛辫子悬绳器下行危险分析抽油机悬绳器下连光杆上接毛辫子，同光杆和毛辫子一同做上下往复运动，光杆拉动抽油杆，使活塞做上下往复运动，而将井中的液体抽至地面。采油井场职工和其他人员在井口工作或误到井口，没注意到抽油机悬绳器时，就会有悬绳器下行碰伤造成伤亡事故，毛辫子和光杆断脱亦会造成伤亡事

21、故。2.6.2防范措施a）强化安全教育。游梁式抽油机采油井口十分危险，教育采油井场职工和其他人员，不要随意靠近采油井口。因工作需要对悬绳器毛辫子和光杆进行调整时，要停下抽油机可靠刹车后，再进行维修调整工作。2.7攀梯危险2.7.1攀梯危险分析采油井场职工攀登抽油机攀梯到操作平台，对抽油机的游梁和轴承等部位进行检查时，如果不停抽油机可靠刹车，则当抽油机驴头转动至离攀梯较近的位置时，转动的驴头碰到攀梯职工，造成伤亡事故。2.7.2防范措施a）强化安全教育。攀登抽油机攀梯到操作平台工作十分危险，教育采油井场职工和其他人员，不要随意攀登抽油机攀梯到操作平台。因工作需要攀登抽油机攀梯到操作平台时，需要停

22、下抽油机可靠刹车后，系好安全带，再进行攀登上梯工作。第三篇：游梁式抽油机设计一、课程设计的目的另配有设计图纸e.275673028本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。二、电动机的选择（图号14）电动机的功率为45kw.冲次为9n/min，故与配重项链的曲柄的转速n=9n/min，传动比的合理范围。v带传动比范围24，二级斜齿轮减速器传动比范围860，故总传动比范围i=16240。电动机的转速可选范围n=

23、（16240）x12=（1922880）n/min，综合考虑电动机的各个因素，可选定转速为590n/min的y315s-10型电动机，功率为45kw。三、传动装置的总传动比和传动比分配1、总的传动比由选定的电动机转速和冲次可求得总传动比i=590965.55、传动比的分配初选带传动比i=3.3则减速器传动比i=65.553.3=19.865二级减速器高速级传动比i=4.5则低速级传动比i=19.865/4.5=4.41三、传动装置运动与运动参数的计算1、各轴转速：590n1=178.8n/min3.3178.8n2=39.73n/min4.4539.73n3=9n/min4.412、各轴扭矩和

24、输入功率的计算p1=ph1=450.94=42.3kwt1=9550p42.3=2.26knm=9550n1178.8p2=ph2=42.30.980.99=41.04kw1t2=9550p41.04=9.86knm=955039.73n2p3=p2h3=41.040.980.99=39.82kwt3=9550p339.82=9550=42.25knm9n3四、带传动的设计与计算（图号为13）带传动的设计内容包括带的型号，确定基准长度、根数、中心距、带的材料，基准直径以及机构尺寸、初压力和压轴力、张紧装置等。（1）确定计算功率pca=kap=1.345=58.3kw其中工作情况系数ka=1.3

25、（2）选择v带的带型根据计算功率pca和小带轮转速，从机械设计图8-11中可选取c型带，小带轮直径范围为200-315mm。（3）确定带轮的基准直径dd1并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1，参考表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1，可取dd1=300mm。2）验算带速v根据机械设计中式8-13计算戴的速度。带速不宜过低或过高，一般应使v=525m/s，最高不超过30m/s。p300590pdd1n1=9.263m/s，因为5m/s9.263m/s30m/s，故带速合v=601000601000适。3）计算大带轮的基准直径。根据式8-15a，可计算大带轮的基准直径dd2dd2=i

26、dd1=3。3300=990mm根据表8-8，圆整为dd2=1000mm（4）确定v带的中心距a和基准长度ld1）根据式8-20，初选中心距ao=1950mm2）由式8-22计算带所需的基准长度ld02ao+p2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）24a0=21200+p2（355+1120）+（1120-355）241200=6003mm由表8-2选带的基准长度ld=6100mm3）按式8-23计算实际中心距a。aa0+ld-ld04500-4838=（1200+）mmxxmm22中心距的变化范围为962.5mm1170mm。5、验算小带轮上的包角a1180-（dd2057.357.300

27、-dd1）=180-（1120-355）1600900a10306、计算带的根数z1）计算单根v带的额定功率pr由dd1=300mm和n=590r/min。查表8-4a的po=5.83kw.根据n=590r/min，i=3和d型带，查表8-4b得Dp0=0.66kw.查表8-5得ka=0.95，表8-2得kl=1.10，于是pr=（p0+Dp0）kakl=（13.70+1.88）0.880.93kw=8.63kw2）计算v带的根数z。z=pca58.3=6.778pr14.58.63取7根7.计算单根v带的初拉力的最小值（f0）min由表8-3的d型带的单位长度质量q=0.3kg/m，所以（f

28、0）min=500（2.5-ka）pca(2.5-0.95)x58.3+0.311.622n=625n+qv2=500kazv0.95711.62应使初拉力fo（f0）min8.计算压轴力fp压轴力的最小值为（fp）min=2z（f0）minsina12=27625sin160n=3762.5n2五、齿轮能减速器的设计与计算（一）高速级齿轮的设计与计算1、选精度等级、材料及齿数1）确定材料及需用应力：考虑此减速器的功率计安装限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。大小齿轮材料为20crmnti。齿面参碳淬火，齿面硬度为6065hrc，有效硬化层深0.50.9mm，经查图，取shlim1=sh

29、lim2=1700mpa，sflim1=sflim2=850mpa。2）齿轮精度按gb/a10095-xx，选择7级精度，齿根喷丸强化。3）初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿面弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度。计算小齿轮传递的转矩p42.3t1=95501=9550=2.26knxmn1178.84）确定齿数z：因为是硬齿面，故取z1=25，则z2=i1z1=4.525=112.5，取z2=1135）选取螺旋角。初选螺旋角b=1402、按齿面接触强度设计按式10-21计算，即d1t32ktt1u1zhze2fdxush（1）确定公式内的各计算

30、数值试选kt=1.6。1）由图10-30选取区域系数zh=2.433由图10-26查的xa1=0.78，xa2=0.88.则xa=xa1+xa2=1.66。2）许用接触应力取安全系数s=1，由式10-12得kssh1=hn1lim1=0.91700mpa=1530mpassh2=khn2slim2=0.951600=1520mpassh=sh1+sh21530+807.5=1525mpa221）由表10-7选取齿宽系数fd=1.2。2）由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=188mpa3）齿数比u=4.5（2）计算1）试算小齿轮分度圆d1t，由计算公式得d1t31221.69.861064.

31、5+11882.4332mm=122mm14.515252）计算圆周速度。v=pd1tn1601000=p122178.8601000=1.14m/s3）计算齿宽b及模数mnt。b=fdd1t=1.2122mm=146.4mmd1tcosb122cos140mnt=mm=4.73mmz125h=2.25mnt=2.254.73mm=10.65mm，b/h=4）计算纵向重合度xb。122=11.4610.65xb=0.318fdz1tanb=0.3181.225tan140=2.3755）计算载荷系数k.已知使用系数ka=1，根据v=1.14m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.0

32、8，由表10-4查得khb的值与直齿轮的相同，故khb=1.335；由图10-13查得kfb=1.36由表10-3查得kha=kfa=1.2。故载荷系数：k=kakvkhakhb=11.081.21.328=1.736）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得d1=d1t3k1.71=1223mm=124.4mmkt1.67）计算模数mnd1cosb124.4cos140mn=4.82mmz1253.按齿根弯曲强度设计由式10-172kt1ybcos2byfaysamn=32fdz1xasf（1）确定计算常数1）计算载荷系数。k=kakvkhakfb=11.081.21.36

33、=1.762）根据纵向重合度xb=2.375，从图10-28查得螺旋角影响系数yb=0.88。3）计算当量齿数。zv1=zv2z125=27.5330cosbcos14z2113=124.2330cosbcos144）查取齿形系数。由表10-5查得yfa1=2.56，yfa2=2.16。5）查取应力校正系数。由表10-5查得ysa1=1.60，ysa2=1.81.6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限sfe1=1200mpa；大齿轮的弯曲强度极限sfe2=1100mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85，kfn2=0.88计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数s=

34、1.4，由机械设计式10-12得kfn1sfe10.851200=mpa=729mpas1.4kfn2sfe20.881100sf2=mpa=691mpas1.4sf1=计算大、小齿轮的yfaysa并加以比较。sfyfa1ysa12.761.56=0.0060=516sf1yfa2ysa22.181.79=0.0057sf2314.3大齿轮的数值大。（2）设计计算：60221.650.85100.88（cos14）mn30.0060=4.8121191.62对比计算结果，有齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=5.0mm，可满足接触疲劳强度，需按解除疲

35、劳强度算得的分度圆直径d1=124.4mm来计算应有的齿数。于是由d1cosb124.4cos140z1=24.13mn5取z1=25，则z2=uz1=4.525=112.5，取1234.几何尺寸计算（1）计算中心距a=（z1+z2）mn（25+113）5=320.10mm2cosb2cos140将中心距圆整为321mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角b=arccos（z1+z2）mn（25+113）5=arccosmm=140762a2321b值改变不多，不参数xa.kb.zh等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径z1mn255=116.3mmcosb0.969z2mn1135d2=5

36、25.9mmcosb0.969d1=（4）计算齿轮宽度：b=fdd1=1.2116.3=140mm圆整后取b2=140mm;b1=145mm。（二）双输出低速级齿轮的设计与计算1、选精度等级、材料及齿数1）确定材料及需用应力：考虑此减速器的功率计安装限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。大小齿轮材料为40cr。齿面参碳淬火，齿面硬度为4855hrc，有效硬化层深0.50.9mm，经查图，取shlim2=shlim3=1600mpa，sflim2=sflim3=850mpa。2）齿轮精度按gb/a10095-xx，选择7级，齿根喷丸强化。3）初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有

37、较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿面弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度。计算齿轮传递的转矩t3=0.5t2=0.542.25kn=21.125kn4）确定齿数z：因为是硬齿面，故取z3=28，则z4=i2z3=4.4128=123.48，取1245）选取螺旋角。初选螺旋角b=1402、按齿面接触强度设计按式10-21计算，即d3t32ktt3u1zhze2fdxush（1）确定公式内的各计算数值试选kt=1.6。1）由图10-30选取区域系数zh=2.433.由图10-26查的xa3=0.780，xa4=0.880.则xa=xa3+xa4=1.660。2）许用接触应力取安全系数s=1，由式10

38、-12得sh=sh3+sh41600+1600=1600mpa221）由表10-7选取齿宽系数fd=1.4。2）由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=188mpa（3）计算2）试算小齿轮分度圆d1t，由计算公式得12d3t321.621.1251064.41+11882.4332mm=138mm14.4116003）计算圆周速度。v=pd3tn3601000=p13839.73601000=0.287m/s3）计算齿宽b及模数mnt。b=fdd3t=1.4138mm=193.20mmd3tcosb138.2cos140mnt=mm=4.78mmz328h=2.25mnt=2.256.28mm

39、=14.13mm，b/h=6）计算纵向重合度xb。130=10.7514.13xb=0.318fdz1tanb=0.3181.228tan140=3.1037）计算载荷系数k.已知使用系数ka=1，根据v=0.238m/n，7级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.06由表10-4查得khb的值与直齿轮的相同，故khb=1.333；由图10-13查得kfb=1.32由表10-3查得kha=kfa=1.1。故载荷系数：k=kakvkhakhb=11.061.21.333=1.6967）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得d3=d3t3k1.696=1383mm=140.7

40、6mmkt1.6计算模数mnd3cosb140.76cos140mn=4.876mmz1284.按齿根弯曲强度设计由式10-17mn32kt3ybcos2byfaysa2fdz3xasf（2）确定计算参数2）计算载荷系数。k=kakvkhakfb=11.061.21.32=1.6794）根据纵向重合度xb=3.103，从图10-28查得螺旋角影响系数yb=0.88。5）计算当量齿数。zv3=zv4z328=30.77330cosbcos14z3124=127.84330cosbcos146）查取齿形系数。由表10-5查得yfa3=2.50，yfa3=2.176。7）查取应力校正系数。由表10-

41、5查得ysa3=1.630，ysa4=1.81。6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限sfe3=1300mpa；大齿轮的弯曲强度极限sfe4=1000mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn3=0.98，kfn4=0.97计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由机械设计式10-12得kfn1sfe30.981300=mpa=910mpas1.4kfn2sfe40.971000sf4=mpa=693mpas1.4sf3=计算大、小齿轮的yfaysa并加以比较。sfyfa3ysa32.501.63=0.004478=910sf3yfa4ysa42.171.80=0.0

42、05636sf4693大齿轮的数值大。（3）设计计算。60221.69621.125100.88（cos14）mn30.005636=4.021.2283.103对比计算结果，有齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=5.0mm，可满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d3=140.76mm来计算应有的齿数。于是由d3cosb140.76cos140z3=28.152mn5取z1=29，则z2=uz1=4.4129=9127.89，取128。5.几何尺寸计算（5）计算中心距a=（z3+z4）mn（29+128）5=404.6mm2cosb2c

43、os140将中心距圆整为405mm（6）按圆整后的中心距修正螺旋角b=arccos（z3+z4）mn（29+128）6=arccosmm=140782a2405b值改变不多，不参数xa.kb.zh等不必修正。（7）计算大、小齿轮的分度圆直径z3mn295=149.63mmocosbcos1478zm976d4=4n=660.47mmcosbcos14o78d3=（8）计算齿轮宽度：b=fdd3=1.2149.63=209.48mm圆整后取b2=215mm;b1=210mm。六、减速器轴的设计（1）高速级轴I材料为20crni。1）按扭转强度计算，初步计算轴颈，查图表15-3，取a=105轴颈的

44、直径：d1a3p41.87=1053=68.88mmn178.8由于轴端会开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，现选用机械设计page369图15-8所示的轴上零件的装配方案。以下序号按从右到左计数，输人轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径d1-2处，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩tca=kat1，查机械设计表14-1，取ka=1.5，则tca=kat1，=1.52.26106=3.39106mm/n按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t5041-xx，选用gy9型凸缘联轴器，半联轴器的孔径d1=70mm。故取d

45、1-2=70mm半联轴器导长度l=75mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=148mm2）初选滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力，故选圆锥滚子轴承。根据d2-3=82mm以及工作要求，由机械设计课程设计page269初步选取30214型圆锥滚子轴承，其尺寸为ddt=70mm150mm30.5mm，故d3-4=85mm；而l7-8=30.5mm，d7-8=85mm左端圆锥滚子轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30214型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此取d6-7=95mm，取l=270。3）齿轮轴的直径d=100mm，b1=145mm，故取d

46、4-5=95mm，l4-5=105mm。4）轴承端盖的总宽度为200mm（由减速器级轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆级方便于对轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=30密码，故取l2-3=50mm5）取齿轮距箱体内壁之间距离a=15mm，l3-4=2t=230.5mm=61mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6）轴上零件额周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为20mm14mm，半联轴器与轴的配合为h7，圆锥滚子轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证。k607）确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计表15-2，取周端倒角为2

47、.545，各周端处的圆角半径为r=2mm。（2）轴P材料为45crni，经调质处理。（3）1）按扭转强度计算，初步计算轴径，取a=112轴的直径：d2a3p239.40=1123=111.9mm，取安装安装轴承端盖处轴径n239.73dmin=120mm.2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选择圆锥滚子轴承。参照工作要求及dmin=120mm，可选择代号为32024型号轴承。其尺寸为ddt=120mm180mm68mm，故d1-2=d6-7=160mml1-2=l6-7=2t=268mm=136mm3）齿轮轴的设计，中间处齿轮的宽度b=145mm，安装齿轮处的轴端应小于

48、对应齿轮的宽度。故，可取l2-3=l5-6=140mm，l3-4=150mm4）中间齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故h=5mm，则轴环处的直径d4-5=160mm。轴环宽度b1.4h，取l4-5=15mm5）轴上零件的周向定位。齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按d2-3=d5-6=160mm，d3-4=105mm由机械设计表6-1和机械传动装置设计手册page384查得平键截面bh=30mm14mm，键槽用键槽铣刀加工，长分别为75mm，同时为了保证齿h7轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。圆锥滚子轴承r6与轴的周向定位是有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸

49、公差为m6.6）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考机械设计表15-2，取轴端倒角2.5450.（3）轴IP材料为40crni，经调质处理。（4）1）按扭转强度计算，初步计算轴径，取a=105d3a3p334.87=1123=173.6mm.由于轴端会开键槽，会削弱轴的强度，n39故需增大轴径5%7%，取最小轴径为175mm轴的的结构大致为。2）输出轴的最小直径显然d1-2处，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，0-1轴端需制出一轴肩，故取1-2段的直径d1-2=d8-9=180mm2）初选滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力，故选圆锥滚子轴承。根据d1-2=d8-9=180mm以及工作要求，由机械传

50、动装置设计手册下册page40初步选取32036型圆锥滚子轴承，其尺寸为ddt=180mm280mm64mm，故d1-2=d8-9=180mm；而l1-2=l8-9=2d2-3=360mm.。3）轴段2-3和7-8为过渡段。取d2-3=d8-9=280mm，其长度可根据轴2与轴3的对中性来确定。各计算可得4）取安装处齿轮的直径d=400mm，b=134mm，齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位，此轴段应略短于轴毂宽度，故取d3-4=d6-7=400mm，l3-4=l6-7=160mm。轴段5-6的直径应略大于轴段6-7，且轴段长度要略等于轴2的中间齿轮段。故d5-6=540mm，l5-6=12

51、4mm4）取轴肩l4-5=15mm，该轴肩的直径要大于45段的直径d5-6=560mm。从而可以根据轴3与轴2的对中性可以确定l2-3=l7-8=120mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5）轴上零件额周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d3-4=400mm由机械传动装置设计手册下册page384查得平键截面bh=90mm45mm，键槽用键槽铣刀到加工，长为100mm，故选择齿轮轮毂与轴的配合半联轴器与轴的配合为h6，同理，半联轴器与轴的连接，选用平键为32mm18mm，n6h7，圆锥滚子轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证。k6七、轴承的寿命计算（一）第一对轴承t1=

52、9.55106p1h242.30.98=9.55106=2.26106nmm/nn1178.8轴I的受力分析如下图所示。（1）轴I受力分析齿轮的圆周力fte22t122.260.967106=fte1=37250nd1126.3齿轮的径向力fre1=fre2=ft1tanantan200=37250=14020ncosa0.967齿轮的轴向力fae1=fae2=fre1tana=14020tana=35400n（2）计算轴上的支反力。查page39可得30217型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷c=178000n。计算两轴承收到的径向载荷fr1和fr2，将轴系部件受到的空间利息分解为铅垂面和水平面

53、两个平面力系。如图所示：图3中的fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；图1中的fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由里分析可知。d126.3fre140-fae37250140-354002=2=9452nfr1v=234.5234.5fr2v=fre-fr1v=14020n-9452n=4568nfr1h=140140fte=37250n=29307n234.5234.5fr2h=fte-fr1h=37250n-29307n=7943nfr1=f2r1v+fr294522+293072=30793.5n1h=2fr2=fr291502+197822=21796n2v+fr2h=（3）

54、求两轴承的计算轴向力fa1和fa2对于30217型圆锥滚子轴承，查表机械设计page321表13-7，轴承派生轴向力fd=efr，其中，e为机械设计page321表13-5中的判断系数，其值由轴向力fa未知，故先初取e=0.4，因此可估算：fa的大小来确定，现轴承cfd1=0.4fr1=0.430793.5n=12317.4nfd2=0.4fr2=8718.4nfa1=fae+fd2=6141.2+8718.4=14860nfa2=fd2=8718.4nfa114860=0.083c178000fa28714.4=0.048c178000由机械设计表13-5进行插值计算，得e1=0.322，e

55、2=0.301在计算fd1=0.322fr1=0.32230793.5n=9915.6nfd2=0.301fr2=6560nfa1=fae+fd2=6141.2+6560=12701.2nfa2=fd2=6560nfa112701.2=0.07c178000fa26560=0.037c178000f两次计算的a值相差不大，因此可以确定e1=0.322，e2=0.301，cfa1=12701.2n，fa2=6560n4）求轴承当量动载荷p1，p2。fa112701.2=0.412fe1fr130793.5fa26560=0.300e2fr221796由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径

56、向载荷系数和轴向载荷系数为x=0.40，y=1.02因轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计表13-6，取fp=1.2则p1=fp（xfr1+yfa1）=1.2（0.4030793.5+1.0212701.2）=25273np2=fp（xfr2+yfa2）=1.2（0.4021796+1.026560）=18491.5n5）计算预期寿命lh=430024h=28800h6）验算轴承寿命p1p2，所以按轴承1的受力大小验算106ce1061780003lh=30300hlh60np160196.725073故所选轴承满足寿命要求。（二）第二对轴承轴2的受力分析如下图所示。（1）轴2受力分析2t1211106齿轮的圆周力fte3=fte4=37453nd2587.4齿轮的径向力fre3=fre4tanantan200=37453=14193n=ft3cos18.270cos18.270齿轮的轴向力fae3=fae4=fre3tan18.270=14193tan18.270=4686n（4）计算轴上的支反力。查page39可得30217型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷c=178000n。计算两轴承收到的径向载荷