抽油机的设计与优化初步报告

1、第1章概述1.1 抽油机地类型、特点和应用采油设备分公司地产品有：干扰平衡游梁抽油机，偏轮游梁式抽油机，塔式节能抽油机.干扰平衡游梁抽油机：是一种新型地节能抽油机.不仅保持了常规游梁抽油机结构简单、可靠耐用地优点，而且具有附加动载小，能耗低，综合效率高，比常规抽油机节电30-50%以上，能延长整机使用寿命地特点.如 14 干扰平衡机只需要配37 千瓦电机及53KN 减速箱 .如图1.1-1 ：图 1.1-1干扰平衡游梁抽油机图1.1-2 塔式节能抽油机塔式节能抽油机：高效、节能、冲程、冲次在额定范围内无级调节，并可内设无线集中监控接口，通过配套设施实现遥控.该机调参简易、维护方便、安全可靠、维

2、护费用低，与常规抽油机相比节能50%以上，是一种智能型地节能抽油机，如图1.1-2.偏轮游梁式抽油机：该抽油机是在常规游梁抽油机地基础上，在游梁尾部配置一偏轮，以偏轮为中心形成一六连杆机构，能很好地改善抽油机地运动性能.在相同情况下，与常规抽油机相比： 1.悬点动负荷减小，最大线速度小；2.减速箱输出扭矩减小30%-50%；3.节能 37%以上； 4.所配电网容量减少30%以上，如图1.1-3.常规游梁式抽油机：该机型在设计中严格执行好、适用型强如图1.1-4.API标准，其特点是结构简单、可靠性图 1.1-3 偏轮游梁式抽油机图 1.1-4常规游梁式抽油机1.2 抽油机地现状及发展方向随着石

3、油机械匍造水平地不断提高，各种新型抽油机地开发和推广应用也取得了新地进展 .据有关资料统计，我国目前抽油机井约占机械采油井总数地 922 ，主要是采用游粱式抽油机 .这种抽油机具有结构简单、管理方便、操作和维修容易等特点，在今后很长一段时期内，仍将在我国机械采油中占主导地位 .为了节能增产，首先要改造现有常规游粱式抽油机，同时加速开发各种新型节能游粱式抽油机和各类长冲程无游梁抽油机，并继续研制液压抽油机，这对发展我国石油工业，具有十分重要地意义，本文试图对我国抽油机地现状及与国际先进水砰地差距做一概述，并对我国抽油机地发展方向提出几点建议.我国抽油机地现状目前，我国抽油机主要制造厂有十几家，产

4、品主要以游梁式抽油机为主，约占抽油机总数地 98 99 ，有 30 多种规格，并已形成了系列，基本上满足了陆地油田开采地需要各种新型节能游粱式抽油机，如前置式抽油机、异相曲柄平衡抽油机、前置式气平衡抽油机、配有 CJT 型节能拖动装置地常规抽油机和用窄V 形带传动地常规抽油机等均已在全国各个油羽推广应用，井取得了显著地经济效益.长冲程、低冲次地无游梁式抽油机地研制也取得了一些进展，如由胜利油用设计并与有关厂家协作生产地链条式长冲程抽油机，已有近千台在各油田投入使用，在低冲次抽油和抽稠油方面已初见成效.此外，桁架结构地滑轮组增距式抽油机、滚筒式长冲程抽油机进入了试用阶段；齿轮增距式长冲程抽油机地

5、研制工作也取得了新地进展重量轻、成本低、便于调速和调整冲程地液压抽油机，经过几年地研制和工业性试采油，也积累了一定地经验.其它型式新颖地抽油机，如带传动游梁式抽油机、新型摇轷抽油机、大轮式游粱抽油机，六连杆游粱式抽油机和斜并抽油机也正处于开发和研制过程中. 然而，游粱式抽油机地缺点是不容易实现长冲程低冲次地要求，因而不能满足稠油井、深抽井和吉气井采油作业地需要.同时，长冲程低冲次地无游梁式抽油机地性能尚有待完善度不足容易变形等问题 )，而且品种规格还很少，不能适应当前石油工业地发展.液压抽油机至今仍处在研制阶段 .我国抽油机与国际先进水平地差距1新型节能抽油机发展缓慢目前，我国各油田使用地如前

6、所述5 种节能型抽油机，有些是刚从试制阶段过渡到使用阶段，仅就前3 种抽油机来看，品种规格还不全，批量生产量还很少，因此全面推广应用受到一定限制 .如我国目前生产地前置式抽油机只有12 型和 16 型两种规格，迄今仅有500 多台在油田使用而美国Luin 公司 1959 年就取得专利地马克型抽油机 (即前置式抽油机 )，目前有 8 个档次 46 种规格 .罗马尼亚地前置式抽油机也有35种规格 .我国地第一批异相曲柄平衡抽油机是1986 年 6 月通过部级鉴定地，现在只有为数不多地厂家生产而早在60 年代美国 CMI公司就采用计算机模拟动态分析辅助设计研制出了异相曲牺平衡抽油机； .由于这种抽油

7、机具有许多优点，其经济指标已达到了目前在用抽油机地最好水平，因而在世界范围内获得了广泛地应用我国生产地前置式气平衡抽油机目前仅有6 种规格，悬点载荷为50 140kN，冲程为1 8 5mH.53 o 而美国勒夫金公司生产地前置式气平衡抽油机删有26种规格，悬点载荷为48， 47 21319kN，冲程为137 6 10 1.国外上述几种节能型抽油机还广泛地采用了先进地数控系统，从而能保证采油作业始终处于最佳状态.与此同时，有些国家还先后研制了许多型式新颖地节能抽油机.如美国JoWay 工具公司研制地一种前置式全胶带传动无齿轮减速器抽油机，称为大圈抽油机，是采用一个装在曲柄上直径为3 05m地胶带

8、轮来传动地，具有运行平稳、扭矩均衡和良好地节能效果.美国D LM钢铁公司研制地一种特殊结构型式地轮式抽油机，只需一台2 27 4kW地电动机就可以驱动，现场使用情况表观，可节电80.另外，还有其它型式地如齿形胶带传动抽油机、天然气发动机驱动抽油机、智能抽油机和玻璃钢抽油杆抽油机等节能型抽油机这些抽油机应用于世界各个地区、各种工况条件下地抽油作业，均取得了良好地节能效果.2长冲程抽油机地发展速度不能适应采油业地需要目前，我国常用地长冲程抽油机地冲程一般不超过5m( 宝鸡石油机攘厂生产地目前国内最大型号地CYJQ16?6 105B前置式抽油机，其最大冲程为6m) ，故我国大多数把冲程超过4 5m地

9、称为长冲程抽油机目前我国油田在用地绝大部分长冲程抽油机地冲程均在5m以下，且种类不多，规格不全，发展速度缓慢如我国地链条式长冲程抽油机，早在60 年代就开始研制，由于多方面原因，直到最近几年才初步在各油田推广应用而冲程超过6m地国产长冲程抽油机如KCJ168 53Hz 抽油机和LzCJ12 7 2 73HB 抽油机，仍处在试用阶段.但在国外，自70 年代Ll 来，长冲程抽油机(国外系指冲程超过6m地抽油机为长冲程抽油机)地开发和推广应用则得到了很大地发展，有些抽油机地冲程已达到20m以上，并已发展到多品种、系列化如美国国民供应公司生产地链条斌长冲程抽油机，冲程为9 14m ，冲数为3min ，

10、同时还采用微机监控井下泵地工作情况“该.公司研制地世界上第一台智油机，总高仅2， 44m ，其最大冲程却已经达到12 19m，冲程长度可以进行调节 而 WesternGear 公司生产地液压驱动、重锤平衡(重锤置于一事先挖好地鼠洞内)地长冲程抽油机，能抽冲程可达24 38m ，悬点载荷为l556kN0.3液压抽油机仍处于研制阶段我国液压抽油机地起步较晚，加之我匣液压技术水平与国际先进水平存在着差距，从而阻碍了液压抽油机地发展.山吉林工业大学研制地第一台国产液压抽油机1987 年底通过工厂台架实验，经试乐运行，发现存在不少问题，如漏油、发热、可靠性差，连续运行间远远低于游梁式抽油机，关键液压元件

11、地质量较差等.加之液压抽油机地维护保养比游粱式抽油机复杂得多，从而阻碍了其推广应用. 早在 40 年代，美、苏就已先后研制出液压抽油机(美国Lufkin 公司曾经生产出4 种型号、最大悬点载荷1 58kN 、冲程为6 1 12 2 m 地液压抽油机 .苏联全苏石油机械研究院和阿塞拜疆石油机械研究所也先后试制成3 种型号、悬点载荷30 1 50kN，冲程 3 10 rn 地液压抽油机 ) . 随着液压技术地发展，国外液压抽油机地研制和推广应用近年来又有了新地发展.如加拿大热能发展有限公司研制地液缸式无游梁抽油机，特别适于用来开采稠油.这种抽油机悬点载荷为57 57 106 75kN ，冲程为 2

12、 79 4 88m ，并配有电了控制监测系统，用控制抽油机冲程及冲程位置、冲程参数，监控抽油杆足否过载， 确保抽油系统安全运行.美国 Mape 公司生产地液压驱动塔架式长冲程抽油机，有 6 种规格，其冲程可以从2 5m 调到 10m，并可在 0 5min 范围内任意调节冲程次数. 这些液压抽油机已广泛地应用于油田采油作业中.有关我国抽油机发展方向地几点建议1改造现有常规游粱式抽油机，加速开发新型节能抽油机.2加速开发各类长冲程无游粱式抽油机.3继续加紧研制液压抽油机.第 2 章 常规游梁式抽油机传动方案设计2.1 简述系统地组成工作原理系统地组成系统地结构图见图2.1-1图 2.1-1 常规游

13、梁式抽油机地组成1）刹车装置：刹车也叫制动器，它是由手刹车中间座、拉杆、锁死弹簧、刹车轮、刹车片等部件组成 .刹车片与车轮接触时发生摩擦起到制动作用.（ 2）电动机：电机是动力地来源，一般采用感应式三相交流电动机.（ 3）曲柄：它是由铸铁铸就地一个部件，装在减速器输出轴上.曲柄上开有大小冲程地孔眼叫冲程孔，专门为调节冲程所用.（ 4）平衡块：是由铸铁铸就地一个部件，上有吊孔，它是由螺丝固定在曲柄上地能产生旋转惯性，起着驴头上下运动负荷平衡地作用，可在曲柄上前后调整达到抽油机前后平衡.（ 5）连杆：特地作用是曲柄与横梁之间地连接杆件.（ 6）尾轴承：它起着横梁和游梁相连地作用，减小摩擦使游梁上下

14、运动较轻便.7）减速箱：它是把高速地电动机转变成低速运动地减速装置，现场多采用三轴两级减速 .（ 8）支架：支架支撑着游梁全部重量和它所承担地重量，而且是游梁地可靠支柱.（ 9）游梁：它安装在支架轴承上，绕支架轴承上下摆动，尾端通过为轴承与横梁连接在一起，前端装有驴头，游梁可前后移动调节，以便使驴头始终对准井口.（ 10）驴头：它装在游梁最前端，驴头为弧面，它地弧线是以支架轴承为圆心，以游梁前臂长为半径画弧而得到地.它保证了抽油时光杆始终对正井口中心.驴头担负着井内抽油杆、泵摩擦阻力及液体地重量.（ 11）悬绳器：也叫绳辫子，它是悬挂抽油杆地，为了使光杆在抽油过程中处于周定油井中心位置，因此它

15、本身是柔性结构，在运动中使光杆始终对正井口中心.驴头担负着井内抽油杆、泵摩擦阻力及液柱地重量.12）底座：它是担负起抽油机全部重量地唯一基础.下部与水泥混凝土地基础由螺栓连接成一体，上部与支架、减速器有螺栓连接成一体.系统地工作原理电动机将其高速地旋转运动通过皮带传动传递给减速箱地输入轴，经减速箱减速后变为曲柄地低速旋转运动 .同时曲柄通过连杆装置经横梁拉着游梁后壁摆动 .游梁前端装有驴头，活塞以上液柱及抽油杆柱等载荷均通过光杆与悬绳器连接悬挂在驴头上 .由于驴头随同游梁一起上下摆动，游梁、驴头便带动深井泵活塞做上下、垂直地往复运动，这样就将井下液体源源不断地抽离井筒 .2.2 绘制系统地机构

16、（运动）简图见图 2.2-1图 2.2-1常规游梁式抽油机系统地机构（运动）简图1- 主动轮 2-从动轮 3-减速器 4-曲柄 5-连杆 6-摇杆和驴头7-支架1-7 转动副 1-2 传动副 2-7 转动副 4-7 转动副 4-5 转动副5-6 转动副 6-7 转动副第 3 章 曲柄摇杆机构设计3.1 设计参数分析与确定冲程 s=2.0m，游梁地摆角 =42 设摇杆地长度为m,曲柄地长度为m,连杆地长度为m ，支座地长度为m, 则游梁地长度为m., 则m。见图 3.1-1.图 3.1-1曲柄摇杆机构地长度标志3.2 按 K 设计曲柄摇杆机构为了看图方便，将抽油机地简图在简化成平面铰链四杆机构综

17、上所述：已知条件：摇杆长度m，摆角 和行程速度变化系数K.设计地实质是确定铰链中心A点地位置，定出其它三杆地尺寸、 、.其设计步骤如下：（1 ）由给定地形成速度变化系数K，求出极位夹角又.由任务书可知 ,则行程速度变化系数,(180? +)/(180?-)=8/7 ，解得=12?，即极位夹角为12? .（2 ）如图 3.2-1所示，任选固定铰链中心D 地位置，由摇杆长度和摆角 ，做出摇杆俩个极限位置和.（3） 连接和，并作垂直于.（4） 作? ，与相交于 P 点，由图可见，=.（5 ）作 地外接圆，在此圆周（弧和弧 EF 除外）上任取一点A 作为曲柄地固定铰链中心 .连 A和 A，因同一圆弧地

18、圆周角相等，故P =.（6 ）因极限位置处曲柄与连杆共线，故,从而得曲柄长度（，连杆长度（），由图得.图 3.2-1 平面铰链四杆机构地设计图3.2-2点时地各边关系 量图中线段可知。解得 在圆周上再任意选择一点，如图3.2-2量图中线段可知。解得图 3.2-3点地各边关系图3.2-4点地各边关系 在圆周上再任意选择一点，如图 3.2-3.量图中线段可知。解得. 在圆周上再任意选择一点，如图 3.2-4.量图中线段可知。解得.在圆周上再任意选择一点，如图 3.2-5.量图中线段可知。解 得.图 3.2-5点地各边关系3.3 曲柄摇杆机构优化设计分析满足有曲柄条件铰链四杆机构有曲柄地条件是最短杆

19、与最长杆地长度之和小于或者等于其余两杆地长度之和：所以符合有曲柄条件.所以符合有曲柄条件.所以符合有曲柄条件.所以符合有曲柄条件.所以符合有曲柄条件.满足传动角条件3.3-1 连杆机构地最小（大）传动角对出现最小传动角 min地位置如下：由图 3.3-1 中地 ABD 和 BCD可分别写出由此可得当 =0?或180?时 有最小值 min=,其中较小地为该机构地最小传动角.=0?时， BCD=41?， =180?时， BCD=76?min=41?=0?时， BCD=46?， =180?时， BCD=85?min=46?=0?时， BCD=50?， =180?时， BCD=97?min=50?=0

20、?时， BCD=48?， =180?时， BCD=72?min=48?=0?时， BCD=37?， =180?时， BCD=71? min=37?满足 a 最小3.4 结论和机构运动简图由 matlab 画曲柄地转角与摇杆地加速度地关系曲线，再结合最小传动角和下止点地传动角地综合考虑可以选择方案三，即.如图3.4-1为传动角最小时地抽油机结构图，如图3.4-2传动角最大时抽油机结构图图 3.4-1 传动角最小时抽油机结构图图 3.4-2 传动角最大时抽油机结构图第 4 章 常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算如图 4-1 所示为电动机通过带轮，齿轮传动带动曲柄地示意图.图 4-1 减

21、速箱地内部结构4.1 传动比分配和电动机选择电动机地选择如图 4.1-1 所示，为抽油机摇杆在下止点时地四杆结构件图，驴头受到最大地悬点载荷 P=20KN,以固定支座 O1 为中心，取摇杆为研究对象，受力分析如图所示，则可列力学平衡方程，?解得?变速器输出地功率，即曲柄地功率为，曲柄地转速为n=8r/min, 所以=3.02KW则电动机需要地有效功率为.为了计算电动机地所需功率，必须计算电动机到工作机地总功率P2，根据机械设计课程设计表2-2 可以查出V 带效率，滚动轴承效率，闭式齿轮传动效率，则整个传动装置地效率则图 4.1-1 抽油机受力分析如表4.1-1 为电动机地型号及满载转速，根据表

22、格和以上计算结果，可以确定电动机地型号，进行以下计算.表 4.1-1 电动机地型号及对应参数电动机型号额定功率 /KW满载转速 r/min总传动比 iY160M1-8472090Y160M2-85.572090Y160L-87.572090根据计算结果可以选择电动机地额定功率P=4KW 地型号 Y160M1-8.传动比地分配如表 4.1-2 所示为各种传动地传动比表 4.1-2 各种传动地传动比（参考值）传动类型传动比V 带传动24圆柱齿轮单级减速器=46取带传动地传动比,又已知2 级减速器地高速级传动比低速级传动比，所以解得圆柱齿轮减速器高速级传动比为低速级传动比实际总传动比4.2 各轴转速

23、计算式中，为电动机满载转速，、 、 、 分别为轴、轴、轴、地转速，、分别为电动机到轴，轴到轴，轴到轴地传动比.4.3 各轴扭矩计算式中， T 为电动机地输出力矩， 分别为轴、轴、轴地力矩.4.4 各轴功率计算式中， P 为电动机地额定功率， 分别为轴、轴、轴地功率.第 5 章 齿轮减速器设计计算5.1 高速级齿轮传动设计计算选择材料及确定许用应力高速级传动比，高速轴转速传动功率, 采用软齿面 .如图5.1-1 常用地齿轮材料及其力学性能可确定小齿轮和大齿轮地材料及接触疲劳极限和弯曲疲劳极限 .材料牌号热处理方式表5.1-1常用地齿轮材料及其力学性能硬度接触疲劳极限弯曲疲劳极限/40MnB调质2

24、41286HBS680760580610ZG35SiMn调质241269HBS590640500520小 齿 轮 用 40MnB调 质 ， 齿 面 硬 度 241286HBS, ，大齿轮用 ZG35SiMn 调质，齿面硬度 241269HBS,根据表 5.1-2 最小安全系数、 地参考值，可以确定小齿轮和大齿轮地最小安全系数.表 5.1-2 最小安全系数、地参考值使用要求高可靠度（失效概率=1/10000 ）1.52.0较高可靠度（失效率=1/1000）1.251.6一般可靠度（失效率=1/100 ）1.01.25所以可以选取，（ 2）按齿面接触强度设计设齿轮按8 级精度制造，由表5.1-3

25、载荷系数K,可以取得K 值表 5.1-3 载荷系数 K原动机均匀工作机械地载荷特性中等冲击大地冲击电动机11.21.21.61.61.8根据表格，可以取K=1.5.表 5.1-4 齿宽系数 如下 ：表 5.1-4 齿宽系数 齿轮相对于轴承地位置齿面硬度软齿面硬齿面对称布置0.81.40.40.9非对称布置0.21.20.30.6悬臂布置0.30.40.20.25根据表格，可以取，小齿轮上地转矩表 5.1-5 弹性系数灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布胶木锻钢162.0181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188.0球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.7根据表格5.1-5

26、弹性系数，可以取齿数=35，则.模数齿宽取表 5.1-6 标准模数系列第一系列11.251.522.5345681012162025324050第二系列1.75 2.252.75 （3.25） 3.5 （ 3.75） 4.5 5.5 （ 6.5） 7 9 11 14 18 22 28根 据 表5.1-6可以 取m=2.5mm, 实际 地中心距验算齿轮弯曲强度齿形系数齿轮地圆周速度选用 8 级精度是合宜地.5.2 低速级齿轮传动设计计算运动和动力参数地确定选择材料及确定许用应力低速级传动比，高速轴转速传动功率,采用软齿面 .如图 5.1-1 常用地齿轮材料及其力学性能可确定小齿轮和大齿轮地材料及

27、接触疲劳极限和弯曲疲劳极限 .小齿轮用 40MnB 调质，齿面硬度241286HBS,，大齿轮用 ZG35SiMn 调质，齿面硬度,241269 HBS,根据表 5.1-2 最小安全系数、地参考值，可以确定小齿轮和大齿轮地最小安全系数.所以可以选取，（ 2）按齿面接触强度设计设齿轮按 8 级精度制造，由表 5.1-3 载荷系数 K,可以取得 K 值根据表格，可以取 K=1.5.根据表格5.1-4 ，可以取 ，小齿轮上地转矩根据表格5.1-5 弹性系数，可以取齿数=35，则.模数齿宽取根据表5.1-6 可以取 m=4mm, 实际地,中心距验算齿轮弯曲强度齿形系数齿轮地圆周速度选用 8 级精度是合

28、宜地.5.3 结论及运动简图最后确定地高速级齿轮和低速级齿轮地参数为下表5.3-1表 5.3-1 齿轮地参数模数Z1Z2a/mmb1/mmb2/mmT(N*mm)v(m/s)m高速级齿轮2.53518928075702016110.82低速级齿轮43514736412512010343680.24根据地比例画出减速器内部齿轮地关系图，如下图5.3-1图 5.3-1减速器内部齿轮地比例第 6 章 带传动设计计算6.1 带链传动地方案比较现在要选取在电动机和减速器输入端进行传动地装置，有链传动和带传动两种方式，由于游梁式抽油机属于野外工作机型，因此在过载时很难保证安全，带传动地传动特点是会出现打滑

29、现象，所以会保护减速器和抽油机地安全，但是缺点是没有一定地传动比，链传动虽然保证了很好地传动比，但是再出现过在状态下不会发生打滑现象以保证电动机地安全，因此选择带传动，其优点如下，适用于中心距较大地传动；具有良好地挠性，可缓和冲击，吸收震动；过载时带与带轮之间会出现打滑现象，避免了其他部件地损坏；结构简单成本低廉，常用在高速级 .综上，可知本设计传动部分选择带传动.6.2 带传动设计计算设计一 V 带传动，已知电动机地转速720r/min, 减 速 器 输 入 轴 地 转速 ，减速器地输入功率为，抽油机 24小时工作 .（ 1）求计算功率查表 6.2-1 工作情况系数，适当选择 .表 6.2-

30、1工作情况系数载荷性质工作机16载荷变动很大抽油机1.41.51.6由表格可以得出.2）选择 V 带型号可用普通 V 带.根据,由书上图可以查出此坐标位于型区处 .（ 3）求大小带轮基准直径查表 6.2-2V 带轮最小基准直径可以选出小带轮地直径表 6.2-2V 带轮最小基准直径型号YZSPZASPABSPBCSPCDE2050637590125140200224355500注： V 带轮地基准直径系列为 20 22.4 25 28 31.5 40 45 50 56 63 71 75 80 85 90 95 100 106 112 118 125 132 140 150 160 170 180

31、 200 212 224 236 250 265 280 300 315 355 375 400 425 450 475 500 530 560 600 630 670 710 750 800 900 1000 等 .应不小于 125，现取,所以选择（ 4）验算 V 带带速 v带速在 525m/s 范围内，合适.（ 5）求 V 带基准长度和中心距a初步选取中心距取,符合 0.7 .得带长查书上表13-2 选择相应地标准带长,计算实际中心距也符合0.7.（ 6）验算小带轮包角?合适 .求 V 带根数 z,查书上表13-3 得可得传动比查书上表13-5 得.由包角? 查表 13-7 得，查表 13

32、-2，得，由此可得取 4根.求作用在带轮轴上地压力查表 13-1 得 q=0.17kg/m, 故可以求出单根V 带地初拉力作用在轴上地压力6.3 结论及运动简图V 带传动地运动简图及数据如图和表6.3-1.表 6.3-1 带轮参数表直径型号中心距包角带根数中心轴受力带轮参数小带轮直径140mm大带轮直径560mmB 型930mm154?41925N图 6.3-1 带轮简图第 7 章 减速器轴设计计算7.1 高速轴设计计算高速轴地径向尺寸确定初步确定最小轴径：按纯扭转强度计算，已知高速轴地扭矩，传递功率，高速轴地转速选择轴地材料为45 号优质碳素结构钢，查书上表14-2 常用材料地C 值，可以查

33、得C=110.所以我取高速轴最小轴径d30.4+10=40.4mm. 则，大带轮所在轴段地直径轴承盖所在轴段地直径,轴承段地直径为,查机械设计课程设计中表12-5深沟球轴承，可得固定轴承地轴肩段直径，此高速轴上地齿轮直径为87.5mm ；查表 11-28 可得如若齿轮和轴分开必须用键来连接，则如图7.1-1 键地剖面图和7.2-2 圆柱齿轮 查 表 可 得, 齿 轮 直 径d=87.5mm,=2.5.7.1-1 键地剖面图图7.1-2 圆柱齿轮所以将高速轴做成齿轮轴，另一端轴承段地直径仍为55mm.高速轴地轴向尺寸地确定通过计算可以确定一些常数，如表7.1-1 减速器铸造箱体地结构尺寸.表 7

34、.1-1 减速器铸造箱体地结构尺寸名称结构尺寸 /mm箱座壁厚14箱盖壁厚12直径303026轴承旁连接螺栓直径22.5轴承盖螺钉直径12小齿轮端面与箱体内壁间地距离，有查表5-1 减速器铸造箱体地结构尺寸，可得（ 0.80.85），可求得,所以取=15mm ，则低速级小齿轮和高速级小齿轮到箱体地距离都15mm, 轴承地内径为55mm ，轴承套圈地转速为，则(1.52)mm.r/min ，所以轴承正常应该采用润滑脂润滑，轴承到箱体内壁地距离为10,取 10mm. 轴承座孔地宽度mm ，箱盖壁厚,由表 14-1凸缘式轴承盖可得连接螺栓直径为M10 ，所以，mm, 轴上零件端面距轴承盖地距离为B，

35、则 B要至少等于或者大于轴承盖连接螺钉地长度.,取 B=20mm.带轮轴处键地确定查表 11-28可以查得 h=9mm,设键长为 l,则则取键长带轮轮毂宽45mm.根据中轴地设计可以取轴承盖轴段地长为66mm ，轴承段长为20mm ，中间长轴长167.5mm ，齿轮轴长75mm ，过渡为25mm ，轴承段仍为20mm.3）高速轴地弯扭合成强度校核计算绘垂直面地弯矩图 (如图 7.1a) 绘水平面地弯矩图（b） 求合成弯矩 (c) 求危险截面地当量弯矩考虑最不利地情况，所以，则高速级齿轮啮合处为危险截面，其当量弯矩为 对危险截面进行校核图 7.1 高速轴地受力分析7.2 中间轴设计计算（ 1）中

36、间轴地轴径尺寸地确定初步确定中间轴地最小直径介于高速轴和低速轴中间，则取轴承轴段d=75mm ，则可知低速级小齿轮地轴段为84mm ，高速级大齿轮地轴段径向长度为80mm.（ 2）中间轴地轴向尺寸地确定低速级小齿轮轴段处键地确定查表11-28 可以查得h=14mm,设键长为l,则则取键长齿轮轮毂宽135mm.高速级大齿轮轴段处键地确定查表11-28 可以查得h=14mm,设键长为l,则则取键长齿轮轮毂宽90mm.轴承段处地长为25mm ，轴肩段处地轴长为25mm ，低速级小齿轮处地轴段长为135mm ，高速级大齿轮处地轴长为90mm ，两者间地距离是10mm ，轴承处地轴段长为52mm.3）中

37、间轴地弯扭合成强度校核计算绘垂直面地弯矩图 (如图 7.2a) 绘水平面地弯矩图（b） 求合成弯矩 (c) 求危险截面地当量弯矩考虑最不利地情况，所以，则高速级齿轮啮合处为危险截面，其当量弯矩为 对危险截面进行校核图 7.2 中间轴地受力分析7.3 低速轴设计计算（ 1）低速轴地轴径尺寸地确定初步确定最小轴径：按纯扭转强度计算，已知高速轴地扭矩，传递功率，高速轴地转速 选择轴地材料为45 号优质碳素结构钢，查书上表 14-2 常用材料地 C 值，可以查得 C=107.所以我取低速轴最小轴径d 80+10=90mm. 则曲柄所在轴段地直径轴承盖所在轴段地直径,轴承段地直径为, 查机械设计课程设计

38、中表12-5 深沟球轴承，可得固定轴承地轴肩段直径，固定齿轮轴肩轴段地直径,齿轮选取辐轮式，齿轮处轴径仍为112mm, 轴承处轴径为 100mm.(2) 低速轴地轴向尺寸地确定轮轴处键地确定查表11-28 可以查得 h=18mm,设键长为l,则则取键长曲柄处键地确定查表齿轮轮毂宽190mm.11-28 可以查得 h=14mm,设键长为l,则则取键长轴段长为290mm.轴承段地周长为60mm ，齿轮段为135mm, 轴肩为10mm ，过渡段为110mm ，轴承段为34mm ，外伸段为52mm ，曲柄轴段为290mm.3）低速轴地弯扭合成强度校核计算绘垂直面地弯矩图 (如图 7.3a) 绘水平面地

39、弯矩图（b） 求合成弯矩 (c) 求危险截面地当量弯矩考虑最不利地情况，所以，则高速级齿轮啮合处为危险截面，其当量弯矩为 对危险截面进行校核图 7.2 低速轴地受力分析第 8 章 轴承设计计算8.1 高速轴支撑轴承选型计算初步确定最小轴径：按纯扭转强度计算，已知高速轴地扭矩，传递功率，高速轴地转速选择轴地材料为45 号优质碳素结构钢，查书上表14-2 常用材料地C 值，可以查得C=110.所以我取高速轴最小轴径d30.4+10=40.4mm. 则，大带轮所在轴段地直径轴承盖所在轴段地直径,轴承段地直径为, 所以选择轴承地型号为6211.对所选用轴承进行校核：（ 1）计算齿轮上地作用力设高速级齿轮齿廓在点 C 接触如图 8.1-1 所示，轴齿间相互作用地总压力为法向力 ，其方向沿啮合线 .周向力径向力?图 8.1-1 直齿圆柱齿轮传动地作用力计算垂直面上地支承反力如图 8.1-2 所示为高速轴受力分析简图由带传动设计地一章中，求得,所以可以根据受力平衡来列方程式：，解得,=3007N图 8.1-2 高速轴地垂直面上受力分析简图2