油田抽油機(jī)專用防滲漏型減速器設(shè)計(jì)DESIGNOFSPECIALTYPELEAKAGEPROOFREDUCERFOROILPUMPINGUNIT

摘要本文闡述了我國油田抽油機(jī)減速器的現(xiàn)狀及未來的發(fā)展方向，為了解決減速器漏油問題從而達(dá)到提高采油效率的目的，著重對(duì)抽油機(jī)減速器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)和計(jì)算。其中包括箱體回油孔的改進(jìn)、潤滑油進(jìn)油方式的改進(jìn)、軸承蓋密封結(jié)構(gòu)的改進(jìn)、箱體放油孔結(jié)構(gòu)的改進(jìn)、減壓透氣裝置的改進(jìn)以及傳動(dòng)方案的確定、設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪傳動(dòng)和各級(jí)傳動(dòng)軸、校核計(jì)算主要部件。本設(shè)計(jì)的目的在于設(shè)計(jì)出一款專用防滲漏型減速器，進(jìn)行科學(xué)實(shí)驗(yàn)，從各方面對(duì)減速器的結(jié)構(gòu)、性能的可行性進(jìn)行分析，使之更加合理、經(jīng)濟(jì)、高效。這些都有助于提高油田抽油機(jī)減速器的市場競爭力并獲得更大的經(jīng)濟(jì)效益。本設(shè)計(jì)用CAD繪制二維裝配圖，并用Workbench15.0對(duì)低速軸進(jìn)行有限元分析，最終設(shè)計(jì)出符合要求的專用防滲漏型減速器。關(guān)鍵詞抽油機(jī)；滲漏；減速器；設(shè)計(jì)

AbstractThispaperdescribesouroilpumpingunitreducerofthepresentsituationandfuturedirectionofdevelopment,inordertosolvetheproblemofoilleakagereducersoastoimprovetheproductionefficiency,especiallythepumpingunitreduceroptimizationdesignandcalculation.Includingtheimprovement,improvementoftheoilreturnholebox,theoilintotheoilbearingcoverfortheimprovementofthesealingstructure,boxbodystructure,improvedoilholedecompressionventilationdeviceandtransmissionscheme,designandcalculationofgeartransmissionanddriveshaftatalllevelsandcheckingcalculationofmaincomponents.Thepurposeofthisdesignistodesignaspecialleakproofreducer,tocarryoutscientificexperiments,fromallaspectsofthereducerstructure,performancefeasibilityanalysis,sothatitismorereasonable,economicalandefficient.Allthesearehelpfultoimprovethemarketcompetitivepowerofoilpumpingunitandgaingreatereconomicbenefits.ThisdesignusesCADtodrawthetwo-dimensionalassemblydrawing,andusesWorkbench15tocarryonthefiniteelementanalysistothelowspeedshaft,finallydesignsconformstotherequestthespecial-purposeseepagecontroltypetoreducethespeedreducer.Keywordspumpingunitleakagereducerdesign目錄摘要 ⅠAbstract Ⅱ1緒論 11.1齒輪減速器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 11.1.1齒輪減速器的定義、特點(diǎn)及選用 11.1.2齒輪減速器的現(xiàn)狀 11.1.3齒輪減速器的發(fā)展趨勢 21.2抽油機(jī)減速器存在的問題 21.2.1抽油機(jī)減速器滲漏原因 21.2.2抽油機(jī)減速器滲漏的危害 32減速器滲漏問題的改進(jìn)措施 42.1箱體上的回油孔結(jié)構(gòu)改進(jìn) 42.1.1原結(jié)構(gòu)分析 42.1.2新型結(jié)構(gòu)分析 42.2潤滑油的進(jìn)油方式改進(jìn) 52.2.1原進(jìn)油結(jié)構(gòu)分析 52.2.2新進(jìn)油結(jié)構(gòu)分析 52.3軸承蓋密封結(jié)構(gòu)改進(jìn) 62.3.1原軸承蓋密封方式 62.3.2新型軸承蓋密封方式 62.4箱體放油孔的結(jié)構(gòu) 72.4.1原放油孔的結(jié)構(gòu) 72.4.2改進(jìn)后的放油孔結(jié)構(gòu)圖 82.5減壓透氣裝置 82.5.1直通式透氣塞 82.5.2改進(jìn)后的呼吸閥 93減速器傳動(dòng)方案的確定 103.1原始參數(shù) 103.2傳動(dòng)方案 103.3主要參數(shù)的計(jì)算 103.3.1確定減速器各軸的功率 103.3.2計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 113.3.3計(jì)算各軸扭矩 114減速器齒輪的選擇與校核 124.1齒輪基本參數(shù) 124.2高速級(jí)齒輪幾何尺寸的計(jì)算 124.3低速級(jí)齒輪幾何尺寸的計(jì)算 134.4高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核 134.5低速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核 155軸的校核 175.1主動(dòng)軸的校核 175.1.1主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)簡圖 175.1.2帶傳動(dòng)的基本參數(shù) 175.1.3主動(dòng)軸受力分析 195.1.4支點(diǎn)A,B的支反力 195.1.5主動(dòng)軸疲勞強(qiáng)度的校核 205.1.6軸的應(yīng)力分析 245.2中間軸的校核 255.2.1受力分析 255.2.2支點(diǎn)A、B的反力 255.2.3疲勞強(qiáng)度的校核 265.2.4軸的應(yīng)力分析 295.3從動(dòng)軸的校核 305.3.1從動(dòng)軸的受力分析 305.3.2從動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 305.3.3疲勞強(qiáng)度的校核 315.3.4安全系數(shù)校核 345.3.5軸的應(yīng)力分析 356其它主要部件的選擇與校核 376.1鍵的選擇與校核 376.2緊固件的選擇與校核 376.2.1擰緊力矩計(jì)算 376.2.2結(jié)合螺栓受力計(jì)算 396.3透氣閥的選擇與校核 406.4齒輪潤滑油的選擇 417箱體設(shè)計(jì) 437.1箱體主要參數(shù)的計(jì)算 437.2吊耳的設(shè)計(jì)與校核 448減速器關(guān)鍵零件的有限元分析 468.1低速軸三維模型的建立 468.2有限元應(yīng)力分析 468.2.1模型導(dǎo)入 468.2.2添加材料信息 488.2.3設(shè)定網(wǎng)格劃分參數(shù)并進(jìn)行網(wǎng)格劃分 488.2.4施加載荷 498.2.5設(shè)定求解參數(shù) 498.2.6求解 49結(jié)論 51致謝 52參考文獻(xiàn) 531緒論1.1齒輪減速器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1.1.1齒輪減速器的定義、特點(diǎn)及選用何為齒輪減速器？顧名思義。齒輪減速器是一種獨(dú)立封閉的傳動(dòng)裝置，應(yīng)用于原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間，可以用來降低轉(zhuǎn)速、增加轉(zhuǎn)矩，從而可以滿足不同的工作需要。當(dāng)然某些特定情況下也可以用來增速。齒輪減速器結(jié)構(gòu)緊湊，不需要用聯(lián)軸器和適配器，而且載荷分布在行星齒輪上，所以承載力高于一般的斜齒輪減速器，而且能夠滿足空間小扭矩高的輸出要求。減速器有如下特點(diǎn)：1、傳動(dòng)可靠；2、輸入組合較多能滿足特殊的要求；3、傳動(dòng)功率高且結(jié)構(gòu)緊湊；4，易于使用和維護(hù)，材料根據(jù)技術(shù)和工程條件配置并選擇。減速器的選擇應(yīng)考慮以下因素：工作機(jī)的條件、動(dòng)力機(jī)械的性能、技術(shù)參數(shù)、經(jīng)濟(jì)性等。另外還應(yīng)從減速器的外廓尺寸、質(zhì)量、價(jià)格、承載能力、傳動(dòng)效率等方面考慮選擇。減速器因工作機(jī)的受力狀態(tài)較為復(fù)雜而產(chǎn)生了較大影響，影響了減速器的選擇和計(jì)算。減速器的受力狀態(tài)一般分為三類：一種是均勻載荷，二是中等沖擊載荷，三是強(qiáng)沖擊載荷。1.1.2齒輪減速器的現(xiàn)狀自新中國成立以來，我國先后制定了一批通用減速器的標(biāo)準(zhǔn)，除支持自制機(jī)械廠使用以外，一批減速器生產(chǎn)廠也隨之興起。中國現(xiàn)有的齒輪生產(chǎn)企業(yè)865家（其中國有和集體所有的大中型企業(yè)195家，國有、集體小企業(yè)535家，私營企業(yè)76家，外資企業(yè)59家）。生產(chǎn)減速機(jī)的廠家有數(shù)百家，年產(chǎn)常規(guī)減速機(jī)約950000臺(tái)，年產(chǎn)值約320億元。這些企業(yè)和制造商對(duì)中國的機(jī)械產(chǎn)品的發(fā)展作出了巨大貢獻(xiàn)。大多數(shù)減速器在20世紀(jì)60年代都是根據(jù)前蘇聯(lián)二十世紀(jì)四五十年代水平的制造技術(shù)制造的，之后雖然有一些發(fā)展，但是由于當(dāng)時(shí)的設(shè)計(jì)、工藝和設(shè)備條件，整體水平和國際水平還是有相當(dāng)大的差距。到了20世紀(jì)70年代，齒輪減速器的技術(shù)有了較大的發(fā)展。減速器向著小型化、高速化、低噪聲、高可靠性方向發(fā)展。其中，發(fā)展中最為引人注目的方面是功率分支技術(shù)、硬齒面技術(shù)以及模塊化設(shè)計(jì)技術(shù)。到了20世紀(jì)80年代，國外硬齒面技術(shù)日趨成熟。減速器精度因采用了優(yōu)質(zhì)的合金鋼鍛件和滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪而有所提高。減速器的綜合承載能力為中硬齒面調(diào)質(zhì)齒輪的3～4倍，為軟齒面齒輪的4～5倍。一個(gè)中等規(guī)格的硬齒面減速器的重量僅為中硬齒面減速器的1/3左右，而且噪聲低、效率高、可靠性高。自1988年以來，中國已經(jīng)發(fā)展了50到60種齒輪和蝸輪蝸桿減速器的標(biāo)準(zhǔn)，形成了一批新的減速器，這些產(chǎn)品大多達(dá)到了二十世紀(jì)八十年代的國際水平。然而，我們的大多數(shù)減速器的水平依舊不高，產(chǎn)品更新?lián)Q代慢，新老產(chǎn)品共存將經(jīng)過長時(shí)間的過渡期，這也是當(dāng)前減速器存在的最大問題，對(duì)生產(chǎn)發(fā)展有一定的限制，也一定程度上阻礙了經(jīng)濟(jì)社會(huì)的發(fā)展。1.1.3齒輪減速器的發(fā)展趨勢到了90年代中后期，國外大力投入資金發(fā)展減速器技術(shù)，促使減速器不斷更新?lián)Q代，滿足實(shí)際要求，趕上時(shí)代步伐，更加注重模塊化設(shè)計(jì)的理念，而且大大提高了承載能力、整體水平和外觀質(zhì)量。面對(duì)這些差距，我國也采取了相應(yīng)的措施，在行星和大功率雙支和多分支設(shè)備里采用了動(dòng)力分支技術(shù)。到了21世紀(jì)，隨著信息技術(shù)的飛速發(fā)展，機(jī)械制造領(lǐng)域廣泛應(yīng)用了自動(dòng)化技術(shù)和計(jì)算機(jī)技術(shù)，制造業(yè)的生產(chǎn)組織形式和傳統(tǒng)制造觀念有了很大的改變。隨著精益生產(chǎn)、智能制造、敏捷制造等先進(jìn)技術(shù)在機(jī)械制造領(lǐng)域的廣泛運(yùn)用，齒輪生產(chǎn)線和計(jì)算機(jī)網(wǎng)絡(luò)管理向著高精度、高效率的方向發(fā)展。同時(shí)機(jī)械傳動(dòng)結(jié)構(gòu)隨著數(shù)控技術(shù)的發(fā)展而飛速發(fā)展。模塊化設(shè)計(jì)技術(shù)已經(jīng)成為當(dāng)今齒輪減速器的一個(gè)主要發(fā)展方向。模塊化設(shè)計(jì)技術(shù)不但能實(shí)現(xiàn)高性能，而且還可以較為有效的減少零件的品種和毛坯的規(guī)格和數(shù)量，這樣就可以方便組織生產(chǎn)，形成批量，降低成本，從而獲得規(guī)模經(jīng)濟(jì)效益。與此同時(shí)，運(yùn)用一些基本部件，不但可以增加產(chǎn)品的花樣和類型，而且能夠多地開發(fā)利用變型設(shè)計(jì)或衍生產(chǎn)品，可以從一系列常見的衍生出一系列專用系列。低成本、高承載力的中硬齒面滾齒的新齒形和新結(jié)構(gòu)的研究、開發(fā)、推廣也非常重要，能夠獲得較大的經(jīng)濟(jì)效益。國內(nèi)多年來使用有效的雙圓弧齒輪，三環(huán)減速器和已成功應(yīng)用的點(diǎn)線捏合齒輪等技術(shù)，企業(yè)應(yīng)繼續(xù)改進(jìn)和大力推廣。減速器和齒輪的設(shè)計(jì)和制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國家的工業(yè)水平。因此，在中國，齒輪減速器的研制和開發(fā)技術(shù)，有著廣闊的應(yīng)用前景。1.2抽油機(jī)減速器存在的問題1.2.1抽油機(jī)減速器滲漏原因抽油機(jī)減速器是一種承受反復(fù)交變載荷，長期連續(xù)運(yùn)行的減速裝置。潤滑油長期使用導(dǎo)致了油田抽油機(jī)齒輪箱功輸出軸漏油，由此造成機(jī)油粘度低，機(jī)械雜質(zhì)過多，從而加大了密封圈的磨損，最終導(dǎo)致了抽油機(jī)減速器的漏油。使用稀釋、磁場吸鐵硝、堵漏等多項(xiàng)措施，能有效減少油封的磨損，延長設(shè)備的維修周期，對(duì)抽油機(jī)變速設(shè)備的管理具有長遠(yuǎn)的意義。減速箱滲漏齒輪油的部位主要集中在輸入軸、輸出軸、中間軸，以及其他一些部位，下面就各個(gè)部位漏油原因進(jìn)行分析。（1）輸出軸下降引起漏油。輸出軸在油田抽油機(jī)運(yùn)動(dòng)過程中承受著較大的交變扭應(yīng)力，由于軸承與抽油機(jī)運(yùn)動(dòng)時(shí)上下沖程交替變化，軸承在垂直方向上承受交變壓應(yīng)力。軸承在這樣一個(gè)長期運(yùn)行的非對(duì)稱交變應(yīng)力環(huán)境中不斷運(yùn)轉(zhuǎn)，加快了軸承的磨損速度，軸承磨損嚴(yán)重時(shí)導(dǎo)致輸出軸向下移動(dòng)和軸承壓蓋密封環(huán)摩擦，軸和壓蓋密封間隙增大導(dǎo)致漏油。（2）油封磨損。齒輪箱輸出軸的曲柄與軸承壓蓋的中間孔之間的密封是通過油封來實(shí)現(xiàn)的。當(dāng)抽油機(jī)運(yùn)行一段時(shí)間后，油封受到了磨損，最終導(dǎo)致部分齒輪油從中間孔泄漏。（3）抽油機(jī)安裝質(zhì)量問題。有兩個(gè)要點(diǎn)：①用螺栓連接減速器上、下半塊時(shí)，連接面處密封墊損壞，密封膠涂抹不均勻，密封效果較差；②在軸承安裝軸承壓蓋時(shí)，軸承壓蓋內(nèi)密封圈開口槽與回油孔錯(cuò)位，回油孔被內(nèi)密封圈堵塞。在正常情況下，開口槽和回油孔口的位置只有完全重合才能保證回油孔的暢通。此外，漏油的主要原因還有內(nèi)六角螺釘松動(dòng)、軸承回油孔的堵塞、油封磨損等。1.2.2抽油機(jī)減速器滲漏的危害減速機(jī)漏油對(duì)機(jī)械行業(yè)有較大危害。一是對(duì)生產(chǎn)和經(jīng)營的危害，減速器齒輪漏油會(huì)造成齒輪箱內(nèi)齒輪磨損，嚴(yán)重影響機(jī)器的順利運(yùn)行。各軸軸承將因潤滑不足發(fā)熱而造成不同程度的損壞，最終導(dǎo)致油井的停產(chǎn)，等待更換或維修。減速器的泄漏會(huì)增加生產(chǎn)成本，齒輪箱齒輪上的漏失的油需要及時(shí)補(bǔ)充，由于齒輪油不足，導(dǎo)致齒輪的磨損嚴(yán)重，齒輪也需要更換，所以生產(chǎn)成本大大增加。如果軸承之間沒有齒輪潤滑油，就會(huì)增大摩擦力度，對(duì)設(shè)備造成一定程度的損壞，從而影響生產(chǎn)進(jìn)度。如果有嚴(yán)重的漏油的問題，很容易造成機(jī)械故障，齒輪漏油和齒輪磨損，不僅影響生產(chǎn)，而且大大增加了齒輪油的修理成本。減速器齒輪箱的泄漏造成機(jī)身帶有油污，因此，必須隨時(shí)清理，這就需要大量的人力、物力、財(cái)力，而且增加管理難度。二是對(duì)安全和環(huán)境的危害，減速器輸入軸制動(dòng)軸的泄漏將滲透到制動(dòng)墊，從而導(dǎo)致制動(dòng)失敗，給工人帶來一些操作安全隱患。而且暴露的齒輪油也嚴(yán)重污染了周圍的環(huán)境，給齒輪箱的維修、管理等帶來不便，制造了較大的麻煩。齒輪油缺失會(huì)流向變速箱、軸承、地基、地面，影響周圍的生態(tài)環(huán)境。減速齒輪漏油會(huì)增加管理難度。齒輪箱齒輪油因機(jī)身損失而造成油污，每個(gè)月都應(yīng)對(duì)抽油機(jī)進(jìn)行清理，涉及大量人力、物力、財(cái)力，增加正常生產(chǎn)管理難度。由此可見，抽油機(jī)減速器的漏油所導(dǎo)致的問題還是相當(dāng)多的，因此，研制出防滲漏減速器也迫在眉睫。2減速器滲漏問題的改進(jìn)措施2.1箱體上的回油孔結(jié)構(gòu)改進(jìn)2.1.1原結(jié)構(gòu)分析大部分減速器軸承蓋漏油大多是由于回油孔回油不通暢甚至堵塞所引起的。圖2-1所示為現(xiàn)有減速器所采用的箱體回油結(jié)構(gòu)。因?yàn)樗m用于原有的外側(cè)進(jìn)油方式，2回油孔所處位置較高，這就導(dǎo)致2回油孔中間的凹弧處始終儲(chǔ)存著一些潤滑油，外側(cè)油池隨之形成；但是2回油孔都是垂直孔直角連接水平孔結(jié)構(gòu)，在轉(zhuǎn)接點(diǎn)處有一個(gè)拐點(diǎn)。這種結(jié)構(gòu)有以下缺點(diǎn)：（1）由于位置的限制，2回油孔的孔直徑偏小，且油路很長，導(dǎo)致回油效率低，暢通性能差。（2）減速器中的潤滑油在使用過程中會(huì)出現(xiàn)結(jié)蠟的現(xiàn)象，以及齒輪磨屑和不可避免的從裂縫中進(jìn)入減速箱的粉塵，都會(huì)對(duì)潤滑油產(chǎn)生一定的污染，被污染的潤滑油經(jīng)回油拐點(diǎn)（圖2-1中B點(diǎn)）時(shí)雜質(zhì)會(huì)發(fā)生變速沉積，隨著時(shí)間的增加，雜質(zhì)沉積也變多，達(dá)到一定的程度后這種效能差的回油孔就會(huì)被堵塞從而失效，最終造成油箱油位上升，導(dǎo)致了嚴(yán)重的石油泄漏。（3）許多減速器的工作環(huán)境溫度很低，隨著溫度的降低，潤滑油的粘度也變得粘稠，流動(dòng)性也會(huì)隨之變差，再者由于回油孔細(xì)而長的結(jié)構(gòu)，同時(shí)又為水平方向，很容易降低回油速度，甚至導(dǎo)致堵塞。圖2-1回油孔更改前結(jié)構(gòu)圖2.1.2新型結(jié)構(gòu)分析圖2-2為回油孔的結(jié)構(gòu)改進(jìn)圖。因?yàn)樵Y(jié)構(gòu)存在著回油孔孔徑小、回油孔油路細(xì)而長等缺點(diǎn)，所以做了如下改進(jìn)：首先將軸承蓋下方的螺栓移開、讓位，從而軸承正下方的回油腔得到了增加，而原來水平方向的細(xì)長回油孔（Φ16mm）改變?yōu)槎坛檀罂祝é?0mm）并與水平方向呈向下傾斜45°。改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)具有以下優(yōu)點(diǎn)：（1）回油油路的長度與原結(jié)構(gòu)相比縮減了75%左右，回油孔的尺寸比原來增加，由于油路與水平方向呈45°夾角向下傾斜，在潤滑油的自重作用下，回油油路的效能有了較大的增強(qiáng)，保證潤滑油在低溫粘稠的工作條件下也能順利回油。（2）由于這種結(jié)構(gòu)的回油油路中沒有拐點(diǎn)，所以不會(huì)導(dǎo)致雜質(zhì)沉積，堵塞油路的問題，更不會(huì)發(fā)生因油箱油位升高而引起的嚴(yán)重漏油問題。圖2-2新型結(jié)構(gòu)圖2.2潤滑油的進(jìn)油方式改進(jìn)2.2.1原進(jìn)油結(jié)構(gòu)分析圖2-3顯示了更改前外側(cè)進(jìn)油結(jié)構(gòu)?？梢詮膱D2-1和圖2-3的結(jié)構(gòu)看出，以前軸承進(jìn)油方式相對(duì)于箱體的中心線是軸承外側(cè)進(jìn)油；當(dāng)油進(jìn)入軸承箱后，軸承孔的2回油孔中間部位形成油池，滿足軸承潤滑所需的潤滑油。然而，這種在軸承外側(cè)的油池存在如下缺點(diǎn)：（1）隨著油攝入量的增加，回油孔的導(dǎo)流負(fù)載也隨之增大，一旦回油不通暢，就會(huì)導(dǎo)致油位有較大的升高；（2）因此雜質(zhì)最容易在軸承外側(cè)油池產(chǎn)生淤積，就會(huì)導(dǎo)致回油孔的堵塞，從而提升油位，最終造成軸承蓋處的嚴(yán)重漏油。圖2-3外側(cè)進(jìn)油結(jié)構(gòu)2.2.2新進(jìn)油結(jié)構(gòu)分析圖2-4為更改后的內(nèi)側(cè)進(jìn)油結(jié)構(gòu)。防滲漏型減速器將原來的外側(cè)進(jìn)油變成內(nèi)側(cè)進(jìn)油。當(dāng)進(jìn)油時(shí)，圖2-4所示的C區(qū)域首先形成由D面控制高度的、確保滿足軸承潤滑的油池（D面為加工面，能準(zhǔn)確地保證油池內(nèi)油位的高低），潤滑油通過軸承后從外面溢出的油可以經(jīng)過回油孔較快地返回減速箱內(nèi)；當(dāng)進(jìn)油量太多時(shí)，多余的油可以直接越過D面流回箱體，從而大大降低了回油孔的導(dǎo)流負(fù)載，軸承蓋漏油的可能性也就降低了。此外，各種雜質(zhì)只會(huì)沉積在C區(qū)，不會(huì)造成軸承蓋處油位升高，從而有效避免軸承蓋漏油。圖2-4內(nèi)側(cè)進(jìn)油結(jié)構(gòu)2.3軸承蓋密封結(jié)構(gòu)改進(jìn)2.3.1原軸承蓋密封方式圖2-5顯示了更改前軸承蓋的結(jié)構(gòu)示意圖。從前的軸承蓋密封結(jié)構(gòu)都是外側(cè)油氈密封與內(nèi)側(cè)迷宮密封相結(jié)合的兩級(jí)密封。這種密封的主要缺點(diǎn)是密封措施比較單薄，從軸徑外溢的油量較大，并且回油腔太短。圖2-5更改前軸承蓋結(jié)構(gòu)圖2.3.2新型軸承蓋密封方式圖2-6為更改后的軸承蓋結(jié)構(gòu)圖，從圖中可以看出，更改后的軸承蓋結(jié)構(gòu)變化為四級(jí)密封，具體結(jié)構(gòu)如下：（1）新增加的一級(jí)密封是隨軸旋轉(zhuǎn)的密封環(huán)和軸承蓋內(nèi)孔的迷宮密封，迷宮槽設(shè)置在密封環(huán)的外圓上；（2）最大限度地提高回油腔的軸向尺寸，從而達(dá)到大大增加沿軸徑的油路長度的目的；（3）第3級(jí)密封仍然遵循原來的迷宮密封方式；（4）第4級(jí)密封有兩種結(jié)構(gòu)：一是采用旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈密封方式即骨架油封；二是采用車氏密封，即耐磨聚四氟乙烯密封圈加O形密封圈補(bǔ)償功能。這兩種密封方式按照需要選用。這些綜合措施的優(yōu)點(diǎn)是：通過密封環(huán)形成的第1級(jí)密封有效地阻斷了向外溢油；此處漏出的少量潤滑油又能順著較長的軸表面流落到回油腔中，然后從回油腔最下方的回油孔流人箱體回油孔；從另一個(gè)角度來看，由于回油通腔通過軸承蓋、箱體上的回油孔，這樣與箱體內(nèi)腔連接在一起，使一級(jí)密封兩端的氣壓相等，防止了因?yàn)橛颓粶囟雀哂袣鈮翰顣?huì)把油擠出箱體，這大大降低了減速器滲漏的概率。圖2-6更改后軸承蓋結(jié)構(gòu)圖2.4箱體放油孔的結(jié)構(gòu)2.4.1原放油孔的結(jié)構(gòu)該減速器箱體的材料為HT200，放油堵的材料是45#鋼。漏油事故發(fā)生的主要原因有以下兩點(diǎn)：第一，因?yàn)檫@兩種材料的硬度有較大差別，經(jīng)過幾次拆卸，材質(zhì)較軟箱體上的螺紋材料會(huì)降低精度，甚至爛扣，不能發(fā)揮密封的作用，最終會(huì)產(chǎn)生泄露；第二，由于減速器的放油孔內(nèi)側(cè)多為斜面(圖2-7)，在加工過程中，由于鉆孔后上下不對(duì)稱，導(dǎo)致鉆出來的孔有誤差甚至失圓，而且鉆出的孔會(huì)和中心線發(fā)生傾斜，在加工時(shí)自然不能攻出符合要求的螺紋，這也容易產(chǎn)生放油孔漏油。圖2-7箱體放油孔處原結(jié)構(gòu)圖2.4.2改進(jìn)后的放油孔結(jié)構(gòu)圖改進(jìn)后箱體放油孔結(jié)構(gòu)圖如圖2-8所示。在改進(jìn)的結(jié)構(gòu)中增加一個(gè)放油套管，放油套管材料和放油堵材料都為45#鋼，并成對(duì)加工而成。由于這種結(jié)構(gòu)在加工過程中很容易保證螺紋的精度，從而提高螺紋密封效果，延長了使用壽命，從而解決了原來反復(fù)拆裝就失效、甚至爛扣等問題，從根本上解決了放油堵的漏油問題。放油套管和箱體處采用加墊并涂密封膠的密封方式，因?yàn)檫@種密封方式是非常成熟的，所以不會(huì)有溢油，這樣就在整體上避免了放油孔漏油問題。圖2-8改進(jìn)后箱體放油孔結(jié)構(gòu)圖2.5減壓透氣裝置2.5.1直通式透氣塞減速器工作時(shí)，齒輪摩擦產(chǎn)生了大量的熱，導(dǎo)致減速器內(nèi)部溫度高于外部溫度，使減速器內(nèi)部的氣壓高于外部環(huán)境的氣壓，最終將產(chǎn)生減速器漏油問題。因此每臺(tái)減速器都會(huì)配有減壓透氣裝置。以前的減壓透氣裝置大部分都使用直通式透氣塞，如圖2-9所示。圖2-9直通式透氣塞結(jié)構(gòu)圖但是直通式透氣塞有很多缺點(diǎn)：（1）直通式透氣塞出氣口較小，排氣阻尼較大，減壓效果差；（2）由于透氣孔與外界直接相連，造成粉塵進(jìn)入減速器罩內(nèi)，不僅會(huì)損壞減速器軸承，而且回油孔還會(huì)堵塞，造成漏油；（3）這種結(jié)構(gòu)沒有防水裝置，當(dāng)減速器遇到雨水天氣時(shí)，雨水從排氣孔進(jìn)入箱體，從而腐蝕軸承和齒輪，會(huì)降低齒輪減速器的壽命。2.5.2改進(jìn)后的呼吸閥改進(jìn)后的呼吸閥如圖2-10所示。圖2-10改型的呼吸閥結(jié)構(gòu)圖這種結(jié)構(gòu)有效避免了直通式透氣塞的缺點(diǎn)，它具有以下特點(diǎn)：（1）改進(jìn)后的呼吸閥的透氣孔和透氣效能有所加大。由于增加了有效的透氣面積，可以有效地降低箱內(nèi)氣壓，避免由于氣壓差造成漏油。（2）在透氣孔中間安裝銅絲網(wǎng)，有效防止灰塵、鐵屑等進(jìn)入。（3）呼吸閥的傘型蓋可有效防止雨水進(jìn)入箱內(nèi)，從而達(dá)到延長減速器壽命的目的。3減速器傳動(dòng)方案的確定3.1原始參數(shù)根據(jù)GBT29021-2012石油天然氣工業(yè)游梁式抽油機(jī)，可確定出以下原始參數(shù)見表3-1。表3-1抽油機(jī)減速器的基本參數(shù)參數(shù)名稱單位數(shù)值額定扭矩N·m26000最大輸出轉(zhuǎn)速r/min20傳動(dòng)比44.3863.2傳動(dòng)方案二級(jí)圓柱齒輪減速器一般分為展開式和分流式減速器。展開式減速器是兩級(jí)減速器中最簡單的結(jié)構(gòu)形式。齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱，當(dāng)軸產(chǎn)生彎扭變形時(shí)，載荷在齒寬上分布不均勻，軸齒易斷裂。分流式減速器高速級(jí)為對(duì)稱左右旋斜齒輪，低速級(jí)為人字齒。齒輪與軸承對(duì)稱布置，載荷沿齒寬分布均勻，軸承受載平均，中間軸危險(xiǎn)截面上的轉(zhuǎn)矩相當(dāng)于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩之半，因而軸齒不易斷裂。本次設(shè)計(jì)采用分流式結(jié)構(gòu)，傳動(dòng)簡圖如圖3-1。圖3-1減速器傳動(dòng)簡圖3.3主要參數(shù)的計(jì)算圖1.1圖1.13.3.1確定減速器各軸的功率從動(dòng)軸功率見（3-1）（3-1）式中T輸出——從動(dòng)軸扭矩；n輸出——從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速；P輸出——從動(dòng)軸功率。代入（3-1）：26000=9549×=54.46KW中間軸的功率見（3-2）P輸出=P中間.（3-2）式中——軸承的傳動(dòng)效率；——齒輪的傳動(dòng)效率；P中間——中間軸的功率。代入（3-2）：P中間=56.71KW主動(dòng)軸的功率見（3-3）P中間=P輸入（3-3）經(jīng)計(jì)算：P輸入=59.04KW3.3.2計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速：n輸出=20r/min中間軸轉(zhuǎn)速：n中間=n輸出.i低=20×5.789=115.789r/min主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速：n輸入=n輸出.i=20×44.386=887.72r/min3.3.3計(jì)算各軸扭矩從動(dòng)軸扭矩：T輸出=26N·m=26KN·m中間軸輸出扭矩：T中間==4.58KN·m（3-4）式中η低——中間軸與從動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率。主動(dòng)軸扭矩T輸入==0.61KN·m（3-5）式中η高——主動(dòng)軸與中間軸傳動(dòng)的效率。4減速器齒輪的選擇與校核本章節(jié)設(shè)計(jì)計(jì)算利用“齒輪傳動(dòng)CAD集成系統(tǒng)（ZGCAD）”的雙圓弧齒輪設(shè)計(jì)模塊進(jìn)行。4.1齒輪基本參數(shù)齒輪基本參數(shù)見表4-1。表4-1齒輪基本參數(shù)表高速級(jí)低速級(jí)小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距mm300450齒數(shù)1813819110齒寬mm72100模數(shù)mm3.56螺旋角°24.4947230.68333材料40CrQT700-240CrQT700-2齒面硬度HB2802402802404.2高速級(jí)齒輪幾何尺寸的計(jì)算高速級(jí)齒輪的尺寸經(jīng)計(jì)算最終參數(shù)選擇見表4-2。表4-2高速級(jí)齒輪幾何參數(shù)量的名稱數(shù)值小輪齒數(shù)Z1=18大輪齒數(shù)Z2=138法向模數(shù)（mm）Mn=3.5螺旋角β=24°29′41″中心距（mm）a=300.0002齒數(shù)比u=7.6667齒形角(Deg)αn=24.0小輪齒寬（mm）B1=72.0大輪齒寬（mm）B2=72.0齒頂高系數(shù)Ha*=0.9齒根高系數(shù)Hf*=1.1齒頂高(mm)Ha=3.1500齒根高(mm)Hf=3.8500全齒高(mm)H=7.0000側(cè)隙jn=0.21軸向齒距px=26.5203小輪分度圓直徑(mm)D1=69.2308小輪頂圓直徑(mm)Da1=75.5308小輪根圓直徑(mm)Df1=61.5308大輪分度圓直徑(mm)D2=530.7695大輪頂圓直徑(mm)Da2=537.0695大輪根圓直徑(mm)Df2=523.06954.3低速級(jí)齒輪幾何尺寸的計(jì)算低速級(jí)齒輪尺寸經(jīng)計(jì)算最終參數(shù)選擇見表4-3。表4-3低速級(jí)齒輪基本參數(shù)量的名稱數(shù)值小輪齒數(shù)Z1=19大輪齒數(shù)Z2=110法向模數(shù)（mm）Mn=6.0螺旋角β=30°40′60″中心距（mm）a=449.9996齒數(shù)比u=5.7895齒形角(Deg)αn=24.0小輪齒寬（mm）B1=100.0大輪齒寬（mm）B2=100.0齒頂高系數(shù)Ha*=0.9齒根高系數(shù)Hf*=1.1齒頂高(mm)Ha=5.4000齒根高(mm)Hf=6.6000全齒高(mm)H=12.0000側(cè)隙jn=0.36軸向齒距px=36.9387小輪分度圓直徑(mm)D1=132.5580小輪頂圓直徑(mm)Da1=143.3580小輪根圓直徑(mm)Df1=119.3580小齒輪齒根圓斜徑(mm)Lf1=118.9504大輪分度圓直徑(mm)D2=767.4412大輪頂圓直徑(mm)Da2=778.2412大輪根圓直徑(mm)Df2=754.24124.4高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核具體參數(shù)見表4-4。表4-4高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核具體參數(shù)量的名稱小齒輪大齒輪功率（千瓦）P=54.500齒輪轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）RPM=887.72RPM=115.79實(shí)際速比U=7.667中心距（mm）a=300.0齒輪齒數(shù)Z=18Z=138齒寬（mm）B=72.0模數(shù)（mm）Mn=3.500螺旋角(Deg)β=24.49472分度圓直徑(mm)D=69.2308D=530.7695頂圓直徑(mm)Da=75.5308Da=537.0695根圓直徑(mm)Df=61.5308Df=523.0695分度圓線速度(m/s)V=3.218齒輪精度等級(jí)IQ=8-8-7軸向重合度εβ=2.71螺旋角類型雙斜齒續(xù)表4-4量的名稱小齒輪大齒輪傳動(dòng)類型減速傳動(dòng)小輪材料和熱處理類型調(diào)質(zhì)鋼小輪材料和熱處理類型球墨鑄鐵齒面硬度HB/HRC/HVI=280HB/HRC/HVI=240彈性模量E=206000E=173000小齒輪疲勞計(jì)算基本載荷(N·M)Tn1=293.122切向力(N)Ft=8467.964軸向力(N)Fr=4143.058軸向力(N)Fa=3858.131高速級(jí)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)見表4-5。表4-5高速級(jí)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)量的名稱小齒輪大齒輪使用系數(shù)KA=1.350KA=1.350動(dòng)載系數(shù)Kv=1.04Kv=1.042接觸跡間載荷分配系數(shù)K1=1.054K1=1.054接觸跡內(nèi)載荷分配系數(shù)KH2=1.390KH2=1.390接觸跡系數(shù)Kε=1.087Kε=1.087彈性系數(shù)ZE=30.584ZE=30.584齒數(shù)比系數(shù)ZU=1.034ZU=1.034螺旋角系數(shù)Zβ=0.606Zβ=0.606接觸弧長系數(shù)Zβ=0.606Zβ=0.606壽命系數(shù)ZN=1.000ZN=1.000潤滑系數(shù)ZL=1.030ZL=1.030速度系數(shù)Zv=0.926Zv=0.926高速級(jí)齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)見表4-6。表4-6高速級(jí)齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)量的名稱小齒輪大齒輪使用系數(shù)KA=1.350KA=1.350動(dòng)載系數(shù)Kv=1.042Kv=1.042接觸跡間載荷分配系數(shù)K1=1.054K1=1.054接觸跡內(nèi)載荷分配系數(shù)KF2=1.100KF2=1.100接觸跡系數(shù)Kε=1.087Kε=1.087彈性系數(shù)YE=2.053YE=2.053齒數(shù)比系數(shù)YU=1.017YU=1.017螺旋角系數(shù)Yβ=0.771Yβ=0.771齒端系數(shù)Yend=1.472Yend=1.472齒形系數(shù)YF=2.122YF=1.832壽命系數(shù)YN=1.000YN=1.000高速級(jí)齒輪疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果見表4-7。表4-7高速級(jí)齒輪疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果量的名稱小齒輪大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力(MPa)σHlim=860.00σHlim=690.00許用接觸疲勞應(yīng)力(MPa)σHP=820.53σHP=658.33計(jì)算接觸應(yīng)力(MPa)σH=343.04σH=343.04續(xù)表4-7量的名稱小齒輪大齒輪計(jì)算接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH=2.392SH=1.919最小許用接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SHmin=1.3SHmin=1.3彎曲疲勞極限應(yīng)力(MPa)σFlim=530.00σFlim=420.00許用彎曲疲勞應(yīng)力(MPa)σFP=530.00σFP=420.00計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力(MPa)σF=208.57σF=180.01計(jì)算彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)SF=2.541SF=2.333最小許用彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin=1.6SFmin=1.6結(jié)論：高速級(jí)齒輪接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度足夠。4.5低速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核低速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核具體參數(shù)見表4-8。表4-8低速級(jí)齒輪的強(qiáng)度校核具體參數(shù)量的名稱小齒輪大齒輪功率（千瓦）P=54.500齒輪轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）RPM=115.79RPM=20.00實(shí)際速比U=5.789中心距（mm）a=450.0齒輪齒數(shù)Z=19Z=110齒寬（mm）B=100.0模數(shù)（mm）Mn=6.000螺旋角(Deg)β=30.68333分度圓直徑(mm)D=132.5580D=767.4412頂圓直徑(mm)Da=143.3580Da=778.2412根圓直徑(mm)Df=119.3580Df=754.2412分度圓線速度(m/s)V=0.804齒輪精度等級(jí)IQ=8-8-7軸向重合度εβ=2.71螺旋角類型雙斜齒雙斜齒傳動(dòng)類型減速傳動(dòng)減速傳動(dòng)小輪材料和熱處理類型調(diào)質(zhì)鋼調(diào)質(zhì)鋼齒面硬度HB/HRC/HVI=280HB/HRC/HVI=240彈性模量E=206000E=173000小齒輪疲勞計(jì)算基本載荷(N·M)Tn1=2247.26切向力(N)Ft=33906.06徑向力(N)Fr=17553.415軸向力(N)Fa=20118.607負(fù)荷系數(shù)(MPa)K=3.0低速級(jí)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)見表4-9。表4-9低速級(jí)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)量的名稱小齒輪大齒輪使用系數(shù)KA=1.350KA=1.350動(dòng)載系數(shù)Kv=1.010Kv=1.010接觸跡間載荷分配系數(shù)K1=1.028K1=1.028接觸跡內(nèi)載荷分配系數(shù)KH2=1.390KH2=1.390續(xù)表4-9量的名稱小齒輪大齒輪接觸跡系數(shù)Kε=1.103Kε=1.103彈性系數(shù)ZE=30.584ZE=30.584齒數(shù)比系數(shù)ZU=1.044ZU=1.044螺旋角系數(shù)Zβ=0.668Zβ=0.668接觸弧長系數(shù)Za=0.984Za=0.984壽命系數(shù)ZN=1.000ZN=1.037潤滑系數(shù)ZL=1.030ZL=1.030速度系數(shù)Zv=0.868Zv=0.868低速級(jí)齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)見表4-10。表4-10低速級(jí)齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)量的名稱小齒輪大齒輪使用系數(shù)KA=1.350KA=1.350動(dòng)載系數(shù)Kv=1.010Kv=1.010接觸跡間載荷分配系數(shù)K1=1.028K1=1.028接觸跡內(nèi)載荷分配系數(shù)KF2=1.100KF2=1.100接觸跡系數(shù)Kε=1.103Kε=1.103齒數(shù)比系數(shù)YU=1.023YU=1.023螺旋角系數(shù)Yβ=0.811Yβ=0.811齒端系數(shù)Yend=1.543Yend=1.543齒形系數(shù)YF=2.031YF=1.833壽命系數(shù)YN=1.000YN=1.000尺寸系數(shù)Yx=0.994Yx=0.994低速級(jí)齒輪疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果見表4-11。表4-11低速級(jí)齒輪疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果量的名稱小齒輪大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力(MPa)σHlim=860.00σHlim=690.00許用接觸疲勞應(yīng)力(MPa)σHP=768.72σHP=639.30計(jì)算接觸應(yīng)力(MPa)σH=467.88σH=467.88計(jì)算接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH=1.643SH=1.366最小許用接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SHmin=1.3SHmin=1.3彎曲疲勞極限應(yīng)力(MPa)σFlim=530.00σFlim=420.00許用彎曲疲勞應(yīng)力(MPa)σFP=526.82σFP=417.48計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力(MPa)σF=285.91σF=257.96計(jì)算彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)SF=1.843SF=1.618最小許用彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin=1.6SFmin=1.6結(jié)論：低速級(jí)齒輪接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度足夠。5軸的校核5.1主動(dòng)軸的校核5.1.1主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)簡圖主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)簡圖如圖5-1所示。圖5-1主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)簡圖5.1.2帶傳動(dòng)的基本參數(shù)大皮帶輪直徑D大=912mm小皮帶輪直徑D小=275mm皮帶的節(jié)線長度LP=4700mm皮帶輪中心距a=1436mm皮帶根數(shù)z=5單根膠帶的拉力F0=500（-1）+wv2（5-1）式中Kα——齒間載荷分配系數(shù)。有效圓周力（5-2）式中D——大帶輪的直徑。==716.5N·M（5-3）式中——傳動(dòng)比。T中間==5069.2N·M==0.982×0.98=0.941192==0.982×0.982=0.922368=110/19=5.79=138/18=7.67=26000N·M帶速v===42.4m/s（5-4）式中——原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速。其中電機(jī)轉(zhuǎn)速=（44.386×20）×（912/275）=2944r/min計(jì)算功率PC===66.6KW（5-5）式中——切向力。ZV15J窄V帶每米長的重量w=0.3Kg/m小帶輪包角α=180°-×57.3°=154.58°圖5-2帶傳動(dòng)示意圖包角系數(shù)Kα=0.93F0=500×（-1）×+0.3×42.42=804N作用在軸上的力QQ=2F0zsin=2×804×5×sin=7842Nsinα＇=0.549cosα＇=0.836皮帶作用在軸上的垂直分力和水平分力Qy=Qsinα＇=4305NQx=Qcosα＇=6555N5.1.3主動(dòng)軸受力分析RRAxRAyRBxPt1Pr1Pt1ACD9935099Q’yQx186548Pt1=圖5-3主動(dòng)軸的受力分析圖小齒輪工作節(jié)圓直徑d1=69.23mmPt1==10350NPr1===5064N主動(dòng)軸上皮帶輪重量為76.2Kg作用在皮帶輪上的力與皮帶輪的重力合為Qy＇=4305+76.2×9.81=5052N5.1.4支點(diǎn)A,B的支反力5.1.4.1A點(diǎn)的支反力垂直方向的支反力:RAy==3584N水平方向的支反力:RAx==13844N5.1.4.2B點(diǎn)的支反力垂直方向的支反力:RBy==8636N水平方向的支反力:RBx==7289N支點(diǎn)A的合力RA==14300N支點(diǎn)B的合力RB==11300N5.1.5主動(dòng)軸疲勞強(qiáng)度的校核5.1.5.1計(jì)算各軸截面的彎矩和扭矩圖5-4主動(dòng)軸示意圖截面Ⅰ-Ⅰ垂直彎矩：My1=Qy＇×86=939672N·mm水平彎矩：Mx1=Qx×86=1219230N·mm合成彎矩：M1==1539320N·mm截面Ⅱ-Ⅱ垂直彎矩：My2=Qy＇×（186+15）+RAy×15=1069201N·mm水平彎矩：Mx2=Qx×（186+15）-RAx×15=1109897N·mm合成彎矩：M2==1541124N·mm截面Ⅲ-Ⅲ垂直彎矩：My3=RBy×99=854891.7N·mm水平彎矩：Mx3=-RBx×99=-721598N·mm合成彎矩：M3==1118724N·mm截面Ⅳ-Ⅳ垂直彎矩：My4=Qy＇×（186+99）+RAy×99=1794564N·mm水平彎矩：Mx4=Qx×（186+99）-RAx×99=497631.6N·mm合成彎矩：M4==1862283N·mm齒輪扭矩：Tt=T輸入=716500N·mm 兩齒輪各承受一半扭矩，其彎扭圖如圖5-5所示：圖5-5齒輪彎扭圖5.1.5.2各截面的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面模數(shù)抗彎截面系數(shù)Z1==×753=41417mm3Z2==×75.533=42302mm3Z3=Z4==×61.533=22869mm3抗扭截面系數(shù)Zp1=2Z1=82834mm3Zp2=2Z2=84604mm3Zp3=Zp4=2Z3=45739mm35.1.5.3各截面的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力σ1==37.2MPaσ2==36.4MPaσ3==48.9MPaσ4==48.9MPaτ1==8.65MPaτ2==8.47MPaτ4==15.67MPaτ3==7.83MPa材料35CrMo，調(diào)質(zhì)處理：HB=280～310其抗拉強(qiáng)度σb=750MPa依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T29021-2012中圖11（軸的許用應(yīng)力）得:許用彎曲應(yīng)力[σ]=105MPa許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τ]=58MPa所以σ＜[σ]合格所以τ＜[τ]合格軸的彎曲強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度夠。5.1.5.4安全系數(shù)校核依據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社的《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第5版》第二卷中“第六篇軸及其聯(lián)接”：S=≥SP（5-6）Sσ——只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)。Sσ=（5-7）Sτ——只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)。Sτ=（5-8）SP——按疲勞強(qiáng)度計(jì)算的許用安全系數(shù)；σ-1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料彎曲疲勞極限；τ-1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限；β——表面質(zhì)量系數(shù)；ψσψτ——材料拉伸和扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力折算系數(shù)；σmτm——彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的的平均應(yīng)力；εσετ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的尺寸影響系數(shù)；KσKτ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的有效應(yīng)力集中系數(shù)。截面Ⅰ-Ⅰεσ=0.66ετ=0.73Kσ=1.9Kτ=1.7Sσ==6.63Sτ==9.49S1==5.44＞SP合格截面Ⅱ-Ⅱεσ=0.66ετ=0.73Kσ=1.52Kτ=1.37Sσ==8.43Sτ==12.02S2==6.9＞SP合格截面Ⅲ-Ⅲ和截面Ⅳ-Ⅳεσ=0.66ετ=0.73Kσ=1.63Kτ=1.5Sσ3==5.16Sσ4==3.47Sτ3==11.88Sτ3==23.76S3==4.73＞SP合格S4==3.43＞SP合格5.1.6軸的應(yīng)力分析5.1.6.1鍵槽處的有效應(yīng)力集中系數(shù)依據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得:σb=750MPa鍵槽處的有效集中應(yīng)力系數(shù)Kσ=1.95Kτ=1.795.1.6.2臺(tái)階處的有效應(yīng)力集中系數(shù)依據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得:σb=750MPa所有臺(tái)階中：最大的為=8==0.013鍵槽處的有效集中應(yīng)力系數(shù)Kσ=2.23Kτ=2.30依據(jù)GB/T29021-2012中5.3.4.3.1可知：無鍵槽，臺(tái)階和型槽產(chǎn)生的有效集中應(yīng)力超過3.0，故無需對(duì)壓配合或異常偏移進(jìn)行分析。5.2中間軸的計(jì)算5.2.1103.5RAyR103.5RAyRByPr1Pr2Pt2Pt1ACED103.5RAxRBxPt2Pr2FPr1Pt19292166圖5-6中間軸的受力分析作用在齒輪上的力Pt2===38241NPr2===19797N5.2.2支點(diǎn)A、B的反力A點(diǎn)的反力：RAy=Pt1+Pt2=10350+38241=48591NRAx=Pr2-Pr1=19797–5064=14733NRA===27703NB點(diǎn)的支反力與A點(diǎn)相同。5.2.3疲勞強(qiáng)度的校核5.2.3.1計(jì)算各截面的彎矩和扭矩圖5-7中間軸示意圖截面Ⅰ-ⅠM1⊥=RAy（103.5+33）-Pt1×33=48591×139.5–10305×33=6291121.5N·mmM1-=RAx（103.5+33）+Pr133=14733×139.5+2674×33=2178166.5N·mmM1==6657523.5N·mm截面Ⅱ-ⅡM2⊥=RAy（103.5+92+50）-Pt1（92+50）-Pt2×50=48591×245.5–10350×142–38241×50=8547340N·mmM2-=RAx（103.5+92+50）+Pr1（92+50）-Pr2×50=14733×245.5+5064×142–19797×50=3346189N·mmM2===9178999N·mm扭矩：T2===2534600N·mm其彎扭圖如圖5-8所示圖5-8各截面的彎扭圖5.2.3.2各截面抗彎截面模數(shù)和抗扭截面模數(shù)抗彎截面模數(shù)：Z1==×1103=130604mm3Z2==×1193=165356mm3抗扭截面系數(shù)：Zp1=2Z1=2×130604=261208mm3Zp2=2Z2=2×165356=330712mm35.2.3.3各截面的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力彎曲應(yīng)力σ1===50.97MPaσ2===55.5MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τ1===9.7MPaτ2===7.66MPa材料35CrMo，調(diào)質(zhì)處理：HB=280～310其抗拉強(qiáng)度σb=750MPa依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T29021-2012中圖11（軸的許用應(yīng)力）得:許用彎曲應(yīng)力[σ]=105MPa許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τ]=58MPa所以σ＜[σ]合格所以τ＜[τ]合格軸的彎曲強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度夠。5.2.3.4安全系數(shù)校核S=≥SP（5-9）Sσ——只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)。Sσ=（5-10）Sτ——只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)。Sτ=（5-11）SP——按疲勞強(qiáng)度計(jì)算的許用安全系數(shù)；σ-1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料彎曲疲勞極限；τ-1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限；β——表面質(zhì)量系數(shù)；ψσψτ——材料拉伸和扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力折算系數(shù)；σmτm——彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的的平均應(yīng)力；εσετ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的尺寸影響系數(shù)；KσKτ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的有效應(yīng)力集中系數(shù)。截面Ⅰ-Ⅰεσ=0.62ετ=0.70Kσ=1.95Kτ=1.79Sσ==1.78Sτ==8.33S1==1.74＞SP截面Ⅱ-Ⅱεσ=0.62ετ=0.70Kσ=1.94Kτ=1.6Sσ==1.68Sτ==9.62S2==1＞SP5.2.4軸的應(yīng)力分析5.2.4.1鍵槽處的有效應(yīng)力集中系數(shù)σb=750Mpa依據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得:鍵槽處的有效集中應(yīng)力系數(shù)Kσ=1.95，Kτ=1.795.2.4.2臺(tái)階處的有效應(yīng)力集中系數(shù)σb=750Mpa所有臺(tái)階中：最大的為=1.4==0.02依據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得:鍵槽處的有效集中應(yīng)力系數(shù)Kσ＜1.5Kτ＜1.36依據(jù)GB/T29021-2012中5.3.4.3.1可知：無鍵槽，臺(tái)階和型槽產(chǎn)生的有效集中應(yīng)力超過3.0，故無需對(duì)壓配合或異常偏移進(jìn)行分析。5.3從動(dòng)軸的計(jì)算5.3.1從動(dòng)軸的受力分析圖5-9從動(dòng)軸的受力分析5.3.2從動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算曲柄豎直小商位置與K之間的夾角 φ=tan-1() （5-12）式中H——游梁支承中心線至曲柄軸中心線的距離，H=3780mm。連桿與游梁之間的夾角β=cos-1（5-13）式中P——連桿的有效長度，P=3830mm；θ——井口處于右側(cè)看，曲柄順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)時(shí)偏離其豎直方向向上位置的轉(zhuǎn)角。K與J之間的夾角ρ=sin-1[]（5-14）式中R——曲柄半徑，R=710mm。曲柄銷軸承中心至游梁支座軸承中心的距離J=（5-15）式中K——曲柄軸中心線至游梁支承中心線的距離，K=4048.56mm。A游梁支承中心至光桿中心線的距離：A=3000mmC游梁支承中心至橫梁支承中心線的距離：C=1498.6mmPR懸點(diǎn)最大負(fù)荷：PR=80KNB結(jié)構(gòu)不平衡重：B=40KNF＇曲柄上所受的平行于曲柄的合力：F＇=Qcosθ–F+F連cosαQ曲柄裝置折合曲柄銷處的重力：Q=323KgF曲柄裝置的離心力：F=Qω2R=323×（）2×0.710=1010N5.3.3疲勞強(qiáng)度的校核5.3.3.1Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ、Ⅲ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅳ各截面所受的彎矩圖5-10從動(dòng)軸示意圖M1⊥=-321.5P曲⊥+40RAyM1-=321.5P曲-+40RAxM1=M2⊥=-604.5P曲⊥+283RAyM2-=604.5P曲-+283RAxM2=M3⊥=-554.5P曲⊥+233RAyM3-=554.5P曲-+233RAxM3=M4⊥=-304P曲⊥M4-=304P曲-M4=θ=0～360°每隔15°計(jì)算一次P曲⊥、P曲-、RAX、RAy、RA、M1⊥、M1-、M1、M2⊥、M2-、M2、M3⊥、M3-、M3、M4⊥、M4-、M4。當(dāng)θ=330°時(shí)截面Ⅱ受的變矩最大，以下是θ=330°時(shí)的彎矩，扭矩圖如圖5-11所示。T=13000000/2=13000000N·mm。圖5-11從動(dòng)軸扭矩圖5.3.3.2抗彎截面模數(shù)Z1===401920mm3Z1=Z4Z2===572265mm3Z2=Z35.3.3.3抗扭截面模數(shù)Zp1=2Z1=2×401920=803840mm3Zp4=Zp1Zp2=Zp3=2Z2=2×572265=1144530mm35.3.3.4各截面彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力彎曲應(yīng)力：σ1===45.10Mpaσ2===54.57Mpaσ3===50.65Mpaσ4===44.05Mpa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：τ1=τ4===16.17Mpaτ2=τ3===11.36Mpa材料45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理HB=217～255依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T29021-2012中圖11（軸的許用應(yīng)力）得:許用彎曲應(yīng)力:[σ]=106Mpa許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：[τ]=58Mpaσ<[σ];τ<[τ]所以軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度達(dá)到要求。5.3.4安全系數(shù)校核S=≥SP（5-16）式中Sσ——只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)。Sσ=（5-17）Sτ——只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)。Sτ=（5-18）SP——按疲勞強(qiáng)度計(jì)算的許用安全系數(shù)；σ-1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料彎曲疲勞極限；τ-1——對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限；β——表面質(zhì)量系數(shù)；ψσψτ——材料拉伸和扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力折算系數(shù)；σmτm——彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的的平均應(yīng)力；εσετ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的尺寸影響系數(shù)；KσKτ——彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的有效應(yīng)力集中系數(shù)。截面Ⅰ-Ⅰεσ=0.6ετ=0.6Kσ=2.05Kτ=1.67Sσ==1.63Sτ==3.2S1==1.45＞SP截面Ⅱ-Ⅱεσ=0.6ετ=0.6Kσ=1.95Kτ=1.52Sσ==1.42Sτ==5S1==1.37＞SP截面Ⅲ-Ⅲεσ=0.6ετ=0.6Kσ=1.95Kτ=1.52Sσ==1.53Sτ==5S1==1.46＞SP截面Ⅳ-Ⅳεσ=0.6ετ=0.6Kσ=1.95Kτ=1.52Sσ==1.75Sτ==3.52S1==1.57＞SP5.3.5軸的應(yīng)力分析5.3.5.1鍵槽處的有效應(yīng)力集中系數(shù)σb=650Mpa依據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得:鍵槽處的有效集中應(yīng)力系數(shù)Kσ＜1.8，Kτ＜1.65。5.3.5.2臺(tái)階處的有效應(yīng)力集中系數(shù)所有臺(tái)階中：最大的為=9==0.0125依據(jù)化學(xué)工業(yè)出版社《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得:鍵槽處的有效集中應(yīng)力系數(shù)Kσ＜2.17，Kτ＜2.24。依據(jù)GB/T29021-2012中5.3.4.3.1可知：無鍵槽，臺(tái)階和型槽產(chǎn)生的有效集中應(yīng)力超過3.0，故無需對(duì)壓配合或異常偏移進(jìn)行分析。

6其它主要部件的選擇與校核6.1鍵的選擇與校核本章節(jié)鍵的強(qiáng)度計(jì)算依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第二卷。σp=2T/Dkl≤σpp（6-1）式中T——轉(zhuǎn)矩，N·Mm；D——軸的直徑，mm；l——鍵的工作長度，mm，A型鍵l=L-b，B型鍵l=L，C型鍵l=L-b/2，L為鍵的長度，mm，b為鍵的寬度，mm；k——鍵與輪轂的接觸高度，mm；σpp——鍵的許用強(qiáng)度，MPa。輸出扭矩為T3=26KN·M，通過各級(jí)之間傳動(dòng)比可以得出主動(dòng)軸扭矩T1=0.586KN·M，中間軸扭矩為T2=4.49KN·M。各軸上鍵的尺寸見表6-1。表6-1各軸上鍵的尺寸類型主動(dòng)軸鍵中間軸鍵從動(dòng)軸大鍵楔鍵尺寸（mm）C20X14X97C32X18X86A45X25X280C40X30X190各鍵所對(duì)應(yīng)的軸直徑見表6-2。6-2各鍵對(duì)應(yīng)的軸徑類型主動(dòng)軸鍵軸徑中間軸鍵軸徑從動(dòng)軸大鍵軸徑楔鍵軸徑直徑（mm）75110180155依次帶入上述公式，可以得出各鍵的強(qiáng)度，見表6-3。表6-3各鍵的強(qiáng)度類型主動(dòng)軸鍵中間軸鍵從動(dòng)軸大鍵楔鍵強(qiáng)度（MPa）32.0711692.4109.6此處，由于楔鍵采用雙鍵形式，因此強(qiáng)度按照1.5倍計(jì)算所得?？梢缘玫戒撡|(zhì)的鍵許用強(qiáng)度為120MPa，因此以上各鍵均滿足條件。6.2緊固件的選擇與校核本章節(jié)緊固件的選擇與校核計(jì)算依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第二卷。6.2.1擰緊力矩計(jì)算減速器上采用的螺栓均為8.8級(jí)，根據(jù)螺栓的型號(hào)，確定個(gè)螺栓擰緊力矩。（6-2）其中K——擰緊力矩系數(shù)；F’——預(yù)緊力，N；d——螺栓公稱直徑，mm。擰緊力矩系數(shù)K通過表6-4確定：表6-4擰緊力矩系數(shù)K摩擦表面狀態(tài)精加工表面一般加工表面表面氧化表面鍍鋅干燥粗加工表面有潤滑無潤滑有潤滑無潤滑有潤滑無潤滑有潤滑無潤滑有潤滑無潤滑K值0.10.120.13~0.150.18~0.210.20.240.180.22——0.26~0.3一般來講，標(biāo)準(zhǔn)螺栓尺寸大小對(duì)于K值的影響是很小的。為了簡化，K值通過以下計(jì)算：K=1.25μ，其中μ為螺紋當(dāng)量摩擦系數(shù)，取0.15，因此K=1.25*0.15=0.1875。預(yù)緊力F’=0.7σs*As，其中σs為屈服強(qiáng)度（N/mm2），As為螺栓公稱應(yīng)力截面積。8.8級(jí)螺栓的屈服強(qiáng)度為640N/mm2。表6-5各螺栓型號(hào)的公稱應(yīng)力截面積As（N/mm2）螺栓型號(hào)M6M8M10M12M16M20M24M30M36As20.136.65884.3157245353561817以8.8級(jí)M24螺栓為例，計(jì)算其擰緊力矩。經(jīng)過查詢，σs=640MPa，As=353mm2。因此，擰緊力矩T=0.1875*0.7*640*353*24/1000=711N·M。防滲漏型減速器的螺栓配合分為以下5種類型：1）8.8級(jí)螺栓與8級(jí)螺母配合；2）8.8級(jí)螺栓與材質(zhì)為HT250的螺孔配合；3）8.8級(jí)螺栓與材質(zhì)為QT700-2的螺孔配合；4）8.8級(jí)螺栓與材質(zhì)為45的螺孔配合；5）8.8級(jí)螺栓與材質(zhì)為35CrMo的螺孔配合；查閱材料手冊(cè)，擰緊力矩按以下進(jìn)行近似計(jì)算：1.配合螺母為8級(jí)時(shí)，擰緊力矩按螺栓8.8級(jí)計(jì)算；2.配合螺孔的材質(zhì)為35CrMo時(shí)，擰緊力矩按螺栓8.8級(jí)計(jì)算；3.配合螺孔的材質(zhì)為HT250時(shí)，擰緊力矩按螺栓4.6級(jí)計(jì)算；4.配合螺孔的材質(zhì)為QT700-2，硬度為220-320HBS時(shí)，擰緊力矩按螺栓5.8級(jí)計(jì)算；5.配合螺孔的材質(zhì)為45，硬度為187-255HBS時(shí)，擰緊力矩按螺栓6.8級(jí)計(jì)算；經(jīng)過計(jì)算，確定個(gè)螺栓型號(hào)對(duì)應(yīng)的擰緊力矩，如表6-6所示。表6-6各型號(hào)螺栓對(duì)應(yīng)的擰緊力矩（N·M）螺栓M5M6M8M10M12M16M20M24M30M3610.9級(jí)六角螺栓8143569119297579100119883474圓柱頭內(nèi)六角螺栓8143366115285556961190933358.8級(jí)六角螺栓61025498521141271214142471圓柱頭內(nèi)六角螺栓610244782203395683135723726.8級(jí)六角螺栓4818376415830953410601853圓柱頭內(nèi)六角螺栓47183561152296512101817795.8級(jí)六角螺栓351224421062063567071235圓柱頭內(nèi)六角螺栓3512234110119834267911864.6級(jí)六角螺栓249183279154267530926圓柱頭內(nèi)六角螺栓2491831761482565098896.2.2結(jié)合螺栓受力計(jì)算減速器的上箱蓋與下箱體的連接螺栓有兩種型號(hào)，分別為：M24X190，12顆；M20X80，6顆。查詢《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得螺栓承載面積為：A=A1+A2=591X12+399X6=9486mm2。根據(jù)第三章中關(guān)于軸的受力分析可得：主動(dòng)軸對(duì)箱蓋向上的作用力：垂直分力之和：RAy+RBy=3725+8777=12502N；水平分力之和：RAx+RBx=13695+7104=20799N；為了平衡水平分力而產(chǎn)生向上的垂直分力F1’=20799N；因此，主動(dòng)軸端對(duì)箱蓋產(chǎn)生的向上合力：F1=RAy+RBy+F1’=33301N；由于中間軸無對(duì)外連接部分，因此中間軸對(duì)箱蓋產(chǎn)生的作用力相互抵消。從動(dòng)軸對(duì)箱蓋產(chǎn)生的向上作用力：當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)至180°時(shí)，RAy最大，此時(shí)RAy=13605N；當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)至60°時(shí)，RAx最大，此時(shí)RAx=65120N；為平衡水平作用力而產(chǎn)生的向上作用力為：F2’=RAx=65120N；因此，箱蓋受從動(dòng)軸向上的作用力的合力為：F2=2（F2’+RAy）=157450N由于F2>F1，為方便計(jì)算，均按照F2最大值來計(jì)算。因此，箱蓋受到的合力為：F=2F2=2X157450=314900N可得：σ=F/A=33.2N/mm2查詢《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得8.8級(jí)螺栓的屈服強(qiáng)度為640N/mm2;因此螺栓安全。6.3透氣閥的選擇與校核由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)及外部環(huán)境溫度的變化，箱體內(nèi)外會(huì)產(chǎn)生溫度差和氣壓差。為便于減速器內(nèi)外空氣流通，促使箱體內(nèi)壓力平衡，在箱蓋最上方安裝通氣裝置即透氣閥。據(jù)統(tǒng)計(jì)國內(nèi)極端最大日溫差為30℃。根據(jù)密閉腔體氣體平衡公式PV=T×常數(shù)（T為絕對(duì)溫度，T=273+C，P為壓強(qiáng)，V為體積，C為所升溫度）。得：P0×V0/T0=P30×V30/T30=常數(shù)。當(dāng)裝上透氣閥的時(shí)，由于可以排出和吸入氣體，所以允許體積變化來避免壓力變化造成的影響，因此使P0=P30后所需吸入和排除的氣體量即為透氣閥的透氣量需求。公式變?yōu)椋篤0/T0=V30/T30=常數(shù)。當(dāng)溫度變化時(shí)，對(duì)應(yīng)氣體體積變化：V30=V0×T30/T0V30=V0×（273+30）/（273+0）=1.109V0即：當(dāng)溫差為30℃時(shí)需排出或吸入V30-V0=0.109V0升的氣體。0℃時(shí)減速器箱體內(nèi)氣體體積為：Vo=445-120-43-5.92-5.5-2.3-15.94=246.46L（箱座箱蓋內(nèi)部總空間445L,潤滑油占用120L,大齒輪占用43L,左右旋齒輪占用5.9L，中