双圆弧齿轮减速器设计-API减速器设计【7张CAD图纸+PDF图】
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目 录摘摘 要要.I IABSTRACTABSTRACT.IIII1 1 绪绪 论论.1 11.1 研究背景及意义.11.2 国内外研究及发展现状.11.3 双圆弧齿轮减速器的优点.22 2 总体方案及参数的选择总体方案及参数的选择.4 42.1 设计要求.42.2 传动方案的选择.42.3 电动机的选择.62.3.1 选择电动机类型.62.3.2 选择电动机容量.62.3.3 选择电动机转速.72.4 传动比计算.72.4.1 计算总传动比.72.4.2 分配各级传动比.72.5 运动和动力参数技术.82.5.1 各轴转速.82.5.2 各轴输入功率.82.5.3 各轴转矩.83 3 带、齿轮传动的设计与校核带、齿轮传动的设计与校核.10103.1V 带传动的设计.103.1.1 V 带的基本参数.103.1.2 带轮结构的设计.123.2 高速级齿轮传动设计.123.2.1 选择材料、精度及参数.123.2.2 按抗弯曲疲劳强度计算齿轮模数.133.2.3 确定齿轮传动参数.143.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度.153.2.5 验算齿面接触疲劳强度.173.2.6 几何尺寸计算.183.3 低速机齿轮传动设计.193.3.1 选择材料、精度及参数.193.3.2 按抗弯曲疲劳强度计算齿轮模数.193.3.3 确定齿轮传动参数.203.3.4 验算齿根弯曲疲劳强度.213.3.5 验算齿面接触疲劳强度.233.3.6 几何尺寸计算.234 4 轴及附件的设计与校核轴及附件的设计与校核.25254.1 轴的设计.254.1.1 输入轴的设计.254.1.2 中间轴的设计.274.1.3 输出轴的设计.284.2 轴承的选择与校核.314.2.1 输入轴轴承.314.2.2 中间轴轴承.324.2.3 输出轴轴承.334.3 键的选择与校核.334.3.1 输入轴与带轮的键.334.3.2 齿轮 2 与中间轴的键.344.3.3 齿轮 3 与轴的键.344.4 减速器附件设计及润滑密封.354.4.1 减速器附件设计.354.4.2 润滑与密封.354.5 刹车装置的设计.38总总 结结.3939参考文献参考文献.4040致致 谢谢.4141I摘摘 要要随着石油钻采工业的迅速发展，对于钻采设备的要求也就越来越高，减速器作为采油设备的一个重要组成部分也急需得到了相应的改进和提高。圆弧齿轮传动是一种新型齿轮传动，在冶金、矿山、起重运输机械以及高速传动中得到广泛的应用。圆弧齿轮是一种以圆弧做齿形的斜齿（或人字齿）轮。双圆弧齿轮减速器主要由输入轴、中间轴、输出轴、圆弧齿轮、轴承、键等构成。本次设计首先，通过对圆弧齿轮传动减速器结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了总体结构方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核；最后，通过 AutoCAD 制图软件绘制了双圆弧齿轮减速器装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用 AutoCAD 制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：关键词：圆弧齿轮，减速器，轴，设计IIAbstractWith the rapid development of the oil drilling industry, the requirements for drilling equipment is more and more high, oil production equipment reducer as an important part also in urgent need of improvement and the corresponding increase. Arc gear transmission is a new gear, is widely used in metallurgy, mining, material handling equipment and high-speed drive system. Arc gear is a circular arc tooth helical do (or herringbone) round. Double arc gear reducer is mainly composed of an input shaft, an intermediate shaft, an output shaft, gear, bearing, bond.The design is first, by performing on the arc gear reducer structure and principle analysis presented in this analysis, based on the overall structure of the program; then, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were Design and Verification; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw a double arc gear reducer assembly drawing and major components Fig.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life.Keywords: Gear, Reducer, Shafts, Design 1 绪 论11 1 绪绪 论论1.11.1 研究背景及意义研究背景及意义近年来，随着石油钻采工业的迅速发展，对于钻采设备的要求也就越来越高。因此，作为采油设备的一个重要组成部分减速器，也得到了相应的改进和提高。为提高采油效率，设计更加合理而精密的减速器成为当务之急。设计出一款与之相匹配的减速器，在动力传输，轴承润滑等方面做出更好的改进，使之更加合理，经济。本毕业设计是“API 系列常规抽油机模块化设计”研究项目的一部分，它的完成为该项目提供重要的基础依据；同时，培养学生的工程设计能力，掌握双圆弧齿轮设计的一些基本知识。通过设计，提高分析问题解决问题的能力。通过设计加深了对所学知识的认识和理解，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼了动手动脑的能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理。1.21.2 国内外研究及发展国内外研究及发展现状现状改革开放以来，我国引进一批先进的加工装备。通过不断引进、消化和吸收国外先进技术以及科研攻关，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。材料和热处理质量及齿轮加工精度都有较大的提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从 JB 17960 的 89 级提高到 GB1009588 的 6 级，高速齿轮的制造精度可稳定在 45 级。部分减速器采用硬齿面后，体积和重量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了大幅度的提高，对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用。从 1988 年以来，我国相继制定了 50-60 种齿轮和蜗杆减速器的标准，研制了许多新型减速器，这些产品大多数达到了 20 世纪 80 年代的国际水平。目前，我国可设计制造 2800kW 的水泥磨减速器、1700轧钢机的各种齿轮减速器。各种棒材、线材轧机用减速器可全部采用硬齿面。但是，我国大多数减速器的水平还不高，老产品不可能立即被替代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。近十几年来，计算机技术、信息技术、自动化技术在机械制造中的广泛应用，改变了制造业的传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益双圆弧齿轮减速器设计2生产、敏捷制造、智能制造等先进技术形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理。适应石油钻采工业要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是 2l 世纪企业竞争的焦点。在 2l 世纪成套机械装备中齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度、加工效率太为提高，从而推动了机械传动产品多样化，整机配套的模块化、标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致。CNC 机床和工艺技的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动。齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。总之，当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率：二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景，对于石油这个重工业来说更是迫不及待。1.31.3 双圆弧齿轮减速器的优点双圆弧齿轮减速器的优点圆弧齿轮传动是一种新型齿轮传动，在冶金、矿山、起重运输机械以及高速传动中得到广泛的应用。圆弧齿轮是一种以圆弧做齿形的斜齿（或人字齿）轮。圆弧齿轮传动可分为单圆弧齿轮和双圆弧齿轮传动两种形式。对于单圆弧齿轮，通常小齿轮做成凸齿。为加工方便，一般法面齿形做成圆弧，两端面齿形只是近似的圆弧。工作时，从一个端面看，先是主动轮齿的凹部推动从动轮齿的凸部，离开后，再以它的凸部推动对方的凹部，故双圆弧齿轮传动在理论上同时有两个接触点，经跑合后，这种传动实际上有两条接触线，因此可以实现多对齿和多点嚙合。此外，由于其齿根厚度较大，双圆弧齿轮传动不仅承载能力比单圆弧齿轮传动约高 30以上，而且传动较平稳，振动和噪声较小，并且可用同一把滚刀加工相配对的两个齿轮。因此。高速重载时，双圆弧齿轮传动有取代单圆弧齿轮传动的趋向。其齿廓形状，具有比渐开线齿轮高得多的承载能力。渐开线齿轮是两个凸齿面相接触，综合曲率半径很小，接触应力很大，接触强度低，齿面上容易出现疲劳点1 绪 论3蚀。圆弧齿轮传动是凸凹齿面接触，齿面的综合曲率半径比渐开线齿轮大许多倍，所以接触强度有很大提高。双圆弧齿轮的齿形参数可以灵活设计，齿腰和齿根的厚度可按强度要求调节，加之齿根用一段大圆弧连接，这扰非常有利于轮齿弯曲强度的提高。圆弧齿轮啮合传动时，因其运动特性，接触区以很高的滚动速度沿齿宽方向移动。当 a =10* -22时，滚动速度是圆周速度的 5.67-2. 75 倍，齿面间容易形成油膜。早在 1960 年 Essen 国际齿轮会议上曾指出圆弧齿轮的主要优点之一是润滑性能良好，油膜厚度为渐开线齿轮的 10 倍。此外，齿面间的滑动速度很小，综合起来，啮合摩擦损失减小 5060%,磨损减少 2/33/4。渐开线齿轮滑动速度沿齿高不同，离节线越远，速度愈大。因而引起不同的磨损程度而导致齿形变化，使啮合传动质量恶化。圆弧齿轮滑动速度沿齿高方向均等，所以，齿面磨合时，啮合齿廓更趋于圆弧，有良好的跑合性能。齿面的跑合磨损无损于齿形精度，而且圆弧齿轮的跑合工艺，实际上起到了装配后的对研精加工工艺的作用。综上所述圆弧齿轮能有效地提高承载能力。双圆弧齿轮减速器设计42 2 总体方案及参数的选择总体方案及参数的选择2.12.1 设计要求设计要求设计技术参数要求如下：（1）总传动比（i）： 27 31 （2）齿轮模数（m）：第一级 68、第二级 911（3）减速器的额定扭矩： 640000/73 InLbs/kN.m （4）最高输出轴转速（n）： 12 min-1 （5）传递的功率（P） 2375 kW（6）同类减速器的主要构件的几何尺寸、与减速器相关的国家标准、API 标准及易损件、标准件图样2.22.2 传动方案传动方案的选择的选择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。减速器常用的分布方案有展开式，同轴式，分流式以及对称分流式，现分别对四种方案加以对比分析。（1）对称分流式（图 2-1）图 2-1 传动方案 1 示意图该方案结构复杂，由于齿轮相对于轴承对称布置，与展开式相比载荷沿齿宽分布较均匀，轴承受载较均匀。中间轴危险截面上的转矩只想当于轴所传递转矩的一半，使用与变载荷的场合。与分流式相比，输出轴危险截面上的转矩是轴所传递转矩的一半。 （2）分流式（图 2-2）2 总体方案及参数选择5图 2-2 传动方案 2 示意图该方案结构复杂，由于齿轮相对于轴承对称布置，与展开式相比载荷沿齿宽分布较均匀，轴承受载较均匀。中间轴危险截面上的转矩只想当于轴所传递转矩的一半，使用与变载荷的场合。（3）展开式（图 2-3）图 2-3 传动方案 3 示意图该方案结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不固定，因此要求轴有交大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和在载荷作用下产生的弯曲变形可部分互相抵消，以减缓沿齿宽分布不均匀的现象。用于载荷比较平衡的场合。（4）同轴式（2-4）图 2-4 传动方案 4 示意图该方案减速器的横向尺寸较小，两对齿轮侵入油中深度大致相同。但轴向尺寸双圆弧齿轮减速器设计6大和重量较大，且中间轴较长，刚度差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用。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。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。由于抽油机工作时的载荷变化大，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，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。通过比较知选择传动方案 1 如图 2-1；2.32.3 电动机的选择电动机的选择2.3.12.3.1 选择电动机类型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2.3.22.3.2 选择电动机容量选择电动机容量（1）减速器输出功率wP= wPw6T n9.55 10出（2-1）已知最高输出轴转速（n）=12r/min，此处取输出轴转速为：=8r/minwnwn由公式（2-1）得= 61.15kwwP（2） 电动机至减速器之间传动装置的总效率为 32123（2-2）， 分别为皮带，轴承及齿轮传动的效率，1231230.960.980.97;，由公式（2-2）得32321230.96 0.980.97 =0.85（3） 确定电动机的额定功率edPwdPp （2-3）电动机的输出功率dP2 总体方案及参数选择7可由公式（2-3）得到：71.93dPKW选定电动机的额定功率75edPKW2.3.32.3.3 选择电动机转速选择电动机转速输出轴转速为：=8r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表wnwn18-1 已知传动比为=2731，带传动推荐传动比为，则总传动比可取2 3ii i12 4i 54 至 124 之间，则电动机转速的可选范围为=54=548=432r/min，=124=1248=992r/min1dnwn2dnwn可见同步转速为 750r/min,1000r/min 的电动机都符合,这里初选这两种电动机进行比较,由参考文献1中表 16-1 查得：表 2-11电动机转速 n/(r/min)方案电动机型号额定功率（KW）同步转速满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/kg1Y315S-67510009801.62.08502Y315M-8757507401.72.01008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 2，即，选取的电机型号为：Y315M-82.42.4 传动比传动比计算计算2.4.12.4.1 计算总传动比计算总传动比由参考文献1中表 16-1 查得：满载转速r/min740mn 总传动比=740/8=92.5/mwinn2.4.22.4.2 分配各级传动比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 分配各级传动比为了保证结构的紧凑性取 V 带传动的传动比为：13i 双圆弧齿轮减速器设计8则减速器的传动比为：2 330.83ii i取高速级的圆柱齿轮传动比6.162(1.2 1.3)ii则低速级的圆柱齿轮的传动比为53i 2.52.5 运动和动力参数运动和动力参数技术技术2.5.12.5.1 各轴转速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 = 740r/min0n r/min011740246.673nni 12240 / minnnri r/min2338nni2.5.22.5.2 各轴输入功率各轴输入功率1171.93 0.9669.05dPPKW212366.32PPKW 322363.69PPKW 2.5.32.5.3 各轴转矩各轴转矩9550PTn（2-4）由公式（2-4）得 311169.05955095502.673 10246.67PTN mn2 总体方案及参数选择9=15.8342295502PTn310 N m3333955076.03 10PTN mN将轴的运动参数汇总于下表以备查用：表 2-3 各轴动力参数轴名功率P（kw）转矩T（N.mm）转速n（r/min）传动比效率电机轴71.9360.928 1074030.96输入轴69.052.673610246.676.160.96中间轴66.3215.83461040输出轴63.6976.03610850.96双圆弧齿轮减速器设计10双圆弧齿轮减速器设计113 3 带、齿轮传动的设计带、齿轮传动的设计与校核与校核3.1V3.1V 带传动的设计带传动的设计3.1.13.1.1 V V 带的基本参数带的基本参数1）确定计算功率：cP已知：；kwP93.71min/740rnm查机械设计基础表 13-8 得工况系数：；2 . 1AK则：kwkwPKPAc32.8693.712 . 12）选取 V 带型号：根据、查机械设计基础图 13-15 选用 C 型 V 带,cPmn3）确定大、小带轮的基准直径dd（1）初选小带轮的基准直径：；mmdd2001（2）计算大带轮基准直径：；mmdiddd58802. 01200302. 0112）（）（带圆整取标准系列，误差小于 5%，是允许的。mmdd60024）验算带速：smsmndvmd/)25, 5(/75. 710006074020014. 31000601带的速度合适。5）确定 V 带的基准长度和传动中心距：中心距：)(2)(7 . 021021ddddddadd初选中心距mma1000（2）基准长度：双圆弧齿轮减速器设计12mmaddddaLddddd326010004)200600()600200(214. 3100024)()(22202122100对于 A 型带选用mmLd3250（3）实际中心距：mmLLaadd99523260325010002006）验算主动轮上的包角：1由adddd3 .57)(180121得12096.1569953 .57)200600(1801主动轮上的包角合适。7）计算 V 带的根数：zLArKKPPPKPPzc)(00，查机械设计基础表 13-3 得：min/740rnmmmdd2001；kwP05.160（2），查表得：；3min/740带，irnmkwP1 . 10（3）由查表得，包角修正系数96.156195. 0K（4）由，与 V 带型号 A 型查表得： mmLd160099. 0lK综上数据，得35. 599. 095. 0) 1 . 105.16(93.712 . 1z取合适。106z8）计算预紧力（初拉力）：0F根据带型 A 型查机械设计基础表 13-1 得：mkgq/1 . 03 带、齿轮传动的设计与校核13NqvkzvPFc4 .152075. 71 . 0195. 05 . 275. 7632.8650015 . 25002209）计算作用在轴上的压轴力：QFNZFFQ3 .17877296.156sin4 .1520622sin210其中为小带轮的包角。110）V 带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)C2001dd6002dd33250中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)99561520.417877.33.1.23.1.2 带轮结构的设计带轮结构的设计1）带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料 HT200）2）带轮的结构形式：V 带轮的结构形式与 V 带的基准直径有关。小带轮接电动机，较mmdd2001大，所以采用孔板式结构带轮。3.23.2 高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计3.2.13.2.1 选择材料、精度及参数选择材料、精度及参数（1） 按图 2-1 所示传动方案，选用圆弧圆柱齿轮传动；双圆弧齿轮减速器设计14（2）抽油机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度；（3） 材料选择。选择大小齿轮材料为 45（调制） ；（4） 初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数6.1618=110.0118Z 2Z 取；采用人字齿；暂定；选取齿宽系数；2111;Z 250.5d3.2.23.2.2 按抗弯曲疲劳强度计算齿轮模数按抗弯曲疲劳强度计算齿轮模数（1）抽油机减速器属于中等振动，暂取 K=1.7；（2）根据材料种类及硬度确定齿轮的疲劳极限由图 3-39b1查得：小齿轮 lim1525FMPa由图 3-39h1查得：大齿轮 lim2410FMPa由图 3-40b1查得：lim1860HMPa由图 3-40h查得：lim2700HMPav3ZZ =cos（3-1）-螺旋角 Z-齿数由公式（3-1）得：1v131ZZ =18/0.74424.18cos查图 3-35b1F1Y =2.11由公式（3-1）得：2v23ZZ =111/0.744147.77cos查图：3-5b 得，F2Y =1.82查图 3-36b1：=145.78/ 23.896.10,1.023Y查表 3-141：2.053EY 查表 3-37b1：25Y =0.775FlimNXFPFminY Y=n（3-2）由公式（3-2）得：3 带、齿轮传动的设计与校核15Flim1N1X1FP1FminFlim2N2X2FP2FminY Y=525 1 1/1.6328nY Y=410 1 1/1.6256nMPaMPa 计算式应取（） （）中之大值代入计算11/FFPY22/FFPY12tan()22aZZ（3-3）-单侧齿宽的纵向重合度 -齿宽系数a由公式（3-3）得：12tantan()(0.5/ 2) (18 110)2.375;226.282,0.375,K=0;aZZ 因齿端修薄总的纵向重合度 2=2.375 2=4.75人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷331T2.673 10T=N.m=1.337 10 N.m221132.58n1m() ()2EuFEndFPY Y Y Y YTkkZ（3-4）由公式（3-4）得1132.58n11132.583m() ()21.337 101.72.053 1.023 0.775 1.83 1()2 2018 2564.81EuFEndFPY Y Y Y YTkkZ 设计要求：齿轮模数（m）第一级 68，故取 mn=63.2.33.2.3 确定齿轮传动参数确定齿轮传动参数122cosnmzza（3-5）由公式（3-5）得：双圆弧齿轮减速器设计16取 a=427mm126 18 111427;2cos2cos25nmzzamm12arccos2nmzza（3-6）由公式（3-6）得126 129arccosarccos252854nmzzacosnz md（3-7）由公式（3-7）得1118 6119.16coscos25nz mdmm22111 6734.84coscos25nz mdmmsinnmb （3-8）由公式（3-8）得，取 b=105mm2.375 3.141 6105.91sinsin25nmbmm 3.2.43.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度查表 3-121，抽油机工作中等振动，；1.5AK 60 1000d nv（3-9）由公式（3-9）得1 13.141 98.436 145.780.75/60 100060 1000d nvm s查图 3-311：vK =1.027级精度时，；3 带、齿轮传动的设计与校核17查图 3-321，；d11b100=1.02/K =1.10d98.436m s，查表 3-131，按七级精度，；F2K=1.10查图 3-36b1，u145.78u=6.10Y =1.02323.89时，；查图 3-37b1，=23.895Y =0.765，；查图 3-35b1，1V1331818Z=23.56cos(0.9143)0.764z；F1Y =2.132V233110110Z=143.98cos(0.9143)0.764z；F2Y =1.825查表 3-141，锻钢-球墨铸铁，0.14EEndY =2.503 MPaY=1K=0齿端修薄，；小齿轮的齿根应力10.86AV12F2.851TK K K K=()2EuFEndFnY Y Y Y YKz m（3-10） AK 使用系数VK 动载系数1EK 载荷分配系数 Y弯曲弹性系数 uFY弯曲齿数比系数 Y齿形系数由公式（3-10）得10.86AV12F12.851TK K K K=()2EuFEndFnY Y Y Y YKz m0.8632.581050 101.5 1.02 1.10 1.102.053 1.023 0.765 2.13 1164;2 3018 5MPa 大齿轮的齿根应力为：22111.825164140.52.13FFFFYMPaY小齿轮的应力循环次数：7116060 145.78 365 24 20153 10Nnt双圆弧齿轮减速器设计18大齿轮的应力循环次数：7712153 1025.1 106.10NNu查图 3-41a1， 6N1N13 10Y =Y =N ，1；nX3-42b1m5Y =1查图，；安全系数FlimFS =NXFY Y（3-11）由公式（3-11）得Flim111F11525S =3.2164NXFY YFlim122F22410S =2.92140.5NXFY Y齿根弯曲疲劳强度安全。3.2.53.2.5 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度查表 3-131，21.39()HK按七级精度；查表 3-141，锻钢-球墨铸铁，0.27EZ =31.346MPa；查图 3-36b1，uu=6.10Z =1.045，；查图 3-37b1，当=23.895Z =0.58，；查图 3-38b1得到：V1na1V2na2a1a2aZ=23.56m =5Z =0.992Z=143.98m =5Z =0.963Z +ZZ =0.978;2，；，；齿面接触应力：a0.73AV1H2H2.191Z Z Z ZTK K K K=()2EunKz m（3-12）-接触弹性系数 -接触齿数比系数 -接触螺旋角系数 -接触弧长ZEZuZZA系数3 带、齿轮传动的设计与校核19由公式（3-12）得：a0.73AV1H2H2.191Z Z Z ZTK K K K=()2EunKz m0.7332.191050 101.5 1.02 1.10 1.3931.346 1.045 0.58 0.9782 3018 5 4=1.25 100.03=375MPa查图 3-41b1，7N5 101;N，Z查图 3-431，采用 320 号极压工业齿轮油240320/,1.085;LvmmsZ查图 3-441，0.750.751.69/0.7623.8950.4430gVvvm stgtg，Z安全系数HlimLVHHZ Z ZS =N（3-13）-接触寿命系数 -润滑剂系数 -速度系数ZNZlZV由公式（3-13）得：Hlim11LVH1HZ Z Z860 1 1.085 0.76S =1.89375N Hlim22LVH2HZZ Z700 1 1.085 0.76S=1.54375N 齿面接触疲劳强度安全。3.2.63.2.6 几何尺寸计算几何尺寸计算上述计算得到基本参数为：25n12m =6,Z =18,Z =111,=;mm由公式得小齿轮分度圆直径：；1n1Z m18 6d =119.16coscos25mm小齿轮齿顶圆直径：；a11ad =d +2h =119.16+2 0.9 6=129.96mm双圆弧齿轮减速器设计20小齿轮齿根圆直径：；f11d =d2h 119.162 1.1 6=105.96fmm 大齿轮的分度圆直径：；2n2Z m111 6d =734.84mmcoscos25大齿轮齿顶圆直径：；a222d =d +2h =734.84+2 0.9 6=745.64mm大齿轮齿根圆直径：；f22d =d2h =734.842 1.1 6=721.64fmm 中心矩 ；126 18 1114272cos2cos25nmzzamm齿宽 105bmm3.33.3 低速机齿轮传动设计低速机齿轮传动设计3.3.13.3.1 选择材料、精度及参数选择材料、精度及参数（1） 按图（2-1）所示传动方案，选用人字齿圆柱齿轮传动（2） 抽油机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）（3） 材料选择。查图表（P191 表 10-1） ，选择大小齿轮材料为 45 号钢（调质）。（4） 初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数318Z 45 1890;Z 取，采用人字齿，暂定，选取齿宽系数；490Z 300.5d 单侧重合度，由公式（3-3）得：120.53018902.4812,=2.4812222 3.141atgtgZZ3.3.23.3.2 按抗弯曲疲劳强度计算齿轮模数按抗弯曲疲劳强度计算齿轮模数（1）抽油机减速器属于中等振动，暂取 K=1.7；（2）根据材料种类及硬度确定齿轮的疲劳极限由有参考文献1图 3-39b 查得：小齿轮 lim1525FMPa由图 3-39h 查得：大齿轮 lim2410FMPa由图 3-40b 查得：lim1860HMPa由图 3-40h 查得：lim2700HMPa3 带、齿轮传动的设计与校核21由公式（3-1）得：当，；3v13ZZ =18/0.64927.73cosF1Y =2.06，；4v23ZZ =86/0.649132.4cos时F2Y =1.83查图 3-36b：当，；=23.89/ 4.7851.025Y查表 3-14；2.053EY 查表 3-37b：当，；30oY =0.805由公式（3-2）得：Flim3N3X3FP3FminFlim4N4X4FP4FminY Y=525 1 1/1.6328nY Y=410 1 1/1.6256nMPaMPa 计算式应取（） （）中之大值代入计算11/FFPY22/FFPY单侧齿宽的纵向重合度，由公式（3-3）得：34tantan()(0.5/ 2) (1886)3.375,3,0.375226.28K=0aZZ 因齿端修薄总的纵向重合度 ；2=2.375 2=4.75人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷故 332T15.834 10T=N m=7.917 10 N m22由公式（3-4）得1132.58n11132.583m() ()27.917 101.72.053 1.025 0.805 1.83 1()8.72 2018 256EuFEndFPY Y Y Y YTkkZ 设计要求：齿轮模数（m）第二级 911，故取 mn=93.3.33.3.3 确定齿轮传动参数确定齿轮传动参数双圆弧齿轮减速器设计22中心距 由公式（3-5）得 ，取 a=560mm3491890561.1842cos2cos30nmzza由公式（3-6）得349 108arccosarccos29.7921120nmzza由公式（3-7）得3318 9186.67coscos29.79nz mdmm4490 9933.33coscos29.79nz mdmm由公式（3-8）得：，取 b=1402.481 3.141 9141.17sinsin29.79nmbmm mm3.3.43.3.4 验算齿根弯曲疲劳强度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，；3 13.141 400.208/60 100060 1000d nvm s查图 3-32，当；d13b120=0.722K =1.06d166.147时，vK =1.007级精度时，；查表 3-13，按七级精度，；F2K=1.10查图 3-36b，当u145.78u=6.10Y =1.02323.89时，；查图 3-37b，当=29.926Y =0.80时，；由公式（3-1）得：3 带、齿轮传动的设计与校核23查图 3-35b，当3V3331818Z=27.649,cos(0.866)0.651zF1Y =2.06； 当4V43390Z=132.104,cos(0.866)zAF2Y =1.83；查表 3-14，锻钢-球墨铸铁，0.14EEndY =2.503 MPaY=1K=0齿端修薄，；小齿轮的齿根应力，由公式（3-10）得：10.86AV12F32.851TK K K K=()2EuFEndFnY Y Y Y YKz m0.8632.5876.03 101.5 1.00 1.06 1.102.053 1.025 0.80 2.06 12142 3018 9MPa 大齿轮的齿根应力为：44331.8231641902.06FFFFYMPaY小齿轮的应力循环次数：7326060 23.899 365 24 2025 10Nn t大齿轮的应力循环次数：773425 105.3 104.78NNu查图 3-41a，当6N1N13 10Y =Y =N 时，1；nX3-42bm85Y =0.95查图，当时，；安全系数由公式（3-11）得：Flim311F33525 1 0.95S =2.33;214NXFY Y Flim322F44410 0.95 1S =2.05190NXFY Y齿根弯曲疲劳强度安全。双圆弧齿轮减速器设计243.3.53.3.5 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度查表 3-13，21.39()HK按七级精度；查表 3-14，锻钢-球墨铸铁，0.27EZ =30.584MPa；查图 3-36b，uu=4.78Z =1.055当时，；查图 3-37b，当=29.926Z =0.66时，；查图 3-38b，当V1na1V2na2Z=27.649m =8 mmZ =0.996Z=132.104m =8 mmZ =0.962，时，；，时，；a1a2aZ +ZZ =0.979;2齿面接触应力，由公式（3-12）得a0.73AV1H2H2.191Z Z Z ZTK K K K=()2EunKz m0.7332.1976030 101.5 1.05 1.06 1.3930.584 1.055 0.66 0.9795842 3018 8MPa 查图 3-41b，7N5 101;N，Z查图 3-43，采用 320 号极压工业齿轮油240320/,1.085;LvmmsZ查图 3-44，Z0.20770.20770.361/0.77;29.790.576gVvvm stgtgA安全系数由公式（3-13）得Hlim11LVH1HZ Z Z860 1 1.085 0.77S =1.3;548.5N Hlim22LVH2HZZ Z700 1 1.085 0.77S=1.2;548.5N 齿面接触疲劳强度安全。3.3.63.3.6 几何尺寸计算几何尺寸计算上述计算得到的基本参数为：n12m =8,Z =18,Z =90,=29.793 带、齿轮传动的设计与校核25由公式得小齿轮分度圆直径：3n3Z m18 9d =186.67mm;coscos29.79小齿轮齿顶圆直径：a33ad =d +2h =186.67+2 0.9 9=202.87mm小齿轮齿根圆直径：f33d =d2h =186.672 1.1 9=166.87;fmm 大齿轮的分度圆直径：4n4Z m86 5430d =793.815mm;coscos29.9260.8667o大齿轮齿顶圆直径：a442d =d +2h =601.619+2 0.9 8=808.215mm;大齿轮齿根圆直径：f44d =d2h =601.6192 1.1 8=776.215;fmm 中心矩 ；349 18905602cos2cos29.97nmzzamm齿宽 ；22 140bmm空刀槽 30;lmm小齿轮 3 采用齿轮轴结构，大齿轮 4 采用孔板式结构;4 轴及附件的设计与校核264 4 轴及附件的设计与轴及附件的设计与校核校核4.14.1 轴的设计轴的设计4.1.14.1.1 输入轴的设计输入轴的设计（1）已知数据如下：=69.05kw ，=246.67r/min ，=2673 =1336.51P1n1TN m1/ 2TTN m（2）求作用在齿轮 1 上的力34112 cos2 2673 10cos2551.95 10119.16tTFNd4311tan1.95 10 tan207.76 10cos0.9143tnrFFN4311cos1.95 100.44308.64 10atFFN图 4-1 高速轴齿轮受力图（3）初步确定轴的最小直径30PdAn（4-1）式中：P-功率 单位（kw） n-转速 单位（r/min）根据公式（4-1） ，初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。取=112，得 112mm=73.27mm0A,131min1PdAn369.05246.674 轴及附件的设计与校核27该轴直径 d100mm，有一个键槽，轴颈增大 3%4%,安全起见，取轴颈增大5%则，圆整后取 d1=76mm。1min1min1.051.05 73.2776.93ddmm输入轴的最小直径是安装带轮处的直径。（4） 轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案经分析比较，选用如图所示的装配方案。图 4-2 高速轴装配方案b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)带轮采用轴肩定位，I-II 段=76mm ，由式 h=（0.07-0.1）d ，取1 2d=88mm2 3d初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承.2)根据=88mm，查 GB276-89 初步取 0 组游隙，0 级公差的深沟球轴承2 3d6018，其尺寸为 dDB=90mm150mm27mm ，故3 49 1090ddmm定位轴肩处，取=105，4 5d4 58 930llmm6 7280lmm3)由指导书表 4-1 知箱体内壁到轴承座孔端面的距离，采用凸缘式轴1L =80mm承盖，取轴承盖的总宽度为 68mm，到带轮的距离为 80mm，则，取小2 3165lmm齿轮距箱体内壁的距离为=20mm，大齿轮 2 和与齿轮 3 之间的距离 c=30mm，1a2，滚动轴承端面距箱体内壁则；1S =10mm3 4125 102055mmlBSamm4 58 930llc.轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用普通 C 型平键连接，按， 1 276dmm1-2L=160mm查图表（P 表 6-1）选用键=22mm14mm140mm 。滚动轴承与轴的周向b hl 双圆弧齿轮减速器设计28定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为 m6d.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 C2，各轴肩处圆角半径为 R24.1.24.1.2 中间轴的设计中间轴的设计（1）已知数据如下：已知，266.32PKW215834TN m340 / minnr（2）求作用在齿轮上的力 =19KN ，0.77KN，8KN21ttFF21rrFF21aaFF 23332cos2 12260 cos29.926128166.147 10tTFKNd33tan128tan2046.653.5coscos29.9260.86tnrFFKNKN轴上力的方向如下图 4-3 所示图 4-3 中间轴受力图（3）初步确定轴的最小直径 根据式（4-1）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取=112 ，得0A332min66.32110110130.1940pdmmn该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=130mm，2mind（4） 轴的结构设计4 轴及附件的设计与校核29a.拟定轴上的传动方案图 4-4 中间轴的装配方案b.确定轴的各段直径和长度1）根据， 取，轴承与齿轮 2 之间采用套筒定位，取2min130dmm1 2130dmm，齿轮 2 与齿轮 3 之间用轴肩定位 h=5mm，取，2 35 6135ddmm3-4d=150mm，齿轮 3 采用轴肩定位，则,由于轴环宽度 b1.4h 轴 II 设3 430lmm4 530dmm计 3240Bmm2280BBmm2-3=240mml； ，；2 3233 4280302402302108lBcBl 5-6=80-2=78mml2）初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴 II 相对于机座固定，则 III 轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取 0 组游隙，0 级公差的 N 系列轴承N206，其尺寸为 dDB=130mm230mm40mm 。由于轴承内圈不受轴向力，轴端不受力， 选用凸缘式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为 60mm3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接按mm ；3-4d=1402-3d=80mm280;Bmm查图表（P 表 6-1）取各键的尺寸为II-III 段：bhL=25mm14mm70mm（使用一对）滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为 m64）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 C2，各轴肩处的圆角半径为 R2。双圆弧齿轮减速器设计304.1.34.1.3 输出轴的设计输出轴的设计（1）已知数据如下：已知kw ， ，r/min363.69p 3376.03 10 N mT 38n （2）求作用在轴上的力 43128ttFFKN4353.5rrFFKN（3）初步确定轴的最小直径 按式（4-1）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢调质处理。取，于是得0112A 1123mind363.69223.648mm该轴的最小直径为安装曲柄的直径，则轴的最小直径3min225.dmm（4）轴的结构设计 a 拟定轴上零件的装配方案。选取如下图 4-5 所示的方案图 4-5 输出轴装配方案 b 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取，为了满足曲柄的轴向定位要求，采用轴肩定位，由1 2225dmmh=（0.07-0.1）d，取，曲柄挡圈紧固2 3255dmm2）初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用 0 组游隙，0 级公差的深沟球轴承 6352，其尺寸为 dDB=260mm380mm64mm 故3-46-7d=d260mm3）轴承采用轴肩定位，取，4 5d280mm1 2300lmm4 轴及附件的设计与校核314）根据轴颈查图表（P 表 15-2，指导书表 13-21）取安装齿轮处轴段，齿轮采用轴肩定位，根据 h=（0.07-0.1）d，取 h=10mm，则6 7270dmm ，轴环宽度 b1.4h=20mm，取5 6d300mm5 620lmm5）已知；取， （S=4mm） 其他同上4315Bmm7 8270dmm7 8164lmm6）根据轴 II，轴 III 的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则3S2 3l=100mm， 100mm322SaBc5 6lc 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据 6 7270dmm，；6 7315lmm1 2225dmm1 2240lmm6-7 段：bhL=55mm32mm280mm 1-2 段：bhL=50mm28mm220m滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为 m6d 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角尺寸为 C2，轴上圆角 R2。（5）求轴上的载荷轴的计算简图如下图（4-6）所示，深沟球轴承 6248， 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出 Ft 作用处是危险截面，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表：表 4-1载荷水平面 H垂直面 V支反力 F=26.75KN 12NHNHFF=64KN12NVNVFF弯矩=8025N.mHM=21903VM.N m总弯矩 M=23748M.N m扭矩 T26.5TKN m双圆弧齿轮减速器设计32图 4-6 弯矩及扭矩图（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力22caMTW（4-2）由公式（4-2）得 22223283440.6 26500363.140.232caMTMPaW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查教科书 45 钢 =60MPa，因此1，故轴安全。ca14.4.2 2 轴承的选择与校核轴承的选择与校核4.2.14.2.1 输入轴轴承输入轴轴承（1）由输入轴的设计知，初步选用深沟球轴承 6018，由于受力对称，只需要计算一个。2211rrtFFF（4-3）其受力由公式（4-3）得4 轴及附件的设计与校核33=rF2222117.7619.520.5rtFFKN=0，=3 ，转速 n=246.67r/min 已知轴承的预计寿命为=8760haFhL（2）查轴承的当量载荷查滚动轴承样本（指导书表 15-3）知深沟球轴承 6018 的基本额定动载荷 C=66KN，基本额定静载荷=49.5KN0C（3）求轴承当量动载荷 P因为=0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本aF（P 表 13-6） ，取=1.0 pfPXFYFpraf（）（4-4）由公式（4-4）得PXFYF1.01.0 20.5020.5prafKN（）（4）验算轴承寿命61060hCLnP（4-5）由公式（4-5）得3661010660006060 145.7820500hhCLLnP故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 60184.2.24.2.2 中间轴轴承中间轴轴承（1）计算轴承所有载荷由轴 2 的设计已知，初步选深沟球轴承 6226，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力由公式（4-3）得=rF222218.54548rtFFKN合合=0，=10/3，n=40r/minaF（2）查轴承的当量动载荷（指导书表 15-5）知 6226 的基本额定动载荷 C 基本额定静载荷0C（3）求轴承当量动载荷 P双圆弧齿轮减速器设计34 因为，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，0aF 由公式（4-4）得P=（X+Y）=48KNpfrFaF（4）验算轴承寿命由公式（4-5）得h3661010270006060 87.43706.46hCLnP=73714h=72000hhL故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6226。4.2.34.2.3 输出轴轴承输出轴轴承（1）计算轴承所受载荷由输出轴的设计知，初步选用深沟球轴承 6252，由于受力对称，只需要计算一个。由公式（4-3）得=rF2244rtFF2226.756469KN=0，=3 ，转速 n=8r/minaF查滚动轴承样本知深沟球轴承 6252 的基本额定动载荷 C=45KN，基本额定静载荷=40KN0C（2）求轴承当量动载荷 P因为=0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，aF取=1.0，由公式（4-4）得 pfP=（X+Y）=1.0（169+0）KN =69KNpfrFaF（3） 验算轴承寿命由公式（4-5）得73714h=72000h33661010606069hCCLnPnhL故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6252。4.34.3 键的选择与校核键的选择与校核4 轴及附件的设计与校核354.3.14.3.1 输入轴与带轮的键输入轴与带轮的键（1）选择键由轴 1 的设计知初步选用普通平键 =22 14 140b h l 1=2673N.mT（2） 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力=100-p120MPa，取=110MPa。键的工作长度 =L-b/2=140mm-22mm=118mm，键与轮pl毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.514mm=7mm。3210pTkld（4-6）由式（4-6）得=22.10/（68270）MPa32210pTkld310=104MPa=110MPap可见连接的强度足够，选用键=22 14 140b h l 4.3.24.3.2 齿轮齿轮 2 2 与中间轴的键与中间轴的键（1）选择键由轴 2 的设计知初步选用普通平键=6130b hl=32 18 90 T2/ 2TN m（2） 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力=100-p120MPa，取=110MPa。键的工作长度 =L-32=90mm-32mm=58mm，键与轮毂pl键槽的接触高度 k=0.5h=0.518mm=9mm。由式（4-6）可得：=26310/752140 2MPa3210IIpTkld310=124MPa=130MPap可见连接的强度足够，选用键=32 18 140b h l 4.3.34.3.3 齿轮齿轮 3 3 与轴的键与轴的键双圆弧齿轮减速器设计36（1） 选用键，=76030=55 32 280b h l T3TN m（2） 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许
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