资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共44页)
编号：169986571
类型：共享资源
大小：1.83MB
格式：ZIP
上传时间：2021-11-29
上传人：资料****站
认证信息
个人认证
冯**（实名认证）
河南
IP属地：河南
55
积分
- 关 键 词：
-
应用于
冲程
抽油机
换向
减速器
设计
- 资源描述：
-
应用于长冲程抽油机的换向减速器设计,应用于,冲程,抽油机,换向,减速器,设计
- 内容简介：
-
本科毕业设计本科毕业设计(论文论文)题目：应用于长冲程抽油机的换向题目：应用于长冲程抽油机的换向 减速器设计减速器设计 I 应用于长冲程抽油机的换向减速器设计应用于长冲程抽油机的换向减速器设计 摘摘 要要本文主要介绍了对长冲程抽油机的换向减速器设计。根据企业实际需求，设计一个带有机械换向的减速器，采用电磁离合和内外齿轮传动方向相反的原理实现换向。通过分析与计算，此次设计减速器所选定的换向方案为机械自身换向。本文在确定设计方案以后根据此方案在制定出减速器的传动原理简图。后续工作是对运动参数的分析计算从而确定电动机的选择。在这些前提下，通过不断的计算与修改从而设计出减速器齿轮，轴等主要零件。然后绘制出自己所设计减速器的三维与二维图，确保设计的合理性与可靠性。关键词：关键词：抽油机；换向；减速器；系统 II Reversing long-stroke pumping unit reducer design Abstract This paper focuses on reversing gearbox design of long stroke pumping units.According to the enterprise actual demand,Design a gear reducer with a mechanical commutator,using the principle of electromagnetic clutch and gear transmission in opposite directions, both internal and external reversing.Through the analysis and calculations, selected for the design of the reducer of directional-control programme for mechanical reversing itself.Determine the design later in this article under this programme develop reducer transmission principle diagram.Follow-up is on the analysis and calculation of kinematic parameters to determine motor choice.Under these premises, through continuous calculation and modification design of reducer gear, shafts and other major parts.And then draw a three-dimensional and two-dimensional map reducer designed to ensure the rationality and reliability of the design .Key Words: Pumping units;Directional control;Reducer;SystemIII 目目 录录1 绪论绪论.1 1.1 前言.11.2 背景.11.2.1 抽油机减速器的概况.11.2.2 国内外的发展概况.32 设计总方案设计总方案.52.1 换向减速器的工作原理简图.52.2 设计内容及方案.53 换向减速器的详细设计换向减速器的详细设计.73.1 电动机的选择.73.2 传动比.73.3 运动参数.83.4 换向减速器主要零件设计.93.4.1 皮带的选择.93.4.2 齿轮的设计.113.4.3 轴的设计.183.4.4 轴承的设计.263.5 换向减速器箱体设计换向减速器箱体设计. . .303.5.1 换向减速器箱体的分析.303.5.2 换向减速器箱体的材料.303.6 换向减速器的润滑方式换向减速器的润滑方式.304 换向减速器的三维建模换向减速器的三维建模.335 结论结论.35 参考文献参考文献.36致致 谢谢.37毕业设计（论文）知识产权声明毕业设计（论文）知识产权声明.38毕业设计（论文）独创性声明毕业设计（论文）独创性声明.3901绪论绪论1.1 前言前言石油资源在当今世界已是十分珍贵的一种资源，它的开采情况与国家发展密切相连。一个国家在钻井技术上的进步程度，往往反应了这个国家石油工业的发展状况，中国石油储备建设相对滞后，与发达国家相比起步较晚。现如今，我国对石油的需求量远远大于开采量，许多石油是通过进口的，作为一个发展中的能源消费大国，在没有国际石油定价权的情况下，将如此之多的石油需求放在国际上，是非常不安全的。所以拥有完善的采油设备，先进的采油技术是十分重要的。而减速器正是抽油机设备的关键所在。减速器是一种相对紧密的机械，使用它的目的是降低转速，增加扭矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同用途。减速箱是抽油机的关键部件，现场反映，抽油机的主要易损件之一也有减速箱。因此改善减速箱的工作情况，增加减速箱的承载能力，延长抽油机寿命，提高抽油机的经济效益是个非常重要的问题。 近年来，随着石油资源开采的过程逐渐处于后期阶段，开采深度加大，为了保证石油的产量和降低采油的能耗，长冲程、少冲次的滚筒式抽油机开始取代传统的游粱式抽油机，成为这种类型油井的开采主流设备。1.2 背景背景1.2.1 抽油机减速器的概况抽油机减速器的概况近年来,各国研究开发了各种新型抽油机,为更经济有效地开采石油做出了卓越贡献。在新型抽油机中,长冲程抽油机品种最多,占有更大的比例,具有较好的抽油性能、提高石油产量、降低采油成本、提高经济效益等优点。根据技术发展预测结果,在今后很长一段时期内,长冲程、少冲次的滚筒式抽油机将是世界抽油机发展的主流和方向,也将会有更大的发展。而此种抽油机的关键是要有一个长期在大负载和扭矩下能稳定换向的机构，所以要设计一个减速器。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 1 联轴器轴器高速轴速轴中间轴低速轴速轴电动机动机 减速器系统框图第一种，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。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。 2还有一种不常用的：组合减速机。即为满足不同的作业需求，根据一定的原理将两个或多个部件组合在一起使用的减速机。常见的组合系列有无级变速器系列无级、WJ 系列减速器组合；万能组合式减速机，UDL 与 NMRV 组合减速机，PC 与 NMRV 减速机组合，NMRV 与 NMRV 组合减速机，蜗杆减速器与无级变速器组合，DR 系列与 MB 系列组合，JWB-X 系列无级变速器，JWB-X 无级变速器+WWJ 杆减速器，多功能多面体硬齿面组合，DMB 系列无级变速器与 WJ 系列螺轮减速器机组合减速机，环锥差动行星无级变速器与摆线针轮减速器组合等。1.2.2 国内外的发展状况国内外的发展状况20 世纪 7080 年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。通用减速器的发展趋势如下： (1)高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高 4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。 (2)积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。 (3)型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。 促使减速器水平提高的主要因素有： (1)理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。 (2)采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。 (3)结构设计更合理。 (4)加工精度提高到 ISO56 级。 (5)轴承质量和寿命提高。 (6)润滑油质量提高。 自 20 世纪 60 年代以来，我国先后制订了 JB113070圆柱齿轮减速器等一批通用减速器的标准，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器专业生产厂。目前，全国生产减速器的企业有数百家，年产通用减速器 25 万台左右，对发展我国的机械产品做出了贡献。 20 世纪 60 年代的减速器大多是参照苏联 20 世纪 4050 年代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。 3改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步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均有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从 JB17960 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，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。 我国自行设计制造的高速齿轮减（增）速器的功率已达 42000kW ，齿轮圆周速度达 150m/s 以上。但是，我国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。进入 21 世纪，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出特点，而且，在承载能力、总体水平，外观质量方面又有明显提高。 目前国内外实现这种长冲程上下换向方式主要有三类：电机换向，液压换向以及机械换向。采用电机自身换向，其特点是其它附属结构简单，但是存在电机换向冲击大，系统工作周期短，稳定性差的缺陷；液压换向可以承受大冲击载荷，换向稳定，但设备成本较高，而且从已有设备来看，长期工作稳定性也欠佳，每年都需要对设备进行大修；目前机械换向类型较多，其中采用可换向的减速器，可以使其余附属采油设备结构大大简化。 4 2 设计总方案设计总方案2.1 换向减速器的工作原理简图换向减速器的工作原理简图通过对课题的研究与理解绘制出减速器的工作原理简图如图 2.1 图 2.1 传动原理简图1. 电机 2. 带轮 3. 齿轮 2 4. 大带轮 5. 输入轴 6. 轴承 7.离合器 1 从动片 8. 齿轮 1 9.离合器 1 10.离合器 2 11. 离合器 2 从动片 12. 轴承 13.齿轮 3 14. 齿轮 4 15. 中间轴1 16. 齿轮 5 17.齿轮 6 18. 中间轴 2 19. 锥齿轮 1 20. 输出轴 1 21. 锥齿轮 2 22. 锥齿轮 3 23. 输出轴 3 24. 输出轮2.2 设计内容及方案设计内容及方案设计一个换向减速箱，它把电动机的一个方向的转动变为周期性正反转运动，并使与之相联的驱动轮对固定在其上的钢丝绳不断的进行缠绕和释放。技术指标： a.每分钟 4 个冲程； b.一个输入轴两个输出轴，两个输出轴安装直径 1.28 米的轮子，两输出轴 5 互提 20 吨的重物， 双轴平行正反向输出； c.输出轴转速 20r/min；d .单边提升高度 8 米，每分钟上下 4 次。 目前有电机换向，液压换向以及机械换向方案可供选择。 电机换向优点：其它附属结构简单。缺点：存在电机换向冲击大，系统工作周期短，稳定性差的缺陷液压换向优点：液压换向可以承受大冲击载荷，换向稳定。 缺点：设备成本较高，而且从已有设备来看，长期工作稳定性也欠佳，每年都需要对设备进行大修。通过对目前抽油机换向减速器方案的分析和比较，采用机械式换向减速器。 6 3 换向减速器的详细设计换向减速器的详细设计3.1 电动机的选择电动机的选择 传动效率如下表 3.1 所示： 表表 3.1 传动效率传动效率 传动效率传动装置选用装置效率带传动 V 带 0.96滚动轴承球轴承0.99直齿轮传动八级精度 0.97锥齿轮传动八级精度0.97 系统的传动总效率为： 34497. 097. 099. 096. 0 =0.745 电机所需的输出功率为： (3.1)/w =41.2kw 选的的电动机如下表 3.2 所示： 表表 3.2 电机的选择电机的选择电机型号额定功率 PM满载转速 nm同步转速 nsY280M-845KW740r/min750r/min 3.2 传动比传动比 电动机选定以后根据电动机的满载转速和工作机的转速即可确定传动系统的总传动比。 系统的总传动比为 = iwmnn /（3.2） =740/20 7 =378系统的总传动比 i 是各串联机构传动比的连乘积，即 (3.3)niii ii.321 初取传动比 ： 2带i5 .18减速箱i 设高速级的传动比为 ,中速级的传动比为，低速级的传动比为，则传1i2i3i动比的分配如下 =1.4i3 =1.42i1i2i 减速箱ii ii312 所以 =3.68 =2.64 =1.881i2i3i 3.3 运动参数运动参数 （1）各轴的输入功率 P(kw) P=45kw电机轴： kwpp451输入轴： kwpp77.4299. 096. 04512滚带中间轴 1： kwpp07.4197. 099. 077.4223齿滚中间轴 2：=4pkwp43.3997. 099. 007.413齿滚输出轴： kwpp87.3797. 099. 043.3945锥滚式中：P 为电动机的额定功率（kw）,为传送带的传动效率，为一对带滚滚动球轴承的传动效率，为直齿轮的传动效率，为锥齿轮的传动效率。齿锥 （2）各轴的转速 n(r/min)电机轴： min/7401rnnm输入轴： min/3702740/12rinn带中间轴 1： min/54.10068. 3370/123rinn中间轴 2：min/08.3864. 2/54.100/234rinn9 输出轴： min/92.1988. 1/08.38/345rinn 式中：为电动机的满载转速， 为高速级传动比，为低速级传动比。mn1i2i （3）输入转矩 T电机轴： mmNnpT5807437404595509550111输入轴： mmNnpT110392837077.4295509550222中间轴 1： mmNnpT390111954.10007.4195509550333中间轴 2： mmNnpT988856408.3843.3995509550444输出轴: mmNppT1815554792.1987.3795509550555运动参数汇总如下表 3.3 所示： 表表 3.3 运动参数汇总运动参数汇总轴参数电机轴输入轴中间轴 1中间轴 2输出轴输入功率P(Kw)4542.7741.0739.4337.87转速n(r/min)740370100.5438.0819.92输入转矩T(Nmm)580743110392839011199888564181555473.4 换向减速器主要零件的设计换向减速器主要零件的设计3.4.1 皮带的选择皮带的选择 10 a.计算皮带的传动功率计算皮带的传动功率 Pc=KAP=1.2x45kw 有 KA=1.2 (3.4) 则：Pc=54kw 选择带型：B 型 取滑动率 则：大带轮直径%1 3707401009.901=D2211nnD）（ =198mm 大带轮转速 19874010099.01)1(212DnDn =370r/min b.计算带长计算带长 有： mmDDDm1492100198212 mmDD492100198212 初取中心距： 0.7(D1+D2)a2(D1+D2) 即 208.6a596 取 a=400mm 带 长 L： (3.5)mmaaDmL761040049400214922 中心距 a： (3.6)2222498149761041414976108414DmLDmLa =3570mm11 小轮包角： (3.7)ooooaDD602 .48010019818060180121 =178.33.4.2 齿轮的设计齿轮的设计 （1）对高速齿轮设计）对高速齿轮设计: i=3.68 a.齿轮的选材齿轮的选材 大齿轮： 45 钢 调质 硬度240HB 小齿轮： 40Cr 调质 硬度 240+30=270HB 对齿面接触疲劳强度计算： 齿面转矩 T： 37077.4295509550222npT 则： mmNT11039282 齿宽系数： 3 . 02168. 321adi 则：702. 0d 接触疲劳极限：limH 有小齿轮为合金钢，大齿轮为碳钢 初步计算许用接触应力： H 7109 . 09 . 01lim1HH MPaH7101lim MPaH5802lim 5809 . 09 . 02lim2HH12 MPaH5761lim MPaH5222lim Ad值： 估计 取01185dA 初步计算小轮直径： (3.8) mmuuTAdHdd41.559 . 419 . 452269. 0580743851323211 取mmd561 初步计算齿宽 : 56.4956885. 01dbd 取 b=50mm b. 校核计算校核计算 圆周速度 v: (3.9)1000607405610006011ndv 齿数 Z: 取 Z1=22，Z2=iZ1=108 模数 m: 22/56/11Zdmt mn=2.5 螺旋角: 545. 25 . 2arccosarccostnmm 385010o c. 主要尺寸计算主要尺寸计算 中心距: (3.10)2 .1652) 19 . 4(562) 1(1ida 则圆整中心距： a=170mm 两齿轮实际分度圆直径： 63.5719 . 4170212=d1ia 170.14=57.633.68=di=d1213 齿宽 b： 54.00=57.630.885=d =b1d 螺旋角： 1702)10822(5 . 22)(cos21azzmn 065111o d. 齿根疲劳强度计算齿根疲劳强度计算 齿形系数： 5 .23065111cos22cos1 331oVZZ 3 .84065111cos108cos 3322oVZZ 应力修正系数 重合度系数：Y (3.11)70. 067. 175. 025. 075. 025. 067. 1065111cos3 .8415 .2312 . 388. 1cos112 . 388. 1 21avovvavYZZ 螺旋角系数：Y min0909. 0120065111111201769. 0925. 025. 0125. 01YYYOOMIN (2) 对中速级齿轮设计对中速级齿轮设计: i=2.64 a. 齿轮的选择齿轮的选择 大齿轮 45 钢 调质 硬度 240HB 小齿轮 40Cr 调质 硬度 240+30=270HB 齿面接触疲劳强度计算：14 齿面转矩 T： 54.10007.4195509550333npT 则： mmNT 39011193 齿宽系数： 4 . 02164. 221adi 则：728. 0d 接触疲劳极限：limH 7109 . 09 . 01lim1HH MPaH7101lim MPaH5802lim 5809 . 09 . 02lim2HH MPaH6391 MPaH5222 初步计算许用接触应力 Ad 值：估计 取01281dA 初步计算小轮直径： (3.12) 242.8064. 2164. 2522956. 01103928811323211uuTAdrdd 取 d1=83mm 初步计算齿宽 b： 08.6383766. 01dbd 取 b=64 b.校核计算校核计算 圆周速度 v: 1000607408310006011ndv15 smv/21. 3 齿数 Z: 取 Z1=27 , Z2=iZ1=103 模数 m: 27/83/11Zdmt mn=3 螺旋角: (3.13)074. 33arccosarccosntmm 503512o 中心距: mm37.1982) 178. 3(832) 1(1ida 将中心距圆整到 200mm 螺旋角: (3.14)56 4122002)10327(3arccos2)(arccos212aZZmn 两齿轮实际分度圆直径: mmia68.83178. 3200212=d1 316.32mm=83.682.64=di=d12 齿宽 b: 80.00mm=83.680.956=d =b11d 75mm=5bb12 c.齿根疲劳强度计算齿根疲劳强度计算 齿形系数: 877.2856412cos27cos 32311oVZZ 应力修正系数: 283.8156412cos103cos 32322oVZZ （3）对低速轴的齿轮设计：）对低速轴的齿轮设计：i=1.88 a.齿轮的选择齿轮的选择 大齿轮： 45 钢 调质 硬度 240HB16 小齿轮： 40Cr 调质 硬度 240+30=270HB 齿面接触疲劳强度计算 齿面转矩 T： 08.3843.3995509550444npT mmNT 98885644 齿宽系数： 4 . 02188. 121adi 576. 0d 接触疲劳极限： limH7109 . 09 . 01lim1HH MPaH7101lim MPaH5802lim 5809 . 09 . 02lim2HH MPaH6391 MPaH5222 初步计算许用接触应力 Ad 值：估计 取01281dA 初步计算小轮直径： (3.15) 76.8488. 1188. 1522956. 09888564811323241uuTAdrdd 取 d1=85mm 初步计算齿宽 b： 11.6585766. 01dbd b=65 b.校核计算校核计算 圆周速度 v： 1000607408510006011ndv smv/26. 317 齿数 Z： 取 Z1=29 , Z2=iZ1=103 模数 m： 27/83/11Zdmt mn=3 螺旋角： (3.16)074. 33arccosarccosntmm 563514o 中心距： mm7 .1642) 188. 1 (852) 1(1ida 将中心距圆整到 200mm 螺旋角： (3.17)56 4127 .1642)10327(3arccos2)(arccos212aZZmn 两齿轮实际分度圆直径： mmia54.56188. 17 .164212=d1 106.36mm=56.541.88=di=d12 齿宽 b： 54.05mm=56.540.956=d =b11d 50mm=5bb12 c.齿根疲劳强度计算齿根疲劳强度计算 齿形系数: 877.2856412cos27cos 32311oVZZ 应力修正系数： 283.8156412cos103cos 32322oVZZ3.4.3 轴的设计轴的设计 （1）初定轴长：输入轴）初定轴长：输入轴18 大带轮中心到左轴承中心的距离： (3.18)5 .972/201554106202/65221EDFGHKML 取L1=98mm 左轴承中心到高速级小齿轮中心的距离： (3.19)1312401561151022022242bcbaDEL 取 L2=130mm 高速级小齿轮中心到右轴承中心的距离： (3.20)5 .5722010152452213EDabL 取 L3=58mm 斜齿螺旋角: 065111o 齿轮直径带对轴上载荷: 有计算结果可知 d1=56.087mm NFQ7 .979 a.小齿轮受力小齿轮受力 圆周力： 087.56/430172/2111dTFt NFt16471 径向力： 0111065111cos/20tan1536cos/tanontrFF (3.21)NFr5641 轴向力: 11065111tan1536tanotFF NF3321 计算支承反力和垂直面反力：19 (3.22)9825711352188585712198.563222849801885822841121111QrRRraQRFFFFFdFFF 则： NFNFRR941135221NFNFRR1062474 2 1 b.许用应力许用应力 许用应力值： MpaMpabb605 .10210 应力校正系数：轴材料为 40Cr 调质 当量转矩： 5.1026001bb 59. 0 当量弯矩： mmNT4301759. 0 mmNT 25181 校核轴颈：右轴颈中间截面: MeB=2)(TMBmmN 992862518196040 小齿轮中间截面: MeC=N2)(TMCmmN 807052518176676 最小轴颈估算: mmbMdeBB48.25601 . 0992861 1 . 033 (3.23)mmMdbeCC78.23601 . 08070503. 1 1 . 003. 1331(2)初定轴长：中间轴初定轴长：中间轴 1 左轴承中心到低速级小齿轮中心的距离：20 (3.24)682/6615102/202231baDEL 取 L1=68mm 低速级小齿轮中心到高速级大齿轮中心的距离： (3.25)722401526622232bcbL 取 L2=72mm 高速级大齿轮中心到右轴承中心的距离： (3.26)5 .5722010152452223EDabL 取 L3=58mm 斜齿螺旋角： 2 156412065111oo 齿轮直径： d2=201.913mm d3=83.158mm a.小齿轮受力小齿轮受力 圆周力： 158.83/1489092/2333dTFt =3581N 径向力: 023356412cos/20tan3581cos/tanontrFF =1333N 轴向力： 23356412tan3581tanotFF =767N (3.27) b.大齿轮大齿轮 2 受受力力 圆周力： 913.201/1489092/2222dTFt =1475N 径向力： 0122065111cos/20tan1475cos/tanontrFF21 =549N 轴向力: 122065111tan1475tanotFF =310N 水平面反力和垂直面反力： (3.28)5496301333198585492913.2013102158.83767701333198222433322233134rRrRraarRFFFFLFdFdFLFF 则： NFNFRR15463034NFNFRR23092747 4 3 c.许用应力许用应力 许用应力值： MpaMpabb605 .10210 应力校正系数：轴材料为 40Cr 调质 当量转矩： 5.1026001bb 59. 0 当量弯矩： mmNT4301759. 0 mmNT 25181 校核轴颈：右轴颈中间截面： MeB=2)(TMBmmN 21567487856196968 小齿轮中间截面： MeC=N 2)(TMCmmN 16025487856134025 最小轴颈估算： mmMdbeBB205.34601 . 021567403. 1 1 . 003. 133122 mmMdbeCC002.31601 . 016025403. 1 1 . 003. 1331 （3）初定轴长：中间轴）初定轴长：中间轴 2 左轴承中心到低速级小齿轮中心的距离： (3.29)362/6615102/202231baDEL 取 L1=36mm 低速级小齿轮中心到高速级大齿轮中心的距离： (3.30)682401526622232bcbL 取 L2=68mm 高速级大齿轮中心到右轴承中心的距离： (3.31)5 .5422010152452223EDabL 取 L3=55mm 斜齿螺旋角： 065111o 齿轮直径: d1=56.087mm 带对轴上载荷: NFQ7 .979 a.小齿轮受力小齿轮受力 由此前计算结果可知: 圆周力: (3.32)158.83/1489092/2333dTFt NFt16853 径向力: 023356412cos/20tan3581cos/tanontrFF NFR6233 轴向力: 23356412tan3581tanotFF23 NF3683 b.大齿轮大齿轮 2 受受力力 圆周力: 913.201/1489092/2222dTFt NFt15282 径向力: 0122065111cos/20tan1475cos/tanontrFF NFr5672 轴向力: 122065111tan1475tanotFF NF3392 水平面反力和垂直面反力： (3.33)9825711352188585712198.563222849801885822841121111QrRRraQRFFFFFdFFF 则： NFNFRR982139221NFNFRR1152457 2 1 c.许用应力许用应力 许用应力值: MpaMpabb545 .12410 应力校正系数: 轴材料为 40Cr 调质 当量转矩: 5.1026001bb 59. 0 当量弯矩: mmNT4301759. 0 mmNT 26458 校核轴颈:右轴颈中间截面: MeB=2)(TMBmmN 98794251819604024 小齿轮中间截面: MeC=N2)(TMCmmN 885472518176676 最小轴颈估算: mmbMdeBB74.26601 . 0992861 1 . 033 mmMdbeCC52.24601 . 08070503. 1 1 . 003. 1331 (4)初定轴长：输出轴初定轴长：输出轴 左轴承中心到低速级大齿轮中心的距离： (3.34)5 .6926115102202241baDEL 取 L1=70mm 低速级大齿轮中心到右轴承中心的距离： 12819812LL 取 L2=128mm 斜齿螺旋角: 256412o 齿轮直径: d4=232.842mm a.小齿轮受力小齿轮受力 圆周力: (3.35)842.232/4003382/2444dTFt NFt35644 径向力: 024456412cos/20tan3439cos/tanontrFF NFr12384 轴向力: 24456412tan3439tanotFF NF8244 水平面反力和垂直面反力：25 （3.36）1280128619813212862842.232736188254624445RrRraRFFFLFdFF 则： NFNFRR11462293 6 5 c.许用应力许用应力 许用应力值： MpaMpabb605 .10210 应力校正系数: 轴材料为 45 钢 当量转矩: 5 .1026001bb 59. 0 当量弯矩： mmNT40033859. 0 mmNT 236199 校核轴颈：右轴颈中间截面： MeB=2)(TMBmmN 284903236119173321 小齿轮中间截面： MeC=2)(TMCmmN 272091236119151340 最小轴颈估算： mmMdbeBB859.37601 . 028490303. 1 1 . 003. 1331 mmMdbeCC002.31601 . 016025403. 1 1 . 003. 13313.4.4 轴承的设计轴承的设计 （1）输入轴上滚动轴承的设计）输入轴上滚动轴承的设计26 由齿轮受力情况可求出轴承受力和轴向力。预期寿命取 13000h。图图 3.8 受力分析受力分析 按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号 7000AC 外载荷轴向力: Fa=3227N 其e 值为： e=0.68 径向载荷附加轴向力：221114741352 RRRFFF 222221062741 RRRFFF（3.37） 则：NFR683.14321 NFR917.14182 轴承轴向力： 917.141868. 068. 0683.143268. 068. 02211RSRSFFFF 则：NFS224.9741 NFS864.9642 因右轴承压紧21N1286SSFFaF NFaFFSa128612 NFFSa9741127 eFFeFFRaRa91. 01419128668. 014329742211 由 Fa/Fr，确定 X、Y 值：X1=1 Y1=0 X2=0.41 Y2=0.87 冲击载荷系数： 128687. 0141941. 01 . 1683.14321 . 12222211111aRdaRdFYFXfPFYFXfP 则：NP951.15731 NP671.18702 因为 P1Cr 可得，应选用 7207AC 轴承 Cr=22000NCr 选轴承： 选用 7207AC 轴承 （2）中间轴上滚动轴承的设计）中间轴上滚动轴承的设计图图 3.9 受力分析受力分析 按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号 7000AC 外载荷轴向力： 指向轴承 4457N=F-F =Fa4a3a 取 e 值： e=0.68 径向载荷附加轴向力： 223331542747 RRRFFFFa3=767NFa4=310N28 224446302309 RRRFFF 则： NFR313.27513（3.38） NFR404.23934 轴承轴向力： 404.239368. 068. 0313.275168. 068. 04433RSRSFFFF 则：NFS893.18703 NFS515.16274 因右轴承压紧43N843.2327SaSFFF aSaFFF34 33SaFF 由 Fa/Fr，确定 X、Y 值： eFFeFFRaRa98. 0404.2393803.232768. 0313.2751893.18704433 X3=1 Y3=0 X4=0.41 Y4=0.87 冲击载荷系数： 803.232787. 0404.239341. 01 . 1313.27511 . 14444433333aRdaRdFYFXfPFYFXfP（3.39） 则： NP444.30263 NP133.33072 因为 P3Cr 可得，应选用 7207AC 轴承 Cr=22000NCr29 （3） 输出轴上滚动轴承的设计输出轴上滚动轴承的设计图图 3.10 受力分析受力分析 按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号 7000AC 外载荷轴向力： Fa=736N 取 e 值： e=0.68 径向载荷附加轴向力： NFFFRRR26261280229322555 NFFFRRR11466114622666（3.40） 轴承轴向力： NFFNFFRSRS779114668. 068. 01820262668. 068. 06655 因右侧轴承压紧56N1515SaSFFF NFFFSa1084a456 NFFSa182055 由 Fa/Fr，确定 X、Y 值： eFFeFFRaRa95. 01146108468. 0262618206655 X5=1 Y5=0 X6=0.41 Y6=0.87 冲击载荷系数： 108487. 0114641. 01 . 126261 . 16666655555aRdaRdFYFXfPFYFXfPFa=736N30 则：NP29445 NP15546 因为 P6Cr 可得，应选用 7210AC轴承 Cr=31600NCr 选轴承： 选用 7210AC 轴承3.5 换向减速器箱体的设计换向减速器箱体的设计3.5.1 箱体的分析箱体的分析 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺，经济性等要求，以得到工作性能良好，便于制造，重量轻成本低廉的机器。 箱体按其结构形状的不同可以分为剖分式和整体式，按照其制造方式的不同可以分为铸造箱体和焊接箱体。减速器的箱体多采用剖分式结构。 剖分式箱体又箱座与箱盖两部分组成，用螺栓连接起来构成一个整体。剖分式与减速器内传动件轴心线重合，有利于轴系部件的安装和拆卸。立式大型减速器可采用若干个剖分面，剖分接和面必须有一定的高度，并且要求仔细加工。为了保证箱体的刚度，在轴承处设有加强肋，箱体底座有一定的厚度和高度，以保证安装的稳定性和刚度。 近年来，减速器箱体的设计出现了一些外形简单，整齐的造型。以方形小圆角过渡代替传统的大圆角曲面过渡，上下箱体的联接处的外凸缘改为内凸缘结构，加强肋和轴承座均设计在箱体内部等等。3.5.2 箱体的材料箱体的材料 常用 HT15-33 灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好，易得到美观的外形，易切削，适应于成批生产。3.6 换向减速器润滑方式换向减速器润滑方式 3.6.1 换向减速器润滑方式，润滑油牌号及密封方式的选择换向减速器润滑方式，润滑油牌号及密封方式的选择31 a.齿轮的润滑方式及润滑剂的选择齿轮的润滑方式及润滑剂的选择 高速级小齿轮圆周速度：V (3.42)11 160 1000d n100060801087.56 V 2.35m/s1 高速级大齿轮圆周速度：V 22260 1000d n100060222.222913.201 V 2.35m/s2 低速级小齿轮圆周速度：V 32260 1000dn100060222.222158.83 V 0.97m/s3 低速级大齿轮圆周速度：V 41360 1000d n100060365.79842.232 V 0.97m/s4 （1）齿轮润滑方式的选择 V=MAX=2.35m/s4321,VVVV V2 m/s,齿轮采用油润滑。 V12 m/s，齿轮采用浸油润滑。 即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。 (2)齿轮润滑剂的选择由表 6-29 查得，齿轮润滑油选用工业闭式齿轮油，代号是：L-CKC220,GB44384 运动粘度为：28.835.2（单位为：，40）smm /2。 b.滚动轴承的润滑方式和润滑剂的选择滚动轴承的润滑方式和润滑剂的选择 高速级大齿轮齿顶圆线速度： (3.44)2V2260 1000d n100060222.222913.201 V 2.35m/s2 低速级大齿轮齿顶圆线速度：V 41360 1000d n100060365.79842.232 V 0.97m/s4 滚动轴承内径和转速的乘积为： 高速轴： dn=35801=28035mmr/min 中间轴 1： dn=35222.222=7777.77mmr/min 中间轴 2： dn=5079.365=3968.25mmr/min 低速轴: dn=5079.365=3968.25mmr/min32 滚动轴承润滑剂的选择:可见，dn 均未超过 2105mm r/min。由于脂润滑易于密封，结构简单，维护方便，在较长的时间内无须补充及更换润滑剂，所以滚动轴承的润滑选用脂润滑。 脂的种类为通用锂基润滑脂（GB7342-87）,代号为 ZL-2，滴点不低于175，工作锥入度,25每 150g 265295（1/10mm） 。 c. 密封方式的选择密封方式的选择 滚动轴承在透盖处的密封选择：滚动轴承在透盖处的密封选择。 滚动轴承靠近箱体内壁的密封：使用挡油环。 箱体密封选择：箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。 放油螺塞：采用材质为石棉橡胶板的油封垫。 凸缘式轴承端盖：使用调整垫片组进行密封。 检查孔盖：采用软钢纸板进行密封。33 4 换向减速器的三维建模换向减速器的三维建模 根据设计零件的尺寸大小，画出各个零件图，利用三维软件进行配合，形成一个整体图。其部分零件图如下图所
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号