抽油机减速器1

(3) 输出轴的强度校核
根据齿轮和模数，分度圆直径为240mm，得：
也就是输出轴上的外齿轮所受环板作用力的总和（N）；
——每个啮合齿轮所受的啮合力。
通过力的变化规律，内齿环板的啮合力最大以及啮合齿轮所受的啮合最大时，工况角，这是由齿轮的啮合力影响的，为最危险的工作条件，选择275°工况角，检验轴的强度。
图3-8是输出轴在水平平面内的弯矩图。水平平面内拐点的弯矩值为：
相比之下，在输出轴的最大弯曲力矩
最大扭矩值T = 4000nm。因此，在2或3的最危险截面，轴的强度应使用
公式进行验算。
式中：
M——轴计算截面上的合成弯矩（N·mm）；
T——轴计算截面上的扭矩（N·mm）；
——轴计算截面上的工作应力（MPa）；
当平行四边形连杆机构与曲柄结构成0°或者180 °，也就是共线时，运动的情况可能无法确定，此时位置被称为死点位置。通常采用三个内齿环板并列布置，而且各相环板互相之间成120°相位角，简称为三相平行四边形机构并列布置，当有一相平行四边形机构运动到死点位置时，由另外两相机构承担传递动力的责任，从而避免死点位置所带来的运动的不确定。此种布置让多个机构共同承担载荷，还可以使各个机构分散因运动而产生的摆动力。
根据输入轴2、支承轴3和输出轴4放置位置的不同 ，可以把抽油机减速器分为两种类型，对称式抽油机减速器和偏置式抽油机减速器，当输入轴和支承轴位于输出轴两侧时，而且相对输出轴而对称，此种机构被称为对称式抽油机减速器；当输入轴和支承轴位于输出轴左侧或者位于输出轴右侧时，此种布置方式被称为偏置式抽油机减速器。
外齿轮、内齿环板材料的设计选中的材料是45钢淬火和回火。内齿圈的加工精度为7级，加工精度外齿圈为6级；
（3）内齿轮齿数，外齿轮齿数。齿数差为。
3.5.2 齿轮传动主要参数的计算
求取齿轮轮齿弯曲强度模数m或者主要参数，根据齿面接触强度算分度圆或者根据齿根齿根弯曲强度算模数，这是最简单、最常用的方法。
（4） 制造成本低、加工简单 ；
（5） 受到广泛应用、结构样式较多；
（6） 维修性能好，和圆柱齿轮一样具有中分式箱体，损坏件少，磨损小，减少了维修的备用经费和修理时间；
（7）工作平稳，承载能力强。
1.2 当前抽油机减速器需解决的问题
因为抽油机减速器出现时间不长，许多问题尚待解决，从它的使用情况及内部机构来看，存在几点问题：
校核输入轴的强度
根据公式（3-24）检查，危险截面尺寸输入轴最小的轴颈值：
齿环板1的最小轴，截面尺寸
因为所取得输入轴的尺寸大于上面d1的最小尺寸，所以输入轴的轴径满足强度对尺寸的要求
3.3 输出轴的结构设计及校核
根据轴向应力和特定的负载，使用适当的计算方法，和选取适当的许用应力，对轴的强度进行校核设计。
将轴上的里转移到输出轴轴线上，沿垂直和水平两个方向的分解：
剩下的两个环板受力和第一块环板施加的力相差120°，相应的：
因为三个内齿环板的应力是相同的，所以可以只拿一环板检查。
当时，与第一个，第二或第三内齿环板相啮合的，外齿轮啮合力分别：
公式正时（负），表示该力与坐标轴是相同的（相对）。
3 抽油机减速器的结构设计
我们从理论层面来讲述偏置式抽油机减速器。内齿圈的数量和三环齿轮减速器齿轮啮合的外齿轮齿数相差比较小，齿轮数一般小于5，保证齿廓不发生干涉现象，还需要确保重合度的话，那么一个抽油机减速器设计的重要内容是确定内部以及外部齿轮的变位系数。本章将主要确定齿轮参数，计算变位系数，以及主要零部件的计算和校核其强度和结构设计。
竖直平面内拐点的弯矩值：
由平面力系平衡方程得：
解得其约束反力：
图3-5是输入轴在水平平面内的弯矩图
水平平面内拐点的弯矩值：
②确定危险情况很可能出现的位置
由弯矩图计算1、2、3截面处的合成弯矩为：
经比较得知，内齿环板上的最大弯矩为
根据输入轴的应力状态，电机进入输入轴开始，第一个，第二个以及第三个内齿环板，我们把它命名为1，2，3号内齿环板，相对应截平面处的扭矩为2T / 3，T / 3，可见在1号内齿环板扭矩以及弯矩同时达到最大值，输入轴的大小和截面形状和三个内齿环板的截面形状、尺寸大小完全相同的，因此，输入轴和环板的第一件是截面是最危险的部分。
根据本课题的已知条件一定的情况下，根据齿轮齿根弯曲强度模数的初步计算，最好方案的结果是：
——综合系数，，取；
——啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，Nm；
——算式系数，对于直齿轮传动：
——齿轮副中小齿轮的齿数，即输出轴外齿轮的齿数；
——使用系数，,由《机械设计 》，表10-2查得
(3) 输入轴的结构布局
输入轴利用键槽与联轴器相连接，而且是动力的来源端，有三个沿圆周方向互相之间间隔120°键槽,且此键槽与三片内齿环板相连接。因此，输入轴的最小直径为60mm。齿轮轴做成阶梯轴，以便于轴类零件的装配和拆卸。采用限位环和轴肩相结合的方式进行轴定位。用滚动轴承安置在轴的两端固定在减速器的箱体上。
（1）噪声、振动比较大；
（2）因承载能力强造成设计浪费；
（3）制造工艺不成熟，理论知识贫乏。有运动误差，负载不平衡缺点，还存在机械运动的润滑问题。
2 抽油机减速器的工作原理
2.1 抽油机减速器的传动比
得到抽油机减速器传动比为:
式中 z1 —— 外齿轮的齿数
z2 —— 内齿轮的齿数
因为在轴上有一个键槽，考虑到安全问题，应增加直径，
(2) 输出轴的结构布置情况
为了使轴上零件装拆方便，把齿轮轴制作成阶梯轴，为了方便加工，输出轴直径外齿轮啮合处直径和三块内齿板直径相同。因为轴的直径小，应为齿轮轴机构，输出轴为实心轴，根据初步情况确定类型，由轴的直径的一部分，设计轴的另一部分。为了使内部、外部齿轮正常啮合，外啮合齿轮宽度应大于内齿环板外侧两端3-10mm.采用定距环和轴肩组合进行定位。在轴两端使用滚动轴承，将其固定在减速器箱体上。用键连接工作机和动力输出端的键槽，具体结构及尺寸见零件图。
( 2 ) 计算配齿。本课题已给出，不需进行计算。,；
( 3 ) 抽油机齿轮减速器的结构设计和计算；
( 4 ) 齿轮的主要参数的初步计算；
( 5 ) 对齿轮副啮合参数进行计算；
( 6 ) 校核验算抽油机减速器行星齿轮传动的强度。
3.2 输入轴的结构设计及校核
(1) 第一步应该Байду номын сангаас定图2-2中高速轴2（即输入轴）的直径
（1）第一步先确定输出轴4的最小尺寸
首先确定轴的最小直径，根据公式
来确定。
式中：——轴传递的扭矩(Nmm)；
——按照定的系数
——轴的转速（r/min）
——轴传递的功率（kW）
——轴的许用扭转应力（MPa)
——计算剖面处轴的直径（mm）
由已知条件带入公式（3-1），计算比较合适，得到轴的最小直径：
3.1 抽油机减速器的设计计算思路
我们将少齿差行星齿轮减速器作为抽油机减速器机构研究的参照对象，因为抽油机减速器现如今还没有系统标准的研究数据。已知的条件如下已经给出：输出轴上外齿轮的齿数，内齿环板的齿数，输出的负载扭矩为T=4000N.m
抽油机减速器结构设计的计算步骤：
( 1 ) 抽油机减速器的设计（2.2在介绍抽油机减速器工作原理中已经说明）；
输出轴在3截面处的最小轴径为：
输出轴和输入轴在所有轴直径大于两个值，输出轴径满足强度要求。
3.4 支承轴的结构设计及校核
热处理淬火和回火的支承轴，材料为45钢。
两个高速轴的结构和布置形式相同。支承轴尺寸、结构以及具体参数见零件图。因为支承轴承受载荷的情况和输入轴承受载荷的情况相同，而且输入轴行星轴承承担的载荷大于支承轴行星轴承承担的载荷，所以支承轴不进行强度校核。
3.5 初步计算齿轮的主要参数
3.5.1 齿轮材料的类型、选择、齿数及精度等级
影响齿轮承受载荷能力、齿轮使用寿命、生产成本以及使用情况的关键因素有，齿轮的材料和齿轮加工热处理情况。因此齿轮材料的选择很重要。齿轮材料的选择要考虑很多方面，包括经济性、具体的工作运动情况和加工工艺性。
本论文选用直齿圆柱齿轮传动，作为传动方案；
根据上述数值画出输出轴在竖直平面内的受力图如图3-5所示。
竖直平面的约束反力：
由平面力系的平衡方程：
得到轴承处的约束反力为
图3-6是在竖直平面内，输出轴的弯矩图。竖直平面内，拐点的弯矩值：
图3-7输出轴在水平平面内的受力图。
由平面力系的平衡方程：
解得输出轴在水平平面内的轴承约束反力：
符号表示输入和输出旋转方向相反，因为内齿轮齿数和外齿轮齿数，在数量上相差不大。通常小于5时，抽油机减速器传动比不是很小，相比较普通的减速器，传动比较大，体积较小，重量较轻，机构也较紧凑。
2.2 抽油机减速器的组成及工作原理
抽油机减速器上有一个输入轴2，一个输出轴4，一个支承轴3，输入轴2、输出轴4以及支承轴3平行配置，输入轴有动力输入，支承轴无动力输入，输入轴2和支承轴3是两个高速轴，两个高速轴通过偏心套6、7平行配置，平行四边形机构上带有内齿环板1。当运转功率不大时，输出轴4和外齿轮5成为一体，变成齿轮轴。当输入轴2旋转时，有偏心套6、7带动的内齿环板做的是圆周运动，不是做摆线运动。内齿环板通过轴承装在输入轴2和支承轴3上与装在输出轴的外齿轮相啮合，啮合瞬间的相位差是120°。
——试验齿轮弯曲疲劳极限；
——小齿轮齿宽系数，；
——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，
由公式
——小齿轮齿形系数，，由《机械设计》表10-5查得
取齿轮模数为
3.6 抽油机减速器齿轮副啮合参数的计算