抽油机减速器1

1 绪论
抽油机减速器是内啮合传动装置，由内齿轮和外齿轮组成，选取的是渐开线齿形，因为内齿轮和外齿轮相差齿数比较少，所以被称为少齿差行星传动。抽油机减速器是由我国重庆工程师发明设计的，因机械传动的需要设计出的抽油机减速器，此种减速器由于具有传动比大、结构紧凑、体积小、重量轻、效率高、承载能力强、制造费用低、维修性能好等优点，成为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、渐开线齿轮减速器等的替代品，在冶金、食品、运输、医药、建筑、建材等领域受到广泛的应用，因此极具开发进步的价值。
1.1 抽油机减速器的优点
相比较一般的减速器，抽油机减速器拥有的特点：
（1） 比较小,体积小巧,重量相对较轻；
（2） 传动比范围相对较大 ， 单级传动比大于10；
（3） 效率高,单极92%-96%，传动比大，分级密布，单级7.5-99，双极性达到11000，相差约1.1倍，效率受传动比影响，并与之成反比；
（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：
（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
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°。
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。
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。
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）；
( 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) 第一步应该确定图2-2中高速轴2（即输入轴）的直径
轴的材料选择为45钢，A0 = 115，根据公式
由于在轴上，有三个键槽，安全起见，最小直径应增加长度。可取45mm。
(2) 输入轴的装配步骤
输入轴一侧箱体轴承（简称箱体轴承）轴端定距环键偏心套行星轴承第一块内齿环板轴间定距环”重复键安装第二、第三块内齿环板轴端定距环输入轴另一侧箱体轴承。
(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。
输入轴尺寸及各主要参数见零件图。
(4) 输入轴的强度校核
在危险工况下，行星轴承作用于输入轴上的力分别为
正负号表示受力的方向。
各个关键截面的弯矩值和输入轴的约束反力求解
通过数值计算，画出垂直平面输入轴的受力情况，如图3-1所示，平面力系的平衡方程：
解得其约束反力：
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。
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。
（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：
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。
(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。
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）。
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：
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）；
[-1]——许用疲劳应力（MPa），45钢调质[-1]=180~207 MPa
d——轴的直径（mm），输出轴选用实心材料；
——根据扭转应力变化性质而定的校正系数：=0.65
根据输出轴的应力状态，通过最大弯矩的最大弯矩和扭矩的横截面，代入公式（3-7）可以从在最小直径的2段输出轴轴线绘制：



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；
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。
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
——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
齿轮副的变位系数和啮合角是抽油机减速器齿轮副的重要参数，齿轮副变位系数和啮合角选择的是否恰当是影响齿轮是否正常工作以及是否满足经济性的重要因素。
抽油机减速器齿轮副大啮合参数包括齿轮的变位系数和啮合角。选择合适的变位系数和啮合角可以设计出既不仅经济而且合理的抽油机减速器。
在设计时我们应该注意一些限制条件，由于抽油机减速器使用是少齿差内啮合传动，容易产生各种干涉。
3.6.1 抽油机减速器内啮合齿轮副的干涉
为了抽油机减速器传动中不产生干涉，我们需要避免一些限制条件 [43]：
（1）具有足够的顶隙；
（2）重合度大于1；
（3）是过度曲线干涉现象不出现；
（4）使内、外齿轮不沿径向移动，不出现的径向干涉现象；
（5）保证内外齿具有一定的齿顶厚度，不得过尖，过尖会造成轮齿磨损，齿顶厚度不得小于（0.25-0.4）厘米；
（6）齿廓干涉、干涉现象尽量避免，必须达到；
（7）为了满足内部渐开线齿廓的要求，齿轮齿顶圆大于基圆；
（8）避免节点对面的齿顶干涉；
（9）不出现渐开线干涉现象。
3.6.2 变位系数选择时应该满足的主要限制条件
满足内啮合的啮合方程式作为选择抽油机减速器变位系数的第一条件：
从理论上来看，

抽油机减速器设计的限制条件很多，但实际设计时只需要考虑两个方面：
（1）避免发生齿顶干涉，必须使内啮合齿轮副的重合度>1
（2）保证使齿轮重叠干涉系数GS>0,以达到避免齿轮重叠干涉现象的发生：
上面公式中符号的含义：
—— 外齿轮齿顶圆的压力角；
—— 内齿轮齿顶圆的压力角；
—— 外齿轮齿顶圆的直径；
—— 内齿轮齿顶圆的直径；
—— 压力角；
—— 啮合角；
—— 齿轮副实际啮合的中心距；
—— 外齿轮的变位系数；
—— 内齿轮的变位系数；
—— 外齿轮齿数为；
—— 内齿环板内齿轮的齿数；
—— 内啮合齿轮副的重合度；
—— 齿廓重迭的干涉系数；
——外齿轮的分度圆直径；
——内齿轮的分度圆直径。
——齿顶高系数；
由式（3-9）：变位系数的函数式啮合角，变位系数的选择，基本上决定是否抽油机减速器课消除干扰现象，此种情况是在、、一定时。啮合角、和的变位系数。一对啮合的齿轮，变位系、为因变量，然后为自己确定的常数参数，所以，它是对变位系数约束条件的函数。因此，以满足两个主要约束问题便成为求解变位系数的问题。
3.6.3 抽油机减速器变位系数的确定
和为独立变量，为中间变量，因为有许多限制条件超越方程，所以要想求得独立变量和，方程求解是不可以的。下面的迭代法逐次逼近得到同时满足两个条件变位系数的计算，避免方程的诸多限制，直接修改系数很难或者无法解决的现象。计算步骤如下：
（1）确定、及
①初选ha*=0.6、=28.5、=20。抽油机减速器齿顶高系数在0.5-0.8范围内，设计师根据实际情况选定，没有提供统一的规定，但是，应该考虑使用一个结合断齿的方法是避免干扰的最好的方法，调查数据表明，要想啮合角数据降低、提高啮合效率以及轴承使用寿命，需要选择合适的齿顶高系数。
（2）必须使Gs =[Gs]=0.05，ε =[ε]=1.0500。
[Gs] 、[ε]分别为设计要求达到的抽油机减速器内啮合的齿廓重叠干涉系数和重合度。

②取x1的初始值，计算几何尺寸及参数。模数为。
将x1(1) 、x2(1) 和代入重合度（3-3）和Gs齿廓重叠干涉系数(3-13）中得到 ：
值计算，每一次迭代可以画出相应的结果，在四次迭代后，以满足最终结果的要求，计算如下：

3.7 内齿环板的结构设计
(1) 内齿环板热处理方式和材料
内齿环板是抽油机减速器中不可或缺的一部分。内齿环板的材料选择淬火和回火钢45号处理，229-269HBS。
(2) 内齿环板的结构布置方式
内齿环板厚度为30 mm,支承轴孔在同侧的输入轴孔，两个孔的中心距离为190mm，齿圈输出轴孔和输

出轴齿轮啮合，在另一边，输出轴孔和支承轴孔距离为，这样就是偏置布置方式。环板有30mm，寻找相匹配的向心滚动轴承，配合偏心套筒轴承的内径，从而确定支承轴和输入轴孔的内齿环板和轴承的外径。 (3) 内齿环板的强度校核
齿轮需要对内齿环板上的内齿和输出轴外齿啮合情况进行检查，以调查是否满足强度要求
3.8 偏心套的结构设计及校核
(1) 偏心套的材料及热处理方式
工作时，内孔中心作为偏心套外圆中心的圆心，偏心距作为圆周运动的半径。选用调质处理过的40Cr [30] 作为偏心套的材料 ，229-269HBs。偏心套平键实现平行四边形双曲柄机构，他是平行于曲柄的曲柄曲柄滑块机构，是依靠圆偏心和偏心套孔中心实现三期内环板120°双曲柄机构的半径是偏心距。
(2) 偏心套的偏心距计算
偏心套的偏心距采用下式计算
(3) 偏心套的结构布置方式
在抽油机减速器传动中，内齿环板的高速轴孔安装尺寸与行星轴承尺寸相同，轴承外径小于普通少齿差传动的轴承外径。同时三环齿轮减速器曲柄轴直径和普通减速器曲柄轴直径相类似，因此，只能用轻载系类轴承，作为抽油机减速器与高速轴上偏心套配合的行星轴承。
偏心套的高速轴和平键连接，动力传动，带动内齿环板运动。偏心套筒直径为90mm，与高速轴的接触直径
偏心套的高速轴和平键连接，动力传动，带动内齿环板运动。偏心套筒直径为90mm，与高速轴的接触直径（也就是偏心套的内孔的直径为50mm）。偏心套和环板尺寸相同，皆为30mm。考虑偏心套的强度，键槽应放置在中心圆线和线的中心内孔上，并安装在偏心套的外边缘和键槽的远侧。结构图如图2-4所示
偏心套结构及主要参数见零件图。
(4)失效模式与偏心套的强度校核
损伤主要发生在偏心套和接头的剪切挤压变形损坏。
①利用公式（3-26）进行剪切强度[28]校核：
式中：
T——轴所传递的扭矩（(N·mm）；
F——键剪切面上的剪力(N）；
——工作面上的剪应力(MPa）；
[]——许用剪应力(MPa）[]=40 MPa[28]。
A——剪切面面积(mm）；
计算键的剪切工作面，剪切应力对剪切强度的最大值为14.13Mpa<[]，达到工作要求
②利用公式(3-27)进行挤压强度[28]计算：

计算所得键工作平面的压应力为=32.81 MPa<[]=100 MPa[28]，[]为许用压应力，抗压强度满足工作条件的要求。
通过以上的计算过程中，挤压和剪切强度是很丰富的。如果优化设计可以认为是在同一时间，减少偏心套，内径和外径，可减少支撑轴和输入轴的轴线，从而减轻了重量，降低了整机的尺寸。
3.9 抽油机减速器行星齿

轮传动的强度验算
齿面的磨损、点蚀以及轮齿的折断是抽油机减速器齿轮失效的主要形式，一般会对抽油机减速器齿轮齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度校核。抽油机减速器采用正角度变位，行星齿轮传动为内啮合传动，同时，有多对齿啮合，齿根弯曲强度和齿面接触强度得以提高，齿面接触强度安全系数远大于齿根弯曲强度裕度。通过调研显示：疲劳点蚀破坏几乎从未发生在轮齿工作表面上。因此，通常只检查接触强度和齿根弯曲强度，内部、外部齿轮通常不检查。
(1) 齿根弯曲强度的条件
校核齿根应力的弯曲强度条件为许用齿根应力FP 大于计算齿根应力F，即
(3) 许用齿根应力 [18]
许用齿根应力可按照下式计算
(3-32)
式中： Ft——齿轮分度圆上的圆周力(N）

——使用系数为；
——载荷作用于齿顶时齿形的修正系数 ；
——法向模数，；
——计算弯曲强度的重合度系数；
——计算弯曲强度的齿间载荷分配系数 ；
——计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；
——动载系数；
——载荷作用于齿顶时的应力修正系数；
——计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；
——齿根应力的基本值（N/mm2 ）；
——计算弯曲强度的螺旋角系数；
——试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限（N/mm2 ）；
——工作齿宽（mm），若大小齿轮宽度不同时，宽轮的计算工作齿宽不应大于窄轮齿宽加上一个模数mn；
——许用齿根应力（N/mm2 ）；
—— 计算弯曲强度的寿命系数；
——试验齿轮的应力修正系数；
—— 相对齿根圆角敏感系数；
—— 计算弯曲强度的尺寸系数；
——相对齿根表面状况系数；
——计算弯曲强度的最小安全系数，取。

内齿环板和外齿轮的材料采用的是调质处理过的45钢，Flim=280N/mm2。计算数据如下表中。
结论：轮齿的弯曲强度能满足内部外部的要求。