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双圆弧齿轮减速器设计

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双圆弧齿轮减速器设计

本科生毕业设计(论文) 题 目 抽油机 用 53 型 双圆弧齿轮 减速器设计 学生姓名 系 别 机电工程系 专业年级 2007级机械设计制造及其自动化 指导教师 2011 年 6 月 16 日中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 摘要 本文 在对 我国 油田抽油机用减速器 现状及发展趋势 充分调研的基础上 , 完成了对游梁式抽油机 53 型双圆弧齿轮减速器的设计计算,其中包括驱动装置的选择、总传动比的设定及各级传动比的分配、 各轴动力参数的计算 齿轮传动设计和各级传动轴的设计计算,并结合设计对系统进行了动态校正和强度校核。用 制三维图 ,最终设计出符合要求的齿轮减速器 关键字 双圆弧齿轮;减速器;强度校核; 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) of on 3 of at of to of to of 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 目录 第 1 章 概述 ......................................................................................................................... 1 速器研究的目的和意义 ....................................................................................... 1 轮减速器的现状及发展趋势 ............................................................................... 1 题研究的内容 ....................................................................................................... 3 度安排 ................................................................................................................... 3 第 2 章 传动方案的拟定 ...................................................................................................... 5 动方案的选择 ....................................................................................................... 5 动机的选择 ........................................................................................................... 7 传动比确定及各级传动比分配 ........................................................................... 9 算传动装置的运动和动力参数 ........................................................................... 9 第 3 章 齿轮传动设计及计算 ............................................................................................ 11 速级齿轮传动设计 ............................................................................................. 11 速 级 齿轮传动设计 ............................................................................................. 18 第 4 章 轴及其辅助零件的设计与计算 ............................................................................ 25 的设计 .................................................................................................................. 25 承的选择与校核 .................................................................................................. 33 连接的选择与校核计算 ..................................................................................... 35 减速器附件设计及润滑密封 ............................................................................... 37 第 5 章 减速器的二维装配图与三维设计图 .................................................................... 40 第 6 章 结论 ........................................................................................................................ 48 总 结 .................................................................................................................................... 49 致谢 ........................................................................................................................................ 51 参考文献 ................................................................................................................................ 52 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 1 第 1章 概述 速器研究的目的和意义 A 通过设计熟悉机器的具体操作,增强感性认识和社会适应能力,进一步巩固,深化已学过的理论知识,提高综合运用所学知识发现问题,解决问题的能力。 B 学习机械设计的一般方法,掌握通用机械零件,机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 C 对所学技能的训练,例如计算 绘图,查阅设计资料和手册,运用标准和规范等。 D 学会运用多种手段工具解决问题,如在本 设计中可选择 制图工具。 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。 轮减速器的现状及发展趋势 减速器是用于原动机和工作机之间的独立的传动装置。用来降低转速和增大扭矩,以满足工作的需要。在现代机械中应用很广泛。具有品种多,批量小更新换代快的特点。圆柱齿轮减速器具有体积小,重量轻,承载能力大,传动平稳,效率高,所配电机范围广等特点,可广泛用于各行业需要减速的设备 上。当今的减速器正向大功率,大传动比,小体积,高机械效率以及使用寿命长的方向发展。我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。六高既高承载能力,高齿面硬度,搞速度,搞精度。高可靠性和高传动效率。二低是低噪声,低成本;二化是标准化多样化,在现在机械中应用极为广泛。 20 世纪 70 年代末以来,减速器技术有了很大发展。产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声和高可靠性;技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 2 到 80 年代,国外硬齿面技术已日趋成熟。采用优质合金钢锻件、渗碳淬 火磨齿的硬齿面齿轮,精度不低于 6 级,综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的3~ 4 倍,为软齿面齿轮的 4~ 5 倍。一个中等规格的硬齿面减速器的重量仅为中硬齿面减速器的 1/3 左右,且噪声低、效率高、可靠性高。 对通用减速器而言,除普遍采用硬齿面技术外,模块化设计技术已成为其发展的一个主要方向。它旨在追求高性能的同时,即可能减少零部件及毛坯的品种规格和数量,以便于组织生产,形成批量,降低成本,获得规模效益。同时,利用基本零件,增加产品的型式和花样,尽可能多地开发使用地变型设计或派生系列产品,如由一 个通用系列派生出多个专用系列;摆脱了传统单一有底座实心轴输出安装方式,增添了空心轴输出的无底座悬挂式、多方位安装面等不同型式,扩大了使用范围。 改革开放以来,我国陆续引进先进加工装备,通过引进、吸收国外先进技术和科研攻关,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。材料和热处理质量级齿轮加工精度都有较大提高,通用圆柱齿轮的制造精度可以从 60 的 8~ 9级提高到 88 的 6 级,高速齿轮的制造精度可稳定在 4~ 5 级。目前我国已可设计制造 2800水泥磨减速器、 1700钢机各种 齿轮减速器。各种棒、线材轧机用减速器已全部采用硬齿面。我国自行设计制造的高速齿轮装置的功率已达44000轮圆周速度达 168m/s。 80 年代末至 90 年代初,我国相继制订了近 100 个齿轮和蜗杆减速器的标准,研制了许多新型减速器,大体上实现了通用减速器的更新换代。许多产品达到了 80 年代的国际水平。部分减速器采用硬齿面厚,体积和重量明显减小,承载能力用寿命、传动效率和可靠性有了大幅度提高,对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用,为发展我国的机械产品做出了贡献。 进入 90 年代中后期,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。研究、开发、推广成本较低而承载能力又能接近硬齿面的中硬齿面滚齿的新齿形和新结构。国内多年来使用行之有效的双圆弧齿轮、三环减速器和已成功应用的点线捏合齿轮等技术、应不断完善,大力推广 [10]。 随着齿轮的几何形状,材质和加工过工艺的改变,使得齿轮不断发展。目前,齿中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 3 轮传动仍是各类机械中应用最为广乏的渐 开线齿轮传递的功率已经达到十几万马力,齿轮的圆周速度达 200m/s,最大直径可达数十米。随着生产的发展,对重在高速 大功率的齿轮提出了更高的要求,而外啮合的渐开线齿轮由于传动是凸齿廓对凹齿廓,要降低接触应力就必须增大齿面的曲率半径,势必要增大齿轮的直径,很难达到体积小的要求。再则渐开线齿轮的传动效率不够高看看,这对于建构紧凑的大功率,高效能传动在散热问题上造成很大的困难。因此双圆弧齿轮得到应用来降低齿面接触应力,提高传动效率。 1956 年诺维科夫提出了圆弧齿轮。圆弧齿轮沿齿长方向齿面的相对曲率半径很大,在同样的参数条件下,当齿轮 的螺旋角 35 10  时,圆弧齿轮的齿面相对曲率半径比渐 开线斜齿轮大十几倍到二百多倍。圆弧齿轮齿面由初始的点接触,到饱和后的线接触,当其受载变形后,又变为局部的面接触。因此,齿面接触应力大幅度地降低,齿面承载能力大为提高。 题研究的内容 减速器的设计包括 ( 1)传动方案的分析和拟定,选择正确合理的传动方案; ( 2)电动机的选择,选择电动机的类型和结构形式,确定电动机的容量,电动机的转速 ( 3)传动装置的运动和动力参数的计算 ( 4)传动零件的设计计算 ( 5)轴的设计计算 及校核,轴承连接件润滑密封的选择和校核; ( 6)箱体的结构设计和计算; 度安排 3月 1号 8号 搜集阅读参考资料,确定传动方案,画图传动方案简图,熟悉制图软件,提交开题报告; 3月 19号 9号 选择电动机,进行传动装置的运动和动力参数计算; 4月 1号 号 传动系统中的传动零件设计计算; 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 4 5月 2号 0号 绘制减速器装配图草图和装配图; 5月 11号 5号 绘制减速器箱体零件图、齿轮及轴的零件图及三维实体图; 5月 25号 5号 检查论文,准备答辩; 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 5 第 2 章 传动方案的拟定 动方案的选择 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 图 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。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 图 2示意图 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 6 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 图 2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 图 2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,中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 7 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 动机的选择 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 择电动机的容量 ( 1)减速器输出功率0出(2 由公式( 2 抽油机输出转速r/ 2) 电动机至减速器之间传动装置的总效率为η 321 2 3      ( 2 1 , 2 , 3 分别为皮带 ,轴承及齿轮传动的效率, 1 2 30 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 7 ;    , ,由公式( 2 3 2 3 21 2 3 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 6 0 . 8 3 2 7         ( 3) 确定电动机的额定功率p ( 2 电动机的输出功率文) 8 可由公式 ( 2得到 3 3 W 选定电动机的额定功 率 37W择电动机的转速 抽油机的冲程 5r/传动系统为分流式圆柱齿轮传动,查阅教材表 18荐传动比为23i 8~ 60,则总传动比可取 8 至 60 之间 则电动机转速的可选范围为 18 8 260 60 见同步转速为 1000r/500r/000r/电动机都符合 ,这里初选同步转速为 1000r/500r/000r/三种电动机进行比较 ,由参考文献 [1]中表 16得 表 2] 方案 电动机型号 额定 功率 ( 电动机转速n/r/堵 转 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩 质量/步 转速 满载 转速 1 7 3000 2930 00 2 7 1500 1460 30 3 7 1000 970 00 4 7 750 740 20 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 4 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 9 传动比确定及各级传动比分配 算总传动比 由参考文献 [1]中表 16得 满载转速 740r/传动比 /n n740/5148 r/ 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配各级传动比; 取高速级的圆柱齿轮传动比231 1 低速级的圆柱齿轮的传动比为3i算传动装置的运动和动力参数 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 0n 740 r/11740 1 4 5 . 7 85 . 0 7 6nn i  r/222 3 nn i r/335nn ir/ 按电动机额定功率11 3 3 . 3 0 . 9 6 3 1 . 9 7 K W   中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 10 2 1 2 3 3 0 . 6 8P P K W3 2 2 3 2 8 . 3 0P P K W轴转矩 9550 PT n ( 2 由公式( 2 31113 1 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 2 . 0 9 4 1 01 4 5 . 7 8       22 9550 2PT n 10 33339 5 5 0 9 5 5 0 2 8 . 3 0 / 5 5 3 . 9 1 0       将轴的运动参数汇总于下表以备查用 表 2轴动力参数 轴名 功率 P( 转矩 T( 转速 n( r/ 传动比 i 效率  电机轴 0 740 入轴 10 间轴 10 出轴 10 国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 11 第 3 章 齿轮传动设计及计算 速级齿轮传动设计 择材料、精度及参数 ( 1) 按图 2示传动方案,选用圆弧圆柱齿轮传动 ; ( 2)抽油机为一般工作机器,速度不高,故选 用 7 级精度 ; ( 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1 18Z ,则大齿轮齿数2Z182 110;Z ; 采用人字齿;暂定 25 ;选取齿宽系数 ; 抗弯曲疲劳强度初步确定齿轮模数 ( 1)抽油机减速器属于中等振 动 暂取 K ( 2)根据材料种类及硬度确定齿轮的疲劳极限 由图 3]查得 小齿轮 li m 1 525F M P a  由图 3]查得 大齿轮 li m 2 410F M P a  由图 3]查得 li m 1 860H M P a 由图 3查得 li m 2 700H M P a v 3ZZ (3  由公式( 3 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 12 11 1 8 / 0 . 7 4 4 2 4 . 1 8c o s   查图 3] 3 2 1 1 0 / 0 . 7 4 4 1 4 7 . 7 7c o 5 b 时查 图] 1 4 5 . 7 8 / 2 3 . 8 9 6 . 1 0 , 1 . 0 2 3Y   查表 3] 查表 3] 25Y  F li m N m i n (3 由公式( 3 F l i m 1 N 1 X 1F P 1F m i nF l i m 2 N 2 X 2F P 2F m i 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6 a    计算式应取( 11/F )( 22/F )中之大值代入计算 12 t a n22a   (3  a由公式( 3 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 13 12t a n t a n 0 . 5 / 2 1 8 1 1 0 2 . 3 7 5 ;2 2 6 . 2 82 , 0 . 3 7 5 , K 0 ;a           因 齿 端 修 薄总的纵向重合度 2 2 . 3 7 5 2 4 . 7 5 人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷 3 31T 2 . 1 0 1 0T N . m 1 . 0 5 1 0 N .  113 2 . 5 8 2 E u F E n Y Y  (3 由公式( 3 113 2 . 5 8 5 83 21 0 5 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 7 5 1 . 8 3 12 2 0 1 8 2 5 64 . 4m 5E u F E n Y Y          取 定齿轮传动参数  122 c o z  ( 3 由公式( 3    12 4 1 8 1 1 0 3 5 3 . 0 8 4 ;2 c o s 2 c o s 2 5nm z   a350 12a r c c o s 2nm z  (3 由公式( 3  12 5 1 2 8a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 52 7 0 0nm z     中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 14 (3 由公式( 3 11 1 8 5 9 0 / 0 . 9 1 4 3 9 8 . 4 3 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5m m    22 1 1 0 5 5 5 0 / 0 . 9 1 4 3 6 0 1 . 5 5 3c o s c o s 2 3 . 8 9 5m m    (3 由公式( 3 2 . 3 7 5 3 . 1 4 1 5 2 9 . 8 4 4 9 2 . 1 1s i n s i n 2 3 . 8 9 5 0 . 4 0 5 0m m   b100 验算齿根弯曲疲劳强度 查表 3],抽油机工作中等振动, ; 60 1000 (3 由公式( 3 11 3 . 1 4 1 9 8 . 4 3 6 1 4 5 . 7 8 0 . 7 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s    查图 3] 1 . 0 27 级 精 度 时 , ;查图 3], 0 0 1 . 0 2 / K 1 . 1 0d 9 8 . 4 3 6 ,; 查表 3],按七级精度, 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 15 查图 3], 5 . 7 8u 6 . 1 0 Y 1 . 0 2 32 3 . 8 9 时 , ;查图 3], 2 3 . 8 9 5 Y 0 . 7 6 5 , ;查图 3],131 8 1 8Z 2 3 . 5 6c o s 0 . 9 1 4 3 0 . 7 6 4z     ;231 1 0 1 1 0Z 1 4 3 . 9 8c o s 0 . 9 1 4 3 0 . 7 6 4z     ;查表 3],锻钢   0 . 1 4EE n 2 . 5 0 3 M P 1 K 0齿 端 修 薄 , , ; 小齿轮的齿根应力 10 . 8 6A V 1 2 8 51T K K K K 2 E u F E n dF Y Y YK z m  (3 使 用 系 数 动 载 系 数 1 载 荷 分 配 系 数 Y 弯 曲 弹 性 系 数 u FY 弯 曲 齿 数 比 系 数 Y 齿 形 系 数由公式( 3 10 . 8 6A V 1 2 8 51T K K K K 2 E u F E n dF Y Y YK z m  0 . 8 632 . 5 81 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 1 0 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 6 5 2 . 1 3 1 1 6 4 ;2 3 0 1 8 5 M P a            大齿轮的齿根应力 为 22111 . 8 2 51 6 4 1 4 0 . 52 . 1 3Y M P    小齿轮的应力循环次数 7116 0 6 0 1 4 5 . 7 8 3 6 5 2 4 2 0 1 5 3 1 0N n t        大齿轮的应力循环次数 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 16 7 7121 5 3 1 0 2 5 . 1 1 06 . 1 0NN u     查图 3], 6N 1 N 13 1 0 Y Y N  , 1 ; 4 2 b [ 1 ] m 5 Y 1查 图 , , ;安全系数 F  (3 由公式( 3 F l i m 1 1 1 3 . 2164 F l i m 1 2 2 2 . 9 21 4 0 . 5 齿根弯曲疲劳强度安全。 算齿面接触疲劳强度 查表 3],2 1 . 3 9 按 七 级 精 度 ;查表 3],锻钢 0 . 2 7 3 1 . 3 4 6 M P a ;查图 3], 6 . 1 0 Z 1 . 0 4 5, ;查图 3],当 2 3 . 8 9 5 Z 0 . 5 8 , ;查图 3]得到  V 1 n a 1V 2 n a 2a 1 a 2 2 3 . 5 6 m 5 Z 0 . 9 9 2Z 1 4 3 . 9 8 m 5 Z 0 . 9 6 3Z 0 . 9 7 8 ;2, , ;, , ; 齿面接触应力 7 3A V 1 H 2 1 91Z Z Z K K K 2 Eu nK z m   (3 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 17 接触弹性系数 接触齿数比系数 Z 接触弧长系数 由公式( 3 7 3A V 1 H 2 1 91Z Z Z K K K 2 Eu nK z m   0 . 7 332 . 1 91 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 3 9 3 1 . 3 4 6 1 . 0 4 5 0 . 5 8 0 . 9 7 82 3 0 1 8 5          4 1 . 2 5 1 0 0 . 0 3 3 7 5 M P a 查图 3], 7N 5 1 0 1 ;N, ],采用 320 号极压工业齿轮油  240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ;Lv m m s Z查图 3],  0 . 7 5 0 . 7 5 1 . 6 9 / 0 . 7 62 3 . 8 9 5 0 . 4 4 3 0m st g t g    , H l i m L N  (3 接触寿命系数 润滑剂系数 速度系数 由公式( 3 H l i m 1 1 L Z 8 6 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S 1 . 8 9375N    H l i m 2 2 L Z 7 0 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S 1 . 5 4375N    齿面接触疲劳强度安全。 轮的几何尺寸计算 法向模数n 1 2m 5 Z 1 8 Z 1 1 0 . 8 ;, 齿 数 , , 螺 旋 角 2 3 9 5 小齿轮分度圆直径 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 18 1m 1 8 5 9 0d 9 8 . 4 3 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3  o; 小齿轮齿顶圆直径 a 1 1 d 2 h 9 8 . 4 3 6 2 0 . 9 5 1 0 5 . 6 4 6 ; 小齿轮齿根圆直径 f 1 1d d 2 h 9 8 . 4 3 6 2 1 . 1 5 8 7 . 4 4 6f   ; 大齿轮的分度圆直径 2m 1 1 0 5 5 5 0d 6 0 1 . 6 1 9 m mc o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3  o; 大齿轮齿顶圆直径 a 2 2 2d d 2 h 6 0 1 . 6 1 9 2 0 . 9 5 6 0 8 . 8 1 9 m m; 大齿轮齿根圆直径 f 2 2d d 2 h 6 0 1 . 6 1 9 2 1 . 1 5 5 9 2 . 8 1 9f   ; 中心矩    12 5 1 8 1 1 0 3502 c o s 2 c o s 2 3 . 8 9 5nm z za m m  o; 齿宽 100b 速机齿轮传动设计 择材料、精度及参数 ( 1) 按图( 2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( ( 3) 材料选择。查图表( 10选择 大 小齿轮材料为 45 号钢(调质) 。 ( 4) 初选小齿轮齿 数3 18Z ,则大齿轮齿数4 6 . 7 8 1 8 8 6 ;Z   取4 86Z , 采用人字齿 , 暂定 30 , 选取齿宽系数 ; 单侧重合度 由公式( 3 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 19    12 0 . 5 3 01 8 8 6 2 . 3 9 2 , 2 . 4 02 2 2 2 3 . 1 4 1a t g t            o 取 抗弯曲疲劳强度初步确定齿轮模数 ( 1)抽油机减速器属于中等振动 暂取 K ( 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得 小齿轮 li m 1 525F M P a 由图 3得 大齿轮 li m 2 410F M P a 由图 3得 li m 1 860H M P a  由图 3得 li m 2 700H M P a  由公式( 3 当3 1 8 / 0 . 6 4 9 2 7 . 7 3c o s  , 4 8 6 / 0 . 6 4 9 1 3 2 . 4c o s   时, 查图 3 2 3 / 4 5 , ; 查表 3; 查表 3 30 o , Y 由公式( 3 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 20 F l i m 3 N 3 X 3F P 3F m i nF l i m 4 N 4 X 4F P 4F m i 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6 a    计算式应取( 11/F )( 22/F )中之大值代入计算 单侧齿宽的纵向重合度 , 由公式( 3 34t a n t a n 0 . 5 / 2 1 8 8 6 3 . 3 7 5 , 3 , 0 . 3 7 52 2 6 . 2 8K 0a           因 齿 端 修 薄总的纵向重合度 2 2 . 3 7 5 2 4 . 7 5 ; 人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷 故 3 32T 1 2 . 2 6 1 0T N m 6 . 1 3 1 0 N   由公式( 3 113 2 . 5 8 5 83 26 1 3 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 5 0 . 8 0 5 1 . 8 3 1 8 . 32 3 0 1 8 2 5 6m 8E u F E n Y Y        定齿轮传动参数 中心距 由公式( 3    34 5 1 8 8 6 4 8 0 . 3 7 02 c o s 2 c o s 3 0nm z     取 a480公式( 3  34 5 1 0 4a r c c o s a r c c o s 2 9 . 9 2 62 9 6 0nm z     由公式( 3 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 21 33 1 8 8 1 4 4 / 0 . 8 6 6 7 1 6 6 . 1 4 7c o s c o s 2 9 . 9 2 6 4m m     6 8 6 8 8 / 0 . 8 6 6 7 7 9 3 . 8 1 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5m m    3 2 . 3 9 3 . 1 4 1 8 6 0 . 0 6 1 2 0 . 3 3 8s i n s i n 2 9 . 9 2 6 0 . 4 9 8 9m m   b100算齿根弯曲疲劳强度 查表 3油机工作中等振动, ; 由公式( 3 查图 3 31 3 . 1 4 1 1 6 6 . 1 4 7 0 . 2 0 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s   ; 查图 3 2 0 0 . 7 2 2 K 1 . 0 6d 1 6 6 . 1 4 7 时 ,; 1 . 0 07 级 精 度 时 , ;查表 3七级精度, 查图 3 5 . 7 8u 6 . 1 0 Y 1 . 0 2 32 3 . 8 9 时 , ;查图 3 2 9 . 9 2 6 Y 0 . 8 0 时 , ;由公式( 3 查图 3331 8 1 8Z 2 7 . 6 4 9 ,c o s 0 . 8 6 6 0 . 6 5 1z    438 6 1 1 0Z 1 3 2 . 1 0 4 ,c o s 0 . 8 6 6 0 . 6 5 1z    ; 表 3钢   0 . 1 4EE n 2 . 5 0 3 M P 1 K 0齿 端 修 薄 , , ; 中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 22 小齿轮的齿根应力 , 由公式( 3 10 . 8 6A V 1 2 8 51T K K K K 2 E u F E n dF Y Y YK z m   0 . 8 632 . 5 86 1 3 0 1 0 1 . 5 1 . 0 0 1 . 0 6 1 . 1 0 2 . 0 5 3 1 . 0 2 5 0 . 8 0 2 . 0 6 1 2142 3 0 1 8 8 M P a            大齿轮的齿根应力 为 44331 . 8 2 31 6 4 1 9 02 . 0 6Y M P    小齿轮的应力循环次数 7326 0 6 0 2 3 . 8 9 9 3 6 5 2 4 2 0 2 5 1 0N n t        大齿轮的应力循环次数 7 7342 5 1 0 5 . 3 1 04 . 7 8NN u     查图 3 6N 1 N 13 1 0 Y Y N  时 , 1 ; 4 2 b m 8 5 Y 0 . 9 5查 图 , 当 时 , ; 安全系数 由公式( 3 F l i m 3 1 1 5 1 0 . 9 5S 2 . 3 3 ;214  F l i m 3 2 2 0 0 . 9 5 1S 2 . 0 5190  齿根弯曲疲劳强度安全。 算齿面接触疲劳强度 查表 3 1 . 3 9 按 七 级 精 度 ;查表 3钢 0 . 2 7 3 0 . 5 8 4 M P a ;查图 3 4 . 7 8 Z 1 . 0 5 5当 时 , ;中国石油大学胜利学院毕业设计(论文) 23 查图 3 2 9 . 9 2 6 Z 0 . 6 6 时 , ; 查图 3   V 1 n a 1V 2 n a 2Z 2 7 . 6 4 9 m 8 m m Z 0 . 9 9 6Z 1 3 2 . 1 0 4 m 8 m m Z 0 . 9 6 2, 时 , ;, 时 , ; a 1 a 2 0 . 9 7 9 ;2齿面接触应力 , 由公式( 3 7 3A V 1 H 2 1 91Z Z Z K K K 2 Eu nK z m    0 . 7 332 . 1 96 1 3 0 1 0 1 . 5 1 . 0 5 1 . 0 6 1 . 3 9 3 0 . 5 8 4 1 . 0 5 5 0 . 6 6 0 . 9 7 9 5842 3 0 1 8 8 M P a           查图 37N 5 1 0 1 ;N, 用 320 号极压工业齿轮油  240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ;Lv m m s Z查图 3 0 . 2 0 7 7 0 . 2 0 7 7 0 . 3 6 1 / 0 . 7 7 ;2 9 . 9 2 6 0 . 5 7 6m st g t g    , 由公式( 3 H l i m 1 1 L Z 8 6 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 7S 1

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