320D型抽油機減速器的優化設計

高星，江叔通，涂明

（南昌齒輪鍛造廠，江西南昌330044）

320D型抽油機減速器的優化設計

高星，江叔通，涂明

（南昌齒輪鍛造廠，江西南昌330044）

減速器是抽油機的核心部件，減速器的性能直接影響整個抽油機的性能。目前國內抽油機減速器普遍采用雙圓弧減速器，經過長期發展，雙圓弧減速器技術已經較完善，但是仍存在著噪聲大、重量重、使用壽命短、傳動比小等缺陷。在雙圓弧減速器的基礎上進行優化設計，在第一級傳動中，以行星輪傳動代替雙圓弧齒輪傳動，以提高減速器的傳動比；將第二級的從動齒輪由整體式改成分體式結構，以提高齒輪的性能。對優化的部分進行了強度分析，符合設計要求，進而達到降低抽油機減速器重量、噪聲、振動，以及提高減速器傳動比的目的。

雙圓弧減速器；行星輪傳動；傳動比；優化設計

抽油減速器作為采油設備的重要組成部分，其生產技術日趨成熟。為提高采油效率，應對市場需求，設計高承載能力、高齒面硬度、高精度和高可靠性的減速器，成為當務之急。目前國內抽油機專用減速器大多采用雙圓弧齒形圓柱齒輪，內部齒輪結構為人字齒分流式布置，受制于技術瓶頸，抽油機專用雙圓弧齒輪減速器存在著噪聲大、轉動不平穩等缺陷。行星齒輪傳動具有承載能力大、體積小、效率高、重量輕、傳動比大、噪聲小、傳動平穩等優點，若在抽油機減速器中采用行星輪與雙圓弧人字齒輪復合傳動，既能保證減速器在工況惡劣的條件下使用，又能使減速器具有行星齒輪傳動的優點[1]，降低減速器重量、噪聲、振動，并提高了減速器的使用壽命和整機的傳動效率。本文對320D型抽油機減速器進行優化設計。

1結構特點

普通320D型減速器為二級分流式人字齒輪傳動，如圖1所示。第一級、第二級均采用雙圓弧人字齒輪傳動。第一級包括輸入軸1和中間級左右旋齒輪2；第二級包括中間軸3、從動齒輪（人字齒）4和輸出軸5.

圖1 普通320D型減速器示意圖

優化的新型減速器也為二級傳動，如圖2所示。第一級為行星輪結構，第二級為雙圓弧人字齒輪傳動。第一級行星齒輪機構包括輸入軸1、內齒圈2、行星架3、安裝在行星架上并與內齒圈嚙合的行星齒輪4以及與行星齒輪外嚙合的太陽輪5，行星輪傳動采用NGW型[1-2]嚙合方式，第二級為雙圓弧人字齒輪結構，包括中間級左右旋齒輪6、中間軸7、輸出軸8和從動齒輪（人字齒）9.

圖2 新型320D型減速器示意圖

從兩者整個結構比較可以得知，新型320型減速器較普通的緊湊、簡單。將中間軸和輸入軸串行，節省整個傳動的寬度和減少了軸的長度。主要是在第一級傳動和第二級傳動的從動齒輪做了較大優化。

第一級傳動利用行星齒輪的優點，使得整個減速器運轉平穩可靠，且提高減速器的傳動比，適于大扭矩傳動。在第二級齒輪傳動中，普通320D型減速器的從動齒輪為整體合金鑄鋼結構，如圖3所示。而新型320D型減速器的從動齒輪的結構是由兩片旋向相反的斜齒輪通過螺栓2連接而成，如圖4所示。單片斜齒輪采用焊接結構，齒圈1和輪轂3的材料為合金鑄鋼，筋板4材料為45#鋼，三者焊接后再進行加工，可滿足性能要求。

圖3 普通320D型從動齒輪（整體鑄鋼結構）

圖4 新型320D型從動齒輪（焊接結構）

2參數及性能對比分析

現將普通320D型雙圓弧齒輪減速器與新型的部分參數進行對比，具體如表1所列。

表1 性能參數對比表

新型320D型減速器第一級傳動中的齒輪材料采用20CrMnMo，熱處理方式為滲碳淬火[3]，其齒面硬度比普通320D型減速器有著明顯提高，并增加了磨齒工序，使得齒輪表面耐磨性、齒輪表面光潔度、齒輪強度得到大幅提高。

從表1中可以看出新型320D減速器在傳動比、中心距、重量、噪聲方面比普通320D型減速器有著明顯的優勢。根據圖3、圖4可知，普通320D型減速器的從動齒輪為整體合金鑄鋼結構，無法采用磨齒工藝，而新型320D型減速器的從動齒輪是兩片斜齒輪通過螺栓連接，從而可以對單片齒輪采用磨齒工藝，大大提高了從動齒輪的加工精度，降低了減速器在運行的中所產生的噪聲。

3強度分析

本文選取減速器的高速級進行強度分析。該減速器主要技術參數如下：

高速級傳動比i1=5.7；額定輸入轉速ni=1 000 rpm；額定壽命t=35 000 h；太陽輪齒數Za1=20；內齒圈齒數Zb1=94；行星輪齒數Zc1=37；行星輪個數np=3；模數m01=6mm.

3.1 行星輪與太陽輪嚙合接觸強度分析[3-4]

實際計算接觸應力σHac1=σH0ac1[Ka1*Kv1*KHβ1* KHα1]0.5=3.19×108Pa，其中，節點處計算接觸應力的基本值σH0ac1=1.713×108Pa，使用系數Ka1=1.8，動載系數Kv1=1.5，齒向載荷分布系數KHβ1=1.168，齒間載荷分布系數KHα1=1.1.

許用接觸應力σHpac1=（σHlim1*ZNT1*Zx1*ZL1*ZV1*ZW1*ZR1）/SHlim1=1.084×109Pa，其中，太陽輪的接觸疲勞極限σHlim1=1 500 MPa，最小安全系數SHlim1=1.27，壽命系數ZNT1=0.937，尺寸系數Zx1=1.012，潤滑系數ZL1=1.03，速度系數ZV1=1.01，工作硬化系數ZW1=1，粗糙度系數ZR1=0.93.

σHac1=3.19×108Pa＜σHpac1=1.084×109Pa，滿足強度條件。

3.2 行星輪與內齒圈嚙合接觸強度分析

實際計算接觸應力σHbc1=σH0bc1[Ka1*Kv1'*KHβ1* KHα1]0.5=2.59×108Pa，其中，節點處計算接觸應力的基本值σH0bc1=1.685×108Pa，動載系數Kv1' =1.02.

許用接觸應力σHpbc1=（σHlim2*ZNT1*Zx1*ZL1'* ZV1'*ZW1*ZR1）/SHlim1=9.47×108Pa，其中，行星輪的接觸疲勞極限σHlim2=1 500 MPa，潤滑劑系數ZL1' =1.07，速度系數ZV1' =0.85.

σHbc1=2.59×108Pa＜σHpbc1=9.47×108Pa，滿足強度條件。

3.3 彎曲疲勞強度分析

行星輪實際計算齒根彎曲應力σFc1=σF0c1*Ka1*Kv1*KHβ1*KFa1=1.178×108Pa，其中，行星輪齒根應力的基本值σF0c1=3.398×107Pa，齒間載荷分配系數KFa1=1.1.

行星輪許用齒根彎曲應力σFpc1=（σFlim2*YST1* YNT1*YδrelTc1*YRrelT1*Yx1）/SFmin1=6.458×108Pa，其中，行星輪的接觸疲勞極限σFlim2=500 MPa，試驗齒輪的應力修正系數YST1=2，壽命系數YNT1=1.03，行星輪相對齒根圓角敏感系數YδrelTc1=0.96，相對齒根表面狀況系數YRrelT1=1.045，尺寸系數Yx1=1，彎曲強度最小安全系數SFmin1=1.6.

σFc1＜σFpc1，滿足強度要求。

太陽輪實際計算齒根彎曲應力：σFa1=σF0a1*Ka1*Kv1*KHβ1*KFa1=5.72×107Pa，其中，齒根彎曲應力基本值σF0a1=1.65×107Pa.

太陽輪許用齒根彎曲應力σFpa1=（σFlim1*YST1* YNT1*YδrelTa1*YRrelT1*Yx1）/SFmin1=6.458×108Pa，其中，行星輪的彎曲疲勞極限σFlim1=500 MPa.

σFa1＜σFpa1滿足強度要求。

內齒圈實際計算齒根彎曲應力σFb1=σF0b1*Ka1*Kv1*KHβ1*KFa1=1.178×108Pa，其中，內齒圈齒根彎曲應力的基本值σF0b1=3.398×107Pa.

內齒圈許用齒根彎曲應力：σFpb1=（σFlim3*YST1* YNT1*YδrelTa1*YRrelT1*Yx1）/SFmin1=4.262×108Pa，其中，內齒圈的彎曲疲勞極限σFlim3=330 MPa.

σFb1＜σFpb1滿足強度要求。

綜上對比，額定使用壽命5年的范圍內，太陽輪、行星輪以及內齒圈的接觸強度和彎曲強度均滿足要求，高速級行星輪的設計也在安全范圍之內。

4結束語

新型320D減速器將行星齒輪結構應用于抽油機用齒輪減速器，提高了齒輪表面耐磨性、加工精度和強度，并且提高減速器的使用壽命和整機的傳動效率，降低了減速器的噪聲。在同等參數下，中心距由同機型的950 mm減小到約為650 mm，重量由9.8 t左右減小到約為3.5 t；設計壽命由原來的3年提高到5年，制作成本有所下降，有良好的性價比和市場競爭優勢。

[1]饒振剛.行星齒輪傳動設計[M].北京：化學工業出版社，2003.

[2]李運秋，賀永富，張展.2K-H懸浮均載行星齒輪減速器[J].礦山機械，1997（10）：108-109，112.

[3]李華敏，李玫賢.齒輪機構設計[M].北京：機械工業出版社，2008.

[4]成大先.機械設計手冊[M].4版.北京：化學工業出版社，2004.

The Optim ization Design of the 320 Pumping UnitReducer

GAO Xing，JIANG Shu-tong，TU Ming
（Nanchang Gear Forging Factory，Nanchang Jiangxi 330044，China）

Reducer is the core component of pumping unit，the performance of the reducer directly affects the performance of the whole pumping unit.At present，the pumping unit reducers are commonly used by double arc reducer，after long-term development，the technology of the double arc reducer has been relatively perfect，but there are many defects，such as noisy，heavy weight，short life，small transmission ratio and so on.In the first stage transmission，planetary transmission instead of double circular arc gear drive，and improves the reducer transmission ratio，the second stage of the driven gear from the whole change to split type to improve the performance of the gear，the intensity of the optimized part is analyzed，meets the design requirements，so as to achieve the purpose of reducing the reducersweight，noise，vibration，and improves the gear ratio of the reducers.

double arc reducer；planetary transmission；transmission ratio；optimization design

TH132.46

A

1672-545X（2016）12-0041-03

2016-09-06

高星（1986-），男，江西撫州人，助理工程師，學士，主要從事機械設計和機械加工工作。