320D型抽油机减速器的优化设计

高星，江叔通，涂明

（南昌齿轮锻造厂，江西南昌330044）

320D型抽油机减速器的优化设计

高星，江叔通，涂明

（南昌齿轮锻造厂，江西南昌330044）

减速器是抽油机的核心部件，减速器的性能直接影响整个抽油机的性能。目前国内抽油机减速器普遍采用双圆弧减速器，经过长期发展，双圆弧减速器技术已经较完善，但是仍存在着噪声大、重量重、使用寿命短、传动比小等缺陷。在双圆弧减速器的基础上进行优化设计，在第一级传动中，以行星轮传动代替双圆弧齿轮传动，以提高减速器的传动比；将第二级的从动齿轮由整体式改成分体式结构，以提高齿轮的性能。对优化的部分进行了强度分析，符合设计要求，进而达到降低抽油机减速器重量、噪声、振动，以及提高减速器传动比的目的。

双圆弧减速器；行星轮传动；传动比；优化设计

抽油减速器作为采油设备的重要组成部分，其生产技术日趋成熟。为提高采油效率，应对市场需求，设计高承载能力、高齿面硬度、高精度和高可靠性的减速器，成为当务之急。目前国内抽油机专用减速器大多采用双圆弧齿形圆柱齿轮，内部齿轮结构为人字齿分流式布置，受制于技术瓶颈，抽油机专用双圆弧齿轮减速器存在着噪声大、转动不平稳等缺陷。行星齿轮传动具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、传动平稳等优点，若在抽油机减速器中采用行星轮与双圆弧人字齿轮复合传动，既能保证减速器在工况恶劣的条件下使用，又能使减速器具有行星齿轮传动的优点[1]，降低减速器重量、噪声、振动，并提高了减速器的使用寿命和整机的传动效率。本文对320D型抽油机减速器进行优化设计。

1结构特点

普通320D型减速器为二级分流式人字齿轮传动，如图1所示。第一级、第二级均采用双圆弧人字齿轮传动。第一级包括输入轴1和中间级左右旋齿轮2；第二级包括中间轴3、从动齿轮（人字齿）4和输出轴5.

图1 普通320D型减速器示意图

优化的新型减速器也为二级传动，如图2所示。第一级为行星轮结构，第二级为双圆弧人字齿轮传动。第一级行星齿轮机构包括输入轴1、内齿圈2、行星架3、安装在行星架上并与内齿圈啮合的行星齿轮4以及与行星齿轮外啮合的太阳轮5，行星轮传动采用NGW型[1-2]啮合方式，第二级为双圆弧人字齿轮结构，包括中间级左右旋齿轮6、中间轴7、输出轴8和从动齿轮（人字齿）9.

图2 新型320D型减速器示意图

从两者整个结构比较可以得知，新型320型减速器较普通的紧凑、简单。将中间轴和输入轴串行，节省整个传动的宽度和减少了轴的长度。主要是在第一级传动和第二级传动的从动齿轮做了较大优化。

第一级传动利用行星齿轮的优点，使得整个减速器运转平稳可靠，且提高减速器的传动比，适于大扭矩传动。在第二级齿轮传动中，普通320D型减速器的从动齿轮为整体合金铸钢结构，如图3所示。而新型320D型减速器的从动齿轮的结构是由两片旋向相反的斜齿轮通过螺栓2连接而成，如图4所示。单片斜齿轮采用焊接结构，齿圈1和轮毂3的材料为合金铸钢，筋板4材料为45#钢，三者焊接后再进行加工，可满足性能要求。

图3 普通320D型从动齿轮（整体铸钢结构）

图4 新型320D型从动齿轮（焊接结构）

2参数及性能对比分析

现将普通320D型双圆弧齿轮减速器与新型的部分参数进行对比，具体如表1所列。

表1 性能参数对比表

新型320D型减速器第一级传动中的齿轮材料采用20CrMnMo，热处理方式为渗碳淬火[3]，其齿面硬度比普通320D型减速器有着明显提高，并增加了磨齿工序，使得齿轮表面耐磨性、齿轮表面光洁度、齿轮强度得到大幅提高。

从表1中可以看出新型320D减速器在传动比、中心距、重量、噪声方面比普通320D型减速器有着明显的优势。根据图3、图4可知，普通320D型减速器的从动齿轮为整体合金铸钢结构，无法采用磨齿工艺，而新型320D型减速器的从动齿轮是两片斜齿轮通过螺栓连接，从而可以对单片齿轮采用磨齿工艺，大大提高了从动齿轮的加工精度，降低了减速器在运行的中所产生的噪声。

3强度分析

本文选取减速器的高速级进行强度分析。该减速器主要技术参数如下：

高速级传动比i1=5.7；额定输入转速ni=1 000 rpm；额定寿命t=35 000 h；太阳轮齿数Za1=20；内齿圈齿数Zb1=94；行星轮齿数Zc1=37；行星轮个数np=3；模数m01=6mm.

3.1 行星轮与太阳轮啮合接触强度分析[3-4]

实际计算接触应力σHac1=σH0ac1[Ka1*Kv1*KHβ1* KHα1]0.5=3.19×108Pa，其中，节点处计算接触应力的基本值σH0ac1=1.713×108Pa，使用系数Ka1=1.8，动载系数Kv1=1.5，齿向载荷分布系数KHβ1=1.168，齿间载荷分布系数KHα1=1.1.

许用接触应力σHpac1=（σHlim1*ZNT1*Zx1*ZL1*ZV1*ZW1*ZR1）/SHlim1=1.084×109Pa，其中，太阳轮的接触疲劳极限σHlim1=1 500 MPa，最小安全系数SHlim1=1.27，寿命系数ZNT1=0.937，尺寸系数Zx1=1.012，润滑系数ZL1=1.03，速度系数ZV1=1.01，工作硬化系数ZW1=1，粗糙度系数ZR1=0.93.

σHac1=3.19×108Pa＜σHpac1=1.084×109Pa，满足强度条件。

3.2 行星轮与内齿圈啮合接触强度分析

实际计算接触应力σHbc1=σH0bc1[Ka1*Kv1'*KHβ1* KHα1]0.5=2.59×108Pa，其中，节点处计算接触应力的基本值σH0bc1=1.685×108Pa，动载系数Kv1' =1.02.

许用接触应力σHpbc1=（σHlim2*ZNT1*Zx1*ZL1'* ZV1'*ZW1*ZR1）/SHlim1=9.47×108Pa，其中，行星轮的接触疲劳极限σHlim2=1 500 MPa，润滑剂系数ZL1' =1.07，速度系数ZV1' =0.85.

σHbc1=2.59×108Pa＜σHpbc1=9.47×108Pa，满足强度条件。

3.3 弯曲疲劳强度分析

行星轮实际计算齿根弯曲应力σFc1=σF0c1*Ka1*Kv1*KHβ1*KFa1=1.178×108Pa，其中，行星轮齿根应力的基本值σF0c1=3.398×107Pa，齿间载荷分配系数KFa1=1.1.

行星轮许用齿根弯曲应力σFpc1=（σFlim2*YST1* YNT1*YδrelTc1*YRrelT1*Yx1）/SFmin1=6.458×108Pa，其中，行星轮的接触疲劳极限σFlim2=500 MPa，试验齿轮的应力修正系数YST1=2，寿命系数YNT1=1.03，行星轮相对齿根圆角敏感系数YδrelTc1=0.96，相对齿根表面状况系数YRrelT1=1.045，尺寸系数Yx1=1，弯曲强度最小安全系数SFmin1=1.6.

σFc1＜σFpc1，满足强度要求。

太阳轮实际计算齿根弯曲应力：σFa1=σF0a1*Ka1*Kv1*KHβ1*KFa1=5.72×107Pa，其中，齿根弯曲应力基本值σF0a1=1.65×107Pa.

太阳轮许用齿根弯曲应力σFpa1=（σFlim1*YST1* YNT1*YδrelTa1*YRrelT1*Yx1）/SFmin1=6.458×108Pa，其中，行星轮的弯曲疲劳极限σFlim1=500 MPa.

σFa1＜σFpa1满足强度要求。

内齿圈实际计算齿根弯曲应力σFb1=σF0b1*Ka1*Kv1*KHβ1*KFa1=1.178×108Pa，其中，内齿圈齿根弯曲应力的基本值σF0b1=3.398×107Pa.

内齿圈许用齿根弯曲应力：σFpb1=（σFlim3*YST1* YNT1*YδrelTa1*YRrelT1*Yx1）/SFmin1=4.262×108Pa，其中，内齿圈的弯曲疲劳极限σFlim3=330 MPa.

σFb1＜σFpb1满足强度要求。

综上对比，额定使用寿命5年的范围内，太阳轮、行星轮以及内齿圈的接触强度和弯曲强度均满足要求，高速级行星轮的设计也在安全范围之内。

4结束语

新型320D减速器将行星齿轮结构应用于抽油机用齿轮减速器，提高了齿轮表面耐磨性、加工精度和强度，并且提高减速器的使用寿命和整机的传动效率，降低了减速器的噪声。在同等参数下，中心距由同机型的950 mm减小到约为650 mm，重量由9.8 t左右减小到约为3.5 t；设计寿命由原来的3年提高到5年，制作成本有所下降，有良好的性价比和市场竞争优势。

[1]饶振刚.行星齿轮传动设计[M].北京：化学工业出版社，2003.

[2]李运秋，贺永富，张展.2K-H悬浮均载行星齿轮减速器[J].矿山机械，1997（10）：108-109，112.

[3]李华敏，李玫贤.齿轮机构设计[M].北京：机械工业出版社，2008.

[4]成大先.机械设计手册[M].4版.北京：化学工业出版社，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，江西抚州人，助理工程师，学士，主要从事机械设计和机械加工工作。