【文章內(nèi)容簡介】 )1滾動軸承： =齒輪傳動： = （齒輪精度為 7 級，不包括軸承效率）3?聯(lián)軸器： = （凸緣聯(lián)軸器）4鏈傳動： = 則有15421345a????????所 Pd = Pwηa = = （32）根據(jù)所選鏈及鏈輪可確定主動齒輪軸的工作轉速為： （33）???按表推薦的傳動比的合理范圍。取 V 帶傳動的傳動比： 39。14。i?二級圓柱齒輪減速器的傳動比： 39。280。i?則傳動比的合理范圍為： 39。6a故電動機轉速的可選范圍為： 39。(16~0)(~35.)/mindani r????由于動作過程中電動機需要經(jīng)常改變方向，所以需要選擇可以反轉的電動機，根據(jù)容量和轉速，選擇“YBD 系列隔爆型三相異步電動機” 。(設計中經(jīng)常選用 1500rmin 或 1000rmin 的電動機；如無特殊要求，一般不選用 3000rmin,750 rmin 的電動機)其主要性能如表 31： 表 31 電動機性能表型號 額定功率 （Kw）電壓(V)電流(A)同步轉速(rmin)效率(%)功率因數(shù)cos?最 大 轉 矩額 定 轉 矩YBD280M6 55 380 1000 90 2．0 傳動參數(shù)的計算 計算總傳動比YBD280M6 型電動機16總傳動比： （?4）分配傳動裝置傳動比由公式 （35）0aii??式中 , 分別為帶傳動和減速器的傳動比，為使 V 帶傳動的外廓尺寸不至于過大，故初?。?i=則減速器傳動比為 分配減速器的各級傳動比按展開式布置，考慮潤滑條件，兩極大齒輪應有近似的浸油深度(即使兩個大齒輪直徑相近)，可由《機械設計課程指導書》圖 12 展開式曲線查得有 =則 ?傳動裝置各軸的運動及運動參數(shù)：為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速及轉矩（或功率） ，將傳動裝置各軸有高速至低速依次定為：Ⅰ軸，Ⅱ軸，Ⅲ軸，Ⅳ軸。i 為相鄰軸間的傳動比；為相鄰兩軸間的傳動效率；? 為相鄰的輸入功率（kw） ；PT 為各軸的輸入轉矩（Nm） ；n 為各軸的轉速。則可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到個軸的運動和動力參數(shù)：各軸轉速1） 電動機同步轉速0電動機至工作軸的傳動比i=1000 rmin0nI 軸： ?Ⅱ軸： ⅠⅡ17Ⅲ軸： ??ⅡⅢIV 軸: ./iIVⅢ② 各軸輸入功率：?Ⅰ軸: kw?????Ⅱ軸： 2286Ⅱ ⅠⅢ軸： 36..0Ⅲ ⅡIV 軸: ???Ⅳ Ⅲ③ 各軸輸入轉矩： （36）?dT==Ⅰ軸 ??ⅠⅠ Ⅰ 0.Ⅱ軸 ?ⅡdⅡ Ⅱ==.5Ⅲ軸 ??ⅢⅢ ⅢIV 軸 ?ⅣdⅣ Ⅳ==.5數(shù)據(jù)歸納為下表 32：表 32 傳動裝置各軸運動參數(shù)18 剎車制動系統(tǒng)的設計名稱 輸入功率 P(KW) 輸入轉矩 T(Nm) 轉速 N(rmin) 傳動比 i 效率 ?電動機 1000 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 IV 軸 1 19目前油田上在用的抽油機大都經(jīng)過了十幾年的運轉，且長期處在露天環(huán)境中工作， 存在著許多使用和設計上的安全隱患。一是剎車上的張緊彈簧經(jīng)過長期使用，彈簧屈服系數(shù)降低 ，兩彈簧張力不一致又不能得到及時的更換，造成剎車偏剎；二是剎車沒有可更換的零部件，如內(nèi)脹式剎車，一些抽油機可能從裝機到現(xiàn)在從未更換過剎車蹄片，剎車裝置容易造成突然剎車或剎車不能及時剎死等潛在的隱患；三是抽油機剎車裝置的保險銷設計存在著缺陷，常規(guī)抽油機保險裝置普遍采用的是 4 個槽的保險銷輪（鎖緊范圍為 90176。一個點）和 6 個槽的保險銷槽輪 （鎖緊范圍為 60176。一個點） ，間距都較大，在調(diào)防沖距、調(diào)沖程時，抽油機需剎車時很難根據(jù)操作需要使剎車的位置剛好處于保險銷，當轉到銷子插入保險銷槽時，可能已經(jīng)發(fā)生事故了；四是由于剎車和保險銷無聯(lián)動裝置，容易造成剎車后未鎖保險銷而造成二次剎車失敗，或松剎車后未松保險銷，則會造成憋電機事故的發(fā)生；加之員工安全意識淡薄，停機時未使用保險銷，這也增加了事故隱患。改進的方法：增加抽油機保險銷槽輪開槽的密度針對抽油機內(nèi)脹式剎車進行抽油機保險銷槽輪改造，改造的目的是盡可能縮短移動距離而能插入保險銷，其方法是將現(xiàn)有保險銷槽輪 4 槽改為 8 槽，這樣 45176。一個點，間距變小，方便操作，保證了剎車的準確定位。若想實現(xiàn)抽油機任意位置的停機，則需進一步改進，如圖 32是保險銷槽輪設計思路示意圖，它只允許輪盤單方向轉動，當反方向轉動時，可立即鎖死，從而實現(xiàn)任意位置銷緊保險銷。圖 32 保險銷槽輪設計思路 剎車輪及其附件的設計由上述得作用在減速器輸入軸上的扭矩為 Nm。為使剎車機構穩(wěn)定制動，計算制20動力矩為 , 式中，n 為制動安全系數(shù)，取 。??ziT==1632Nm參照 YWZ 100800 電力液壓塊式制動器（JBZQ 43881997）,選用制動器型號 YWZ40090則制動輪直徑 D=400mm,B=170mm,D1=370mm,D2=275mm,d1=175mm,d2=70mm,δ=12mm,d=80mm,L=172mm。制動轉矩為 1600 Nm.制動瓦額定正壓力 (37)nz 1b1FT(L)/(D L)?????這里，L1 表示制動瓦的上半部分距離，根據(jù)剎車輪的半徑，這里取 L1=200mm, μ 表示摩擦副間的摩擦系數(shù)，取 μ=，b=+,B 取為 60mm,則計算得 b=230mm nz 1b1()/()?彈簧到剎車瓦的杠桿比 (38) 22Li??這里，取 .則12 L=0m剎車瓦額定工作力 (39)239。neFi???η39。表示彈簧到剎車瓦的機械效率，其值在 之間，這里取 .則 .86041eFN?1）.在這里，因為彈簧是用來被壓縮的，故選擇壓縮彈簧。根據(jù)表 162，選用碳素彈簧鋼絲 C 級。2）.根據(jù)表 165（普通圓柱螺旋彈簧尺寸系列）選擇彈簧中徑為 ,取彈簧絲直70Dm?徑為 ,由表 163 暫選 ,6dm?150BMPa??則根據(jù)表 162 可知， [].86B??3）.由表 162 取 , 現(xiàn)選取旋繞比 C=6，則根據(jù)式 169 計算彈簧剛度為2G （310）43/安裝長度 (311)1eFL K??這里，L0 表示彈簧的自由長度，取 L0=240mm則 30eF / ?彈簧安裝力 186N則彈簧的最大工作力 制動塊摩擦面的壓強 (312)1232FLpDB???這里，B2=60mm, B2 為制動瓦寬度，β 為制動塊包角，rad 一般取 β=70186。 或 88186。,這里取為85186。.21=≦Pp, Pp 查表 545 得 Pp=5，故滿足條件。1232FLpDB???制動瓦銷軸孔壓強 (313)11240KFLpd????表示銷軸孔長，取 =50mm, 表示銷軸孔徑，取 =20mm,K 表示動載系數(shù)，取1?1 0dK=。則 =≦Psp, Psp 為許用靜壓強，對于 Q235, Psp=12112402FLpd???。根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45 鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理,硬度為 217255HBS。按照扭轉強度法進行最小直徑估算，即 。初算軸徑時，若最小軸段處開有鍵槽，還要考慮鍵3min0PdA?槽對軸強度的影響，對直徑 d100mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 3%；有兩個鍵槽時，應增大 7%。對直徑 d100mm 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%7%；有兩個鍵槽時，應增大 10%15%。查《機械設計》 （第八版）表 153 得 A0 =120，且 P1=，n=,由公式 (314)3min0PdA?可得 ，因為在軸端有銷軸，故開有鍵槽，?則 ini(%)06245xx??又因為彈簧的緣故，故取 =70mmmind因為要限制剎瓦的運動，故取輪轂的長度為 L=20mm，輪轂直徑為 D=100mm因為在凸輪的作用下，銷在鍵槽中來回運動，故設計其長度為 100mm 左右。 傳 動 機 構 的 設 計傳動機構的設想圖如圖 33 所示22圖 33 傳動機構由剎車裝置的工作原理我們知道，通過手工操縱桿施加操縱力，使其帶動曲軸轉動，曲軸的另一端與傳動桿相連接，再通過傳動桿向下運動帶動拉桿凸輪，通過凸輪的往復運動而帶動滑動軸一同擠壓剎瓦，從而抱死剎車輪進行剎車制動。：剎車系統(tǒng)在調(diào)整剎車行程時主要是靠調(diào)節(jié)剎車連桿的長度來實現(xiàn)的，剎車連桿的連接是由螺紋連接。在這里，設計螺紋規(guī)格為 d=M16,螺桿長度為 L1=100mm,剎車螺栓的總長 L=800mm,左右各有一個相同規(guī)格的拉桿螺栓，材料選用 45 鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由上述知，作用在轉臂上的作用力 Femax=F1=Fe= N，則剎車連桿所受彎矩為： (315)??? (316)??查《機械設計》表 151，知 45 鋼許用彎曲應力[ ]=60 ，故1??Pa，故安全。1[]60P???231 一剎瓦 2 一剎車輪 3 一滑動軸 4 一調(diào)節(jié)螺母 5 一彈簧 6