减速器设计
减速器设计范文第1篇
关键词：减速器 优化设计
传统的减速器设计一般通过反复的试凑、校核确定设计方案，虽然也能获得满足给定条件的设计效果，但一般不是最佳的。为了使减速器发挥最佳性能，必须对减速器进行优化设计，减速器的优化设计可以在不同的优化目标下进行。除了一些极为特殊的场合外，通常可以分为从结构形式上追求最小的体积(重量)、从使用性能方面追求最大的承载能力、从经济效益角度考虑追求最低费用等三大类目标。第一类目标与第二类目标体现着减速器设计中的一对矛盾，即体积(重量)与承载能力的矛盾。在一定体积下，减速器的承载能力是有限的；在承载能力一定时，减速器体积(重量)的减小是有限的。由此看来，这两类目标所体现的本质是一样的。只是前一类把一定的承载能力作为设计条件，把体积(重量)作为优化目标；后一类反之，把一定的体积(重量)作为设计条件，把承载能力作为优化目标。第三类目标的实现，将涉及相当多的因素，除减速器设计方案的合理性外，还取决于企业的劳动组织、管理水平、设备构成、人员素质和材料价格等因素。但对于设计人员而言，该目标最终还是归结为第一类或第二类目标，即减小减速器的体积或增大其承载能力。
一、单级圆柱齿轮减速器的优化设计
单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：
minf(x)x=[x1x2x3x4x5x6]T∈R6
S.t.gj(x)≤0(j=1，2，3∧，16)
采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。
二、混凝土搅拌运输车减速器的优化设计
1.主要参数
混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60 kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线与安装面设计有15°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2 mm，减速器最大外形尺寸467 mm×460 mm×530 mm，总质量(不含油)为290 kg。
2.传动系统设计
该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。
三、减速器优化设计的数学模型
1.目标函数
对于C型问题，目标函数是A= min{f(x)} = min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P= max{f(x)} = max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。
2.约束条件
约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：
（1）设计变量取值的离散性约束
齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。
（2）设计变量取值的上下界约束
螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。
（3）齿轮的强度约束
齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。
（4）齿轮的根切约束
为避免发生根切，规定最小齿数，直齿轮为17，斜齿轮为14~16。
（5）零件的干涉约束
要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。
图1 三级减速器示意图
四、结语
机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。
减速器设计范文第2篇
关键词：减速器优化设计
传统的减速器设计一般通过反复的试凑、校核确定设计方案，虽然也能获得满足给定条件的设计效果，但一般不是最佳的。为了使减速器发挥最佳性能，必须对减速器进行优化设计，减速器的优化设计可以在不同的优化目标下进行。除了一些极为特殊的场合外，通常可以分为从结构形式上追求最小的体积(重量)、从使用性能方面追求最大的承载能力、从经济效益角度考虑追求最低费用等三大类目标。第一类目标与第二类目标体现着减速器设计中的一对矛盾，即体积(重量)与承载能力的矛盾。在一定体积下，减速器的承载能力是有限的；在承载能力一定时，减速器体积(重量)的减小是有限的。由此看来，这两类目标所体现的本质是一样的。只是前一类把一定的承载能力作为设计条件，把体积(重量)作为优化目标；后一类反之，把一定的体积(重量)作为设计条件，把承载能力作为优化目标。第三类目标的实现，将涉及相当多的因素，除减速器设计方案的合理性外，还取决于企业的劳动组织、管理水平、设备构成、人员素质和材料价格等因素。但对于设计人员而言，该目标最终还是归结为第一类或第二类目标，即减小减速器的体积或增大其承载能力。
一、单级圆柱齿轮减速器的优化设计
单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。单级圆柱齿轮减速器以体积最小为优化目标的优化设计问题，是一个具有16个不等式约束的6维优化问题，其数学模型可简记为：
minf(x)x=[x1x2x3x4x5x6]T∈R6S.t.gj(x)≤0(j=1，2，3∧，16)
采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大地降低，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。优化设计法与传统设计密切相关，优化设计是以传统设计为基础，沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。优化设计虽然弥补了传统设计的某些不足，但该设计法仍有其局限性，因此可在优化设计中引入可靠性技术、模糊技术，形成可靠性优化设计或模糊可靠性优化设计等现代设计法，使工程设计技术由“硬”向“软”发展。
二、混凝土搅拌运输车减速器的优化设计
1.主要参数
混凝土搅拌运输车搅拌筒(罐)的设计容积为8～10m3，最大安装角度12°，工作转速2～4r/min和10～12r/min(卸料时的反向转速)；减速器设计传动比131∶1，最大输出转矩60kN·m，要求传动效率高、密封性好、噪声低、互换性强。2.2结构设计主要包括前盖组件、被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件和法兰盘组件6大部分。机体间采用螺栓和销钉连接与定位，机体与内齿圈之间采用弹性套销的均载机构。为便于用户在使用时装配与拆卸，减速器主轴线与安装面设计有15°的倾角，法兰盘轴线可以向X、Y和Z方向摆动±6°，并选用专用球面轴承作为支承。轴承装入行星轮中，弹簧挡圈装在轴承外侧且轴向间隙≤0.2mm，减速器最大外形尺寸467mm×460mm×530mm，总质量(不含油)为290kg。
2.传动系统设计
该减速器采用3级减速方案：第一级为高速圆柱齿轮传动，其余两级为NGW型行星齿轮传动。其中，第二、三级分别有3个和4个中空式行星轮，行星轮安装在单臂式行星架上，行星架浮动且采用滚动轴承作为支承；第二级行星架与法兰盘之间采用鼓形齿双联齿轮联轴器连接，混凝土搅拌运输车减速器对齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和齿面磨损等要求十分苛刻，因此合理地选择变位系数和进行修形计算十分重要。
三、减速器优化设计的数学模型
1.目标函数
对于C型问题，目标函数是A=min{f(x)}=min{f(x1，x2，…，xn)}式中：A——减速器总中心距，即各级中心距之和；x——各设计变量(包括各级中心距、模数、螺旋角、齿数、齿宽和变位系数等)；n——设计变量的个数。对于P型问题，目标函数是P=max{f(x)}=max{f(x1，x2，…，xn)}。式中：P——减速器的许可承载功率；x——同C型；n——同C型。
2.约束条件
约束条件是判断目标函数中设计变量的取值是否可行的一些规定，因此减速器优化设计过程中提出的每一个供选择的设计方案；都应当由满足全部约束条件的优化变量所构成。对于减速器来说，在列出优化设计的约束条件时，应当从各个方面细致周全的予以考虑。例如，设计变量本身的取值规则，齿轮与其它零件之间应有的关系等等。减速器优化设计应考虑以下约束条件：
（1）设计变量取值的离散性约束
齿数：每个齿轮的齿数应当是整数；模数：齿轮模数应符合标准模数系列(GB1357-78)；中心距：为避免制造和维护中的各种麻烦，中心距以10mm为单位步长。
（2）设计变量取值的上下界约束
螺旋角：对直齿轮为零，斜齿轮按工程上的使用范围取8°~15°；总变位系数：由于总变位系数将影响齿轮的承载能力，常取为0~0.8。
（3）齿轮的强度约束
齿轮强度约束是指齿轮的齿面接触疲劳强度与轮齿的弯曲疲劳强度，这两项计算根据国家标准GB3480-83中的方法进行。强度是否够，根据实际安全系数是否达到或超出预定的安全系数进行检验。
（4）齿轮的根切约束
为避免发生根切，规定最小齿数，直齿轮为17，斜齿轮为14~16。
（5）零件的干涉约束
要求中心距、齿顶圆和轴径这三者之间满足无干涉的几何关系。对于三级传动的减速器(如图1)，干涉约束相当于两个约束：第二级中心距应大于第一级大齿轮齿顶圆半径与第三级小齿轮顶圆半径之和；第三级中心距应大于第二级大齿轮顶圆半径与第4轴半径之和。而二级齿轮传动类推。
四、结语
机械优化设计是在常规机械设计的基础上发展和延伸的新设计方法，而减速器的优化就是其中之一，是以传统设计为基础、沿用了传统设计中积累的大量资料，同时考虑了传统设计所涉及的有关因素。在实际应用中已产生了较好的技术经济效果，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量，使减速器发挥了最佳性能。
参考文献：
[1]孙元骁等著.圆柱齿轮减速器优化设计.机械工业出版社，1988.[2]胡新华.单级圆柱齿轮减速器的优化设计[J].组合机床与自动化加工技术，2006.
[3]陈立平，张云清，任卫群等.机械系统动力学分析及ADAMS应用教程.清华大学出版社，2005.
[4]梁晓光.优化设计方法在齿轮减速器设计中的应用[J].山西机械，2003.
减速器设计范文第3篇
关键词：掘进机;截割部;减速器
DOI：10.16640/ki.37-1222/t.2015.21.067
减速器作为掘进机的重要组成部分，其是否能够持续保持在良好状态决定了掘进机运行的综合性能。就实际应用现状来看，在工程施工中，掘进机经常会因为各项因素而导致减速器出现故障，因为行星齿轮传动具有传动比大、体积小、重量轻以及传动效率高等特点，需要结合设备运行特点来对截割部减速器进行设计优化。通过设计优化，在确保设备维持良好运行状态的基础上，缩短产品设计周期，并降低成本。
1 掘进机截割部减速器问题分析
以EBZ45型掘进机为例，其具有重量轻、体积小以及效率高等优点，在小型煤矿生产以及地下工程施工中具有良好的应用效果，其截割部结构主要包括截割臂、截割头、截割减速器以及截割电动机组成。其中，减速器结构具有3个行星轮与1个太阳轮，行星轮通过定位轴被安装在行星架上，而太阳轮通过截割悬臂花键轴与电机相连，最终行星架通过渐开线花键与输出轴连接，截割头利用螺栓与花键被固定在输出轴末端[1]。在掘进机运行过程中，受减速器影响，其为一级减速，对输入轴电机功率要求比较严格，如果选择小功率电机，一旦遇到较大的阻力时，很容易造成截割部卡死。同时，此设备减速器为NGW行星减速结构，支撑部分需要利用轴承座来完成对行星架以及输出轴两端的作用，增加了箱体结构的复杂程度，在实际操作中难度较大。另外，正常运行过程中很容易出现轴承供油困难的问题，冷却所需时间较长，进而在实际应用中很容易因为冷却不及时而出现烧伤问题。
2 掘进机行星减速器参数优化设计
（1）建立目标函数。太阳轮体积、行星轮体积以及内齿圈体积等因素均会对新型传动机构体积造成影响，这样即可以确定机构总体积数学表达公式：V=Va1+n1Vg1+Vb1+Va2+n2Vg2+Vb2
其中，Va1、Vg1、Vb1、n1以及Va2、Vg2、Vb2、n2分别表示高速级与低速级传动的太阳轮、行星轮、内齿圈体积，以及行星轮个数。齿轮体积受齿轮模数（m），齿数（z）以及齿轮厚度（b）等因素决定，则可以确定机构总体积数字表达公式为：
令x={x1，x2，x3，x4，x5，x6，x7，x8，x9，x10}={b1，b2，m1，m2，za1，zb1，za2，zb2，zg2}
则可确定该机构总体积目标函数为：
（2）约束条件。1）传动比误差。两级传动必须要满足一定条件的传动比要求，例如悬臂式掘进机切割机构减速器实际传动比要与公称传动比误差相差-5%～5%。公式为：
其中，ip表示总传动比。
2）接触强度公式为：
其中，Fu表示作用在第i级中心轮上的切向力;ui表示各级传动比;ZH表示节点区域系数;ZE表示弹性系数;Zε表示弹性系数;Ti表示作用在第i级太阳轮上的转矩。
（3）外径尺寸。在对多级行星齿轮传动进行优化设计时，要求各级传动内齿圈最大外径尺寸差距不大，将减速器外径尺寸控制在最小状态。以参数c作为机构减速器高速级与低速级内齿圈外径之比，则公式为：
其中，d1表示第一级齿圈外径;d2表示第二级齿圈外径
3 掘进机截割部减速器设计优化措施
（1）结构优化设计。以上述问题为依据进行分析，对掘进机将截割部减速器进行优化，需要对其结构重新进行设计。此结构设计方法，选择用二级行星减速机构替代原有的NGW行星减速机构，并对输入端以及输出端部分设计圆筒形的法兰，将其与机身以及截割悬臂进行连接处理。对于高速级新型轮则选择用3个行星轮与一个太阳轮组成，而低速级行星轮则由5个行星轮与一个太阳轮组成，其中所有机构均选择用鼓形齿形。此种设计方式，使得高速级太阳轮与减速器输入轴为一个整体，并将其与电机轴进行连接处理，将高级行星轮安装在高速级定位轴上，这样就可以利用渐开线齿轮来实现与低速级太阳轮的连接[2]。最后，低速级行星架利用渐开线花键与输出轴进行配合，由输出轴来带动截割部的运动，满足工程施工的实际需求。
（2）优化效果。第一，机构减速器箱体可以通过法兰与机身以及截割悬臂相互连接，这样就可以采取铸造的方式直接成型，与原有设计方式相比，可以降低构件加工难度。并且从机构焊接效果上来看，可以避免因为焊缝应力过于集中而出现微裂纹，对提高箱体结构强度具有良好效果。第二，设计法兰连接后，箱体与机身以及悬臂之间连接为刚性，这样在承受轴向推进力的基础上，还可以对掘进施工过程中因为上下左右摆动造成的不稳定性与振动问题进行优化[3]。第三，设计为两级行星轮转动的模式，可以降低箱体结构设计复杂度，对机构加工以及安装操作均降低了难度，同时两级行星轮与太阳轮均采用了鼓形齿形，更有利于实现重载传动。
4 结束语
掘进机现在已经被广泛的应用到工程建设中，但是受工艺等因素影响，机构设计存在众多不合理问题，这样就影响了其在实际施工中的使用效果。因此在对其进行结构优化时，必须要基于其结构特点，做好参数优化，对各机构部分进行分析，争取不断提高其设计效果。
参考文献：
[1]高杨.掘进机截割部减速器优化设计研究[D].吉林大学，2011.
[2]孙建军.悬臂式掘进机截割部减速器动态特性研究[D].吉林大学，2011.
减速器设计范文第4篇
1 减速器的上盖壳体内外缘设计不合理
图 1
图2
图1所示的内外缘都设计为90°，这样的铸件在起模时铸型容易被破坏，而图2所示结构有了斜度有利于铸型的起模。
2 加强筋的设计不合理
图3
图4
为了增加箱体轴承座的强度，一般在箱体上设计加强筋，但图3的加强筋由于成直角，在铸件冷却时由于各部位的厚薄不同存在冷却速度差，导致铸件产生很大的内应力，这是铸件开裂的主要原因之一，而图4的结构设计时采取尺寸平缓过渡，使内应力减少，铸件不易开裂。
3 箱体上的孔位置结构不利于钻孔
图5
图6
图5上图虽然在图上标示出了孔的位置，但在加工时无法正确钻孔，而图5下图在壳体铸出一个平台之后就可以保证孔的位置和精度了。图6的上下两图的原理相同。
图7
图8
图7所示是在箱体外缘钻孔时，由于上图的外缘厚度不同，在钻孔时因为因钻头受力不平衡，而使孔的精度得不到保证。图8所示的上图因为孔壁厚薄不均，造成在钻孔是钻头走偏，影响孔的精度，而图8的下图的三种结构就能解决这个问题。
4 定位销的设计不合理
定位销是以限定正确的相关位置为目的的零件，故定位孔的位置不允许相互错位，因此，原则上要进行贯通加工。
图9
图10
图9所示由于定位销与箱盖与箱座间剖分面成一定角度，使在钻定位销孔时不易确定位置，而图10的定位销位置就比较合理。图11的定位销孔虽然孔的轴线与箱盖与箱座间剖分面垂直，但由于都是盲孔，无法进行贯通加工；而图12、图13的结构就比较合理。
图11
图12
图13
5 减速器应设通气孔
在减速器装配完毕后，在接合面、轴承等处都要采用良好的密封，这样在减速器工作时，由于齿轮的高速旋转使减速器内的压力升高，在这种情况下油容易从接缝处漏出，故图14的结构就不合理，而图15的结构加了通气孔就使减速器的密封室内的压力与大气相同。
图14
图 15
6 在结构设计时应考虑轴承拆装
图16
图17
滚动轴承与轴的配合方式一般采取内圈侧固定，外圈侧松弛，这样，在从箱体拔出装有滚动轴承的轴的时，通过转动体可容易拔出，但要从轴上拆下轴承就要把拔出时的力施加在内圈上，图16所示因轴肩过高，内圈无法拔出，会把轴承拆坏，而图17所示结构可以通过轴承拉拔器将轴承拔出。
7 应考虑油封的更换
轴承的油封是易耗件，常常要检查和更换，这样就要注意要有更换油封的空间，图18在结构设计时使轴承端盖与联轴器的距离过短，没有考虑到拆装空间，更换油封比较困难，而图19所示的结构就考虑了这个问题。
图18
图19
8 结构要便于嵌装件平滑装入
就嵌装件装在轴上时，如果嵌装的起点呈尖角或微小倒角(见图20)，在安装是往往很费事；为了使安装容易和平稳，安装起点的双方，或者至少是一方有充分的锥度(见图21)。
图20
图 21
9 健槽的位置选择要合理
在设计健槽位置是有人为了结构紧凑，使健槽切到了轴的阶梯部(见图22)，这样虽然轴的长度减少了，但因为阶梯部已经是轴的应力集中的地方，健槽也是应力集中的地方，两个应力集中条件重合就会造成轴的强度条件得不到满足，故要避免把健槽切到阶梯部(见图23)。
图22
图 23
在变速器结构工艺设计时应注意的问题很多，这里只是以常见的问题进行讨论，希望给大家在设计时有一定的参考。
参考文献
减速器设计范文第5篇
关键词：电动潜油泵 减速器 三维绘制 有限元分析
一、引言
电动潜油螺杆泵是一种新型机械采油系统，其创新点在于结合了螺杆泵和电潜泵的优点，不需使用抽油杆，消除了因杆管磨损或脱螺纹、断杆等带来的损失；提高泵下深和排量；节能效果明显，系统效率比较高 [1，2]。然而螺杆泵最佳旋转速速一般在100～500r/min左右，需要降低输入转速 [3]，但由于受井下空间的限制，不能使用类似地面驱动的减速箱。所以设计适合电动潜油螺杆泵用的减速器，将系统中的螺杆泵转速降低至需要的工作转速，并使输出扭矩提高到螺杆泵需要的工作扭矩，对斜井、稠油、含砂、含气油井的开采具有十分重要的意义[4]。
二、行星减速器方案设计
1.行星减速器的选型及其原理
一般的轴向减速传动有单螺杆减速器、定轴轮系、少差齿行星轮系和2K-H类NGW型行星轮系。由于井下作业对减速器的尺寸要求较为苛刻，潜油泵功率较高，输入转速一般在3000r/min左右[5，6]，设计受井下径向尺寸限制，减速器最大径向尺寸应小于油管直径，同时下泵深度1500m左右井下高温、高压。综合考虑以上情况选2K-H类NGW型行星齿轮减速器。使用每排3个行星轮3排共9个与太阳轮相啮合，在分担载荷的同时减小径向尺寸，能满足设计强度的要求。其原理如图1所示
图1 行星减速器原理图
行星轮系传动比为：
（2-1）
2.行星减速器的基本参数设计[7]
表1 减速器设计初始条件
在潜油泵工作时，由伯努利方程：
（2-2）
（2-3）
电潜泵的有效功率：
（2-4）
（2-5）
（2-6）
按照需用剪切应力估算输出轴直径大小，受扭矩T的实心圆轴，其剪切应力
（2-7）
考虑安全系数以及其他零部件的大小，初定 。
校核计算可知：
所以设计的齿轮尺寸是符合要求的。
根据设计结果，使用SolidWorks软件绘制出各个零件的三维图，最后完成行星减速器的装配图，如图2所示。
图2 行星减速器总装配图
三、行星减速器的有限元分析
为了保证设计的减速器可以用于实际生产中，即承受的最大压力小于材料的许用应力值。使用ANSYS有限元分析软件，对设计的减速器主要零件进行校核。
1.太阳轮轴校核
太阳轮主要受输入扭矩的作用，使用soildworks建好的模型[8]，在激活的情况下直接导入ANASYSWORKBENCH12.1。使用mesh对零件进行网格划分，网格划分完成后共计13187个节点，6869个单元。根据太阳轮轴在行星减速器中的安装位置和受力情况，设定约束和载荷，施加载力矩36.288N.m。
图3 太阳轮轴等应力图
由上图可以看出最大应力为246Mpa，发生在最小截面处。最大应力小于材料的需用应力，设计的太阳轮轴强度满足要求。
2.模态分析
行星减速器在工作中难免为产生振动，对太阳轮轴进行模态分析能够避开基本频率防止共振。从而延长减速器的使用寿命。同时，模态分析也是其他动力学分析的基础。在建立好模型后导入ANSYS Workbench，采用madol模块，网格划分与约束的添加与静力分析相同。选择模态扩展数为6阶。
图4 太阳轮轴前六阶模态图
由分析结果可以看出太阳轮轴的基础频率前六阶分别为0.008Hz，3496 Hz，3500 Hz，6160 Hz，9422 Hz，9435 Hz。输入轴额定转速为2830转每分钟，即47Hz。太阳轮轴额定转速远离其固有频率，故设计合理。
3.太阳轮与行星齿轮啮合校核[9]
使用零件图建立太阳轮轴与行星齿轮的小装配体，将建好的装配体导入ANASYSWORKBENCH12.1。根据装配关系定义约束，三个行星轮周向固定，太阳轮轴与轴承配合处设圆柱约束。按照输入扭矩大小对太阳轮轴前端圆柱面添加扭矩载荷12.098N.m。设置求解器，平均应力。
图5 太阳轮轴与行星齿轮平均应力图
由以上图片可以看出最大平均应力值为422.8Mpa，发生在太阳齿轮与行星齿轮接触面之间，最大接触应力小于材料的许用应力值。齿轮设计符合要求。
四、结论
在改进完善电动潜油螺杆系统工作扭矩的基础上，优选了电动潜油螺杆泵系统井下关键部件——减速传动装置设计，完成了减速传动装置主要结构与部件的有限元强度计算，设计出外设计出外径 138mm、最大允许输出扭矩 342N·m 的减速传动装置。提高螺杆泵适应不同的和复杂多变的开采环境的能力、节约能源和提高采油效率等都有重要的意义。
参考文献
[1] 张建民.井下采油单螺杆泵的现状及发展[J].石油机械，2000，28（8）：56～58
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