機械設計課程設計-展開式兩級圓柱齒輪減速器機械設計F=700,度V=2.5,D=300

1、 機械設計課程設計說明書設計題目： 展開式兩級圓柱齒輪減速器學 校： 井岡山大學院 （系）： 機電工程學院班 級： 13機制本（1）班姓 名： 劉波學 號： 110618035指導教師： 夏翔時 間： 2015.12.142015.12.28 目 錄一、設計任務書-（2）二、傳動方案的擬定-（2）三、電動機的選擇和計算-（3）四、整個傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的選擇與計算-（4）五、傳動零件的設計計算-（5）六、軸的設計-（17）七、軸的校核-（20）八、軸承的校核-（25）九、鍵的選擇與校核- -（26）十、聯(lián)軸器的選擇-（28）十一、箱體及其附件設計-（28）十二、心得體會-（30）十三、參考

2、文獻-（30）一、設計任務書1要求：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。2已知：帶的圓周力F=650N，帶速度V=1.6m/s,卷筒直徑D=280mm。3設計任務：減速器裝配圖一張； 零件工作圖23張； 零件說明書1份（60008000字）。二、傳動方案的擬定傳動方案如下圖所示設 計 計 算 內 容計算結果三、電動機的選擇和計算一、電動機的類型和結構形式的選擇 經綜合分析，選用Y系列三相交流異步電動機，此系列電動機具有高效節(jié)能、噪聲小、振動小、運行安全可靠的特點。 Y系列電動機，額定電壓為380V，額定頻率為50HZ.。 本設計中電動機采用

3、封閉式結構。二、電動機容量的選擇電動機所需工作效率為： 而工作機所需功率由工作機的帶圓周力F和帶速確定，即： =根據(jù)帶式運輸機工作機的類型，可取工作機效率=0.96傳動裝置的總效率：查表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分了率為：聯(lián)軸器效率=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）=0.99，閉式齒輪傳動效率為=0.97，代入得：所需電動機功率為： =170.61 由載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可由第19章表191所示Y系列三相交流異步電動機的技術參數(shù)，選電動機額定功率為1.5 KW三、確定電動機的轉速： =1.5KW設 計 計 算 內 容計算結果卷筒軸工作轉速為： 查表可知，兩級圓

4、柱齒輪減速器一般傳動比范圍為840，則總傳動比合理范圍為840，故電動機轉速的可選范圍為： =（840）×170.61=13664-6824 符合這一范圍的同步轉速有3000和1500兩種。由表19-1查得電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表1中。表1 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比方 案電動機型號額定功率電動機轉速總傳動比同步轉速滿載轉速1Y90s-21.51500 14008.212Y90L-4 1.53000284016.65方案2中電動機傳動比比較大，傳動裝置外輪廓尺寸大，結構不緊湊，制造成本高，故不可取。而方案1的電動機總傳動比較合理，傳動裝置結構緊湊。敬綜合考慮，選用方案1較好，即選

5、定電動機的型號為Y100L1-4。四、整個傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的選擇與計算一、傳動裝置所要求的總傳動比為： 由傳動方案可知，傳動裝置的總傳動比等于各級傳動比的乘積，即： n=170.61r/min8.21設 計 計 算 內 容計算結果考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相似，取故；= =二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉速： 軸： 1400 r/min 軸：= r/min 軸: 2. 各軸的輸入功率（kw） 軸： 軸：軸: 卷筒軸：3各軸輸入扭矩的計算 電動機軸的輸出轉矩為： =故，軸： =3.39=2.422設 計 計 算 內 容計算結果 軸： 軸: 卷筒軸：將各軸的運動和動力參數(shù)列于表

6、2。 表2 各軸的運動和動力參數(shù)軸 號功 率轉 矩T/(N.m)轉 速傳動比效率電動機軸1.58.081140010.99軸1.2 814003.390.99軸1.1526.307412.982.4220.97軸 1.1 62.448170.5110.96卷筒軸1.0861.205170.51五、傳動零件的設計計算一、高速級齒輪傳動設計 1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) (1)、按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2)、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-98）。(3)、材料選擇。由教材表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料

7、為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）、選用小齒輪齒數(shù)Z1=23，大齒輪齒數(shù)=77.97，取Z2=78。齒數(shù)比為：2、按齒面接觸強度設計 由教材式（10-9a）進行計算，即：設 計 計 算 內 容計算結果、確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)。 計算小齒輪傳遞的轉矩。 = 由教材表107 選取齒寬系數(shù) 由教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 Mpa1/2。 由教材圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa由教材式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 =60 由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

8、，計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材式（10-12）得：(2)、計算計算小齒輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值。 =38.592 =540=522.5設 計 計 算 內 容計算結果 計算圓周速度. =2.828 計算齒寬b。 b= =1x38.592=38.592 計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=2.828 m/s,7級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)=1.055；直齒輪，=1；由教材表10-2查得使用系數(shù)=1；由教材表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.404。由=10.22，=1.4047，查教材圖10-13

9、得=1.34；故動載荷系數(shù)為：按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由教材式(10-10a)得： 計算模數(shù)。=1.678設 計 計 算 內 容計算結果 3、按齒根彎曲強度設計由教材式(10-5)得彎曲強度的設計公式為：（1）確定公式內的各計算數(shù)值由教材圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限=380MPa；由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.88；計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由教材式（10-12）得： =303.57 =238.86 計算載荷系數(shù)。 查取齒形系數(shù)。 由教材表10-5查得 ； 查取應力校正系數(shù)。

10、由教材表10-5查得 ； 計算大小齒輪的并加以比較。 設 計 計 算 內 容計算結果 大齒輪的數(shù)值大。(2) 設計計算： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取=1mm，已可滿足彎曲強度。按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=69.995 mm，算出小齒輪齒數(shù) ， 取=43大齒輪齒數(shù) Z2=433.391=145.78， 取Z2=146，4.幾何尺寸計算。 （1）計算分度圓直徑： （2）計算中心距： (3)計算齒輪寬度： 取， 5.結構設計 小齒輪1由于直徑比較小，采用齒輪軸結構；大齒輪2采用實心結構。高速級齒輪傳動的尺寸如表3所示。設 計 計 算 內 容

11、計算結果表3 高速級齒輪傳動的尺寸名 稱計 算 公 式結果模 數(shù)1壓 力 角齒 數(shù)43146傳 動 比3.395分度圓直徑43146齒頂圓直徑45148齒根圓直徑40 143 中 心 距a94.5齒 寬4843二、低速級齒輪傳動設計1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) (1)、按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2)、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-98）。(3)、材料選擇。由教材表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）、選用小齒輪齒數(shù)Z1=23，大齒輪齒

12、數(shù)=58.236，取Z2=59。齒數(shù)比為：2、按齒面接觸強度設計 由教材式（10-9a）進行計算，即：設 計 計 算 內 容計算結果 、確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)。 計算小齒輪傳遞的轉矩。 = 由教材表107 選取齒寬系數(shù) 由教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 Mpa1/2。 由教材圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa由教材式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 =60 由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材式（10-12）得：(2)、計算計算小齒

13、輪分度圓直徑d1t,代入H中較小的值。 設 計 計 算 內 容計算結果 計算圓周速度. =1.28 計算齒寬b。 b= =159.237=59.237 計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1.28 m/s,7級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)=1.015；直齒輪，=1.2；由教材表10-2查得使用系數(shù)=1；由教材表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.419。由=10.22，=1.419，查教材圖10-13得=1.47；故動載荷系數(shù)為：按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由教材式(10-10a)得：設 計 計 算 內 容計算結果 計算模數(shù)。3、

14、按齒根彎曲強度設計由教材式(10-5)得彎曲強度的設計公式為：（1）確定公式內的各計算數(shù)值由教材圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限=380MPa；由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.88；計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由教材式（10-12）得： MPa=303.57 MPaMPa=238.86 MPa計算載荷系數(shù)。 查取齒形系數(shù)。 由教材表10-5查得 ； 查取應力校正系數(shù)。 由教材表10-5查得 ； 計算大小齒輪的并加以比較。 設 計 計 算 內 容計算結果 大齒輪的數(shù)值大。(2) 設計計算： 對比計算結果

15、，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取=1.5 mm，已可滿足彎曲強度。按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=65.128 mm，算出小齒輪齒數(shù) ， 取=44；大齒輪齒數(shù) Z2=442.434=108， 取Z2=108；4.幾何尺寸計算。 （1）計算分度圓直徑： （2）計算中心距： (3)計算齒輪寬度： 取， 5.結構設計 小齒輪1由于直徑比較小，采用齒輪軸結構；大齒輪2采用腹板式結構。結構尺寸按經驗公式和后續(xù)設計的中間配合段直徑計算，見表4。低速級齒設 計 計 算 內 容計算結果輪傳動的尺寸如表5所示。表4 低速級大齒輪結構尺寸名 稱結構尺寸經驗計算公式結 果轂孔直

16、徑由中間軸設計而定d=d3245輪轂直徑72輪轂寬度56腹板最大直徑124板孔分布圓直徑98板孔直徑15腹板厚度14表5 低速級齒輪傳動的尺寸名 稱計 算 公 式結果模 數(shù)2壓 力 角齒 數(shù)44108傳 動 比2.455分度圓直徑66162齒頂圓直徑69165齒根圓直徑58.515.5中 心 距a114齒 寬7166設 計 計 算 內 容計算結果六、軸的設計一、軸的材料選擇和最小直徑根據(jù)工作條件，初選軸的材料為40鋼，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即：。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%7%，兩個鍵槽時，d增大10%

17、15%。A0值由表153確定：高速軸A01=126,中間軸A02=120,低速軸A03=112。高速軸：，因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則：=12.196,取為整數(shù)=13。中間軸：，因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值。低速軸：，因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則：=23.903,取為聯(lián)軸器的孔徑， =24 。二、軸的結構設計： 1、高速軸的結構設計（1）各軸段直徑的確定： ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸段，=。 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬采設 計 計 算 內 容計算結果用氈圈密封），=20 mm。 ：滾動軸承處軸段，=20 mm

18、 ，滾動軸承選擇7004AC，其尺寸為。 ：過渡軸段，=30 mm. 齒輪處軸段：由于小齒輪處直徑比較小，采用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為40,調質處理。：軸環(huán)，=30 mm. ：滾動軸承處軸段，=20 mm.。 （2）各軸段長度的確定： ：由聯(lián)軸器的轂孔寬確定，=28 。 ：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，=50. ：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系等確定，=10. ：由裝配關系，箱體結構等確定，=90。 ：由高速級齒輪寬度B1=48確定，=40。 ：取為=2。 ：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系等確定，=24。2、中間軸的結構設計 中間軸的結構如圖1所示。（1） 各

19、軸段直徑的確定： ：最小直徑，滾動軸承處軸段，=，滾動軸承選取7004AC, 其尺寸為。 ：軸環(huán)，=48 。 齒輪處軸段：由于小齒輪處直徑比較小，采用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為40,調質處理。設 計 計 算 內 容計算結果 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪等軸向定位要求，=48. ：高速級大齒輪軸段，=35。 ：滾動軸承處軸段，=20。 （2）各軸段長度的確定： ：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系等確定，=26 。 ：軸環(huán)寬度，=10. ：由低速級齒輪寬度B1=71確定，=61. ：軸環(huán)寬度，=10。 ：由高速級大齒輪的轂孔寬度確定，=32。 ：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系等確定，=3

20、0 。圖 13、低速軸的結構設計（1）各軸段直徑的確定： ：滾動軸承處軸段，=25 mm，滾動軸承選取6005，尺寸為 ：低速級大齒輪軸段=30 mm。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=40 mm。設 計 計 算 內 容計算結果 ：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位要求，=35mm. ：滾動軸承處軸段，=25mm。 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），=35 mm。 ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸段，=（2）各軸段長度的確定： ：由滾動軸承，套筒及裝配關系等確定，=43 。 ：由低速級大齒輪的轂寬66 確定，=66. ：軸環(huán)寬度，=10. ：由裝配關系，箱體

21、結構等確定，=50。 ：由滾動軸承確定，=13。 ：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，=50 。 ：由聯(lián)軸器的轂孔寬確定，取=58。七、軸的校核一、中間軸的校核（1）軸的力學模型的建立 1、軸上力的作用點位置和支點跨距的確立： 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可以決定軸上兩齒輪力的作用點位置。支點跨距L=140mm，低速級小齒輪的力作用點C到支點A距離L1=52mm，兩齒輪的力作用點之間的距離L2=57mm，高速級大齒輪的力作用點D到右支點B距離L3=31mm。 2、繪制軸的力學模型圖據(jù)分析做出軸的受力圖，見圖2a。設 計 計 算 內 容計算結果 圖2 軸的力學模型及轉

22、矩、彎矩圖 a) 力學模型圖 b) V面力學模型圖 c) V面彎矩圖 d) H面力學模型圖 e) H面彎矩圖 f) 合成彎矩圖 g) 轉矩圖 h)當量彎矩圖設 計 計 算 內 容計算結果（二）計算軸上的作用力： 高速級大齒輪2： =170.92 N低速級大齒輪3：N =1.638*103=596.183 N （三）計算支反力： 1.垂直面支反力，見圖2b。 由繞支點B的力矩和，得： =170.92*31-596.183*88= = 方向向下 同理，由由繞支點A的力矩和,得： = = 方向也向下 由軸上的合力，校核： =0 計算無誤 2、水平面支反力，見圖2d。 由繞支點B的力矩和，得：設 計

23、計 算 內 容計算結果 =769.6*31+1638*88 = = 方向向下 同理，由由繞支點A的力矩和,得： = = 方向也向下 由軸上的合力，校核： =0 計算無誤3、A點總支反力：B點總支反力： （四）繪轉矩、彎矩圖： 1、垂直面內的彎矩圖，見圖2C。 C處彎矩： D處彎矩： 2、水平面內的彎矩圖，見圖2e. C處彎矩： 設 計 計 算 內 容計算結果3、合成彎矩圖，見圖2f。C處： =64812.952 N.mm =D處： =37535.338 N.mm 4、轉矩圖，見圖2g。 5、當量彎矩圖，見圖2h。 因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數(shù)。 C處： =704

24、12.464 D處： =37535.338 （五）彎扭合成強度校核 進行校核時，通常只校核軸承上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C的）的強度。 根據(jù)選定的軸的材料為40C，因此，故安全。同理，高速軸和低速軸徑校核，合乎要求。設 計 計 算 內 容計算結果八、軸承的校核一、高速軸滾動軸承的校核1、滾動軸承的選擇。根據(jù)載荷及速度情況，擬選用角接觸球軸承，由高速軸的結構設計，根據(jù)，選取7004AC，其基本參數(shù)查資2、當量動載荷根據(jù)工況，載荷平穩(wěn)，由教材表136查出載荷系數(shù)。按教材表135，,故當量載荷P為，=184.862 N=603.49N3、驗算軸承壽命： 因，故只需驗算軸承2。軸承預期壽命

25、與整機壽命相同，為： =80648.362>72000h 故，所選軸承滿足壽命要求。二、中間軸滾動軸承的校核1、滾動軸承的選擇。根據(jù)載荷及速度情況，擬選用角接觸球軸承，由中間軸的結構設計，根據(jù)，選取7004AC，其基本參數(shù)查資2、當量動載荷根據(jù)工況，載荷平穩(wěn)，由教材表136查出載荷系數(shù)。按教材表135，,故當量載荷P為， =1246.403 N設 計 計 算 內 容計算結果=1210.818N3、驗算軸承壽命： 因，故只需驗算軸承1。軸承預期壽命與整機壽命相同，為： =324616.7372>72000h 故，所選軸承滿足壽命要求。三、低速軸滾動軸承的校核1、滾動軸承的選擇。根據(jù)載

26、荷及速度情況，擬選用深溝球球軸承，由高速軸的結構設計，根據(jù)，選取6005，其基本參數(shù)查資2、當量動載荷根據(jù)工況，載荷平穩(wěn)，由教材表136查出載荷系數(shù)。按教材表135，,故當量載荷P為，=93.654 N=60.282N3、驗算軸承壽命： 因，故只需驗算軸承1。軸承預期壽命與整機壽命相同，為： 72000h 故，所選軸承滿足壽命要求。九、鍵的選擇與校核設 計 計 算 內 容計算結果一、高速軸上鍵：由高速軸的結構設計，選定：高速軸伸出段軸端處鍵槽為：，標記為：鍵，軸段d=16 mm，鍵的工作長度；鍵的接觸高度K=0.5h=2.5mm；傳遞的轉矩；按教材表62查出鍵靜連接時的許用應力MPa,=29.

27、929<100=鍵連接強度足夠二、中間軸上鍵：由中間軸的結構設計，選定：中間軸大齒輪處鍵槽為：，標記為：鍵，軸段d=35 mm，鍵的工作長度；鍵的接觸高度K=0.5h=4mm；傳遞的轉矩；按教材表62查出鍵靜連接時的許用應力MPa,=43.678<100=鍵連接強度足夠三、中間軸上鍵：由低速軸的結構設計，選定：低速軸大齒輪處鍵1為：，標記為：鍵；低速軸伸出軸處鍵2為：標記為：鍵;由于是同一根軸上的鍵槽，傳遞的轉矩，所以只設 計 計 算 內 容計算結果需要校核鍵1即可，齒輪軸段處d=45 mm，鍵的工作長度；鍵的接觸高度K=0.5h=4.5 mm；傳遞的轉矩；按教材表62查出鍵靜連接

28、時的許用應力MPa,=25.613<100=鍵連接強度足夠十、聯(lián)軸器的選擇一、高速軸（輸入軸）根據(jù)工作要求，載荷平穩(wěn)，保證減速器的正常工作，輸入軸選用彈性套柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉矩變化小，取=1.5，則=20.202N.m。按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準，選用LT3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為31.5，孔徑d=16mm,L=42mm,L1=30mm,許用轉速為6300r/min，故適用。標注：LT3聯(lián)軸器。二、低速軸（輸出軸）根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性套柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉矩變化小，取=1.5，則=167.2702。按照計算轉矩小于聯(lián)

29、軸器公稱轉矩的條件，查標準，選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250N.m，孔徑d=30 mm，L=82mm，L1=60 mm,許用轉速為3800r/min，故適用。標注：LT3聯(lián)軸器十一、箱體及其附件設計和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗震性能，此外，對具體的機械，還應滿足特殊的要求，并力求具有良好的工藝性。機座和箱體的結構形狀和尺寸大小，決定于安裝在它的內部或外部的零件和部設 計 計 算 內 容計算結果件的形狀和尺寸及其相互配置、受力與運動情況等。設計時，應使所裝的零件和部件便于裝拆與操作。 窺視孔、視孔蓋：為了便于檢查傳動的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點和齒側間隙，并為了向箱體內注入潤滑油，應在傳動件嚙合區(qū)的上方設置窺視孔。窺視孔尺寸應足夠大，以便檢查操作。視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防止?jié)櫥吐┏龌蛭畚镞M入箱體內。視孔蓋可用鋼板、鑄鐵等制成。通氣器，減速器運轉時，會因摩擦發(fā)熱而導致箱內溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為使含油受熱膨脹氣體