【文章內(nèi)容簡介】 發(fā)熱條件的限制。 此外 ,由于曲柄壓力機有較大的飛輪，加速飛輪使其達到額定轉(zhuǎn)速，需要一定的功率，如電動機額定功率不足，就會引起啟動電流過大和啟動時間過長，使電動機溫度上升很高而損壞。 飛輪計算原理 曲柄壓力機工作行程時所需要的能量，主要靠飛輪降低轉(zhuǎn)速釋放能量來供應(yīng)，如果這時忽略電動機所輸出的能量，那么所設(shè)計的飛輪必須滿足一下關(guān)系式： /2221 22 EJJ ?? ?? [3][10] 式中 /E工作行程時消耗的能量； 可以將上式改變?yōu)椋? /2m0 j2121E EJ ?? ? (41) 式中 0E 飛輪應(yīng)具有的動能； m? 飛輪的平均角速度， 2 21m ??? ?? ； J2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 15 或 jm2/?EJ? （ 42） 按照發(fā)熱條件，飛輪的不均勻系數(shù) j 與 K 值和電動機的機械特征性有以下關(guān)系： ）（ tg ?? （ 43） gs 電動機按均勻負載工作時，長期滿載下的轉(zhuǎn)差率； ts 考慮三角皮帶傳動彈性滑動影響的系數(shù)，取值 ； J不均勻系數(shù)； 從式（ 41）可以求出飛輪所應(yīng)有的動能 E0 與壓力機工作行程時所消耗的能量 /E 的比值，此比值與飛輪所容許的不均勻系數(shù) j 成反比。從式 （ 43）可以看出，采用高轉(zhuǎn)差率電動機或增大電動機功率，均能提高飛輪的容許不均勻系數(shù)，從而降低所需的飛輪能量。式（ 42）用來確定所需的飛輪轉(zhuǎn)動慣量。 電動機功率和飛輪的計算方法 1. 電動機功率的計算 影響曲柄壓力機主傳動的電動機功率和飛輪尺寸的因素較多，因而很難精確計算。此外，電動機功率只能按其系列選用，機器實際采用的電動機功率亦與計算值存在差別。因此，在工程計算中可以采用更為簡便的近似計算方法。 g1PKN? 式中 1K 系數(shù) 取其值為 根據(jù)上式子 J2363 曲柄壓力機的電動機功率為： KWPKN ?? 由此可選取 Y132M— 4 型電機，其滿載轉(zhuǎn)數(shù)為 1440r/min 2. 飛輪的計算 通用壓力機的飛輪能量計算可按式（ 41）簡化。從該式可以看出，飛輪能量與工作行程時消耗的能量成比例，而工作行程時所消耗的 能量又可近似地認為與曲柄壓力機的公稱壓力和行程之積。既 ]3[20g KESP ? J2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 16 或 2n2g2KJ SP ?? （ 44） 式中 gP 、 S— 分別為壓力機的公稱壓力和行程； J、 n? 分別為飛輪的轉(zhuǎn)動慣量和角速度； K2— 系數(shù)，取其為 5； 式（ 44）可改寫為 2m2g2?K SPJ? m? 可近似的按電動機額定轉(zhuǎn)速下的飛輪轉(zhuǎn)速計算 sr adinm / ?? ???? ?? 壓力機的飛輪能量計算可按 20 21 mJE ?? 簡化計算。 從該式可以看出，飛輪能量與工作行程時消耗的能量成正比。而工作行程時所消耗的能量又可近似地認為與曲柄壓力機的公稱壓力和行程之積成比例。 則： kgK SPJ mg 1206322 222 ?? ????2m? J2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 17 第 四 章 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其計算 齒輪傳動 傳動比的分配 （ 1） 總的傳動比 由前面選取的電動機的情況知 : 電動機的轉(zhuǎn)速為 n=1440 轉(zhuǎn) /fen,滑塊的行程次數(shù)為 40 次 /分。所以總的傳動比為： 由式 36401440 ??i （ 2）分配傳動比 由式 12i?? 式中ii、分別為帶傳動和齒輪的傳動比。 為了使 V帶傳動外輪廓尺寸不致過大，初步取 ?i ， 則減速器傳動比為： ??? iii 壓力機傳動系各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩計算 （ 1）各軸的轉(zhuǎn)速 飛輪 軸 m in/ 011 rinn ??? 曲 軸 m in/ rinn ??? （ 2）各軸的輸入功率 高速軸 kwpp dI ????? ? 曲柄軸 kwpp I ????? ??? （ 3）各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 J2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 18 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mKNnpT dd ???? 0955 0 III軸的輸出轉(zhuǎn)矩 飛輪 軸 mKNnpT III ???? 曲 軸 mKNnPT ???? 2?? 齒輪傳動的設(shè)計 齒輪 設(shè)計計算 (1)選擇材料及確定許用應(yīng)力 假設(shè)工作情況為 :雙班制連續(xù)工作，使用時間 10 年，每年工作 250 天。 據(jù)參考 1，查表 95，小齒輪選用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理， 1HBS =241~286,大齒輪選用 45 鋼 調(diào)質(zhì) 處理， 2HBS =217~ 1HBS =260, 2HSB =230. （ 2） 按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計 由式（參考 1） 923 3 2][ )1(766 uuKTdHd ????? 1） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1T =191N178。 m 2） 齒寬系數(shù) .d? 由表 910（參考 1）知，軟齒面，懸臂布置取 .d? = 3） 齒數(shù)比 u= 4） 載荷系數(shù) K,選 K=2 5） 確定許用接觸應(yīng)力 ][ H? 由式（參考 1） 929 ][ H? = NHH ZSlim? a． 接觸疲勞極限應(yīng)力 limH? 由圖 934c（參考 1）差得，J2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 19 1limH? =710MPa， 2limH? =580MPa（按圖中 MQ 查） b． 安全系數(shù) HS 由表 911（參考 1）查得， 取 HS =1 c． 壽命系數(shù) NZ 由式 930（參考 1）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60ant 式中 a=1， n=， t=10?250 hh 4000028 ??? 1N =60ant=60179。 1179。 179。 40000=179。 810 2N = 1N /i = 710? 查圖 935（參考 1）得， 1NZ =, 2NZ =(均按曲線 1查得 ) 故 ][ 1H? = MP aMP aZS NHH 7241 ???? MP aZS NHHH 6671 ][ 22 2lim2 ??? ?? 6） 計算小齒輪分度圓直徑 1d 1d mmuuKT Hd )(1912766][ )1(766 3 23 21 ??? ???????? ?? 取整 100mm 7） 初步確定主要參數(shù) 由于 17131 ??z ，所以此齒輪為變位齒輪，取 1x =， 2x = a． 選取齒數(shù)。 1z =13， 2z =u1z =1＝ 13179。 = 取整 95 b． 計算模數(shù)。 m= 1310011 ??zd 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=8 c． 計算分度圓直徑。 ?? 11 mzd 8179。 13＝ 104mm＞ 100mm （合格） ?? 22 mzd 8179。 95=760mm d． 計算中心距。 a= mmdd 432)760104(21)(2121 ???? e． 計算齒寬。 b= 1dd?? =179。 104= 整取 b=42mm （ 3） 驗算齒面接觸 疲勞強度 J2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 20 由式 921（參考 1） ][)1(2021311 HdHEH uduKTZZZ ??? ? ??? 1) 彈性系數(shù) EZ 。由表 99（參考 1）查得， EZ = MPa 2) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ 。由圖 929（參考 1）查得， HZ =。 3) 重合度系數(shù) ?Z 。 由 )951131()11( 21 ???????? zz?? 則 3 ????? ?? ?Z 4) 載荷系數(shù) K。 K= AK VK ?HK ?HK a． 使用系數(shù) AK 。由表 96（參考 1）查得 AK =。 b． 動載系數(shù) VK 。由 smndv / 11 ?? ????? ? 。查圖 923（參考 1） VK =（初取 8級精度）。 c． 齒向載荷分布系數(shù) ?HK 。由表 97（參考 1），按調(diào)質(zhì)齒輪， 8級精度，懸臂布置，裝配時不作檢驗調(diào)整，可得 ?HK = bCdbdbBA ????? ? 32121 10)]()([ = )10442]()10442([ 322 ??????? ? ?HK 。由表 98（參考 1），先求 Nd TF t 3673104 19120212021 1 1 ???? 10010942 ????b FK tA 由前可知 ?Z = 則 ?HK =1/ 2?Z =1/ = 故 K= AK VK ?HK ?HK =179。 179。 179。 = J2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 21 5）驗算齒面接觸疲勞強度 ud uKTZZZ dHEH 311 )1(2021 ?? ? ?? =179。 179。 )( 3 ?? ????= ][ 2H? =667MPa （ 4） 驗算齒根彎曲疲勞強度 由式 926（參考 1） ][ FSaFatF YYYbmKF ?? ? ?? 1) 由前可知， tF =3673， b=42mm， m=8mm 2) 載荷系數(shù) K。 K= AK VK ?FK ?FK 。 a． 使用系數(shù) AK 同前，即 AK = b． 動載系數(shù) VK 同前，即 VK = c． 齒向載荷分布系數(shù) ?HK 。由圖 925（參考 1），當(dāng)?HK =,b/h=42/=42/? 8= 查出 ??FK d． 齒間載荷分配系數(shù) ?FK 。由 ?bFK tA / 109N/mm100N/mm,查表 98，知??FK 故 K= AK VK ?FK ?FK = ??? = 3) 齒形系數(shù) ?FY 。由 1z =13, 2z =95，查圖 932（參考 1），得 1FaY =，2FaY = 4) 齒根應(yīng)力修正系數(shù) ?sY 。由 1z =13， 2z =95，查圖 933（參考 1）得，1SaY =， 2SaY = 5) 重合度系數(shù) ?Y 。 ?Y =+?? =+6) 許用彎曲應(yīng)力 ][ F? 。由式 931，XNFFF YYS lim][ ?? ?。式中彎曲疲勞極限應(yīng)力 limF? ，由圖 936c（參考 1），查得： 1limF? =600MPa， 2limF? =430MPaJ2363 開式單點曲柄壓力機傳動系統(tǒng)設(shè)計 22 （按 MQ差值）；安全系數(shù) FS ,由表 911（參考 1） 取 FS =；壽命系數(shù) NY ,由 1N = 810? , 2N = 710? ,查圖 937（參考 1），得1NY =, 2NY =,尺寸系數(shù) XY ,由 m=8mm，查圖 938， 21 XX YY ? = 則 MP aMP aYYS XNFFF ][ 111l i m1 ????? ?? MP aMP aYYS XNFFF ][ 222lim1 ????? ?? 8） 驗算齒根彎曲疲勞強度 MP ammmmYYYbmKF SaFatF ???????? ?? ][ 1F? =423MPa )/( 112212 ?? ???? MP aYYYY SaFaSaFaFF ?? MPa ][ 2F? =303MPa 故彎曲疲勞強度足夠 （ 5） 確定齒輪的主要參數(shù)級幾何尺寸 1z