【文章內容簡介】 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，主要靠飛輪降低轉速釋放能量來供應，如果這時忽略電動機所輸出的能量，那么所設計的飛輪必須滿足一下關系式： [3][10]式中 工作行程時消耗的能量；可以將上式改變?yōu)椋? (41)式中 飛輪應具有的動能； 飛輪的平均角速度，；或 （42）按照發(fā)熱條件，飛輪的不均勻系數j與K值和電動機的機械特征性有以下關系： （43）電動機按均勻負載工作時，長期滿載下的轉差率；考慮三角皮帶傳動彈性滑動影響的系數，；J不均勻系數； 從式（41）可以求出飛輪所應有的動能E0與壓力機工作行程時所消耗的能量的比值，此比值與飛輪所容許的不均勻系數j成反比。從式（43）可以看出，采用高轉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，從而降低所需的飛輪能量。式（42）用來確定所需的飛輪轉動慣量。 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。 式中 系數 根據上式子J2363曲柄壓力機的電動機功率為： 由此可選取Y132M—4型電機，其滿載轉數為1440r/min2. 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 或 （44） 式中 、S—分別為壓力機的公稱壓力和行程； J、分別為飛輪的轉動慣量和角速度； K2—系數，取其為5；式（44）可改寫為 可近似的按電動機額定轉速下的飛輪轉速計算 壓力機的飛輪能量計算可按 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： 第四章 齒輪的結構設計及其計算 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: 電動機的轉速為n=1440轉/fen,滑塊的行程次數為40次/分。所以總的傳動比為： 由式 （2）分配傳動比由式 式中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，則減速器傳動比為：、功率、轉矩計算（1）各軸的轉速 飛輪軸 曲軸 （2）各軸的輸入功率 高速軸 曲柄軸 （3）各軸的輸出轉矩 電動機軸的輸出轉矩 III軸的輸出轉矩 飛輪軸 曲軸 齒輪傳動的設計 齒輪設計計算(1)選擇材料及確定許用應力假設工作情況為:雙班制連續(xù)工作，使用時間10年，每年工作250天。 據參考1，查表95，小齒輪選用40Cr調質處理，=241~286,大齒輪選用45鋼調質處理，=217~=260,=230. （2） 按齒面接觸疲勞強度初步設計 由式（參考1）9231） 小齒輪傳遞的轉矩=191Nm2） 齒寬系數由表910（參考1）知，軟齒面，懸臂布置取=3） 齒數比u=4） 載荷系數K,選K=25） 確定許用接觸應力由式（參考1）929=a． 接觸疲勞極限應力由圖934c（參考1）差得，=710MPa，=580MPa（按圖中MQ查）b． 安全系數由表911（參考1）查得，取=1c． 壽命系數由式930（參考1）應力循環(huán)次數 N=60ant式中 a=1，n=，t=10250=60ant=60140000==/=查圖935（參考1）得，=,=(均按曲線1查得)故 =6） 計算小齒輪分度圓直徑 取整100mm7） 初步確定主要參數由于，所以此齒輪為變位齒輪，取=，=a． 選取齒數。=13，=u=1＝13= 取整95b． 計算模數。m= 取標準模數 m=8c． 計算分度圓直徑。813＝104mm＞100mm （合格） 895=760mmd． 計算中心距。a=e． 計算齒寬。b==104= 整取 b=42mm（3） 驗算齒面接觸疲勞強度 由式921（參考1） 1) 彈性系數。由表99（參考1）查得，=2) 節(jié)點區(qū)域系數。由圖929（參考1）查得，=。3) 重合度系數。由 則4) 載荷系數K。K=a． 使用系數。由表96（參考1）查得=。b． 動載系數。由。查圖923（參考1） =（初取8級精度）。c． 齒向載荷分布系數。由表97（參考1），按調質齒輪，8級精度，懸臂布置，裝配時不作檢驗調整，可得 = = 。由表98（參考1），先求 由前可知 =則 =1/=1/=故K===5）驗算齒面接觸疲勞強度 ===667MPa（4） 驗算齒根彎曲疲勞強度由式926（參考1） 1) 由前可知，=3673，b=42mm，m=8mm2) 載荷系數K。K=。a． 使用系數同前，即=b． 動載系數同前，即=c． 齒向載荷分布系數。由圖925（參考1），當=,b/h=42/=42/= 查出d． 齒間載荷分配系數。由109N/mm100N/mm,查表98， 故 K===3) 齒形系數。由=13,=95，查圖932（參考1），得=，=4) 齒根應力修正系數。由=13，=95，查圖933（參考1）得，=，=5) 重合度系數。=++6) 許用彎曲應力。由式931。式中彎曲疲勞極限應力，由圖936c（參考1），查得：=600MPa，=430MPa（按MQ差值）；安全系數,由表911（參考1） 取=；壽命系數,由=,=,查圖937（參考1），得=,=,尺寸系數,由m=8mm，查圖938，=則 8） 驗算齒根彎曲疲勞強度=423MPa MPa=303MPa故彎曲疲勞強度足夠（5） 確定齒輪的主要參數級幾何尺寸 =13，=95，m=8mm分度圓直徑 =m=8=104 =m=895=760齒頂圓直徑 =取 125mm mm取 771mm齒根圓徑 += 89mm += 取735mm齒寬 ==42mm 取=50mm中心距 表42齒輪的幾何尺寸名稱計算公式結果/mm模數 m 8壓力角 20分度圓直徑=m104=m760齒頂圓直徑法面齒頂高系數=125=771齒根圓直徑+89+735中心距 432齒寬 42 50齒頂高 齒根高 齒輪的結構設計 小齒輪由于內徑較小，齒頂圓直徑時可以做成實心結構的齒輪。大齒輪齒頂圓為771mm，當齒頂圓直徑200～500時，可將齒輪制成腹板式結構。第五章 皮帶和帶輪的設計和計算（1）計算功率 計算功率是根據傳遞的功率，并考慮到載荷性質和每天運轉的時間長短 等因素的影響而確定的，即：