hep-ph9702302 CHIRALCLOOP AND VECTORCMESON CONTRIBUTIONS TO η → ππγγ DECAYS_百度文库
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hep-ph9702302 CHIRALCLOOP AND VECTORCMESON CONTRIBUTIONS TO η → ππγγ DECAYS
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&&The process η → π 0 π 0 γγ is discussed in Chiral Perturbation Theory (ChPT). Special attention is devoted to one-loop corrections, η-η ′ mixing effects and vector-meson dominance of ChPT counter-terms. The less interesting η → π + π ? γγ tr
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{2-[Bis(2,4-di-tert-butyl-phen-oxy)phosphan-yloxy-κP]-3,5-di-tert-butyl-phenyl-κC1}[(1,2,5,6-η)-cyclo-octa-1,5-diene]rhodium(I) toluene monosolvate
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{2-[Bis(2,4-di-tert-butyl-phen-oxy)phosphan-yloxy-κP]-3,5-di-tert-butyl-phenyl-κC1}[(1,2,5,6-η)-cyclo-octa-1,5-diene]rhodium(I) toluene monosolvate
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3秒自动关闭窗口效率是表示输入功率有效利用的程度；η=P2/P1=1-P2*/P1=1-Ψ；式中P2、P1――分别为输入和输出功率：；P2*――传动中的损耗系数，Ψ&1；；Ψ――耗损系数，Ψ&1；；η――传动效率η&1；蜗杆传动效率包括三部分：；η1――轴承损耗效率，η1=1~0.01=0.9；η2――搅油损耗效率，η2≈0.99；；η3――蜗杆副啮合效率
效率是表示输入功率有效利用的程度。亦是输出生产阻力功与输入驱动功之比所得的商。
η=P2/P1=1-P2*/P1=1-Ψ
式中 P2、P1――分别为输入和输出功率：
P2*――传动中的损耗系数，Ψ&1；
Ψ――耗损系数，Ψ&1；
η――传动效率η&1。
蜗杆传动效率包括三部分：
η1――轴承损耗效率，η1=1~0.01=0.99
η2――搅油损耗效率，η2≈0.99；
η3――蜗杆副啮合效率。
蜗杆主动时η3=tanγ1/tan(γ1+ρ’)=tan11.31°/tan(11.31°+4°00)=0.73°
蜗杆减速器的总效率为
η=η1η2η3=0.98tanγ1/tan(γ1+ρ’)= 0.98*0.73=0.72[3]
ρ’――蜗杆副的当量摩擦角，ρ’=arctanf’v
f’v――当量摩擦因数。
v(12)=v1/cosγ=πd1n1/(60*1000cosγ)=3.14*40*0*cos11.31°)=0.76≈1
查普通圆柱蜗杆副的f’v及ρ’的参数表得
由于选用的是灰铸铁，所以v(12)=1.0,
f’v=0.070,
ρ’=4°00′
3.2.4共轭蜗轮传动的受力分析
共轭齿面接触点处的法向力Fn和公法线重合，可分解成圆周力Ft、径向力Fr、轴向力Fx。蜗杆为主动件时，Ft1产生的转矩T1与ω1转向相反，径向力Fr1指向轴心，轴向力Fx1的方向可用左右手定则确定。右旋蜗杆用右手定则，反之亦然。掌心面向蜗杆轴、四指指向ω1转向，则拇指指向Fx1方向。因为Σ=90°,所以有：
式中 D―‖仅表示两力方向相反。
若不考虑摩擦力的作用，并假定集中力Fn作用在P点，则得
Ft2= CFx1=2T2/d2= CFt1tanγ’1
Fr2= CFγ1=Fnsinαn≈F12 tanαt
Fx2= CFr1= C2T1/d’1 =Fncosαnsinα’1
Fn=Ft1/cosαncosα’1=Fx1/ cosαncosα’1=2T2/ cosαncosα’1
T2=T1i12η=9.55*106P2/n2=9.55*106P1i12η/n2
润滑条件较差的蜗杆副，在受力分析时要计入摩擦力。摩擦力Ff21的方向与v(12)方向相反，作用在圆柱体的切平面内，所以没有向心分力、仅有圆周和轴向分力。摩擦力的方向可由v(12)在周向和轴向的分速度方向确定，于是：
Ft2= CFx1=2T2/d2=Fn(cosαncosα’1Cf’vsinγ’1)
Fx2= CFt1=2T2/d’2=Fn(cosαnsinγ’1+f’vcosγ’1)
Fr2= CFr2=Fnsinαn≈Ft2tanαt1
f’v―― 共轭齿面的当量摩擦因数
3.2.5 圆柱蜗杆传动承载能力计算
当已知电梯所需输出生产阻力矩时，必须对曳引机进行承载能力校核和设计计算。
3.2.5.1设计准则：
蜗杆副中，蜗轮是弱件，失效破损往往从蜗轮齿面开始。蜗轮齿面破损形式很多，诸如：胶合、疲劳点蚀、剥落、磨粒磨损、碾压塑性变形、轮齿整体变形等，以胶合、点蚀失效最多。本应以胶合强度确定设计准则为好，但由于胶合机理尚不十分清楚，设计方法和实际相差较大。考虑到胶合
产生主要是由于油温过高、齿面应力过大所致，故以ζH≤[ζ]H为设计准则，充分考虑温升因素，把因素转化成系数，计算出计算载荷来处理。在此同时，导出了圆柱蜗杆传动的通用承载能力计算方法。
3.2.5.2 校核计算式
ζH=√1。67KT2/Kmd1m2(ZEZZ)≤[ζ]H[5]
K――计算载荷系数，
普通圆柱蜗杆传动
K=K’1K’2K’3K’4K’5K’6K’7K’8
Km――模数影响系数，普通圆柱蜗杆传动Km=1
Zz―――齿数系数由查图表得 Zz=0.03
[ζ]H――许用接触应力。
校核式可变成如下形式
T2=[ζ]2Hd1m2Km/1.67KZ2EZ2z≥[T]2[6]
[T]2――设备所需生产阻力矩。
查d1、q、m、Kmd1m2 、d1m2之关系（用于普通圆柱蜗轮传动）表格得：
m=4，d1=40，q=10，Km=0.560，d1m2=640，Kmd1m2=358.4
3.2.5.3设计计算式
由校核计算式可变换成设计计算式
d1m2Km≥1.67KZ2EZ2z/[ζ]2H[6]
3.2.5.2计算载荷系数K
a.工况系数K’1、对于曳引机K’1=1.25
b.啮合精度系数K’2、当啮合精度不低于8级，经充分跑合，啮合部位符合要求时，K’2=0.95
c.环境温度影响系数K’3 、当环境温度ta=0~25°C或低于0°C时，K’3=1，否则给于修正。对于曳引机，n1=1500r/min时，K’3=1.2
d.小时负荷率系数K’4、小时负荷率定义为
JB=[(每小时实际工作时间/min)/60]/%
查图表得K’4=0.7
d.冷却系数K’5、没有风扇冷却时 K’5=1；曳引机K’5=1
e.传动比影响系数K’6=0.9
f. 润滑方式影响系数K’7、K’7=1、选用润滑油时，K’7≈0.85~1；曳引机用N号油可取0.95。
g.导程角影响系数K’8=1.1
3.2.5.2许用应力[ζ]
许用应力由下式计算
[ζ]H=KvKn[ζ]Ho
Kv――相对速度影响系数，查取。
Kn――寿命系数，
Kn=8√N0/N
N0――循环基数，N0=107。
N――实际工作的循环次数，
稳定载荷时 N=60n2h
N=60∑nihi(T2i/T2max)4
ni、hi、T2i――任意变载荷下所对应的转速、时间（单位：h）、转矩。
曳引机属于变载荷，没有规律且较难确定，转速和时间都是变数。为了安全可靠，可把T2i=T2max当作稳定载荷处理。
[ζ]H0――材料基础许用应力，查表选用ZcuAl10Fe3,由于v(12)≤5m/s，HRC&45,所以选择的[ζ]H0=340
对于曳引机可不计蜗杆传动的弯曲强度。
3.2.5.3功率与转矩的计算
输入功率/kw：P1=T1n1/9.55*106=19.86
输出功率/kw：P2=P1η=19.86*0.54=10.72
η=0.98tanγ1/tan(γ+ρ’)=0.98tan11.31°/tan(11.31°+4°00)=0.72
T1=9.55*106P1/n1=9.55*106*19.86/
T2=T1i12η=*0.72= [6]
3.2.5.4圆柱蜗杆、蜗轮、蜗轮轴的材料
a)蜗杆材料采用灰铸铁
b)蜗轮材料采用ZcuAl10Fe3
c)蜗轮轴材料采用45号钢或用力学性能相当的其他材料。锻造毛坯，调质处理217~255HBS
3.2.5.5轴系零件的配合精度
a)与轴承配合的轴肩端面圆跳动：
轴径d/mm：&50~120；端面圆跳动为：15
b)各配合轴、孔、蜗杆顶圆面的圆柱度
孔径d/mm：&50~80； 圆柱度为：5
c)蜗杆齿顶圆的上偏差为零，下偏差▲da1
蜗杆齿顶圆直径da1/mm：-19
d)蜗轮顶圆、蜗杆顶圆的径向跳动公差Eda1、Eda2，及蜗轮基准端面对基准轴线的端面跳动公差ET应符合表的要求。
Eda1 Eda1 ET=11
e)蜗杆（或蜗轮）轴与轴承配合处两轴头的同轴度应符合
轴径d/mm&50~120
同轴度：15
f）蜗轮顶圆直径上偏差为零，下偏差
蜗轮顶圆直径上偏差为零，下偏差
da2/mm&80~120
▲da2：-22
蜗杆齿表面粗糙度Ra≤1.6μm。
g）蜗杆轴向齿距极限偏差（±fpx）的fpx
蜗杆轴向齿距累积公差Fpxl、蜗杆齿廓公差fn和蜗杆齿槽径向跳动公差fr，应符合
由于模数为4m/min，精度等级7级时：fpx=14，fpxl=24
精度等级6级时：fn=14
精度等级：7级
分度圆直径d1/mm：&.50~80
模数m/mm：&1~16
fr/μm：16
h)蜗轮齿距累积误差Fp、齿距极限偏差(±fpt)的fpt和齿廓公差fr2应符合
精度等级：7级
分度圆弧长L/mm： &160~315
i）蜗杆齿厚公差Ts1
精度等级：7级
模数m/mm：&3.5~6.3
j）蜗杆齿厚上偏差Ess1
蜗杆齿厚上偏差Ess1=-242
中心距：164.8
对于曳引机，为了满足蜗杆副法向齿侧间隙Jn≈0.03~0.09mm,蜗轮齿厚公差和齿厚减薄量应进行精确计算获得。
曳引机的设计
4.1 曳引机的额定载重量
额定载重量是指曳引比为1，平衡系数（对重系数）为0.4时，曳引轮曳引的轿厢所承受的重量，对于客梯重量为1250kg，人数为16位。
4.2额定速度
额定速度是批曳引比为1时曳引轮的圆周速度。（单位：m/s）即轿厢速度。
4.3 曳引机减速器的中心距 ：160mm
4.4 交流电动机
a）功率（单位：kw）：22
b）中心高（单位：mm）：200
c）极数：单速为4极
注：1)曳引机减速器其它几何参数，应符合标准GB或JB2318-79或GB9147-88的规定。
2)电动机其它技术要求，应符合GB12974-91。
4.5曳引机的总体设计
曳引机主要由电动机、联轴器、减速器、曳引轮、机架、飞轮（手扳轮）、编码器等部分组成。目前曳引机的组合形式主要有下列三种：
电动机→联轴器→制动机构→减速器→曳引轮
电动机→联轴器→减速器→制动机构→曳引轮
制动机构→电动机→联轴器→减速器→曳引轮
综合分析后,本人选择第1）种方案来设计。
4.6关于制动机构位置的讨论
制动机构放置在联轴器处，不但可以利用制动联轴器缩小尺寸，降低成本，而且可获得良好的受力状态，最后达到提高寿命、紧凑结构、美观大方的效果。但放在联轴器处对维修来说稍有不便。
在结构设计中尽量避免蜗杆双端出轴。
4.6.1 曳引机需要机架，以便在机房内安装。另外过轮需安置在机架上，与曳引机组成一体。机架设计要注意：曳引机的重心必须位于机架之内，最好接近机架平面中央；机架要有足够的刚度；机架不得与曳引轮，钢丝绳干涉。至于曳引轮的布置，必须安装在输出（低速）轴上；放置应征得用户认可，由输出轴左伸右伸决定。对于齿轮副曳引机，一般和电动机一起放在减速器的同侧。
4.6.2电动机的选用
除小型杂物电梯外，其它电梯都要经过起动→稳定→停运三个工作阶段，其速度要经过低速（加速）→正常匀速→低速（减速）三个阶段，其调速方法通常有直流调速、变极调速、调压调带、调频调带、直线调速等形式。
客梯多用调压或调频调速电动机。随着技术的发展，采用调频调速电动机要优于调压调速电动机，所以这里我选用调频调速电动机。
电动机转速和它的极数有关。转速高，极数少，体积小，成本低，故应选择4极电动机，n1=1500r/min
4.6.3传动比i12
经综合考虑选用i12=36
4.6.4曳引轮
曳引轮大小直接影响轿厢速度，由公式得
T2=F2r2=，于是F2=T2/r2=/297.6=11012.69
D/d2=F2/Q，于是D=F2*d2/Q=.6/()=789.73
取D=800，绳径：d=16
4.6.5曳引比的应用
经验所得：客梯i’12=1（当v≥1m/s时）
4.7整体方案讨论
目前已有的结构分：整体式――蜗杆、蜗轮轴向装入箱体内：箱体在蜗轮轴线的水平面内分成上下两个箱体
整体式曳引机中心距一般小于（或等于）160mm，a小于125mm的曳引机应一律采用整体式，不应采用分箱式。
分箱式曳引机 减速器被蜗轮轴的水平轴平面分开。把箱体剖分成箱盖、箱座。其优点是加工工艺好，装配和维修方便。不利条件是具有分箱面，需用多个螺栓联接。结构不够紧凑，外观不好设计。所以多在大中心距曳引机设计中采用。a&160mm时多用分箱式.应特别指出，立式曳引机都应是整体式，而齿轮副曳引机都应采用分箱式。
综合考虑后，我决定选用分箱式。
4.8箱体结构设计的讨论
曳引机设计中一般应采用卧式；我选用的是分体式。采用加强肋和散热肋；箱体要有结构的对称性，要有较大的盛油量及良好的铸造工艺；结构尽量简化，紧凑、实用、美观、大方；箱体各部尺寸要尽量成比例。
4.9箱体尺寸的确定
箱体尺寸是由主传动机构及电动机（凸缘式为例）尺寸确定。
箱体内壁尺寸完全由蜗杆副的几何尺寸确定。蜗杆轴长由蜗轮外圆直径大致决定。蜗轮轴长蜗杆轴外圆直径大致决定。这就基本确定了箱体内壁尺寸。下置件（蜗杆或蜗轮）距箱底的尺寸一般取30~50mm。当蜗杆下置时，为了保证电动机中心的高度或凸缘尺寸，可以增大这个尺寸。一般不用增加底板厚度的办法，也不用阶梯式机架的结构。也有的把箱体和机架铸成一体。这种结构可增大盛油量，但结构复杂铸造工艺差，成本高，不尽合理。
关于壁厚，有的设计采用了较大尺寸，如底座尺寸δ=30mm，也有的δ=25mm。其理由是为了增大箱体刚度。这种增大刚度的方法显然不尽合理。因为增大刚度要找到产生刚度大小的原因，分清静刚度还是动刚度。另外增大壁厚，要明显增大重量和体积，加大成本。对于分箱式，蜗杆上置时底座壁厚δ=0.04a+5&8mm，于是
箱盖δ’1=0.85δ1&8mm
蜗杆下置时底座壁厚δ2=0.85δ1，箱盖δ’2=0.9δ2
箱体分箱面处底座凸缘厚度B1=1.5δ1，上盖凸缘厚度B2=B1=1.5δ。
地脚螺钉直径df（必要时应校核计算）≈0.036a+12（取标准值）
轴承盖螺钉直径df1=（0.4~0.5）df
箱体的外观尺寸由结构形式、 安装尺寸及附件所需而成形。
4.10箱体肋的设置
设置肋有两个目的，一是增加箱体刚度、强度，二是增大散热面积。在设置肋时最好将两个目的合二为一。
蜗杆副曳引机产生的热量圈套，油温升较高，在不明显增大空间尺寸的情况下，增加肋是增大散热面积，降低油温升的良好措施之一，同时对提高箱体刚度十分有效。
我对肋的设置有如下看法：
其一，曳引机的电动机风扇，不冷却减速器箱体，减速器高速轴上不设有风扇，所以肋的设置不需要考虑风向。亦即只考虑增强刚度和散热效果就可以了，故选用设置竖直肋，不设置横向肋。又因曳引机不是连续工作，小时负荷率较小，所以油温升不是主要主要矛盾，肋的尺寸不必过大。其二，为了增大刚度，要在支承处设置处大尺寸的肋。在轴承支承的内箱壁处设置竖直肋，可明显增强箱体抗扭矩、抗弯矩的能力，从而提高箱体的刚度。
其三，设置肋要以受拉、受压代替受弯；肋板不易过高、过薄以免折断，不要过小、过密以防铸造工艺不佳；要美观大方，和箱体协调，可把肋设计成三角形、长方形、梯形等结构形式。为了适应铸造工艺要考虑起模斜度。
其四，底座受力大，是盛油处，在底座箱壁上要多设肋，其结果不但可加强刚度和强度，而且可增加散热效果。
其五，整体式曳引机，功率小、散热量小，一般可不设肋。整体式两侧的大压盖外壁可不设肋，而内壁一定要设置较强的竖肋，这对整体刚度将起到重要作用。分箱式大压盖也同样处理。肋的设置见图
4.11 箱体设计应合理处理的几个问题
三亿文库包含各类专业文献、高等教育、生活休闲娱乐、各类资格考试、论文1
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