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1、链传动设计计算 一、原始数据 传递的功率P，转速n1、n2（或n1、传动比i），原动机种类、载荷性质、传动用途等。 二、设计计算内容 链轮齿数、链节距、传动中心距、链节数、链轮毂孔直径、压轴力等 三、设计步骤和方法 设计类型 中、高速（v=0.6m/s）链传动的设计 步骤 内容（按功率曲线设计） 1 假定链速，按表3选择小链轮齿Z1 确定从动轮链轮齿数Z2=Z1n1/n2 (Z2必须120) 2 按表4取工作情况系数KA 确定计算功率：Pca=KAP 3 按表5查取小链轮齿数系数KZ、链长系数KL；按表6查取多排链系数Kp(查Kz、KL要先估计工作点在功率曲线顶点的左侧还是右侧) 计算单根链条
2、所需的额定功率P0 P0=Pca/（KZKLKp） 4 按图1（功率曲线）查取链节距p（同时核实原工作点位置的估计是否合适） 按图2确定润滑方式 5 初定中心距ao=(30-50)p 计算链条长度（链节数）Lp，圆整并尽量取偶数 6 计算理论中心距 计算保持合适的安装垂度所需的中心距减小量a=(0.002-0.04)a 确定实际安装中心距a=a-a 7 验算链速，核实原假定是否恰当 8 按表7确定链轮各部分尺寸 按表8验算小链轮榖孔直径dkmax 9 确定链传动有效圆周力：Fe=1000Pca/v 取压轴力系数：KFP=1.15(水平传动)或1.05(垂直传动) 计算压轴力： FpKFPFe
3、10 写出滚子链标记：链号-排数整链节数 标准号 设计类型 低速（v0.6m/s）链传动的设计 步骤 内容（按静强度设计） 1.2 同中、高速链传动的设计步骤1.2 3 估取链节距p（无法估取时，可参考上述步骤3初定一个节距p） 4 计算链的有效圆周力：Fe=1000Pca/v 5 按表1查取单位长度链条质量q 计算链的离心拉力： 6 确定中心距a（方法同中、高速链传动的设计步骤5、6) 取两轮中心线与水平面的夹角 按图3查取垂度系数Kf 计算链的悬垂拉力Ff,取以下两式中的大者： 7 计算链的紧边拉力F1=Fe+Fc+Ff 8 选择静强度许用安全系数S=4-8，令： 计算单排链极限拉伸载荷F
4、lim，按表1检验原估计的链号是否合适 9 按图2确定润滑方式 四、设计计算说明 1、小链轮齿数Z1 小链轮的齿数可根据链速按表3选择。Z1少可减小外廓尺寸，但齿数过少，将导致： 1）传动的不均匀性和动载荷增大； 2）链条进入和退出啮合时，链节间的相对转角增大，铰链磨损加剧； 3）链传动的圆周力增大，从而加速了链条和链轮的损坏。 增加小链轮齿数对传动有利，但如Z1选得太大时，大链轮齿数Z2将更大，除增大了传动的尺寸和质量外，还易发生跳齿和脱链，使链条寿命降低。链轮齿数的取值范围为17Z120。由于链节数通常是偶数，为考虑磨损均匀，小链轮齿数一般应取奇数。Z2=iZ1，通常限制链传动的传动比i6
5、，推荐的传动比i23.5。 2、工作情况系数 查表4，当工作情况特别恶劣时，值较表值要大得多。 3、链的节距 链的节距越大，承载能力就越高，但传动的多边形效应也要增大，振动冲击和噪声也越严重。所以设计时应尽量选取小节距的单排链或多排链。链条节距p可根据功率P0和小链轮转速n1由额定功率曲线选取。 4、修正系数 式P0=Pca/（KZKLKp）表明单排链的额定功率为P0KZKLKP，这是考虑到链传动的实际工作条件与标准实验条件的不同而引入系数KZKL和KP对P0进行修正。 5、链传动的中心距和链节数 中心距过小，链速不变时，单位时间内链条绕转次数增多，链条曲伸次数和应力循环次数增多，因而加剧了链
6、节距的磨损和疲劳。同时，由于中心距小，链条在小链轮上的包角变小，在包角范围内，每个轮齿所受载荷增大，且容易出现跳齿和脱链现象； 中心距过大，会引起从动边垂度过大，传动时造成松边颤动。因此在设计时，若中心距不受其它条件限制，一般可初选a0=(3050)p，最大取a0max=80p。 6、小链轮毂孔最大直径 根据小链轮的节距和齿数由链轮毂孔直径表确定链轮毂孔的最大直径dkmax，若dkmax小于安装链轮处的轴径，则应重新选择链传动的参数（增大Z1或p）。 7、设计计算类型 对于链速v0.6m/s的低速链传动，因抗拉静力强度不够而破坏的几率很大，故常按下式进行抗拉静力强度计算。6-5链传动设计实例
7、例6-1设计一拖动某带式运输机的滚子链传动。已知条件为：电动机型号Y160M-6(额定功率P=7.5kW，转速n1=970r/min)，从动轮转速n2=300rpm，载荷平稳，链传动中心距不应小于550mm，要求中心距可调整。解：1、选择链轮齿数链传动速比：由表6-5选小链轮齿数z1=25。大链轮齿数z2=iz1=3.2325=81，z2550mm，符合设计要求。中心距的调整量一般应大于2p。a2p=215.875mm=31.75mm实际安装中心距 a=a-a=(643.3-31.75)mm=611.55mm6、求作用在轴上的力链速工作拉力F=1000P/v=10007.5/6.416=116
8、8.9N工作平稳，取压轴力系数KQ=1.2轴上的压力FQ=KQ F=1.21168.9N=1402.7N7、选择润滑方式根据链速v=6.416m/s，链节距p=15.875，按图6-8链传动选择油浴或飞溅润滑方式。设计结果：滚子链型号10A-1136GB1243.1-83，链轮齿数z1=25，z2=81，中心a=611.55mm，压轴力FQ=1402.7N。链传动设计计算举例（附录）设计一小型带式运输机传动系统的链传动，传动示意图如下图所示。已知小链轮轴传动功率P=6kW，=720r/min，i=3，载荷平稳，链传动中心距应在0.6m左右，两轮中心连线与水平面夹角不超过30解：（1） 确定链轮
9、齿数,小链轮的齿数=29-2i=29-23=23大链轮的齿数=iz1=323=69120, 允许（2） 确定设计功率Pd式中KA-工况系数，查表, KA=1.0-小链轮齿数系数，查表 ，=1.23-多排链排数系数，查表，=1.0（3） 确定链节距p如图虚线所示，查得(720r/min,4.88Kw)坐标点在链号10A和08A的区域内，显然，取链号08A是不安全的，因为坐标点已超出了08A的工作区，因此只有取链号10A。由表查得，链条节距p=15.875mm。（4） 初定中心距由题意，初定中心距为 =600mm（5）计算链节数 （7）确定实际中心距aa=a-a, 通常a=(0.0020.004)
10、a ，考虑到中心距可调，取a=0.004=0.004627=2.5mm，则a=624.5mm（8）验算链速v 合适。（9）确定润滑方式 由P、v查表，知可采用油浴或飞溅润滑。（10）链轮的设计（略）第四节 滚子链传动的设计计算链是标准件，因而链传动的设计计算主要是根据传动要求选择链的类型、决定链的型号、合理地选择参数、链轮设计、确定润滑方式等。一、链运动的主要失效形式1铰链磨损链节在进入和退出啮合时，相邻链节发生相对转动，因而在铰链的销轴与套筒间有相对转动动，引起磨损，使链的实际节距变长，啮合点沿链轮齿高方向外移。当达到一定程度后，就会破坏链与链轮的正确啮合，导致跳齿或脱链，使传动失效。链条磨
11、损后节距变长的情况如图812a所示。图中Dp为链节距的平均伸长量。铰链磨损后实际上只是外链节节距伸长了2Dp，即p2=p+2Dp。而内链节距是不变的，即p1=p。如图812b所示，可知链轮节圆直径的增量为Dd=Dp/sin(180/z)。由此可见，若Dp一定（通常许用伸长率Dp/p3%），则Dd随链轮齿数z的增多而增大。因此，为了保证链的使用寿命，不致过早产生跳齿或脱链，除应满足规定的润滑状态外，还有必要限制链轮的最大齿数。a)b)图812 链条磨损铰链磨损，过去是链传动的主要失效形式。近年来，由于链和链轮的材料、热处理工艺、防护与润滑状况都有了很大的改进，链因铰链磨损而失效的形式已经退居次要
12、地位。只有那些不能保证所要求的润滑状态或防护装置不当的传动，磨损才会成为主要的失效原因。2疲劳破坏由于链在运转过程中所受载荷不断改变，因而链是在变应力状态下工作的。经过一定循环次数后，链的元件将产生疲劳破坏。滚子链在中、低速时，链板首先疲劳断裂；高速时，由于套筒或滚子啮合时所受冲击载荷急剧增加，因而套筒或滚子先于链板产生冲击疲劳破坏。在润滑充分和设计、安装正确的条件下，疲劳强度是决定链传动承载能力的主要因素。3铰链胶合铰链在进入主动轮和离开从动轮时，都要承受较大的载荷和产生相对转动，当链轮转速超过一定数值时，销轴与套筒之间的承载油膜破裂，使金属表面直接接触并产生很大的摩擦，由摩擦产生的热量足以使销轴和套筒胶合。在这种情况下，或者销轴被剪断，或者导致销轴、套筒与链板的紧配合松动，从而造成链传动迅速失效。试验表明，铰链胶合与链轮转速关系极大，因此，链轮的转速应受胶合失效的限制。4链被拉断在低速（v0.6m/s）、重载或尖峰载荷过大时，链会被拉断。链传动的承载能力受链元件静拉力强度的限制。少量的轮齿磨损或塑性变形并不产生严重问题。但当链轮轮齿的磨损和塑性变形超过一定程度后，链的寿命将显著下降。通常，链轮的寿命为链条寿命的23倍以上。故链传动的承载能力是以链的强度和寿命为依据的。二、链传动的承载能力链传动在不同的工作情况下，其主要的失效形式也不同，如图813所示就是链在一定寿命
