链传动设计计算介绍资料.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除链传动设计计算 一原始数据 传递的功率P,转速n1n2(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KzKL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 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56) 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Flim,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,推荐的传动比i=23.5 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 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=611.55mm 6求作用在轴上的力 链速 工作拉力 F=1000P/v=10007.5/6.416=1168.9N 工作平稳,取压轴力系数KQ=1.2 轴上的压力 FQ=KQ F=1.21168.9N=1402.7N 7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a a=a-a, 通常a=(0.0020.004)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Pv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情况下允许传递的额定功率P0当实际情况不符合实验规定的条件时,如图814所示,查得的P0值应乘以一系列修正系数,如小链轮齿数系数KZ链长系数KL多排链系数KP和工作情况系数KA等(系数值见下节图表)当不能按如图815所示的方式润滑而使润滑不良时,则磨损加剧此时,链主要是磨损破坏,额定功率P0值应降低,当v1.5m/s且润滑不良时,为图值的30%60%;无润滑时为15%(寿命不能保证15000h);当1.5m/s7m/s且润滑不良时,该传动不可靠,不宜采用图8-14 A系列滚子链实用功率曲线图8-15 推荐的润滑方式人工定期润滑 滴油润滑油浴或飞溅润滑 压力喷油润滑当v8z1172125从限制大链轮齿数和减小传动尺寸考虑,传动比大链速较低的链传动建议选取较少的链轮齿数滚子链最少齿数为zmin=94.链节数LP和链轮中心距a 在传动比i1时,链轮中心距过小,则链在小链轮上的包角小,与小链轮啮合的链节数少同时,因总的链节数减少,链速一定时,单位时间链节的应力变化次数增加,使链的寿命降低但中心距太大时,除结构不紧凑外,还会使链的松边颤动在不受机器结构的限制时,一般情况可初选中心距a0=(3050)p,最大可取amax=80p,当有张紧装置或托板时,a0可大于80p最小中心距amin可先按i初步确定 当i3时 当i3时 式中 da1da2两链轮齿顶圆直径链的长度常用链节数LP表示,LP=L/p,L为链长链节数的计算公式为 (811)计算出的Lp值应圆整为相近的整数,而且最好为偶数,以免使用过渡链节根据链长就能计算最后中心距 (812)为了便于链的安装以及使松边有合理的垂度,安装中心距应较计算中心距略小当链条磨损后,链节增长,垂度过大时,将引起啮合不良和链的振动为了在工作过程中能适当调整垂度,一般将中心距设计成可调,调整范围Da2p,松边垂度f=(0.010.02)a 8-4链传动的设计 1 .链传动的主要失效形式 (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,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,导致脱链,使传动失效链条磨损后节距变长的情况如图 8 -12a 所示图中 为链节距的平均伸长量由图 8-12b 可知链轮节圆直径的增量为 ( 8 - 17 ) 若 一定(通常许用伸长率 / p 3% ), 随链轮齿数 z 的增多而增大因此,为了保证链的使用寿命,不致过早产生跳齿和脱链,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 8-12 链条磨损 (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( v 0.6m /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 2 .链传动的设计准则 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 3 .滚子链传动的额定功率 (1) 滚子链极限功率曲线图 滚子链各种失效形式将使链传动的工作能力受到限制在选择链条型号时,必须全面考虑各种失效形式产生的原因及条件,从而确定其能传递的额定功率 P 0 图 8-13 是通过实验作出的单排滚子链的极限功率曲线 1 )是在正常润滑条件下,铰链磨损限定的极限功率曲线; 2 )是链板疲劳强度限定的极限功率曲线; 3 )是套筒滚子冲击疲劳强度限定的极限功率曲线; 4 )是铰链(套筒销轴)胶合限定的极限功率曲线图中阴影部分为实际使用的许用功率(区域)若润滑不良及工作情况恶劣,磨损将很严重,其极限功率大幅度下降如图 8-13 中虚线 5 所示 图 8-13 极限功率曲线 (2) 滚子链额定功率曲线图 图 8-14 是部分型号滚子链的额定功率曲线它是在特定条件下制定的,即: 1 )小轮齿数 z 1 =25 ,链传动比 i = 3 ; 2 )链长 L p =120 节; 3 )载荷平稳; 4 )润滑充分,按图 8-15 推荐的方法润滑; 5 )链条因磨损而引起的相对伸长量不超过 ; 6 )工作寿命为 15000h ;图 8-14 A 系列单排滚子链的额定功率曲线图 8-14 表明,当采用推荐的润滑方式时,链传动所能传递的功率 P 0 ,小轮转速 n 1 和链号三者之间的关系 图 8-15 推荐的润滑方式 若实际润滑条件与图 8-15 推荐的润滑方式不同时,由图 8-14 查得的 P 0 值应予适当降低: v 1.5 m /s 时,如润滑条件不良取 (0.3 0.6) P 0 ,如无润滑则取 0.15 P 0 ;当 1.5m /s 7m /s 时,如润滑不良, 传动不可靠,不宜采用链传动 (3)设计条件下单排链条传递的功率 P ca,单排链传动的计算功率应按下式确定: ( 8-18 ) 式中,P 是为链传动设计功率, kW ;KA是工况系数,见表8-2,K z 是小链轮的齿数系数,见图8-16; K p 为多排链系数,见表 8-3 表 8-2 工况系数 K A 从机械特性 主要机械特性 平稳运转 轻微冲击 中等冲击 电动机汽轮机和燃气轮机带有液力耦合器的内燃机 6 缸或 6 缸以上带机械式联轴器的内燃机经常启动的电机动(一日两次以上) 少于 6 缸带机械式联轴器的内燃机 平稳运转 液体搅拌机,中小型离心式鼓风机,发电机离心式压缩机,谷物机械,均匀载荷输送机,均匀载荷不反转一般机械 1.0 1.1 1.3 中等冲击 半液体搅拌机,三缸以上往复压缩机,大型或不均匀载荷输送机,中型起重机和升降机,重载天轴传动,金属切削机床,食品机械,木工机械,印染纺织机械,大型大型风机,中等载荷不反转一般机械 1.4 1.5 1.7 严重冲击 船用螺旋桨,单双缸往复压缩机,挖掘机,振动式输送机,破碎机,重型起重机,石油钻井机械,锻压机械,线材拉拔机械,冲床,严重冲击有反转的机械 1.8 1.9 2.1 图 8-16 小链轮齿数系数 K z 表 8-3 多排链系数 K P 排数 1 2 3 4 5 6 K P 1 1.75 2.5 3.3 4 4.6 4 . 滚子链传动的一般设计计算内容和应注意的问题 1) 滚子链传动的一般设计计算内容 在设计滚子链传动时,计算依据是滚子链的额定功率曲线,已如前所述它是在特定条件下制定的设计时已知条件为: 1 )传递功率; 2 )小链轮大链轮的转速; 3 )传动用途载荷性质以及原动机种类设计计算的主要内容是: 1 ) z 1 z 2 ; 2 )确定链的型号确定链节距和链排数; 3 )确定中心距 a 和链节数 L p ; 4 ) 计算中心距 a c 实际中心距 a ; 5 ) 作用在轴上的力 F p 步骤 : 1. 确定链轮的齿数和传动比链轮齿数 z 1 z 2 为减小链传动的动载荷,提高传动平稳性,小链轮齿数不宜过少,可参照传动比 i 选取 ( 见表 8-4) 传动比 i 通常链传动传动比 i 7 ,推荐 i =2 3.5 当工作速度较低 ( v 6 齿数 z 1 3127 25 23 21 17 17 当 z 1 确定后,则大链轮齿数 z 2 = iz 1 ,并圆整为整数为避免跳齿和脱链现象,减小传动外廓尺寸和重量, 大链轮齿数不宜太多,一般应使 z 2 120 从减小传动速度不均匀性和动载荷考虑,小链轮齿数 z 1 应受到链速的限制;而从限定大链轮齿数和减小传动尺寸出发,小链轮齿数 z 1 亦受到传动比的制约 由于链节数常为偶数,考虑到链条和链轮轮齿的均匀磨损, 链轮齿数一般应取与链节数互为质数的奇数链轮齿数优选数列: 17 19 21 23 25 38 57 76 95 114 2. 确定计算单排链的计算功率: 按式8-18确定 3 .确定链条型号和节距 链节距 p 和排数在一定条件下,链节距越大,承载能力越高,但传动平稳性降低,动载荷及噪音随之加大因此设计时应尽量选用小节距的单排链,高速重载时可选用小节距的多排链 适宜选用的链节距 p 链条的型号可根据单排链的计算功率 P ca 和小链轮转速 n 1 从图 8-14 查出 4 .计算链节数和中心距: 中心距 a 和链节数 L p 中心距的大小对链传动的工作性能也有较大的影响中心距过小,链在