链传动设计计算介绍

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

2、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：

3、 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（v<0.6m/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、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。z

5、2=iz1，通常限制链传动的传动比i6，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

6、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

7、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=3.23×25=81，z2<120，合适。2、确定计算功率已知链传动工作平稳，电动机拖动，由表6-2选ka=1.3，计算功率为pc=kap=1.3×7.5kw=9.75kw3、初定中心距a0，取定链节数lp初

8、定中心距a0=(3050)p，取a0=40p。 取lp =136节(取偶数)。4、确定链节距p首先确定系数kz，kl，kp。由表6-3查得小链轮齿数系数kz=1.34；由图6-9查得kl=1.09。选单排链，由表6-4查得kp=1.0。所需传递的额定功率为由图6-7选择滚子链型号为10a，链节距p=15.875mm。5、确定链长和中心距链长l=lp p/1000=136×15.875/1000=2.16m中心距a>550mm，符合设计要求。中心距的调整量一般应大于2p。a2p=2×15.875mm=31.75mm实际安装中心距 a'=a-a=(643.3-31

9、.75)mm=611.55mm6、求作用在轴上的力链速工作拉力f=1000p/v=1000×7.5/6.416=1168.9n工作平稳，取压轴力系数kq=1.2轴上的压力fq=kq f=1.2×1168.9n=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-1×136gb1243.1-83，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

10、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=29-2×3=23大链轮的齿数=iz1=3×23=69<120, 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

11、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)a ，考虑到中心距可调，取a=0.004=0.004×627=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

12、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

13、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

14、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。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

15、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下，小链轮在不同转速下由于各种失效形式限定的极限功率曲线。1是在良好而充分润滑条件下由磨损破坏限定的极限功率曲线；2是在变应力作用下链板疲劳破坏限定的极限功率曲线；3是由滚子套筒冲击疲劳强度限定的极限功率曲线；4是由销轴与套筒胶合限定的极限功率曲线；5是良好润滑情况下的额定功率曲线，它是设计时实际使用的功率曲线；6是润滑条件不好或工作环境恶劣情况下的极限功率

16、曲线，在这种情况下链磨损严重，所能传递的功率比良好润滑情况下的功率低得多。如图814所示为a系列滚子链的实用功率曲线图，它是在z1=19、l=100p、单排链、载荷平稳、按照推荐的润滑方式润滑（见图815）、工作寿命为15000h、链因磨损而引起的伸长率不超过3的情况下由实验得到的极限功率曲线（即在如图813所示的2、3、4曲线基础上作了一些修正得到的）。根据小链轮转速n1由此图可查出该情况下各种型号的链在链速v>0.6m/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

17、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/s<v7m/s且润滑不良时，为图值的15%30%。当v>7m/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v<0.6m/s时，链传动的主要失效形式是过载拉断，此时应进行静强度校核。静强度安全系数s

18、应满足下式要求                                                 

19、0;                              (88)链的极限拉伸载荷qn=nq，n为排数，单排链的极限拉伸载荷q见表81；工况系数ka见表85；链的总拉力f1按式（86）计算。当实际工作寿命低于15000h时，则按有限寿命进行设计，其允许传递的功率可高些。设计时可参考有关资料。三、链传动主

20、要参数的选择链传动设计需要确定的主要参数有：链节距、排数及链轮齿数、传动比、中心距、链节数等，下面就这些参数的选择进行分析。1链的节距和排数链的节距大小反映了链节和链轮齿的各部分尺寸的大小，在一定条件下，链的节距越大，承载能力越高，但传动不平稳性、动载荷和噪声越严重，传动尺寸也增大。因此设计时，在承载能力足够的条件下，尽量选取较小节距的单排链，高速重载时可采用小节距的多排链。一般载荷大、中心距小、传动比大时，选小节距多排链；中心距大、传动比小，而速度不太高时，选大节距单排链。链条所能传递的功率p0可由下式确定       &

21、#160;                                                  

22、                           (89)                   pc=kap    

23、                                                  

24、                       (810)式中  p0在特定条件下，单排链所能传递的功率(kw)（见图814）；pc链传动的计算功率(kw)；ka工况系数（表85），若工作情况特别恶劣时，ka值应比表值大得多；表85  工况系数ka载荷种类输  入  动  力  种  类内燃机液力传动电动机或汽

25、轮机内燃机机械传动平稳载荷中等冲击载荷较大冲击载荷1.01.21.41.01.31.51.21.41.7kz小链轮齿数系数（表86），当工作在如图814所示的曲线顶点左侧时（链板疲劳），查表中的kz，当工作在右侧时（滚子套筒冲击疲劳），查表中的k¢z；kp多排链系数（表87）；kl链长系数（见图816），链板疲劳查曲线1，滚子套筒冲击疲劳查曲线2。    根据式（89）求出所需传递的功率，再由图814查出合适的链号和链节距。表86  小链轮齿数系数kzz191011121314151617kz0.4460.5000.5540.6090.6640

26、.7190.7750.8310.887k¢z0.3260.3820.4410.5020.5660.6330.7010.7730.846z1192123252729313335kz1.001.111.231.341.461.581.701.821.93k¢z1.001.161.331.511.691.892.082.292.50表87  多排链系数kp排数123456kp11.72.53.34.04.6图8-16  链长系数2传动比i链传动的传动比一般应小于6，在低速和外廓尺寸不受限制的地方允许到10，推荐i=23.5。传动比过大将使链在小链轮上的包角过小

27、，因而使同时啮合的齿数少，这将加速链条和轮齿的磨损，并使传动外廓尺寸增大。3链轮齿数z链轮齿数不宜过多或过少。齿数太少时，1）增加传动的不均匀性和动载荷；2）增加链节间的相对转角，从而增大功率消耗；3）增加链的工作拉力（当小链轮转速n1、转矩t1和节距p一定时，齿数少时链轮直径小，链的工作拉力增加），从而加速链和链轮的损坏。但链轮的齿数太多，除增大传动尺寸和重量外，还会因磨损而实际节距增长后发生跳齿或脱链现象机率增加，从而缩短链的使用寿命。通常限定最大齿数 120。从提高传动均匀性和减少动载荷考虑，建议在动力传动中，滚子链的小链轮齿数按表88选取。表88  滚子链小链轮齿数z1链速v

28、(m/s0.6338>8z1172125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=9。4链节数lp和链轮中心距a 在传动比i¹1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。 &

29、#160;                 当i3时                     当i3时  式中  da1、da2两链轮齿顶圆直径。链的长度常用链节数lp表示，lpl/p，l为链长。链节数的计算公式为 &#

30、160;                                                  &

31、#160;  (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=

32、(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

33、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

34、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

35、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

36、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。

37、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 v 7m /s 时， 如润滑条件不良取 (0.15 0.3) p 0 ；当 v 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82，k z 是小链轮的齿数系数，见图8

38、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，

39、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

40、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 84) 。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 < 2m s) 且载荷平稳、传动外廓尺寸不受限制时， 允许 i 10 。 表84 齿数推荐值传动比 i 1 2 3 4 5 6 >6 齿数 z 1 3127 25 23 21 17 17 当 z 1 确定后，