《机械设计基础1》-第9章

9.1带传动的类型及其应用一、带传动的组成带传动通常由主动轮1、从动轮2和张紧在两轮上的传动带3组成,如图9-1所示。当驱动力矩使主动轮转动时,由于带和带轮间的摩擦力(或啮合)作用,拖动从动轮一起转动,从而传递运动和动力。二、带传动的特点由于带传动是通过具有弹性中间挠性件(带)的摩擦传动,因此它具有下列特点。(1)带传动的主要优点:适用于中心距较大的两轴间的传动;传动带具有良好的弹性,能缓和冲击,吸收震动,传动平稳,噪声小;过载时,带和带轮间会发生打滑,可防止其他零件损坏,起安全保护作用;带传动结构简单,制造、安装容易,维护方便,成本低。下一页返回9.1带传动的类型及其应用

(2)带传动的主要缺点:带传动的外廓尺寸较大;由于带的弹性滑动,其瞬时传动比不准确,不能用于要求传动比精确的场合;带传动需要张紧,对轴和轴承的压力较大;传动效率低,带的寿命较短;带传动中摩擦会产生电火花,不宜用于易燃、易爆等场合。带传动多用于要求传动平稳、传动比无严格要求、中小功率的远距离传动场合。一般带传动的传动功率P≤50kW,带速5~25m/s,传动比i≤7。三、带传动的主要几何参数带传动的主要几何参数有中心距a、带轮直径d1、d2、带长L和包角α。如图9-2所示,两带轮轴线间的距离a称为中心距,带与带轮接触弧所对的中心角α称为包角。对于带传动,主要参数间有如下几何关系。上一页下一页返回9.1带传动的类型及其应用

(1)带轮上的包角(2)带长上一页下一页返回9.1带传动的类型及其应用

(3)中心距四、带传动的类型常见的带传动有平带传动,如图9-3(a)所示;V带传动,如图9-3(b)所示;多楔带传动,如图9-3(c)所示;同步带传动,如图9-3(d)所示。上一页下一页返回9.1带传动的类型及其应用

平带的横截面为扁平矩形,其工作面是与轮面相接触的内表面。平带传动结构简单,带挠性好,适用于中心距较大和传动比较小的场合。常用的有帆布芯平带、编织平带(棉织、毛织和缝合棉布带)、锦纶片复合平带等,其中,以帆布芯平带应用最广,其规格可查阅国家标准或手册。V带的横截面为等腰梯形,其工作面是与轮槽相接触的两侧面。根据槽面摩擦原理,在同样张紧力下,V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力,故具有更大的牵引能力。在传递同样功率的情况下,V带传动的结构更为紧凑。另外,V带多已标准化并大量生产,因而V带传动的应用比平带传动广泛。圆带的横截面为圆形,通常用皮革或合成纤维制成,牵引能力小,只用于小功率传动,如仪器、缝纫机等。上一页下一页返回9.1带传动的类型及其应用

多楔带是以平带为基体、内表面具有等距纵向楔的环形传动带,其工作面为楔的侧面。多楔带兼有平带和V带的优点:柔性好,摩擦力大,能传递的功率大,并解决了多根V带长短不一而使各带受力不均匀的问题。它主要用于传动功率较大而结构要求紧凑的场合。同步带传动是具有中间挠性体的啮合型带传动。带的内周有一定形状的等距横向齿,与带轮上相应的齿槽啮合。同步带通常以钢丝或玻璃纤维为抗拉体,聚氨酯或氯丁橡胶为基体制成。由于抗拉体受载后变形很小,对带的节距影响很小,不影响齿与齿槽的啮合,故带和带轮面间无滑动。正是由于带与带轮无相对滑动,能保持两轮的圆周速度同步,故称为同步带传动。上一页下一页返回9.1带传动的类型及其应用

同步带传动的传动比恒定,结构紧凑,线速度可达50m/s,传动功率可达100kW,传递效率高,约为98%,因而应用日益广泛。但带和带轮的价格、制造和安装等要求较高。它主要用于要求传动比准确的中小功率传动场合,如放映机、录音机、磨床、纺织机械等。本章主要讨论机械中应用最广泛的V带传动。上一页返回9.2带传动的工作情况分析一、带传动的受力分析为了保证带传动正常工作,传动带必须以一定的张紧力套在带轮上。带在工作前,带的两边受相同的初始拉力F0,如图9-4(a)所示。工作时,主动轮对带的摩擦力Ff与带的运动方向一致;从动轮对带的摩擦力与带运动的方向相反,如图9-4(b)。由于摩擦力的作用使带轮两边带中的拉力不再相等,带绕入主动轮的一边被拉紧,称为紧边,其拉力由F0增大至F1,带绕入从动轮的一边被放松,称为松边,其拉力由F0减小为F2。设环形传动带的总长度不变,则紧边拉力的增加量F1-F0等于松边拉力的减少量F0-F2,即下一页返回9.2带传动的工作情况分析

紧边拉力与松边拉力之差F称为带传动的有效拉力,即带所传递的圆周力。即由式(9-5)、(9-6)可得上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

带所传递功率P(kW)、带速v(m/s)和带传动的有效拉力F之间的关系为若带速v不变,则带传动所传递的功率取决于带与带轮间的摩擦力Ff。当Ff达到极限Fflim时,带的紧边拉力F1与松边拉力F2的关系可用柔韧体摩擦欧拉公式表示为上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

式中:e为自然对数的底;f为带与带轮间的摩擦因数(对于V带传动,当量摩擦因素fV=f/sin(θ/2);α1为带在小带轮上的包角,rad。由式(9-7)、(9-9)可得上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

带在正常传动情况下,必须使有效圆周力F<Fflim。由式(9-10)可知,最大有效拉力Fflim与下列因素有关。1.初始拉力F0最大有效拉力Fflim与初始拉力F0成正比,F0愈大,带与带轮之间的正压力就愈大,传动时的摩擦力就愈大。若F0过小,带的传动能力不能充分发挥,容易发生打滑现象;但F0过大,带的弹性和寿命降低,轴和轴承受力也大。2.小带轮上的包角α1带轮上的包角α1增大,带与带轮的接触弧度增大,带与带轮接触弧间的摩擦力总和增加,传动能力提高。上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

3.摩擦因数f摩擦因数f与带和带轮材料、表面状况、工作环境等条件有关。摩擦因数f愈大,带传动时产生的摩擦力总和就愈大,从而提高了传动能力。二、带传动的应力分析带传动时,带内将产生拉应力、弯曲应力和离心拉应力。1.由拉力产生的拉应力σ紧边拉应力上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

松边拉应力式中:A为带的横截面积,mm2;F1、F2分别为紧、松边拉力,N;σ1、σ2分别为紧、松边拉应力,MPa。2.弯曲应力带绕过带轮时,由于弯曲而产生弯曲应力。根据材料力学公式得V带的弯曲应力为上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

式中:E为带的弹性模量,MPa;y为带的中性层到最外层的距离,mm;dd为带轮的基准直径,mm。由式(9-14)可知,带轮基准直径愈小,带愈厚时,带的弯曲应力愈大。为了避免弯曲应力过大,每种型号的V带都规定了相应的最小带轮基准直径,见表9-1。3.离心拉应力当带沿带轮轮缘做圆周运动时,带上每一质点都受到离心力作用,在带的横截面上所产生的离心拉应力为上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

式中:Fc为离心拉力,N;q为带的线密度,kg/m,见表9-2;v为带速,m/s。图9-5为带传动工作时的应力分布。由图可知,带是在变应力状态下工作的,即带每绕两带轮循环1周时,作用在带上某点的应力是变化的。最大应力发生在紧边与小轮的接触处。此时,带中的最大应力为当应力循环次数达到一定数值后,将使带产生疲劳破坏。为了保证带具有足够的疲劳寿命,设计时应使最大应力小于许用应力,即σmax≤[σ]。上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

三、带的弹性滑动与打滑传动带是弹性体,在力的作用下会产生弹性变形。带由紧边绕过主动轮进入松边时,由于拉力的减小,其弹性伸长量也相应地减小,使得带在带轮接触面上发生局部微量的向后滑动,造成带的速度落后于主动轮的圆周速度。这种由于带的弹性变形而引起带与带轮间局部相对滑动现象称为弹性滑动。同样地,弹性滑动也存在于带与从动轮接触面间,带由松边进入紧边时,拉力增加,带逐渐伸长,使得带的速度超前于从动轮的圆周速度。弹性滑动在带传动中是不可避免的。因为带传动工作时,要传递圆周力,带的两边拉力必然不等,产生的弹性变形量也不同,所以必然会发生弹性滑动。上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

带传动的载荷增大时,有效拉力F相应增大。当带传动的有效拉力F达到,甚至超过带与带轮之间的摩擦力总和的极限值时,带与带轮间将发生显著的相对滑动,即产生打滑。打滑将会使带的磨损加剧、传动效率降低等,甚至使传动失效,这种情况应该避免。弹性滑动除了造成带传动的功率损失、传动效率降低以及带的磨损增加外,还会引起从动轮圆周速度下降,使传动比不准确。带的弹性滑动引起的从动轮圆周速度相对降低量称为滑动率ε,即上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

式中:v1、v2分别为主、从动轮的圆周速度,m/s;dd1、dd2分别为主、从动轮的基准直径,mm;n1、n2分别为主、从动轮的转速,r/min。带传动的实际传动比为上一页下一页返回9.2带传动的工作情况分析

在一般传动中,因带传动的滑动率很小(ε=1%~2%),故可忽略不计,而传动比为上一页返回9.3普通V带传动的设计计算一、带传动的失效形式和设计准则1.主要失效形式(1)打滑当传递的圆周力F超过了带与带轮之间摩擦力总和的极限时,将发生过载打滑,使传动失效。(2)带的疲劳破坏在变应力的反复作用下,传动带将发生撕裂、脱层,甚至断裂。2.设计准则带传动的设计准则是:保证带在传动时不打滑,同时具有一定的疲劳强度和寿命。下一页返回9.3普通V带传动的设计计算二、单根普通V带的基本额定功率根据带传动的设计准则,为了满足不打滑的条件,带传动传递的额定功率P0应满足为了满足疲劳强度条件,带传动应满足上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算式中:[σ]为带的许用拉应力,[σ]值是在包角α=180°、特定带长、平稳工作条件下由实验确定的。根据式(9-20)和式(9-21),可得单根V带既不打滑又具有足够疲劳强度时所允许传递的功率为上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算三、V带传动的设计计算和参数选择设计普通V带传动时,通常已知传动用途、工作条件、传递功率、带轮的转速(或传动比)以及外廓尺寸要求等。设计时主要确定V带的型号、长度和根数、传动的中心距、带轮的尺寸、结构和材料、带的初始拉力F0和作用在轴上的压力等。带传动的设计步骤如下。1.确定计算功率Pc,选择V带型号式中:P为要求传递的功率,kW;KA为工况系数,见表9-4。上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算根据计算功率Pc和小带轮转速n1,由图9-6初步选择普通V带的型号。如临近两种型号的交界线处时,可对这两种型号同时进行计算,通过分析比较择优选定。2.确定带轮的基准直径dd1、dd2当其他条件不变时,带轮基准直径越小,传动机构尺寸越紧凑,但带的弯曲应力越大,将导致带的疲劳强度和传动效率降低。因此,带轮基准直径不宜过小,应使dd1≥ddmin,并取标准直径(见表9-1)。大带轮基准直径可由式(9-24)确定,并按表9-1所示的基准直径系列圆整。上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算一般情况下可忽略滑动率的影响,则有3.验算带速v带速的计算式为上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算一般带速v在5~25m/s范围内。当传递功率一定时,增大带速,可减小有效拉力,并可减少带的使用根数。但带速v太高则离心力增大,使带和带轮间的正压力减小,传动能力下降。当带速要求过高或过低时,可调整小带轮的直径或转速。4.确定中心距a和普通V带的基准长度Ld传动中心距小,传动机构结构紧凑,但单位时间内带绕过带轮的次数增多,从而降低了带的寿命。传动中心距过大,传动结构尺寸增大,且由于载荷变化引起带的颤动,使工作不稳定。设计时应按具体情况参考式(9-27)初步确定中心距a0。上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算中心距a0确定后,可根据式(9-28)确定带的初定基准长度L0。根据带的初定基准长度L0,由表9-5选取相近的基准长度Ld。最后根据式(9-29)近似计算实际所需的中心距a。考虑带传动的安装调整和补偿张紧力的需要,中心距应留出±0.03Ld的调整余量。上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算5.验算小带轮的包角α1带传动的包角的大小直接影响传动的工作能力,包角减小,传动能力降低,易发生打滑现象。一般情况下,小带轮的包角α1较小,打滑总发生在小带轮上。因此,需要验算小带轮的包角α1。按式(9-30)计算小带轮的包角α1,要求α1≥90°~120°。若不满足,应增大中心距或增设张紧轮。上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算6.确定V带的根数z普通V带的根数z可按式(9-31)计算。式中:P0为单根普通V带的基本额定功率,kW;ΔP0为传动比i≠1时单根普通V带额定功率的增量,kW;Kα为包角修正系数,考虑α1≠180°时对传动能力的影响;KL为带长修正系数,考虑带长不等于特定长度时对寿命的影响。上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算普通V带的根数z应根据计算值圆整,带的根数不宜过多,一般zmax≤10。若计算出的根数过多,应增大带的型号或小带轮的直径,然后重新设计。7.确定初始拉力F0并计算作用在轴上的压力FQ初始拉力F0过小,极限摩擦力小,带传动的传动能力小,易出现打滑。初始拉力F0过大,带对轴和轴承的压力增大,降低了带的寿命。因此,对于V带传动,既能保证带传动的传动功率,又能保证带寿命的单根V带所需的初始拉力F0可按式(9-32)计算。式中:各符号的意义及单位同前。上一页下一页返回9.3普通V带传动的设计计算为设计轴和轴承,如图9-7所示,应计算出带作用在轴上的压力FQ,FQ可近似地按带两边的初始拉力F0的合力计算,即上一页返回9.4链传动的特点和应用一、链传动的组成链传动(图9-8)是由安装在两平行轴上的主动链轮1、从动链轮2以及绕在链轮上的环形链条3组成,以链条作为中间挠性构件,靠链条与链轮轮齿的啮合来传递运动和动力。二、链传动的特点和应用与带传动相比,链传动的特点有:没有弹性滑动和打滑现象,能保证准确的平均传动比;需要的张紧力小,作用在轴上的压力也较小;传动尺寸相同时,传动能力大;传动效率高,可达0.98;能在恶劣的环境(如高温、灰尘多、有油污等)下工作;但链传动工作中有冲击、噪声较大,不如带传动平稳。下一页返回9.4链传动的特点和应用与齿轮传动相比,链传动的特点有:容易安装,成本低廉,中心距较大时其传动结构简单;但链传动的瞬时链速和瞬时传动比不是常数,磨损后容易发生跳齿现象,不适用于在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。目前,链传动广泛用于矿山、农业、石油、运输、起重、冶金机械以及摩托车中。通常,链传动的传动比i≤8,中心距a≤5~6m,传递功率P≤100kW,链速v≤15m/s,传动效率η=0.95~0.98。三、链条链的种类很多,按用途不同,链可分为传动链、起重链和牵引链。一般机械传动中,常用传动链。传动链按结构分,主要有滚子链和齿形链,其中滚子链应用最广。本节主要讲述滚子链。上一页下一页返回9.4链传动的特点和应用

滚子链(图9-9)是由外链板1、内链板2、销轴3、套筒4和滚子5组成。内链板与套筒、外链板与销轴之间均为过盈配合;套筒与销轴、滚子与套筒之间均为间隙配合,这样内外链节就构成了铰链。当链条啮入和啮出时,内外链板作相对转动,同时滚子沿链轮轮齿转动,以减少链条与轮齿的磨损。内外链板做成“8”字形,以减轻重量和运动时的惯性力并保持链板各截面上的抗拉强度大致相等。组成链条的各零件由碳素钢或合金钢制成,并经热处理,以提高其强度、耐磨性和耐冲击性。上一页下一页返回9.4链传动的特点和应用

滚子链上相邻两滚子中心的距离称为链节距,用p表示,它是链条的主要参数。节距p越大,链条各零件的尺寸越大,所能承受的载荷也越大。滚子链可制成单排链和多排链(p1为排距),如图9-10所示。当传递大功率时,可采用双排链或多排链。多排链的承载能力与排数成正比,排数越多,承载能力越大。但由于制造和装配精度的影响,使得各排链受力不均匀,故排数不宜过多。滚子链已标准化,分为A、B系列,最常用的是A系列。表9-8列出了几种常用的A系列滚子链的主要参数。设计时,要根据载荷大小和工作条件等选用适当的链条型号,确定链传动的几何尺寸及链轮的结构尺寸。上一页下一页返回9.4链传动的特点和应用

滚子链的长度以链节数来表示。链节数最好取偶数,以便链条连成环形时正好是外链板和内链板相接,接头处可用弹簧夹或开口销锁紧,如图9-11(a)、(b)所示。当节数为奇数时,则需采用过渡链节(图9-11(c))。当链条受拉时,过渡链节要承受附加的弯曲载荷,使其强度降低。因此,链条应尽量避免采用奇数链节。按照GB/T1243—2006的规定,滚子链的标记为“链号—排数×链节数标准号”。例如,10A—1×86GB/T1243—2006表示:节距为15.87mm,单排,86节的A系列滚子链。上一页下一页返回9.4链传动的特点和应用

四、链轮链轮有整体式、孔板式、组合式等结构形式(见图9-12),小直径链轮可制成实心式;中等直径的链轮可制成孔板式;大直径链轮,为了便于更换磨损后的齿圈,常采用组合式结构,齿圈和轮毂可用焊接或螺栓连接。链轮的齿廓形状对传动质量有重要的影响。轮齿的齿形应保证链节能平稳地进入和退出啮合,受力良好,不易脱链,便于加工。滚子链链轮的齿形已经标准化(GB/T1243—2006)。目前常采用三圆弧一直线齿形(见图9-13),其端面齿形由3段圆弧以及一直线组成。上一页下一页返回9.4链传动的特点和应用

国家标准已规定了滚子链链轮齿槽的齿面圆弧半径r3、齿沟圆弧半径r1和齿沟角α的最大和最小值,实际齿槽形状在最大、最小范围内都可以用,因而链轮齿廓曲线的设计有很大的灵活性。齿形用标准刀具加工时,在链轮工作图上不必画出端面齿形,只需在图上注明“齿形按3RGB/T1243—2006规定制造”。滚子链链轮轴面齿形的几何尺寸可查阅有关手册。链轮上被链条节距等分的圆称为分度圆,其直径用d表示。若已知节距p和齿数z,则链轮的分度圆直径d、齿顶圆直径da以及齿根圆直径df的计算式为分度圆直径上一页下一页返回9.4链传动的特点和应用

齿顶圆直径齿根圆直径式中:dt为链的滚子外径。上一页下一页返回9.4链传动的特点和应用

链轮常用材料有碳素钢(如Q235、Q275、45、ZG310-570等)、灰铸铁(如HT200)、合金钢(如20Cr、40Cr)等。链轮齿应具有足够的接触强度和耐磨性,故齿面多经热处理。小链轮的啮合次数比大链轮多,所受冲击力也大,故所用材料和热处理要求比大链轮高。上一页返回9.5链传动的运动不均匀性链条和链轮啮合,相当于链条折绕在边长为节距p、边数为链轮齿数z的正多边形上(图9-14)。链轮每转1周,链条移动的距离为zp,则链的平均速度和平均传动比分别为下一页返回9.5链传动的运动不均匀性式中:z1、z2分别为主、从动链轮的齿数;n1、n2分别为主、从动链轮的转速,r/min。实际上,由于链轮相当于多边形,即使主动链轮的角速度以等角速度转动时,瞬时链的速度(以下简称链速)和瞬时传动比都是变化的,而且在每一链节的啮合过程中均作周期性的变化。如图9-14所示,为了便于分析,设链条的紧边在传动时始终处于水平位置。当某链节的销轴中心位于β1角时,其销轴中心A随链轮以角速度ω1作等速圆周运动,其圆周速度vA为上一页下一页返回9.5链传动的运动不均匀性vA可分解为在水平方向的分速度v和垂直方向的分速度v′,即上一页下一页返回9.5链传动的运动不均匀性同理,链条在垂直方向的分速度v′也作周期性变化,从而使链条在传动过程中上下抖动。这种链速v时快时慢,v′忽上忽下的变化现象,称为链传动的“多边形效应”。因而传动不平稳,链条产生周期性的振动。从动链轮上链节所对应的中心角则β2的变化范围由于链速v不等于常数和β2的不断变化,因此从动链轮的角速度也是不断变化的,导致链传动的瞬时传动比不恒定。只有当主、从动链轮的齿数相等、且传动的中心距为节距p的整数倍时,ω2和i才具有恒定值。上一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择一、滚子链传动的失效形式链传动主要是由链条和链轮组成,链轮的寿命一般为链条寿命的2~3倍以上。因此,在链传动的设计计算中以防止链条失效作为设计依据。常见的滚子链的失效形式主要有以下几种。1.链板的疲劳破坏链条在传动时,周而复始地由松边到紧边不断地运动着,链条承受着变应力的作用,经过一定的循环次数,链板会发生疲劳破坏。在正常润滑条件下,链板的疲劳强度是限定链传动承载能力的主要因素。下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择2.链条铰链的磨损链子传动过程中,销轴与套筒的工作表面间的相对滑动引起铰链磨损,导致链节伸长,容易引起跳齿和脱链,降低链传动的使用寿命。3.链条的冲击疲劳破坏链节与链轮啮合传动时,滚子与链轮间产生冲击,高速时冲击载荷较大,套筒与滚子表面发生冲击疲劳破坏。4.链条铰链的胶合当润滑不当或链轮转速过高时,销轴和套筒的工作表面在很高的温度和压力下直接接触,从而导致胶合。胶合在一定程度上限制了链传动的极限转速。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择5.链条的静力拉断在低速(v<6m/s)重载或瞬时严重过载时,载荷超过链条的静强度极限时,链条就会被拉断。二、滚子链传动的额定功率链传动有多种失效形式,各种失效形式都在一定条件下限制了它的承载能力。因此,在选择链条的型号时,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。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择图9-15是通过试验作出的单排滚子链的极限功率曲线。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;曲线2是链板疲劳强度限定的极限功率曲线;曲线3是套筒、滚子冲击疲劳强度限定的极限功率曲线;曲线4是铰链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)。若润滑不良或恶劣工作条件下,磨损将很严重,其极限功率大幅度下降,如图9-15中虚线5所示。图9-16为单排A系列滚子链的额定功率曲线。它是在下列特定条件下制定:①单排链水平布置,两链轮共面;②小链轮齿数z1=19,链节数100;③载荷平稳;④按推荐的方式润滑;⑤使用寿命15000h;⑥链条因磨损而引起的相对伸长量不超过3%。根据小链轮转速,在图9-16上可查出各种规格的单排A系列滚子链所能传递的额定功率。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择若润滑不良或不能按推荐的方式润滑,则应根据链速v的不同,将图9-16中的p0值降低。当链速v≤1.5m/s时,降低到50%;当1.5m/s≤v≤7m/s时,降低到25%;当v>7m/s、润滑又不当时,则不宜采用链传动。三、滚子链传动的设计链传动在不同的工作条件下,具有不同的失效形式,因而设计计算方法不同。对于链速v≥0.6m/s的链传动,一般按功率曲线设计计算;对于链速v<0.6m/s的链传动,按静强度设计计算。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择链传动设计的已知条件一般有:传递的功率p,主、从动链轮的转速n1、n2(或传动比i),载荷性质,原动机种类以及使用场合等。设计的主要内容是确定链轮齿数、链号、链节数、排数、传动中心距以及链轮的结构尺寸等。设计步骤如下。1.v≥0.6m/s一般链传动的设计计算和主要参数选择(1)确定链轮齿数z1、z2小链轮齿数z1对链传动比的平稳性和使用寿命有很大的影响。由链传动的运动特性可知,小链轮齿数越少,会使链轮传动的不均匀性和动载荷增加,链条进入和退出啮合时,链节间的相对转角增大,铰链磨损加快。显然,增加小链轮齿数对传动是有利的。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择但z1选取太大,会造成链轮尺寸过大,而且当链条磨损后,容易引起脱链现象,同样会缩短链条的寿命。因此,链轮齿数要选择适当,不宜过多或过少。滚子链传动的小链轮齿数z1应根据链速和传动比i,由表9-9进行选取,然后按z2=iz1,选取大链轮的齿数,并控制z2≤120。此外,由于链节数常为偶数,为考虑磨损均匀,链轮齿数一般应取与链节数互为节数的奇数。小链轮齿数选择如表9-9所示。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择(2)确定链的节距p和排数节距p是决定链的工作能力、链及链轮尺寸的主要参数。链的节距p越大,承载能力越高,但链和链轮的尺寸越大,传动的不均匀性、附加动载荷、冲击和噪声也越严重。因此,在满足传递功率的前提下,尽可能选用较小的节距,高速、大功率传动时可选用小节距的多排链。设计时,先根据链的额定功率P0及小链轮的转速n1从图9-16中选取传动链的型号,根据链条的型号从表9-8查出合适的链节和排数。图9-16中的曲线是在特定条件下试验得到的,若实际选用参数与上述特定条件不同,则需要引入一系列相应的修正系数对图中的额定功率P0进行修正。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择单排链传动的额定功率应按式(9-42)确定,即式中:P0为单排链的额定功率,kW;P为链传动传递的功率,kW;KA为工作情况系数;Kz为小链轮的齿数系数,当工作点位于图9-16某功率曲线顶点左侧时(属于链板疲劳),查表中Kz;当工作点位于图9-16某功率曲线顶点右侧时(属于套筒、滚子冲击疲劳),查表中K′z;上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择KL为链长系数(见图9-17),链板疲劳查见图中曲线1,套筒、滚子冲击疲劳查见图中曲线2;当失效形式无法预先估计时,按曲线1、2中的小值决定。KP为多排链系数。(3)确定链传动中心距a和链节数Lp链传动中心距对链传动的工作性能有较大的影响。中心距小,传动装置的结构紧凑,但中心距过小,则单位时间内链条绕过链轮的次数增多,加剧链条的磨损;中心距过大,外廓尺寸大,则易使链条抖动,传动的平稳性降低。设计时,一般初取中心距a0=(30~50)p,最大中心距a0

max=80p。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择链条长度L=Lpp,其中链节数p为标准值,因此,链条长度以链节数Lp来表示。由于链传动和带传动相似,可按带传动中的带长的计算方法计算,则链节数的计算式为计算出的Lp应圆整为整数,且最好取偶数。然后,根据式(9-41)计算出实际中心距上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择(4)计算作用在轴上的压力FQ链传动是啮合传动,无须很大的张紧力,因此,作用在链轮轴上的压力也较小。链作用在轴上的压力FQ可近似取为式中:F为链的紧边工作拉力;有冲击和振动时,FQ取最大值。上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择2.低速链传动的设计计算对于链速v≤0.6m/s的低速链传动,其失效形式主要是链条因静强度不足而被拉断,故应按抗拉静强度条件进行计算。根据已知的传动条件,由图9-16初选链条的型号,然后进行静强度校核,静强度安全系数S应满足式中:S为静强度计算的安全系数;上一页下一页返回9.6链传动的设计计算与主要参数选择Flim为单排链条的最低破坏载荷,N,查表9-8;n为链的排数;F为链的紧边工作拉力,N;[S]为许用静强度安全系数,通常取[S]=4~8。上一页返回9.7链传动的布置、张紧和润滑一、链传动的布置表9-13列出了几种链传动的布置方式。二、链传动的张紧链传动张紧主要是为了避免链条的垂度过大而引起啮合不良和链条松边的振动和跳齿现象;