机械基础带传动和链传动

1、第13章 带传动和链传动13-1 带传动的类型和应用13-2 带传动的受力分析13-3 带的应力分析13-4 带传动的弹性滑动和传动比13-5 普通V带传动的计算13-6 V带轮的结构13-7 同步带传动简介13-8 链传动的特点和应用13-9 链 条 和 链 轮13-10 链传动的运动分析和受力分析13-11 链传动的主要参数及其选择13-12 滚子链传动的计算13-13 链传动的润滑和布置13-1 带传动的类型和应用v组成组成 带传动是由固联于主动轴上的主动带轮1，固联于从动轴上的从动带轮2和张紧在两带轮上的封闭环形带3 所组成(图13-1)。当原动机驱动主动带轮回转时，由于带和带轮间的摩

2、擦(或啮合)，便拖动从动带轮一起回转，并传递一定的运动和动力。v 带的类型带的类型 根据传动原理不同，带传动可分为摩擦摩擦型型和啮合型啮合型(如图13-2e)两大类。u根据带的截面形状，可分为平带传动平带传动、V V带传动带传动、圆形带传动圆形带传动、多楔多楔带传动带传动和同步带传动同步带传动等。图13-2 带传动的主要类型u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； 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，而V带与轮槽槽底并不接触。由子轮槽的楔形效应，初拉力相同时，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力，故具有较大的牵引能力。u多楔带以其扁平部分为基体，下面有几条

3、等距纵向槽，其工作面是楔的侧面(图c)。这种带兼有平带的弯曲应力小和V带的摩擦力大等优点，常用于传递动力较大而又要求结构紧凑的场合。圆带的牵引能力小，常用于仪器和家用器械中。u带传动多用于两轴平行，且回转方向相同的场合。这种传动亦称为开开口传动口传动。如图13-3所示，当带的张紧力为规定值时，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称为包角。包角是带传动的一个重要参数。u根据图示几何关系，包角 和带长L可计算如下： =2u因较小，以sinu式中“+”用于大带轮包角2 ， “-”用于小带轮包角1 ，即：add212代入上式得1)(13357180rad21212.addadd或

4、1a)(13357180357180122121.add.addu带长u已知带长时，由上式可得中心距2)(134)()(2221221addddaL) 313()(8)(2)(28121222121ddddLddLav带张紧的原因带张紧的原因 带传动须保持在一定的张紧力状态下工作，长期张紧会使带产生永久变形而松弛，导致张紧力减小，传动能力下降，因此带传动要控制和及时地调整张紧力。v常用的控制和调整张紧力的方法常用的控制和调整张紧力的方法是：调节中心距。水平或接近水平的布置时用调节螺钉调节螺钉1使装有带轮的电动机沿滑轨2移动(图13-4a)。u垂直或接近垂直的布置时用螺杆及调节螺母螺杆及调节螺母

5、1使电动机绕小轴2摆动(图b) 。u若中心距不能调节时中心距不能调节时，可采用具有张紧轮张紧轮的传动(图c),它靠重锤1将张紧轮2压在带上，以保持带的张紧。u带传动的优点：带传动的优点： 适用于中心距较大的；传动带具有良好的弹性，能缓冲吸振，尤其是V带没有接头，传动较平稳，噪声小；过载时带在带轮上打滑，可以防止其它器件损坏；结构简单，制造和维护方便，成本低。u带传动的缺点带传动的缺点： 传动的外廓尺寸较大；由于需要张紧，使轴上受力较大；工作中有弹性滑动，不能准确地保持主动轴和从动轴的转速比关系；带的寿命短；传动效率降低；带传动可能因摩擦起电，产生火花，故不能用于易燃易爆的场合。13-2 带传动

6、的受力分析u安装带传动时，传动带以一定的张紧力F0紧套在两轮上。由于F0作用，带和带轮的接触面就产生了正压力。带传动不工作时，传动带两边的拉力相等，都等于F0(图13-5a)u带传动工作时(图b)，在带与带轮的接触面间便产生了摩擦力Ff ，由于摩擦力的存在，传动带两边的拉力相应发生了变化，带绕上主动轮的一边被拉紧，称为紧边紧边，其拉力由F0增加到F1；带绕上从动轮的一边被放松，称为松边松边，其拉力由F0减少到F2。u如果近似的认为带的总长度不变，则带紧边拉力的增加量F1-F0应等于松边拉力的减少量F0-F2 ，即u带两边拉力之差称为带传动的有效拉力(带轮接触面上各点摩擦力的总和Ff )，也就是

7、带所传递的圆周力F。即 F=F1-F2 (13-5) )413()(21210FFFu圆周力F(N)、带速v(m/s)和传递功率P(kW)之间的关系为)613(1000FvPu将式(13-4)代入式(13-5)，可得220201FFFFFFv分析分析 由上式可知，带的两边拉力F1和F2的大小，取决于张紧力F0和带传动的有效拉力F。而由式(136)可知，在带的传动能力范围内，F的大小和传动功率P及带的速度v有关。当传动功率增大时，带的两边拉力的差值F = F1F2也要相应的增大。带的两边拉力的这种变化，实际上反映了带和带轮接触面上摩擦力的变化。u当其它条件不变且张紧力F0一定时，这个摩擦力有一极

8、限值(临界值)。当带有打滑趋势时，这个摩擦力正好达到极限值，带传动的有效拉力F 也就达到了最大值Fmax 。如果再进一步增大带传动的工作载荷，就会出现打滑打滑。打滑打滑是带所需传递的圆周力超过带与轮面间的极限摩擦力总和时，带与带轮发生的显著的相对滑动现象。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速急剧降低，甚至使传动失效，应当避免。u由图13-6所示带的受力分析可导出带在即将打滑时紧边拉力F1与松边拉力F2的关系，挠性体摩擦的基本公式(欧拉公式 )：)713(21 feFFu联解F=F1-F2和上式得：u最大有效拉力最大有效拉力Fmax 与下列几个因素有关：与下列几个因素有关： 1)张紧力（初拉力）张紧

9、力（初拉力）F0 最大有效拉力Fmax与F0成正比。F0越大，带与带轮间的正压力越大，则传动时的最大摩擦力即最大有效拉力Fmax也越大。但F0过大时，将使带的磨损加剧，以致过快松弛，缩短了带的工作寿命。如F0过小，则带传动的工作能力得不到充分发挥，运转时带易发生跳动和打滑。)813(112)11 (111012121ffffffeeFeFFFFeFFeeFFv包角包角 最大有效拉力Fmax随包角的增大而增大。包角 越大，带和带轮的接触面上所能产生的总摩擦力就越大，传动能力也就越大。故带轮包角不宜过小，要加以限制。u因小轮包角l小于大轮包角2，故计算带传动所能传递的圆周力时，上式中应取1。 v

10、摩擦系数摩擦系数f 最大有效拉力Fmax随摩擦系数f的增大而增大。u如图13-7所示，V带传动与平带传动的初拉力相等(即带压向带轮的压力同为FQ)时，它们的法向力FN则不相同。u平带的极限摩擦力FNf=FQf，而V带的极限摩擦力为fFfFfFQQN2sinu显然，ff，故在相同条件下，V带能传递较大的功率。或者说，在相同功率下，V带传动的结构较为紧凑。u引用当量摩擦系数的概念，以f代替f，即可将式(13-7)和(13-8)应用于V带传动。u当带绕上带轮时，会受到离心力的作用。u因此：带工作时受的力有工作拉力、摩擦力以及带绕上带轮时的离心力。13-3 带的应力分析 u带传动工作时，带中应力由以下

11、三部分组成：v紧边和松边拉力产生的拉应力1.紧边拉应力v 松边拉应力MPa11AF MPa22AFv 离心力产生的拉应力v 如图13-8所示，当带绕过带轮时，在微弧段 dl上将产生离心力dFNc，此离心力使带中产生离心拉力 Fc=qv2(N)。u离心力只发生在带作圆周运动的部分，但由此引起的拉力却作用于带的全长。u故离心拉应力为MPa2Aqvcv 弯曲应力v 带绕过带轮时因弯曲变形而产生弯曲应力。V带中的弯曲应力如图13-9所示。MPa2dyEbv由上式可知，b与y 成正比，与d成反比。当y一定时，d越小，带的弯曲应力b就越大。故带绕在小带轮上时的弯曲应力b1大于绕在大带轮上时的弯曲应力b2

12、。v 由材料力学公式得带的弯曲应力u为了避免弯曲应力过大，应对带轮最小直径有一定的限制(对于V带带轮，其最小直径值见表13-7)。u图13-10所示为带的应力分布情况，各截面应力的大小用自该处引出的径向线(或垂直线)的长短来表示。最大应力发生在紧边与小轮的接触处。v由图可见，带是在变应力状态下工作的。当应力循环次数达到一定值后，将使带产生疲劳破坏。v实验表明，众所周知的疲劳曲线方程也适用于经受变应力的带，即mmaxN=C。 v最大应力可近似地表示为 max1+b1+cu设v为带速(m/s)、L为带长(rn)，则每秒钟内带绕行整周的次数(绕转频率)为v/L 。设带的寿命为T(h)，则应力循环总次

13、数为u式中 k为带轮数，一般k=2，即带每绕转一整周完成两个应力循环。 u 例13-1 一平带传动，传递功率P=15kw，带v=15m/s，带在小轮上的包角1=170(2.97rad)，带厚度=4.8 mm、宽度b=100mm，带的密度=110-3 kg/cm3，带与轮面间的摩擦系数f= 0.3。 试求： (1)传递的圆周力；(2)紧边、松边拉力；(3)离心力在带中引起的拉力；(4)所需的初拉力；(5)作用在轴上的压力。 LvkTN3600u解 (l)传递的圆周力(2)紧边、松边拉力v因N1000151510001000vPF44. 297. 23 . 0eefv由式(13-8)得N69414

14、4. 2100011N1694144. 244. 21000121fffeFFeeFF(3)离心力引起的拉力 这种平带每米长的质量 q=100b=100100.48110-3=0.48 kg/mu离心力引起的拉力 Fc=qv2=0.48152=108 N(4)所需的初拉力 由式(13-4) u带的离心力使带与轮面间的压力减小、传动能力降低，为了补偿这种影响，所需初拉力应为 )(21210FFFN130210826941694)(21210cFFFFv此结果表明，传递圆周力1000N时，为防止打滑所需的初拉力不得小于1302N。 (5)作用在轴上的压力 如图13-11所示，静止时轴上压力为N15

15、902170sin130222sin210FFQ13-4 带传动的弹性滑动和传动比u因为带是弹性体，受到拉力后要产生弹性变形。u设带的材料符合变形与应力成正比的规律，则紧边和松边的单位伸长量分别为u由于带在工作时，带两边的拉力不同，F1F2，因而12。AEF11和。AEF22v如图13-12所示，带绕过主动轮1时，带的拉力由F1逐渐减小到F2，产生弹性收缩，使带一边随主动轮绕进，一边又沿轮面向后滑动，故带的速度v低于主动轮的速度v1。u绕过从动轮2时，作用在带上的拉力又由F2增大到F1，带的弹性变形也逐渐增大，带将逐渐伸长，也会沿轮面滑动，使带一边随从动轮绕进，一边又相对于从动轮向前伸长，故带

16、的速度v高于从动轮的速度v2 。轮缘的箭头表示主、从动轮相对于带的滑动方向。u这种由于带的弹性变形而引起的带在带轮上的滑动称为弹性滑动。u注意带的弹性滑动和打滑是两个截然不同的概念。弹性滑动是由拉力差引起的，只要传递圆周力，出现紧边和松边，就一定会发生弹性滑动，所以是带传动工作时的固有特性，是不可避免的。而打滑是由于超载所引起的带在带轮上的全面滑动，是可以避免的。 u因弹性滑动的影响，将使从动轮的圆周速度v2低于主动轮圆周速度v1，其降低量可用滑动率滑动率来表示112211121%100ndndndvvvv由此得带的传动比为)913()1 (1221ddnniv由于滑动率不是一个固定值，随外载

17、荷大小的变化而变化，因而摩擦型带传动不能用于要求有准确传动比的地方。vV带传动的滑动率0.010.02，其值甚微，在一般计算中可不予考虑。 13-5 普通V带传动的计算 u带传动的主要失效形式主要失效形式是打滑和疲劳破坏，因此带传动的设计设计准则准则应为：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和使用寿命。uV带有普通V带、窄V带、宽V带、大楔角V带、联组V带、齿形V带、汽车V带等多种类型，其中普通V带应用最广。 一、V带的规格vV带由抗拉体、顶胶、底胶和包布组成，见图13-13。u抗拉体是承受负载拉力的主体，其上下的顶胶和底胶分别承受弯曲时的拉伸和压缩，外壳用橡胶帆布包围成型。抗拉体由

18、帘布或线绳组成，绳芯结构柔软易弯有利于提高寿命。抗拉体的材料可采用化学纤维或棉织物，前者的承载能力较高。 u如图13-14所示，当带受纵向弯曲时，在带中保持原长度不变的任一条周线称为节线；由全部节线构成的面称为节面。v 带的节面宽度称为节宽(bd)，当带受纵向弯曲时，节宽保持不变。u楔角为40、相对高度(h/bd)约为0.7的V带称为普通V带。普通V带已标准化，按其截型大小分为Y、Z、A、B、C、D、E七种，见表13-1，它们都被制造成无接头的环形带。v在V带轮上，与所配用V带的节宽bd相对应的带轮直径称为基准基准直径直径d 。 V带轮的最小基准直径dmin及基准直径系列见表13-7。uV带在

19、规定张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度(沿中性层量得的长度)称为基准长度基准长度Ld 。V带的公称长度以基准长度Ld表示。普通V带基准长度系列Ld及带长修正系数KL见表13-2。u楔角为40、相对高度(h/bd)约为0.9的V带称为窄V带。窄V带是用合成纤维绳作抗拉体的新型V带。与普通V带相比，当高度相同时，窄V带的宽度约缩小1/3，而承载能力可提高到l.52.5倍，适用于传递动力大而又要求传动装置紧凑的场合。 二、单根普通V带的许用功率u带在带轮上打滑或带发生疲劳损坏(脱层、撕裂或拉断)时，就不能传递动力。因此带传动的设计依据是保证带不打滑及具有一定的疲劳寿命。u为了保证带传动不出现打滑

20、，由式(13-8)，并以f代替f，可得单根普通V带能传递的功率 u为了使带具有一定的疲劳寿命，应使max=1+b+c=，即 1=- b-c (13-12)1113(100011100011110veAveFPffu将上式代入式(13-11)得带传动在既不打滑又有一定寿命时，单根普通V带能传递的功率 13)-(13kW100011(0AvePfcbv在载荷平稳、包角1=(即i=1)、带长Ld为特定长度、抗拉体为化学纤维绳芯结构的条件下，由式(13-13)求得单根普通V带所能传递的功率P0称为单根V带的基本额定功率，见表13-3。v实际工作条件与上述特定条件不同时，应对P0值加以修正。修正后即得实

21、际工作条件下，单根普通V带所能传递的功率，称为许用功率P0 P0=( P0+P0)KKL (13-14) u式中： uP0 功率增量，考虑传动比i1时，带在大轮上的弯曲应力较小，故在寿命相同条件下，可增大传递的功率。P0值见表13-4。uK包角修正系数，考虑1180时对传动能力的影响，见表13-5。 vKL带长修正系数，考虑带长不为特定长度时对传动能力的影响，见表13-2。 三、普通V带的型号和根数的确定 u设P为传动的额定功率(kW)，KA为工作情况系数，见表13-6，则计算功率为 Pc= KAPu根据计算功率Pc和小带轮转速n1，按图13-15的推荐选择普通V带的型号。若临近两种型号的交界

22、线时，可按两种型号同时计算，并分析比较决定取舍。V带根数按下式计算：)1513()(000LccKKPPPPPzvz应取整数。为了使每根V带受力均匀，V带根数不宜太多，通常z10。 四、主要参数的选择v带轮直径和带速u小轮的基准直径dl应大于或等于表13-7所示的dmin。著dl过小，则带的弯曲应力将过大而导致带的寿命降低；反之，虽能延长带的寿命，但带传动的外廓尺寸却随之增大。1.由式(13-9)得大轮的基准直径v d1、d2应符合带轮基准直径尺寸系列，见表13-7的注。v 带速)1 (1212dnndm/s10006011ndvu带速不宜过小，也不宜过大，一般应使v在 525 m/s的范围内

23、，最适宜的速度为1020 m/s 。u由P=Fv可知，传递同样的功率P时，若带速太低(如vFf时带就要打滑。若带速太高，又会因离心力太大而降低带与带轮间的正压力，从而降低摩擦力和传动的工作能力。此外，随着离心力的增大，离心拉应力也增大，使带的疲劳强度有所降低。所以带速v要适宜。v中心距、带长和包角 2.如果中心距未限定，可根据传动的结构需要初步确定中心距a0 ,一般取 0.7(d1 d2) a0 2(d1 d2)u选取a0后，根据式(13-2)初步计算所需带的基准长度L0u根据初定的L0在表13-2中选取相近的V带的基准长度Ld。再根据Ld确定带的实际中心距a。u由于V带传动中心距一般是可以调

24、整的，故可采用下列公式作近似计算021221004)()(22addddaLv考虑安装调整和补偿张紧力的需要，中心距变动范围为： (a0.015 Ld )(a0.03 Ld )1613(200LLaadu小轮包角由式(13-1)计算u一般应使1120，否则可加大中心距或增设张紧轮。v初拉力u保持适当的初拉力是带传动正常工作的首要条件。初拉力不足，会出现打滑；初拉力过大将增大轴和轴承上的压力，并降低带的寿命。 3.单根普通V带合宜的初拉力可按下式计算： 3 .57180121add17)-(13N15 . 250020qvKzvPFcn小结：小结：u设计带传动的原始数据是：设计带传动的原始数据是

25、：传动用途、载荷性质、传递的功率P 、带轮的转速n1、n2 (或传动比i12)以及对传动外廓尺寸的要求等。u设计内容包括设计内容包括：选择合理的传动参数，确定V带的型号、长度、根数和传动中心距，确定带轮的材料、结构和尺寸等。 u设计方法及步骤设计方法及步骤v确定计算功率Pc；v选择V带的型号；1)确定带轮的基准直径d1和d2;v验算带的速度；v求V带基准长度Ld和中心距a；v验算小带轮包角1；v求V带根数z；v确定带的初拉力F0；v求作用在带轮轴上的压力FQ；v带轮结构设计 。u带轮常用铸铁制造，有时也采用钢或非金属材料(塑料、木材)。铸铁带轮(HT150、HT200)允许的最大圆周速度为25

26、 m/s。速度更高时，可采用铸钢或钢板冲压后焊接。塑料带轮的重量轻、摩擦系数大，常用于机床中。u带轮直径较小时可采用实心式(图13-16a)；中等直径的带轮可采用腹板式(图13-16b)；直径大于350 mm时可采用轮辐式(图13-17)。图中列有经验公式可供带轮结构设计时参考。各种型号V带轮的轮缘宽B、轮毂孔径ds和轮毂长L的尺寸，可查阅GB1041289。 u普通V带轮轮缘的截面图及其各部尺寸见表13-8。 13-6 V带轮的结构u普通V带两侧面的夹角均为40，但在带轮上弯曲时，由于截面变形将使其夹角变小。为了使胶带仍能紧贴轮槽两侧，将V带轮槽角规定为32、34、36和38。 13-7 同

27、步带传动简介 u同步带是以钢丝为抗拉体，外面包覆聚氨脂或橡胶而组成。它是横截面为矩形、带面具有等距横向齿的环形传动带(图13-18)。带轮轮面也制成相应的齿形，工作时靠带齿与轮齿啮合传动。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。u它具有如下优点：传动比恒定；结构紧凑；效率较高，约为0.98；由于带薄而轻、抗拉体强度高，故带速可达40m/s，传动比可达10，传递功率可达200 kW；因而应用日益广泛。u它的缺点是：带及带轮价格较高，对制造、安装要求高。u当带在纵截面内弯曲时，在带中保持原长度不变的任意一条周线称为节线(图13-18)，节线长度为同步带的公称长度。在规定

28、的张紧力下，带的纵截面上相邻两齿对称中心线的直线距离称为带节距pb，它是同步带的一个主要参数。u链传动是由装在平行轴上的主、从动链轮和绕在链轮上的环形链条所组成(图13-19)，以链作中间挠性件，靠链与链轮轮齿的啮合来传递动力。u链传动的特点u优点：1)与带传动相比，链传动没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比；13-8 链传动的特点和应用 v 需要的张紧力小，作用在轴上的压力也小，可减少轴承的摩擦损失；v结构紧凑；能在温度较高、有油污等恶劣环境条件下工作。v与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低；v中心距较大时其传动结构简单。u链传动的主要缺点是：瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因

29、此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪声。u通常，链传动的传动比i8；中心距a56 m；传递功率P100 kW；圆周速度v15 m/s；传动效率约为 0.950.98。 一、链条u传递动力用的链条，按结构的不同主要有滚子链和齿形链两种。u滚子链是由内链板1、外链板2、销轴3、套筒4和滚子5所组成，也称为套筒滚子链。u其中内链板紧压在套筒两端，销轴与外链板铆牢，分别称为内、外链节。这样内外链节就构成一个铰链。滚子与套筒、套筒与销轴均为间隙配合。13-9 链 条 和 链 轮u当链条啮入和啮出时，内外链节作相对转动；同时，滚子沿链轮轮齿滚动，可减少链条与轮齿的磨损。内外链板均制成“8”字形，以减轻

30、重量并保持链板各横截面的强度大致相等。u链条的各零件由碳素钢或合金钢制成，并经热处理，以提高其强度和耐磨性。u 滚子链上相邻两滚子中心的距离称为链的节距，以p表示，它是链条的主要参数。节距越大，链条各零件的尺寸越大，所能传递的功率也越大。u滚子链可制成单排链(图13-20)和多排链，如双排链(图13-21，图中p t为排距)或三排链等。 u滚子链已标准化，分为A、B两种系列，常用的是A系列。表13-9列出几种A系列滚子链的主要参数。u链条长度以链节数来表示。链节数最好取为偶数，以便链条联成环形时正好是外链板与内链板相接，接头处可用开口销或弹簧夹锁紧(图13-22a、b)。u若链节数为奇数时，则

31、需采用过渡链节(图13-22c)。在链条受拉时，过渡链节还要承受附加的弯曲载荷，通常应避免采用。u齿形链是由许多齿形链板用铰链联接而成(图13-23)。齿形链板的两侧是直边，工作时链板侧边与链轮齿廓相啮合。铰链可做成滑动副或滚动副，图13-23b所示为棱柱式滚动副，链板的成形孔内装入棱柱，两组链板转动时，两棱柱相互滚动，可减少摩擦和磨损。u与滚子链相比，齿形链运转平稳、噪声小、承受冲击载荷的能力高；但结构复杂、价格较贵、也较重，所以它的应用没有滚子链那样广泛。 二、链轮 u链轮是链传动的主要零件，链轮齿形已标准化。链轮设计主要是确定其结构及尺寸、选择材料和热处理方法。u国家标准仅规定了滚子链链

32、轮齿槽的齿面圆弧半径re、齿沟圆弧半径ri和齿沟角(图13-24a)的最大和最小值。各种链轮的实际端面齿形均应在最大和最小齿槽形状之间。这样处理使链轮齿廓曲线设计有很大的灵活性。但齿形应保证链节能平稳自如地进入和退出啮合，并便于加工。符合上述要求的端面齿形曲线有多种，最常用的是“三圆弧一直线”齿形。 u如选用三圆弧一直线齿形，则 u链轮轴面齿形两侧呈圆弧状(图13-25)，以便于链节进入和退出啮合。）（为滚子直径）齿根圆直径齿顶圆直径分度圆直径1813(6 . 1125. 1180sin111min1maxdddddpzdddpddzpdfaazpda180cot54. 0v链轮上被链条节距等

33、分的圆称为分度圆，直径用d表示(图13-24)。若已知节距p和齿数z时，链轮主要尺寸计算式为u链轮齿形用标准刀具加工时，在链轮工作图上不需要画出端面齿形，只需注明链轮的基本参数和主要尺寸，并注明“齿形按3R GB/T1244-85规定制造”即可。但须给出链轮轴面齿形，以便车削链轮毛坯。u链轮齿应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，故所用材料一般优于大链轮。常用的链轮材料有碳素钢（如Q235、 Q275、 45、ZG310-570等） 、灰铸铁（如 HT200）等。重要的链轮可采用合金钢。u链轮的结构如图13-26所示。u小直径链轮可制成实心式

34、（图a）；u中等直径的链轮可制成孔板式（图 b）；u直径较大的链轮可设计成组合式（图c），若轮齿因磨损而失效，可更换齿圈。u链轮轮毂部分的尺寸可参考带轮。 一、链传动的运动分析 u因为链是由刚性链节通过销轴铰接而成，当链绕在链轮上时，其链节与相应的轮齿啮合后，这一段链条将曲折成正多边形的一部分（图13-27）。13-10 链传动的运动分析和受力分析 v 该正多边形的边长等于链条的节距p，边数等于链轮齿数z。链轮每转一转，随之转过的链长为zp，所以链的平均速度v为：19)-(13m/s1000601000602211pnzpnzvu链传动的传动比为u使用以上两式求得的链速和传动比，它们反映的仅是

35、平均值。事实上，即使主动链轮的角速度1=常数，其瞬时链速和瞬时传动比都是变化的，而且是按每一链节的啮合过程作周期性的变化。u如图13-27所示，链轮转动时，绕在链轮上的链条，只有其铰链的销轴A的轴心是沿着链轮分度圆运动的，而链节其余部分的运动轨迹均不在分度圆上。若主动链轮以等角速度1转动时，链轮分度圆的圆周速度为 d11/2，则位于分度圆上的链条铰链销轴A的速度也是d11/2。)2013(1221zznniu它在沿链节中心线方向的分速度，即链条线速度 u式中是啮入过程中，链节铰链在主动轮上的相位角，其变化范围是dvcos211。111800180zzv当=0时，链速最大，vmax= d11/2

36、；v当1180z时，链速最小，。111min180cos2zdvv由此可见，主动链轮虽作等角速度回转，而链条前进的瞬时速度却周期性地由小变大，又由大变小。每转过一个链节，链速的变化就重复一次，链轮的节距越大，齿数越少，角的变化范围就越大，链速的变化也就越大。u同理，链条在垂直于链节中心线方向的分速度u由于链速是变化的，工作时不可避免地要产生振动和动载荷。u同前理，每一链节在与从动链轮轮齿啮合的过程中，链节铰链在从动轮上的相位角亦在不断变化，所以从动链轮的角速度也是变化的。u链条线速度的变化可用链速不均匀系数来表示，dvsin211也作周期性变化，从而使链条上下抖动。mvvvminmaxu齿数不

37、同时链速不均匀系数的变化如图13-28所示。u上述链传动运动不均匀性的特征，是由于围绕在链轮上的链条形成正多边形这一特点所造成的，故称为链传动的多边形效应。 二、链传动的受力分析 v链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力，其张紧力是通过使链保持适当的垂度所产生的悬垂拉力来获得的。u链在工作过程中，紧边和松边的拉力是不等的。若不计传动中的动载荷，作用在链上的力有：圆周力（即有效拉力）F，离心拉力Fc和悬垂拉力Fy。v如图13-29所示，链的紧边拉力为 F1=F+Fc+Fy Nv松边拉力为 F2=Fc+Fy Nv链传动张紧的目的主要是使松边不致过松，以免影响链条正常退出啮合和产生振动、跳齿或脱链

38、现象，因而所需的张紧力比起带传动来要小得多。u悬垂拉力可利用求悬索拉力的方法近似求得 Fy=Kyqga N u式中：a为链传动的中心距，m；g为重力加速度， g=9.81m/s2；Ky为下垂量y=0.02a时的垂度系数，其值与中心线与水平线的夹角（图13-29）有关。垂直布置时Ky=1；水平布置时Ky=7；倾斜布置时Ky=2.5（当=75时），Ky=4（=60），Ky= 6（=30）。v 围绕在链轮上的链节在运动中产生的离心拉力 Fc=qv2 Nv式中：q为链的每米长质量，kg/m，见表13-9； v为链速， m/s。 u链作用在轴上的压力FQ可近似取为 FQ=(1.21.3) Fu有冲击和振

39、动时取大值。 一、链轮齿数u小链轮齿数z1对链传动的平稳性和使用寿命有较大的影响。齿数少可减小外廓尺寸，但齿数过少，将会导致：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，使铰链的磨损加剧；3）链传递的圆周力增大，从而加速了链条和链轮的损坏。为使链传动的运动平稳，小链轮齿数不宜过少。对于滚子链，可按链速由表13-10选取zl。然后按传动比确定大链轮齿数，z2=i z1。13-11 链传动的主要参数及其选择 1z180sinpdv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，也易于因链条节距的伸长而发生跳齿和脱链现象，同样会缩短链条的使用

40、寿命。v若链条的铰链发生磨损，将使链条节距变长、链轮节圆d向齿顶移动（图13-30）。节距增长量p与节圆外移量d的关系，可由式（13-18）导出： 二、链的节距u链的节距p的大小，反映了链条和链轮齿各部分尺寸的大小。在一定条件下，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，于是振动、冲击、噪声也越严重。如图13-31所示，当链节以一定的相对速度与链轮齿啮合的瞬间，将产生冲击和动载荷。u由此可知p一定时，齿数越多节圆外移量d就越大，也越容易发生跳齿和脱链现象。所以大链轮齿数不宜过多，一般应使z2120。 u一般链条节数为偶数，而链轮齿数最好选取奇数，这样可使磨损较均匀。 u根据分析

41、，节距越大、链轮转速越高时冲击也越大。u因此，设计时，为使传动结构紧凑，寿命长，应尽量选取较小节距的单排链。速度高、功率大时，则选用小节距的多排链。从经济上考虑，中心距小、传动比大时，选小节距多排链；中心距大、传动比小时，选大节距单排链。 三、中心距和链的节数 u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，同时啮合的链轮齿数也减少 ，每个轮齿所受的载荷增大，且易出现跳齿和脱链现象。中心距太大，会引起从动边垂度过大，传动时造成松边颤动。u因此在设计时，若中心距不受其它条件限制，一般可取

42、中心距a=（3050）p ，最大中心距amax 80p。有张紧装置或托板时， amax 可大于80p；对中心距不能调整的传动， amax 30p。u链条长度以链节数Lp（节距p的倍数）来表示。与带传动相似，链节数 Lp与中心距a之间的关系为u计算出的Lp应圆整为整数，最好取偶数。然后根据圆整后的链节数计算理论中心距a，即)2113()2(2221221zzapzzpaLp)2213(2822421222121zzzzLzzLpappu为了便于安装链条和调节链的张紧程度，一般中心距设计成可以调节的。若中心距不能调节而又没有张紧装置时，应将计算的中心距减小25 mm。这样可使链条有小的初垂度，以保

43、持链传动的张紧。 一、失效形式u链传动的主要失效形式有以下几种：v链板疲劳破坏链板疲劳破坏 链在松边拉力和紧边拉力的反复作用下，经过一定的循环次数，链板会发生疲劳破坏。正常润滑条件下，疲劳强度是限定链传动承载能力的主要因素。1)1)滚子套筒的冲击疲劳破坏滚子套筒的冲击疲劳破坏 链传动的啮入冲击首先由滚子和套筒承受。在反复多次的冲击下，经过一定的循环次数，滚子、套筒会发生冲击疲劳破坏。这种失效形式多发生于中、高速闭式链传动中。13-12 滚子链传动的计算 v销轴与套筒的胶合销轴与套筒的胶合 润滑不当或速度过高时，销轴和套筒的工作表面会发生胶合。胶合限定了链传动的极限转速。v链条铰链磨损链条铰链磨损 铰链磨损后链节变长，容易引起跳齿或脱链。开式传动、环境条件恶劣或润滑密封不良时，极易引起铰链磨损，从而急剧降低链条的使用寿命。v过载拉断过载拉断 这种拉断常发生于低速重载或严重过载的传动中。 二、功率曲线图 u链传动的各种失效形式都在一定条件下限制了它的承载能力。u因此，在选择