链轮设计-实例
链传动计算实例
链传动计算实例例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K A=1.3，计算功率为P c=K A P=1.3×7.5kW=9.75kW3、初定中心距a0，取定链节数L p初定中心距a0=(30~50)p，取a0=40p。
取L p =136节(取偶数)。
4、确定链节距p首先确定系数K Z，K L，K P。
由表6-3查得小链轮齿数系数K Z=1.34；由图6-9查得K L=1.09。
选单排链，由表6-4查得K P=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=L p 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。
△a≥2p=2×15.875mm=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=1000×7.5/6.416=1168.9N工作平稳，取压轴力系数K Q=1.2轴上的压力F Q=K Q 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F Q=1402.7N。
链轮设计
链轮设计已知条件：1、小链轮齿数Z=272、链条节距p=31.75mm3、链条的滚子外径d1=19.05mm4、内节内宽b1=18.9mm5、内链板高度h2=30.18mm计算：p 1、分度圆直径d=180oSinZ p--------配用的链条节距。
Z--------链轮齿数。
31.75d= =233.17mm180 oSin232、齿顶圆最大直径d amaxd amax= d＋1.25 p- d1齿顶圆直径d a。
d-----分度圆直径。
p--------配用的链条节距。
d1--------链条的滚子外径。
d amax =233.17＋1.25×31.75-19.05=253.8mm3、齿顶圆最小直径d amin1.6d amin= d＋(1- ) p - d1Z齿顶圆直径d a。
1.6d amin=253.8＋(1- ) ×31.75 – 19.05=264.29mm23D取260mm.4、齿根圆直径dfdf= d- d1齿根圆直径df。
d-----分度圆直径。
d1--------链条的滚子外径。
df =233.17-19.05=214.115 mm5、分度圆弦齿高h0.8最大分度圆弦齿高h amax =(0.625+ ) p-0.5 d1Z分度圆弦齿高h。
0.8h amax =(0.625+ ) ×31.75-0.5×19.0523=11.42 mmh amin =0.5(p- d1)=0.5×(31.75-19.05)=6.35mm小链轮轴孔最大许用直径为120mm,6、齿宽b hb h=0.95 b1b h =0.95×18.9=17.96 mm7、齿侧倒角b a齿侧倒角b ab a =0.13p=0.13×31.75=4.13 mm8、齿侧凸缘圆角半径Ra.Ra=0.04P=1.27mm9、齿侧凸缘直径dg.180dg=<pcot -1.04h2-0.76z=31.73*7.28-30.18*1.04-0.76=198.85mm10、量柱测量距=+=min 090cos R R d z d M 273.03+19.05=292.08mm11、轴的设计基本轴径的估算实心传动轴：材料系数 该轴受横向力较小时取较小的A 值，受横向力较大时取较大的A 值工作条件较好，轴的损伤不引起严重后果时，取较小的A 值，反之取较大的A 值341(nP A D ）α-≥=106*0.525=55.7mm所以选取56mm 。
链轮设计-实例
第一级传动主传动及二级传动链第二级传动一、链轮Z1的设计计算：1）材料选择：采用45#调质处理表面硬度40-50HRC2）分度圆直径：d=p/(sina180°/z)=19.05/(sina180°/25)=151.995(mm)3）齿顶圆直径：d ad amax=d+1.25p-d1=151.995+1.25×19.05-11.91=163.8975(mm) (查表：d1=11.91)d amin=d+(1-1.6/z1)p-d1=151.995+(1-1.6/25) ×19.05-11.91=157.9158(mm)取d a=1600-0.03(mm)4）f:d f=d-d1=151.995-11.91=140.085(mm)5）分度圆弦齿高：h ah amax=(0.625+0.8/z1)p-0.5d1=(0.625+0.8/25)×19.05-0.5×11.91=6.561(mm)h amin=0.5(p- d1)=0.5×(19.05-11.91)=3.570(mm)a6）L xL x=dcos(90°/z1)-d1=151.995×cos(90°/25)-11.91=139.785(mm)7）齿侧凸缘直径：d g （查表：h为链的内连扳高度；h=18.08）d g=pcot(180°/z1)-1.04h-0.76=19.05×cot(180°/25)-1.04×18.08-0.76=131.233(mm);取d g =131mm8）齿侧圆弧半径：r er emax=0.008d1(180+z12)=0.008×11.91×(180+252)=76.7004(mm)r emin=0.12d1(2+z1)=0.12×11.91×(2+25)=38.5884(mm)9）滚子定位圆弧半径：r ir imax=0.505d1+0.069 =0.505×11.91+0.069×3√11.91=6.172(mm)r imin=0.505d1=0.505×11.91=6.015(mm)10）滚子定位角：ααmax=140°-90°/z1=140°-90°/25=136.4°αmin=120°-90°/z1=120°-90°/25=116.4°11）齿宽：b f1 （b1内链节内宽）b f1=0.95b1=0.95×12.57=11.9415(mm)12）齿侧倒角：b ab a=0.13p=0.13×19.05=2.4765(mm)13）齿侧半径：r xr x=p=19.05(mm)14）齿全宽:b fm (m排数)b fm=(m-1)p t+ b f1=(1-1)p t+11.9415=11.9415(mm)15）轴毂厚度：h（假设轴孔为50mm,<152mm范围内取值）h=K+d k/6+0.01d=9.5+ d k/6+0.01×151.995=19.353(mm)16）轮毂长度：ll max=3.3h=3.3×19.353=63.866(mm)l min=2.6h=2.6×19.353=50.319(mm)17）轮毂直径：d hd h=d k+2h=50+2×19.353=88.706(mm)二、Z1对应轴的设计计算1)材料选45#，Mp(空心轴)2)按需用应力计算轴的直径:d (T=9550P/n=9550×0.24/30=76.4(Nm),M=考虑链传动在轴上产生的弯矩)=2.648×1.3=3.5(mm) 查表得1.3。
链轮设计-实例
第一级传动主传动及二级传动链第二级传动一、链轮Z1的设计计算：1）材料选择：采用45#调质处理表面硬度40-50HRC2）分度圆直径：d=p/(sina180°/z)=19.05/(sina180°/25)=151.995(mm)3）齿顶圆直径：d ad amax=d+1.25p-d1=151.995+1.25×19.05-11.91=163.8975(mm) (查表：d1=11.91)d amin=d+(1-1.6/z1)p-d1=151.995+(1-1.6/25) ×19.05-11.91=157.9158(mm)取d a=1600-0.03(mm)4）齿根圆直径d f:d f=d-d1=151.995-11.91=140.085(mm)5）分度圆弦齿高：h ah amax=(0.625+0.8/z1)p-0.5d1=(0.625+0.8/25)×19.05-0.5×11.91=6.561(mm)h amin=0.5(p- d1)=0.5×(19.05-11.91)=3.570(mm)取h a=4.5(mm)6）最大齿根距离：L xL x=dcos(90°/z1)-d1=151.995×cos(90°/25)-11.91=139.785(mm)7）齿侧凸缘直径：d g （查表：h为链的内连扳高度；h=18.08）d g=pcot(180°/z1)-1.04h-0.76=19.05×cot(180°/25)-1.04×18.08-0.76=131.233(mm);取d g =131mm8）齿侧圆弧半径：r er emax=0.008d1(180+z12)=0.008×11.91×(180+252)=76.7004(mm)r emin=0.12d1(2+z1)=0.12×11.91×(2+25)=38.5884(mm)9）滚子定位圆弧半径：r ir imax=0.505d1+0.06931d=0.505×11.91+0.069×3√11.91=6.172(mm) r imin=0.505d1=0.505×11.91=6.015(mm)10）滚子定位角：ααmax=140°-90°/z1=140°-90°/25=136.4°αmin=120°-90°/z1=120°-90°/25=116.4°11）齿宽：b f1 （b1内链节内宽）b f1=0.95b1=0.95×12.57=11.9415(mm)12）齿侧倒角：b ab a=0.13p=0.13×19.05=2.4765(mm)13）齿侧半径：r xr x=p=19.05(mm)14）齿全宽:b fm (m排数)b fm=(m-1)p t+ b f1=(1-1)p t+11.9415=11.9415(mm)15）轴毂厚度：h（假设轴孔为50mm,<152mm范围内取值）h=K+d k/6+0.01d=9.5+ d k/6+0.01×151.995=19.353(mm)16）轮毂长度：ll max=3.3h=3.3×19.353=63.866(mm)l min=2.6h=2.6×19.353=50.319(mm)17）轮毂直径：d hd h=d k+2h=50+2×19.353=88.706(mm)二、Z1对应轴的设计计算1)材料选45#，[]30τMp(空心轴)=2) 按需用应力计算轴的直径:d (T=9550P/n=9550×0.24/30=76.4(Nm),M=考虑链传动在轴上产生的弯矩) 3][5τT d ≥()3411v -=2.648×1.3=3.5(mm) ()3411v -查表得1.3。
精品中职 机械基础(汽车专业)案例04 链传动设计
链传动设计设计一带式输送机的滚子链传动。
已知电动机的额定转速n1=970r∕πιin,从动链轮转速n2=330r∕min,传递功率P=9.7kW,载荷平稳。
解：（1）选择链轮齿数z1、z2传动比i=n1∕n2=970∕330=2.94,按表取小链轮齿数z1=25,大链轮齿数z2=iz1=2.94X25=73.5,取z2=73°（2）确定中心距aθ及链节数1P初定中心距aθ=（30~50）p,取a0=30p°求1p：P2 ∖2χ/Ae一丝竺1+至抖+PNfJ1=no.94.（3）计算功率PC由表查得KA=1O,计算功率为P C=KAP=10X9∙7=9.7kW,取1P=I1oo（4）确定链条型号和节距P根据链速估计链传动可能产生链板疲劳破坏，由表查得小链轮齿数系数Kz=I.34,查得K1=1o2,考虑传递功率不大，故选单排链，由表查得KP=1。
所能传递的额定功率功=Pc∕KzK1Kp=9.7∕（1.34×1.02×1）=7.09kW o选择滚子链型号为10A,链节距p=15.875mm,由图证实工作点落在曲线顶点左侧，主要失效形式为链板疲劳，前面假设成立。
（5）计算链速Vn】力叫25X15.875X970 ,”, V= ---------- ----- = ---------------- ----------- =6.41m∕s e60×1OOO60X1OOO（6）确定链长1和中心距a链长中心距1⅛,一中）+/（「中）1E1-i≡［（110-≡ψi）,.一空）1（美月］・468.47mm.（7）计算作用在轴上的力工作拉力F=IoOOP∕v=1000X（9.7÷6.41）=1513No因载荷平稳,取FQ=12F=12×1513=1815.GN0（8）选择润滑方式根据链速v=6.41m∕s,节距p=15.875mm,选择油浴或飞溅润滑方法。
链轮的设计
设计说明书题目: 自行车链轮传动系统设计学生姓名 :专业 : 机械设计制造及其自动化学号:班级:指导教师:######信息工程学院一、设计任务书1、设计题目：设计自行车变速链轮系统根据变速自行车的一般要求速度级为3-5级，综合考虑人体的机能确定链传动的功率大约为P=0.2kw，主动轮转速为n1=25r/min。
2、原始数据：ISO链号节距P 滚子直径d1 内宽b1 销轴直径d2 套筒d308A 12.7 7.92 7.85 3.98 4.0010A 15.875 10.16 9.40 5.09 5.12二、链传动的主要参数选择1、初定链轮齿数为减小链传动的动载荷，提高链传动的平稳性，小链轮不宜过少，小链轮齿数Z不少于15，而大链轮齿数也不宜过多通常打链轮最大齿数不超过114.由于链节数常为偶数，考虑到链条和链轮的均匀磨损，链轮齿数一般应取于链节数互为质数的奇数，优先选用的链轮齿数系列为：17,19,21,23,25,38,57,76,95,1142、传动比i传动比过大，链条在小链轮上的包角就会过小，参与的啮合齿数减小，每个齿轮承受的载荷过大，从而加剧齿轮的磨损，易出现跳齿和脱链现象。
推荐传动比i=10:6,10:5,10:4,10:3.53、中心距a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，链在小链轮上的包角减小，且链的循环频率增加而影响传动寿命；中心距过大，传动外廓尺寸以造成松边垂度太大而产生抖动。
一般初选中心距a 0=(30～50)p,最大可为a max =80p . 4、链的节距和排数满足一定的承载能力下，为使结构紧凑和延长寿命，应尽量选用较小节距的单排链。
三、链传动的设计步骤1.取大链轮齿数Z=43 根据i=Z/Zi 得到飞轮的各齿数IZ =Z/i=43/10×6=25II Z =Z/i=43/10×5=21III Z =Z/i=43/10×4=17 IVZ=Z/i=43/10×3.5=152.确定计算功率由表的K A =1.0，由图查得Kz=0.56，由于是单排链，所以计算功率为Pca=K A *Kz*P= 1.0*0.56*0.2=0.112kw 3. 选择链条型号和节距根据Pca=0.112kw 和n 1=25r/min ，查图得，可选08A-1，链的节距为p=12.7mm ，滚子链滚子直径为d 1=7.92mm ，内节宽度为 b1=7.85mm ，销轴直径为d 2=3.98mm ，内链板高度为h 2=12.07mm 。
链传动设计实例
1、选择链轮齿数z1，z2. 传动比 i=n1/n2=950/250=3.8 估计链速v=3~8m/s， 根据表9.5选取小链轮齿数 z1=25, z2=iz1=3.8×25=95。
3
机械设计教学课件
链传动设计实例
电动机额定功率P = 10kW ,电动机转速n1 = 950r / min, 从动轴转速n2 = 250r / min, 单班制工作, 载荷平稳.
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机械设计教学课件
链传动设计实例
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机械设计教学课件
链传动设计实例
电动机额定功率P = 10kW ,电动机转速n1 = 950r / min, 从动轴转速n2 = 250r / min, 单班制工作, 载荷平稳.
4、验算链速
z1 pn1 25 ×15.875 × 950 v= = = 6.28m / s 60 ×1000 60 ×1000 v在3 ~ 8m / s范围内与估计相符.
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机械设计教学课件
链传动设计实例
电动机额定功率P = 10kW ,电动机转速n1 = 950r / min, 从动轴转速n2 = 250r / min, 单班制工作, 载荷平稳.
5、计算实际中心距 设计成可调中心距的形式，故不必精确计算中心 距，可取
a ≈ a0 = 40 p = 40 ×15.875mm = 635mm
7、计算对链轮轴的压力
由式9.7得 1000 P 1000 × 10 F ' = 1.25 F = 1.25 × = 1.25 × = 1900 N v 6.28
12
机械设计教学课W ,电动机转速n1 = 950r / min, 从动轴转速n2 = 250r / min, 单班制工作, 载荷平稳.
链轮设计分析步骤
4. 设计分析步骤
一、链轮的设计。
1．用以下齿形草图拉伸，与轮体做布尔减运算可得
2.轮上大大小小的通孔可用钣金模块的“法向除料”完成。
3 .轮面呈现的”阶梯”,用钣金模块的“凹坑”功能实现第一级实现如下：
第二级同理：
二、钢球架的设计
如上图，通过曲线组作曲面，片体加厚，再通过布尔减减去多余，然后进行倒角，再定位钢球可得。
三、脚踏板主体的设计
1、围边设计（用钣金模块）
先用扫描做一个半门状实体，然后用（取消折弯）使之变成直的实体（长方
体），然后用法向除料做除花边及孔，然后
(重新折弯)得到一半围边，再用镜像得到另外一半，完成。
2、中部曲面设计
先做直纹曲面（如下图）
然后通过曲线组做曲面衔接,然后将得到所有片体缝合、镜像，得出右图2各对称曲面。
生成的对称曲面大端裁剪如下中间图示的口。
然后用桥接曲面、N边曲面和直纹曲面将四周的开口封紧后缝合成实体,如下右图。
最后再将余下的细节特征加上并布尔求和，完成。
其余零件设计比较简单，在此不叙述。
脚踏板主体工程图如下：
四、设计过程用到的主要草图如下：
1、三个链轮法向除料用的草图
2、做脚踏板围边用的法向除料的草图。
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第一级传动主传动及二级传动链第二级传动
一、
链轮Z1的设计计算：
1）材料选择：
采用45#调质处理表面硬度40-50HRC
2）分度圆直径：d=p/(sina180°/z)=19.05/(sina180°/25)=151.995(mm)
3）齿顶圆直径：d a
d amax=d+1.25p-d1=151.995+1.25×19.05-11.91=163.8975(mm) (查表：d1=11.91)
d amin=d+(1-1.6/z1)p-d1=151.995+(1-1.6/25) ×19.05-11.91=157.9158(mm)
取d a=1600-0.03(mm)
4）齿根圆直径d f:
d f=d-d1=151.995-11.91=140.085(mm)
5）分度圆弦齿高：h a
h amax=(0.625+0.8/z1)p-0.5d1=(0.625+0.8/25)×19.05-0.5×11.91=6.561(mm)
h amin=0.5(p- d1)=0.5×(19.05-11.91)=3.570(mm)
取h a=4.5(mm)
6）最大齿根距离：L x
L x=dcos(90°/z1)-d1=151.995×cos(90°/25)-11.91=139.785(mm)
7）齿侧凸缘直径：d g （查表：h为链的内连扳高度；h=18.08）
d g=pcot(180°/z1)-1.04h-0.76=19.05×cot(180°/25)-1.04×18.08-0.76=131.233(mm);
取d g =131mm
8）齿侧圆弧半径：r e
r emax=0.008d1(180+z12)=0.008×11.91×(180+252)=76.7004(mm)
r emin=0.12d1(2+z1)=0.12×11.91×(2+25)=38.5884(mm)
9）滚子定位圆弧半径：r i
r imax=0.505d1+0.06931d=0.505×11.91+0.069×3√11.91=6.172(mm) r imin=0.505d1=0.505×11.91=6.015(mm)
10）滚子定位角：α
αmax=140°-90°/z1=140°-90°/25=136.4°
αmin=120°-90°/z1=120°-90°/25=116.4°
11）齿宽：b f1 （b1内链节内宽）
b f1=0.95b1=0.95×12.57=11.9415(mm)
12）齿侧倒角：b a
b a=0.13p=0.13×19.05=2.4765(mm)
13）齿侧半径：r x
r x=p=19.05(mm)
14）齿全宽:b fm (m排数)
b fm=(m-1)p t+ b f1=(1-1)p t+11.9415=11.9415(mm)
15）轴毂厚度：h（假设轴孔为50mm,<152mm范围内取值）h=K+d k/6+0.01d=9.5+ d k/6+0.01×151.995=19.353(mm)
16）轮毂长度：l
l max=3.3h=3.3×19.353=63.866(mm)
l min=2.6h=2.6×19.353=50.319(mm)
17）轮毂直径：d h
d h=d k+2h=50+2×19.353=88.706(mm)
二、Z1对应轴的设计计算
1)材料选45#，[]30
τMp(空心轴)
=
2) 按需用应力计算轴的直径:d (T=9550P/n=9550×0.24/30=76.4(Nm),M=考虑链传动在
轴上产生的弯矩) 3][5τT d ≥()3411
v -=2.648×1.3=3.5(mm) ()3411v -查表得1.3。
取轴颈直径40mm ，空心孔内径
d o =40×0.85=34(mm)
3) 按弯扭矩合成强度计算轴径：
()3431221168.21ασψ-⨯+=-p T M d =47.430×1.279=60.66（mm ）,显然采用合成算法更准确。
4) 若采用实心轴则：()312268.21p T M d -+=σψ=47.430 (mm),取d=50mm
5) 根据以上计算结果采用空心轴，又轴上有键槽，则d=60.66×1.1=66.728,取值为d=70
则 d o =70×0.85=59.5
6) 对一反求链轮轴孔dk=70mm ，则
轴毂厚度h ：h =K+d k /6+0.01d=9.5+70/6+0.01×151.995=22.687(mm)
轮毂长度l ： l max =3.3h=3.3×22.687=74.867(mm);l min =2.6h=2.6×22.687=58.986(mm)；取中间值l=65mm
轮毂直径d h ： d h =d k +2h=70+2×22.687=115.347(mm)
三、
链轮Z 2的设计计算：
1） 材料选择：
采用45#调质处理表面硬度40-50HRC
2） 分度圆直径：d=p/(sina180°/z)=19.05/(sina180°/62)=376.117(mm)
3） 齿顶圆直径：d a
d amax =d+1.25p-d 1=376.117+1.25×19.05-11.91=388.020(mm) (查表：d 1=11.91) d amin =d+(1-1.6/z 2)p-d 1=376.117+(1-1.6/62)×19.05-11.91=382.765(mm)。