【正文】 zLzzLpapp（ ） 為了保證鏈條的松邊有一個合適的安裝垂度（ ～ ），實際中心距應(yīng)較理論中心距 a 小一些。 。 （ 3）鏈傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力） 鏈傳動的壓軸力 Q 可近似取為： Q ? KQFe （ ） 式中， Fe ── KQ ── 鏈傳動的有效圓周力， N ； 壓軸力系數(shù)，對于水平傳動取 ，對于垂直傳動取 。 。 3．影響鏈傳動性能的因素 （ 1）傳動比 i 滾子鏈的傳動比一般為： i ≤7，推薦值為 i = 2～ 。當(dāng)載荷平穩(wěn)，速度不高時， i 可達(dá) 10。但傳動比過大時，由于鏈條在小鏈輪上的包角過小，將減少嚙合齒數(shù)，加速輪齒的磨損并容易出現(xiàn)跳齒等現(xiàn)象。 。 （ 2）鏈輪的齒數(shù) z z 2 小鏈輪齒數(shù) z 1對鏈傳動的平穩(wěn)性和使用壽命有較大的影響。齒數(shù)少可減小外廓尺寸，但齒數(shù)過少，將會導(dǎo)致傳動的不均勻性和動載荷增大；鏈條進(jìn)入和退出嚙合時，鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角增大；鏈傳遞的圓周力增大，從而加速了鏈條和鏈輪的損壞?？梢?，增加小鏈輪齒數(shù) z 1對傳動是有利的。在動力傳動中，滾子鏈的小鏈輪齒數(shù) z 1按附表。當(dāng)鏈速很低時，允許最少齒數(shù)為 9。 鏈輪齒數(shù)也不宜過多 ,鏈輪齒數(shù)越多，分度圓直徑增量 ?d 就越大，鏈就越容易出現(xiàn)跳齒和脫齒現(xiàn)象。 。 （ 3）鏈速 v 鏈速應(yīng)不超過 12 m/s，否則會出現(xiàn)過大的動載荷。對高精度的鏈傳動，以及用合金鋼制造的鏈，鏈速允許到20 ~ 30 m/s。 。 （ 4）鏈節(jié)距 p 允許采用的鏈節(jié)距可根據(jù)功率 P0 和小鏈輪轉(zhuǎn)速 n1 由附圖 選取。鏈節(jié)距 p 越大，鏈的承載能力就越高，但傳動的多邊形效應(yīng)也就增大，于是振動、沖擊、噪聲也越嚴(yán)重。故承載能力足夠時宜選小節(jié)距的單排鏈，高速重載時可選小節(jié)距多排鏈，載荷大、中心距小、傳動比大時，選小節(jié)距多排鏈。低速重載、中心距較大時才選用大節(jié)距單排鏈。 。 （ 5）中心距 a 和鏈長 Lp 當(dāng)鏈速不變，中心距小、鏈節(jié)數(shù)少的傳動，在單位時間內(nèi)同一鏈節(jié)的曲伸次數(shù)勢必增多，因此會加速鏈的磨損。中心距太大，會引起從動邊垂度過大，傳動時造成松邊顫動，使傳動運行不穩(wěn)定。若中心距不受其他條件限制，一般可取 a =（ 30 ~ 50） p，最大中心距 amax = 80 p。 。 鏈傳動的布置 ? 在鏈傳動中，兩鏈輪的轉(zhuǎn)動平面應(yīng)在同一平面內(nèi)，兩軸線必須平行，最好成水平布置（圖 ） ? 如需傾斜布置時，兩鏈輪中心連線與水平線的夾角 ? 應(yīng)小于 45?（圖 ）。 （ a） ψ （ b） 。 同時鏈傳動應(yīng)使緊邊（即主動邊）在上，松邊在下，以便鏈節(jié)和鏈輪輪齒可以順利地進(jìn)入和退出嚙合。如果松邊在上，可能會因松邊垂度過大而出現(xiàn)鏈條與輪齒的干擾，甚至?xí)鹚蛇吪c緊邊的碰撞。 為防止鏈條垂度過大造成嚙合不良和松邊的顫動，需用張緊裝置。如中心距可以調(diào)節(jié)時，可用調(diào)節(jié)中心距來控制張緊程度；如中心距不可調(diào)節(jié)時，可用張緊輪。張緊輪應(yīng)安裝在鏈條松邊靠近小鏈輪處，放在鏈條內(nèi)，外側(cè)均可，分別如圖 、 d 所示。張緊輪可以是鏈輪，也可以是無齒的滾輪，其直徑可比小鏈輪略小些。 。 （ c） （ d） 。 例題：試設(shè)計一驅(qū)動運輸機(jī)的鏈傳動。已知：傳遞功率 P=20KW。小鏈輪轉(zhuǎn)速 n1=720r/min，大鏈輪轉(zhuǎn)速n2=200r/min，運輸機(jī)載荷不夠平穩(wěn)。同時要求大鏈輪的分度圓直徑最好為 700mm左右。 。 解：（ 1）選擇鏈輪齒數(shù) z z2 12720 3 . 6200nin? ? ?按表取小鏈輪齒數(shù) z1=27，大鏈輪齒數(shù) z2=iz1，取 z2=97。 （ 2）求計算功率 PC 由表查得 KA=，計算功率為 200 260 ( )cAP K P k W? ? ? ?。 0 (30 ~ 5 0 )ap? 0 30ap?0212210222apzzzzpaLp ?????? ??????22 3 0 2 7 9 7 9 7 2 71 2 6 . 1 42 2 3 0pppp ?? ? ???? ? ? ?????（ 3）確定中心距 a0及鏈節(jié)數(shù) Lp 初定中心距 取 求 Lp 取 Lp=126 。 （ 4）確定鏈條型號和節(jié)距 p 首先確定系數(shù) Kz、 KL、 Kp。 根據(jù)鏈速估計鏈傳動可能產(chǎn)生鏈板疲勞破壞，由表查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) Kz=，由圖查得 KL=，由表查得 Kp= 所能傳遞的額定功率 0260 6 6 ( )1 .4 6 1 .0 8 2 .5cz L pPP k WK K K? ? ???由圖 1226選擇滾子鏈型號為 16A，鏈節(jié)距 p=，由圖證實工作點落在曲線頂點左側(cè)，主要失效形式為鏈板疲勞，前面假設(shè)成立。 11 8 .2 3 ( / )6 0 1 0 0 0z p nv m s???（ 5）驗算鏈速 V 。 3 .2 ( )1000PLpLm????????????????? ???????? ????????? ??? 2122212128224 ?zzzzLzzLpapp1 0 0 0 2 4 . 3 ( )PF k Nv??（ 6）確定鏈長 L和中心距 a =760 mm （ 7）求作用在軸上的力工作拉力 （ 8）選擇潤滑方式 按圖選擇壓力噴油潤滑方法。 設(shè)計結(jié)果：滾子鏈型號 16A3 126 — 1983，鏈輪齒數(shù) z1=27， z2=97，中心距 a=760mm，壓軸力 FQ= N。 （ 9）結(jié)構(gòu)設(shè)計（略） 因載荷不平穩(wěn)，取 FQ== 。 軸的疲勞強(qiáng)度設(shè)計 軸的力學(xué)計算簡圖 由于軸所受載荷的性質(zhì)、分布、方向及大小各不相同，因此，在復(fù)雜的受載條件下，需找出軸的合理簡化力學(xué)模型，它將直接影響到軸的計算方法的合理性及精確度。 通常作用在軸上的載荷是由軸上零件傳來的，并沿裝配寬度分布。在一般情況下，沿寬度分布的力常簡化為集中力計算，集中力的作用點取為輪轂寬度的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。 。 軸的支承反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) E a b a=b/2 a A E a值見滾動軸承尺寸表 圖 軸的支反力的位置 a l E d l /d1時， a= 。 l /d～ 2時， a=(～ )l 。 l/d≥2時 , a= 。 調(diào)心軸承， a= 。 軸的強(qiáng)度計算 在工程設(shè)計中，軸的強(qiáng)度計算主要有三種方法： 扭轉(zhuǎn)法 、 彎扭組合法 和 精確校核法 。 1．按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算 對于僅承受扭矩或主要承受扭矩的傳動軸，可用此法計算。對承受彎矩復(fù)合作用的軸，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不太重要的軸，也可以作為最后的計算結(jié)果。 。 軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 : ? ? TTT ndPWT ?? ?????363（ ） 式中， ?T —— 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa； T —— 軸所受的扭矩， N?m； WT—— 軸的抗扭截面系數(shù)， mm3； n—— 軸的轉(zhuǎn)速， rpm； P—— 軸傳遞的功率， kW； d—— 計算截面處軸的直徑， mm； ???? —— 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa，見附表 。 。 由上式可得軸的直徑 ? ? ? ?333636nPAnPnPdTT?????????（ ） 式中， 可根據(jù)不同材料查附表 。 ? ? TA 3 6 ???。 在計算中，當(dāng)彎矩相對扭矩很小或只受扭矩時， ????取較大值， A 取較小值；反之， ???? 取較小值， A 取較大值。當(dāng)軸上有鍵槽時，會削弱軸的強(qiáng)度。因此，開一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3%；開兩個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 7%。 對于空心軸，可將式（ ）中的 換成 。其中， ? = d1/d 為空心軸的內(nèi)徑 d1 與外徑 d 之比。 3 nP3 4 )1( ??nP。 2．按彎扭組合強(qiáng)度計算 計算公式為 : 22 )( TMMca ???（ ） 式中， α—— 扭矩應(yīng)力特性系數(shù)。當(dāng)扭矩應(yīng)力為靜應(yīng)力 時，取為 ；為脈動循環(huán)應(yīng)力時，取為