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1、第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.1 機械傳動概述 7.2 帶傳動概述 7.3 帶傳動的工作情況分析 7.4 V帶傳動選用計算 7.5 V帶輪材料和結構 7.6 帶傳動的張緊 7.7 同步帶傳動簡介 7.8 鏈傳動概述 7.9 鏈傳動的運動特性 7.10 滾子鏈傳動的設計計算 習 題 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.1 機械傳動概述 機器一般都有傳動裝置，它是將原動機的運動和動力傳給工作機的中間裝置，它常起以下作用： （1） 減速(或增速)。 工作機速度往往和原動機速度不一致，利用傳動裝置可以達到改變速度的目的。 （2） 調速。 許多工作

2、機的轉速需要能根據(jù)工作要求進行調整，而依靠原動機調速往往不經(jīng)濟，甚至不可能，而用傳動裝置很容易達到調 整速度的目的。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 （3） 改變運動形式。原動機的輸出軸常用等速回轉運動，而工作機要求的運動形式則是多種多樣的，如直線運動、 螺旋運動、間歇運動等，靠傳動裝置可實現(xiàn)運動形式的改變。 （4） 增大轉矩。工作機需要的轉矩往往是原動機輸出轉矩的幾倍或幾十倍，通過減速傳動裝置可實現(xiàn)增大轉矩的要求。 （5） 動力和運動的傳遞和分配。一臺原動機常要帶動若干個不同速度、不同負載的工作機，這時傳動裝置還起到分配動力和運動的作用。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 傳動裝置

3、按其工作原理可分為機械傳動、流體(液體、 氣體)傳動、電力傳動三類。本書只介紹機械傳動。 機械傳動按傳動原理可分為摩擦傳動、嚙合傳動和推壓傳動(如凸輪機構傳動)； 按傳動裝置的結構可分為直接接觸傳動和有中間撓性件的傳動； 按傳動比能否改變可分為定傳動比傳動和變傳動比傳動等。 機械傳動設計的基本參數(shù)包括傳動比、 機械效率、 功率、 扭矩等。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-1 機械傳動的形式和應用特點 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-1 機械傳動的形式和應用特點 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.2 帶 傳 動 概 述 7.2.1 帶傳動的工作原理和應用 1. 帶

4、傳動的工作原理 圖7-1 磨擦型帶傳動工作原理 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-2 嚙合型帶傳動 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 摩擦型帶傳動通常由主動輪、從動輪和傳動帶組成。傳動帶以一定的初拉力F0緊套在帶輪上，在F0的作用下，帶與帶輪的接觸面間產(chǎn)生正壓力，當主動輪1回轉時，接觸面間產(chǎn)生摩擦力，主動輪靠摩擦力使傳動帶3與其一起運動。同時，傳動帶靠摩擦力驅使從動輪2與其一起轉動，從而主動軸上的運動和動力通過傳動帶傳遞給了從動軸。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 2. 帶傳動的特點 摩擦型帶傳動主要特點如下： (1) 傳動帶具有彈性和撓性， 可吸收振動并緩和沖擊， 從而使

5、傳動平穩(wěn)、噪聲小。 (2) 當過載時，傳動帶與帶輪間可發(fā)生相對滑動而不損傷其他零件，起過載保護作用。 (3) 適合于主、 從動軸間中心距較大的傳動。 (4) 由于有彈性滑動存在， 故不能保證準確的傳動比， 傳動效率較低。 (5) 張緊力會產(chǎn)生較大的壓軸力， 使軸和軸承受力較大， 傳動帶壽命降低。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 另外，帶在工作時，會產(chǎn)生彈性滑動，因此，傳動比不能嚴格保持不變。帶傳動的輪廓尺寸大，傳動效率較低。因此， 帶傳動一般傳遞功率為50100 kW，帶速為525 m/s，傳動比不超過5，效率約為0.920.97。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 3. 帶傳動的類

6、型 圖7-3 帶的傳動類型和橫截面形狀 (a) 平帶； (b) V帶； (c) 多楔帶； (d) 圓形帶 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 平帶的截面形狀為矩形，與帶輪輪面相接觸的內表面為工作面（圖7-3(a)），F(xiàn)Q為由張緊力F0引起的帶對帶輪的壓力，F(xiàn)N為帶輪對帶的正壓力，則工作時產(chǎn)生的摩擦力Ff為 Ff=fFN=FfQ V帶的截面形狀為梯形，與輪槽相接觸的兩側面為工作面。 帶輪的輪槽也是梯形，如圖7-3(b)所示，根據(jù)楔面的受力分析可知 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 QVQNf QN NQ FfQfFfFF FF FF 2sin2 2sin2 2sin2 式中： f帶與帶輪間

7、的摩擦系數(shù)； f V稱為V傳動當量摩擦系數(shù), ； V帶輪的輪槽角（參考表7-2中的數(shù)據(jù)）。 2sinffV （7-1） 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 在相同張緊力和相同摩擦系數(shù)的條件下，V帶產(chǎn)生的摩擦力要比平帶的摩擦力要大，所以V帶傳動能力強，結構更緊湊， 在機械傳動中應用最廣泛。V帶按其寬度和高度相對尺寸的不同， 又分為普通V帶、窄V帶、寬V帶、 汽車V帶、齒形V帶、大楔角V帶等多種類型。目前，普通V帶應用最廣， 本章主要討論普通V帶的設計問題。 多楔帶相當于平帶與多根V帶的組合，兼有兩者的優(yōu)點， 多用于結構要求緊湊的大功率傳動中。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 4. V帶結

8、構 普通V帶的截面結構包括頂膠(拉伸層)、抗拉體(強力層)、 底膠(壓縮層)和包布層（如圖7-4所示）。當帶繞過帶輪時，頂層膠受拉而伸長，故稱拉伸層；底層膠受壓縮短， 故稱壓縮層。 包布層用橡膠帆布制成， 用于保護V帶； 拉伸層和壓縮層均由橡膠制成；強力層又分為簾布芯結構(圖7-4(a)和繩芯結構(圖7-4(b)兩種。其中簾布芯結構的V帶，制造方便、抗拉強度好； 而繩芯結構的V帶，柔韌性好、抗彎強度高，適用于帶輪直徑小、 轉速較高的場合。窄V帶(圖7-4(c)是采用滌綸等合成纖維做強力層的新型V帶。與普通V帶相比，當高度h相同時，窄V帶的頂寬b約可縮小13，它的頂部呈弓形，側面(工作面)呈內凹

9、曲線形， 承載能力顯著地高于普通V帶，適用于傳遞大功率且要求結構緊湊的場合。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-4 V帶的結構 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.2.2 普通V帶型號和基本尺寸 表7-2 普通V帶截面基本尺寸 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-3 普通V帶的基準長度系列及長度系數(shù) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-3 普通V帶的基準長度系列及長度系數(shù) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-3 普通V帶的基準長度系列及長度系數(shù) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-3 普通V帶的基準長度系列及長度系數(shù) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈

10、 傳 動 7.3 帶傳動的工作情況分析 7.3.1 帶傳動受力分析 靠摩擦力傳遞運動和動力的帶傳動，不工作時，主動輪上的驅動轉矩T1=0，帶輪兩邊傳動帶所受的拉力均為初拉力F0， 如圖7-5(a)所示；而工作時，主動輪上的驅動轉矩T10，當主動輪轉動時，在摩擦力的作用下，帶繞入主動輪的一邊被進一步拉緊，稱為緊邊，其所受拉力由F 0增大到F1，而帶的另一邊則被放松，稱為松邊，其所受拉力由F0降到F2, 如圖7-5(b)所示。F1 、F2分別稱為帶的緊邊拉力和松邊拉力。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-5 帶傳動的受力分析 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 當取主動輪一端的帶為分離

11、體時，根據(jù)作用于帶上的總摩擦力Ff及緊邊拉力F1與松邊拉力F2對輪心O1的力矩平衡條件， 可得 21 FFFf (7-2) 而帶的緊、松邊拉力之差就是帶傳遞的有效圓周力F， 即 21 FFF (7-3) 顯然F=Ff，由圖7-5(b)可以看出有效圓周力不是作用在某一固定點的集中力，而是帶與帶輪接觸弧上各點摩擦力的總和。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 有效圓周力F(N)、帶速v(m/s)和帶傳遞功率P(kW)之間的關系為 1000FvP (7-4) 由上式可知，當帶速一定時，傳遞的功率越大，所需要的摩擦力也越大。 若假設帶在工作前后總長度不變，則帶工作時，其緊邊的伸長增量等于松邊的伸長減

12、量。由于帶工作在彈性變形范圍， 且忽略離心力的影響，則可近似認為緊邊拉力的增量等于松邊拉力的減量， 即 021 2001 2FFF FFFF (7-5) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 當帶與帶輪的摩擦處于即將打滑而尚未打滑的臨界狀態(tài)時， F1與F2的關系可用著名的歐拉公式表示，即 feFF 21 式中： 帶輪上的包角（圖7-5(b)），rad； f為帶與帶輪之間的摩擦系數(shù)（對V帶傳動用當量摩擦系數(shù)f V）。 將式(7-5)和(7-6)聯(lián)立求解，可得傳動帶所能傳遞的最大有效圓周力Fmax，即112 0max ffeeFF (7-6) (7-7) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.

13、3.2 傳動帶的應力分析 1. 由緊邊和松邊拉力產(chǎn)生的應力 AFAF 22 11 (7-8) 式中：1緊邊拉應力, MPa； 2松邊拉應力；A為傳動帶的橫截面積，mm2。 1和2值不相等，帶繞過主動輪時，拉力產(chǎn)生的應力由1逐漸降為2 ，繞過從動輪時又由2逐漸增大到1 。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 2. 由離心力產(chǎn)生的應力 帶繞過帶輪做圓周運動時，由于本身質量將產(chǎn)生離心力， 為平衡離心力在帶內引起離心拉力FC及相應的拉應力c。設帶以速度v(ms)繞帶輪運動，帶中的離心拉應力c為 Aqv c 2 (7-9) 式中：q帶每米長度的質量，kgm，其值見表7-2。 離心力引起的拉應力作用在帶

14、的全長上，且各處大小相等。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 3. 由帶彎曲產(chǎn)生的應力 帶繞過帶輪時發(fā)生彎曲(如圖7-6所示)，產(chǎn)生彎曲應力b(只發(fā)生繞在帶輪部分上)，由材料力學公式可得 hE b (7-10) 式中：E帶材料的彈性模量, MPa； 曲率半徑, mm;對V帶有， dd為帶輪基準直徑（如圖7-5(b)所示）； h=ha(見表7-2)。由式(7-10)可見， 帶輪直徑越小，帶越厚，彎曲應力愈大。 2dd 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-6 帶的彎曲應力 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 帶中各截面上的應力大小， 如用自該處所作的徑向線(即把應力相位轉90)長短可

15、畫成如圖7-7所示的應力分布圖。可見， 帶在工作中所受的應力是變化的，最大應力由緊邊進入小帶輪處，其值為 max=1+c+b1 (7-11) 在一般情況下，彎曲應力最大，離心應力較小。離心應力隨帶速的增加而增加。 顯然處于變應力狀態(tài)下工作的傳動帶，當應力循環(huán)次數(shù)達 到某一值后， 帶將發(fā)生疲勞破壞。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-7 帶工作時應力變化 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.3.3 帶傳動的彈性滑動 帶工作時，如帶不伸長，主動輪和從動輪的圓周速度v1和v2將與帶的線速度相等，即 100060 100060 221 111 021 ndv ndv vvv dd則理論

16、傳動比i為 1221 ddddnni (7-12) (7-13) 式中：dd1，dd2帶輪的基準直徑，mm。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-8 帶傳動中的彈性滑動 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 彈性滑動會引起下列后果： (1) 從動輪的圓周速度總是落后于主動輪的圓周速度，并隨載荷變化而變化，導致此傳動的傳動比不準確。 (2) 損失一部分能量，降低了傳動效率，會使帶的溫度升高， 并引起傳動帶磨損。由于彈性滑動引起從動輪圓周速度低于主動輪圓周速度，其相對降低率通常稱為帶傳動滑動系數(shù)或滑動率，用表示 11 22111 21 %100nd ndndv vv d dd (7-14)

17、 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 這樣，計入彈性滑動時的從動輪轉速n2與主動輪轉速n1的關系應為 1212 1 221 )1( )1( nddn d dnni dd d d (7-15) 由于滑動率隨所傳遞載荷的大小而變化，不是一個定值，故帶傳動的傳動比亦不能保持準確值。帶傳動正常工作時，其滑動率12，在一般情況下可以不予考慮。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.3.4 打滑現(xiàn)象 帶傳動是靠摩擦工作的，在初拉力F0一定時，當傳遞的有效圓周力F超過帶與輪面間的極限摩擦力時，帶就會在帶輪輪面上發(fā)生明顯的全面滑動， 這種現(xiàn)象稱為打滑。當傳動出現(xiàn)打滑現(xiàn)象時，雖然主動帶輪仍在繼續(xù)轉動，但從

18、動帶輪及傳動帶有較大的速度損失，使帶傳動處于不穩(wěn)定狀態(tài)，甚至完全不動。由于大帶輪上的包角大于小帶輪的包角，由式（7-7）可知，打滑總是在小帶輪上首先開始的。打滑是一種有害現(xiàn)象， 它將使傳動失效并加劇帶的磨損。因此，在正常工作時，應避免打滑現(xiàn)象。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.3.5 帶的疲勞破壞 帶在工作時的應力隨著帶的運轉而變化，是交變應力。 轉速越高、帶越短，單位時間內帶繞過帶輪的次數(shù)越多， 帶的應力變化就越頻繁。長時期工作，傳動帶在交變應力的反復作用下會產(chǎn)生脫層、撕裂，最后導致疲勞斷裂，從而使傳動失效。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.4 V帶傳動選用計算 7.4.

19、1 設計準則和單根V帶額定功率 1. 設計準則 由于帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞，因此帶傳動的設計準則是：在保證帶傳動不打滑的條件下，使V帶具有一定的疲勞強度。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 2. 單根V帶額定功率 單根V帶所能傳遞的功率與帶的型號、長度、帶速、帶輪直徑、包角大小以及載荷性質等有關。為了便于設計，測得在載荷平穩(wěn)、包角為180及特定長度的實驗條件下，單根V帶在保證不打滑并具有一定壽命時所能傳遞的功率P0(kW)，稱為額定功率。各種型號的P 0值見表7-4。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-4 單根普通V帶的基本額定功率P0 (1=2=180，特定長度，

20、載荷平穩(wěn)) 單位： kW 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-4 單根普通V帶的基本額定功率P0 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 當實際使用條件與實驗條件不符合時，此值應當加以修正， 修正后即得實際工作條件下單根V帶所能傳遞的功率P的計算公式如下： P=(P0+P0)KKL (7-16) 式中：K包角系數(shù)，考慮不同包角對傳動能力的影響，其值見表7-5； K L長度系數(shù)，考慮不同帶長對傳動能力的影響，其值見表7-3； P0功率增量(kW)， 考慮傳動比i1時帶在大帶輪上的彎曲應力較小，從而使P0值有所提高，P0值見表7-6。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-5 包 角

21、系 數(shù) K 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-6 單根普通V帶i1時額定功率的增量P0 單位：kW 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-6 單根普通V帶i1時額定功率的增量P0 單位：kW 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.4.2 設計計算的一般步驟和方法 1. 確定設計功率PC 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率再考慮載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素而確定的，表達式如下。 PC=KAP (7-17) 式中: P所需傳遞的名義功率，kW； K A工作情況系數(shù)， 按表7-7選取。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-7 工作情況系數(shù)KA 第 7章

22、 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 2. 選擇帶型 V帶的帶型可根據(jù)設計功率PC和小帶輪轉速n1由圖7-9選取。當PC和n1值坐標交點位于或接近兩種型號區(qū)域邊界處時， 可取相鄰兩種型號同時計算，比較結果，最后選定一種。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-9 普通V帶選型圖 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 3. 確定帶輪的基準直徑dd1。dd2 (1) 選取小帶輪基準直徑dd1 。如前所述，帶輪直徑越小， 則帶的彎曲應力越大，易于疲勞破壞。V帶輪的最小直徑ddmin見表7-8。選擇較小直徑的帶輪，傳動裝置外廓尺寸小、重量輕； 而帶輪直徑增大，則可提高帶速、減小帶的拉力，從而可能減少V帶

23、的根數(shù)，但這樣將增大傳動尺寸。設計時可參考圖7-9中給出的帶輪直徑范圍按標準取值。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-8 V帶輪的最小直徑 注： 帶輪的基準直徑系列是20 22.4 25 28 31.5 35.5 40 45 50 56 63 71 75 80 85 90 95 100 106112 118 125 132 140 150 160 170 180 200 212 224 236 250 265 280 300 315 335 375 400 425 450 475 500 530 560 600 630 670 710 750 800 9001000 1060 112

24、0 1250 1600 2000 2500 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (2) 驗算帶的速度。由式（7-4）可知，傳遞一定功率時， 帶速愈高，圓周力愈小，所需帶的根數(shù)愈少，但帶速過大，帶在單位時間內繞過帶輪的次數(shù)增加，使疲勞壽命降低。同時，增加帶速會顯著地增大帶的離心力，減小帶與帶輪間接觸壓力。 當帶速達到某一數(shù)值后，不利因素將超過有利因素，致使P0降低，設計時應使vvmax。一般在v=525 m/s內選取，以v=2025 m/s最有利。對Y、Z、A、B、C型帶v max=25 m/s，對D、E型帶，vmax=30 m/s。如vvmax，應減小dd。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳

25、 動 （3）確定大帶輪的基準直徑dd2。大帶輪基準直徑 計算后也應按表7-8直徑系列值圓整。當要求傳動比精確時， 應考慮滑動系數(shù)來計算輪徑，此時dd2可不圓整。 1212 dd dnnd )1( 1212 dd dnnd (7-18) 通常取=0.02。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 4. 確定中心距和帶長 當中心距較小時，傳動較為緊湊，但帶長也減小，在單位時間內帶繞過帶輪的次數(shù)增多，即帶內應力循環(huán)次數(shù)增加，會降低帶的壽命。而中心距過大時則傳動的外廓尺寸大，且高速時容易引起帶的顫動， 影響正常工作。 一般推薦按下式初步確定中心距a0，即 a0=(0.72)(dd1+dd2) (7-19

26、) 初選a 0后，可根據(jù)下式計算V帶的初選長度L0。 0 2122100 4 )()(22 addddaL dddd (7-20) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 根據(jù)初選長度L0，由表7-3選取與L0相近的基準長度Ld，作為所選帶的長度，然后就可以計算出實際中心距a，即 2 00 LLaa d (7-21) 考慮到安裝調整和帶松弛后張緊的需要，應給中心距留出一定的調整余量。中心距的變動范圍為 ddLaa Laa 03.0015.0maxmin (7-22) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 5. 驗算小帶輪包角1小帶輪包角可按下式計算 3.57)(180 12 1 add dd (

27、7-23) 一般要求1120否則應適當增大中心距或減小傳動比，也可以加張緊輪。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 6. 確定V帶根數(shù)z LCC KKPP PPPz )( 00 (7-24) 帶的根數(shù)z應圓整，為使各根帶受力均勻，其根數(shù)不宜過多， 一般取z25根為宜，最多不能超過810根，否則應改選型號或加大帶輪直徑后重新設計。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7. 計算初拉力F0和軸上壓力FQ （1）初拉力。初拉力F0過小，則產(chǎn)生的摩擦力小，傳動易打滑。初拉力愈大，帶對輪面的正壓力和摩擦力也愈大，不易打滑，即傳遞載荷的能力愈大： 但初拉力過大會增大帶的拉應力，從而降低帶的疲勞強度，同

28、時作用在軸上的載荷也大，故初拉力的大小應適當。 考慮離心力的影響時，單根V帶的初拉力可按下式計算 NqvKvzPF C 20 15.2500 (7-25) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 （2） 軸上壓力。帶的張緊對安裝帶輪的軸和軸承來說， 會影響其強度和壽命。因此必須確定作用在軸上的徑向壓力FQ， 為了簡化計算，通常不考慮松邊、緊邊的拉力差，近似按帶兩邊的初拉力的合力來計算。 由圖7-10可知 2sin2 10 zFFQ 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-10 作用在帶輪軸上的載荷 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 8. 帶輪設計 帶輪設計包括以下內容：確定結構類型、結構

29、尺寸、輪槽尺寸、 材料，畫出帶輪工作圖。 【例7-1】試設計帶式輸送機的V帶傳動，采用三相異步電機Y160L6，其額定功率P11kW，轉速n1970r/min，傳動比i=2.5，兩班制工作。 解 (1) 確定計算功率P C，選取V帶類型。 查表7-7得工作情況系數(shù)KA=1.2，根據(jù)式(7-17)有 PC=KAP=1.211=13.2kW 根據(jù)FC13.2 kW、n1970r/min，從圖7-9中選用B型普通V帶。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (2) 確定帶輪基準直徑。 由表7-8查得主動輪的最小基準直徑dd1min=125 mm，根據(jù)帶輪的基準直徑系列，取dd1160 mm。 根據(jù)式

30、(7-13)，計算從動輪基準直徑 dd2=dd1i=1602.5=400 mm 根據(jù)基準直徑系列，取d d2=400 mm。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (3) 驗算帶的速度。根據(jù)式(7-12)有 smndv d /13.8100060 970160100060 11 1 速度在5m/s25 m/s內，合適。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (4) 確定普通V帶的基準長度和傳動中心距。根據(jù)式(7-19) mma 1120392)400160)(27.0(0 初步確定中心距a0=800 mm。 根據(jù)式(7-20)計算帶的初選長度 mmaddddaL dddd 24988004 )

31、160400()400160(28002 4 )()(22 20 2122100 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 根據(jù)表7-3選帶的基準長度Ld=2500 mm。 根據(jù)式(7-21)，帶的實際中心距a mmLLaa d 8012249825008002 00 根據(jù)式7-22可知，中心距可調整范圍為 mmamm 876764 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (5) 驗算主動輪上的包角1。根據(jù)式(7-23)有 1633.578011604001803.57)(180 121 add dd 主動輪上的包角合適。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (6) 計算V帶的根數(shù)z。 根據(jù)式(7

32、-24) LCC KKPP PPPz )( 00 由B型普通V帶，n1970rmin，dd1160mm，查表7-4得P0=2.70 kW；由i2.5，查表7-6得 P0 0.3kW；由1163， 查表7-5得K 0.953；由Ld=2500 mm，查表7-3得KL=1.03。則 5.403.1953.0)3.070.2( 2.13)( 00 LC KKPP Pz 取z=5根。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (7) 計算初拉力F0。根據(jù)式(7-25)有 20 15.2500 qvkvzPF C 查表7-2得q=0.17kgm，故 NqvkvzPF C 27513.817.01953.0

33、5.2513.8 2.13500 15.2500 220 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (8) 計算作用在軸上的壓力FQ。 根據(jù)式(7-26)有 NzFF Q 8.27192163sin275522sin2 10 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.5 V帶輪材料和結構 帶輪通常由三部分組成：輪緣(用以安裝傳動帶)、 輪轂(與軸聯(lián)接)、 輪輻或腹板(聯(lián)接輪緣和輪轂)。 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面要仔細加工，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡。 對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小。 帶輪的常用材料是鑄鐵，如HT150、HT200；轉速較高時可用鑄

34、鋼或用鋼板沖壓后焊接而成；小功率時可用鑄鋁或非金屬。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 帶輪的典型形式有如下幾種， 如圖7-11所示： （1） 實心輪用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時)； （2） 腹板輪用于中小尺寸的帶輪(dd300mm時)； （3） 孔板輪用于尺寸較大的帶輪(dd d)100 mm時)； （4） 橢圓輪輻輪用于尺寸大的帶輪(d d 500mm時)。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-11 帶輪的結構(a) 實心輪； (b) 腹板輪；(c) 孔板輪； (d) 橢圓輪輻輪 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-9 普通V帶輪的輪槽尺寸 第 7章 帶 傳

35、 動 和 鏈 傳 動 7.6 帶傳動的張緊 1. 定期張緊裝置 定期張緊裝置是利用定期改變中心距的方法來調節(jié)傳動帶的初拉力，使其重新張緊。在水平或傾斜不大的傳動中，可采用如圖7-12(a)所示滑道式結構。電動機裝在機座的滑道上，旋動調節(jié)螺釘推動電動機，調節(jié)中心距以控制初拉力，然后固定。 在垂直或接近垂直的傳動中，可以采用如圖7-12(b)所示的擺架式結構。電動機固定在搖擺架上，用旋動調節(jié)螺釘上的螺母來 調節(jié)。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-12 張緊裝置 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 2. 自動張緊裝置 圖7-12(c)所示是一種能隨外載荷變化而自動調節(jié)張緊力大小的裝置。

36、它將裝有帶輪的電機放在擺動架上，當帶輪傳遞轉矩T1時，在電機座上產(chǎn)生反力矩TR，使電機軸O繞搖擺架軸O1向外擺動。工作中傳遞的圓周力愈大，反力矩TR愈大；電機軸向外擺動角度愈大， 張緊力愈大。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 3. 張緊輪張緊裝置 采用張緊輪進行張緊，一般用于中心距不可調的情況。 因置于緊邊需要的張緊力大，且張緊輪也容易跳動，通常張緊輪置于帶的松邊。圖7-12(d)所示為用張緊輪進行張緊的機構。 張緊輪壓在松邊的內側，張緊輪應盡量靠近大帶輪，以免小帶輪上包角減小過多。圖7-12(e)所示是張緊輪壓在松邊的外側， 它使帶承受反向彎曲，會使壽命降低。這種裝置常用于需要增大包角

37、或空間受限制的傳動中。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.7 同步帶傳動簡介 同步帶傳動是通過帶齒與輪齒的嚙合傳遞運動和動力，如圖7-13所示。與摩擦型帶傳動相比，同步帶傳動兼有帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動的一些特點。具有傳動比準確、效率高、傳動平穩(wěn)、 噪音低、使用壽命長、中心距允許范圍大、軸上壓力小、 能承受一定沖擊、不需潤滑、較其他類型帶傳動結構緊湊等優(yōu)點。同步帶傳動的速度最大可到80 m/s，單級傳動比可達10，傳動效率可達0.980.99，傳動功率可到幾百千瓦?，F(xiàn)已廣泛用于各種精密儀器、計算機、汽車、數(shù)控機床、石油機械等機械傳動中。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-13

38、 同步帶傳動 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-14 同步帶常用齒形 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.8 鏈 傳 動 概 述 圖7-15 滾子鏈傳動 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-16 齒形鏈傳動 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 鏈傳動為具有中間撓性件的嚙合傳動， 與帶傳動相比較， 其主要特點是： （1）能獲得準確的平均傳動比，但瞬時傳動比不恒定。在工況相同時， 鏈傳動結構更為緊湊，傳動效率較高。 （2） 鏈傳動所需張緊力小， 故鏈條對軸的壓力較小。 （3） 可在高溫、 油污、潮濕等環(huán)境惡劣情況下工作。 （4）中心距較大而結構簡單，對制造與安裝精度要求較

39、低。 （5）傳動平穩(wěn)性差，有噪音，磨損后易發(fā)生跳齒和脫鏈， 急速反向轉動的性能差。 鏈傳動主要用于平均傳動比要求準確，且兩軸相距較遠， 工作條件惡劣，不宜采用帶傳動和齒輪傳動的場合。通常傳遞 功率P100kW，傳動比i8，鏈速v15m/s，效率約為0.950.98。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.8.2 滾子鏈及其鏈輪 1. 滾子鏈的結構和規(guī)格 圖7-17 套筒滾子鏈 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-18 滾子鏈接頭鏈節(jié) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 鏈條上相鄰銷軸的中心距稱為節(jié)距，以p表示， 它是鏈傳動最重要的參數(shù)。 滾子鏈已標準化，分為A、B兩個系列，常用的

40、A系列滾子鏈的主要參數(shù)和尺寸見表7-10（表中的鏈號數(shù)乘以1.5875即為節(jié)距p值）。后綴A、B為系列代號。從表中可知鏈號數(shù)越大， 鏈的尺寸就越大，其承載能力也就越高。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-10 A系列滾子鏈基本參數(shù)和尺寸 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 注： (1) 多排鏈極限拉伸載荷按表列Q值乘以排數(shù)計算； (2) 使用過渡鏈節(jié)時，其極限拉伸載荷按表列數(shù)值80計算。 滾子鏈的標記為鏈號-排數(shù)鏈節(jié)數(shù) 標準代號 例如： A系列滾子鏈，節(jié)數(shù)p=25.4 mm，雙排，鏈節(jié)數(shù)88， 則其標記方法為：16A-288 GB1243.1-83 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳

41、 動 圖7-19 雙排滾子鏈 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 2. 鏈輪的材料和結構 鏈條元件材料為經(jīng)過熱處理的碳素鋼或合金鋼，具體牌號及熱處理后的硬度值見有關標準。 鏈輪的齒形應易于加工，不易脫鏈，能保證鏈條平穩(wěn)、順利地進入和退出嚙合，并使鏈條受力均勻。 圖7-20所示為國家標準(GB1244-85附錄D)規(guī)定的滾子鏈鏈輪端面齒形，由aa、ab和cd三段圓弧和一段直線bc構成，簡稱“三圓弧一直線”齒形。這種齒形可用標準刀具以范成法加工， 其斷面齒形無需在工作圖上畫出，只需注明“齒形按3R GB1244-85制造”即可。這種齒形具有接觸應力小，磨損輕， 沖擊小， 齒頂較高不易跳齒和脫鏈。

42、 ( ( ( 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-20 滾子鏈鏈輪端面標準齒形 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 鏈輪的主要尺寸計算公式為分度圓直徑 )/180sin( zpd (7-27) 齒頂圓直徑 zpd a 180cot5.0 (7-28) 齒根圓直徑 df=d-d1 (7-29) 式中: d1滾子直徑，其值見表7-10。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-21 鏈輪結構 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 鏈輪材料應能保證輪齒具有足夠的強度和耐磨性， 故齒面多經(jīng)熱處理。由于小鏈輪的嚙合次數(shù)較大鏈輪的多，磨損和沖擊也較嚴重， 因此小鏈輪的材料應較好， 齒面硬度應

43、較高。 鏈輪常用的材料有碳素鋼(20、35、45)，鑄鐵(HT200)和鑄鋼(ZG310-570)，重要場合可采用合金鋼(20Cr、40Cr、35SiMn等)。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.9 鏈傳動的運動特性 7.9.1 平均鏈速和平均傳動比 滾子鏈結構特點是剛性鏈節(jié)通過銷軸鉸接而成，因此鏈傳動相當于兩多邊形輪子間的帶傳動。鏈條節(jié)距p和鏈節(jié)數(shù)z分別為多邊形的邊長和邊數(shù)。設n1、n2和z1、z2分別為主、從動鏈輪轉速和鏈輪齒數(shù)，則鏈的平均速度為 smpnzpnzv /100060100060 2211 故平均傳動比 1221 zznni (7-31) (7-30) 第 7章 帶

44、傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-22 鏈傳動的速度分析 7.9.2 瞬時鏈速 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 如圖7-22所示，設主動輪的分度圓半徑為R1，并以等角速度1轉動，現(xiàn)通過某一鏈節(jié)AB的運動來分析鏈速v。假設在傳動中緊邊始終處于水平位置。當該鏈節(jié)進入嚙合時（如圖7-22 (a)所示），銷軸A開始隨鏈輪作等速圓周運動，鏈速v是銷軸A圓周速度vA的水平分量。 在圖7-22（b）所示位置時，鏈速為 v=v A cos=R11cos (7-32) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 式中為鉸鏈A在鏈輪上的相位角。從銷軸A進入嚙合到銷軸B也進入嚙合為止，角將在-1/2和+1/2之間變化。

45、當=1/2時，鏈速最小，vmin=R11cos1/2(如圖7-22（a）， （d）)；當=0時，鏈速最大，vmax=R11(如圖7-22（c）)。由此可見，在鏈節(jié)AB的嚙入過程中，主動鏈輪雖然以等角速度1轉動，而鏈條的瞬時速度卻按上述規(guī)律呈周期性的變化。 每轉過一個鏈節(jié)，鏈速的這種變化就重復一次。主動鏈輪的齒數(shù)越少，角的變化范圍就越大( 1=360/z1)， 鏈速的不均勻性也就越顯著。與此同時，鏈節(jié)銷軸A速度的垂直分量（v=vAsin=R11 sin）也在周期性地變化使鏈條沿鉛垂方向產(chǎn)生有規(guī)律的振動。 瞬時鏈速的變化規(guī)律如圖7-23所示。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-23 鏈速

46、的不均勻性 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 由于鏈速的變化以及從動鏈輪相位角(圖7-22(e)的不斷變化，從動鏈輪的角速度2也是變化的，由此可得到鏈傳動的瞬時傳動比 coscos coscoscos 1221 21122 RRi RRR v (7-33) 只有當鏈輪齒數(shù)z1=z2、且傳動中心距為鏈節(jié)距的整數(shù)倍時，才能使和的變化時時相同，瞬時傳動比才能恒定不變(i=1)。 因此設計鏈傳動時應合理選擇參數(shù)，以期減輕振動和動載荷。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.10 滾子鏈傳動的設計計算 7.10.1 鏈傳動的主要失效形式 鏈輪和鏈條相比，鏈輪的強度高，使用壽命較長，所以鏈傳動的失

47、效，主要是鏈條的失效，其主要失效形式是： (1) 鏈條疲勞破壞。 鏈條各元件在變應力作用下，經(jīng)過一定循環(huán)次數(shù)，鏈板發(fā)生疲勞斷裂，滾子、套筒表面出現(xiàn)疲勞點蝕和疲勞裂紋。在正常潤滑條件下，鏈板的疲勞強度是決定鏈傳動承載能力的主要因素。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (2) 鏈條鉸鏈的磨損。 鉸鏈磨損會使鏈節(jié)距增大而產(chǎn)生跳齒和脫鏈。該失效形式一般發(fā)生在開式或潤滑不良的鏈傳動中。 (3) 鏈條鉸鏈膠合。 在潤滑不當或鏈輪轉速過高時，鏈條鉸鏈的銷軸和套筒的工作表面會因潤滑油膜破壞，在高溫、高壓下直接接觸導致兩表面粘結，相對運動使粘結部位撕開，形成表面撕開而損壞，稱為膠合。因而要限制鏈傳動的極限轉

48、速。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.10.2 極限功率曲線 圖7-24所示為按一定使用壽命條件由實驗作出的單排鏈極限功率曲線圖。由圖可知，在潤滑良好的條件下，中、低速時鏈傳動的承載能力主要取決于鏈板的疲勞強度(曲線2)；隨著轉速的提高，沖擊載荷增大，其承載能力又主要取決于套筒和滾子的沖擊疲勞強度(曲線3)；此時隨轉速增加，鏈的傳動能力逐漸降低，直至出現(xiàn)鉸鏈的膠合(曲線4)。曲線OABC即為考慮三種失效形式時，該鏈的極限功率曲線。為安全可靠，在實際使用時應取經(jīng)修正后的額定功率曲線作為傳動的設計依據(jù)。虛線6是潤滑不良或工作條件惡劣時由磨損限定的極限功率曲線，此時 鏈傳動所能傳遞功率很小

49、，應盡量避免發(fā)生這種情況。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-24 極限功率曲線 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.10.3 額定功率曲線 圖7-25為標準單排A系列滾子鏈的額定功率曲線，在特定的實驗條件下由實驗結果繪制而成。特定的實驗條件是：兩鏈輪軸平行，水平布置，兩鏈輪共面；單排鏈，小鏈輪齒數(shù)z119，鏈長Lp100節(jié)；載荷平穩(wěn)，預期工作壽命15 000h；符合規(guī)定的潤滑方式(如圖7-26)；鏈條因磨損引起的相對伸長量不超過3。根據(jù)小鏈輪轉速n 1可在圖上查出該情況下各型號鏈條所能傳遞的功率P0，也可由所要求傳遞的功率在圖中選定所需鏈條的型號。 第 7章 帶 傳 動 和

50、鏈 傳 動 若實際潤滑條件與圖7-26推薦的潤滑方式不同時，由圖7-25查得的P0值應予適當降低：v1.5 m/s時，如潤滑條件不良取(0.30.6) P0 ，如無潤滑則取0.15P0 ；當1.5m/sv7m/s時， 如潤滑條件不良取(0.150.3) P0 ；當v7m/s時，如潤滑不良， 傳動不可靠，不宜采用鏈傳動。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-25 標準單排A系列滾子鏈的額定功率曲線 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-26 推薦的潤滑方式 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.10.4 滾子鏈傳動的設計計算 1. 已知條件 鏈傳動設計通常已知的條件是：傳動的用

51、途、工作情況、 原動機和工作機種類、傳遞的功率和載荷性質、鏈輪的轉速n1、 n2或傳動比i，以及對結構尺寸的要求。 2. 鏈傳動主要參數(shù)的選擇 （1）傳動比i。通常鏈傳動傳動比i7，推薦i=23.5。當工作速度較低(v2ms)且載荷平穩(wěn)、傳動外廓尺寸不受限制時， 允許i10。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-11 小鏈輪齒數(shù)z1與鏈速 （2） 鏈輪齒數(shù)z1、z2。為減小鏈傳動的動載荷，提高傳動平穩(wěn)性，小鏈輪齒數(shù)不宜過少，可參照鏈速(見表7-11)和傳動比i選取(見表7-12)，推薦z1 =29-2i。當鏈速很低并要求結構緊湊時， 也可取小鏈輪最少齒數(shù)zmin=9。 第 7章 帶 傳

52、 動 和 鏈 傳 動 表7-12 小鏈輪齒數(shù)z1與傳動比i 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 當z1確定后，則大鏈輪齒數(shù)z2=iz1，并圓整為整數(shù)。為避免跳齒和脫鏈現(xiàn)象，減小傳動外廓尺寸和重量， 大鏈輪齒數(shù)不宜太多，一般應使z2120。 從減小傳動速度不均勻性和動載荷考慮，小鏈輪齒數(shù)z1應受到鏈速的限制(見表7-11)；而從限定大鏈輪齒數(shù)和減小傳動尺寸出發(fā)，小鏈輪齒數(shù)z1亦受到傳動比的制約(見表7-12)。通常在設計中，可先由表7-12按傳動比選定小鏈輪齒數(shù)z 1，表7-11用于鏈速的核驗。 由于鏈節(jié)數(shù)常為偶數(shù)，考慮到鏈條和鏈輪輪齒的均勻磨損， 鏈輪齒數(shù)一般應取與鏈節(jié)數(shù)互為質數(shù)的奇數(shù)。鏈輪

53、齒數(shù)優(yōu)選數(shù)列： 17、 19、 21、 23、 25、 38、 57、 76、 95、 114。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 （3） 鏈節(jié)距p和排數(shù)。在一定條件下，鏈節(jié)距越大，承載能力越高，但傳動平穩(wěn)性降低，動載荷及噪音隨之加大。因此設計時應盡量選用小節(jié)距的單排鏈，高速重載時可選用小節(jié)距的多排鏈。 適宜選用的鏈節(jié)距p可根據(jù)單排鏈的額定功率Po和小鏈輪轉速n1從圖7-25查出。但當鏈傳動實際工作條件與額定功率Po值的制定條件不相同時，需引入一系列相應的系數(shù)對P o 值加以修正，才能得到鏈傳動的設計功率PC(kW)。 pzAC KK PKP (7-34) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳

54、 動 式中： P傳遞的功率；KA工況系數(shù)， 見表7-13； Kz小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，見表7-14； Kp多排鏈系數(shù)，見表7-15。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-13 工作情況系數(shù) 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 表7-14 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)Kz 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 （4） 中心距a和鏈節(jié)數(shù)Lp。中心距的大小對鏈傳動的工作性能也有較大的影響。中心距過小，鏈在小鏈輪上的包角減小， 且鏈的循環(huán)頻率增加而影響傳動壽命；中心距過大，傳動外廓尺寸加大，且易因鏈條松邊垂度太大而產(chǎn)生抖動。一般初選中心距a0=(3050)p，最大可為amax=80p。 鏈條的長度一般用節(jié)數(shù)Lp

55、表示，Lp=L/p，L為鏈長。根據(jù)帶長的計算公式（式(7-20)），可導出鏈節(jié)數(shù)的計算公式 21202100 222 zzapzzpaLp（7-35） 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 初算出的鏈節(jié)數(shù)Lp0，必須圓整為相近的整數(shù)Lp，最好為偶數(shù)， 以避免使用過渡鏈節(jié)。根據(jù)鏈節(jié)數(shù)Lp，就能算出鏈傳動的實際中心距 21222121 28224 zzzzLzzLpa pp 一般情況下，a和a0相差很小，亦可由下式近似計算 pLLaa pp 2 00 （7-37） 為了便于鏈條的安裝和保證合理的松邊下垂量，實際安裝中心距應比計算中心距小25mm。中心距一般設計成可以調節(jié)的，以便鏈節(jié)鉸鏈磨損變長后能

56、調節(jié)鏈條的張緊程度；否則應設有張緊裝置。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 （5） 鏈條作用在軸上的拉力FQ。鏈傳動和帶傳動相似，在安裝時鏈條也有一定的張緊力，其目的是使鏈條工作時松邊不致過松，防止跳齒和脫鏈現(xiàn)象。由于張緊力的存在，所以鏈條對軸也存在作用力FQ ，一般取 FQ=(1.21.3)F （7-38） 式中：F圓周力，即鏈的工作拉力（由式（7-4）計算得到）, 有沖擊、振動時取較大值。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 【例7-2】試設計一鏈式輸送機上的滾子鏈傳動。已知電機額定功率P=7.5kW，主動鏈輪轉速n1=960rmin，從動鏈輪轉速n2=320 rmin，載荷平穩(wěn)，中

57、心距可以調整。要求設計此鏈傳動。 解 選擇鏈輪的齒數(shù)設計步驟和方法如下： （1） 確定鏈輪齒數(shù)z1，z2。 傳動比 3320960 21 nni 假定鏈速v=38m/s，并參考i=3，由表7-12，表7-11選取小鏈輪齒數(shù)z123； 大鏈輪齒數(shù) z2iz1=323=69。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (2) 確定鏈條節(jié)距p。 由式(7-34) pz AKKPKP 0式中：小鏈輪齒數(shù)系數(shù)Kz由表7-14查得，Kz1.23； 多排鏈系數(shù)Kp（按雙排鏈考慮），由表7-15查得，Kp1.7；工作情況系數(shù)KA，由表7-13查得， KA 1.0。 kWKKPKP pz A 66.47.123.1

58、 0.15.7C 根據(jù)PC4.66 kW，n1970 rmin，由圖7-25選定鏈號為10A，節(jié)距p15.875mm。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (3) 驗算鏈速v。由式(7-30) smpnzv /84.5100060 960875.1523100060 11 由表7-11知，鏈速合適；按圖7-26，傳動采用油浴潤滑。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (4) 確定中心距a和鏈條節(jié)數(shù)Lp。 初選中心距a0：取a0 40p635 mm。 確定鏈條節(jié)數(shù)Lp： 3.1272 2369635875.1526923875.15 6352 222 221202100 zzapzzpaLp

59、取鏈節(jié)數(shù)Lp=126。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 計算實際中心距a： 22 21222121 2 2369826923126269231264875.15 28224 zzzzLzzLpa pp考慮安裝垂度，取a=625mm。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 （5） 計算壓軸力FQ。 由式（7-4），并考慮鏈的工作情況系數(shù)KA1.3，得鏈的實際拉力F NvPF C 5.166984.5 3.15.710001000 由式（7-38），得壓軸力FQ FQ=1.3F=1.31669.5=2170.4N 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 (6) 鏈輪的材料及熱處理。鏈輪材料選用

60、45鋼， 經(jīng)熱處理后硬度為4050HRC。 (7) 鏈輪的結構和技術設計（略）。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7.10.5 鏈傳動的布置、 張緊與維護1. 鏈傳動的布置 表7-16 鏈傳動的布置 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 續(xù)表 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 2. 鏈傳動的張緊 圖7-27 鏈傳動的壓輪張緊 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 圖7-28 鏈傳動的壓板和托板張緊 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 3. 鏈傳動的潤滑 潤滑對鏈傳動影響很大，良好的潤滑將減少磨損，緩和沖擊，延長鏈條的使用壽命。潤滑方式的選擇應當按照圖6-26進行。潤滑油推薦使用L-

61、AN32，L-AN46和L-AN68號全損耗系統(tǒng)用油。低溫條件下取L-AN32 油。對于開式或低溫重載傳動可在潤滑油中加入MoS 2，WS2等添加劑。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 習 題 7-1 窄V帶傳動與普通V帶傳動有什么不同?帶傳動為什么會產(chǎn)生彈性滑動？彈性滑動與打滑有什么不同？ 7-2 設計V帶傳動時，如果根數(shù)過多，如何處理？如果小帶輪包角太小， 如何處理？ 7-3 設計V帶傳動時，為什么要限制速度？為什么直徑不宜取得太??？ 7-4 設單根V帶所能傳遞的最大功率P max= 4.2 kW，已知主動輪直徑D1=160mm，轉速n1=1500 r/min，包角1= 140，帶與帶

62、輪間的當量摩擦系數(shù)fv=0.2， 求有效拉力F ，緊邊拉力F1。 第 7章 帶 傳 動 和 鏈 傳 動 7-5 已知V帶傳動的主動輪直徑da1=100 mm，從動輪直徑da2=400 mm，主動輪裝在三相異步電動機上，電動機轉速n11450rmin，采用二根(A1800)V帶，三班制工作，載荷較平穩(wěn)。 試求該傳動所能傳遞的功率。 7-6 試設計一液體攪拌機用的V帶傳動。小帶輪裝在電動機軸上，電動機功率P=1.5 kW，轉速n 1=940rmin，從動輪轉速n2=290 rmin，二班制工作，要求中心距不超過500mm。 7-7 鏈傳動屬于何種傳動？鏈傳動與帶傳動比較有哪些特點？ 第 7章 帶

63、傳 動 和 鏈 傳 動 7-8 為什么鏈傳動的瞬時速度是變化的？選擇滾子鏈參數(shù)的依據(jù)是什么？ 7-9 鏈工作一段時間后發(fā)生脫鏈的主要原因是什么？鏈傳動的合理布置方式有哪些？試說明理由。 7-10 鏈條的張緊作用是否與帶傳動相同？都有哪些張緊方式？ 7-11 設計一帶式輸送機用的滾子鏈傳動。已知，傳遞的名義功率P10kW，主動鏈輪轉速n 1=970r/min，從動鏈輪轉速n2320 rmin，電動機驅動，載荷平穩(wěn)，鏈傳動近于水平布置，中心距不小于550 mm。 7-12 試設計一螺旋輸送機中的滾子鏈傳動，已知傳遞的功率P5kW，主動鏈輪轉速n1960r/min，傳動比i3.2，按推薦方式潤滑，采用電動機驅動，載荷平穩(wěn)。