板链线设计计算任务书---R系列电机
链传动设计计算介绍资料.doc
链传动设计计算介绍资料.doc链传动设计计算一､原始数据传递的功率P,转速n1､n2(或n1､传动比i),原动机种类､载荷性质､传动用途等｡二､设计计算内容链轮齿数､链节距､传动中心距､链节数､链轮毂孔直径､压轴力等三､设计步骤和方法设计类型中､高速(v>=0.6m/s)链传动的设计[步骤] [内容(按功率曲线设计)]1 ◇假定链速,按表3选择小链轮齿Z1◇确定从动轮链轮齿数Z2=Z1n1/n2 (Z2必须≤120) 2 ◇按表4取工作情况系数KA◇确定计算功率:Pca=KAP3 ◇按表5查取小链轮齿数系数KZ､链长系数KL;按表6查取多排链系数Kp(查Kz､KL要先估计工作点在功率曲线顶点的左侧还是右侧)◇计算单根链条所需的额定功率P0P0=Pca/(KZKLKp)4 ◇按图1(功率曲线)查取链节距p(同时核实原工作点位置的估计是否合适)◇按图2确定润滑方式5 ◇初定中心距ao=(30-50)p◇计算链条长度(链节数)Lp,圆整并尽量取偶数6 ◇计算理论中心距◇计算保持合适的安装垂度所需的中心距减小量△a=(0.002-0.04)a◇确定实际安装中心距a'=a-△a7 验算链速,核实原假定是否恰当8 ◇按表7确定链轮各部分尺寸◇按表8验算小链轮榖孔直径dkmax9 ◇确定链传动有效圆周力:Fe=1000Pca/v◇取压轴力系数:KFP=1.15(水平传动)或1.05(垂直传动)◇计算压轴力:Fp≈KFPFe10 写出滚子链标记:链号-排数×整链节数标准号设计类型低速(v<0.6m/s)链传动的设计[步骤] [内容(按静强度设计)]1.2 同中､高速链传动的设计步骤1.23 估取链节距p(无法估取时,可参考上述步骤3初定一个节距p)4 计算链的有效圆周力:Fe=1000Pca/v5 ◇按表1查取单位长度链条质量q◇计算链的离心拉力:6 ◇确定中心距a(方法同中､高速链传动的设计步骤5､6)◇取两轮中心线与水平面的夹角α◇按图3查取垂度系数Kf◇计算链的悬垂拉力Ff,取以下两式中的大者:7 计算链的紧边拉力F1=Fe+Fc+Ff8 ◇选择静强度许用安全系数[S]=4-8,令:◇计算单排链极限拉伸载荷Flim,按表1检验原估计的链号是否合适9 按图2确定润滑方式四､设计计算说明1､小链轮齿数Z1小链轮的齿数可根据链速按表3选择｡Z1少可减小外廓尺寸,但齿数过少,将导致: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,铰链磨损加剧;3)链传动的圆周力增大,从而加速了链条和链轮的损坏｡增加小链轮齿数对传动有利,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,还易发生跳齿和脱链,使链条寿命降低｡链轮齿数的取值范围为17≤Z≤120｡由于链节数通常是偶数,为考虑磨损均匀,小链轮齿数一般应取奇数｡Z2=iZ1,通常限制链传动的传动比i≤6,推荐的传动比i=2~3.5｡2､工作情况系数查表4,当工作情况特别恶劣时,值较表值要大得多｡3､链的节距链的节距越大,承载能力就越高,但传动的多边形效应也要增大,振动冲击和噪声也越严重｡所以设计时应尽量选取小节距的单排链或多排链｡链条节距p可根据功率P0和小链轮转速n1由额定功率曲线选取｡4､修正系数式P0=Pca/(KZKLKp)表明单排链的额定功率为P0KZKLKP,这是考虑到链传动的实际工作条件与标准实验条件的不同而引入系数KZKL和KP对P0进行修正｡5､链传动的中心距和链节数中心距过小,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,因而加剧了链节距的磨损和疲劳｡同时,由于中心距小,链条在小链轮上的包角变小,在包角范围内,每个轮齿所受载荷增大,且容易出现跳齿和脱链现象;中心距过大,会引起从动边垂度过大,传动时造成松边颤动｡因此在设计时,若中心距不受其它条件限制,一般可初选a0=(30~50)p,最大取a0max=80p｡6､小链轮毂孔最大直径根据小链轮的节距和齿数由链轮毂孔直径表确定链轮毂孔的最大直径dkmax,若dkmax小于安装链轮处的轴径,则应重新选择链传动的参数(增大Z1或p)｡7､设计计算类型对于链速v<0.6m/s的低速链传动,因抗拉静力强度不够而破坏的几率很大,故常按下式进行抗拉静力强度计算｡§6-5 链传动设计实例例6-1 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KA=1.3,计算功率为Pc =KAP=1.3×7.5kW=9.75kW3､初定中心距a0,取定链节数Lp初定中心距a0=(30~50)p,取a=40p｡取Lp=136节(取偶数)｡4､确定链节距p首先确定系数KZ ,KL,KP｡由表6-3查得小链轮齿数系数KZ=1.34;由图6-9查得KL=1.09｡选单排链,由表6-4查得KP=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=Lpp/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KQ=1.2轴上的压力 FQ =KQF=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FQ=1402.7N｡链传动设计计算举例(附录)设计一小型带式运输机传动系统的链传动,传动示意图如下图所示｡已知小链轮轴传动功率P=6kW,=720r/min,i=3,载荷平稳,链传动中心距应在0.6m左右,两轮中心连线与水平面夹角不超过30°.解:(1) 确定链轮齿数,小链轮的齿数=29-2i=29-2×3=23大链轮的齿数=i z1=3×23=69<120, 允许(2) 确定设计功率Pd式中KA--工况系数,查表, KA=1.0-----小链轮齿数系数,查表,=1.23--多排链排数系数,查表,=1.0(3) 确定链节距p如图虚线所示,查得(720r/min,4.88Kw)坐标点在链号10A和08A的区域内,显然,取链号08A是不安全的,因为坐标点已超出了08A的工作区,因此只有取链号10A｡由表查得,链条节距p=15.875mm｡(4) 初定中心距由题意,初定中心距为=600mm(5)计算链节数(7)确定实际中心距a′a′=a-△a,通常△a=(0.002~0.004)a ,考虑到中心距可调,取△a=0.004=0.004×627=2.5mm,则a′=624.5mm(8)验算链速v合适｡(9)确定润滑方式由P､v查表,知可采用油浴或飞溅润滑｡(10)链轮的设计(略)第四节滚子链传动的设计计算链是标准件,因而链传动的设计计算主要是根据传动要求选择链的类型､决定链的型号､合理地选择参数､链轮设计､确定润滑方式等｡一､链运动的主要失效形式1.铰链磨损链节在进入和退出啮合时,相邻链节发生相对转动,因而在铰链的销轴与套筒间有相对转动动,引起磨损,使链的实际节距变长,啮合点沿链轮齿高方向外移｡当达到一定程度后,就会破坏链与链轮的正确啮合,导致跳齿或脱链,使传动失效｡链条磨损后节距变长的情况如图8–12a所示｡图中D p 为链节距的平均伸长量｡铰链磨损后实际上只是外链节节距伸长了2D p,即p2=p+2D p｡而内链节距是不变的,即p1=p｡如图8–12b所示,可知链轮节圆直径的增量为D d=D p/sin(180°/z)｡由此可见,若D p一定(通常许用伸长率D p/p≤3%),则D d随链轮齿数z的增多而增大｡因此,为了保证链的使用寿命,不致过早产生跳齿或脱链,除应满足规定的润滑状态外,还有必要限制链轮的最大齿数｡a)b)图8–12 链条磨损铰链磨损,过去是链传动的主要失效形式｡近年来,由于链和链轮的材料､热处理工艺､防护与润滑状况都有了很大的改进,链因铰链磨损而失效的形式已经退居次要地位｡只有那些不能保证所要求的润滑状态或防护装置不当的传动,磨损才会成为主要的失效原因｡2.疲劳破坏由于链在运转过程中所受载荷不断改变,因而链是在变应力状态下工作的｡经过一定循环次数后,链的元件将产生疲劳破坏｡滚子链在中､低速时,链板首先疲劳断裂;高速时,由于套筒或滚子啮合时所受冲击载荷急剧增加,因而套筒或滚子先于链板产生冲击疲劳破坏｡在润滑充分和设计､安装正确的条件下,疲劳强度是决定链传动承载能力的主要因素｡3.铰链胶合铰链在进入主动轮和离开从动轮时,都要承受较大的载荷和产生相对转动,当链轮转速超过一定数值时,销轴与套筒之间的承载油膜破裂,使金属表面直接接触并产生很大的摩擦,由摩擦产生的热量足以使销轴和套筒胶合｡在这种情况下,或者销轴被剪断,或者导致销轴､套筒与链板的紧配合松动,从而造成链传动迅速失效｡试验表明,铰链胶合与链轮转速关系极大,因此,链轮的转速应受胶合失效的限制｡4.链被拉断在低速(v<0.6m/s)､重载或尖峰载荷过大时,链会被拉断｡链传动的承载能力受链元件静拉力强度的限制｡少量的轮齿磨损或塑性变形并不产生严重问题｡但当链轮轮齿的磨损和塑性变形超过一定程度后,链的寿命将显著下降｡通常,链轮的寿命为链条寿命的2~3倍以上｡故链传动的承载能力是以链的强度和寿命为依据的｡二､链传动的承载能力链传动在不同的工作情况下,其主要的失效形式也不同,如图8–13所示就是链在一定寿命下,小链轮在不同转速下由于各种失效形式限定的极限功率曲线｡1是在良好而充分润滑条件下由磨损破坏限定的极限功率曲线;2是在变应力作用下链板疲劳破坏限定的极限功率曲线;3是由滚子套筒冲击疲劳强度限定的极限功率曲线;4是由销轴与套筒胶合限定的极限功率曲线;5是良好润滑情况下的额定功率曲线,它是设计时实际使用的功率曲线;6是润滑条件不好或工作环境恶劣情况下的极限功率曲线,在这种情况下链磨损严重,所能传递的功率比良好润滑情况下的功率低得多｡如图8–14所示为A系列滚子链的实用功率曲线图,它是在z1=19､L=100p､单排链､载荷平稳､按照推荐的润滑方式润滑(见图8–15)､工作寿命为15000h､链因磨损而引起的伸长率不超过3%的情况下由实验得到的极限功率曲线(即在如图8–13所示的2､3､4曲线基础上作了一些修正得到的)｡根据小链轮转速n1由此图可查出该情况下各种型号的链在链速v>0.6m/s情况下允许传递的额定功率P0｡当实际情况不符合实验规定的条件时,如图8–14所示,查得的P0值应乘以一系列修正系数,如小链轮齿数系数K Z､链长系数K L､多排链系数K P和工作情况系数K A等(系数值见下节图表)｡当不能按如图8–15所示的方式润滑而使润滑不良时,则磨损加剧｡此时,链主要是磨损破坏,额定功率P0值应降低,当v≤1.5m/s且润滑不良时,为图值的30%~60%;无润滑时为15%(寿命不能保证15000h);当1.5m/s<v≤7m/s且润滑不良时,为图值的15%~30%｡当v>7m/s且润滑不良时,该传动不可靠,不宜采用｡图8-14 A系列滚子链实用功率曲线图8-15 推荐的润滑方式Ⅰ—人工定期润滑Ⅱ—滴油润滑Ⅲ—油浴或飞溅润滑Ⅳ—压力喷油润滑当v<0.6m/s时,链传动的主要失效形式是过载拉断,此时应进行静强度校核｡静强度安全系数S应满足下式要求≥(8–8)链的极限拉伸载荷Q n=nQ,n为排数,单排链的极限拉伸载荷Q见表8–1;工况系数K A见表8–5;链的总拉力F1按式(8–6)计算｡当实际工作寿命低于15000h时,则按有限寿命进行设计,其允许传递的功率可高些｡设计时可参考有关资料｡三､链传动主要参数的选择链传动设计需要确定的主要参数有:链节距､排数及链轮齿数､传动比､中心距､链节数等,下面就这些参数的选择进行分析｡1.链的节距和排数链的节距大小反映了链节和链轮齿的各部分尺寸的大小,在一定条件下,链的节距越大,承载能力越高,但传动不平稳性､动载荷和噪声越严重,传动尺寸也增大｡因此设计时,在承载能力足够的条件下,尽量选取较小节距的单排链,高速重载时可采用小节距的多排链｡一般载荷大､中心距小､传动比大时,选小节距多排链;中心距大､传动比小,而速度不太高时,选大节距单排链｡链条所能传递的功率P0可由下式确定≥(8–9)P c=K A P(8–10)式中P0–––在特定条件下,单排链所能传递的功率(kW)(见图8–14);P c––––链传动的计算功率(kW);K A––––工况系数(表8–5),若工作情况特别恶劣时,K A 值应比表值大得多;表8–5 工况系数K A载荷种类输入动力种类内燃机-液力传动电动机或汽轮机内燃机-机械传动平稳载荷中等冲击载荷较大冲击载荷1.01.21.41.01.31.51.21.41.7K Z–––小链轮齿数系数(表8–6),当工作在如图8–14所示的曲线顶点左侧时(链板疲劳),查表中的K Z,当工作在右侧时(滚子套筒冲击疲劳),查表中的K¢Z;K P–––多排链系数(表8–7);K L–––链长系数(见图8–16),链板疲劳查曲线1,滚子套筒冲击疲劳查曲线2｡根据式(8–9)求出所需传递的功率,再由图8–14查出合适的链号和链节距｡表8–6 小链轮齿数系数K ZZ191011121314151617K Z0.4460.5000.5540.6090.6640.7190.775 0.8310.887K¢Z 0.3260.3820.4410.5020.5660.6330.7010.7730.846Z1192123252729313335 K Z 1.00 1.11 1.23 1.34 1.46 1.58 1.70 1.82 1.93K¢Z1.00 1.16 1.33 1.51 1.69 1.892.08 2.29 2.50表8–7 多排链系数K P排数123456 K P1 1.7 2.5 3.3 4.0 4.6图8-16 链长系数2.传动比i链传动的传动比一般应小于6,在低速和外廓尺寸不受限制的地方允许到10,推荐i=2~3.5｡传动比过大将使链在小链轮上的包角过小,因而使同时啮合的齿数少,这将加速链条和轮齿的磨损,并使传动外廓尺寸增大｡3.链轮齿数z链轮齿数不宜过多或过少｡齿数太少时,1)增加传动的不均匀性和动载荷;2)增加链节间的相对转角,从而增大功率消耗;3)增加链的工作拉力(当小链轮转速n1､转矩T1和节距p一定时,齿数少时链轮直径小,链的工作拉力增加),从而加速链和链轮的损坏｡但链轮的齿数太多,除增大传动尺寸和重量外,还会因磨损而实际节距增长后发生跳齿或脱链现象机率增加,从而缩短链的使用寿命｡通常限定最大齿数≤120｡从提高传动均匀性和减少动载荷考虑,建议在动力传动中,滚子链的小链轮齿数按表8–8选取｡表8–8 滚子链小链轮齿数z1链速v(m/s0.6~33~8>8z1≥17≥21≥25从限制大链轮齿数和减小传动尺寸考虑,传动比大､链速较低的链传动建议选取较少的链轮齿数｡滚子链最少齿数为z min=9｡4.链节数L P和链轮中心距a在传动比i¹1时,链轮中心距过小,则链在小链轮上的包角小,与小链轮啮合的链节数少｡同时,因总的链节数减少,链速一定时,单位时间链节的应力变化次数增加,使链的寿命降低｡但中心距太大时,除结构不紧凑外,还会使链的松边颤动｡在不受机器结构的限制时,一般情况可初选中心距a0=(30~50)p,最大可取a max=80p,当有张紧装置或托板时,a0可大于80p｡最小中心距a min可先按i初步确定｡当i≤3时当i>3时式中d a1､d a2–––两链轮齿顶圆直径｡链的长度常用链节数L P表示,L P=L/p,L为链长｡链节数的计算公式为(8–11)计算出的L p值应圆整为相近的整数,而且最好为偶数,以免使用过渡链节｡根据链长就能计算最后中心距(8–12)为了便于链的安装以及使松边有合理的垂度,安装中心距应较计算中心距略小｡当链条磨损后,链节增长,垂度过大时,将引起啮合不良和链的振动｡为了在工作过程中能适当调整垂度,一般将中心距设计成可调,调整范围D a≥2p,松边垂度f=(0.01~0.02)a｡§8-4链传动的设计1 .链传动的主要失效形式(1)铰链磨损链节在进入和退出啮合时,相邻链节发生相对转动,因而在铰链的销轴与套筒间有相对转动,引起磨损,使链的实际节距变长,啮合点沿链轮齿高方向外移｡当达到一定程度后,就会破坏链与链轮的正确啮合,导致脱链,使传动失效｡链条磨损后节距变长的情况如图8 -12a 所示｡图中为链节距的平均伸长量｡由图8-12b 可知链轮节圆直径的增量为( 8 - 17 )若一定(通常许用伸长率/ p ≤3% ), 随链轮齿数z 的增多而增大｡因此,为了保证链的使用寿命,不致过早产生跳齿和脱链,除应满足规定的润滑状态外,还有必要限制链轮的最大齿数｡( a ) ( b )图8-12 链条磨损(2) 疲劳破坏由于链在运转过程中所受载荷不断改变,因而链是在变应力状态下工作的｡经过一定循环次数后,链的元件将产生疲劳破坏｡滚子链在中､低速时,链板首先疲劳断裂;高速时,由于套筒或滚子啮合时所受冲击载荷急剧增加,因而套筒或滚子先于链板产生冲击疲劳破坏｡在润滑充分和设计､安装正确的条件下,疲劳强度是决定链传动承载能力的主要因素｡(3) 铰链胶合铰链在进入主动轮和离开从动轮时,都要承受较大的载荷和产生相对转动,当链轮转速超过一定数值时,销轴与套筒之间的承载油膜破裂,使金属表面直接接触并产生很大的摩擦,由摩擦产生的热量足以使销轴和套筒胶合｡在这种情况下,或者销轴被剪断,或者导致销轴､套筒与链板的紧配合松动,从而造成链传动迅速失效｡试验表明,铰链胶合与链轮转速关系极大,因此,链轮的转速应受胶合失效的限制｡(4)链被拉断在低速( v < 0.6m /s )､重载或尖峰载荷过大时,链会被拉断｡链传动的承载能力受链元件静拉力强度的限制｡2 .链传动的设计准则少量的轮齿磨损或塑性变形并不产生严重问题｡但当链轮轮齿的磨损和塑性变形超过一定程度后,链的寿命将显著下降｡通常,链轮的寿命为链条寿命的2~3 倍以上｡故链传动的承载能力是以链的强度和寿命为依据的｡3 .滚子链传动的额定功率(1) 滚子链极限功率曲线图滚子链各种失效形式将使链传动的工作能力受到限制｡在选择链条型号时,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P 0 ｡图8-13 是通过实验作出的单排滚子链的极限功率曲线｡ 1 )是在正常润滑条件下,铰链磨损限定的极限功率曲线; 2 )是链板疲劳强度限定的极限功率曲线; 3 )是套筒､滚子冲击疲劳强度限定的极限功率曲线; 4 )是铰链(套筒､销轴)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)｡若润滑不良及工作情况恶劣,磨损将很严重,其极限功率大幅度下降｡如图8-13 中虚线 5 所示｡图8-13 极限功率曲线(2) 滚子链额定功率曲线图图8-14 是部分型号滚子链的额定功率曲线｡它是在特定条件下制定的,即: 1 )小轮齿数z 1 =25 ,链传动比i = 3 ; 2 )链长L p =120 节; 3 )载荷平稳; 4 )润滑充分,按图8-15 推荐的方法润滑; 5 )链条因磨损而引起的相对伸长量不超过; 6 )工作寿命为15000h ;图8-14 A 系列单排滚子链的额定功率曲线图8-14 表明,当采用推荐的润滑方式时,链传动所能传递的功率P 0 ,小轮转速n 1 和链号三者之间的关系｡图8-15 推荐的润滑方式若实际润滑条件与图8-15 推荐的润滑方式不同时,由图8-14 查得的P 0 值应予适当降低: v ≤1.5 m /s 时,如润滑条件不良取(0.3 ~ 0.6) P 0 ,如无润滑则取0.15 P 0 ;当1.5m /s < v ≤7m /s 时, 如润滑条件不良取(0.15 ~ 0.3) P 0 ;当v > 7m /s 时,如润滑不良, 传动不可靠,不宜采用链传动｡(3)设计条件下单排链条传递的功率P ca,单排链传动的计算功率应按下式确定:( 8-18 )式中,P 是为链传动设计功率, kW ;KA是工况系数,见表8-2,K z 是小链轮的齿数系数,见图8-16; K p 为多排链系数,见表8-3 ｡表8-2 工况系数K A从机械特性主要机械特性平稳运转轻微冲击中等冲击电动机､汽轮机和燃气轮机､带有液力耦合器的内燃机6 缸或6 缸以上带机械式联轴器的内燃机､经常启动的电机动(一日两少于 6 缸带机械式联轴器的内燃机次以上)平稳运转液体搅拌机,中小型离心式鼓风机,发电机离心式压缩机,谷物机械,均匀载荷输送机,均匀载荷不反转一般机械｡1.0 1.1 1.3中等冲击半液体搅拌机,三缸以上往复压缩机,大型或不均匀载荷输送机,中型起重机和升降机,重载天轴传动,金属切削机床,食品机械,木工机械,印染纺织机械,大型大型风机,中等载荷不反转一般机械｡1.4 1.5 1.7严重冲击船用螺旋桨,单､双缸往复压缩机,挖掘机,振动式输送机,破碎机,重型起重机,石油钻井机械,锻压机械,线材拉拔机械,冲床,严重冲击､有反转的机械｡1.8 1.92.1图8-16 小链轮齿数系数K z表8-3 多排链系数K P排数 1 2 3 4 5 6K P 1 1.75 2.5 3.3 4 4.64 . 滚子链传动的一般设计计算内容和应注意的问题1) 滚子链传动的一般设计计算内容在设计滚子链传动时,计算依据是滚子链的额定功率曲线,已如前所述它是在特定条件下制定的｡设计时已知条件为: 1 )传递功率; 2 )小链轮､大链轮的转速; 3 )传动用途､载荷性质以及原动机种类｡设计计算的主要内容是: 1 ) z 1 ､z 2 ; 2 )确定链的型号､确定链节距和链排数; 3 )确定中心距 a 和链节数L p ; 4 ) 计算中心距 a c ､实际中心距 a ; 5 ) 作用在轴上的力 F p ｡步骤:1. 确定链轮的齿数和传动比链轮齿数z 1 ､z 2 ｡为减小链传动的动载荷,提高传动平稳性,小链轮齿数不宜过少,可参照传动比i 选取( 见表8-4)｡传动比i ｡通常链传动传动比i ≤7 ,推荐i =2 ~ 3.5 ｡当工作速度较低( v < 2m / s) 且载荷平稳､传动外廓尺寸不受限制时, 允许i ≤10 ｡表8-4 齿数推荐值传动比i 1 ~ 2 3 ~ 4 5 ~ 6 >6齿数z 1 31~27 25 ~ 23 21 ~ 17 17当z 1 确定后,则大链轮齿数z 2 = iz 1 ,并圆整为整数｡为避免跳齿和脱链现象,减小传动外廓尺寸和重量, 大链轮齿数不宜太多,一般应使z 2 ≤120 ｡从减小传动速度不均匀性和动载荷考虑,小链轮齿数z 1 应受到链速的限制;而从限定大链轮齿数和减小传动尺寸出发,小链轮齿数z 1 亦受到传动比的制约｡由于链节数常为偶数,考虑到链条和链轮轮齿的均匀磨损, 链轮齿数一般应取与链节数互为质数的奇数｡链轮齿数优选数列: 17 ､19 ､21 ､23 ､25 ､38 ､57 ､76 ､95 ､114 ｡2. 确定计算单排链的计算功率: 按式8-18确定3 .确定链条型号和节距链节距p 和排数｡在一定条件下,链节距越大,承载能力越高,但传动平稳性降低,动载荷及噪音随之加大｡因此设计时应尽量选用小节距的单排链,高速重载时可选用小节距的多排链｡适宜选用的链节距p ｡链条的型号可根据单排链的计算功率P ca 和小链轮转速n 1 从图8-14 查出｡4 .计算链节数和中心距: 中心距a 和链节数L p ｡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,传动外廓尺寸加大,且易因链条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=80 p ｡按下式计算链节数为过渡链节,应将计算出的链节数Lp0圆整为偶数Lp｡链传动的最大中心距为:f ――中心距计算系数,见表8-5表8 - 5 中心距计算系数 f 15. 计算链速,确定润滑方式根据链速v,由图8-15选择合适的润滑方式｡6. 计算链传动作用在轴上的压轴力FP链传动和带传动相似,在安装时链条也有一定的张紧力,其目的是使链条工作时松边不致过松,防止跳齿和脱链现象｡由于张紧力的存在,所以链条对轴也存在作用力FP,一般取F p = K fp F eF e -有效圆周力, NK fp - 压轴力系数对于水平传动, =1.15 ,对于垂直传动 =1.052) 在进行滚子链传动设计计算时要注意几个问题(1)传动比i 受链轮最小齿数和最大齿数的限制,且传动尺寸也不能过大,因此传动比一般不大于 7 ｡传动比过大时,小链轮上的包角a 1 将会太小,同时啮合的齿数也太少,将加速轮齿的磨损｡因此,通常要求包角a1 不小于120 ° ｡推荐;当m/s ､载荷平稳, i 可达 10 ｡(2)齿数过多,不仅会造成链轮尺寸､质量过大,而且会发生因链条磨损链条节距伸长而发生跳齿和脱链的现象,这同样会缩短链条的使用寿命｡滚子链传动的小链轮齿数z 1 应根据传动比i 来选择｡因链节数常取偶数,故链轮齿数最好取奇数,以使链条和链轮磨损均匀｡。
板链计算书
55重型双板式装配线链条形式P250链条重量(Kg/米)141头尾中心距(米)60链条长度(米)121.57链条重量(Kg)17141.37组数量81.04666667挡板单重6挡板总重486.28链条链板总重(Kg)17627.65工件总重(Kg)23.33333333移动载荷(Kg)17650.98333牵引力(N)17297.96367速度M/MIN12电机功率(KW) 6.372933982头轮转速(转/分)5i总初296i减198i链 1.494949495驱动链轮齿数16.72297297减速机扭距(N.M)3471.2806节距(MM)250分度圆半径(M)0.250000004齿数6安全销细径(MM）112.806201主轴链轮节径(MM）500.0000077安全销作用直径(MM）15安全销抗拉强度（N/MM2）130头轮轴扭距(N.M)6746.205934移动载荷(Kg)8813.825张紧轴牵引力(N)3455.0194链条销轴许用剪切应力140链条销轴直径25链条销轴剪切应力63.84655402链片宽度58链片厚度6材料牌号45抗拉强度s600破断载荷N149040链片挤压应力167.2888793单根链条所受张力4324.490917链片剪切应力90.90909091链条安全系数34.46417229阻力系数W0.00390.0885滚轮轮缘对阻力的影响系数C1 1.2 1.2滚动磨擦系数K10.050.05滚轮轴径上的摩擦系数0.020.14轮轴直径或滚动轴承平均直径d8 3.5滚轮直径D808510000C37884.436164924.97670154417.67设计寿命( h )36500H36500Hfh 2.71 2.71 2.71 fm 1.5 1.5 1.5 fd111 fn 1.073 1.073 1.494 fT111 P10000130020000轴承型号211211UCP32021021013306030930913118038KG其最大弯矩Mmax =Pl/41911000轨道抗弯截面系数W= cm3180.6轨道截面轴惯性距I= cm41204.4轨道弯曲许用应力[σ]N/cm268500轨道最大正应力 σmax=Mmax/w10581.39535碳钢弹性模量E N/cm220600000载荷P=25000÷4=kg6500跨距l=cm120最大挠度fmax =Pl3/48EI0.092428087挠度允许量1000*0.001=1mm14b其最大弯矩Mmax =Pl/41433250轨道抗弯截面系数W= cm3108轨道截面轴惯性距I= cm4866轨道弯曲许用应力[σ]N/cm268500轨道最大正应力 σmax=Mmax/w13270.83333碳钢弹性模量E N/cm220600000载荷P=25000÷4=kg6500跨距l=cm90最大挠度fmax =Pl3/48EI0.054230126挠度允许量1000*0.001=1mm简支梁轨架[14载荷P=25000÷4=kg3200跨距a=cm26.7跨距l=cm90轨道抗弯截面系数W= cm387轨道截面轴惯性距I= cm4609轨道弯曲许用应力[σ]N/cm268500轨道最大正应力 σmax=Mmax/w9624.275862 碳钢弹性模量E N/cm220600000 其最大弯矩Mmax =Pl/4837312最大挠度(cm) fmax =Pal2/24EIX(3-4(a/l)2)0.059646817挠度允许量1000*0.001=1mm台板395X10载荷P=1600÷4=kg3000跨距a=cm5跨距l=cm35轨道抗弯截面系数W= cm326.33333333轨道截面轴惯性距I= cm426.33333333轨道弯曲许用应力[σ]N/cm268500轨道最大正应力 σmax=Mmax/w5582.278481 碳钢弹性模量E N/cm220600000 其最大弯矩Mmax =Pl/4147000最大挠度(cm) fmax =Pal2/24EIX(3-4(a/l)2)0.040365383挠度允许量1000*0.001=1mma39.5 b2。
链板式输送机传动,课程设计
11机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一链板式传输机传动装置机械专业09机械C班设计者：指导老师：2012年5月电子科技大学中山学院机械课程设计任务书1 题目：设计一链板式输送机传动装置2工作条件载荷有轻微震动，连续单向旋转，使用期限10年，小批量生产，两班倒。
3原始数据输送链的牵引力F/KN 输送链的速度v/(m/s) 输送链链轮的节圆直径d/mm1.2 0.75/0.6 92/115传动方案的拟定本设计采用V行带和斜齿齿轮传动，电动机输出的扭矩经过v行带和斜齿齿轮传到输送链链轮上去计算项目及内容主要结果1.电动机的选择1．1选择电动机的类型和结构形式m=28.4N m=61.8N mN m，供以后设计计算使用轴11.04由图可知危险截面在C 截面。
齿轮的现将计算出的C 截面的MH 、MV 及M 的值列于表载荷 水平面H 垂直面V 支反力Ｆ F NH1=114.1N F NH2=-87.5N6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，只需要校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面的强度。
根据式（15-5），轴的计算应力。
大锥齿轮轴的设计计算 根据上面计算可以知道：t F=200N a2=66.024N F r2=28.7N F初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据表15-3，取A 0=112，于是得233min 020.99d =A =112=21153P mm n第12章设计总结经过近三个星期的努力，这次课程设计终于完成了，通过这次课程设计学到了很多东西，巩固和复习了前面所学的知识，对机械设计这个专业有了更深的了解和认识，明白了许多设计中应当注意到的问题，为以后的设计工作打下了基础。
由于时间紧迫，本次设计能够顺利的完成，使我能够明白课程设计中应当请注意的问题，以便使我的遇到困难时能尽快的解决。
其次同学们的讨论和提示也给了我不少的帮助，在此谢谢大家啦。
同时也要感谢学校为我们提供了良好的教学环境，为我们设计提供了硬件支持和提供了各种参考资料。
自动人行道设计计算说明书
1. 踏板线速度计算 1.1 参数电机额定速度N m ＝960rpm 减速机速比 i b ＝24.5:1 主驱动小链轮齿数Z 1=23 主驱动大链轮齿数Z 2=65 踏板曳引链轮齿数Z 3=16踏板曳引链轮节圆直径D 1=683.41mm=0.68341m1.2 主轴转速N s =b m i N ×21Z Z =24.5960×6523=13.865rpm 1.3 踏板运行速度V t =60N s×πD 1=6013.865×3.14×0.68341=0.4959m/s2. 扶手带线速度计算 2.1 参数主轴转速N s =13.865rpm 扶手传动小链轮齿数Z 4=30 扶手传动大链轮齿数Z 5=26 扶手带包轮直径D 2=0.587m 扶手带厚度δ=0.012m2.2 扶手带线速度计算扶手带传动链轮速比i f =45Z Z =3026=0.866667 V f =fs60i N ×πD 2=0.8666676013.865⨯×3.14×(0.587+0.012)= 0.5015m/s1.02V t =1.02×0.4959=0.5058 m/s ∴V t ＜V f ＜1.02V t 扶手带速度合格。
3. 理论输送能力计算 3.1 参数踏板名义速度V n =0.5m/s 系数K=2(按梯级1000mm,取K=2)3.2 理论输送能力C t =4.0V n ×3600×K=4.00.5×3600×2=9000(人/小时)4. 电机功率计算：带踏板链的踏板重量W=75.82Kg/m ； 踏板链的张紧力T ＝300Kg/条； 踏板宽度B=1.004米踏板链前进侧摩擦系数 µ1 =0.02; 踏模式板链返回侧摩擦系数 µ2 =0.01; 乘客负荷效率为 β=0.75; 人行道速度ν=30m/min; 减速机效率η=0.95乘客负荷)/(31.20375.0004.1270270:m kg B p p =⨯⨯=⨯⨯=β 电机的功率P 与踏板的运行阻力f p 和扶手带的运行阻力f H 有关:νηθθμθθθμθθθθνη⨯⨯⨯⨯+⨯+⨯-⨯-⨯+⨯+=⨯⨯⨯+=601022)25tan 65.1(}cos )cos (sin tan )cos (sin tan )cos {(6010221H H W H W p f f p HP当提升高度H=3m 时:3095.0601022)2512tan 365.1(}12cos )01.012cos 12(sin 12tan 382.75)02.012cos 12(sin 12tan 3)12cos 82.7520331{(601022)25tan 65.1(}cos )cos (sin tan )cos (sin tan )cos {(21⨯⨯⨯⨯+⨯+⨯-⨯-⨯+⨯+=⨯⨯⨯⨯+⨯+⨯-⨯-⨯+⨯+=νηθθμθθθμθθθθH HW H W p p)5.53(1.4KW ，m H KW 功率为时取≤=同理: H ≤5m 时,功率为7.5KW; H ≤8m 时,功率为11KW5. 踏板链、驱动链、扶手带链条强度校核：乘客载荷Ｑ＝5000N/㎡=510㎏/㎡(以下其余参数代号同上) (1)踏板链安全系数踏板链在踏板的两侧各使用一条，因此每一条承受二分之一的负载5][≥=FF 踏板链的保证破断力安全系数{21=F 2)}cos (sin tan cos )cos (sin tan )cos (21T H W H W Q +⨯-⨯-⨯++μθθθθμθθθθ① 当提升高度Ｈ＝5m)(57.15552300)}01.012cos 12(sin 12tan 512cos 82.75)02.012cos 12(sin 12tan 5)12cos 82.75510{(2100000000kg F =+⨯-⨯-⨯++=当使用C-10V 的踏板链,其保证破断力为10204kg 100000N [F]== 则安全系数56.657.155510204][>===F F 踏板链的保证破断力② 当提升高度Ｈ＝8mkgF 7.24002300)}01.012cos 12(sin 12tan 812cos 82.75)02.012cos 12(sin 12tan 8)12cos 82.75510{(2100000000=+⨯-⨯-⨯++=当使用C-13V 的踏板链, 其保证破断力为kg 32651130000N [F]==则安全系数55.57.240013265][>===F F 踏板链的保证破断力则H ≤5m 时,踏板链用C-10V; 5m<H ≤8m 时,踏板链用C-13T.(2)驱动链安全系数 5][≥=FF 驱动链的保证破断力安全系数驱动链张力F:{21=F 2121)}cos (sin tan cos )cos (sin tan )cos (r r H W H W Q ⨯⨯-⨯-⨯++μθθθθμθθθθ1）提升高度Ｈ＝6m 驱动链的张紧力F ：)(52.28761.38418.327)}01.012cos 12(sin 12tan 612cos 82.75)02.012cos 12(sin 12tan 6)12cos 82.75510{(21kg F =⨯-⨯-⨯++= (其中r1:踏板链轮半径;r1=327.18mm; r2:驱动链轮半径;r2=384.1mm)当使用80-2的驱动链,其保证破断力[F]=166600N=17000kg 则安全系数59.552.287617000][>===F F 驱动链的保证破断力2) 当提升高度H ＝8m驱动链（＃100-2）的张紧力F ：)(9.38841.37918.327)}01.012cos 12(sin 12tan 812cos 82.75)02.012cos 12(sin 12tan 8)12cos 82.75510{(210kg F =⨯-⨯-⨯++= (其中r1:踏板链轮半径;r1=327.18mm; r2:驱动链轮半径;r2=379.1mm) 当使用80-2的驱动链,其保证破断力[F]=216000N=22040.82kg则安全系数567.59.388482.22040][>===F F 驱动链的保证破断力则H ≤6m 时驱动链用#80-2; 6m<H ≤8m 时,驱动链用#100-2.（3）扶手带链条强度校核：按国标GB16899-1997 “12.3.2”要求，链条在5000N/㎡的乘客载荷下，安全系数应不小于５．扶手带运行阻力最大为120kgf,扶手带驱动链的安全率：驱动链在扶手带最大运行阻力下的拉力：)(85.158513.106141120kgf F =⨯=安全率为591.1385.1582210>==F S 链条理论破断强度6. 制动距离计算按国标GB16899-1997“12.4.4.4” 要求，在每0.4m 长度制动载荷为100kgf 的情况下，制动距离在0.2～1.0m ．(1) 上行：g D GDLT GDR TF TL TB ⨯⨯+++=2//)(11ηηε；其中，2)(电机链轮直径减速机链轮直径电机⨯=GD GRD ;平衡轮皮带电机电机GD GD GD GD ++=; (2) 下行：TL<TF, g D GDLT GDR TF TL TB ⨯⨯⨯+⨯--=2)(11ηηε;TL>TF, g D GDLT GDR TF TL TB ⨯⨯⨯+⨯--=2)(22ηηε;等效链轮直径：MTGZ ZDVTGPCD D λ⨯⨯=；踏板速度: V=30m/min: 制动距离: 05.0125.030+=εL ;满载时：设计符合要求．7.金属珩架刚度、强度的刚度计算7.1自动人行道金属骨架的相关数据：提升高度 4.7M倾角 12°梯级宽度 1M扶梯水平跨距 13M7.2金属骨架建模和划分网格建模和计算都使用Ansys软件进行。
链板线选型设计计算表
1 .确定输送线速比：输送线线速度V=0.5m/min=0.008333333m/s输送链轮齿数n=6节距P=200mm输送链轮节径Φ=0.4m=400mm输送线驱动轴转速n=0.00663482rpm/s=0.398089172rpm/min电机转速=rpm/min减速机速比=1:1500输出轴转速=rpm/min驱动链轮齿数=17链轮速比1: 1.590933333从动链轮齿数=27.04586667(取整)2 .输送机牵引力计算：输送机头尾中心距A=23m链条重量=50kg/m 台面线载荷W=857.1428571kg/m链板重量=115kg/m 链板装置每米重量q=175kg/m其他附件重量=10kg/m 运行阻力系数ω=0.15详见运输机械设计手册(13-驱动力F=40855.14643N3 .电机功率计算：①第一种算法:(运输机械)功率储备系数K= 1.5一般K=(1.2~1.5)系统总效率η=0.76一般η=(0.76~0.81)电机功率P=0.671959645kWP=(KSv)/(60000η) 详见运输机械设计手册(13-50)②第2种算法:(通用机械)驱动系数f1= 1.75原动机系数f2=1链板线选型计算(查询减速电机供应商选型手册)9500.633333333安全系数n=2驱动力F=40855.14643N扭矩T=16342.05857N.m功率P=0.6812143kW P=Tn/9550最终功率P1= 1.568585559kW P1=P2*f1*f2/η校核P≥0.908285733kW f b0.75(电机使用系数)*注:蓝色框为手写，绿色为自动计算结果。
板链计算130605版(本例为双板链)
板链参数参数名称公式或取值范围值ω链条阻力系数ω=C1（2K1+μ1d）/Dk0.0293333 g重力加速度/（N/Kg）9.8C1滚轮轮缘对运行阻力的影响系数C1=1.1-1.2 1.2K1滚轮对钢轨滚动摩擦阻力系数K1=0.05-0.070.05μ1滚轮轴径上的滚动摩擦系数μ1=0.01-0.030.03d套筒直径/cm4Dk滚轮直径/cm9.00电机转速计算v M224板链线体运行速度/（m/min）8P2链条节距/m0.25Z2M224板链主轴牵引链轮齿数8n2板链主轴转速n2=v/（P2*Z2）4X套筒滚子链链号36P0、P136A套筒滚子链节距/m0.05715 Z036A电机轴驱动链轮齿数17Z136A板链主轴传动链轮齿数35i01传动比i01=Z0/Z10.4857143 n0电机减速机输出转速n0=n2/i8.2352941 D2M224牵引链轮直径D2=P2/sin(180/Z2)0.6532815 D136A板链主轴传动链轮直径D1 =P1/sin(180/Z1)0.6375551 D036A电机轴驱动链轮直径D0 =P0/sin(180/Z0)0.3110212电机功率、扭矩计算St工位长度/m14t工位数量9L线体有效工位长度/m L=St*t126Lc单圈链条长度/m Lc=(2*t+1)*St266c链条圈数双板链4圈，单板、宽板链2圈4qc链条线密度/（Kg/m）35Wc链条重量/N Wc=qc*Lc*c*g364952b链板数量b=Lc/P2*22128Mb链板质量/Kg25Wb链板总重/N Wb=Mb*b*g521360Mt工件重量/Kg15000Wt工件总重/N Wt=Mt*t*g1323000 Mp操作工体重/Kg70p人数18Wp操作工总重/N12348Wx全线移动载荷/N Wx=Wc+Wb+Wt+Wp2221660 F2板链需要的牵引力/KN F2=Wx*ω/100065.168693 F2MAX M224板链链条破断载荷/KN224ε2板链安全系数ε2=F2MAX /F 2*c 13.748933F 136A板链主轴传动链拉力/kN F 1=F 2*D 2/D 1/100066.776188F 1MAX 36A-2套筒滚子链破断载荷/KN 444.8ε136A板链主轴传动链安全系数ε1=F 1/F 1MAX6.661057K 电机安全系数一般取1.2~1.5 1.5η为传动机构的机械效率η=η1×η2×η30.90288η1为减速机效率一般取0.950.95η2为链传动效率一般取0.960.96η3为轴承效率一般取0.990.99P 电电机功率KwP 电=K×Fd×V/(60×η)14.435737M 电需要减速电机提供的扭矩/NmM 电=1.2*F 1*D 0/2*100012161.308K157R97DV132M4/BMG/HF/TF √7.5kW，3.8rpm，17400Nm，fB1.051轴材料的选择材料σb(Mpa)σs(Mpa)45#钢5902952初步确定轴端直径9.1A P(Kw)n(r/min)10318.54.42考虑轴端有键槽，轴径应增大 4%-5%,键槽个数为2时取10%轴端直径d(mm)1803轴的结构设计轴颈 60 mm，其余各处均放大 2 mm 。
链传动设计实例
9、设计润滑、张紧等装置 略。
14
机械设计教学课件
链传动设计实例
作业 P151 9.11
15
3、根据功率曲线拟定链型号
由表9.2查得 K A 1 按图9.8估计链工作在曲线顶点的左下侧,由表9.3查得 由图9.9查得 KL 1.11(由曲线1查得) 采用单排链,由表9.4得 Km 1
Kz 1.34
5
机械设计教学课件
链传动设计实例
6
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.
机械设计教学课件
链传动设计实例
1
机械设计教学课件
链传动设计实例
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.
2
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
v z1 pn1 2515.875 950 6.28m / s
60 1000
60 1000
v在3 ~ 8m / s范围内与估计相符.
9
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.
2、拟定链节数
初定中心距a0=40p，得链节数Lp为
Lp
2a0 p
z1
z2 2
链板线选型设计计算表
1.确定输送线速比：输送线线速度V=0.5m/min =0.008333333m/s 输送链轮齿数n=6节距P =200mm 输送链轮节径Φ=0.4m =400mm输送线驱动轴转速n=0.00663482rpm/s=0.398089172rpm/min电机转速=rpm/min 减速机速比=1:1500输出轴转速=rpm/min驱动链轮齿数=17链轮速比1: 1.590933333从动链轮齿数=27.04586667(取整)2.输送机牵引力计算：输送机头尾中心距A=23m链条重量=50kg/m 台面线载荷W=857.1428571kg/m 链板重量=115kg/m 链板装置每米重量q=175kg/m 其他附件重量=10kg/m 运行阻力系数ω=0.15详见运输机械设计手册(13-47)驱动力F=40855.14643N3.电机功率计算：①第一种算法:(运输机械)功率储备系数K= 1.5一般K=(1.2~1.5)系统总效率η=0.76一般η=(0.76~0.81)电机功率P=0.671959645kWP=(KSv)/(60000η) 详见运输机械设计手册(13-50)②第2种算法:(通用机械)驱动系数f 1=1.75原动机系数f 2=1安全系数n=2驱动力F=40855.14643N 扭矩T=16342.05857N.m 功率P=0.6812143kW P=Tn/9550最终功率P 1= 1.568585559kWP 1=P 2*f1*f2/η校核P≥0.908285733kWf b0.75(电机使用系数)链板线选型计算(查询减速电机供应商选型手册)9500.633333333*注:蓝色框为手写，绿色为自动计算结果。
机械设计手册(13-50)。
地拖链+双板链设计计算书
地拖链+双板链输送机设计计算书地拖链+双板链输送机设计计算书页次共12页第1页1.地拖链输送机设计计算1.1原始资料用数据1.1.1物件名称、自重、外形尺寸及支承位置；1.1.2地拖链全长，牵引链条相对地面的高度，对地拖链的特殊要求；1.1.3工位长度，台车车轮直径，台车及支架位置尺寸；1.1.4知道运行速度并确定是连续运行还是间歇运行，是调速还是定速。
1.2参数的选择根据用户提出的要求来确定牵引链条的形式:耳板厚度,有轴承还是无轴承;确定链条节距等。
1.3牵引力的计算用于汽车总装及其他总装生产线的地拖链输送机工作时，链条所需的牵引力等于物料运动所需的拉力加上输送机自身各运动部件运转时克服阻力所需的拉力。
1.3.1牵引力F=9.8*K(Q2+2Q1)L*W+F C式中：F—输送机总牵引力（N）K—轨道阻力不均影响系数取K=1.3Q1—牵引链条单元每米重量(Kg/m)地拖链+双板链输送机设计计算书页次共12页第2页Q2—工件单元每米重量(Kg/m)L—地拖链输送机头尾轮中心距(m)W—台车轮与轨道的滚动阻力系数F C—张紧力（N）1.3.2台车车轮与轨道的滚动阻力系数W=C0(2K+μd)/D式中：C0—附加系数(1.5—1.8)K---0.5μ—0.015-0.02d---小车车轮轴承两球中心距W---滚动阻力系数1.3.3张紧力Fc=Sg+Sg′+Wc---(1)式中：Fc—张紧力（N）Sg—尾轮上牵引构件绕入点的张力（N）Sg′--尾轮上牵引构件绕出点的张力（N）一般Sg′=（1.1—1.5）SgWc—张紧装置滑块移动阻力（N）一般Wc=0.4Gc其中:Gc—轴和轮等移动部件总重(Kg)简化后得:地拖链+双板链输送机设计计算书页次共12页第3页Fc=(2.1—2.15)Sg+0.4Gc式中:Sg=Q1LW将此式代入(1)式得:Fc=(2.1—2.15)Q1LW+0.4Gc1.4电机功率的计算P=K*F*V/60*1000*η式中:P—电机功率K—功率储备系数,取K=1.2-1.5F—地拖链输送机总牵引力(N)V--地拖链输送机运行速度(m/min)η—驱动机构总效率,取η=0.76-0.811.5减速机的选择用于汽车总装及其他总装生产线的地拖链输送机要求运行速度低，工作平稳。
链传动设计计算
链传动设计
数据
单位
0.55
kW
32
r/min
10
r/min
17
3.00
51.00
21
1
1.5
0.83
kw
1
1.75
0.47
kw
链选型
12A
19.05
mm
11.91
mm
12.57
mm
18.08
mm
22.78
mm
链计算
0.4057
a 初定中心距 0 a 以节距计的初定中心距 0p
p0=p*(1+(2ri-d1)/d)
轴面齿廓
单排:bf1=0.93*b1(p≤12.7) bf1=0.95*b1(p＞12.7)
双排、三排：bf1=0.91*b1(p≤12.7) bf1=0.93*b1(p＞12.7)
bfn=(m-1)*pt+bf1
rx(公称）=P
适用于链号：081、083、084、085 ,ba=0.06*p 其余链号ba=0.13*p ra=0.04*p
a0p=a0/p Lp=2a0p+(z1+z2)/2+f3/a0p
取成偶数
p L= *Lp/1000
f3=(Lp-Z1)/(Z2-Z1) 见表13-2-5
由表13-2-5查取
a p 当z1≠z2时， c= *[2Lp-(z1+z2)]*f4 a p 当z1=z2时， c= *(Lp-z1）/2
a a a a a = c-Δ c Δ c =(0.002～0.004) c 对中心
mm
91.76
mm
5.14
链条传动计算说明书
已知：横梁上下移动部件总质量m=1785kg ，伺服电机额定功率P 0=1.8kW ，额定转矩T 0=11.5 Nm ，额定转速n 0=1500 r/min ，减速机转速比i 0=50，减速机机械效率η=0.72，链轮齿数Z=23，链轮中心距a=250mm ，链轮传动比i=1，双排链结构链号12A ，查GB/T1243标准（见表1）得，最小抗拉强度F u =62.6 kN ，节距p=19.05 mm 。
链轮平均转速：01500==3050n n i =0r/min 链条平均速度：3319.0523*******.226060p z n v --⋅⋅⨯⨯=⨯=⨯=m/s 由于有两组链条传动，单边链条的传动功率为0.5P ，则链条紧边拉力为：333010.50.50.5 1.80.721010102945.5N 0.22t p P F F v v η⋅⋅⋅⨯⨯==⨯=⨯=⨯≈由于链速为v ＜0.6 m/s 的低速链传动，其主要失效形式是链条的静拉断，故按静拉强度条件进行计算，校核安全系数S ，即 362.61014.2~1.52945.5u A t F S K F ⨯==≈⋅⨯≥[S]=48 式中 K A ——工况系数，不稳定载荷取K A =1.5；F t ——链传动圆周力；[S]——链条静强度安全系数许用值，取[S]=4~8。
承受横梁重力的拉力：a 11F =mg=178510=8925N 22⨯⨯ 静拉力安全系数：3u A a F 62.610S ===4.68K F 1.58925⨯⋅⨯拉≥[S]验算链号和节距，见图1，由于设计的链传动的工作条件与制定许用功率曲线时的实验条件不完全一致，因此，应使用修正计算公式，A Z p 0.5P K 0.5 1.80.72 1.5P ==0.45 kW K K 1.23 1.75c ⋅⨯⨯⨯⋅⨯≥ 式中，P c –––在特定条件下，单排链所能传递的功率(kW)（见图1）； K A ——工况系数，不稳定载荷取K A =1.5；K Z –––小链轮齿数系数（见表2）取K Z =1.23；K P –––多排链系数（见表3）取K P =1.75；图1 A系列单排滚子链的额定功率曲线表2 小链轮齿数系数K ZZ19 10 11 12 13 14 15 16 17 K Z0.446 0.500 0.554 0.609 0.664 0.719 0.775 0.831 0.887 K¢Z0.326 0.382 0.441 0.502 0.566 0.633 0.701 0.773 0.846 Z119 21 23 25 27 29 31 33 35 K Z 1.00 1.11 1.23 1.34 1.46 1.58 1.70 1.82 1.93 K¢Z 1.00 1.16 1.33 1.51 1.69 1.89 2.08 2.29 2.50表3 多排链系数K P排数 1 2 3 4 5 6K P 1 1.75 2.5 3.3 4.0 4.6。
链板线选型设计计算表.doc
链板线选型计算1 确定输送线速. 比：输送线线速度 V= 0.5 m/min = 0.008333333 m/s输送链轮齿数 n= 6 节距P = 200 mm输送链轮节径Φ=0.4 m = 400 mm输送线驱动轴转速0.00663482 rpm/s = 0.398089172 rpm/minn=950 rpm/min电机转速=减速机速比= 1: 1500输出轴转速= 0.633333333 rpm/min驱动链轮齿数= 17 链轮速比1: 1.590933333从动链轮齿数= 27.04586667 ( 取整)2 输送机牵引力. 计算：输送机头尾中心距23 m 链条重量= 50 kg/mA=台面线载荷 W= 857.1428571 kg/m 链板重量= 115 kg/m 链板装置每米重量175 kg/m 其他附件重量= 10 kg/mq=详见运输机械运行阻力系数ω=0.15设计手册 (13-驱动力 F= 40855.14643 N3 电机功率计. 算：①第一种算法:( 运输机械)功率储备系数 K= 1.5 一般K=(1.2~1.5)系统总效率η=0.76 一般η=(0.76~0.81) P=(KSv)/(6000电机功率 P= 0.671959645 kW 0η) 详见运输机械设计手册(13-50)②第 2种算法 :( 通用机械)驱动系数f1= 1.75( 查询减速电机供应商选型手册) 原动机系数f2= 1安全系数 n= 2驱动力 F= 40855.14643 N扭矩 T= 16342.05857 N.m功率 P= 0.6812143 kW P=Tn/9550最终功率P1= 1.568585559 kW P1=P2*f1*f2/ η校核 P≥0.908285733 kWf b 0.75 ( 电机使用系数)蓝色框为手写，绿* 注:色为自动计算结果。
链传动的设计计算
链传动的设计计算一.传动比的计算总传动比的计算：；—AQ77nmax*^rImin-U∙o((― -------v maximin一最小的传动比；rιmax-峰值转速；R「车轮的半径；VmSX一设计的最高时速；当电机最高转速为9000r∕min,设计的最高时速为130km∕h,车轮的半径为0.266m,因此传动系的最小传动比为6.94.链传动时，传动功率PnOokW,传动效率为0.92〜0.96,工作链速为v≤15m∕s,传动比i≤8.丫_ZPn60*1000V-链条的速度；Z-链轮齿数；P-链条的节距；n-转速；切记：链轮齿数越少，运动不均匀性越大，节距也就越大转速越高动载荷越大。
当Zι=13时，链节的节距p=15.875,链速V2=31m∕s;考虑到低速级链速的大小iι≥2.4,由于布置空间的大小因此取i1=2.4,i2-2.89,z2-31.二.中心距及链节数的确定中心距a0m in zzθ∙2z1(i+l)p,a0≥140mm;链节数LP=等+叁言+(嚎¥V,L p MO;三.确定链长L和实际中心距a链长L~Lp*P,L=0.6m100O实际中心距a= LP—弩)+J(LP-弩A(三⅛a=135mm四.作用在轴上的力工作拉力F=100OS,我们在驾驶赛车时时速大多数控制在50km∕h,电机输出轴的转速为3470r∕min,链速为12m∕s,F为3266N,压轴力为3919N.当电机功率由零达到40kw时，电机输出功率为39.2kw,电机转速为2000r∕min,链速为6.879m∕s,F=5698.5N,压轴力为6838.2No低速级的计算一.中间轴的最高转速为3750r∕min,为了使链速降低我们选用低速级的小链轮为15齿,大齿轮为43,链速为V2=14.9m∕s o二.中心距及链节数的确定中心距a0m i n-θ∙2z1（i+l）p,a0≥185mm;链节数LP=等+叁言+（嚎¥V,Lp=54;五.确定链长L和实际中心距a链长L上空,L=0.857m1000实际中心距a=/（LP—弩）+J（LP-空）2-8（笨）1,a=184.89mm六.作用在轴上的力工作拉力FnOOol,根据赛车的时速为50km∕h,中间轴的转速为1445.8r∕min,链速为5.738m∕s,P=36.9kw,F=6430.8N,压轴力为7717N.当电机的功率为40kw,转速为2000r∕min,中间轴的转速为833r∕min,链速为3.3m∕s,F=11182N,压轴力为13418N.。
【VIP专享】自动人行道设计计算说明书
系数 K=2(按梯级 1000mm,取 K=2)
3.2 理论输送能力
Ct= Vn ×3600×K= 0.5 ×3600×2=9000(人/小时)
0.4
0.4
×3.14×(0.587+0.012)=
4. 电机功率计算：
带踏板链的踏板重量 W=75.82Kg/m； 踏板链的张紧力 T＝300Kg/条； 踏板宽度 B=1.004 米 踏板链前进侧摩擦系数 µ1 =0.02; 踏模式板链返回侧摩擦系数 µ2 =0.01; 乘客负荷效率为 β=0.75; 人行道速度 ν=30m/min; 减速机效率 η=0.95 乘客负荷 p : p 270 B 270 1.004 0.75 203.31(kg / m) 电机的功率 P 与踏板的运行阻力 fp 和扶手带的运行阻力 fH 有关:
扶手带传动链轮速比 if= Z5 = 26 =0.866667 Z4 30
ห้องสมุดไป่ตู้
Vf= Ns 60if
×πD2=
60
1.02Vt=1.02×0.4959=0.5058 m/s
13.865 0.866667
∴Vt ＜Vf＜1.02Vt 扶手带速度合格。
3. 理论输送能力计算
3.1 参数
踏板名义速度 Vn=0.5m/s
1.3 踏板运行速度
Vt=
Ns 60
×πD1=
13.865 60
2. 扶手带线速度计算 2.1 参数
主轴转速 Ns=13.865rpm 扶手传动小链轮齿数 Z4=30 扶手传动大链轮齿数 Z5=26 扶手带包轮直径 D2=0.587m 扶手带厚度 δ=0.012m
2.2 扶手带线速度计算
1/8
自动人行道设计计算说明书 校核 审核
板链设计计算步骤
板链设计计算步骤
一、计算
二、计算总承载W ：
1.载物车总重量（W1）：
W1=G1×n （G1——单载物车质量 n——载物车总数）
三、计算链条承受拉力F（KN）：
F=（W1＋W2＋W3）×9.81×0.05／1000 （W1——载物车总重量 W2——承载物总重量
W1——链条总重量 9.81——1Kg=9.81N 0.05——Fe—Fe的摩擦系数）
0.85——工作效率）
电机功率选取： P=2×P1
六、计算扭矩Tn（N.m）：
Tn=F×R （F——链条承受拉力 R——驱动链轮半径 mm）
选取电机减速机输出扭矩Mn ： Mn≥Tn
2.承载物总重量（W2）：
W2=G2×n （G2——单承载物质量 n——载物车总数）
3.链条总重量（W3）：
W3=G3×L0 （G3——链条每米质量 L0——初始线长）
（在一般的计算过程中，W3可忽略不计）
四、确定链条节距、型号
依据链条承受拉力F，对照链条生产厂家样本选型。
天上：抗拉载荷≥2F
地上：抗拉载荷≥5F
五、计算电机功率P：
P1=1.1×F×V/0.85 （1.1——安全系数 F——链条承受拉力 V——小车运行速度 m/s
板链速比计算
牵引力F
F=q0+F张
485.465 kg
运行速度V 0.4~1.2m/min
初算电机功率p
p=F*10*V/60/0.85/1000
1 m/min
0.0951891 kw
扭力矩计算Mn d3=P/SIN(180/Z) 418.10 mm Mn3=F*d3/2/1000 101.48639 kgm 101.48639 kgm Mn2=Mn3 354.65454 mm z2 25 p2 44.45 d1=p1/(sin(3.14/z1)) 241.9054 mm z1 17 p1 44.45
面板重量G3
滚动摩擦系数f
G3=X*g3
2000 8 16000 30 160 8 12500 26280 1576.8 6.5 86 559.8125 0.04
kg kg kg mm mm mm kg kg
偶数，奇数+1
kg
张力F张 初张力q0
F张=（G1+G2+G3）*f
405.4645 kg 80 kg
n1 Mn1 Z1 d1
n2 Mn2 Z2
MD p
n3 Mn3 Z3
Z3
牵引力F计算
F=q0+F张
单工件重量g1 工件数量a
工件重量G1
G1=g1*a
每米 链条重量g2 链轮节距P 链轮齿数Z 链轮中心距A 链条长L=2*A+Z*P
链条重量G2
G2=2*(L/1000*g2) 每块 面板重量g3 面板数量x=A/P+Z
70.022543 190 922.38255 1014.8639 0.75 207 1.7943456
mm mm Nm Nm
链传动设计步骤及计算公式
从动链轮的功率比系数[-]
η
效率[-]
T i
作用于从动链轮的转矩[Nm]
F 1
单个链轮接触链处链范围内的力[N]
F 2
单个链轮离开链处链范围内的力[N]
F 1(i+1)
下一个链轮逻辑上接触链处链范围内的力[N]
F R
每个链轮的结果轴载荷[N]
β
每个链轮的接触角度[deg]
确定每个链轮紧边和松边处的力。该程序定义了每个链轮的输入上的力F 1 和输出上的力 F 2 。这些力是针对于链运动定义的。输入上的力 F 1 是链接触给定链轮的链范围内的力。输出上的力 F 2 是链离开给定链轮的链范围内的力。
驱动链轮紧边上的链范围内的力
F 1 = F Tmax
驱动链轮松边上的链范围内的力
F 2 = F 1 - F p
每个从动链轮紧边上的链范围内的力
每个从动链轮紧边处链范围内的力被链逻辑上接触下一个链轮处的力（相对于链运动方向）消耗。
F = F 1(i+1)
每个从动链轮松边上的链范围内的力
F 1 = F 2 - F p P X
每个链轮的结果轴载荷
其中：
P
功率[W]
T
转矩[Nm]
n
链轮的速度[rpm]
n 1
驱动链轮的速度[rpm]
n i
从动链轮或空转轮的速度[rpm]
i
从动链轮或空转轮的传动比[-]
v
链速度[m/s]
D P
链轮的节径[m]
F P
有效链拔模或拉伸载荷[N]
F C
离心力[N]
m
特定链质量[kg/m]
F Tmax
教学链范围内的最大拉伸[N]
链传动设计计算.
情景2 机械传动零件分析与设计—链传动
上一页
下一页
课间休息
退出 16
带传动的设计步骤和方法
4
校核链速V
1
是否
5
计算实际中心距a
6
确定润滑方式
7
计算对链轮轴的压力F‘
结束
情景2 机械传动零件分析与设计—链传动
上一页
下一页
课间休息
退出 17
1 假设链速，确定Z1和Z2
链传动设计流程图
上一页
下一页
课间休息
链速V（m/s） Z1
0.6-3 >=17
3-8 >=21
>8 >=28
链传动设计流程图
上一页
下一页
课间休息
退出 22
1 假设链速，确定Z1和Z2
5. Z2 的计算公式
Z2=iXZ1
链传动设计流程图
上一页
下一页
课间休息
退出 23
1 假设链速，确定Z1和Z2
6. Z2 大
（1）增加传动尺寸和重量； （2）易出现脱链和跳齿等现象。
课间休息
退出 34
3 确定链型号
3. 实际能传递功率P（4）--多排链系数Km
P0
KA KZKm
P
考虑实际多排链与试验单排链的不同。
排数 1 2 3 4 5 6 Km 1.0 1.7 2.5 3.3 4.0 5.0
P79表3-20
链传动设计流程图
上一页
下一页
课间休息
退出 35
3 确定链型号
3. 实际能传递功率P（5）--工作情况系数KA
课间休息
退出 47
7 计算对链轮轴的压力R
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
9
运动方式
连续式
10
板链厚度/强度
mm/t
4+3（框型结构）/ 1吨/米
11
牵引链节距
mm
315
12
板链自重
N
1292000
81.1Kg/m（含链条）
13
板链承载
N
225000
14
输送总载荷
N
1517000
15
最大输送阻力
N
75850
阻力系数：0.05
16
计算牵引力 F
N
75850
17
驱动轴需求力矩
44 校 轴承：驱动端 45 核 轴承：板链链条
U(轴承1) U(轴承2)
13.12 3.41
30
减速电机：功率
kW
7.5
31
减速电机：电机转速
rpm
1400
32 33
电机
减速电机：额定转速 减速电机：减速比
rpm i减
2.9 503
34
减速电机：输出扭矩
Nm
22700
35
减速电机：径向力Fr
N
120000
36
减速电机：使用系数
fb
0.8
37
轴承：驱动端
22228-CC/W33
C0r=995KN
Nm
31250
18
设计运行速度 V
m/min
3.3
19
驱动轴转速
r/min
1.28
n=V/（π*D）
20 设 驱动电机功率[方法1] kW 计
7.51
P=0.03*F*V/1000 F:N V:m/min P=K*FV/(1000*η)
21 计 驱动电机功率[方法2] kW 算
7.53
K=1.3(备用系数) F:N V:m/s η=0.72
38 轴承 轴承：张紧端
UCP328
C0r=272KN
39
轴承：板链链条
6206-Z
C0r=11.5KN
40 安 减速电机扭矩
U(扭矩)
1.65
41 全 减速电机轴承
U(轴承)
0.94
42 系 M224输送链条
U(输送链)
90
43 数 32A-2传动链条
U(传动链)
4.38
抗拉载荷：444.8KN
板链线设计计算任务书
序号 分类
名称
单位
数值
备注
1
用途
浙江爱特总装---内饰装配线
2
中心距
mm
191520
3
链条总长/板链块数
mm/块
385560(单根)/1224块
4 5 6 7
设 计 依 据
链板宽度/长度*节距 链速 站距 站位
8
有效工位
mm m/min
mm 个 个
3000/311*315 1~3（变频调速） 5670(18块链板)
22
减速电机的功率选择
kW
7.50
23
减速电机的转速选择
rpm
2.90
24
驱动端链速比
2.27
i=2~3.5(范围)
25
链轮齿数
17/38
26
大链轮分度圆直径
m
0.615
分度圆直径: P/sin(180/z)
27
链条张力
N
101626.67
28
电机需求转矩
Nm
13760.66
29
减速电机：型号
K167R97DRE132MC4/BE11/HF/TF/V/7.5kW/2.9rpm