链轮设计-实例
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）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。
链轮设计方法步骤总结——【非标设计基础应用】
滚子链传动设计计算步骤已知p=10KW，小链轮的转速n1=720r/min，传动比i=2.8，载荷平稳，两班工作制，两链轮中心距a=500~600mm范围，中心距可调，两轮中心连线与水平面夹角近于35o，小链轮孔径40m md。
k计算：（1）小链轮齿数z1z1=29-2i=29-2*2.8=23.4 取整数z1=2312z1、z2p L 为偶数时，可使链条和链轮轮齿磨损均匀。
在高速或有冲击载荷的情况下，小链轮齿最小应有25齿。
（2）大链轮齿数z2Z2=iz1=2.8*23=64.4 取整z2=65 （3）实际传动比i=83.22365z z i 12===（4）设计功率P k p A d = A k 工况系数，查表5.4-31k A =，10KW P k p A d ==（5）单排链条传递功率mZ d 0k k P P =，查表5.4-4和5.4-5，齿数系数23.1k Z =，排数系数mk =1123.110P 0⨯==8.13kw （6）链节距p根据13.8P 0=，n1=720r/min ，查图5.4-1功率曲线0P 和n1确定的点，应在所选型号链的功率曲线下方附近（不超过直线）。
结果为10A ，节距p=15.875mm ， （7）验算小链轮轴直径k d查5.4-7链轮中心孔最大许用直径40m m 65d k max >= （8）初定中心距0ap )50~30(a 0=为优，无张紧轮时取25p a 0<0max6m m .555875.153535p a 0=⨯==（9）确定链条节数0212210p a p )2z z (2z z p2a L π-+++=旗开得胜335pp )22365(26523p 35p 22π-+++⨯==115.3取116L p =（10）链条长度84m .11000875.151161000p L L p =⨯==（11）计算（理论）中心距'a当21z z ≠时，a 21p 'k )z z 2L (p a --= 当21z z =时，)z L (2p a p '-=根据2143.2236523116z z z L 121p =--=--，查表5.4-9，若有必要可使用插值。
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。
链轮设计公式1PPT培训课件
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设计公式还考虑了链轮轴向力对链轮直径的影响，以确保链轮的强度和稳定性。
设计公式的应用范围与限制
该设计公式适用于标准链条和标 准链轮的设计，对于特殊链条和
链轮可能不适用。
设计公式适用于链速较低的情况， 对于高链速应用需考虑链条振动
和疲劳等因素。
在使用设计公式时，应确保链轮 轴向力不超过链轮材料的许用应
滚子直径
滚子直径的选择与链条的节距 和链轮的齿数有关，滚子直径 的大小影响链轮的承载能力和
寿命。
链轮的强度校核
01
02
03
04
弯曲强度
校核链轮在弯曲应力作用下的 强度，以确保链轮在使用过程
中不会发生弯曲断裂。
接触强度
校核链轮在接触应力作用下的 强度，以确保链轮在使用过程 中不会发生接触疲劳断裂。
扭矩承载能力
力，以避免链轮损坏或失效。
设计公式的实例演示与解析
以某实际应用为例，通过输入链速、 链条节距、链轮齿数等参数，使用链 轮设计公式1计算出链轮直径。
通过实例演示，说明设计公式的实际 应用方法和注意事项，帮助学员更好 地掌握链轮设计技能。
对计算结果进行误差分析，评估设计 公式的精度和可靠性。
04
链轮设计实例分析
材料选择
02
根据具体需求选择铸铁、钢材或不锈钢等材料，以满足不同环
境和功能要求。
特殊设计考虑
03
如防水、防尘、耐高温或低温等特殊要求，需在设计时进行针
对性考虑。
05
链轮设计的未来发展与 展望
新型材料在链轮设计中的应用
轻质材料
采用轻质材料如碳纤维、钛合金 等，降低链轮的重量，提高转动
机械设计-链传动的设计实例
2、确定计算功率Pc
根据工作具体情况，使用系数KA=1，则
Pc=KAP=9Kw
设计步骤
3、确定链节数Lp
一般取a0=（30~50）P，初定中心距a0=40P，则链节数为
20
Lp=
1+ 2
+
2
链节数应取偶数，取Lp=118
2 −1
+ （
）2 =117.56
0
2
设计步骤
计算公式前提一致），再由GB/T1242 − 2006滚子链主要尺寸和抗拉强
度，查得该链号的链节P =15.875mm。
设计步骤
5、确定中心距a
根据公式经计算得：
a=
4
( −
1+ 2
)
2
+ ( −
1+ 2 2
2 −1 2
) −8(
)
2
2
= 637.81
设计步骤
中心距减少量
=2158.3N
V
Fe =
根据FQ ≈1.2K A Fe , 得 FQ ≈2590N
8、润滑方式
根据p=15.875mm和v=4.17m/s，可选油浴或飞溅润滑。
9、链条标记 ：10A-1×118GB/T1243-2006
小
结
任务工单
设计步骤
感 谢 观 看
设计步骤
1、选择链轮齿数Z1、Z2
根据链速范围，由表1可知Z1≥21，现选Z1=21（奇数齿）
Z2=iZ1=2.5×21=52.5
选Z2=53（奇数），故平均传动比i=Z2/Z1=2.52，符合题意。
表1：小链轮最少齿数的选择
链速v （m/s）
链轮设计2
2、试设计一链式输送机中的链传动。
已知传递功率P =KW 20，主动轮的转速1n =m in /230r ，传动比i =2.5，电动机驱动，三班制，有中等冲击，按推荐方式润滑。
项目（1）选择链轮齿数1z 、2z（2）确定链节数（3）根据额定功率曲线确定链型号（4）验算链速设计计算过程 由于传动比5.221==n n i ，所以min /925.223012r i n n ===估计链速为s m v /3~6.0=， 根据表11-8选取小链轮齿数191=z ，则大链轮齿数47195.212=⨯==iz z 。
初定中心距p a 400=，由式（11-8）得链节数为()02122105.3922a z z p z z p a L p ⨯-+++= ()5.113405.391947247194022=⨯-+++⨯=pp p p 取114=p L由表11-3查得3.1=A K ；由表11-4查得=z K 1.00；由表11-5查得955.0=i K ；由表11-6查得00.1=a K ；采用单排链由表11-7查得0.1=pt K 。
由式（11-5）计算特定条件下链传递的功率KW K K K K P K P pt a i z A 86.2511955.01193.10=⨯⨯⨯⨯=≥由图11-9选取链号为24A ，节距mm p 10.38=。
润滑方式为人工定期润滑或滴油润滑。
s m pn z v /8.210006023010.381910006011=⨯⨯⨯=⨯=v 值在s m /3~6.0范围内，与估计相符。
结果191=z2z =47114=p L24A ，节距mmp 10.38==v 2.8m/s（5）计算实际中心距（6）确定润滑方式（7）计算对链轮轴的压力'F 由式（11-9）得⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫⎝⎛-⎪⎭⎫⎝⎛+-+⎪⎭⎫⎝⎛+-=2122212128-224πzzzzLzzLpapp=⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫⎝⎛⎪⎭⎫⎝⎛-+⎪⎭⎫⎝⎛-222288-26611426611441.38π=mm1533若设计成可调整中心距的形式，则不必精确计算中心距，可取mmpaaa152410.384040=⨯==≈查图11-11知应选用滴油润滑。
史上最全最规范链轮设计方法(附图纸及计算过程)
1、首先确定齿数、节距、齿顶圆、节圆、齿根圆尺寸
齿数Z=18
节距P=19.05
根据公式：
分度圆直径d=109.70
齿顶圆直径da=118.32（由于取最大最小中间任意值，所以采用三圆弧计算）齿根圆直径df=97.79（此处dr=链条滚子直径，查设计手册表可得）
2、然后计算链轮的齿顶圆弧半径、滚子定位圆弧半径、滚子定位角
根据上述公式计算（最大最小值得平均值取用）齿侧圆弧半径re=38.30
滚子定位圆弧半径ri=6.09
滚子定位角α=125°
3、然后计算齿宽、齿侧倒角、齿侧半径、齿全宽
根据上述公式计算得（以上数值均可在设计手册查表得到）齿宽bf1=11.70 齿中心距pt=22.78(查表得)
齿侧倒角ba=2.48
齿侧半径rx=19.05 齿全宽bfm=34.48
4接下来计算轮毂长度、轮毂直径
根据上述公式计算
齿侧凸缘直径dg= 88(舍小数取整)
根据列一元一次不等式方程可得
dk最大等于54，考虑实际情
况，最大等于55
根据实际情况计算
已知轴孔直径dk=55
轮毂长度l=55（四舍五入向上取整）
4、然后计算滚子链链轮的量柱测量距MR
已知齿数Z=18、量柱dr=11.91(此处为d1最大值不确定是否取值正确)根据上述公式计算得
MR=163.9
5、各尺寸公差选择标准
待补充公差为：齿宽公差、键槽公差、其余粗糙度照图中所示，材料常用45钢，表面发黑处理防锈。
链传动设计实例
滚子链和链轮一、滚子链的结构和规格滚子链由内链板1、套筒2、销轴3、外链板4和滚子5组成，如图9-3所示。
内链板和套筒、外链板和销轴用过盈配合固定，构成内链节和外链节。
销轴和套筒之间为间隙配合，构成铰链，将若干内外链节依次铰接形成链条。
滚子松套在套筒上可自由转动，链轮轮齿与滚子之间的摩擦主要是滚动摩擦。
链条上相邻两销轴中心的距离称为节距,用p 表示，节距是链传动的重要参数。
节距p 越大，链的各部分尺寸和重量也越大,承 载能力越高，且在链轮齿数一定时，链轮尺寸和重量随之增大。
因此，设计时在保证承载能力的前提下，应尽量采取较小的节距。
载荷较大时可选用双排链（图9-4）或多排链，但排数一般不超过三排或四排，以免由于制造和安装误差的影响使各排链受载不均。
链条的长度用链节数表示，一般选用偶数链节，这样链的接头处可采用开口销或弹簧卡片来固定，如图9-5a 、b ）所示，前者用于大节距链，后者用于小节距链。
当链节为奇数时，需采用过渡链节如图9-5c ）所示。
由于过渡链节的链板受附加弯矩的作用，一般应避免采用。
GB/T1243-97规定滚子链分为A 、B 系列，其中A 系列较为常用，其主要参数如表9-1所示。
表中链号和相应的国际标准号一致，链号乘以25.4/16mm 即为节距值。
a) b) c)图9-5 滚子链接头形式系列滚子链、节距为25.4mm 、单排、链节数为82、制造标准GB/T1243—97。
二、滚子链链轮图9-3滚子链图9-4 双排滚子链1.链轮的基本参数及主要尺寸链轮的基本参数为：链轮的齿数z、配用链条的节距p、滚子外径d1及排距p t。
链轮的主要尺寸及计算公式如表9-2所示。
表9-2 滚子链链轮主要尺寸（mm）注：d a、d g值取整数，其他尺寸精确到0.01mm.2.链轮的齿形链轮的齿形应能保证链节平稳而自由地进入和退出啮合，不易脱链，且形状简单便于加工。
GB/T1243-97规定了滚子链链轮的端面齿形（表9-3）和轴面齿形（表9-4），由于滚子表面齿廓与链轮齿廓为非共轭齿廓，故链轮齿形设计有较大的灵活性，即在最大、最小范围内均可使用。
链传动设计及锥齿轮设计实例
链传动设计：101=z ，计功率1767.112=×=z z ，P p A d K =，A K 为工况系数，1K A =，KW 2.2P K A d ==P ,单排链条传递功率mZ d0K K P P =，查表5.4-4和5.4-5，齿数系数1K Z =，排数系数m K =1,1110P 0×==2.2kw 链节距p根据KW 2.2P 0=，1N =1200r/min，查功率曲线，应在所选型号链的功率曲线下方附近（不超过直线）。
结果为08A，节距p=12.7mm，初定中心距0a ，i <4≥40mina 0.2z1（i+1）p 0.33z1(i-1)pp a 72max 0=，p a 15min 0=mm 2207.121818p a 0=×==,确定链条节数,a p)2z z (2z z p 2a L 0212210p π−+++=计算得p L =71.78，取整得p L =72，链条长度m88.010007.12721000p L L p =×==计算（理论）中心距,a ，当21Z Z ≠时，a K a )z z 2L (p 21p '−−=，查表得a K =0.24559，实际中心距a,a a a '∆−=,'a )004.0002.0(a −=∆，链速s /m 01.110006012.720071100060z v 11=×××=×=p n ，有效圆周力N 288v1000P F t ==，作用在轴上的力F 水平或倾斜的传动,F K )2.1-1.1(F t A ≈A K 为工况系数，F=1.2×1×288=345.6N，链条标记：08A-1-72GB 1243-1997，1表示排数，72表示节数链轮的几何尺寸，滚子直径mm d 92.71=，mmp 7.12=分度圆直径zin /801s p d =，小链轮mm 09.41sin180/1012.7d ==，大链轮mm 17.69sin180/3012.7d ==，齿顶圆a d ，对于三圆弧-直线齿形⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛+=)/180(tan 154.0p d z a ，小链轮齿顶圆mm 94.45d a =，取整46mm，大链轮齿顶圆a d =74.98mm，取整75mm 齿根圆直径1d d d f −=小链轮齿根圆直径mm d d f 08.3892.709.41d 1=−=−=大链轮齿根圆直径mm d d f 08.6792.79.74d 1=−=−=节距多边形以上的齿高0.27p h a ==0.27×12.7=3.429mm 最大齿根距:xL 奇数齿1x d dcos(90/z)L −=偶数齿1d L d d f x −==小链轮92.709.41−=x L =33.17mm 大链轮92.79.68−=x L =60.97mm 轴凸缘直径gd 76.004h .1z180pcot d 2og −−<小链轮76.007.2104.110180cot 7.21d og−×−<=25.11.mm大链轮76.012.0704.117180cot 7.21d og −×−<=168.32mm轮毂厚度h 01d .06d K h k++=，k d ——孔的直径d<5050~10100~15>15000K 3.24.8 6.49.5小链轮09.4101.06242.3h ×++==7.61mm，取整7mm 大链轮09.6701.06248.4h ×++==9.8mm，取整9mm 轮毂长度ll=3.3hhl 6.2min =小链轮l=3.3×7=23.1mm，取整23mm 大链轮l=3.3×9=29.7mm，取整29mm 轮毂直径h h 2d d k +=，g h d d <max 小链轮7224d h ×+==38mm 大链轮9267d h ×+==95mm 齿宽fb 单排链齿宽为：⎩⎨⎧>≤=7.12p 95b .07.12p 93b .0b 11f 单排193.0b b f ==0.93×7.85=7.30mm 齿侧半径p r x >，mm 51r x =倒角宽⎩⎨⎧=其它13p.0085、 084、 083、 081链号06p.0b a ，651.17.1213.0b a =×=，取1.7mm 倒角深h=0.5p=0.5×12.7=6.35mm 齿侧凸缘圆角半径p a 04.0r ≈=0.508mm图7链轮示意图Fig.7Sprocket schematic锥齿轮选择：正确啮合条件：m m m ==21，ααα==21，。
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。
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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40-50HRC2）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。
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：=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：=47.430 (mm),取d=50mm5)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=59.56)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Z2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°/62)=376.117(mm)3）齿顶圆直径：d ad amax=d+1.25p-d1=376.117+1.25×19.05-11.91=388.020(mm) (查表：d1=11.91)d amin=d+(1-1.6/z2)p-d1=376.117+(1-1.6/62)×19.05-11.91=382.765(mm)取d a=385(mm)公差h114）f:d f=d-d1=388.020-11.91=376.110(mm)5）分度圆弦齿高：h ah amax=(0.625+0.8/z2)p-0.5d1=(0.625+0.8/62)×19.05-0.5×11.91=6.197(mm)h amin=0.5(p- d1)=0.5×(19.05-11.91)=3.570(mm)a6）L xL x=dcos(90°/z2)-d1=388.020×cos(90°/62)-11.91=375.985(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°/z2)-1.04h-0.76=19.05×cot(180°/62)-1.04×18.08-0.76=356.071(mm)8）齿侧圆弧半径：r er emax=0.008d1(180+z22)=0.008×11.91×(180+622)=383.407(mm)r emin=0.12d1(2+z2)=0.12×11.91×(2+62)=91.469(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°/z2=140°-90°/62=138.548°αmin=120°-90°/z2=120°-90°/25=118.548°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+0.01×388.020=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)四、Z2对应轴的设计计算7)材料选45#，Mp(空心轴)8)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。
取轴颈直径40mm，空心孔内径d o=40×0.85=34(mm)9)按弯扭矩合成强度计算轴径：=47.430×1.279=60.66（mm）,显然采用合成算法更准确。
10)若采用实心轴则：=47.430 (mm),取d=50mm11)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=59.512)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+0.01×388.020=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)13)本文档部分内容来源于网络，如有内容侵权请告知删除，感谢您的配合！14)15)。