链轮设计-实例

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 。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。