（下冊）（下冊）第七章鏈傳動第一節概述第二節滾子鏈鏈輪的結構和材料第三節鏈傳動工作情況分析第四節滾子鏈傳動的設計計算第五節

鏈傳動的布置、張緊和潤滑第七章鏈傳動第一節概述第一節概述鏈傳動是用于兩個或兩個以上鏈輪之間以鏈作為中間撓性件的一種非共軛嚙合傳動，它靠鏈條與鏈輪齒之間的嚙合來傳遞運動和動力。第一節概述鏈傳動是用于兩個或兩個以上鏈輪之間以鏈作為中一、鏈傳動的特點（一）優點：與帶傳動比較：結構緊湊，作用在軸上的載荷小，承載能力較大，效率較高（一般可達96％~97％），能保持準確的平均傳動比等優點。同時鏈傳動能在高溫及速度較低的情況下工作。與齒輪傳動相比：制造與安裝精度要求較低，成本低廉；在遠距離傳動（中心距最大可達十多米）時，其結構比齒輪傳動輕便得多。（二）缺點：在兩根平行軸間只能用于同向回轉的傳動；由于多邊形效應，鏈的瞬時速度、瞬時傳動比和鏈的載荷都不均勻，不適合高速場合，運轉時不能保持恒定的瞬時傳動比；磨損后易發生跳齒；工作時有噪聲；不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用；制造費用較帶傳動高。按用途不同，鏈可分為：傳動鏈、輸送鏈和起重鏈。在一般機械傳動中，常用的是傳動鏈。一、鏈傳動的特點（一）優點：與帶傳動比較：結構緊湊，作用在軸二、傳動鏈的種類由內鏈板、外鏈板、銷軸、套筒、滾子等組成。（一）滾子鏈傳動鏈主要有下列幾種形式：滾子鏈和齒形鏈等。內鏈板與套筒間、外鏈板與銷軸間均為過盈配合，滾子與套筒之間、套筒與銷軸間則為間隙配合，形成動聯接。相鄰兩銷軸軸心線間的距離稱為節距，用p表示，它是鏈的主要參數。滾子鏈的基本參數和尺寸見表2-7-1。把一根以上的單列鏈并列、用長銷軸聯結起來的鏈稱為多排鏈。排數愈多，愈難使各排受力均勻，故一般不超過3或4排。當載荷大而要求排數多時，可采用兩根或兩根以上的雙排鏈或三排鏈。二、傳動鏈的種類由內鏈板、外鏈板、銷軸、套筒、滾子等組成。機械原理第七章-鏈傳動課件為了使鏈聯成封閉環狀，鏈的兩端應用聯接鏈節聯接起來，聯接鏈節通常有三種形式：鏈節數為偶數時，采用連接鏈節，可采用開口銷或彈簧夾固定。鏈節數為奇數時，可采用過渡鏈節。過渡鏈節受附加彎矩，其強度較低。在一般情況下，最好不用奇數鏈節。但在重載、沖擊、反向等繁重條件下工作時，采用全部由過渡鏈節構成的鏈，柔性較好，能緩和沖擊和振動。彈簧卡片鋼絲鎖銷過渡鏈節為了使鏈聯成封閉環狀，鏈的兩端應用聯接鏈節聯接起來，聯接鏈節（二）齒形鏈齒形鏈由若干組齒形鏈板交錯排列，用鉸鏈相互聯接而成，鏈板兩側工作面為直邊，夾角為60°和70°兩種，靠鏈板工作面和鏈輪輪齒的嚙合來實現傳動。齒形鏈按鉸鏈結構不同可分為圓銷式、軸瓦式和滾柱式三種。與滾子鏈相比，齒形鏈傳動平穩無噪聲承受沖擊性能好，工作可靠，多用于高速或運動精度要求較高的傳動裝置中。（二）齒形鏈齒形鏈由若干組齒形鏈板交錯排列，用鉸鏈相互聯接而機械原理第七章-鏈傳動課件第二節滾子鏈鏈輪的結構和材料一、鏈輪的參數和齒形（一）鏈輪的參數鏈輪的基本參數：配用鏈條的節距p，滾子的最大外徑d1，排距pt以及齒數z。鏈輪的主要尺寸及計算公式見表2-7-3、表2-7-5和表2-7-6。鏈輪轂孔的直徑應小于其最大許用直徑dkmax（表2-7-4）。第二節滾子鏈鏈輪的結構和材料一、鏈輪的參數和齒形（一）機械原理第七章-鏈傳動課件機械原理第七章-鏈傳動課件機械原理第七章-鏈傳動課件（二）鏈輪輪齒的齒形鏈輪輪齒的齒形應保證鏈節能自由地進入和退出嚙合，在嚙合時應保證良好的接觸，同時它的形狀應盡可能地簡單。滾子鏈與鏈輪的嚙合屬于非共軛嚙合，標準只規定鏈輪的最大齒槽形狀和最小齒槽的形狀。常用的齒廓為三圓弧一直線齒形，由弧aa，ab，

cd和直線bc組成。

（二）鏈輪輪齒的齒形鏈輪輪齒的齒形應保證鏈節能自由地進入和二、鏈輪結構與材料（一）鏈輪結構小直徑鏈輪可采用實心式、腹板式，或將鏈輪與軸做成一體。大鏈輪采用組合式結構。（二）鏈輪材料鏈輪的材料應能保證輪齒具有足夠的耐磨性和強度。小鏈輪輪齒的嚙合沖擊也較嚴重，故小鏈輪應采用較好的材料制造。實心式腹板式組合式鏈輪常用的材料和應用范圍見表2-7-7二、鏈輪結構與材料（一）鏈輪結構小直徑鏈輪可采用實心式、機械原理第七章-鏈傳動課件機械原理第七章-鏈傳動課件機械原理第七章-鏈傳動課件機械原理第七章-鏈傳動課件機械原理第七章-鏈傳動課件第三節鏈傳動工作情況分析一、鏈傳動的運動特性分析（一）平均鏈速和平均傳動比鏈繞在鏈輪上，鏈輪抽象成正多邊形，邊長為節距

p

，邊數等于鏈輪齒數

z

。平均鏈速：平均傳動比：鏈輪每轉一圈，轉過的鏈長為

zp第三節鏈傳動工作情況分析一、鏈傳動的運動特性分析（一）（二）鏈傳動的運動不均勻性假設緊邊在傳動時總是處于水平位置。當位于β角的瞬時，若主動鏈輪以等角速度ω1轉動時，該鏈節的鉸鏈銷軸A的軸心作等速圓周運動，設以鏈輪分度圓半徑R1近似取代節圓半徑，則其圓周速度為v1=R1ω1。（二）鏈傳動的運動不均勻性假設緊邊在傳動時總是處于水平位置主動輪：鏈速v垂直分速度當時，即進入、退出嚙合時鏈速v垂直分速度主動輪：鏈速v垂直分速度當當

=0（在頂點位置）鏈速v垂直分速度鏈速v從動鏈輪的角速度為：故瞬時傳動比：從動輪：當=0（在頂點位置）鏈速v垂直分速度鏈速v從動鏈輪的角鏈傳動速度波動主動鏈輪雖作等角速度回轉，而鏈條前進的瞬時速度卻周期性地變化。與此同時，鉸鏈銷軸作上下運動的垂直分速度也在周期性地變化，導致鏈沿鉛垂方向產生有規律的振動。同理，每一鏈節在與從動鏈輪輪齒嚙合的過程中，鏈節鉸鏈在從動鏈輪上的相位角γ，亦不斷地在±180°/z2的范圍內變化，所以從動鏈輪的角速度也是變化的。鏈傳動速度波動主動鏈輪雖作等角速度回轉，而鏈條前進的瞬時速鏈傳動運動不均勻性的特征，是由于圍繞在鏈輪上的鏈條形成了正多邊形這一特點所造成的，故稱為鏈傳動的多邊形效應。多邊形效應將引起鏈的動載荷、鏈的振動及鏈的過早破壞。鏈傳動的多邊形效應是鏈傳動的固有屬性，不可消除。隨著β角和γ角的不斷變化，鏈傳動的瞬時傳動比也是不斷變化的。只有在z1=z2（即R1=R2），且傳動的中心距a恰為節距p的整數倍時（這時β和γ角的變化規律才會時時相等），傳動比才能在全部嚙合過程中保持不變，即恒為1。鏈傳動運動不均勻性的特征，是由于圍繞在鏈輪上的鏈條形成了正多（三）鏈傳動的動載荷鏈傳動在工作過程中，鏈條和從動鏈輪都是作周期性的變速運動，因而造成和從動鏈輪相連的零件也產生周期性的速度變化，從而引起動載荷。工作時引起動載荷的原因是：1）鏈速和從動輪的角速度變化引起的動載荷鏈條前進的加速度引起的動載荷Fd1

當β

=±

1/2時：當β

=0時：從動鏈輪的角加速度引起的動載荷Fd2為（三）鏈傳動的動載荷鏈傳動在工作過程中，鏈條和從動鏈輪都是2）鏈沿垂直方向分速度變化引起的動載荷升降加速度鏈輪轉速愈高、鏈節距愈大、鏈輪齒數愈少（β、γ的變化范圍越大）時動載荷愈大。采用較多的鏈輪齒數和較小的節距對降低動載荷是有利的。3）當鏈節進入鏈輪的瞬間，鏈和輪齒受到沖擊并產生動載荷。根據理論分析，沖擊動能從減少沖擊能量看來，應采用較小的鏈節距并限制鏈輪的極限轉速。4）若鏈張緊不好，鏈條松弛，在啟動、制動、反轉、載荷變化等情況下，將產生慣性沖擊，使鏈傳動產生很大的動載荷。2）鏈沿垂直方向分速度變化引起的動載荷升降加速度鏈輪轉速二、鏈傳動的受力分析（一）鏈在傳動中的主要作用力1）工作拉力（有效圓周力）Fe2）離心拉力Fc

3）垂度拉力Ff二、鏈傳動的受力分析（一）鏈在傳動中的主要作用力1）工作（二）鏈的緊邊和松邊受到的拉力鏈的緊邊拉力為：

鏈的松邊拉力為：

（三）壓軸力FQ離心拉力對它沒有影響，不應計算在內。又由于垂度拉力不大，故近似取（二）鏈的緊邊和松邊受到的拉力鏈的緊邊拉力為：鏈的松邊拉力第四節滾子鏈傳動的設計計算一、鏈運動的主要失效形式（一）鏈條的疲勞破壞鏈條工作時，鏈的元件長期受變應力的作用，經過一定的循環次數后，鏈板將疲勞斷裂，滾子表面將出現疲勞裂紋和疲勞點蝕。在潤滑充分、設計和安裝正確的條件下，疲勞破壞通常是主要的失效形式。（二）鉸鏈磨損鏈條的銷軸和套筒之間發生相對滑動，使接觸面發生磨損，使鏈條的實際節距增長，容易造成跳齒和脫鏈的現象。對于潤滑不良的鏈傳動，磨損往往是主要的失效形式。第四節滾子鏈傳動的設計計算一、鏈運動的主要失效形式（一（三）鉸鏈膠合當鏈輪轉速達一定數值時，鏈節嚙合時受到的沖擊能量增大，銷軸和套筒間潤滑油膜被破壞，使兩者的工作表面在很高的溫度和壓力下直接接觸，從而導致膠合。因此，膠合在一定程度上限制了鏈傳動的極限轉速。（四）鏈條靜力拉斷低速（v<0.6m/s）時鏈條過載，或有突然沖擊作用時，鏈的受力超過鏈的靜強度，就會發生過載拉斷。少量的鏈輪輪齒磨損或塑性變形并不產生嚴重問題。但當鏈輪輪齒的磨損和塑性變形超過一定程度后，鏈的壽命將顯著下降。通常，鏈輪的壽命為鏈條壽命的2~3倍以上。故鏈傳動的承載能力是以鏈的強度和壽命為依據的。（三）鉸鏈膠合當鏈輪轉速達一定數值時，鏈節嚙合時受到的沖擊二、鏈傳動的承載能力（一）極限功率曲線在一定的使用壽命和潤滑良好的條件下，鏈傳動的各種失效形式的極限功率曲線見圖二、鏈傳動的承載能力（一）極限功率曲線在一定的使用壽命和潤（二）額定功率曲線在標準實驗條件下得出的：（1）鏈輪安裝在水平平行軸上；（2）z1=25；（3）無過渡鏈節的單排滾子鏈；（4）LP=120；（5）i＝3；（6）鏈條預期壽命15000h；（7）溫度在－5～＋70℃之間；（8）兩鏈輪共面，鏈條保持規定的張緊度；（9）平穩運轉，無過載、沖擊或頻繁起動；（10）清潔的環境，合適潤滑（二）額定功率曲線在標準實驗條件下得出的：（1）鏈輪安裝在當實際情況不符合實驗規定的條件時，鏈傳動所傳遞的功率應修正為當量的單排鏈的額定功率：工作情況系數KA、小鏈輪齒數系數Kz、和多排鏈系數KP等（系數值見表2.7.8、表2.7.9、圖2.7.17）當實際情況不符合實驗規定的條件時，鏈傳動所傳遞的功率應修正為機械原理第七章-鏈傳動課件三、鏈傳動主要參數的選擇（一）傳動比i

鏈傳動的傳動比一般i≤6，推薦i=2～3.5。當v＜2m/s且載荷平穩時，i允許到10（個別情況可到15）。（二）鏈輪齒數對于小鏈輪而言，齒數z1過少時：1）增加傳動的不均勻性和動載荷；2）增加鏈節間的相對轉角，從而增大功率損耗；3）增加鉸鏈承壓面間的壓強。在動力傳動中小鏈輪的最小齒數推薦如表2-7-10所示：對于大鏈輪而言，齒數z2增大了傳動的尺寸和質量外，還易發生跳齒和脫鏈，使鏈條壽命降低。三、鏈傳動主要參數的選擇（一）傳動比i鏈傳動的傳動比一般鏈輪齒數太多將縮短鏈的使用壽命。鏈輪齒數的取值范圍為17≤z≤150。從限制大鏈輪齒數和減少傳動尺寸考慮，傳動比大的鏈傳動建議選取較少的鏈輪齒數。當鏈速很低時，允許最少齒數為9。由于鏈節數多選用偶數，所以鏈輪齒數最好選與鏈節數互質的數或不能整除鏈節數的數。（三）選定鏈的型號，確定鏈節距和鏈排數鏈節距越大，鏈的拉曳能力也越大，但傳動的多邊形效應增大，速度不均勻性、動載荷、噪聲等都將增加。設計時，在承載能力足夠條件下，應選取較小節距的單排鏈，高速重載時，可選用小節距的多排鏈。載荷大、中心距小、傳動比大時，一般選小節距多排鏈；若速度不太高、中心距大、傳動比小時，則可選大節距單排鏈。鏈輪齒數太多將縮短鏈的使用壽命。鏈輪齒數的取值范圍為17≤z當已知傳遞功率P和轉速n1時，鏈的型號、鏈節距和鏈排數可根據下面步驟來來確定：（1）確定計算載荷：（2）計算所需要的額定功率：（3）根據n1和查圖2.7.15找出合適的鏈號。（4）確定鏈節距p，及鏈排數。當已知傳遞功率P和轉速n1時，鏈的型號、鏈節距和鏈排數可根據（四）鏈節數LP和鏈傳動中心距a

中心距中心距過大或過小對傳動都會造成不利影響。在設計時，一般可初選a0=(30~50)p，最大取a0max=80p。當有張緊裝置或托板時，a0可大于80p。鏈的長度常用鏈節數LP表示，LP＝L/p，L為鏈長。鏈節數的計算公式為計算出的Lp值應圓整為相近的整數，而且最好為偶數。根據圓整后的鏈節數，鏈傳動的理論中心距為：為了保證鏈條松邊有一個合適的安裝垂度f，實際中心距應比理論中心距小一些。即a

=a－ΔaΔa=(0.002～0.004)a

（四）鏈節數LP和鏈傳動中心距a中心距中心距過大或過小對傳（五）鏈速及潤滑方式鏈速的提高受到動載荷的限制，所以一般最好不超過12m/s。根據鏈速v，由圖2.7.16選擇合適的潤滑方式。（六）小鏈輪轂孔最大直徑根據小鏈輪的節距和齒數由表2.7.4確定鏈輪轂孔的最大直徑dkmax，若dkmax小于安裝鏈輪處的軸徑，則應重新選擇鏈傳動的參數（增大z1