鏈傳動設計計算介紹

1、鏈傳動設計計算 一、原始數據 傳遞的功率P，轉速n1、n2（或n1、傳動比i），原動機種類、載荷性質、傳動用途等。 二、設計計算內容 鏈輪齒數、鏈節(jié)距、傳動中心距、鏈節(jié)數、鏈輪轂孔直徑、壓軸力等 三、設計步驟和方法 設計類型 中、高速（v>=0.6m/s）鏈傳動的設計 步驟 內容（按功率曲線設計） 1 假定鏈速，按表3選擇小鏈輪齒Z1 確定從動輪鏈輪齒數Z2=Z1n1/n2 (Z2必須120) 2 按表4取工作情況系數KA 確定計算功率：Pca=KAP 3 按表5查取小鏈輪齒數系數KZ、鏈長系數KL；按表6查取多排鏈系數Kp(查Kz、KL要先估計工作點在功率曲線頂點的左側還是右側) 計算

2、單根鏈條所需的額定功率P0 P0=Pca/（KZKLKp） 4 按圖1（功率曲線）查取鏈節(jié)距p（同時核實原工作點位置的估計是否合適） 按圖2確定潤滑方式 5 初定中心距ao=(30-50)p 計算鏈條長度（鏈節(jié)數）Lp，圓整并盡量取偶數 6 計算理論中心距 計算保持合適的安裝垂度所需的中心距減小量a=(0.002-0.04)a 確定實際安裝中心距a'=a-a 7 驗算鏈速，核實原假定是否恰當 8 按表7確定鏈輪各部分尺寸 按表8驗算小鏈輪榖孔直徑dkmax 9 確定鏈傳動有效圓周力：Fe=1000Pca/v 取壓軸力系數：KFP=1.15(水平傳動)或1.05(垂直傳動) 計算壓軸力：

3、 FpKFPFe 10 寫出滾子鏈標記：鏈號-排數×整鏈節(jié)數 標準號 設計類型 低速（v<0.6m/s）鏈傳動的設計 步驟 內容（按靜強度設計） 1.2 同中、高速鏈傳動的設計步驟1.2 3 估取鏈節(jié)距p（無法估取時，可參考上述步驟3初定一個節(jié)距p） 4 計算鏈的有效圓周力：Fe=1000Pca/v 5 按表1查取單位長度鏈條質量q 計算鏈的離心拉力： 6 確定中心距a（方法同中、高速鏈傳動的設計步驟5、6) 取兩輪中心線與水平面的夾角 按圖3查取垂度系數Kf 計算鏈的懸垂拉力Ff,取以下兩式中的大者： 7 計算鏈的緊邊拉力F1=Fe+Fc+Ff 8 選擇靜強度許用安全系數S=

4、4-8，令： 計算單排鏈極限拉伸載荷Flim，按表1檢驗原估計的鏈號是否合適 9 按圖2確定潤滑方式 四、設計計算說明 1、小鏈輪齒數Z1 小鏈輪的齒數可根據鏈速按表3選擇。Z1少可減小外廓尺寸，但齒數過少，將導致： 1）傳動的不均勻性和動載荷增大； 2）鏈條進入和退出嚙合時，鏈節(jié)間的相對轉角增大，鉸鏈磨損加??； 3）鏈傳動的圓周力增大，從而加速了鏈條和鏈輪的損壞。 增加小鏈輪齒數對傳動有利，但如Z1選得太大時，大鏈輪齒數Z2將更大，除增大了傳動的尺寸和質量外，還易發(fā)生跳齒和脫鏈，使鏈條壽命降低。鏈輪齒數的取值范圍為17Z120。由于鏈節(jié)數通常是偶數，為考慮磨損均勻，小鏈輪齒數一般應取奇數。Z

5、2=iZ1，通常限制鏈傳動的傳動比i6，推薦的傳動比i23.5。 2、工作情況系數 查表4，當工作情況特別惡劣時，值較表值要大得多。 3、鏈的節(jié)距 鏈的節(jié)距越大，承載能力就越高，但傳動的多邊形效應也要增大，振動沖擊和噪聲也越嚴重。所以設計時應盡量選取小節(jié)距的單排鏈或多排鏈。鏈條節(jié)距p可根據功率P0和小鏈輪轉速n1由額定功率曲線選取。 4、修正系數 式P0=Pca/（KZKLKp）表明單排鏈的額定功率為P0KZKLKP，這是考慮到鏈傳動的實際工作條件與標準實驗條件的不同而引入系數KZKL和KP對P0進行修正。 5、鏈傳動的中心距和鏈節(jié)數 中心距過小，鏈速不變時，單位時間內鏈條繞轉次數增多，鏈條曲

6、伸次數和應力循環(huán)次數增多，因而加劇了鏈節(jié)距的磨損和疲勞。同時，由于中心距小，鏈條在小鏈輪上的包角變小，在包角范圍內，每個輪齒所受載荷增大，且容易出現跳齒和脫鏈現象； 中心距過大，會引起從動邊垂度過大，傳動時造成松邊顫動。因此在設計時，若中心距不受其它條件限制，一般可初選a0=(3050)p，最大取a0max=80p。 6、小鏈輪轂孔最大直徑 根據小鏈輪的節(jié)距和齒數由鏈輪轂孔直徑表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或p）。 7、設計計算類型 對于鏈速v0.6m/s的低速鏈傳動，因抗拉靜力強度不夠而破壞的幾率很大，故常按下式進行抗

7、拉靜力強度計算。§6-5鏈傳動設計實例 例6-1設計一拖動某帶式運輸機的滾子鏈傳動。已知條件為：電動機型號Y160M-6(額定功率P=7.5kW，轉速n1=970r/min)，從動輪轉速n2=300rpm，載荷平穩(wěn)，鏈傳動中心距不應小于550mm，要求中心距可調整。解：1、選擇鏈輪齒數鏈傳動速比：由表6-5選小鏈輪齒數z1=25。大鏈輪齒數z2=iz1=3.23×25=81，z2<120，合適。2、確定計算功率已知鏈傳動工作平穩(wěn)，電動機拖動，由表6-2選KA=1.3，計算功率為Pc=KAP=1.3×7.5kW=9.75kW3、初定中心距a0，取定鏈節(jié)數Lp初

8、定中心距a0=(3050)p，取a0=40p。 取Lp =136節(jié)(取偶數)。4、確定鏈節(jié)距p首先確定系數KZ，KL，KP。由表6-3查得小鏈輪齒數系數KZ=1.34；由圖6-9查得KL=1.09。選單排鏈，由表6-4查得KP=1.0。所需傳遞的額定功率為由圖6-7選擇滾子鏈型號為10A，鏈節(jié)距p=15.875mm。5、確定鏈長和中心距鏈長L=Lp p/1000=136×15.875/1000=2.16m中心距a>550mm，符合設計要求。中心距的調整量一般應大于2p。a2p=2×15.875mm=31.75mm實際安裝中心距 a'=a-a=(643.3-31

9、.75)mm=611.55mm6、求作用在軸上的力鏈速工作拉力F=1000P/v=1000×7.5/6.416=1168.9N工作平穩(wěn)，取壓軸力系數KQ=1.2軸上的壓力FQ=KQ F=1.2×1168.9N=1402.7N7、選擇潤滑方式根據鏈速v=6.416m/s，鏈節(jié)距p=15.875，按圖6-8鏈傳動選擇油浴或飛濺潤滑方式。設計結果：滾子鏈型號10A-1×136GB1243.1-83，鏈輪齒數z1=25，z2=81，中心a=611.55mm，壓軸力FQ=1402.7N。鏈傳動設計計算舉例（附錄）設計一小型帶式運輸機傳動系統(tǒng)的鏈傳動，傳動示意圖如下圖所示。已

10、知小鏈輪軸傳動功率P=6kW，=720r/min，i=3，載荷平穩(wěn)，鏈傳動中心距應在0.6m左右，兩輪中心連線與水平面夾角不超過30°解：（1） 確定鏈輪齒數,小鏈輪的齒數=29-2i=29-2×3=23大鏈輪的齒數=iz1=3×23=69<120, 允許（2） 確定設計功率Pd式中KA-工況系數，查表, KA=1.0-小鏈輪齒數系數，查表 ，=1.23-多排鏈排數系數，查表，=1.0（3） 確定鏈節(jié)距p如圖虛線所示，查得(720r/min,4.88Kw)坐標點在鏈號10A和08A的區(qū)域內，顯然，取鏈號08A是不安全的，因為坐標點已超出了08A的工作區(qū)，因此

11、只有取鏈號10A。由表查得，鏈條節(jié)距p=15.875mm。（4） 初定中心距由題意，初定中心距為 =600mm（5）計算鏈節(jié)數 （7）確定實際中心距aa=a-a, 通常a=(0.0020.004)a ，考慮到中心距可調，取a=0.004=0.004×627=2.5mm，則a=624.5mm（8）驗算鏈速v 合適。（9）確定潤滑方式 由P、v查表，知可采用油浴或飛濺潤滑。（10）鏈輪的設計（略）第四節(jié)  滾子鏈傳動的設計計算鏈是標準件，因而鏈傳動的設計計算主要是根據傳動要求選擇鏈的類型、決定鏈的型號、合理地選擇參數、鏈輪設計、確定潤滑方式等。一、鏈運動的主要失效形式1鉸鏈磨損

12、鏈節(jié)在進入和退出嚙合時，相鄰鏈節(jié)發(fā)生相對轉動，因而在鉸鏈的銷軸與套筒間有相對轉動動，引起磨損，使鏈的實際節(jié)距變長，嚙合點沿鏈輪齒高方向外移。當達到一定程度后，就會破壞鏈與鏈輪的正確嚙合，導致跳齒或脫鏈，使傳動失效。鏈條磨損后節(jié)距變長的情況如圖812a所示。圖中Dp為鏈節(jié)距的平均伸長量。鉸鏈磨損后實際上只是外鏈節(jié)節(jié)距伸長了2Dp，即p2=p+2Dp。而內鏈節(jié)距是不變的，即p1=p。如圖812b所示，可知鏈輪節(jié)圓直徑的增量為Dd=Dp/sin(180°/z)。由此可見，若Dp一定（通常許用伸長率Dp/p3%），則Dd隨鏈輪齒數z的增多而增大。因此，為了保證鏈的使用壽命，不致過早產生跳齒或

13、脫鏈，除應滿足規(guī)定的潤滑狀態(tài)外，還有必要限制鏈輪的最大齒數。a)b)圖812  鏈條磨損鉸鏈磨損，過去是鏈傳動的主要失效形式。近年來，由于鏈和鏈輪的材料、熱處理工藝、防護與潤滑狀況都有了很大的改進，鏈因鉸鏈磨損而失效的形式已經退居次要地位。只有那些不能保證所要求的潤滑狀態(tài)或防護裝置不當的傳動，磨損才會成為主要的失效原因。2疲勞破壞由于鏈在運轉過程中所受載荷不斷改變，因而鏈是在變應力狀態(tài)下工作的。經過一定循環(huán)次數后，鏈的元件將產生疲勞破壞。滾子鏈在中、低速時，鏈板首先疲勞斷裂；高速時，由于套筒或滾子嚙合時所受沖擊載荷急劇增加，因而套筒或滾子先于鏈板產生沖擊疲勞破壞。在潤滑充分和設計、安

14、裝正確的條件下，疲勞強度是決定鏈傳動承載能力的主要因素。3鉸鏈膠合鉸鏈在進入主動輪和離開從動輪時，都要承受較大的載荷和產生相對轉動，當鏈輪轉速超過一定數值時，銷軸與套筒之間的承載油膜破裂，使金屬表面直接接觸并產生很大的摩擦，由摩擦產生的熱量足以使銷軸和套筒膠合。在這種情況下，或者銷軸被剪斷，或者導致銷軸、套筒與鏈板的緊配合松動，從而造成鏈傳動迅速失效。試驗表明，鉸鏈膠合與鏈輪轉速關系極大，因此，鏈輪的轉速應受膠合失效的限制。4鏈被拉斷在低速（v<0.6m/s）、重載或尖峰載荷過大時，鏈會被拉斷。鏈傳動的承載能力受鏈元件靜拉力強度的限制。少量的輪齒磨損或塑性變形并不產生嚴重問題。但當鏈輪輪

15、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23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。二、鏈傳動的承載能力鏈傳動在不同的工作情況下，其主要的失效形式也不同，如圖813所示就是鏈在一定壽命下，小鏈輪在不同轉速下由于各種失效形式限定的極限功率曲線。1是在良好而充分潤滑條件下由磨損破壞限定的極限功率曲線；2是在變應力作用下鏈板疲勞破壞限定的極限功率曲線；3是由滾子套筒沖擊疲勞強度限定的極限功率曲線；4是由銷軸與套筒膠合限定的極限功率曲線；5是良好潤滑情況下的額定功率曲線，它是設計時實際使用的功率曲線；6是潤滑條件不好或工作環(huán)境惡劣情況下的極限功率

16、曲線，在這種情況下鏈磨損嚴重，所能傳遞的功率比良好潤滑情況下的功率低得多。如圖814所示為A系列滾子鏈的實用功率曲線圖，它是在z1=19、L=100p、單排鏈、載荷平穩(wěn)、按照推薦的潤滑方式潤滑（見圖815）、工作壽命為15000h、鏈因磨損而引起的伸長率不超過3的情況下由實驗得到的極限功率曲線（即在如圖813所示的2、3、4曲線基礎上作了一些修正得到的）。根據小鏈輪轉速n1由此圖可查出該情況下各種型號的鏈在鏈速v>0.6m/s情況下允許傳遞的額定功率P0。當實際情況不符合實驗規(guī)定的條件時，如圖814所示，查得的P0值應乘以一系列修正系數，如小鏈輪齒數系數KZ、鏈長系數KL、多排鏈系數KP

17、和工作情況系數KA等（系數值見下節(jié)圖表）。當不能按如圖815所示的方式潤滑而使?jié)櫥涣紩r，則磨損加劇。此時，鏈主要是磨損破壞，額定功率P0值應降低，當v1.5m/s且潤滑不良時，為圖值的30%60%；無潤滑時為15（壽命不能保證15000h）；當1.5m/s<v7m/s且潤滑不良時，為圖值的15%30%。當v>7m/s且潤滑不良時，該傳動不可靠，不宜采用。圖8-14  A系列滾子鏈實用功率曲線圖8-15  推薦的潤滑方式人工定期潤滑滴油潤滑油浴或飛濺潤滑壓力噴油潤滑當v<0.6m/s時，鏈傳動的主要失效形式是過載拉斷，此時應進行靜強度校核。靜強度安全系數S

18、應滿足下式要求                                                 

19、0;                              (88)鏈的極限拉伸載荷Qn=nQ，n為排數，單排鏈的極限拉伸載荷Q見表81；工況系數KA見表85；鏈的總拉力F1按式（86）計算。當實際工作壽命低于15000h時，則按有限壽命進行設計，其允許傳遞的功率可高些。設計時可參考有關資料。三、鏈傳動主

20、要參數的選擇鏈傳動設計需要確定的主要參數有：鏈節(jié)距、排數及鏈輪齒數、傳動比、中心距、鏈節(jié)數等，下面就這些參數的選擇進行分析。1鏈的節(jié)距和排數鏈的節(jié)距大小反映了鏈節(jié)和鏈輪齒的各部分尺寸的大小，在一定條件下，鏈的節(jié)距越大，承載能力越高，但傳動不平穩(wěn)性、動載荷和噪聲越嚴重，傳動尺寸也增大。因此設計時，在承載能力足夠的條件下，盡量選取較小節(jié)距的單排鏈，高速重載時可采用小節(jié)距的多排鏈。一般載荷大、中心距小、傳動比大時，選小節(jié)距多排鏈；中心距大、傳動比小，而速度不太高時，選大節(jié)距單排鏈。鏈條所能傳遞的功率P0可由下式確定       &

21、#160;                                                  

22、                           (89)                   Pc=KAP    

23、                                                  

24、                       (810)式中  P0在特定條件下，單排鏈所能傳遞的功率(kW)（見圖814）；Pc鏈傳動的計算功率(kW)；KA工況系數（表85），若工作情況特別惡劣時，KA值應比表值大得多；表85  工況系數KA載荷種類輸  入  動  力  種  類內燃機液力傳動電動機或汽

25、輪機內燃機機械傳動平穩(wěn)載荷中等沖擊載荷較大沖擊載荷1.01.21.41.01.31.51.21.41.7KZ小鏈輪齒數系數（表86），當工作在如圖814所示的曲線頂點左側時（鏈板疲勞），查表中的KZ，當工作在右側時（滾子套筒沖擊疲勞），查表中的K¢Z；KP多排鏈系數（表87）；KL鏈長系數（見圖816），鏈板疲勞查曲線1，滾子套筒沖擊疲勞查曲線2。    根據式（89）求出所需傳遞的功率，再由圖814查出合適的鏈號和鏈節(jié)距。表86  小鏈輪齒數系數KZZ191011121314151617KZ0.4460.5000.5540.6090.6640

26、.7190.7750.8310.887K¢Z0.3260.3820.4410.5020.5660.6330.7010.7730.846Z1192123252729313335KZ1.001.111.231.341.461.581.701.821.93K¢Z1.001.161.331.511.691.892.082.292.50表87  多排鏈系數KP排數123456KP11.72.53.34.04.6圖8-16  鏈長系數2傳動比i鏈傳動的傳動比一般應小于6，在低速和外廓尺寸不受限制的地方允許到10，推薦i=23.5。傳動比過大將使鏈在小鏈輪上的包角過小

27、，因而使同時嚙合的齒數少，這將加速鏈條和輪齒的磨損，并使傳動外廓尺寸增大。3鏈輪齒數z鏈輪齒數不宜過多或過少。齒數太少時，1）增加傳動的不均勻性和動載荷；2）增加鏈節(jié)間的相對轉角，從而增大功率消耗；3）增加鏈的工作拉力（當小鏈輪轉速n1、轉矩T1和節(jié)距p一定時，齒數少時鏈輪直徑小，鏈的工作拉力增加），從而加速鏈和鏈輪的損壞。但鏈輪的齒數太多，除增大傳動尺寸和重量外，還會因磨損而實際節(jié)距增長后發(fā)生跳齒或脫鏈現象機率增加，從而縮短鏈的使用壽命。通常限定最大齒數 120。從提高傳動均勻性和減少動載荷考慮，建議在動力傳動中，滾子鏈的小鏈輪齒數按表88選取。表88  滾子鏈小鏈輪齒數z1鏈速v

28、(m/s0.6338>8z1172125從限制大鏈輪齒數和減小傳動尺寸考慮，傳動比大、鏈速較低的鏈傳動建議選取較少的鏈輪齒數。滾子鏈最少齒數為zmin=9。4鏈節(jié)數LP和鏈輪中心距a 在傳動比i¹1時，鏈輪中心距過小，則鏈在小鏈輪上的包角小，與小鏈輪嚙合的鏈節(jié)數少。同時，因總的鏈節(jié)數減少，鏈速一定時，單位時間鏈節(jié)的應力變化次數增加，使鏈的壽命降低。但中心距太大時，除結構不緊湊外，還會使鏈的松邊顫動。在不受機器結構的限制時，一般情況可初選中心距a0=(3050)p，最大可取amax=80p，當有張緊裝置或托板時，a0可大于80p。最小中心距amin可先按i初步確定。 &

29、#160;                 當i3時                     當i3時  式中  da1、da2兩鏈輪齒頂圓直徑。鏈的長度常用鏈節(jié)數LP表示，LPL/p，L為鏈長。鏈節(jié)數的計算公式為 &#

30、160;                                                  &

31、#160;  (811)計算出的Lp值應圓整為相近的整數，而且最好為偶數，以免使用過渡鏈節(jié)。根據鏈長就能計算最后中心距                      (812)為了便于鏈的安裝以及使松邊有合理的垂度，安裝中心距應較計算中心距略小。當鏈條磨損后，鏈節(jié)增長，垂度過大時，將引起嚙合不良和鏈的振動。為了在工作過程中能適當調整垂度，一般將中心距設計成可調，調整范圍Da2p，松邊垂度f=

32、(0.010.02)a。§ 8-4鏈傳動的設計 1 鏈傳動的主要失效形式 （1）鉸鏈磨損 鏈節(jié)在進入和退出嚙合時，相鄰鏈節(jié)發(fā)生相對轉動，因而在鉸鏈的銷軸與套筒間有相對轉動，引起磨損，使鏈的實際節(jié)距變長，嚙合點沿鏈輪齒高方向外移。當達到一定程度后，就會破壞鏈與鏈輪的正確嚙合，導致脫鏈，使傳動失效。鏈條磨損后節(jié)距變長的情況如圖 8 -12a 所示。圖中 為鏈節(jié)距的平均伸長量。由圖 8-12b 可知鏈輪節(jié)圓直徑的增量為 （ 8 - 17 ） 若 一定（通常許用伸長率 / p 3% ）， 隨鏈輪齒數 z 的增多而增大。因此，為了保證鏈的使用壽命，不致過早產生跳齒和脫鏈，除應滿足規(guī)定的潤滑狀態(tài)

33、外，還有必要限制鏈輪的最大齒數。 （ a ）                 （ b ）圖 8-12 鏈條磨損（2） 疲勞破壞 由于鏈在運轉過程中所受載荷不斷改變，因而鏈是在變應力狀態(tài)下工作的。經過一定循環(huán)次數后，鏈的元件將產生疲勞破壞。滾子鏈在中、低速時，鏈板首先疲勞斷裂；高速時，由于套筒或滾子嚙合時所受沖擊載荷急劇增加，因而套筒或滾子先于鏈板產生沖擊疲勞破壞。在潤滑充分和設計、安裝正確的條件下，疲勞強度是決定鏈傳動承載能力的主要因素。（3） 鉸鏈膠合 鉸鏈在進入主動輪和離開從動輪時，都要承受較大的載荷和產生相對

34、轉動，當鏈輪轉速超過一定數值時，銷軸與套筒之間的承載油膜破裂，使金屬表面直接接觸并產生很大的摩擦，由摩擦產生的熱量足以使銷軸和套筒膠合。在這種情況下，或者銷軸被剪斷，或者導致銷軸、套筒與鏈板的緊配合松動，從而造成鏈傳動迅速失效。試驗表明，鉸鏈膠合與鏈輪轉速關系極大，因此，鏈輪的轉速應受膠合失效的限制。 （4）鏈被拉斷 在低速（ v < 0.6m /s ）、重載或尖峰載荷過大時，鏈會被拉斷。鏈傳動的承載能力受鏈元件靜拉力強度的限制。 2 鏈傳動的設計準則 少量的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

35、23 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。 3 滾子鏈傳動的額定功率 （1) 滾子鏈極限功率曲線圖 滾子鏈各種失效形式將使鏈傳動的工作能力受到限制。在選擇鏈條型號時，必須全面考慮各種失效形式產生的原因及條件，從而確定其能傳遞的額定功率 P 0 。圖 8-13 是通過實驗作出的單排滾子鏈的極限功率曲線。 1 ）是在正常潤滑條件下，鉸鏈磨損限定的極限功率曲線； 2 ）是鏈板疲勞強度限定的極限功率曲線； 3 ）是套筒、滾子沖擊疲勞強度限定的極限功率曲線； 4 ）是鉸鏈（套筒、銷軸）膠合限定的極限功率曲線。圖中陰影部分為實際使用的許用功率（區(qū)域）。若潤滑不良及工作情況惡劣，磨損將很嚴

36、重，其極限功率大幅度下降。如圖 8-13 中虛線 5 所示。 圖 8-13 極限功率曲線 （2) 滾子鏈額定功率曲線圖 圖 8-14 是部分型號滾子鏈的額定功率曲線。它是在特定條件下制定的，即： 1 ）小輪齒數 z 1 =25 ，鏈傳動比 i 3 ； 2 ）鏈長 L p =120 節(jié)； 3 ）載荷平穩(wěn)； 4 ）潤滑充分，按圖 8-15 推薦的方法潤滑； 5 ）鏈條因磨損而引起的相對伸長量不超過 ； 6 ）工作壽命為 15000h ；圖 8-14 A 系列單排滾子鏈的額定功率曲線圖 8-14 表明，當采用推薦的潤滑方式時，鏈傳動所能傳遞的功率 P 0 ，小輪轉速 n 1 和鏈號三者之間的關系。

37、圖 8-15 推薦的潤滑方式 若實際潤滑條件與圖 8-15 推薦的潤滑方式不同時，由圖 8-14 查得的 P 0 值應予適當降低： v 1.5 m /s 時，如潤滑條件不良取 (0.3 0.6) P 0 ，如無潤滑則取 0.15 P 0 ；當 1.5m /s v 7m /s 時， 如潤滑條件不良取 (0.15 0.3) P 0 ；當 v 7m /s 時，如潤滑不良， 傳動不可靠，不宜采用鏈傳動。 （3）設計條件下單排鏈條傳遞的功率 P ca,單排鏈傳動的計算功率應按下式確定： （ 8-18 ） 式中，P 是為鏈傳動設計功率， kW ；KA是工況系數，見表82，K z 是小鏈輪的齒數系數，見圖8

38、16； K p 為多排鏈系數，見表 8-3 。表 8-2 工況系數 K A   從機械特性 主要機械特性 平穩(wěn)運轉 輕微沖擊 中等沖擊 電動機、汽輪機和燃氣輪機、帶有液力耦合器的內燃機 6 缸或 6 缸以上帶機械式聯軸器的內燃機、經常啟動的電機動（一日兩次以上） 少于 6 缸帶機械式聯軸器的內燃機 平穩(wěn)運轉   液體攪拌機，中小型離心式鼓風機，發(fā)電機離心式壓縮機，谷物機械，均勻載荷輸送機，均勻載荷不反轉一般機械。   1.0   1.1   1.3   中等沖擊   半液體攪拌機，三缸以上往復壓縮機，大型或不均勻載荷輸送機，

39、中型起重機和升降機，重載天軸傳動，金屬切削機床，食品機械，木工機械，印染紡織機械，大型大型風機，中等載荷不反轉一般機械。     1.4     1.5     1.7 嚴重沖擊     船用螺旋槳，單、雙缸往復壓縮機，挖掘機，振動式輸送機，破碎機，重型起重機，石油鉆井機械，鍛壓機械，線材拉拔機械，沖床，嚴重沖擊、有反轉的機械。   1.8     1.9     2.1   圖 8-16 小鏈輪齒數系數 K z 表 8-3 多排鏈系數 K P 排數 1

40、2 3 4 5 6 K P 1 1.75 2.5 3.3 4 4.6 4 滾子鏈傳動的一般設計計算內容和應注意的問題 1） 滾子鏈傳動的一般設計計算內容在設計滾子鏈傳動時，計算依據是滾子鏈的額定功率曲線，已如前所述它是在特定條件下制定的。設計時已知條件為： 1 ）傳遞功率； 2 ）小鏈輪、大鏈輪的轉速； 3 ）傳動用途、載荷性質以及原動機種類。設計計算的主要內容是： 1 ） z 1 、 z 2 ； 2 ）確定鏈的型號、確定鏈節(jié)距和鏈排數； 3 ）確定中心距 a 和鏈節(jié)數 L p ； 4 ） 計算中心距 a c 、實際中心距 a ； 5 ） 作用在軸上的力 F p 。步驟 ： 1. 確定鏈輪的齒數和傳動比鏈輪齒數 z 1 、 z 2 。為減小鏈傳動的動載荷，提高傳動平穩(wěn)性，小鏈輪齒數不宜過少，可參照傳動比 i 選取 ( 見表 84) 。傳動比 i 。通常鏈傳動傳動比 i 7 ，推薦 i =2 3.5 。當工作速度較低 ( v < 2m s) 且載荷平穩(wěn)、傳動外廓尺寸不受限制時， 允許 i 10 。 表84 齒數推薦值傳動比 i 1 2 3 4 5 6 >6 齒數 z 1 3127 25 23 21 17 17 當 z 1 確定后，則大鏈輪齒數 z 2 = i