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1、液压板料折弯机机械部分设计 目录 1.第一章 1.1液压板料折弯机 2.第二章 2.1概述 2.2 V带的设计计算 2.3 V带轮的设计 3.第三章 3.1概述 3.2齿轮传动的设计计算 4.第四章 4.1概述 4.2螺旋传动的设计计算 5.第五章 链传动的设计 5.1概述 5.2链条的设计与计算 6.绪论 1 第1章 概述 1.1液压板料折弯机 1.1.1液压板料折弯机的简介 液压折弯机按同步方式又可分为：扭轴同步、机液同步，和电液同步。 液压折弯机按运动方式又可分为：上动式、下动式。 包括支架、工作台和夹紧板，工作台置于支架上，工作台由底座和压板构成，底座通过铰链与夹紧板相连，底座由座壳、
2、线圈和盖板组成，线圈置于座壳的凹陷内，凹陷顶部覆有盖板。 使用时由导线对线圈通电，通电后对压板产生引力，从而实现对压板和底座之间薄板的夹持。由于采用了电磁力夹持，使得压板可以做成多种工件要求，而且可对有侧壁的工件进行加工。折弯机可以通过更换折弯机模具，从而满足各种工件的需求！ 1.1.2液压板料折弯机的工作原理 折弯机包括支架、工作台和夹紧板，工作台置于支架上，工作台由底座和压板构成，底座通过铰链与夹紧板相连，底座由座壳、线圈和盖板组成，线圈置于座壳的凹陷内，凹陷顶部覆有盖板。使用时由导线对线圈通电，通电后对压板产生引力，从而实现对压板和底座之间薄板的夹持。由于采用了电磁力夹持，使得压板可以做
3、成多种工件要求，而且可 2 对有侧壁的工件进行加工，操作上也十分简便。 液压板料折弯机采用液压电器控制，滑块行程可以任意调节，并具有点动等动作规范，采用点动规范可方便的进行调模和调整。 液压板料折弯机性能可靠，是理想的板料成型设备之一，它广泛应用于飞机、汽车、造船、电器、机械、轻工等行业，生产效率高。 a. 滑块 滑块为钢板焊接机构，通过滑块导轨与机架相连，油缸紧定在左右立柱上，油缸的活塞杆通过螺钉与滑块相连，保证滑块同步运动。 b.机械挡块调整机构 为了提高工作精度，位于机架两侧的油缸内设有机械挡块左右油缸顶端通过手轮传动涡轮杆，而使螺杆传动，螺母做上下移动，限制了活塞杆下死点的位置，从而达
4、到控制滑块下死点位置精度和重复定位精度，为保证工件的全长范围内的工作精度，两油缸中的机械挡块位置必须相同。 c.同步机构 滑块在行程中同步，采用机械同步机构，机构简单，稳定可靠，具有所需的同步精度，一般不需要维修，能保持较长时间的使用。 d.前托料架、后挡料（后挡料调节装置） 前托料架由手动调节，后当料调节装置由电动机、皮带、齿轮、丝杠螺母、挡料架和编码器完成前后移动，由手动微调。挡料的高低可由手动调节。 e.模具 即使您有满架子的模具，勿以为这些模具适合于新买的机器。必须检查每件模具的磨损，方法是测量凸模前端至台肩的长度和凹模台肩之间的长度。 对于常规模具，每英尺偏差应在0.001英寸左右，
5、而且总长度偏差不大于0.005英寸。至于精磨模具，每英尺精度应该是0.0004英寸，总精度不得大于0.002 英寸。最好把精磨模具用于CNC 折弯机，常规模具用于手动折弯机。 f.电器系统 3 电动机丝杠1链传动1 带传动 丝杠2 丝杠3 编码器 链传动2 图1.1 传动方案 。 齿轮传动 第2章 带的传动设计 2.1概述 2.1.1带传动的特点 带传动是靠张紧在带轮上的挠性元件带传动远东和动力的一种形式，带传动是一种结构简单、传动平稳、能缓和冲击、能实现两轴距离较远的传动。 2.1.2带传动的类型及应用 在带传动中，常用的有平带传动、V带传动、多楔传动和同步带传动。 在一般的机械传动中，应用
6、最广的就是V带传动。V带的横截面是等腰梯形，带轮也作出相应的轮槽。传动时，V带只和轮槽的两个侧面接触，即以两侧面为工作面，根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下V带传动较平带传动产生更大的摩擦力。这是V带传动的最主要优点。再加上V带允许的传动比大，结构较紧凑，以及V带多以标准化并大量生产等优点，因而V带传动的应用比平带传动广泛的多。 4 2.2 V带的设计计算 2.2.1 由上所述，选用V带传动 带的失效形式是： （1）带打滑 （2）带疲劳断裂 （3）带工作面磨损 因此设计V带的依据是：在保证带不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命，这也是带传动的设计准则。 2.2.2已知数据 电动机的额定功率
7、 P=1.5KW 电动机的转速n1=970r/min 从动轴的转速n2=490r/min 每天工作时间t=10h 2.2.3设计计算 （1）确定功率pd 查得工作情况系数ka=1.1 1.5KW=1.65KW pd=pd?p=1.1 （2）选取普通V型带 根据pd=1.65KW和n1=970r/min，确定为Z型。 (3) 传动比 i=n1970=1.98 490n2 （4）小带轮基准直径dd1 考虑结构紧凑，取dd1=71mm （5）大带轮基准直径 5 dd2=i?dd1(1-?) 通常取弹性滑动率?=0.02，故 dd2=1.98?71?(1?0.02)mm?137.77mm 取dd2=1
8、40mm （6）验算带速 v?dd1n1 60?1000=?71?970 60?1000m/s?3.6m/s?2530m/s （7）初定中心距a0 a0=270mm 因 0.7(dd1?dd2)?147mm?270mm?2(dd1?dd2)?422mm （8）计算带的长度Ld0 (dd1?dd2)2 Ld0=2a0?(dd1?dd2)? 24a0? ?2?270? 22?140?7?71?140?mm?876mm 4?270 选取节线长度Ld?900mm?1?的V带。 实际中心距a a?a0?Ld?Ld0900?876?270?mm?282mm 22 （9）小带轮包角?1 ?1=180-dd2
9、?dd1?57.3=166>120 a （10）单根V带的额定功率p1 根据带型及转速查得功率为0.23K （11）单根V带的额定功率增量p1 6 因为传动不不等于1,所以根据带型、转速及传动比查得p1=0.02KW （12）带的根数 Z= pd (p1?p1)KaKl 包角修正系数Ka=0.98 带长修正系数Kl=1.03 Z=6.5根 取Z=7,因为装置经常不满载工作 （14）单根V带的初张紧立F0 ?2.5?pd2?F0=500? ?1?mv?K?ZV?a? 其中m为单位长度质量(kg/m)得m=0.06kg/m?2? F0=51.6N （15）有效圆周力Ft Ft=pd?103=
10、458.3N v （16）作用在轴上的力Fr Fr=2F0Zsin?1 2?2?51.6?7?sin166?N?717N 2 （17）所用规格Z9007 2.3 V带轮的设计 2.3.1 V带轮设计要求 设计时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀；转速高时要求经过动平衡；轮槽加工面要求精细，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布均匀。 2.3.2 V带轮的材料 带轮的材料Q235-A 7 2.3.3V带轮的结构尺寸 因为V带轮的基准直径dd1?71mm?2.5d1?47.5mm，且dd1?300mm，V带轮由7根皮带带动带轮宽很窄，所以
11、带轮采用实心结构。 由Z9007可知带轮的尺寸结构： 基准宽度（节宽）bd(bp) bd(bp)=8.5mm 基准线上槽深ha 取ha=2.0mm 基准线下槽深hf 取hf=7.0mm 槽间宽e e=0 第一槽对称面端面距离f f=7.0mm 最小轮缘厚?min?5.5mm 带轮宽B B=(z-1)e+2f=14mm 外径da da1?dd1?2ha=71+22.0mm=75mm da2?dd2?2ha?140+22.0mm=144mm 轮槽角? ?1=34 ?2=38 8 图2.1大带轮 图2.2小带轮 第3章 齿轮的设计 3.1概述 3.1.1齿轮的传动特点 齿轮传动是机械传动中最重要的传
12、动之一，形式很多，应用广泛，传动的功率可达十万千瓦，圆周速度可达200m/s 齿轮传动的特点有： （1）效率高，在常用的间歇传动中，以齿轮传动的效率最高。 （2）结构紧凑，在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 （3）工作可靠，寿命长，工作可靠。 （4）传动比稳定，传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动得以广泛应用也是由于具有这一特点。 （5）齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格昂贵，且不宜适用于传动距离较大的场合。 9 3.1.2齿轮传动的类型及应用 齿轮传动可做成开式，半开式及闭式。在农业机械，建筑机械以及简单的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露
13、在外边，这叫做开式齿轮传动。这种传动不仅外界杂物容易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，齿轮容易受到磨损，只适用于低速传动。当齿轮传动装有简单的防护罩，而且还把大齿轮部分浸如润滑油中，则称为半开式齿轮传动。工作条件虽有所改善，但不能做到完全防止外界杂物进入，润滑条件也不是很理想。而汽车，机床，航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体内，这称为闭式齿轮传动。相比之下它的润滑及防护条件最好，多用于重要场合。 3.1.3齿轮传动的失效形式 齿轮的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，常见的有：齿轮断裂；齿面磨损；齿面点蚀；齿面胶合；塑性变形。除了这五种形式
14、外，还可能出现过热和由于多种原因造成的腐蚀与裂纹等等。 3.2齿轮传动的设计计算 3.2.1已知数据 输入功率p1 p1=1.5KW 小齿轮的转速n3 n3=490r/min 齿数比?4 工作寿命（每年工作300天）t=15年 3.2.2选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用直齿轮传动 （2）折弯机的后挡料调节装置 （3）材料选择 小齿轮的材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45 钢硬度为240HBS?1? 10 (4)选小齿轮的齿数为Z1=20，大齿轮的齿数为Z2=80 3.2.3按齿面的接触强度设计 由设计计算公式d1t?2.KtT1 ?du?1?ZE? ?u?H?2
15、进行计算。确定公式内的各计算数值 （1） 计算载荷系数Kt=1.3齿宽系数?d?1取弹性影响系数ZE?189.8 ?95.5?105P1?2.923?104N?mm （2） 小齿轮传递的矩T1?n3 （3） 按硬齿面设计得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa （4） 计算齿轮的工作应力循环次数 N1?60n3jLh?1.058?109 N2?N1?2.646?108 其中，j为齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数； 4 Lh为齿轮的工作寿命（单位为小时） （5）取接触疲劳寿命系数KHN1?0.94 KHN2?0.98 （6）计算接
16、触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1 公式?KN?lim S 得?H?1?KN1?Hlim1?564MPaS?H?2?KN2?Hlim2S?539MPa （7）计算小齿轮的分度圆直径dt1，将?H?的最小值代入公式中得 4.3?2.923?104?1?189.8? d1t?2. ?mm?41.94mm 14?539?2 取d1t?40mm 计算圆周速度v 11 V=?d1n3 60?1000?40?490 60?1000m/s?1.03m/s 计算齿宽b B=?d?d1t?1?40mm?40mm 计算齿宽与齿高之比b/h 模数mt= d1t40?2.0mm z120 齿高h=2.
17、25mt=4.50mm 得b/h=40/4.50=8.89 计算载荷系数 根据速度等于1.03m/s，7级精度，取载荷系数K=1.8 （8）按实际的载荷系数校正所得的分度园直径 d1?d1tK1.8?40?44.7mm Kt1.3 （9）计算模数m m?d144.7?2.23mm z120 3.2.4按齿根弯曲强度计算 弯曲强度计算公式为 m?2KT1?YFaYSa?mm 2?z?dz1?d1? 确定公式内的各个计算数值 （1） 小齿轮的弯曲疲劳强度极限?F1?500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限强度?F2?380MPa （2） 取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.89，KFN2?0.91 （3）
18、计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 由 （4-11） 式?KN?lS 12 ?F?1?KFN1?F1S?0.87?500311MPa 1.4 0.91?380?247MPa 1.4?F?2?KFN2?F2S? （4） 查齿形系数YFa YFa1?2.85，YFa2?2.228 （5） 查应力校正系数YSa YSa1?1.54，YSa2?1.762 （6） 计算大小齿轮的YFaYSa ?F并加以比较 YFa1YSa1?F1?0.014 1 YFa2YSa2?F2?0.0159 2?1.8?2.923?104 大齿轮的数值大，由公式（4-9）得m?0.0159?1.613 21?
19、20 对比此计算结果，由于齿面的接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿面直径有关，所以模数取接近于标准值m=2mm，按接触强度算得的分度园直径d1?44.7mm ，算出小齿轮齿数z1=d144.7?22 m2 大齿轮z2?4? z1=88这样设计出的齿轮的传动，既满足了接触疲劳强度要求又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。 3.2.5几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径d1?44mm，d2?176mm （2）计算中心距a 13 a=d1?d2 2?110mm 计算齿宽b
20、 b1?45mm，b2?50mm 3.2.6验算 F2T12?2.923?104t?d?1328.6N 144 KAFt b?1?1328.6 44N/mm?30.2N/mm?100n/mm 3.2.7齿轮的基本参数 模数m=2 压力角?20? 分度圆直径d d1?44mm，d2?176mm 齿顶高ha h* a?ha?m 其中h* a?1则h* a1?ha2?ha?m?1?2mm?2mm 齿根高hf h* f?(ha?c*)m 其中，顶隙系数c*?0.25，则 hf1?hf2?(1?0.25)?2?2.5mm 全齿高h h* 1?h* 2(2ha?c)m?4.5mm 齿顶圆直径d* a?(z
21、?2ha)m 14 故合适。 *da1?(z1?2ha)m?48mm，da2?(z2?2ha)m?180mm 齿根圆直径df?(z?2ha?2c*)m * mm df1?(z1?2ha?2c*)m?29mm，df2?171 基圆直径db?dbcos? *db1?d1cos?44?cos20?41mm db2?d2cos?176?cos20?165mm 齿距p?m p?m?6.28mm 基圆齿距pb?pcos? pb?6.28?cos20?5.90mm ?m 2 ?2s?3.14mm 2 ?m齿槽宽e? 2齿厚s? e?3.14mm 顶隙c?c*m c?0.25?2?0.5mm 标准中心距a?
22、a?m(z1?z2)2?(22?88)?mm?110mm 22 ?d2?176mm 节圆直径d?，因为中心距是标准中心距a?，即d?d?，d1?d1?44mm；d2 传动比i?z288?4 z122 15 图3.1小齿轮 图3.2大齿轮 第4章 螺旋传动（丝杠）的设计 4.1概述 4.1.1螺旋传动的特点 螺旋传动一般是将旋转运动变成直线运动，或反过来将直线运动变成旋转运动，并同时进行能量和力的传递。 4.1.2螺旋传动的分类 （1）螺旋传动按用途可分为： 以传递动力为主的传力螺旋，如螺旋千斤顶和螺旋压力机； 以传递动力为主，精度要求较高的传动螺旋，如金属切削机床的进给丝杠； 调整零件位置的调
23、整螺旋，如轧钢机的压下螺旋等 （2）螺旋传动按螺纹间摩擦状态可分为： 滑动螺旋； 滚动螺旋； 16 静压螺旋 4.1.3滑动螺旋传动 滑动螺旋的螺纹通常为梯形、锯齿形及矩形三种。梯形螺旋应用最广。锯齿形螺旋主要用于单向受力。矩形螺纹虽然传动效率高，但加工困难，且强度较低，应用比较少。 滑动螺旋传动的特点： （1） 结构简单，加工方便，成本低廉； （2） 当螺纹升角小于摩擦角时能自锁； （3） 传动平稳； （4） 摩擦阻力大，效率低，在0.3-0.7之间，自锁时低于0.5，常在0.3-0.4之间； （5） 螺纹间有侧向间隙，反向时有空行程，定位精度及轴向刚度较差； （6） 磨损快，低速和微调时可
24、能出现爬行。 （7） 滑动螺旋传动广泛用于金属切削机床的进给和分度机构的传导螺旋，摩擦压力机及千斤顶的传动力螺旋。 4.2螺旋传动的设计计算 4.2.1概述 根据设计要求选取滑动螺旋传动。 滑动螺旋传动副设计计算主要是确定螺旋的中径、螺牙基本高度以及螺母的基本长度等尺寸。 滑动螺旋传动的主要失效形式是螺纹磨损，因此应该根据螺杆、螺母的耐磨性来决定其中径，或由结构决定中径后，再进行耐磨性的计算。长径比大且受压的螺杆，还应该算其压杆的稳定性。精密的传导螺杆应该校核其轴向刚度。要求自锁的螺杆应该校核其自锁性。较长的螺杆而且转速较大时，应该校核其临界转速。受重载荷的青铜螺母或铸铁螺母，有时还应该校核其
25、剪切和弯曲强度。传力螺杆则应该校核危险截面的强度。 4.2.2设计计算 已知数据： 轴向载荷F Fmax?2?105N 螺杆的最大工作长度l l?1600mm 17 选取丝杠外径d?80mm,螺距p?10mm, 螺母中径d2?d?5?80?5?75mm 丝杠内径d1?d?11?80?11?69mm 导程对于单线螺纹S?p?10mm s10?10?3 螺纹升角?=?2.431? ?d2?75?10?3 牙型角?30? 牙侧角? （1）耐磨性计算 ?2?15? 滑动螺母的磨损与螺纹工作面上的压力、华东速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关，其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大，螺旋副之间
26、越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的磨损计算，主要是限制螺纹工作面上的压力pW,使其小于材料的许用压力pp，即 pW?F?pp ?d2hn 其中，对于梯形螺纹应使 d2?0.8F ?pp 根据设计要求?1.5,取pp?20MPa 由公式（5-5）得 Fmax2?105 0.8?0.8m?0.065m?65mm?d2?75mm故满足要求 6?pp1.5?20?10 螺母高度 H=?d2 H?d2?1.5?75mm?112.5mm 悬合圈数n应使n?H?1012，则 p 18 n?H112.5?11.25?12满足要求。 p10 梯形螺纹h?0.5p?0.5?10mm?5mm 由公式（5-5）得工
27、作比压pw F2?105 6pw?p?15.1?10pa?15.1MPa?pp?20MPa符合a?3?3?d2hn?75?10?5?10?11.25 耐磨性条件 （1） 螺杆稳定性计算 对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力F大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性，因此在正常情况下，螺杆承受的轴向力F必须小于临界载荷Fe。则螺杆的稳定性条件为 Fe?2.54.0 F 螺杆危险截面的轴惯性Ia?d14 64 Ia?d14 64?(69?10?3)4 64m4?1.1?10?6m4 螺杆危险截面的惯性半径 i?Ia A Iad169?mm?17.25mm A44 i? 取长度系数?1
28、?3?，则 ?l1?1600?10?3 ?92.754 ?3i17.25?10 当?l i?8090时，临界载荷Fe ?2EIa?2?206?109?1.1?10?6 Fe?N?8.74?105N 22?l1?1600?10?319 其中材料的弹性模量E?206?109Pa 由公式（5-8）可得 Fe8.736?105 ?4.37?2.54.0 故满足稳定性条件。 5F2?10 （2）螺母螺纹牙的强度计算 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需j校核螺母螺纹牙的强度。 螺纹的剪切强度条件为 F?p ?dbn 螺纹牙的弯曲强度条件为 ?W?3F(d?d2)?WP ?db2
29、n 其中，b为螺纹牙根部的宽度，许用应力?p?35MPa，许用弯曲应力?WP?50MPa。对于梯形螺纹b?0.65p?0.65?15.875mm?10.32mm。分别由公式（5-13）和（5-14）得 F2?105 ?Pa?6.86MPa?p?35MPa =?dbn?80?10?3?10.32?10?3?11.25 3F(d?d2)3?2?105(80?10?3?75?10?3)?W?Pa?db2n?80?10?3?(10.32?10?3)2?11.25 ?9.96MPa?WP?50MPa 根据以上计算得满足螺母螺纹牙的强度条件。 （3）螺杆的强度计算 受力较大的螺杆需要进行强度计算，螺母工作
30、时承受轴向压力（或拉力）F和扭矩T的作用。螺杆危险截面上即有压缩（或拉伸）应力，又有切应力。因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的应力?ca，其强度条件为 ?ca?d?1?4F?2?T? ?3?0.2d3?p 1?2 螺杆的许用应力?p。 ?p?S 35?500MPa?100166.67MPa 35 20 摩擦系数f=0.09 ?V?f0.09?5.32? cos?cos15? 螺杆受到的扭矩T T?Ftan(?V)d2 2 75?10?3 ?2?10?tan(2.431?5.32?)?N?m 2 ?1021.24N?m5 则 ?ca?4F?d2?1?3?T3?0.2d?1?
31、222?4?2?105?1021.24?3?0.2?(69?10?3)3?Pa ?(69?10?3)2? ?59.9MPa?p?100166.67MPa 满足螺杆的强度条件。 2 4.2.3基本尺寸 螺距p p?10mm 丝杠外径d d?80mm 丝杠外径d1 d1?69mm 丝杠、螺母中径d2 d2?75mm 螺母外径d? d?d?10?80?10?70mm 21 牙底宽W?f? W?f?3.92mm 间隙Z Z?0.5mm 圆角半径r r? 0.3mm 图（4.1）丝杠螺母 图（4.2）滚珠丝杠 22 第5章 链传动的设计 5.1概述 5.1.1链传动的特点及应用 链传动是应用较广泛的一种
32、机械传动。它是由链条和主、从动链轮组成的，链轮上有特殊齿形的齿，依靠链轮的轮齿与链节的啮合传递运动与动力。 链传动是以链条为中间挠性件的啮合传动。它兼有齿轮传动和带传动的特点。与齿轮传动比较，链传动的安装精度与制造精度要求传动比恒定、转速极高、噪声很小的情况下不如齿轮传动。链传动与带传动比较，链传动的传动比准确，传动效率高；链条对轴的作用力较小；结构尺寸紧凑；传动比较大，要求的中心距较小；对环境的适应力强，能在多尘、腐蚀性气体和高温条件下工作。但它的噪声比带传动大，需要润滑；中心距长、转速极高时，不如带传动。 一般的链传动适用范围是：传动功率P?100kW,效率?0.920.96，传动比i?7
33、，传动速度一般是v?15m/s。链传动主要用在要求工作可靠，且两轴相距较远，以及其他不宜采用齿轮传动及带传动的场合。 5.1.2链的分类 按用途不同，链可分为：传动链、输送链和起重链。输送链和起重链主要用在运输和起重机械中，而在一般传动中，常用的是传动链。 传动链传递的功率一般在100kW以下，链速一般不超过15m/s，推荐使用的最大传动比imax?8。链传动有滚子链、齿形连等类型。其中滚子链使用最广，齿形连使用较少。 5.1.3链传动的失效形式 链传动的失效形式有： （1）链的疲劳破坏； （2）链条铰链的磨损； （3）链条铰链的胶合； （4）链条静力拉断。 23 5.2链条的设计与计算 5.
34、2.1已知数据 输入功率P P?1.5kW 转速n3 n3?n2490?r/min?122.5r/min 44 5.2.2传动链的选取 链的主要目的是通过链轮带动丝杠同步旋转。 （1）选择链轮齿数z1和z2。小链轮齿数对链传动的平稳性和使用寿命有较大的影响。齿数少可减少轮廓尺寸，但齿数过少，将会导致：传动的不均匀性和动载荷增大；链跳进如何退出啮合时，链节间的相对转角增大，使铰链的磨损加剧；链传动的圆周力增大，从而加速了链条和链轮的损坏。为了提高链传动的平稳，降低动载荷，减少齿轮受力和磨损，通常z1?17。链节数通常是偶数，为了使链条和链齿磨损均匀，链轮齿数一般应取与链节数互为质数的奇数，并优先
35、选用以下数列：17、19、21、23、25、38、57、76、95、114。假设链速v?0.63m/s，选取z1?z2?19。 （2）计算功率 Pc?KA?P?1.0?1.5kW?1.5kW （3）确定链节数Lp 初定中心距a0。中心距过小时，单位时间内链条绕过链轮的次数过多，链条铰链次数和链极应力循环次数过多，会加快铰链的磨损和链轮的疲劳；中心距过大时，会加速链条的抖动，因此中心距不受限制时，可定中心距a0=(3050)p，最大可取到a0?80p。 根据传动要求初定a0=80p，则链节数为 2az?z2p?z?z? Lp?0?1?21? p2a0?2?2 24 2?80p19?19p?19?19? =?179节 p280p?2? 取Lp?180节 （4）确定链条的节距p 按照小链轮转速的估计，链工作在功率曲线顶点的左侧，就会出现链板疲劳破坏。?1? 2 ?z?据此查得小链轮齿数系数Kz?1?19? Km?1.0 ，故所需传递的功率为 P0?1.08?19?19?1.08?1，选取的是单排链，即Pc1.5?1.5kW KzKm1?1 根据小链轮转速n1?122.5r/min及功率P0?1.5kW，由此选择链号为10A的单排链，查得链节距p?15.875mm （5）确定链长L及中心距a L?180?15.875?2.86m