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TOC \o 1-5 \h \z HYPERLINK = 30
链条节数-=(乙+ Z2) / 2 + 2伽+伽一 ? [(Z2-乙)/ 2讦
= (15 + 38)/2 + 2x30 + 30 ?[(38 —15)/(2x3.14)F=87
取 Lp = 88(取偶)
取 Lp = 88
(取偶)
计算额定功率P连
KaPoKiKKn
1x1.42 f
kw =0.775x0.965x1
1.9皿
查表得 Ka = 1.0, Kz = 0.775,
Kt = 0.965(查表并用线性插值得),K.n = 1 乩为工况系数,
恳为齿数系数,
为链长系数,
K〃为排数系数,
根据弘Po査得:应选用单排12A型滚子链,p=19. 05mm 链条长度
LPp 88x19.05
L = 二 m = 1 .oom
1000 1000
计算中心距
a. = p(2Lp-Z\-Z2)ka,查表 ka = 0.24825
ac = 19.05 x(2x88-15-38) x 0.24825〃〃“ = 582/n/w 实际中心距
a = ac- Aa , 般 Aa = (0.002 ?0.004)dc
a = 580mm
链条速度
Z\n\P 15x48x19.05 / 八“,
v = = m / s = 0.23m /
60x1000 60x1000
有效圆周力
厂 1000P
Ft = =
V
= 1°°°42n = 6521.7N
0.23
作用在轴丄的力F
1(1.15 ?1.20)KaE
F = 7500N
2主要失效形式
a) 链条疲劳破坏在闭式链传动中:链条零件受循环应力作用,经过一定 的循环次数?链板发生疲劳断裂,滚子、套筒发生冲击疲劳破裂。在正常润滑情 况下.疲劳破坏是决定链传动能力的主要因素。
b) 链条较链磨损 主要发生在销轴和套筒丄。磨损后链条总长伸长,因而 链条垂度增大,导致啮合情况恶化。如动载荷增大.易发生跳齿?传动时振动.噪 声增大。润滑不良。开式传动多发生磨损失效。
c) 胶合 润滑不当或转速过高时?销轴和套筒构成的摩擦表而易发生胶合。
d) 链条过载拉断 常发生于低速重载情况下。
3滚子链的静强度计算
在低速(vv0.6m/s)重载链传动中,链条的静强度占主要地位。如果仍用 额定功率曲线选择计算,结果常不经济,因为额定功率曲线上各点相应的条件性 安全系数S为旷20,远比静强度安全系数大。当进行耐疲劳和耐磨损工作能力 计算时,若要求的使命寿命过短,传动功率过大,也需进行行链条的静强度验算。
链条静强度计算公式为
S=心 din (6-1)
KaF
式中 S为静强度安全系数;
Ka为工况系数;
Km为排数系数;
F为有效圆周力;
F=6521.7N = 6.5217RN,并査表得 Ka = \, Km = l, Qmin = 3lAkN
所以 s= ELI =4.8
1x6.5217
[S]为许用安全系数,一般为4?8;如果按最大尖峰载荷F max *代替KaF进 行计算,则可为3?6;若速度较低,从动系统惯性较小,不太重要的传动或作用 力的确定比较准确时,[S]可取小值;
Q.nin为单排链极限拉伸载荷。
因为此传动速度较低[S]可取最小值,取[S] = 4
所以S〉[S]满足要求
6.2链轮基本参数和主要尺寸
链轮齿数Zi = 159Z2 = 38
配用链条的节距 p = 19.05mm 配用链条的滚子外径 J = 11.91mm 小链轮分度圆直径
d\= p 一
sin曇
19.05
= mm = y5.2jm/n
sin詈
小链轮齿顶圆直径
dla max = d 1 + 1.25p — d
= (95.25 + 1.25 x 19.05-11.9 V)mm = 107.15mm
d la min = 〃 I + (1 )/7 — (1
Zi
=95.25 + (1-—)x19.05 一 11.91mm = 100.5mm
15
取九=105 mm
小链轮齿根圆直径
d\f = d\-d - 95.25-11.91mm = 83.35/nm
大链轮分度圆直径
19.05sin労mm = 230 mm
19.05
sin労
mm = 230 mm
cl 2a max
cl 2a max
d2 + 1 .25p - d
:(230 +1.25 xl9.05-l 1.9 l)mm = 241.9 mm
d 2a min = 〃 2 + (1 ) p — d
Z2
=230 + (1-—) x 19.05-11.9 bum = 238.4mm 38
取〃 2“ = 240/nm 人链轮齿根圆直径
dif = di—d — 230 — 11.91/n/n = 218.1/n/n 链轮齿宽bn = 0
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