機械傳動之鏈傳動設計，建議收藏。
一、鏈傳動的特點和應用
1、組成：鏈傳動由裝在平行軸上的主動鏈輪、從動鏈輪和繞在鏈輪上的鏈條組成。工作時，靠鏈條鏈節與鏈輪輪齒的齧合帶動從動輪迴轉並傳遞運動和動力。
2、特點：
1）由於鏈傳動屬於帶有中間撓性件的齧合傳動，所以可獲得準確的平均傳動比；
2）與帶傳動相比，鏈傳動預緊力小，所以鏈傳動軸壓力小，而傳遞的功率較大，效率較高，鏈傳動還可以在高溫、低速、油汙等情況下工作；
3）與齒輪傳動相比，兩軸中心距較大，製造與安裝精度要求較低，成本低廉。
4）鏈傳動運轉時不能保持恆定的瞬時傳動比和瞬時鏈速，所以傳動平穩性較差，工作時有噪音且鏈速不宜過高。
3、應用：適用於中心距較大，要求平均傳動比準確的場合。傳動鏈傳遞的功率一般在100kW以下，最大傳動比，鏈速不超過15m/s。本文主要討論滾子鏈。
1、滾子鏈
滾子鏈是由滾子1、套筒2、銷軸3、內鏈板4和外鏈板5組成。內鏈板和套筒之間、外鏈板與銷軸之間分別用過盈聯接固聯。滾子與套筒之間、套筒與銷軸之間均為間隙配合。當內、外鏈板相對撓曲時，套筒可繞銷軸自由轉動。滾子活套在套筒上，工作時，滾子沿鏈輪齒廓滾動，減輕了齒廓的磨損。鏈的磨損主要發生在銷軸與套筒的接觸面上。因此，內、外鏈板間應留少許間隙，以便潤滑油滲入銷軸和套筒的摩擦面間。內、外鏈板製成8字形，是為了使鏈的各剖面具有相近的抗拉強度，也可減輕鏈的質量和運動時的慣性力。
滾子鏈與鏈輪齧合的基本引數是節距p、滾子外徑d1和內鏈節內寬b1。其中，節距是滾子鏈的主要引數。節距增大時，鏈條中各零件的尺寸也要相應增大，可傳遞的功率也隨之增大。但當鏈輪齒數一定時，節距越大，鏈輪直徑D也越大，為使D不致過大，當載荷較大時，可用小節距的雙排鏈或多排鏈。多排鏈的承載能力與排數成正比，列數越多，承載能力越高。但由於製造、安裝誤差，很難使各排的載荷均勻，列數越多，不均勻性越嚴重，故排數不宜過多，一般不超過四列。
考慮到我國鏈條生產的歷史和現狀，以及國際上幾乎所有國家的鏈節距均用英制單位，我國鏈條標準GB1243.1-83中規定節距用英制折算成米制的單位。鏈號與相應的國際標準鏈號一致，鏈號數乘以25.4/16mm即為節距值。字尾A或B分別表示A或B系列。A系列用於過載、重要、較高速的傳動，B系列用於一般的傳動中。
滾子鏈標記：鏈號—排數*鏈節數 標準編號
例：10A—1*88 GB1243.1--83
2、齒形鏈
齒形鏈又稱無聲鏈。由一組帶有兩個齒的鏈板左右交錯並列鉸接而成。每個齒的兩個側面為工作面，齒形為直線，工作時鏈齒外側邊與鏈輪輪齒相齧合來實現傳動。
特點：工作平穩，噪音小，允許的鏈速高，承受衝擊能力好，傳動效率一般為0.95~0.98，潤滑良好的傳動可達0.98~0.99。但價格較高，重量較大，對安裝、維護要求較高。
應用：適宜於高速傳動；又實用於傳動比大和中心距較小的場合，多用於高速或運動精度要求較高的傳動裝置中。
三、滾子鏈鏈輪的結構和材料
鏈輪是鏈傳動的主要零件，鏈輪齒形已標準化。鏈輪設計主要是確定其結構及尺寸，選擇材料及熱處理方法。
1、鏈輪的基本引數及主要尺寸
鏈輪的基本引數是配用鏈條的節距p，套筒的最大外徑d1、排距pt及齒數z。
2、鏈輪的齒形
鏈輪的端面齒形是標準齒形，由弧aa、ab、cd、和直線bc構成--三圓弧一直線齒形。當選用這種齒形並用相應的標準刀具加工時，鏈輪齒形在工作圖上不畫出，只需註明鏈輪的基本引數和主要尺寸（節距p，節圓直徑d，齒頂圓直徑da，齒根圓直徑df和齒數z），並註明“齒形按3RGB1244—85規定製造”即可。
節圓—鏈輪上鍊條的銷軸中心所在的圓，直徑用d表示。
若已知p、z
鏈輪軸向齒廓及尺寸，應符合GB1244—85的規定。在零件的工作圖上應繪出鏈輪的軸面齒形，以便製造鏈輪切齒前的毛坯。
3、鏈輪的結構
小直徑----整體式；中等尺寸---孔板式；大直徑---組合式（齒圈、輪芯用不同材料，用焊接或螺栓聯接在輪芯上）。
四、鏈輪的材料
材料應能保證輪齒具有足夠的強度和耐磨性，常用碳鋼、合金鋼，齒面多經熱處理。工作時，小鏈輪輪齒參與齧合的次數比大鏈輪多，磨損、衝擊較嚴重，所以，小鏈輪的材料應較好，齒面硬度較高。
四、鏈傳動的運動特性
鏈條整體是一撓性體，但對單個鏈節，卻是剛性體。所以鏈條繞在鏈輪上時，並非沿輪周彎曲成圓弧性，而是折成正多邊形的一部分，此正多邊形的邊長為，邊數為鏈輪的齒數。
鏈輪每轉一週，帶動鏈條轉過的長度為zp，所以鏈條的速度為
實際工作時，即使主動鏈輪以等角速轉動，瞬時速度和瞬時傳動比是變化的。
設鏈的主動邊始終處於水平位置。鏈節在A點進入齧合，當旋轉到B點時，下一鏈節進入齧合。設小鏈輪以勻角速轉動
A點：
C點：
B點：
（β為鉸鏈A在鏈輪上的相位角）
由以上分析可知：在前一鏈節進入齧合到後一鏈節進入齧合的過程中，鏈條線速為
，隨β的變化而變化。，β在之間變化。鏈條這樣忽快忽慢、忽上忽下，給鏈傳動帶來運動的不均勻和振動拍擊，若齒數z越少或節距p越大---φ越大，運動的不均勻性越嚴重。
變化。只有當，且鏈傳動的中心距恰為節距的整數倍時（只有具備上述條件，β、γ才能同步變化），傳動比才能恆定不變（恆為1）。
3、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週期性的變速運動，因而造成和從動鏈輪相連的零件也產生週期性的速度變化，從而引起了動載荷。動載荷的大小與迴轉零件的質量和加速度的大小有關。關注公眾號《機械工程文萃》。
1）鏈條前進引起的動載荷為： N
式中：m---緊邊鏈條的質量，kg；
ac---鏈條加速度，m/s2。
當時，
2）從動鏈輪的角加速度引起的動載荷為：
式中：J---從動系統轉化到從動鏈輪軸上的轉動慣量，kg.m2；
ω2---從動鏈輪的角速度，rad/s；
R2---從動鏈輪的分度圓半徑，m。
3）vy變化引起的動載荷
vy變化，使鏈條發生橫向振動，甚至共振。對高速鏈傳動，注意固有頻率。
設質量集中在鏈節中點
v0---鏈條與鏈輪相對轉速，m/s。
g---重力加速度，m/s2。
綜上所述：鏈傳動中，由於鏈在輪上呈多邊形隨鏈輪轉動時，引起鏈速和傳動比都隨時間作週期性的變化，導致運動不均勻併發生動載荷、衝擊和振動現象，這是鏈傳動的固有特性。為獲得較平穩的鏈傳動，設計時，合理選擇各項運動引數（小節距、多齒數、限制鏈輪最高轉速）。
五、鏈傳動的受力分析
鏈傳動在安裝時，應使鏈條受一定的張緊力，其張緊力是透過使鏈保持適當的垂度所產生的懸垂拉力獲得的。鏈傳動張緊的目的主要是使松邊不致太鬆，以免影響鏈條正常退出齧合和產生振動、跳齒或脫鏈現象，因而所需的張緊力比帶傳動小得多。
鏈在工作過程中，緊邊和松邊的拉力不等。若不計傳動中的動載荷，鏈的緊邊受到的拉力F1是由鏈傳遞的有效圓周力Fe、鏈的離心力Fc及鏈條松邊垂度引起的懸垂拉力Ff三部分組成。
N
鏈的松邊所受的拉力F2由Fc及Ff兩部分組成。
有效圓周力 N
式中：P---鏈傳動所傳遞的功率，kW；
v---鏈速，m/s。
離心力引起的拉力 N
式中：q---單位長度鏈條的質量，kg/m。
v---鏈速，m/s。
懸垂拉力Ff的大小與鏈條的松邊垂度及傳動的佈置方式有關，在F’f和F”f中選大者。
式中：a---鏈傳動的中心距，mm。
q---單位長度鏈條的質量，kg/m。
Kf—垂度係數。
六、滾子鏈傳動的設計計算
1、鏈傳動的失效形式
1）鏈的疲勞破壞
鏈在工作時，鏈輪兩邊的鏈條一邊張緊、一邊鬆弛。鏈條不斷由松邊到緊邊週而復始地運動著，所以它的各個元件都在變應力作用下工作，經過一定迴圈次數後，鏈板將會出現疲勞斷裂，或套筒、滾子表面會出現疲勞點蝕（多邊形效應引起的衝擊疲勞）。因此，鏈條的疲勞強度成為決定鏈傳動承載能力的主要因素。試驗表明：在潤滑良好的中等速度下工作的鏈條，在鏈板上首先出現疲勞斷裂。鏈條越短，速度越高，迴圈快時，疲勞損壞越嚴重。
2）鏈條鉸鏈的磨損
鏈條在工作時，鉸鏈與套筒間承受較大的壓力，傳動時彼此又發生相對轉動，導致鉸鏈磨損，鉸鏈節距伸長，而輪齒節距幾乎不受磨損影響，結果將導致齧合點外移，嚴重時，產生跳鏈、脫鏈現象。
圖9-15，鉸鏈磨損後，節距由p增大為p+Δp，齧合點由d增大為d+Δd，鏈節距的增長量Δp和齧合圓的外移量Δd有如下關係，當節距一定時，齒高就一定，即允許的齧合圓外移量就一定。齒數z越多，齧合圓的外移量Δd就越大，鏈從鏈輪上脫落的可能性就越大，為保證鏈條壽命，應使齒數少一些。。
3）銷軸與套筒的膠合
當鏈輪轉速過高時，鏈節齧入時受到的衝擊能量增大，積聚的熱量較大，銷軸、套筒間的潤滑油膜被破壞，使兩者的工作表面在很高的溫度和壓力下直接接觸，導致膠合。膠合在一定程度上決定了鏈傳動的極限轉速。《機械工程文萃》，工程師的加油站。
4）鏈條靜力拉斷
低速(v
2、滾子鏈傳動的額定功率
右圖是透過實驗作出的單排鏈的額定功率曲線圖。由圖可見：在潤滑良好、中等速度的鏈傳動中，鏈傳動的承載能力主要取決於鏈板的疲勞強度；隨著轉速的增高，鏈傳動的多邊形效應增大，傳動能力主要取決於套筒和滾子的衝擊疲勞強度，轉速越高，傳動能力就越低，並會出現鉸鏈膠合現象，使鏈條迅速失效。
圖為A系列滾子鏈的額定功率曲線，它是在標準實驗條件下得出的：1）兩鏈輪安裝在水平軸上，兩鏈輪共面；2）z1=19；3）Lp=100節；4）載荷平穩；5）按推薦方式潤滑；6）能連續15000小時滿負荷運轉；7）鏈條因磨損引起的相對伸長量不超過3%。根據小鏈輪轉速，由此圖可查出各種鏈條鏈速在大於0.6m/s情況下允許傳遞的額定功率P0。若所設計的鏈傳動與上述實驗條件不符時，由圖查得的P0值應乘以一系列修正係數。
式中：KA---工況係數，表9-9。
Kz---小鏈輪齒數係數。表9-10。
KL---鏈長係數，表9-10。
Kp ---多排鏈係數，表9-11。
當不能保證 圖中所推薦的潤滑方式時，線圖中的P0值應降到下列數值：
當，潤滑不良時，降至（0.3~0.6）P0；無潤滑時，降至0.15 P0（壽命不能保證15000小時）。
當，潤滑不良時，降至（0.15~0.3）P0；
當，潤滑不良時，傳動不可靠，不宜採用。
當要求的實際工作壽命低於15000小時時，按有限壽命設計。這時允許傳遞的功率可高些。
3、滾子鏈傳動的設計計算
已知；傳動用途、工作情況、原動機種類、傳遞的功率P、鏈輪轉速n1、n2（或i），結構尺寸要求等。
設計內容：鏈條節距p、列數、鏈條鏈節數Lp、傳動中心距a；大、小鏈輪齒數z1 、z2；軸壓力Q；潤滑方式。
設計步驟：
1）鏈輪齒數z1 、z2和傳動比i
小鏈輪齒數z1對鏈傳動的平穩性和使用壽命有較大影響。齒數少，外廓尺寸小，但齒數過少，運動不均勻性加劇，動載荷和衝擊加大；鏈條進入和退出齧合時，鏈節間的相對轉角增大，鉸鏈的磨損加劇；鏈傳遞的圓周力增大，加速了鏈條和鏈輪的損壞。
齒數過多，將增大傳動尺寸和質量，鏈條磨損後節距的伸長容易發生跳齒和脫鏈，同樣會縮短鏈條的使用壽命。
齒數的選取原則：（1）鏈傳動速度高時，齒數多些；（2）為考慮磨損均勻，鏈輪齒數應取與鏈節數互為質數的奇數，並優先選用以下數列：17、19、21、23、25、38、57、76、95、114。
（取整），且。由表9-8，試選v—選取z1，z1儘量用奇數。
，推薦=2~3.5。當v
2）確定計算功率Pca
計算功率Pca是根據傳遞的功率P，並考慮到載荷性質和原動機的種類而確定，即
3）初選中心距a0
a小，傳動結構緊湊，但a太小，鏈條總長太短，單位時間裡每一鏈節參與齧合次數過多，加劇鏈的磨損和疲勞。a過大，承載好，但鏈條長，橫向振動大。一般
（張緊或託板），中心距不可調時，。
4）鏈節數Lp
取整，最好取偶數。
5）節距和排數的確定
一定條件下，節距越大，鏈傳動承載能力越強，但節距越大，鏈傳動的多邊形效應越嚴重，動載荷、衝擊、振動越嚴重。所以，為使鏈傳動結構緊湊、壽命長，儘量取小節距的單排鏈。
若傳動速度高，傳遞的功率大；或傳動中心距小，傳動比大，取小節距的多排鏈。
若傳動中心距大而傳動比小，取大節距的單排鏈。
設計時，先定傳動的列數—查表9-11得Kp—由上式計算得P0—由圖9-13查得鏈號—查表9-1得節距p。
6）驗算鏈速 判斷是否與假設符。
7）確定實際中心距
為保證松邊有合適的垂度
實際中心距
若傳動中心距可調，△a取大值；若中心距不可調，△a取小值。
8）小鏈輪轂孔最大直徑
當確定了鏈條節距和小鏈輪齒數後，鏈輪的結構和各部分尺寸已可定出（表9-3），轂孔的最大直徑dkmax也可定出，但dkmax不小於安裝鏈輪處的軸徑；若不能滿足要求時，可採用特殊結構的鏈輪（如鏈輪軸）或重新選擇鏈傳動引數（增大z1或p）。
9）計算壓軸力Q
式中：Fe---鏈傳遞的有效圓周力，N；
KQ---壓軸力系數，對於水平傳動，KQ=1.15；對於垂直傳動KQ=1.05。
10）鏈輪的結構設計，材料和尺寸。
11）鏈傳動的潤滑和防護。
4、低速鏈傳動的靜力強度計算
對於鏈速的低速鏈傳動，因抗拉靜力強度不夠而破壞的機率很大，故常按下式進行抗拉靜力強度計算
式中：Sca ---鏈的抗拉靜力強度的計算安全係數；
Q---單排鏈的極限拉伸載荷，kN，查表9-1；
n---排數；
KA---工作情況係數，查表9-9；
F1 ---鏈的緊邊工作拉力，kN。
低速鏈傳動，小鏈輪齒數可少於17，但不能小於9。
七、鏈傳動的佈置、張緊和潤滑
1、鏈傳動的佈置
鏈傳動一般應佈置在鉛垂平面內，儘可能避免佈置在水平或傾斜平面內。如確有需要，則應考慮加託板或張緊輪等裝置，並且設計較緊湊的中心距。
2、鏈傳動的張緊
目的：避免在鏈條的垂度過大時產生齧合不良和鏈條的振動現象；同時增加鏈條和鏈輪的包角。當兩輪中心連線傾斜角大於600時，通常設有張緊裝置。
張緊的方法：鏈傳動中心距可調時，調節中心距以控制張緊程度；中心距不可調時，可設定張緊輪或在鏈條磨損變長後取掉1~2個鏈節，以恢復原來的長度。張緊輪一般緊壓在松邊靠近小鏈輪處。張緊輪可以是鏈輪，也可以是無齒的滾輪。張緊輪的直徑與小鏈輪的直徑接近。張緊輪有自動張緊（用彈簧、吊重等自動張緊裝置）及定期調整（用螺旋、偏心等調整裝置）。另外還可用壓板和託板張緊。
3、鏈傳動的潤滑
鏈傳動的潤滑十分重要，對高速、過載的鏈傳動更為重要。良好的潤滑可緩和衝擊，減輕磨損，延長鏈條壽命。滾子鏈的潤滑方法和要求參表。
End