機械基礎課程設計實訓報告普通V帶傳動的設計

1、普通v帶傳動的設計課程設計實訓報告 課程名稱： 機械基礎 設計題目： 普通v帶傳動的設計 系 別： 機電工程系 專業(yè)班級： 機電一體化7班 學生姓名： 學 號： 指導老師： 設計時間： 2010年12月 河南質量工程職業(yè)學院河南質量工程職業(yè)學院機械基礎課程設計任務書班級學生姓名 指導教師課程設計題目普通v帶傳動的設計主要設計內容1、設計一帶式輸送機的普通v帶傳動2、普通v帶的設計計算和選擇3、帶輪的設計主要技術指標和設計要求1設計指標 齒輪的傳遞功率為11kw，傳動比為i=2.1； 雙向運轉，一般用途，使用時間10年（每年工作250天），雙班制連續(xù)工作。2設計要求 v帶的主要參數(shù)； 帶輪的選用

2、要求；主要參考資料及文獻1張曉坤.隋曉朋.autocad中文版實用教程.北京：北京經(jīng)濟日報出版社，2008.92徐錦康.機械設計.北京：高等教育出版社,2008.33唐金松.簡明機械設計手冊（第二版）.上海：上?？茖W技術出版社，2000.54黃祖德.機械設計.北京：北京理工大學出版社，2007.95 岳優(yōu)蘭，馬文鎖.機械設計基礎.開封：河南大學出版社，2009.5目 錄1 設計方案及要求42失效形式和設計準則42.1主要失效形式42.2設計準則43 單根v帶所能傳遞的效率44 設計計算和參數(shù)選擇74.1確定計算功率74.2選擇v帶型號84.3確定帶輪基準直徑94.4驗算帶的速度104.5確定中

3、心距和v帶基準直徑104.6驗算小帶輪上包角114.7確定v帶根數(shù)124.8確定初拉力124.9確定作用在軸上的壓力135 帶輪設計146 v帶傳動的張緊裝置167 設計小結17參考文獻171設計方案及要求 設計如圖1所示的帶式運輸機傳動方案i中的帶傳動。圖1 帶式運輸機傳動方案 已知：p=11kw，n1=1460r/min，i=2.1，一般用途使用時間10年（每年工作250天），雙班制連續(xù)工作，單向運轉。2失效形式和設計準則2.1主要失效形式 打滑當傳遞的圓周力f超過了帶與帶輪接觸面之間摩擦力總和的極限時，發(fā)生過載打滑，使傳動失效。 疲勞破壞傳動帶在變應力的反復作用下，發(fā)生裂紋、脫層、松散、

4、直至斷裂。2.2設計準則 保證帶傳動不發(fā)生打滑的前提下，具有一定的疲勞強度和壽命。3單根v帶所能傳遞的功率單根v帶所能傳遞的功率是指在一定初拉力作用下，帶傳動不發(fā)生打滑且有足夠疲憊壽命時所能傳遞的最大功率。從設計要求出發(fā)，應使 ，可寫成 這里，s為在一定條件下，由疲憊強度決定的v帶許用拉應力。由實驗知，在108109次循環(huán)應力下 (mpa)式中 zv帶繞過帶輪的數(shù)目；v v帶的速度(m/s)；ldv帶的基準長度（m）；tv帶的使用壽命（h）；c由v帶的材質和結構決定的實驗常數(shù)。以當量摩擦系數(shù)fv替換f，可得最大有效圓周力即式中 av帶的截面面積（mm2）。單根v帶所能傳遞的功率為即 在傳動比i

5、=1（即包角a=180）、特定帶長、載荷平穩(wěn)條件下由上式計算所得的單根普通v帶所能傳遞的基本額定功率p1值列于表1。表1 單根普通v帶的基本額定功率p1和功率增量dp1（摘自gb/t13575.192）（單位：kw） 當傳動比i1時，由于從動輪直徑大于主動輪直徑，傳動帶繞過從動輪時所產生的彎曲應力低于繞過主動輪時所產生的彎曲應力。因此，工作能力有所進步，即單根v帶有一功率增量dp1，其值列于表1。這時單根v帶所能傳遞的功率即為（p1dp1）。如實際工況下包角不即是180、膠帶長度與特定帶長不同時，則應引進包角修正系數(shù)ka（表2）和長度修正系數(shù)kl（表3）。這樣，在實際工況下，單根v帶所能傳遞的

6、額定功率為 p1=(p1+dp1) kakl表2 包角修正系數(shù)ka(摘自gb13575.192)表3 普通v帶長度修正系數(shù)kl（摘自gb13575.192）4設計計算和參數(shù)選擇設計計算步驟如下：4.1確定計算功率pc pc=ka p (kw)式中 p傳遞的額定功率（kw）；ka工況系數(shù)（表4）由表4查得工況系數(shù)ka=1.2，則pc=kap=1.211=13.2kw表4 工況系數(shù)ka工況ka空、輕載啟動重載啟動天天工作小時數(shù)（h）1010161610101616載荷變動最小液體攪拌機、透風機和鼓風機（7.5kw）、離心式水泵和壓縮機、輕負荷輸送機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式

7、輸送機（不均勻負荷）、透風機（7.5kw）、旋轉式水泵和壓縮機（非離心式）、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉篩、鋸木機和木工機械1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機床、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載輸送機1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8注： 1空、輕載啟動電動機（交流啟動、三角啟動、直流并勵）、四缸以上的內燃機、裝有離心式離合器、液力聯(lián)軸器的動力機； 2重載啟動電動機（聯(lián)機交流啟動、直流復勵或串勵）、四缸以下的內燃

8、機。4.2選擇v帶型號根據(jù)計算功率pc和小帶輪轉速n1由圖2選擇v帶型號。當在兩種型號的交線四周時，可以對兩種型號同時計算，最后選擇較好的一種。根據(jù)pc13.2kw，n1=1460r/min，由圖2選取b型。注：y型主要傳遞運動，故未列進圖內圖2 普通v帶選型圖4.3確定帶輪基準直徑d1和d2 為了減小帶的彎曲應力應采用較大的帶輪直徑，但這使傳動的輪廓尺寸增大。一般取d1dmin，比規(guī)定的最小基準直徑略大些。大帶輪基準直徑可按 計算。大、小帶輪直徑一般均應按帶輪基準直徑系列圓整（表5）。僅當傳動比要求較精確時，才考慮滑動率e來計算大輪直徑，即 ，這時d2可不按表5圓整。 由表5，b型v帶帶輪最

9、小直徑dmin=125mm，又根據(jù)圖2中b型帶推薦的d1的范圍及表5，取d1=132mm，從動輪基準直徑d2=id1=2.1132277.2mm，由表5基準直徑系列取d2=280mm。傳動比 ，傳動比誤差為 表5 普通v帶帶輪基準直徑系列（摘自gb13575.192）槽型yzabcdedmin 205075125200355500d的范圍20-12550-63075-800125-1125200-2000355-2000500-2500d的標準系列值50 56 71 75 80(85) (95) 100(106) (112) (118) 125(132) 140 150 160(170) 18

10、0 200 212 224 236 250(265) 280 300 315 335 355(375) 400 425 450(475) 500 530 560(600) 630 670 710(750) 800(900) 1000 1060 1120 1250 1400 1500 1600 1800 2000 2240 25004.4驗算帶的速度v 由 可知，當傳遞的功率一定時，帶速愈高，則所需有效圓周力f愈小，因而v帶的根數(shù)可減少。但帶速過高，帶的離心力明顯增大，減小了帶與帶輪間的接觸壓力，從而降低了傳動的由工作能力。同時，帶速過高，使帶在單位時間內繞過帶輪的次數(shù)增加，應力變化頻繁，從而降

11、低了帶的疲憊壽命。表1可見，當帶速達到某值后，不利因素將使基本額定功率降低。所以帶速一般在v=525m/s內為宜，在v=2025m/s范圍內最有利。如帶速過高（y、z、a、b、c型v25m/.s；d、e型v30m/s）時，應重選較小的帶輪基準直徑。因此根據(jù)本題要求可得m/s m/s4.5確定中心距a和v帶基準長度ld 根據(jù)結構要求初定中心距a0。中心距小則結構緊湊，但使小帶輪上包角減小，降低帶傳動的工作能力，同時由于中心距小，v帶的長度短，在一定速度下，單位時間內的應力循環(huán)次數(shù)增多而導致使用壽命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度較高時還易引起帶的顫抖。由0

12、.7(d1+d2)a02(d1+d2)即288.4=0.7(132+280)a02(132+280)=824則初取中心距a0=560mm初選a0后，v帶初算的基準長度ld0可根據(jù)幾何關系計算則初算v帶的基準長度ld0由表3選取標準基準長度ld=1800mm由于v帶傳動的中心距一般是可以調整的，所以可用下式近似計算a值 (mm)考慮到為安裝v帶而必須的調整余量，因此，最小中心距為 amin=a0.015ld (mm)如v帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應能調大。又考慮到使用中的多次調整，最大中心距應為 (mm) 本設計的實際中心距 取a=572mm4.6驗算小帶輪上包角a1 為使帶傳動有

13、一定的工作能力，一般要求a1120（特殊情況答應a190）。如a1小于此值，可適當加大中心距a；若中心距不可調時，可加張緊輪。小帶輪上的包角a1可按下式計算合適 a1也與傳動比i有關，d2與d1相差越大，即i越大，則a1越小。通常為了在中心距不過大的條件下保證包角不致過小，所用傳動比不宜過大。普通v帶傳動一般推薦i7，必要時可到10。4.7確定v帶根數(shù)根據(jù)計算功率pc由下式確定 為使每根v帶受力比較均勻，所以根數(shù)不宜太多，通常應小于10根，否則應改選v帶型號，重新設計。 由d1=132mm，n1=1460r/min，查表1，b型單根v帶所能傳遞的基本額定功率p1=2.48kw，功率增量dp1=

14、0.46kw，由表2查得包角系數(shù)ka=0.96，由表3查得長度修正系數(shù)kl=0.95；所需帶的根數(shù)取z5根4.8確定初拉力f0 適當?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動正常工作的重要因素之一。初拉力小，則摩擦力小，易出現(xiàn)打滑。反之，初拉力過大，會使v帶的拉應力增加而降低壽命，并使軸和軸承的壓力增大。對于非自動張緊的帶傳動，由于帶的松馳作用，過高的初拉力也不易保持。為了保證所需的傳遞功率，又不出現(xiàn)打滑，并考慮離心力的不利影響時，單根v帶適當?shù)某趵?(n)由表3可知b型帶q=0.17kg/m 由于新帶輕易松馳，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的初拉力應為上述初拉力計算值的1.5倍。4.9確定作用在軸上的壓

15、力fq 圖3 作用在軸上的壓力 傳動帶的緊邊拉力和松邊拉力對軸產生壓力，它即是緊邊和松邊拉力的向量和。但一般多用初拉力f0由圖3近似地用下式求得 (n)式中 a1小帶輪上的包角；zv帶根數(shù)。即5帶輪設計 對帶輪的主要要求是重量輕、加工工藝性好、質量分布均勻、與普通v帶接觸的槽面應光潔，以減輕帶的磨損。對于鑄造和焊接帶輪、內應力要小。 帶輪由輪緣、輪幅和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，中間部分稱為輪幅。圖4 v帶輪的結構 帶輪結構形式按直徑大小常用的有s型實心帶輪（用于尺寸較小的帶輪）、p型腹板帶輪（用于中小尺寸的帶輪）、h型孔板帶輪（用于尺寸較大的帶輪）

16、及e型橢圓輪幅帶輪（用于大尺寸的帶輪）（見圖4）。輪緣部分的輪槽尺寸按v帶型號查表6。由于普通v帶兩側面之間的夾角是40，為了適應v帶在帶輪上彎曲時截面變形，楔角減小，故規(guī)定普通v帶輪槽角f為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定）。表6 普通v帶輪的輪槽尺寸（摘自gb/t13575.1-92）項目符號槽型yzabcde基準寬度bp5.38.511.014.019.027.032.0基準線上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基準線下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽間距e80.3120.3150.3190.425.50.5370

17、.644.50.7第一槽對稱面至端面的間隔f7181最小輪緣厚dmin55.567.5101215帶輪寬bb=(z-1)e+2f z輪槽數(shù)外徑da輪槽角f32相應的基準直徑d60-34-80118190315-36-47560038-80118190315475600極限偏差30帶輪的常用材料是鑄鐵，如ht150、ht200。轉速較高時，可用鑄鋼或鋼板焊接；小功率時可用鑄造鋁合金或工程塑料。 鑄鐵制v帶輪的典型結構有以下幾種：實心式、 腹板式、 孔板式和輪輻式。帶輪基準直徑dd2.5d（d為軸的直徑，單位為mm）時，可采用實心式結構。當2.5ddd300mm時，帶輪常采用腹板式帶輪結構當d1-

18、d1100mm時，帶輪通常采用孔板式結構。當dd300mm時，帶輪常采用輪輻式帶輪結構。本設計要求不高，材料選用ht200, 帶輪為中小尺寸，故選用腹板輪。6 v帶傳動的張緊裝置 由于傳動帶不是完全的彈性體，帶工作一段時間后，會因伸長變形而產生松馳現(xiàn)象，使初拉力降低，帶的工作能力也隨之下降。因此，為保證必須的初拉力，應經(jīng)常檢查并及時重新張緊。常用的張緊方法是改變帶傳動的中心距，如把裝有帶輪的電動機安裝在滑道上并用螺釘2調整（見圖5a）或擺動電機底座1并調整螺栓2使底座轉動（見圖5b），即可達到張緊的目的。假如帶傳動的中心距是不可調整的，則可采用張緊輪裝置（見圖6）。張緊輪一般放置在帶的松邊。v帶傳動常將張緊輪壓在松邊的內側并靠近大帶輪，以免使帶承受反向彎曲，降低帶的壽命，且不使小帶輪上的包角減小過多。 a) b)圖5 帶的定期張緊裝置圖6 張緊輪裝置7設計小結機械基礎課程設計是機械課程中一個重要環(huán)節(jié)，由于在設計方面我沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題。這次設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練。在設計過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識，和應用生產實際知識解決工程問題