機械設計第9章 帶傳動 (工程班)新

第9章帶傳動9.1

概述

9.3

帶傳動工作情況分析9.2

V帶和V帶輪結構

9.4

普通V帶傳動的設計計算9.5

帶傳動的張緊裝置和維護帶傳動和鏈傳動都是通過中間撓性件傳遞運動和動力的，適用于兩軸中心距較大的場合。與齒輪傳動相比，它們具有結構簡單，成本低廉等優(yōu)點。9.6

同步帶傳動簡介本章學習的基本要求：一、熟練掌握的內容1、帶傳動的受力分析、應力分析、彈性滑動和打滑等基本理論；2、帶傳動的失效形式、設計準則及影響傳動能力的主要因素；3、普通V帶傳動的設計計算及參數(shù)的選擇。二、一般了解的內容1、帶傳動的主要類型、工作原理和應用特點；2、V帶的結構和標準；本章的重點：1、帶傳動工作情況的分析（力和應力分析、彈性滑動和打滑）；2、普通V帶傳動的設計計算。3、帶輪的材料和結構；4、帶傳動的維護和張緊。作業(yè)：Page(165～166)9.14、9.16(改)。9.1概述帶傳動的組成主動輪1、從動輪2、環(huán)形帶3。工作原理：安裝時帶被張緊在帶輪上，產生的初拉力使得帶與帶輪之間產生壓力。312F0F0F0F0應用實例：皮帶輸送裝置。n1Vn2F0F0F0F0主動輪轉動時，依靠摩擦力帶動從動輪一起同向回轉。n1∑N∑N∑N∑N∑Ff∑Ff∑Ff∑Ff類型平帶V型帶多楔帶摩擦型嚙合型圓形帶普通平帶片基平帶片基層布層覆蓋層工作面覆蓋層9.1.1帶傳動的類型9.1概述類型平帶V型帶多楔帶摩擦型嚙合型圓形帶普通平帶片基平帶普通Ｖ帶窄Ｖ帶齒形Ｖ帶寬Ｖ帶聯(lián)組Ｖ帶大楔角Ｖ帶9.1.1帶傳動的類型9.1概述類型平帶V型帶多楔帶摩擦型嚙合型圓形帶普通平帶片基平帶普通Ｖ帶窄Ｖ帶齒形Ｖ帶寬Ｖ帶聯(lián)組Ｖ帶大楔角Ｖ帶潘存云教授研制9.1.1帶傳動的類型9.1概述類型平帶V型帶多楔帶摩擦型嚙合型圓形帶普通平帶片基平帶普通Ｖ帶窄Ｖ帶齒形Ｖ帶寬Ｖ帶聯(lián)組Ｖ帶大楔角Ｖ帶抗拉體9.1.1帶傳動的類型9.1概述因此普通Ｖ帶故可以產生比平型帶更大的有效拉力（約3倍）。FQFQFNFN普通Ｖ帶傳動與平帶相比，普通Ｖ帶傳動是帶與帶輪槽之間是V型槽面摩擦，在同樣的張緊力下，其兩者產生的摩擦力為：平帶V帶FNθ平帶的工作面為內環(huán)表面普通Ｖ帶的工作面為兩側面所以普通Ｖ帶應用更加廣泛。9.1.1帶傳動的類型9.1概述9.1.2帶傳動的特點(1)適用于中心距較大的傳動；(2)帶具有良好的撓性，可緩和沖擊、吸收振動；(3)過載時帶與帶輪之間會出現(xiàn)打滑，避免了其它零件的損壞；(4)結構簡單、成本低廉。缺點：(1)傳動的外廓尺寸較大；(2)需要張緊裝置；(3)由于帶的滑動，不能保證固定不變的傳動比；(4)帶的壽命較短；(5)傳動效率較低。優(yōu)點：9.1概述應用：兩軸平行、且同向轉動的場合（稱為開口傳動），中小功率電機與工作機之間的動力傳遞。V帶傳動應用最廣，帶速v=5~25m/s

傳動比i=5

效率η≈0.8~0.99.1.4帶傳動的應用實例潘存云教授研制試驗儀器潘存云教授研制滑動軸承試驗臺實例:9.1概述9.1.4帶傳動的應用實例9.1概述潘存云教授研制印刷機械潘存云教授研制礦山機械潘存云教授研制動平衡機潘存云教授研制建筑機械潘存云教授研制試驗臺組成：抗拉體、頂膠、底膠、包布。潘存云教授研制簾布芯結構繩芯結構包布頂膠抗拉體底膠9.2.1

V帶規(guī)格9.2

V帶和V帶輪結構簾布芯結構：繩芯結構：抗拉強度高；抗拉強度低；抗彎強度低；抗彎強度高；一般情況下選簾布芯結構，在小直徑或轉速高的情況下選繩芯結構。潘存云教授研制簾布芯結構繩芯結構包布頂膠抗拉體底膠節(jié)線節(jié)線：彎曲時保持原長不變的一條周線。節(jié)面：全部節(jié)線構成的面。在V帶輪上，與所配用V帶的節(jié)面寬度相對應的帶輪直徑稱為基準直徑dd(見表9.3)。ddbp9.2

V帶和V帶輪結構節(jié)面9.2.1

V帶規(guī)格

V帶在規(guī)定的張緊力下，位于帶輪基準直徑上的周線長度稱為基準長度Ld

。標準基準長度系列詳見9.4。bbph普通V帶有：Y、Z、A、B、C、D、E等型號,已標準化YZABCDEF普通V帶的尺寸（θ=40?，h/bp

=0.7）型號YZABCDEF頂寬b610131722323850節(jié)寬

bp

5.38.5111419273242

高度h46810.513.51923.530楔角θ截面面積A/mm2

1847811382304766921173表9.2普通V帶的截面尺寸（GB11544—89）40?單位長度質量q/(kq/m)0.020.060.10.170.30.620.90.92θ9.2

V帶和V帶輪結構9.2.1

V帶規(guī)格2240.8222401.101.061.00.912500.8425001.301.091.030.932800.8728001.111.050.953150.8931501.131.070.073550.9235501.171.070.974000.960.7940001.101.131.024501.000.8045001.151.045001.020.8150001.181.075600.8256001.096300.840.8163001.127100.860.8371001.158000.900.8580001.189000.920.870.8290001.2110000.940.890.84100001.2311200.950.910.861120012500.980.930.881250014001.010.960.901400016001.040.990.920.831600018001.061.010.950.86Ld/mmY

Z

ＡＢＣLd/mmＺＡＢＣ基準長度KL

基準長度

KL

表9.4普通V帶的長度系列和帶長修正系數(shù)（GB/T13575.1—92）2000.8120001.081.030.980.88

θ=40?，h/bp

=0.9的V帶稱為窄V帶。與普通V帶相比，高度相同時，寬度減小1/3，而承載能力提高1.5~2.5倍，適用于傳遞動力大而又要求緊湊的場合。bh40?型號寬度b/mm高度h/mm

3V9.5(3/8英寸)8A,B型

5V16.0(5/8英寸)13.5B,C,D型8V25.4(1英寸)23D,E,F型窄V帶的結構及截面尺寸可替代的普通V帶9.2

V帶和V帶輪結構9.2.1

V帶規(guī)格9.2.2V帶帶輪結構1.V帶帶輪輪槽結構及尺寸e8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.5槽型YZABCbd5.38.5111419hamin1.62.02.753.54.8famin67911.516hfmin4.77.08.710.814.3δmin55.567.510≤60≤80≤118≤190≤315≥60>80>118>190>315對應的dd32o34o36o38oφ(?)

表9.3普通V帶輪的輪槽尺寸f1.61.66.3φHδeb0bpBh1haddda9.2

V帶和V帶輪結構dd

/mmZ

ＡＢdd

/mmＺＡＢＣDE表9.3普通V帶帶輪基準直徑系列

200*

****

212

*

224*

***

250*

***50**265*56

*

280*

***

236

*63*

300*71*315*

***75*

**335*80*

*

355*

*****85*

375

*90*

*

400*

****95*

425*

100*

*

450****106*475112*

*

500*

******118

*530**

125*

***

560*

*****132*

**

600****140*

**

630*

*****150*

**

670*160*

**

710*****170*

750***180*

**

800****1）V帶輪設計的要求結構工藝性好、無過大的鑄造內應力、質量分布均勻。輪槽工作面要精細加工，以減少帶的磨損。各輪槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使帶的載荷分布較為均勻。2）帶輪的材料通常采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150和HT200。轉速較高時宜采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可用鑄鋁或塑料。2.帶輪材料、結構3）帶輪的結構與尺寸四種典型結構：實心式、腹板式、孔板式、輪輻式帶輪的結構設計，主要是根據帶輪的基準直徑選擇結構形式。根據帶的截型確定輪槽尺寸。帶輪的其它結構尺寸通常按經驗公式計算確定。9.2.2V帶帶輪結構9.2

V帶和V帶輪結構實心式——直徑小實心式帶輪的結構daddBLdhdSdh=(1.8～2)ds

L=(1.5~2)dSdS為軸的直徑9.2.2V帶帶輪結構9.2

V帶和V帶輪結構實心式——直徑小帶輪的結構9.2.2V帶帶輪結構9.2

V帶和V帶輪結構dh=(1.8～2)ds

dr=da-2(H+δ)H

δ見表4.3s=(0.2～0.3)B

L=(1.5~2)dSdS為軸的直徑腹板式腹板式——中等直徑斜度1：25drdhdddaBSLdS實心式——直徑小帶輪的結構9.2.2V帶帶輪結構9.2

V帶和V帶輪結構腹板式——中等直徑dh=(1.8～2)dsd0=(dh+dr)/2dr=da-2(H+δ)H

δ見表4.3s=(0.2～0.3)B

s1≥1.5s

s2≥0.5sL=(1.5~2)dSdS為軸的直徑孔板式S1斜度1：25SS2drd0dhdddaLBS2dS孔板式——中等直徑實心式——直徑小帶輪的結構9.2.2V帶帶輪結構9.2

V帶和V帶輪結構腹板式——中等直徑孔板式——中等直徑輪輻式——d>350mmh2drd0dha1L斜度1：25dddaBh1h2=0.8h1a1=0.4h1

a2=0.8a1

f1≥0.2h1

f2≥0.2h2L=(1.5~2)dSPnA3h1=290P功率n轉速A輪幅數(shù)9.2.3帶傳動的幾何關系中心距a包角α:

因θ較小代入得帶長α2θα1θθaCADBdd1dd29.2

V帶和V帶輪結構帶長已知帶長時，由上式可得中心距

帶傳動不僅安裝時必須把帶張緊在帶輪上，而且當帶工作一段時間之后，因帶永久伸長而松弛時，還應當重新張緊。α2α1θaCADBdd1dd29.2.3帶傳動的幾何關系9.2

V帶和V帶輪結構從動輪主動輪n1n29.3帶傳動的工作情況分析靜止時，帶兩邊的初拉力相等：傳動時，由于摩擦力的作用，帶兩邊的拉力不再相等：F1=F2=F0為了可靠工作，帶必須以一定的初拉力張緊在帶輪上。F1≠F2

F1↑

，緊邊F2↓松邊緊邊松邊設帶的總長不變，則緊邊拉力增量和松邊的拉力減量相等：F1

–

F0=F0

–

F2

n1n2F0=(F1+F2)/29.3.1帶傳動中的受力分析∑Ff∑Ff1.緊邊拉力、松邊拉力和有效拉力

F0F0F0F0F1F2F1F2總摩擦力Ff與兩邊拉力F1

、F2對軸心的力矩為：稱F1

-

F2為有效拉力，即帶所能傳遞的圓周力：Fe=F1

-

F2且傳遞功率與有效拉力和帶速之間有如下關系：得Ff=F1

-

F2=Ff

聯(lián)立F0=(F1+F2)/2求得：F1=F0+Fe/2F2=F0

-Fe/2兩邊拉力大小取決于預緊力F0和有效拉力Fe傳遞功率增加時，有效拉力也增大兩邊拉力差值增大。在F0

一定時，兩邊拉力為有限值有效拉力也有限傳遞的功率也有限。那么，影響最大有效拉力的因素有哪些呢？FfD1/2－F1

D1/2+F2

D1/2=09.3帶傳動的工作情況分析9.3.1帶傳動中的受力分析1.緊邊拉力、松邊拉力和有效拉力

2.當帶速v一定時分析該公式的意義：1.當傳遞功率P一定時帶速v

→有效拉力Fe一般把帶傳動放在機械設備的高速級傳動,以減小有效拉力Fe,另外將帶傳動放在高速級,可以防止后邊的零件損壞,還可以吸振緩沖使傳動平穩(wěn)。帶速v

→有效拉力Fe膠帶與帶輪面的摩擦力

帶的根數(shù)傳遞的功率P

有效拉力Fe9.3帶傳動的工作情況分析9.3.1帶傳動中的受力分析1.緊邊拉力、松邊拉力和有效拉力

α當帶與帶輪之間出現(xiàn)打滑趨勢時，摩擦力達到最大值，有效拉力也達到最大。以平帶為例，分析打滑時緊邊拉力F1和松邊拉力F2之間的關系。dNF1F2F+dFFfdNdθdθ2dθ2取一小段弧進行分析：參數(shù)如圖

正壓力dN

兩端的拉力F

和F+dF

力平衡條件忽略離心力,水平、垂直力分別平衡摩擦力fdN

2.帶傳動的最大有效拉力及其影響因素dl9.3帶傳動的工作情況分析9.3.1帶傳動中的受力分析由力平衡條件積分得緊邊和松邊的拉力之比為繞性體摩擦的歐拉公式2.帶傳動的最大有效拉力及其影響因素9.3帶傳動的工作情況分析9.3.1帶傳動中的受力分析聯(lián)立求解：Fec=F1

-

F2影響最大有效拉力因素：

1）預緊力F0,F0

↑

Fec

↑

F0過小,Fec

↓

影響帶的工作能力，容易產生打滑。F0增大正壓力ΣN增大產生的摩擦力Ff增大

Felim增大傳遞載荷能力增大不易打滑。但F0太大會使膠帶在短時間內失去彈性,從而使其膠帶在短時間內松馳,結果反而使F0降低,降低下膠帶的壽命。2.帶傳動的最大有效拉力及其影響因素9.3帶傳動的工作情況分析9.3.1帶傳動中的受力分析在相同條件下

，V帶與平帶比較能傳遞較大的功率，或在傳遞功率相同時，V帶傳動的結構更為緊湊。用fv代替f后，得到V帶傳動的計算公式3）摩擦系數(shù)f↑

Fec

↑，對傳動有利。影響f的因素有材料、表面狀況、帶的截面形狀,但不能用增加輪槽的粗糙度來增加摩擦系數(shù)。因為α1<α2用α1

α2）包角

α↑

總摩擦力Ff↑

Fec

↑，對傳動有利。所以要求

α1≥120o2.帶傳動的最大有效拉力及其影響因素9.3帶傳動的工作情況分析9.3.1帶傳動中的受力分析9.3.2帶傳動的應力分析1.緊邊和松邊拉力產生的拉應力緊邊拉應力松邊拉應力A為帶的橫截面積2.離心力產生的離心拉應力帶在微弧段上產生的離心力

帶工作時應力由三部分組成dNcr

dθdlF1F29.3帶傳動的工作情況分析離心力dNc在微弧段兩端會產生離心拉力Fc。

由力平衡條件得dθ2dθ2離心力只發(fā)生在帶作圓周運動的部分，但由此引起的拉力確作用在帶的全長。

離心拉應力

往x軸投影dNcr

dθdlF1F2Fc

Fc

9.3.2帶傳動的應力分析9.3帶傳動的工作情況分析2.離心力產生的離心拉應力ddV帶輪的基準圓hσmaxσ1σb2σcσb1σ2離心應力拉應力彎曲應力α2n1n2α13.由彎曲產生的彎曲應力當帶繞過帶輪時，因為彎曲而產生彎曲應力設h為帶的厚度；dd為帶輪基準直徑,則有E為帶的彈性模量；彎曲應力為由材料力學公式得彎曲應力與帶輪直徑成反比，為了避免彎曲應力過大，帶輪直徑不得小于最小值(表9.6)。4.應力分布及最大應力1)最大應力σmax出現(xiàn)在緊邊與小輪的接觸處。9.3.2帶傳動的應力分析9.3帶傳動的工作情況分析2)膠帶上的應力大小是變化的,膠帶是處于變應力狀況下工作,當傳遞一定的功率時,當應力循環(huán)次數(shù)達到一定值后,膠帶會因疲勞而損壞,影響帶的工作壽命。▲降低σ1——則應降低F0,而F0與帶傳動的傳動能力有直接的關系,F0降低、傳動能力降低,所以對于一定的帶傳動,F0也要求有一定值,那么就會產生一個σ1,因此拉應力是不可能降低的,也就不能限制的σ1大小。▲降低σb1——則小帶輪的最小直徑ddmin不能過小,所以對帶傳動ddmin也有一個規(guī)定值。當傳動結構確定后,則小輪直徑ddmin也就確定,因此對一定的傳動σb1也就是一定值,這樣σb1的大小也不能改變。為了限制帶的應力不致過大,可降低：9.3.2帶傳動的應力分析9.3帶傳動的工作情況分析▲降低σC——即應限制帶速v不能太大。所以限制帶的工作應力不致過大,主要是限制帶速v的大小。另外為了保證帶有足夠的壽命,則應使：F2F2F1F19.3.3

帶的彈性滑動與打滑設帶的材料符合變形與應力成正比的規(guī)律，則變形量為：緊邊松邊從動輪n2主動輪n1因為F1>

F2所以ε1>ε2帶繞過主動輪時，將逐漸縮短并沿輪面滑動，使帶速落后于輪速。9.3.2帶傳動的應力分析9.3帶傳動的工作情況分析F2F2F1F1從動輪n2主動輪n1這種因材料的彈性變形而產生的滑動被稱為彈性滑動。帶經過從動輪時，將逐漸被拉長并沿輪面滑動，使帶速超前于輪速?？傆衯2<v1得從動輪的轉速定義為滑動率。帶傳動的傳動比9.3帶傳動的工作情況分析9.3.3

帶的彈性滑動與打滑V帶傳動的滑動率ε=0.01~0.02，一般可忽略不計。帶的彈性滑動并不是發(fā)生在相對于全部包角α的接觸弧上,當有效拉力Fe較小時,彈性渭動只發(fā)生在膠帶由帶輪離開以前的那一分接觸弧,稱滑動弧。若帶的工作載荷進一步加大，則有效拉力Fe的增加,靜弧逐漸減小滑動弧也將擴大,當彈性滑動區(qū)域擴大到整個接觸弧時,帶傳動有效拉力Fe達到最大值Felim,即Fe=Felim,如外載荷再進一步增大,則帶與輪之間將產生顯著的相對滑動,即產生打滑(小帶輪上)。打滑將使帶的磨損加劇，從動輪轉速急速降低，帶傳動失效，這種情況應當避免。9.3帶傳動的工作情況分析9.3.3

帶的彈性滑動與打滑帶傳動的彈性滑動：產生的原因：膠帶為彈性體，且傳動過程中存在拉力差。產生的后果：使傳動比不穩(wěn)定，不為常數(shù)。是否能避免：對帶傳動而言彈性滑動是不可避免的。帶傳動的打滑：產生的原因：有效拉力超過了最大摩擦力，即Fe>Ffmax。產生的后果：使帶傳動失效。是否能避免：對帶傳動而言打滑是可以避免的，只要Fe≤Ffmax即可。9.3帶傳動的工作情況分析9.3.3

帶的彈性滑動與打滑9.4.1V帶的失效形式和設計準則

帶傳動有效拉力Fe達到最大值Felim,即Fe=Felim時,帶會在帶輪上打滑,從而使傳動失效；另外帶處于變應力情況下工作,故帶的工作壽命受到影響,所以帶傳動的主要失效形式即為：打滑和傳動帶的疲勞損壞。9.4普通V帶傳動的設計與實例分析在保證帶傳動不打滑的前提條件下，使膠帶具有一定的疲勞強度和壽命。設計準則：

帶傳動的承載能力取決于傳動帶的材質、結構、長度，帶傳動的轉速、包角和載荷特性等因素。9.4.2

單根V帶的額定功率單根帶所能傳遞的有效拉力為傳遞的功率為為保證帶具有一定的疲勞壽命，應使帶載帶輪上打滑或發(fā)生脫層、撕裂、拉斷等疲勞損壞時，就不能傳遞動力。因此帶傳動的設計依據是保證帶不打滑及具有一定的疲勞壽命。代入得為設計時便于計算,將α=180°、特定長度、工作平穩(wěn)條件下,單根V帶所傳遞的基本額定功率列成表格表9.7—表9.17。9.4普通V帶傳動的設計與實例分析表9.7—表9.17單根普通V帶的基本額定功率P0（i=1，特定帶長，載荷平穩(wěn)(kW)型號小帶輪基準直徑dd1/mm小帶輪的轉速n1/(r/min)200400700800950120014501600200024002800320040005000Y20——－－0.010.020.020.030.030.040.040.050.060.0831.5——0.030.040.040.050.060.060.070.090.100.110.130.1540——0.040.050.060.070.080.090.110.120.140.150.180.20500.040.050.060.070.080.090.110.120.140.160.180.200.230.25Z500.040.060.090.100.120.140.160.170.200.220.260.280.320.34630.050.080.130.150.180.220.250.270.320.370.410.450.490.50710.060.090.170.200.230.270.300.330.390.460.500.540.610.62800.100.140.200.220.260.300.350.390.440.500.560.610.670.66900.100.140.220.240.280.330.360.400.480.540.600.640.720.73A750.150.260.400.450.510.600.680.730.840.921.001.041.091.02900.220.390.610.680.770.931.071.151.341.501.641.751.871.821000.260.470.740.830.951.141.321.421.661.872.052.192.342.251250.370.671.071.191.371.661.922.072.442.742.983.163.282.911600.510.941.511.691.952.362.732.543.423.804.064.193.982.679.4普通V帶傳動的設計與實例分析9.4.2

單根V帶的額定功率型號小帶輪基準直徑dd1/mm小帶輪的轉速n1/(r/min)200400700800950120014501600200024002800320040005000B1250.480.841.301.441.641.932.192.332.642.852.962.942.511.091600.741.322.092.322.663.173.623.864.404.754.894.803.820.812001.021.852.963.303.774.505.135.466.136.476.435.953.47－2501.372.504.004.465.106.046.827.207.877.897.145.60——2801.582.894.615.135.856.907.768.138.608.226.804.26——C2001.391.922.412.873.694.074.585.295.846.076.346.025.013.232502.032.853.624.335.646.237.048.219.049.389.628.756.562.933152.844.045.146.178.098.9210.0511.5312.4612.7212.149.434.16—4003.915.547.068.5211.0212.1013.4815.0415.5315.2411.954.34——4504.516.408.029.8112.6313.8015.2316.5916.4715.579.64———表9.7—表9.17單根普通V帶的基本額定功率P0（i=1，特定帶長，載荷平穩(wěn)(kW)9.4普通V帶傳動的設計與實例分析9.4.2

單根V帶的額定功率型號小帶輪基準直徑dd1/mm小帶輪的轉速n1/(r/min)2004007008009501200145016002000240028003200D3555.317.359.2410.9013.7014.8316.1517.2516.7715.63——4507.9011.0213.8516.4020.6322.2524.0124.8422.0219.59——56010.7615.0718.9522.3827.7329.5531.0429.6722.5815.13——71014.5520.3525.4529.7635.5936.8736.3527.887.99———80016.7623.3929.0833.7239.1439.5536.7621.32————E50010.8614.9618.5521.6526.2127.5728.3225.5316.82———63015.6521.6926.9531.3637.2638.5237.9229.178.85———80021.7030.0537.0542.5347.9647.3841.5916.46————90025.1534.7142.4948.2051.9549.2138.19—————100028.5239.1747.5253.1254.0048.1930.08—————表9.7—表9.17單根普通V帶的基本額定功率P0（i=1，特定帶長，載荷平穩(wěn)(kW)9.4普通V帶傳動的設計與實例分析9.4.2

單根V帶的額定功率9.4普通V帶傳動的設計與實例分析9.4.2

單根V帶的額定功率當實際工作條件與確定基本額定功率P0值的條件不同時，則應對表9.7—表9.17中的P0數(shù)值加以修正，而得到實際工作條件下單根V帶能傳遞的功率[P0]為：通常帶傳動的i≠1,因此當i≠1時就應考慮大、小帶輪對彎曲應力的影響,在i＞1時,帶繞經大帶輪時的彎曲應力小于繞經小帶輪的彎曲應力,因此對同一工作壽命的帶來說,所傳遞的功率則可增大一些,即△P0

。Kα—包角系數(shù),即考慮包角不同時的影響系數(shù),見圖9.12；KL—長度系數(shù),即考慮帶長不同時影響系數(shù),見表9.4；Kb、Ki—彎曲影響系數(shù)、傳動比系數(shù),即考慮i≠1彎曲應力不同時影響系數(shù),見表9.18、表9.19；9.4.3

V帶傳動的設計計算一、原始數(shù)據及設計內容：1.傳動的用途和工作情況,載荷性質和工作環(huán)境；2.原動機種類；3.所傳遞的功率、大小帶輪的轉速；4.傳動位置的要求。二、設計內容：1.選擇合理的傳動參數(shù)；2.確定V帶的型號、規(guī)格及根數(shù)；3.確定帶輪的直徑和中心距；4.求作用在軸上的力；5.確定帶輪的材料和結構尺寸。9.4普通V帶傳動的設計與實例分析KA——工作情況系數(shù)表9.21。

計算功率Pca是根據需要傳遞的功率,再考慮載荷性質和每天工作時間的長短而確定的。1.確定計算功率(選擇合理的傳動參數(shù))

Pca=KAP2.選擇V帶的型號帶的型號應根據Pca和小帶輪轉速n1由圖9.13選取。當落在兩種型號交線上時,可兩種型號同時計算,最后選擇較好的。9.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算表9.21工作情況系數(shù)載荷性質載荷變動很小載荷變動小載荷變動較大載荷變動很大工作機原動機電動機（交流啟動、三角啟動、直流并勵）、四缸以上內燃機電動機（聯(lián)機交流啟動、直流復勵或串勵）、四缸以下內燃機液體攪拌機、通風機和鼓風機、離心式水泵和壓縮機、輕負荷輸送機。每天工作小時數(shù)/h<1010~16>16<1010~16>161.01.11.21.11.21.31.11.21.31.21.31.41.21.31.41.41.51.61.31.41.51.51.61.8帶式輸送機、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉篩、木工機械。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、紡織機械等。破碎機（旋轉式、顎式）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）。300050002000160040002008005001004003001000小帶輪的轉速n1/(r/min)125025000.811.2523.154581016203040506380100200250普通V帶選型圖ZABCDEd1=50~71d1=80~100d1=112~140d1=125~140d1=160~200d1=200~315d1=355~400d1=450~500d1=80~100<-點擊按鈕圖9.13普通V帶選型圖Pca/Kw3.確定帶輪基準直徑dd為了能減小彎曲應力,應采用稍大的小帶輪基準直徑dd1。1)

初選小帶輪基準直徑dd1所以根據實際情況確定,一般可根據表9.6選dd1≥ddmin

。在T相同時dd1→Fe→膠帶根數(shù)→傳動尺寸→結構

9.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算表9.6普通V帶帶輪基準直徑系列YＺＡＢＣDEV帶型號最小基準直徑ddmin/mm基準直徑系列/mm20507512520035550020、22.4、25、28、31.5、35.5、40、45、50、56、63、71、75、80、85、90、95、100、106、112、118、125、132、140、150、160、170、180、200、224、236、250、265、280、315、335、355、375、400、425、450、475、500、560、600、630、670、710、750、800、900、1000、1060、1120、1250、1400、1500、1600、1800、2000、2240、25009.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算2)

驗算帶速v應使5≤v≤

vmax=25m/s。根據可知,當P一定時,由a)v

→Fe

→膠帶根數(shù)→Fc

→

ΣN

→

Ff→傳動能力→σc

→疲勞強度

b)v(＜5m/s)→dd1

→

Fe→膠帶根數(shù)→帶輪寬度9.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算若5＞v＞25m/s,則不能繼續(xù)進行設計,而應重新選擇dd1,再驗算v直到符合要求為止,才可進行下一步工作。3)

計算從動輪基準直徑dd2應圓整為標準直徑(表9.3)。

所以一般要求v=5~25m/s內,通常v=20~25m/s,這時膠帶根數(shù)最少。4.確定傳動中心距a和帶的基準長度Ld1)

初選中心距a09.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算中心距a0可根據結構要求初步確定。a0↓→結構尺寸↓傳動緊湊a0↓↓→帶長↓→單位時間內帶繞經帶輪次數(shù)↓→包角α1↓→Ff↓→傳動能力↓→應力循環(huán)次數(shù)↑

→壽命降低↓0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)a0↑→包角α1↑→Ff↑→傳動能力↑a0↑↑→結構↑→帶抖動↑→傳動平穩(wěn)性↓

→帶長↑→單位時間內帶繞經帶輪次數(shù)↓→應力循環(huán)次數(shù)↓

→壽命提高↑→傳動能力↓4.確定傳動中心距a和帶的基準長度Ld1)

初選中心距a09.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算2)

確定膠帶基準長度Ld根據初算的L'd按表9.2圓整到接近的基準長度Ld。為了張緊調整,中心距a應設計成可調的。初選a0后,帶的初算基準長度L'd就可根據幾何關系求得3)

計算實際中心距aamin

=a－0.015Ld

、

amax

=a+0.03Ld。

4.確定傳動中心距a和帶的基準長度Ld9.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算5.驗算主動輪上的包角α1若α1＜120°則應增大a或加張緊輪。上式表明：α1與兩輪直徑有關,而dd1與dd2值就可以決定傳動比,所以α1與傳動比i有關。dd1與dd2相差越大,即i越大,則α1越小。為了在中心距a不致過大的條件下,保證包角α1不致過小,所以傳動比i不宜過大,一般對V帶傳動比i≤5。9.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算

Z應圓整為整敉,為了避免載荷分布不均勻,帶的根數(shù)不宜過多,一般不超過10根,如根數(shù)過多則應改大型號的帶重新計算。

6.確定帶的根數(shù)Z9.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算表9.7—表9.17圖9.12表9.4表9.19表9.187.確定帶的預緊力F0

適當?shù)念A緊力F0是保證帶傳動正常工作的重要因素,F0不足則Ff小,可能出現(xiàn)打滑；F0過大則使膠帶壽命降低,對軸、軸承壓力大。因此為保證帶能傳遞功率,又不出現(xiàn)打滑,則F0應有一適宜值,一般為：9.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算圖9.12表9.6為了設計安裝帶輪的軸和軸承,必須確定帶傳動作用在軸上的壓力,它等于帶兩邊拉力的合力,若忽略兩邊的拉力差,即認為兩邊拉力均為預緊力F0,則由力平衡條件可得靜止時壓軸力FQ為：8.計算帶對軸的壓力FQF0F0α1FQF0F0FQα12α129.4普通V帶傳動的設計與實例分析三、設計步驟和方法9.4.3

V帶傳動的設計計算a調整螺釘調整螺釘滑道式張緊裝置擺架式張緊裝置a二、帶傳動的張緊方法1.調整中心距9.5

V帶傳動的張緊、正確安裝與維護(1)根據摩擦傳動原理，帶必須在預張緊后才能正常工作；一、張緊的目的(2)運轉一定時間后，帶會松弛，為了保證帶傳動的能力必須重新張緊，才能正常工作。張緊輪二、帶傳動的張緊方法1.調整中心距2.采用張緊輪3.自動張緊自動張緊裝置銷軸9.5

V帶傳動的張緊、正確安裝與維護節(jié)園節(jié)線組成：同步帶（同步齒形帶）是以鋼絲為抗拉體，外包聚氨脂或橡膠。9.6同步帶傳動簡介結構特點：橫截面為矩形，帶面具有等距橫向齒的環(huán)形傳動帶，帶輪輪面也制成相應的齒形。傳動特點：靠帶齒與輪齒之間的嚙合實現(xiàn)傳動，兩者無相對滑動，而使圓周速度同步，故稱為同步帶傳動。pb節(jié)距潘存云教授研制Pb重要參數(shù)潘存云教授研制優(yōu)點：1.傳動比恒定；2.結構緊湊；3.由于帶薄而輕，抗拉強度高，故帶速高達40m/s，傳動比可達10，傳遞功率可達200kw；4.效率高，高達0.98。缺點：成本高；對制造和安裝要求高。9.6同步帶傳動簡介重點：1.帶傳動的工作原理及V帶結構標準；2.帶傳動的工作情況分析；3.帶傳動的設計要點。作業(yè)：Page(165～166)9.14、9.16。第9章帶傳動帶傳動的設計實例設計某帶式輸送機傳動系統(tǒng)中第一級用的V帶傳動。已知電動機型號為Y112M-4，額定功率P=4kW，轉速n1=1440rpm，傳動比i=3.8，一天運轉時間<10h。解：由工作情況系數(shù)表9.21查KA1.確定計算功率(選擇合理的傳動參數(shù))第9章帶傳動表9.21工作情況系數(shù)載荷性質載荷變動很小載荷變動小載荷變動較大載荷變動很大工作機原動機電動機（交流啟動、三角啟動、直流并勵）、四缸以上內燃機電動機（聯(lián)機交流啟動、直流復勵或串勵）、四缸以下內燃機液體攪拌機、通風機和鼓風機、離心式水泵和壓縮機、輕負荷輸送機。每天工作小時數(shù)/h<1010~16>16<1010~16>161.01.11.21.11.21.31.11.21.31.21.31.41.21.31.41.41.51.61.31.41.51.51.61.8帶式輸送機、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉篩、木工機械。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、紡織機械等。破碎機（旋轉式、顎式）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）。1.1帶傳動的設計實例設計某帶式輸送機傳動系統(tǒng)中第一級用的V帶傳動。已知電動機型號為Y112M-4，額定功率P=4kW，轉速n1=1440rpm，傳動比i=3.8，一天運轉時間<10h。解：由工作情況系數(shù)表9.21查KA1.確定計算功率(選擇合理的傳動參數(shù))第9章帶傳動計算載荷Pca=PKA=

1.1×4=4.4由Pca和轉速n1由圖9.13選擇帶型——

KA=1.1

2.選擇V帶的型號300050002000160040002008005001004003001000小帶輪的轉速n1/(r/min)125025000.811.2523.154581016203040506380100200250普通V帶選型圖ZABCDEd1=50~71d1=80~100d1=112~140d1=125~140d1=160~200d1=200~315d1=355~400d1=450~500d1=80~100圖9.13普通V帶選型圖Pca/Kw選取A型A帶傳動的設計實例設計某帶式輸送機傳動系統(tǒng)中第一級用的V帶傳動。已知電動機型號為Y112M-4，額定功率P=4kW，轉速n1=1440rpm，傳動比i=3.8，一天運轉時間<10h。解：由工作情況系數(shù)表9.21查KA1.確定計算功率(選擇合理的傳動參數(shù))第9章帶傳動計算載荷Pca=PKA=

1.1×4=4.4由Pca和轉速n1由圖9.13選擇帶型——

KA=1.1

2.選擇V帶的型號——

A型V帶

3.確定帶輪的基準直徑dd1

、dd21)初選小帶輪基準直徑dd1

由表9.6和圖9.13初選小帶輪基準直徑dd1

dd

/mmZ

ＡＢdd

/mmＺＡＢＣDE表9.6普通V帶帶輪基準直徑系列

200*

****

212

*

224*

***

250*

***50**265*56

*

280*

***

236

*63*

300*71*315*

***75*

**335*80*

*

355*

*****85*

375

*90*

*

400*

****95