機械設計基礎 課件 第8、9章 螺紋聯(lián)接和螺旋傳動、帶傳動

第8章螺紋聯(lián)接和螺旋傳動機械設計基礎01螺紋的類型和主要參數(shù)02螺旋副的受力分析目錄CONTENTS03螺紋聯(lián)接的基本類型和螺紋聯(lián)接件04螺紋聯(lián)接設計應注意的問題05螺紋聯(lián)接的強度計算06螺旋傳動螺紋的類型和主要參數(shù)018.1.1螺紋的類型多線螺紋一般:n≤4雙線螺紋單線螺紋PSS=2PPSPS=Pn線螺紋:S=n

P單線螺紋按螺紋的牙型分螺紋的分類按螺紋的旋向分按螺旋線的根數(shù)分按回轉體的內(nèi)外表面分按螺旋的作用分按母體形狀分8.1.1螺紋的類型外螺紋內(nèi)螺紋按回轉體的內(nèi)外表面分8.1.1螺紋的類型聯(lián)接螺紋傳動螺紋按螺旋的作用分8.1.1螺紋的類型按母體形狀分8.1.2螺紋的主要參數(shù)d2在生產(chǎn)中螺紋是按照螺旋線形成的原理進行制作的。螺紋1.螺紋的形成8.1.2螺紋的主要參數(shù)螺紋的加工方法很多，如：車制內(nèi)、外螺紋。對于直徑較小的螺孔，可先用鉆頭鉆出光孔，再用絲錐攻出螺紋。對于直徑較小的外螺紋也可用輾壓的方法或板牙絞出。8.1.2螺紋的主要參數(shù)（3）中徑d2（D2）d1d2d（1）大徑d（D）（2）小徑

d1（D1）（4）螺距P（5）導程S（6）螺紋升角λ（7）牙型角

α牙側角

β

S=nPSPP/2P/2（8）接觸高度

h

h2.螺紋的基本參數(shù)πd2Sλββα螺旋副的受力分析028.2.1矩形螺紋受力分析1旋緊矩形螺紋的牙型角等于零，螺旋副是由外螺紋(螺桿)和內(nèi)螺紋組成的運動副簡化可以看作是推動滑塊(重物)沿螺紋表面運動。如圖8-2所示，將矩形螺紋沿中徑d,展開得到一個傾斜角為(即升角)的斜面，斜面上的滑塊代表螺母，螺母和螺桿的相對運動可以看作滑塊在斜面上的運動。8.2.1矩形螺紋受力分析1旋緊當量摩擦角ρ=arctanf式中，f為摩擦因數(shù)。8.2.1矩形螺紋受力分析2松退3螺旋副的效率滑塊沿斜面等速下降時，若摩擦力向上，水平推力由公式可知，若φ≤ρ，說明此時無論軸向載荷有多大，滑塊（即螺母）都不能沿斜面運動，這種現(xiàn)象稱為自鎖。8.2.2非矩形螺紋受力分析1旋緊8.2.2非矩形螺紋受力分析3自鎖條件4螺旋副的效率2松退φ≤ρv螺紋聯(lián)接的基本類型和螺紋聯(lián)接件038.3.1螺紋聯(lián)接的基本類型8.3.2螺紋聯(lián)接件1螺栓圖示為螺栓聯(lián)接，適用于被聯(lián)接件不太厚又需經(jīng)常拆裝的場合使用，有兩種聯(lián)接形式：一種是被聯(lián)接件上的通孔和螺栓桿間留有間隙的普通螺栓聯(lián)接（圖a)；另一種是螺桿與孔是基孔制過渡配合的鉸制孔用螺栓聯(lián)接（圖b）。螺栓聯(lián)接8.3.2螺紋聯(lián)接件2雙頭螺柱圖示為雙頭螺柱聯(lián)接。這種聯(lián)接適用于被聯(lián)接件之一太厚而不便于加工通孔并需經(jīng)常拆裝的場合。其特點是被聯(lián)接件之一制有與螺柱相配合的螺紋，另一被聯(lián)接件則為通孔。雙頭螺柱連接8.3.2螺紋聯(lián)接件3螺母圖10-18螺母8.3.2螺紋聯(lián)接件4鎖緊螺釘緊定螺釘聯(lián)接圖示為緊定螺釘聯(lián)接。這種聯(lián)接適用于固定兩零件的相對位置，并可傳遞不大的力和轉矩。其特點是螺釘被旋入被聯(lián)接件之一的螺紋孔中，末端頂住另一被聯(lián)接件的表面或頂入相應的坑中，以固定兩個零件的相對位置。8.3.2螺紋聯(lián)接件5墊圈螺紋聯(lián)接設計應注意的問題048.4.1螺紋聯(lián)接的預緊1預緊和預緊力2預緊的目的增強聯(lián)接的可靠性和緊密性，以防止被聯(lián)接件受載后出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對移動。大多數(shù)螺紋聯(lián)接在裝配時都需要擰緊，使其在承受工作載荷之前，預先受到力的作用，這個預加的作用力稱為預緊力，這一擰緊過程稱為預緊。8.4.1螺紋聯(lián)接的預緊3預緊力的控制預緊力的大小要適度，太小起不到預緊的作用，太大則可能導致螺栓過載斷裂。對于重莫的螺紋聯(lián)接，裝配時必須控制其預緊力的大小。預緊力與擰緊力矩成正比，一般可通過控擰緊力矩和螺栓伸長量來間接控制預緊力。（1）控制擰緊力矩1)憑工人經(jīng)驗控制扳手力矩，扳手預緊如圖8-8所示。8.4.1螺紋聯(lián)接的預緊3預緊力的控制2)用指示式扭力扳手或定力矩扳手來控制力矩，(2）控制螺栓伸長量擰緊力矩由于受摩擦因數(shù)和幾何參數(shù)偏差的影響，計算可能不準確，影響預緊力的準確性。較準確地控制預緊力的方法是通過測量并控制擰緊時螺栓伸長量來控制預緊力。伸長量與預緊力的關系參考材料力學。8.4.2螺紋聯(lián)接的防松1螺紋聯(lián)接具有自鎖性螺紋聯(lián)接通常采用三角形螺紋，其升角φ(1.5°~3.5°）小于當量摩擦角ρv(5°～6°)，滿足自鎖條件，一般情況下不會自行松脫。2松脫的原因在受到?jīng)_擊、振動或變載荷作用下，以及在高溫或溫度變化較大的情況下，螺紋聯(lián)接中的預緊力和摩擦力會逐漸減小甚至可能瞬時消失，導致聯(lián)接失效。3防松方法重要的螺紋聯(lián)接均應采取防松措施。防松的根本問題是防止螺旋副的相對轉動。按防松原理不同，防松方法可分為摩擦防松和機械防松等。常用的防松方法如下:8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項3防松方法（1）彈簧墊圈防松原理:螺母擰緊后，靠墊圈壓平產(chǎn)生的反彈力使旋合螺紋壓緊。同時，墊圈斜口的尖端抵住螺母與被聯(lián)接件的支承面，也有防松作用，如圖8-10所示。特點:結構簡單，使用方便。但在振動及沖擊載荷作用下，防松效果較差，適用于一般的聯(lián)接。2)彈性帶齒墊圈防松。原理:與彈簧墊圈防松相似，如圖8-11所示。特點:分外齒和內(nèi)齒，無開口，彈力均勻，比彈簧墊圈防松效果好。但它不宜用于經(jīng)常裝拆或材料較軟的被聯(lián)接件。8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項3防松方法3)對頂螺母防松。原理:兩螺母對頂擰緊后，使旋合螺紋間始終受到附加壓力和摩擦力的作用，如圖8-12所示。特點:結構簡單，防松效果好，適用于低速、平穩(wěn)和重載的固定裝置的聯(lián)接。4)尼龍圈鎖緊螺母防松。原理:螺母中嵌有尼龍圈，裝配后尼龍圈內(nèi)孔被脹大，從而箍緊螺栓，如圖8-13所示。特點:尼龍彈性好，與螺紋牙接觸緊密，摩擦大。但不宜用于頻繁裝拆和高溫場合。8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項3防松方法5)開槽螺母加開口銷防松。原理:開槽螺母擰緊后，將開口銷穿過螺栓尾部小孔和螺母的槽內(nèi)，并將開口銷尾部掰開,與螺母側面貼緊，如圖8-14所示。特點:適用于有較大沖擊、振動的高速機械中的運動部件的聯(lián)接。6)圓螺母加帶翅墊片防松。原理:將墊片內(nèi)翅嵌入螺栓（軸)的槽內(nèi)，擰緊螺母后將墊片的外翅之一折彎，嵌入螺母的一個槽內(nèi)，如圖8-15所示。特點:圓螺母為細牙螺紋，防松可靠，主要用于滾動軸承內(nèi)圈與軸的固定。游破淋8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項3防松方法7)止動墊片防松。原理:螺釘擰緊后，將雙耳止動墊片分別向螺母和被聯(lián)接件的側面折彎貼緊，即可將螺釘鎖住，如圖8-16所示。特點:結構簡單，使用方便，防松可靠。8)串聯(lián)鋼絲防松。原理:將鋼絲依次穿人各螺釘頭部的孔內(nèi)，將各螺釘串聯(lián)起來，使其相互制動。但需注意鋼絲的穿入方向，如圖8-17所示。特點:適用于螺釘組聯(lián)接，但拆卸不便。8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項3防松方法9)沖點、焊點防松。原理:擰緊螺母后，在內(nèi)、外螺紋的旋合縫隙處用沖頭沖幾個沖點,或用焊具點焊2~3點形成永久性防松，如圖8-18所示。特點:屬于破壞性防松，不能重復裝拆，適用于一次性聯(lián)接。10)膠接防松。原理:將黏合劑涂于螺紋旋合表面，擰緊螺母后黏合劑能自行固化，起到防松效果，如圖8-19所示。特點:適用于裝配后不再拆卸的聯(lián)接。8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項螺栓組聯(lián)接結構設計的主要目的是合理確定聯(lián)接結合面的幾何形狀和螺栓的布置形式，力求各螺栓和聯(lián)接結合面間受力均勻、便于加工和裝配。為此，應綜合考慮以下幾個方面的問題:螺栓的布置應對稱、均勻，以使結合面受力均勻，加工方便。為此，結合面常采用簡單的軸對稱幾何形狀，如圖8-20所示。8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項螺栓的布置應使各螺栓受力合理。對于配合螺栓聯(lián)接，不要在平行于工作載荷的方向上成排布置8個以上的螺栓，以免載荷分布不均。為了減小螺栓承受的載荷，對承受旋轉力矩和翻轉力矩作用的螺栓組，應將螺栓適當靠近結合面的邊緣布置。受力合理的螺栓組聯(lián)接如圖8-21所示。8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項螺栓之間、螺栓與機體壁之間應有合理的距離和空間，以滿足加工和裝拆要求。扳手空間尺寸可查機械設計手冊確定，形式示例如圖8-22所示。分布在同一圓周上的螺栓數(shù)目，應取成3、4、6、8、12等易干分度的數(shù)目，以便于劃線和鉆孔，圓周分布的螺栓間距確定參見表8-2。應保證聯(lián)接安裝的可能性及拆卸方便，各結構對比如圖8-23所示。應避免螺栓承受偏心載荷，典型結構如圖8-24和圖8-25所示。8.4.3螺栓組聯(lián)接結構設計注意事項螺紋聯(lián)接的強度計算058.5.1普通螺栓聯(lián)接的強度計算松螺栓聯(lián)接在裝配時不需擰緊螺母，所以螺栓只有在承受工作載荷時才受到拉力的作用。在圖8-26所示的可轉向吊掛滑輪螺栓聯(lián)接中，為了保證吊掛滑輪在工作中能相對機架自由轉動，螺母不能擰緊,故其為松螺栓聯(lián)接。松螺栓聯(lián)接的強度條件為式中，F(xiàn)為工作拉力(N);d為螺栓小徑（mm);[σ]為螺栓材料的許用應力(MPa)。8.5.2緊螺栓聯(lián)接的強度計算(1)受橫向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接強度條件為式中，F(xiàn)'為螺栓所受的軸向預緊力(N);d為螺栓小徑(mm);[σ]為螺栓材料的許用應力(MPa)。(2）受軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接（圖8-27)強度條件為式中，F(xiàn)Q為螺栓所受的總拉力(N);d1為螺栓小徑（mm);[σ]為螺栓材料的許用應力(MPa)。8.5.3六角頭加強桿螺栓聯(lián)接的強度計算如圖8-28所示，六角頭加強桿螺栓聯(lián)接的失效形式一般為螺栓桿被剪斷，螺栓桿與孔壁接觸面被壓潰。因此,六角頭加強桿螺栓聯(lián)接須進行剪切強度和擠壓強度計算。螺栓桿的剪切強度條件為式中，F(xiàn)a為螺栓所受的橫向工作載荷;ds為螺栓桿直徑;[τ]為螺栓的許用切應力。螺栓的擠壓強度條件為式中，F(xiàn)a為螺栓所受的橫向工作載荷;ds為螺栓桿直徑;hmin為螺栓桿與螺栓孔壁間的最小接觸長度;[σp]為螺栓桿與孔壁較弱材料的許用擠壓應力。螺旋傳動068.6.1螺旋傳動的運動形式螺旋傳動主要由螺桿與螺母組成，主要用來把旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動，同時傳遞運動和動力。螺旋傳動平穩(wěn)，易獲得較高的運動精度，有良好的減速性能，用較小的轉矩就可以獲得很大的軸向推力，且具有自鎖性。螺旋傳動應用廣泛,且類型多樣。螺旋傳動的運動形式如圖8-29所示。1)如圖8-29a所示，螺母固定不動，螺桿轉動并做往復移動。2)如圖8-29b所示，螺桿轉動，螺母做直線運動。3)如圖8-29c所示，螺母旋轉并沿直線移動，螺桿固定不動。4)如圖8-29d所示，螺母轉動，螺桿直線移動。8.6.2螺旋傳動的類型和應用(1)按其用途不同分為三類（圖8-30)1)傳力螺旋。如千斤頂（圖8-30a)。2)傳導螺旋。如機床絲杠（圖8-30b)。3)調整螺旋。如張緊裝置（圖8-30c)。(2）按螺旋副的摩擦性質分為三類

1)滑動螺旋（滑動摩擦)；2）滾動螺旋（滾動摩擦)；3）靜壓螺旋（流體摩擦)。8.6.3滾動螺旋傳動簡介滾動螺旋傳動指通過滾動體在螺紋工作面間滾動摩擦實現(xiàn)的螺旋傳動，又稱滾珠絲杠傳動。滾動體通常為滾珠，也有用滾子的。滾動螺旋傳動的摩擦因數(shù)、效率、磨損、壽命、抗爬行性能、傳動精度和軸向剛度等雖比靜壓螺旋傳動稍差，但遠比滑動螺旋傳動好。滾動螺旋傳動的效率一般在90%以上。這種傳動形式不自鎖，具有傳動的可逆性;但結構復雜，制造精度要求高，抗沖擊性能差，已廣泛地應用于機床、飛機、船舶和汽車等傳動要求高精度或高效率的場合。如圖8-31和圖8-32所示，滾動螺旋傳動機構按循環(huán)方式不同，可分為內(nèi)循環(huán)滾珠絲杠和外循環(huán)滾珠絲杠。8.6.4滑動螺旋傳動螺桿及螺母材料滑動螺旋傳動螺桿及螺母材料見表8-3。8.6.5滑動螺旋傳動的計算1螺旋副的耐磨性材料螺旋副的主要失效形式是磨損。因此，通常先按耐磨性條件確定螺桿的直徑和螺母的高度，并參照標準確定螺旋副的其余各主要參數(shù)，然后對可能發(fā)生的其他失效形式進行校核。其耐磨性校核公式為式中，F(xiàn)為螺桿所受軸向力;d2為螺紋中徑;h為螺紋工作高度;z為螺紋旋合圈數(shù);P為螺距;H'為螺母高度;[p]為許用壓力。令=H'/d2，整理后得螺紋中徑的設計公式計算出d。后，應按標準選取相應的公稱直徑d。對有自鎖要求的螺旋副，還要驗算所選螺紋參數(shù)能否滿足自鎖條件。8.6.5滑動螺旋傳動的計算2螺紋牙的強度計算因為螺母材料強度一般弱于螺桿材料，所以螺紋牙的剪切和彎曲破壞多發(fā)生在螺母上。螺紋牙的剪切和彎曲強度條件分別為式中，F(xiàn)為螺桿所受軸向力;D為螺母螺紋大徑;b為螺紋牙根部厚度;z為旋合圈數(shù);[τ]為許用切應力。式中，F(xiàn)為螺桿所受軸向力;a為彎曲力臂，a=(D-D2)/2;D為螺母螺紋大徑;b為螺紋牙根部厚度;[σb]為旋合圈數(shù);[o,]為許用彎曲應力。8.6.5滑動螺旋傳動的計算3螺桿的強度計算在軸向力F的作用下，螺桿產(chǎn)生軸向壓（或拉）應力。同時，轉矩T的作用使螺桿的橫截面內(nèi)產(chǎn)生扭切應力。根據(jù)第四強度理論，螺桿危險截面的當量應力及強度條件為式中，F(xiàn)為螺桿所受軸向力;d1為螺桿螺紋小徑;T為螺桿所受轉矩;[σ]為許用應力。8.6.5滑動螺旋傳動的計算4螺桿的穩(wěn)定性驗算受軸向壓力的螺桿，當軸向壓力較大，且螺桿長度與直徑的比值較大時，螺桿可能失去穩(wěn)定而產(chǎn)生側向彎曲。因此，應對螺桿進行穩(wěn)定性驗算。穩(wěn)定性驗算條件為式中，Scs為螺桿穩(wěn)定性計算安全因數(shù);Fcr為螺桿的臨界載荷;F為螺桿所受軸向載荷;Ss為螺桿穩(wěn)定性安全因數(shù)，Ss=2.5~4。根據(jù)材料力學，螺桿失穩(wěn)時的臨界軸向載荷為式中，l為螺桿最大工作長度，一般為螺桿支承的距離;l為螺桿危險截面的截面慣性矩;β為長度系數(shù)，與螺桿的支承情況有關;E為螺桿材料彈性模量。第9章帶傳動機械設計基礎01概述02帶傳動的工況分析目錄CONTENTS03普通V帶傳動的設計計算04V帶輪的設計05帶傳動的張緊、安裝和維護概述019.1概述帶傳動是一種應用很廣的機械傳動，一般由主動帶輪、從動帶輪和緊套在兩帶輪上的傳動帶組成,如圖所示。9.1.1帶傳動的類型和特點1按傳動原理分嚙合式帶傳動是靠傳動帶與帶輪上齒的嚙合來傳遞運動和動力的。摩擦式帶傳動是依靠緊套在帶輪上的傳動帶與帶輪接觸面間產(chǎn)生的摩擦力來傳遞運動和動力的9.1.1帶傳動的類型和特點2按傳動帶的截面形狀分平帶傳動V帶傳動

平帶以內(nèi)周為工作面，主要用于兩軸平行、轉向相同的較遠距離的傳動。

V帶以兩側面為工作面，在相同壓緊力和相同摩擦因數(shù)的條件下，V帶產(chǎn)生的摩擦力要比平帶約大3倍，所以V帶傳動能力強，結構更緊湊，在機械傳動中應用最廣泛。9.1.1帶傳動的類型和特點2按傳動帶的截面形狀分圓帶傳動多楔帶傳動

多楔帶相當于平帶與幾根V帶的組合，兼有兩者的優(yōu)點，多用于結構要求緊湊的大功率傳動中。

圓帶僅用于如縫紉機、儀器等低速、小功率場合。9.1.1帶傳動的類型和特點3帶傳動的特點①適用于兩軸中心距較大的傳動；②傳動帶是彈性體，可緩沖、吸振，傳動平穩(wěn)、噪聲??；③結構簡單，制造、安裝和維護方便，成本低廉；④過載時，帶在帶輪上打滑，可防止其它零件損壞，起安全保護作用。摩擦型帶傳動的主要優(yōu)點：9.1.1帶傳動的類型和特點3帶傳動的特點①

傳動外廓尺寸較大；②

帶在帶輪上有彈性滑動，瞬時傳動比不恒定，且傳動效率低，帶的壽命較短；③

因需要張緊，對軸的壓力大；④不宜用于高溫、易燃、易爆的場所。摩擦型帶傳動的主要缺點：因此，帶傳動多用于機械中要求傳動平穩(wěn)、傳動比要求不嚴格、中心距較大的高速級傳動。一般帶速v＝5～25m/s

，傳動比i≤5

，傳遞功率P≤50kw，效率η＝0.92～0.97。9.1.2V帶的結構和型號普通

V帶的結構如圖所示，由包皮層、拉伸層、強力層、壓縮層四部分組成。強力層分簾布芯和繩芯兩種。V帶的結構9.1.2V帶的結構和型號

普通V帶（楔角θ＝40°,h/bp≈0.7）已標準化，按截面尺寸由小到大分為Y、Z、A、B、C、D、E七種型號，如圖所示，其尺寸見表9-1。普通V帶的型號9.1.2V帶的結構和型號表9-1普通V帶及帶輪輪槽尺寸9.1.2V帶的結構和型號

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V帶的基準長度，用Ld

表示，它是V帶的公稱長度（表9-2）。V帶基準長度的尺寸系列見9-2。帶傳動的工況分析029.2.1帶傳動的受力分析1帶傳動的基本受力1帶傳動的基本受力分析F0F0F0F0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F1F2F1F2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

從動輪主動輪n1n2n1n2F0=(F1+F2)/29.2.1帶傳動的受力分析1帶傳動的基本受力1帶傳動的基本受力分析當圓周力F>∑Ff時，帶與帶輪之間出現(xiàn)顯著的滑動，稱為打滑。經(jīng)常出現(xiàn)打滑使帶的磨損加劇、傳動效率降低，導致傳動失效。稱F1-F2為有效拉力，即帶所能傳遞的圓周力：F=F1-F2且傳遞功率與圓周力和帶速之間有如下關系9.2.1帶傳動的受力分析2最大有效拉力Fmax取一小段弧進行分析：正壓力：dFN

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：μ

dFNdFNF1F2F+dFFfdFNαdαdldα2dα29.2.1帶傳動的受力分析2最大有效拉力FmaxdFNF1F2F+dFFfdFNαdαdldα2dα2由力平衡條件積分得

緊邊和松邊的拉力之比為

繞性體摩擦的基本公式9.2.1帶傳動的受力分析2最大有效拉力FmaxF=F1-F2帶傳動的最大有效拉力Fmax為:

帶傳動所能傳遞的最大圓周力與初拉力

F0、摩擦因數(shù)

f和包角α等有關，而

F0和

f不能太大，否則會降低傳動帶壽命。包角α增加，帶與帶輪之間的摩擦力總和增加，從而提高了傳動的能力。因此，選用時為了保證帶具有一定的傳動能力，要求V帶在小輪上的包角αl≥120°。9.2.2帶傳動工作時的應力分析帶傳動工作時，在帶的橫截面上存在三種應力：

2）由離心力產(chǎn)生的離心應力（σc）3）由于彎曲變形而產(chǎn)生彎曲應力（σb）V帶截面上的應力分布

最大應力發(fā)生在緊邊剛繞入小帶輪的a處，其值為σmax=σb1+σc+σl

l）由拉力產(chǎn)生的拉應力(σ)為了保證帶傳動正常工作，應在保證帶傳動不打滑的條件下，使V帶具有一定的疲勞強度和壽命。9.2.2帶傳動工作時的應力分析1由緊邊拉力和松邊拉力產(chǎn)生的拉應力緊邊拉應力松邊拉應力A為帶的橫截面積，F(xiàn)1為緊邊拉力；F2為松邊拉力。σ1與σ2不相等；9.2.2帶傳動工作時的應力分析2由離心拉力產(chǎn)生的離心拉應力dFNcdαdlrF1F2離心力FNc在微弧段兩端會產(chǎn)生拉力Fc。

由力平衡條件得離心拉應力

dFNcdαdlrF1F2Fc

Fc

dα2dα29.2.2帶傳動工作時的應力分析3由帶彎曲產(chǎn)生的彎曲應力V帶截面上的應力分布

帶繞過帶輪時，因彎曲變形而產(chǎn)生彎曲應力σb，由工程力學公式可得：式中：E——帶的彈性模量，MPa；h——帶的橫截面高度，mm。dd——帶輪的基準直徑，mm。9.2.3帶傳動的彈性滑動和傳動比F2F2F1F1設帶的材料符合變形與應力成正比的規(guī)律，則變形量為：這種因材料的彈性變形而產(chǎn)生的滑動被稱為彈性滑動。

緊邊：松邊：∵F1>F2∴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。帶經(jīng)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?？傆校簐2<v1

從動輪n2主動輪n19.2.3帶傳動的彈性滑動和傳動比得從動輪的轉速：帶傳動的傳動比：V帶傳動的滑動率ε=0.01~0.02，一般可忽略不計。定義：為滑動率。普通V帶傳動的設計計算039.3.1V帶傳動的失效形式和設計準則

帶傳動的主要失效形式為過載打滑和疲勞破壞。因此，帶傳動的工作能力計算準則為：在保證不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。9.3.2單根普通V帶所能傳遞的功率實際工作條件與特定條件不同時，應對P1值加以修正。修正結果稱為單根V帶實際工作條件下可傳遞的額定功率[P1]Kl——長度修正因數(shù)；Kα——包角修正因數(shù)。?P1——額定功率增量；9.3.2單根普通V帶所能傳遞的功率9.3.2單根普通V帶所能傳遞的功率9.3.3普通V帶傳動的設計方法和步驟1已知條件和設計內(nèi)容設計的原始數(shù)據(jù)為：傳動用途，傳遞功率P，轉速n1、n2（或傳動比i），外廓尺寸要求及工作條件等。設計內(nèi)容：確定V帶的型號、長度L、根數(shù)Z；傳動中心距a；帶輪基準直徑及結構尺寸；初拉力和作用在軸上壓力；材料及張緊方式等。9.3.3普通V帶傳動的設計方法和步驟2V帶傳動的設計步驟2.帶型號的確定1.確定計算功率KA——工作情況因數(shù)根據(jù)Pc和小帶輪的轉速n1，由選型圖確定。帶輪的直徑過小，則帶的彎曲應力大，壽命降低。應?。篸d1>ddmin3.確定帶輪的基準直徑9.3.3普通V帶傳動的設計方法和步驟2V帶傳動的設計步驟9.3.3普通V帶傳動的設計方法和步驟2V帶傳動的設計步驟2022.4252831.535.54045505663677175808590951001061121181251321401501601701802002122242362502652803003153553754004254755005305606306707107508009001000大帶輪的直徑dd2：dd1

、dd2：必須符合帶輪的基準直徑系列：4.驗算帶速一般應使v在5~25m/s的范圍內(nèi)。9.3.3普通V帶傳動的設計方法和步驟2V帶傳動的設計步驟5.確定帶中心距a和帶的基準長度Ld推薦范圍0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)初定V帶基準長度Ld0根據(jù)Ld0和V帶型號選取接近的基準長度Ld，然后計算中心距中心距變動范圍為考慮帶傳動的安裝、調整和V帶張緊的需要。(a-0.015Ld)~(a+0.03Ld)6.驗算小帶輪包角一般應使α1≥120?，否則可加大中心距或增加張緊輪。9.3.3普通V帶傳動的設計方法和步驟2V帶傳動的設計步驟8.確定單根V帶的初拉力F0計算公式其中:Pc為計算功率；z為V帶根數(shù)；v為帶速；q為V帶每米長的質量；ka為包角修正系數(shù)。7.確定帶的根數(shù)Z由力平衡條件得靜止時軸上的壓力為：9.作用在軸上的力

F0F0α1FQF0F0FQα12α1210.帶輪的結構設計。帶輪結構的設計根據(jù)帶輪槽型、槽數(shù)、基準直徑和軸的尺寸確定。V帶輪的設計049.4.1V帶輪的設計要求對于V帶輪,設計的主要要求是:1)

質量小、結構工藝性好。2）無過大的鑄造內(nèi)應力。3）質量分布較均勻,轉速高時要進行動平衡試驗。4）輪槽工作面表面粗糙度要合適,以減輕帶的磨損。5）輪槽尺寸和槽角保持一定的精度，以使載荷沿高度方向分布。9.4.2V帶輪的材料帶輪的材料：常用鑄鐵，有時也采用鋼或塑料和木材。9.4.3V帶輪的結構實心式——直徑小；d0dHL