机械设计资料：带传动和链传动

《机械设计资料：带传动和链传动》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计资料：带传动和链传动（274页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。

1、第7章 带传动和链传动 7.1 机械传动概述 7.2 带传动概述 7.3 带传动的工作情况分析 7.4 V带传动选用计算 7.5 V带轮材料和结构 7.6 带传动的张紧 7.7 同步带传动简介 7.8 链传动概述 7.9 链传动的运动特性 7.10 滚子链传动的设计计算 习 题 7.1 机械传动概述 机器一般都有传动装置，它是将原动机的运动和动力传给工作机的中间装置，它常起以下作用：（1）减速(或增速)。工作机速度往往和原动机速度不一致，利用传动装置可以达到改变速度的目的。（2）调速。许多工作机的转速需要能根据工作要求进行调整，而依靠原动机调速往往不经济，甚至不可能，而用传动装置很容易达到调整

2、速度的目的。（3）改变运动形式。原动机的输出轴常用等速回转运动，而工作机要求的运动形式则是多种多样的，如直线运动、 螺旋运动、间歇运动等，靠传动装置可实现运动形式的改变。（4）增大转矩。工作机需要的转矩往往是原动机输出转矩的几倍或几十倍，通过减速传动装置可实现增大转矩的要求。（5）动力和运动的传递和分配。一台原动机常要带动若干个不同速度、不同负载的工作机，这时传动装置还起到分配动力和运动的作用。传动装置按其工作原理可分为机械传动、流体(液体、气体)传动、电力传动三类。本书只介绍机械传动。机械传动按传动原理可分为摩擦传动、啮合传动和推压传动(如凸轮机构传动)； 按传动装置的结构可分为直接接触传动

3、和有中间挠性件的传动；按传动比能否改变可分为定传动比传动和变传动比传动等。机械传动设计的基本参数包括传动比、机械效率、功率、扭矩等。表7-1 机械传动的形式和应用特点 表7-1 机械传动的形式和应用特点 7.2 带 传 动 概 述 7.2.1 带传动的工作原理和应用 1. 带传动的工作原理 图7-1磨擦型带传动工作原理图7-2啮合型带传动摩擦型带传动通常由主动轮、从动轮和传动带组成。传动带以一定的初拉力F0紧套在带轮上，在F0的作用下，带与带轮的接触面间产生正压力，当主动轮1回转时，接触面间产生摩擦力，主动轮靠摩擦力使传动带3与其一起运动。同时，传动带靠摩擦力驱使从动轮2与其一起转动，从而主动

4、轴上的运动和动力通过传动带传递给了从动轴。2. 带传动的特点摩擦型带传动主要特点如下：(1)传动带具有弹性和挠性，可吸收振动并缓和冲击，从而使传动平稳、噪声小。(2)当过载时，传动带与带轮间可发生相对滑动而不损伤其他零件，起过载保护作用。(3)适合于主、从动轴间中心距较大的传动。(4)由于有弹性滑动存在，故不能保证准确的传动比，传动效率较低。(5)张紧力会产生较大的压轴力，使轴和轴承受力较大，传动带寿命降低。另外，带在工作时，会产生弹性滑动，因此，传动比不能严格保持不变。带传动的轮廓尺寸大，传动效率较低。因此，带传动一般传递功率为50100 kW，带速为525 m/s，传动比不超过5，效率约为

5、0.920.97。3. 带传动的类型 图7-3带的传动类型和横截面形状(a)平带；(b)V带；(c)多楔带；(d)圆形带平带的截面形状为矩形，与带轮轮面相接触的内表面为工作面（图7-3(a)），FQ为由张紧力F0引起的带对带轮的压力，FN为带轮对带的正压力，则工作时产生的摩擦力Ff为Ff=fFN=FfQV带的截面形状为梯形，与轮槽相接触的两侧面为工作面。带轮的轮槽也是梯形，如图7-3(b)所示，根据楔面的受力分析可知式中：f带与带轮间的摩擦系数；fV称为V传动当量摩擦系数,；V带轮的轮槽角（参考表7-2中的数据）。（7-1）在相同张紧力和相同摩擦系数的条件下，V带产生的摩擦力要比平带的摩擦力要

6、大，所以V带传动能力强，结构更紧凑，在机械传动中应用最广泛。V带按其宽度和高度相对尺寸的不同， 又分为普通V带、窄V带、宽V带、 汽车V带、齿形V带、大楔角V带等多种类型。目前，普通V带应用最广，本章主要讨论普通V带的设计问题。多楔带相当于平带与多根V带的组合，兼有两者的优点，多用于结构要求紧凑的大功率传动中。 4. V带结构普通V带的截面结构包括顶胶(拉伸层)、抗拉体(强力层)、底胶(压缩层)和包布层（如图7-4所示）。当带绕过带轮时，顶层胶受拉而伸长，故称拉伸层；底层胶受压缩短， 故称压缩层。包布层用橡胶帆布制成，用于保护V带；拉伸层和压缩层均由橡胶制成；强力层又分为帘布芯结构(图7-4(

7、a)和绳芯结构(图7-4(b)两种。其中帘布芯结构的V带，制造方便、抗拉强度好；而绳芯结构的V带，柔韧性好、抗弯强度高，适用于带轮直径小、转速较高的场合。窄V带(图7-4(c)是采用涤纶等合成纤维做强力层的新型V带。与普通V带相比，当高度h相同时，窄V带的顶宽b约可缩小13，它的顶部呈弓形，侧面(工作面)呈内凹曲线形，承载能力显著地高于普通V带，适用于传递大功率且要求结构紧凑的场合。图7-4V带的结构7.2.2 普通V带型号和基本尺寸 表7-2 普通V带截面基本尺寸 表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数 表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数 表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系

8、数 表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数 7.3 带传动的工作情况分析 7.3.1 带传动受力分析 靠摩擦力传递运动和动力的带传动，不工作时，主动轮上的驱动转矩T1=0，带轮两边传动带所受的拉力均为初拉力F0，如图7-5(a)所示；而工作时，主动轮上的驱动转矩T10，当主动轮转动时，在摩擦力的作用下，带绕入主动轮的一边被进一步拉紧，称为紧边，其所受拉力由F0增大到F1，而带的另一边则被放松，称为松边，其所受拉力由F0降到F2,如图7-5(b)所示。F1、F2分别称为带的紧边拉力和松边拉力。图7-5带传动的受力分析当取主动轮一端的带为分离体时，根据作用于带上的总摩擦力Ff及紧边拉力F1与松

9、边拉力F2对轮心O1的力矩平衡条件，可得(7-2)而带的紧、松边拉力之差就是带传递的有效圆周力F，即(7-3)显然F=Ff，由图7-5(b)可以看出有效圆周力不是作用在某一固定点的集中力，而是带与带轮接触弧上各点摩擦力的总和。有效圆周力F(N)、带速v(m/s)和带传递功率P(kW)之间的关系为(7-4)由上式可知，当带速一定时，传递的功率越大，所需要的摩擦力也越大。若假设带在工作前后总长度不变，则带工作时，其紧边的伸长增量等于松边的伸长减量。由于带工作在弹性变形范围，且忽略离心力的影响，则可近似认为紧边拉力的增量等于松边拉力的减量，即(7-5)当带与带轮的摩擦处于即将打滑而尚未打滑的临界状态

10、时，F1与F2的关系可用著名的欧拉公式表示，即式中：带轮上的包角（图7-5(b)），rad； f为带与带轮之间的摩擦系数（对V带传动用当量摩擦系数fV）。将式(7-5)和(7-6)联立求解，可得传动带所能传递的最大有效圆周力Fmax，即(7-6)(7-7)7.3.2 传动带的应力分析 1. 由紧边和松边拉力产生的应力 (7-8)式中：1紧边拉应力,MPa；2松边拉应力；A为传动带的横截面积，mm2。1和2值不相等，带绕过主动轮时，拉力产生的应力由1逐渐降为2，绕过从动轮时又由2逐渐增大到1。2. 由离心力产生的应力带绕过带轮做圆周运动时，由于本身质量将产生离心力，为平衡离心力在带内引起离心拉力

11、FC及相应的拉应力c。设带以速度v(ms)绕带轮运动，带中的离心拉应力c为(7-9)式中：q带每米长度的质量，kgm，其值见表7-2。离心力引起的拉应力作用在带的全长上，且各处大小相等。3. 由带弯曲产生的应力 带绕过带轮时发生弯曲(如图7-6所示)，产生弯曲应力b(只发生绕在带轮部分上)，由材料力学公式可得(7-10)式中：E带材料的弹性模量,MPa；曲率半径,mm;对V带有，dd为带轮基准直径（如图7-5(b)所示）；h=ha(见表7-2)。由式(7-10)可见，带轮直径越小，带越厚，弯曲应力愈大。图7-6带的弯曲应力带中各截面上的应力大小，如用自该处所作的径向线(即把应力相位转90)长短

12、可画成如图7-7所示的应力分布图。可见，带在工作中所受的应力是变化的，最大应力由紧边进入小带轮处，其值为max=1+c+b1(7-11)在一般情况下，弯曲应力最大，离心应力较小。离心应力随带速的增加而增加。显然处于变应力状态下工作的传动带，当应力循环次数达到某一值后，带将发生疲劳破坏。图7-7带工作时应力变化7.3.3 带传动的弹性滑动带工作时，如带不伸长，主动轮和从动轮的圆周速度v1和v2将与带的线速度相等，即则理论传动比i为(7-12)(7-13)式中：dd1，dd2带轮的基准直径，mm。图7-8带传动中的弹性滑动弹性滑动会引起下列后果：(1)从动轮的圆周速度总是落后于主动轮的圆周速度，并

13、随载荷变化而变化，导致此传动的传动比不准确。(2)损失一部分能量，降低了传动效率，会使带的温度升高，并引起传动带磨损。由于弹性滑动引起从动轮圆周速度低于主动轮圆周速度，其相对降低率通常称为带传动滑动系数或滑动率，用表示(7-14)这样，计入弹性滑动时的从动轮转速n2与主动轮转速n1的关系应为(7-15)由于滑动率随所传递载荷的大小而变化，不是一个定值，故带传动的传动比亦不能保持准确值。带传动正常工作时，其滑动率12，在一般情况下可以不予考虑。7.3.4 打滑现象带传动是靠摩擦工作的，在初拉力F0一定时，当传递的有效圆周力F超过带与轮面间的极限摩擦力时，带就会在带轮轮面上发生明显的全面滑动，这种

14、现象称为打滑。当传动出现打滑现象时，虽然主动带轮仍在继续转动，但从动带轮及传动带有较大的速度损失，使带传动处于不稳定状态，甚至完全不动。由于大带轮上的包角大于小带轮的包角，由式（7-7）可知，打滑总是在小带轮上首先开始的。打滑是一种有害现象，它将使传动失效并加剧带的磨损。因此，在正常工作时，应避免打滑现象。7.3.5 带的疲劳破坏带在工作时的应力随着带的运转而变化，是交变应力。转速越高、带越短，单位时间内带绕过带轮的次数越多，带的应力变化就越频繁。长时期工作，传动带在交变应力的反复作用下会产生脱层、撕裂，最后导致疲劳断裂，从而使传动失效。7.4 V带传动选用计算 7.4.1 设计准则和单根V带

15、额定功率 1. 设计准则由于带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏，因此带传动的设计准则是：在保证带传动不打滑的条件下，使V带具有一定的疲劳强度。2. 单根V带额定功率单根V带所能传递的功率与带的型号、长度、带速、带轮直径、包角大小以及载荷性质等有关。为了便于设计，测得在载荷平稳、包角为180及特定长度的实验条件下，单根V带在保证不打滑并具有一定寿命时所能传递的功率P0(kW)，称为额定功率。各种型号的P0值见表7-4。表7-4 单根普通V带的基本额定功率P0 (1=2=180，特定长度，载荷平稳)单位：kW表7-4 单根普通V带的基本额定功率P0 当实际使用条件与实验条件不符合时，此值应当加以

16、修正，修正后即得实际工作条件下单根V带所能传递的功率P的计算公式如下：P=(P0+P0)KKL(7-16)式中：K包角系数，考虑不同包角对传动能力的影响，其值见表7-5；KL长度系数，考虑不同带长对传动能力的影响，其值见表7-3；P0功率增量(kW)，考虑传动比i1时带在大带轮上的弯曲应力较小，从而使P0值有所提高，P0值见表7-6。表7-5 包 角 系 数 K 表7-6 单根普通V带i1时额定功率的增量P0 单位：kW 表7-6 单根普通V带i1时额定功率的增量P0 单位：kW 7.4.2 设计计算的一般步骤和方法 1. 确定设计功率PC设计功率是根据需要传递的名义功率再考虑载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素而确定的，表达式如下。PC=KAP(7-17)式中:P所需传递的名义功率，kW；KA工作情况系数，按表7-7选取。表7-7 工作情况系数KA 2. 选择带型 V带的带型可根据设计功率PC和小带轮转速n1由图7-9选取。当PC和n1值坐标交点位于或接近两种型号区域边界处时， 可取相邻两种型号同时计算，比较结果，最后选定一种。图7-9普通V带选型图3. 确定带轮的基准