第八章带传动1.docx

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第八章带传动1

第八章带传动

8-1概述

一、带传动的工作原理和组成

1、组成：

一般是由固联在主动轴上的带轮（主动轮）、固联在从动轴上的带轮（从动轮）及紧套在两轮上的传动带所组成。

即带传动是挠性传动的一种，通常由主动轮、从动轮和传动带组成

2、工作原理带

当原动机驱动主动轮转动时，由于带于带轮间的摩擦力的作用便拖动从动轮一起转动，并传动一定的动力。

二、带传动（摩擦型）的主要特点

三、传动带的类型

摩擦型传动带主要有:

平带：

结构简单，带轮易于制造，用于中心距较大。

常用的有帆布心、编织心、锦纶片复合平带。

V带：

截面呈梯形，轮制成相应的槽侧面为工作面。

所以承载大，再加上V带传动比大结构紧凑以及标准化，故得到广泛应用

多楔带：

兼有普通带和V带的优点，柔性好，摩擦力大，传递的工率也大，多楔带解决了多根V带长短不均的问题。

多用于载荷大结构紧凑的场合。

在与带轮间作用压力Q时，平带以其内周表面为工作面，只能产生摩擦力（周向）为fQ；而V带与带轮是靠侧面工作的，带与轮槽间的压力Q为（如上图（b），按力的平衡）：

，

产生的（周向）摩擦力为Nf=

称为当量摩擦系数,所以一般有fV>f。

四、V带的结构、型号和基本尺寸

1、V带的结构 

普通V带

窄V带

顶胶层和底胶层由橡胶制成，弯曲时承受拉、压力

抗拉层承受拉力，可由几层帘布（帘布结构）或一层粗线（线绳结构）制成,前者易制造、易伸长,寿命短；后者挠性好、强度高、寿命长，适用于高速、带轮小的情况。

包布层由涂胶布制成，起增强保护作用

2、普通V带的型号和基本尺寸

根据GB11544-89规定，按截面尺寸的不同，普通V带分Y、Z、A、B、C、D、E七种型号。

其截面的基本尺寸为：

节宽bp：

当带弯曲时，顶胶伸长、底胶缩短只有在两者之间的中性层长度不变，称为节面。

节面宽度称为节宽bp。

此处的槽宽为（bp。

）节槽宽，节槽宽处的直径为节圆直径dp.

节圆直径dp.:

节槽宽处的直径为节圆直径dp.=

带的基准直径db：

在带轮上与配用的V带节宽相对应的带轮直径称为基准直径db。

（db=dp.）

普通V带的长度用基准长度Ld：

位于带轮基准直径上的周线长度称为基准长度Ld：

即为公称长度。

§8-2带传动工作情况分析

一、带传动的受力分析

当取主动轮一端的带为分离体时，由力矩平衡方程，可得

Ff=F1-F2

而带的紧、松边拉力之差就是带传递的有效圆周力F,即

F=F1-F2

显然F=Ff由图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

 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，即

F1-F0=F0-F2或F1+F2=2F0

而带在带轮上即将打滑而尚未打滑的临界状态时，F1与F2的关系可用

欧拉公式

来表示。

将上述公式联立求解，可得传动带所能传递的最大有效圆周力Fmax为

Fmax与初拉力F0、包角α1和摩擦系数f等因素有关。

F0大、α1大、f大，则产生的摩擦力大，传递的圆周力亦大。

二、带传动的弹性滑动和打滑现象

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v1=v2。

因为

，则理想传动比i为

实际上胶带是有弹性的，在拉力作用下，带产生弹性变形，引起带传动的

弹性滑动现象。

由于弹性滑动引起从动轮圆周速度低于主动轮圆周速度，其相对降低率称为带传动滑动系数或滑动率，用ε表示,

（8-12）

（8-12a）

（8-13）   带入（8-12a）

（8-14）

弹性滑动是带传动的固有特性,是不可避免的.但打滑现象将使传动失效,一定要避免.

三、带传动的最大有效圆周力及其影响因素

1、最大有效圆周力的计算

当带有打滑趋势时，Ff→极限值，这是带传动的有效Fe→Fec，下面我们就来分析一下最大有效圆周力的计算方法及影响因素。

截取微段长度为分离体,当v＜20m/s时,离心力↓↓,故略.由前述分析可知带绕入主动轮一边的拉力＞脱离侧的拉力,当取微少单元体时,两侧的拉力分别为F+dF及F,轮作用于带上的正压力为dN,故产生的摩擦力为fdN受力如图所示。

由分离体的受力平衡条件可知：

dN＝（F+dF）sin

+Fsin

∵dθ很小  ∴取sin

=

，并略去二次微量dFsin

则dN＝Fdθ

又∵fN＋Fcos

＝（F+dF）cos

取cos

≈1

FdN＋F＝F+dF

则dN＝dF/f

∴Fdθ＝dF/f

∴fdθ＝dF/F

两边分别积分

则lnF1－lnF2=fα

（8-5）柔韧体摩擦的欧拉公式

将（8-4）F1=F0+Fe/2   F2=F0-Fe/2  带入（8-5）达到临值（Fec）

（8-7）

2、影响有效圆周力的因素

1）、初拉力：

Fec与F0成正比，这是因为F0↑→轮与带正压力N↑，则Ff↑即Fe↑但F0↑↑将使带的磨损加剧→松弛反使h↓，如F0↓↓能力得到充分发挥，运转时易跳动及打滑。

2）、α

   α↑→Fec↑，这是因为α↑→S接↑→Ff↑即Fe↑，故传动能力↑，公式

3）、f

∵N一定时

故传动能力↑，f与带和带轮的材料、表面状况、工作环境有关。

四、传动带的应力分析

 带传动时带的应力有下列几种：

1.拉应力

紧边拉应力

MPa

（8-8）

松边拉应力

MPa

有效拉应力

MPa

σ1和σ2值不相等，带绕过主动轮时，拉力产生的应力由σ1逐渐降为σ2，绕过从动轮时又由σ2逐渐增大到σ1。

2.弯曲应力

根据材料力学讲过的纯弯曲的梁横截面上的正应力可知σ＝Ｅｙ／ρ（ｙ--为距中性层的距离,ρ为中性层的曲率半径）

（8-9）

E----弹性模量

为避免σb↑↑,故直径不能太小,所以

   （

见表8-4）

带轮直径愈小，带愈厚，弯曲应力愈大。

3.离心应力

当带以切线速度沿带轮作圆周运动时,带本身的质量将引起离心力,前面讲的欧拉公式并未考虑离心力的作用,在V≤20m/s时,由于离心力所产生的拉力与紧边拉力F1相比很小可忽略,但当V↑↑时,所产生的拉力相当大,甚至成为决定带强度的主要力

（8-10）

q--传动带单长度上的质量

所以带的最大应力发生在带绕入小轮时,即

（8-11）

带在一圈中应力变化四次,当循环次数达到一定值时,将会出现疲劳破坏,离心力引起的拉应力作用在带的全长上，且各处大小相等。

五、带传动的几何计算

1.包角α

小带轮上的包角为：

α1=180°-2β

因β值较小，以

代入上式得

2.带的基准长度Ld

以

及

代入，得

3.中心距

当带长Ld已知时，由上式可得：

六、带传动的失效形式和设计准则

由上述分析可以看出，带传动的主要失效形式是打滑和带的疲劳破坏。

因此，带传动的设计准则是：

在保证带工作时不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。

为满足强度条件，在设计时要求σmax≤[σ],即

当σmax=[σ]时，带传动将发挥最大效能，则得

在即将打滑的临界状态下，带传动的最大有效圆周力为

带的有效圆周力F（N）与带传递的功率P（kW）、带速v（m/s）之间关系

kW

所以带既不打滑又有一定疲劳强度时所能传递最大功率为

在载荷平稳，包角α1=π（即i=1），带长Ld为特定长度，强力层为化学纤维线绳结构的特定条件下，单根普通V带所能传递的基本额定功率P0见教材表8-3。

实际工作条件与如上特定条件不同时，应对P0修正以ΔP0，则传递的功率为P0+ΔP0。

§8-3普通V带传动的设计计算 

V带传动设计的目的：

选（确）定带的型号、根数和其它有关参数。

已知条件通常是：

传动的功率P，主、从动轮的转数n1和n2（或传动比

）等

设计计算的步骤和方法如下：

1.确定计算功率Pca

计算功率是根据需要传递的名义功率P,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。

—计算功率

——工作情况系数，查表8-7

——所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义负载功率

2.选择带型

V带的带型可根据计算功率Pca和小带轮转速n1由普通V带选型图选取。

3.确定带轮基准直径

和

1）初选小带轮的基准直径

  根据V带截型,参考表里8-3及表8-7选取

传动带中的弯曲应力变化是最大的，它是引起带的疲劳破坏的重要因素。

带轮直径愈小，弯曲应力愈大。

因此,为减小弯曲应力应采用较大的小带轮直径

。

但

过大，会使传动的结构尺寸增大。

如无特殊要求，一般

取值要大于许用的最小带轮基准直径

，

槽型

Y

Z

A

B

C

D

E

（mm）

20

50

75

125

200

355

500

大带轮基准直径

，计算后也应圆整，当要求传动比精确时，应按

（1-ε）计算大带轮基准直径，常取ε=0.02，此时

可不圆整。

2）.验算带的速度v

由P=Fv/1000可知，传递一定功率时，带速愈高，圆周力愈小，所需带的根数愈小，带传动尺寸也愈小；但带速过大，带在单位时间内绕过带轮的次数就增加，使疲劳寿命降低，同时使离心力显著增大，带与带轮间的接触压力降低，额定功率减少。

当带速达到某一数值后，将使Pd降低，故设计时，应使v≤vmax，一般取：

v=5～25m/s（常取20～25m/s），对Y、Z、A、B、C型带，vmax=25m/s，对D、E型带，vmax=30m/s。

若v＞vmax,应减小

。

3）、计算从动轮的基准直径

　　大带轮基准直径

，计算后按表８－７圆整，当要求传动比精确时，应按

（1-ε）计算大带轮基准直径，常取ε=0.02，此时

可不圆整

４.确定中心距a及带长Ld

中心距过小，可以使传动结构紧凑，单由于带的长度小，使带在单位时间内绕过带轮的次数多，降低寿命；同时在传动比i和小带轮直径

一定时，包角α1小，传动能力降低。

中心距过大，当带速高时，带易抖动，且不紧凑。

设计时一般可初选a0的范围为：

再按公式

计算带的基准长度

，

带的基准长度

根据

由表8-2选取，然后计算近似中心距

mm（8-23）

考虑到带轮的制造误差、带长误差、带动弹性以及带的松弛而产生的补充张紧的需要，一般中心距的变动范围为

（8-24）

５.验算主动轮上的包角α1

（8-25）

增大α1，可以提高带的传动能力，由（8-25）可知，α1与i有关，i愈大，带轮直径差（

-

）愈大,α1愈小，传动能力降低。

因此，限制α1≥120°（个别情况可达90°），或i≤7（个别情况可达10）。

6.确定V带根数z

1）计算单根V带的额定功率

2）计算V带根数

（8-26）

带的根数z愈多，其受力愈不均匀，故设计时一般取z<10，否则应改选型号重新设计，或改用联组V带。

7.确定带的预紧力Fp

Fp是保证带传动正常工作的重要因素。

Fp过小易出现打滑，传动能力不能充分发挥。

Fp过大带的寿命降低，且轴和轴承的受力增大。

单根普通V带所需的初拉力可按下式求得：

（8-27）

新带易松弛，对非自动张紧的带传动，F0可取上式计算值的1.5倍。

初拉力F0的实测方法：

8.计算作用在轴上的力

为计算轴及轴承和张紧装置的受力，需求带对轴的压力

。

如上图，如果不考虑带两边的拉力差，力

可以近似地按带两边的初拉力的合力来计算，即：

（8-28）

※带初装上时，初拉力要比正常时大很多，故计算轴和轴承时，常取

max=1.5

。

§8-4 V带轮的设计

带轮通常由三部分组成：

轮缘（用以安装传送带）、轮毂（与轴联接）、轮辐或腹板（联接轮缘和轮毂）。

对带轮的主要要求：

质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面要仔细加工（通常要求表面粗糙度

），以减小带的磨损。

转速高时要进行动平衡。

对于铸造和焊接带轮内应力要小。

带轮的常用材料是铸铁，如HT150、HT200；转速较高时，可用铸钢或用钢板冲压后焊接而成；小功率时可用铸铝或非金属。

带轮的典型结构型式：

带轮的典型结构型式

实心轮，用于尺寸较小的带轮

腹板轮，用于中小尺寸的带轮

孔板轮，用于尺寸较大的带轮

椭圆轮辐轮，用于尺寸大的带轮

V带轮的具体结构型式由带轮直径大小决定。

轮缘上轮槽的尺寸由带型和根数来确定，

如教材表8-10所示。

其它结构尺寸，可参考经验公式及有关资料。

在自由状态下，普通V带两侧面间的夹角是40°，而带在带轮上弯曲时，由于截面形状的变化使带的楔角变小（如右图所示），为使带与槽接触良好，轮槽角必须与之相适应，就规定：

普通V带轮槽角为32°、34°、36°、38°。

§8-5带的张紧

传动带不是完全的弹性体,使用一段时间运转后,带就会松弛,初拉力F0减小,使传动能力下降甚至丧失。

为保证必需的初拉力，必须对带进行再张紧。

张紧装置分定期张紧装置和自动张紧装置两大类。

常见的有：

一、定期张紧装置

定期增大中心距，使带重新张紧，简单，但要多次预紧。

1.滑道式结构

2.摆架式结构

滑道式张紧装置：

多用于水平式的传动，水平调节螺杆使带中心距增大

摆架式张紧装置：

多用于垂直或接近垂直式的传动，利用调节螺杆使摆架转动位置来增大带的中心距。

二、自动张紧装置

传动中能自动保持和调节所需地张紧力。

1.张紧轮式结构

2.张紧力随载荷变化式结构

张紧轮张紧装置：

多用于中心距固定的传动，利用（摆动）张紧轮使带长增大，以获得固定不变地张紧力；也可定期调节张紧轮。

通常张紧轮置于带的松边，因为若置于紧边则需要的张紧力大，且张紧轮也容易跳动。

传动扭矩增加，张紧力随之增加。

电机传递扭矩愈大，电机座上的反力矩愈大，电机轴绕摆架轴摆动角度愈大，张紧力就愈大。