第13章帶傳動和鏈傳動

1、第13章 帶傳動和鏈傳動13-1 帶傳動的類型和應(yīng)用13-2 帶傳動的受力分析13-3 帶的應(yīng)力分析13-4 帶傳動的彈性滑動和傳動比13-5 普通V帶傳動的計算13-6 V帶輪的結(jié)構(gòu)13-7 同步帶傳動簡介13-8 鏈傳動的特點和應(yīng)用13-9 鏈 條 和 鏈 輪13-10 鏈傳動的運動分析和受力分析13-11 鏈傳動的主要參數(shù)及其選擇13-12 滾子鏈傳動的計算13-13 鏈傳動的潤滑和布置13-1 帶傳動的類型和應(yīng)用v組成組成 帶傳動是由固聯(lián)于主動軸上的主動帶輪1，固聯(lián)于從動軸上的從動帶輪2和張緊在兩帶輪上的封閉環(huán)形帶3 所組成(圖13-1)。當(dāng)原動機驅(qū)動主動帶輪回轉(zhuǎn)時，由于帶和帶輪間的摩

2、擦(或嚙合)，便拖動從動帶輪一起回轉(zhuǎn)，并傳遞一定的運動和動力。v 帶的類型帶的類型 根據(jù)傳動原理不同，帶傳動可分為摩擦摩擦型型和嚙合型嚙合型(如圖13-2e)兩大類。u根據(jù)帶的截面形狀，可分為平帶傳動平帶傳動、V V帶傳動帶傳動、圓形帶傳動圓形帶傳動、多楔多楔帶傳動帶傳動和同步帶傳動同步帶傳動等。圖13-2 帶傳動的主要類型u平帶的橫截面為扁平矩形，其工作面是與輪面相接觸的內(nèi)表面； V帶的橫截面為等腰梯形，其工作面是與輪槽相接觸的兩側(cè)面，而V帶與輪槽槽底并不接觸。由子輪槽的楔形效應(yīng)，初拉力相同時，V帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，故具有較大的牽引能力。u多楔帶以其扁平部分為基體，下面有幾條

3、等距縱向槽，其工作面是楔的側(cè)面(圖c)。這種帶兼有平帶的彎曲應(yīng)力小和V帶的摩擦力大等優(yōu)點，常用于傳遞動力較大而又要求結(jié)構(gòu)緊湊的場合。圓帶的牽引能力小，常用于儀器和家用器械中。u帶傳動多用于兩軸平行，且回轉(zhuǎn)方向相同的場合。這種傳動亦稱為開開口傳動口傳動。如圖13-3所示，當(dāng)帶的張緊力為規(guī)定值時，兩帶輪軸線間的距離a稱為中心距。帶與帶輪接觸弧所對的中心角稱為包角。包角是帶傳動的一個重要參數(shù)。u根據(jù)圖示幾何關(guān)系，包角 和帶長L可計算如下： =2u因較小，以sinu式中“+”用于大帶輪包角2 ， “-”用于小帶輪包角1 ，即：add212代入上式得1)(13357180rad21212.addadd或

4、1a)(13357180357180122121.add.addu帶長u已知帶長時，由上式可得中心距2)(134)()(2221221addddaL) 313()(8)(2)(28121222121ddddLddLav帶張緊的原因帶張緊的原因 帶傳動須保持在一定的張緊力狀態(tài)下工作，長期張緊會使帶產(chǎn)生永久變形而松弛，導(dǎo)致張緊力減小，傳動能力下降，因此帶傳動要控制和及時地調(diào)整張緊力。v常用的控制和調(diào)整張緊力的方法常用的控制和調(diào)整張緊力的方法是：調(diào)節(jié)中心距。水平或接近水平的布置時用調(diào)節(jié)螺釘調(diào)節(jié)螺釘1使裝有帶輪的電動機沿滑軌2移動(圖13-4a)。u垂直或接近垂直的布置時用螺桿及調(diào)節(jié)螺母螺桿及調(diào)節(jié)螺母

5、1使電動機繞小軸2擺動(圖b) 。u若中心距不能調(diào)節(jié)時中心距不能調(diào)節(jié)時，可采用具有張緊輪張緊輪的傳動(圖c),它靠重錘1將張緊輪2壓在帶上，以保持帶的張緊。u帶傳動的優(yōu)點：帶傳動的優(yōu)點： 適用于中心距較大的；傳動帶具有良好的彈性，能緩沖吸振，尤其是V帶沒有接頭，傳動較平穩(wěn)，噪聲??；過載時帶在帶輪上打滑，可以防止其它器件損壞；結(jié)構(gòu)簡單，制造和維護方便，成本低。u帶傳動的缺點帶傳動的缺點： 傳動的外廓尺寸較大；由于需要張緊，使軸上受力較大；工作中有彈性滑動，不能準(zhǔn)確地保持主動軸和從動軸的轉(zhuǎn)速比關(guān)系；帶的壽命短；傳動效率降低；帶傳動可能因摩擦起電，產(chǎn)生火花，故不能用于易燃易爆的場合。13-2 帶傳動

6、的受力分析u安裝帶傳動時，傳動帶以一定的張緊力F0緊套在兩輪上。由于F0作用，帶和帶輪的接觸面就產(chǎn)生了正壓力。帶傳動不工作時，傳動帶兩邊的拉力相等，都等于F0(圖13-5a)u帶傳動工作時(圖b)，在帶與帶輪的接觸面間便產(chǎn)生了摩擦力Ff ，由于摩擦力的存在，傳動帶兩邊的拉力相應(yīng)發(fā)生了變化，帶繞上主動輪的一邊被拉緊，稱為緊邊緊邊，其拉力由F0增加到F1；帶繞上從動輪的一邊被放松，稱為松邊松邊，其拉力由F0減少到F2。u如果近似的認為帶的總長度不變，則帶緊邊拉力的增加量F1-F0應(yīng)等于松邊拉力的減少量F0-F2 ，即u帶兩邊拉力之差稱為帶傳動的有效拉力(帶輪接觸面上各點摩擦力的總和Ff )，也就是

7、帶所傳遞的圓周力F。即 F=F1-F2 (13-5) )413()(21210FFFu圓周力F(N)、帶速v(m/s)和傳遞功率P(kW)之間的關(guān)系為)613(1000FvPu將式(13-4)代入式(13-5)，可得220201FFFFFFv分析分析 由上式可知，帶的兩邊拉力F1和F2的大小，取決于張緊力F0和帶傳動的有效拉力F。而由式(136)可知，在帶的傳動能力范圍內(nèi)，F(xiàn)的大小和傳動功率P及帶的速度v有關(guān)。當(dāng)傳動功率增大時，帶的兩邊拉力的差值F = F1F2也要相應(yīng)的增大。帶的兩邊拉力的這種變化，實際上反映了帶和帶輪接觸面上摩擦力的變化。u當(dāng)其它條件不變且張緊力F0一定時，這個摩擦力有一極

8、限值(臨界值)。當(dāng)帶有打滑趨勢時，這個摩擦力正好達到極限值，帶傳動的有效拉力F 也就達到了最大值Fmax 。如果再進一步增大帶傳動的工作載荷，就會出現(xiàn)打滑打滑。打滑打滑是帶所需傳遞的圓周力超過帶與輪面間的極限摩擦力總和時，帶與帶輪發(fā)生的顯著的相對滑動現(xiàn)象。打滑將使帶的磨損加劇，從動輪轉(zhuǎn)速急劇降低，甚至使傳動失效，應(yīng)當(dāng)避免。u由圖13-6所示帶的受力分析可導(dǎo)出帶在即將打滑時緊邊拉力F1與松邊拉力F2的關(guān)系，撓性體摩擦的基本公式(歐拉公式 )：)713(21 feFFu聯(lián)解F=F1-F2和上式得：u最大有效拉力最大有效拉力Fmax 與下列幾個因素有關(guān)：與下列幾個因素有關(guān)： 1)張緊力（初拉力）張緊

9、力（初拉力）F0 最大有效拉力Fmax與F0成正比。F0越大，帶與帶輪間的正壓力越大，則傳動時的最大摩擦力即最大有效拉力Fmax也越大。但F0過大時，將使帶的磨損加劇，以致過快松弛，縮短了帶的工作壽命。如F0過小，則帶傳動的工作能力得不到充分發(fā)揮，運轉(zhuǎn)時帶易發(fā)生跳動和打滑。)813(112)11 (111012121ffffffeeFeFFFFeFFeeFFv包角包角 最大有效拉力Fmax隨包角的增大而增大。包角 越大，帶和帶輪的接觸面上所能產(chǎn)生的總摩擦力就越大，傳動能力也就越大。故帶輪包角不宜過小，要加以限制。u因小輪包角l小于大輪包角2，故計算帶傳動所能傳遞的圓周力時，上式中應(yīng)取1。 v

10、摩擦系數(shù)摩擦系數(shù)f 最大有效拉力Fmax隨摩擦系數(shù)f的增大而增大。u如圖13-7所示，V帶傳動與平帶傳動的初拉力相等(即帶壓向帶輪的壓力同為FQ)時，它們的法向力FN則不相同。u平帶的極限摩擦力FNf=FQf，而V帶的極限摩擦力為fFfFfFQQN2sinu顯然，ff，故在相同條件下，V帶能傳遞較大的功率?；蛘哒f，在相同功率下，V帶傳動的結(jié)構(gòu)較為緊湊。u引用當(dāng)量摩擦系數(shù)的概念，以f代替f，即可將式(13-7)和(13-8)應(yīng)用于V帶傳動。u當(dāng)帶繞上帶輪時，會受到離心力的作用。u因此：帶工作時受的力有工作拉力、摩擦力以及帶繞上帶輪時的離心力。13-3 帶的應(yīng)力分析 u帶傳動工作時，帶中應(yīng)力由以下

11、三部分組成：v緊邊和松邊拉力產(chǎn)生的拉應(yīng)力1.緊邊拉應(yīng)力v 松邊拉應(yīng)力MPa11AF MPa22AFv 離心力產(chǎn)生的拉應(yīng)力v 如圖13-8所示，當(dāng)帶繞過帶輪時，在微弧段 dl上將產(chǎn)生離心力dFNc，此離心力使帶中產(chǎn)生離心拉力 Fc=qv2(N)。u離心力只發(fā)生在帶作圓周運動的部分，但由此引起的拉力卻作用于帶的全長。u故離心拉應(yīng)力為MPa2Aqvcv 彎曲應(yīng)力v 帶繞過帶輪時因彎曲變形而產(chǎn)生彎曲應(yīng)力。V帶中的彎曲應(yīng)力如圖13-9所示。MPa2dyEbv由上式可知，b與y 成正比，與d成反比。當(dāng)y一定時，d越小，帶的彎曲應(yīng)力b就越大。故帶繞在小帶輪上時的彎曲應(yīng)力b1大于繞在大帶輪上時的彎曲應(yīng)力b2

12、。v 由材料力學(xué)公式得帶的彎曲應(yīng)力u為了避免彎曲應(yīng)力過大，應(yīng)對帶輪最小直徑有一定的限制(對于V帶帶輪，其最小直徑值見表13-7)。u圖13-10所示為帶的應(yīng)力分布情況，各截面應(yīng)力的大小用自該處引出的徑向線(或垂直線)的長短來表示。最大應(yīng)力發(fā)生在緊邊與小輪的接觸處。v由圖可見，帶是在變應(yīng)力狀態(tài)下工作的。當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)達到一定值后，將使帶產(chǎn)生疲勞破壞。v實驗表明，眾所周知的疲勞曲線方程也適用于經(jīng)受變應(yīng)力的帶，即mmaxN=C。 v最大應(yīng)力可近似地表示為 max1+b1+cu設(shè)v為帶速(m/s)、L為帶長(rn)，則每秒鐘內(nèi)帶繞行整周的次數(shù)(繞轉(zhuǎn)頻率)為v/L 。設(shè)帶的壽命為T(h)，則應(yīng)力循環(huán)總次

13、數(shù)為u式中 k為帶輪數(shù)，一般k=2，即帶每繞轉(zhuǎn)一整周完成兩個應(yīng)力循環(huán)。 u 例13-1 一平帶傳動，傳遞功率P=15kw，帶v=15m/s，帶在小輪上的包角1=170(2.97rad)，帶厚度=4.8 mm、寬度b=100mm，帶的密度=110-3 kg/cm3，帶與輪面間的摩擦系數(shù)f= 0.3。 試求： (1)傳遞的圓周力；(2)緊邊、松邊拉力；(3)離心力在帶中引起的拉力；(4)所需的初拉力；(5)作用在軸上的壓力。 LvkTN3600u解 (l)傳遞的圓周力(2)緊邊、松邊拉力v因N1000151510001000vPF44. 297. 23 . 0eefv由式(13-8)得N69414

14、4. 2100011N1694144. 244. 21000121fffeFFeeFF(3)離心力引起的拉力 這種平帶每米長的質(zhì)量 q=100b=100100.48110-3=0.48 kg/mu離心力引起的拉力 Fc=qv2=0.48152=108 N(4)所需的初拉力 由式(13-4) u帶的離心力使帶與輪面間的壓力減小、傳動能力降低，為了補償這種影響，所需初拉力應(yīng)為 )(21210FFFN130210826941694)(21210cFFFFv此結(jié)果表明，傳遞圓周力1000N時，為防止打滑所需的初拉力不得小于1302N。 (5)作用在軸上的壓力 如圖13-11所示，靜止時軸上壓力為N15

15、902170sin130222sin210FFQ13-4 帶傳動的彈性滑動和傳動比u因為帶是彈性體，受到拉力后要產(chǎn)生彈性變形。u設(shè)帶的材料符合變形與應(yīng)力成正比的規(guī)律，則緊邊和松邊的單位伸長量分別為u由于帶在工作時，帶兩邊的拉力不同，F(xiàn)1F2，因而12。AEF11和。AEF22v如圖13-12所示，帶繞過主動輪1時，帶的拉力由F1逐漸減小到F2，產(chǎn)生彈性收縮，使帶一邊隨主動輪繞進，一邊又沿輪面向后滑動，故帶的速度v低于主動輪的速度v1。u繞過從動輪2時，作用在帶上的拉力又由F2增大到F1，帶的彈性變形也逐漸增大，帶將逐漸伸長，也會沿輪面滑動，使帶一邊隨從動輪繞進，一邊又相對于從動輪向前伸長，故帶

16、的速度v高于從動輪的速度v2 。輪緣的箭頭表示主、從動輪相對于帶的滑動方向。u這種由于帶的彈性變形而引起的帶在帶輪上的滑動稱為彈性滑動。u注意帶的彈性滑動和打滑是兩個截然不同的概念。彈性滑動是由拉力差引起的，只要傳遞圓周力，出現(xiàn)緊邊和松邊，就一定會發(fā)生彈性滑動，所以是帶傳動工作時的固有特性，是不可避免的。而打滑是由于超載所引起的帶在帶輪上的全面滑動，是可以避免的。 u因彈性滑動的影響，將使從動輪的圓周速度v2低于主動輪圓周速度v1，其降低量可用滑動率滑動率來表示112211121%100ndndndvvvv由此得帶的傳動比為)913()1 (1221ddnniv由于滑動率不是一個固定值，隨外載

17、荷大小的變化而變化，因而摩擦型帶傳動不能用于要求有準(zhǔn)確傳動比的地方。vV帶傳動的滑動率0.010.02，其值甚微，在一般計算中可不予考慮。 13-5 普通V帶傳動的計算 u帶傳動的主要失效形式主要失效形式是打滑和疲勞破壞，因此帶傳動的設(shè)計設(shè)計準(zhǔn)則準(zhǔn)則應(yīng)為：在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和使用壽命。uV帶有普通V帶、窄V帶、寬V帶、大楔角V帶、聯(lián)組V帶、齒形V帶、汽車V帶等多種類型，其中普通V帶應(yīng)用最廣。 一、V帶的規(guī)格vV帶由抗拉體、頂膠、底膠和包布組成，見圖13-13。u抗拉體是承受負載拉力的主體，其上下的頂膠和底膠分別承受彎曲時的拉伸和壓縮，外殼用橡膠帆布包圍成型?？估w由

18、簾布或線繩組成，繩芯結(jié)構(gòu)柔軟易彎有利于提高壽命?？估w的材料可采用化學(xué)纖維或棉織物，前者的承載能力較高。 u如圖13-14所示，當(dāng)帶受縱向彎曲時，在帶中保持原長度不變的任一條周線稱為節(jié)線；由全部節(jié)線構(gòu)成的面稱為節(jié)面。v 帶的節(jié)面寬度稱為節(jié)寬(bd)，當(dāng)帶受縱向彎曲時，節(jié)寬保持不變。u楔角為40、相對高度(h/bd)約為0.7的V帶稱為普通V帶。普通V帶已標(biāo)準(zhǔn)化，按其截型大小分為Y、Z、A、B、C、D、E七種，見表13-1，它們都被制造成無接頭的環(huán)形帶。v在V帶輪上，與所配用V帶的節(jié)寬bd相對應(yīng)的帶輪直徑稱為基準(zhǔn)基準(zhǔn)直徑直徑d 。 V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑dmin及基準(zhǔn)直徑系列見表13-7。uV帶在

19、規(guī)定張緊力下，位于帶輪基準(zhǔn)直徑上的周線長度(沿中性層量得的長度)稱為基準(zhǔn)長度基準(zhǔn)長度Ld 。V帶的公稱長度以基準(zhǔn)長度Ld表示。普通V帶基準(zhǔn)長度系列Ld及帶長修正系數(shù)KL見表13-2。u楔角為40、相對高度(h/bd)約為0.9的V帶稱為窄V帶。窄V帶是用合成纖維繩作抗拉體的新型V帶。與普通V帶相比，當(dāng)高度相同時，窄V帶的寬度約縮小1/3，而承載能力可提高到l.52.5倍，適用于傳遞動力大而又要求傳動裝置緊湊的場合。 二、單根普通V帶的許用功率u帶在帶輪上打滑或帶發(fā)生疲勞損壞(脫層、撕裂或拉斷)時，就不能傳遞動力。因此帶傳動的設(shè)計依據(jù)是保證帶不打滑及具有一定的疲勞壽命。u為了保證帶傳動不出現(xiàn)打滑

20、，由式(13-8)，并以f代替f，可得單根普通V帶能傳遞的功率 u為了使帶具有一定的疲勞壽命，應(yīng)使max=1+b+c=，即 1=- b-c (13-12)1113(100011100011110veAveFPffu將上式代入式(13-11)得帶傳動在既不打滑又有一定壽命時，單根普通V帶能傳遞的功率 13)-(13kW100011(0AvePfcbv在載荷平穩(wěn)、包角1=(即i=1)、帶長Ld為特定長度、抗拉體為化學(xué)纖維繩芯結(jié)構(gòu)的條件下，由式(13-13)求得單根普通V帶所能傳遞的功率P0稱為單根V帶的基本額定功率，見表13-3。v實際工作條件與上述特定條件不同時，應(yīng)對P0值加以修正。修正后即得實

21、際工作條件下，單根普通V帶所能傳遞的功率，稱為許用功率P0 P0=( P0+P0)KKL (13-14) u式中： uP0 功率增量，考慮傳動比i1時，帶在大輪上的彎曲應(yīng)力較小，故在壽命相同條件下，可增大傳遞的功率。P0值見表13-4。uK包角修正系數(shù)，考慮1180時對傳動能力的影響，見表13-5。 vKL帶長修正系數(shù)，考慮帶長不為特定長度時對傳動能力的影響，見表13-2。 三、普通V帶的型號和根數(shù)的確定 u設(shè)P為傳動的額定功率(kW)，KA為工作情況系數(shù)，見表13-6，則計算功率為 Pc= KAPu根據(jù)計算功率Pc和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，按圖13-15的推薦選擇普通V帶的型號。若臨近兩種型號的交界

22、線時，可按兩種型號同時計算，并分析比較決定取舍。V帶根數(shù)按下式計算：)1513()(000LccKKPPPPPzvz應(yīng)取整數(shù)。為了使每根V帶受力均勻，V帶根數(shù)不宜太多，通常z10。 四、主要參數(shù)的選擇v帶輪直徑和帶速u小輪的基準(zhǔn)直徑dl應(yīng)大于或等于表13-7所示的dmin。著dl過小，則帶的彎曲應(yīng)力將過大而導(dǎo)致帶的壽命降低；反之，雖能延長帶的壽命，但帶傳動的外廓尺寸卻隨之增大。1.由式(13-9)得大輪的基準(zhǔn)直徑v d1、d2應(yīng)符合帶輪基準(zhǔn)直徑尺寸系列，見表13-7的注。v 帶速)1 (1212dnndm/s10006011ndvu帶速不宜過小，也不宜過大，一般應(yīng)使v在 525 m/s的范圍內(nèi)

23、，最適宜的速度為1020 m/s 。u由P=Fv可知，傳遞同樣的功率P時，若帶速太低(如vFf時帶就要打滑。若帶速太高，又會因離心力太大而降低帶與帶輪間的正壓力，從而降低摩擦力和傳動的工作能力。此外，隨著離心力的增大，離心拉應(yīng)力也增大，使帶的疲勞強度有所降低。所以帶速v要適宜。v中心距、帶長和包角 2.如果中心距未限定，可根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)需要初步確定中心距a0 ,一般取 0.7(d1 d2) a0 2(d1 d2)u選取a0后，根據(jù)式(13-2)初步計算所需帶的基準(zhǔn)長度L0u根據(jù)初定的L0在表13-2中選取相近的V帶的基準(zhǔn)長度Ld。再根據(jù)Ld確定帶的實際中心距a。u由于V帶傳動中心距一般是可以調(diào)

24、整的，故可采用下列公式作近似計算021221004)()(22addddaLv考慮安裝調(diào)整和補償張緊力的需要，中心距變動范圍為： (a0.015 Ld )(a0.03 Ld )1613(200LLaadu小輪包角由式(13-1)計算u一般應(yīng)使1120，否則可加大中心距或增設(shè)張緊輪。v初拉力u保持適當(dāng)?shù)某趵κ菐鲃诱９ぷ鞯氖滓獥l件。初拉力不足，會出現(xiàn)打滑；初拉力過大將增大軸和軸承上的壓力，并降低帶的壽命。 3.單根普通V帶合宜的初拉力可按下式計算： 3 .57180121add17)-(13N15 . 250020qvKzvPFcn小結(jié)：小結(jié)：u設(shè)計帶傳動的原始數(shù)據(jù)是：設(shè)計帶傳動的原始數(shù)據(jù)是

25、：傳動用途、載荷性質(zhì)、傳遞的功率P 、帶輪的轉(zhuǎn)速n1、n2 (或傳動比i12)以及對傳動外廓尺寸的要求等。u設(shè)計內(nèi)容包括設(shè)計內(nèi)容包括：選擇合理的傳動參數(shù)，確定V帶的型號、長度、根數(shù)和傳動中心距，確定帶輪的材料、結(jié)構(gòu)和尺寸等。 u設(shè)計方法及步驟設(shè)計方法及步驟v確定計算功率Pc；v選擇V帶的型號；1)確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d1和d2;v驗算帶的速度；v求V帶基準(zhǔn)長度Ld和中心距a；v驗算小帶輪包角1；v求V帶根數(shù)z；v確定帶的初拉力F0；v求作用在帶輪軸上的壓力FQ；v帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 。u帶輪常用鑄鐵制造，有時也采用鋼或非金屬材料(塑料、木材)。鑄鐵帶輪(HT150、HT200)允許的最大圓周速度為25

26、 m/s。速度更高時，可采用鑄鋼或鋼板沖壓后焊接。塑料帶輪的重量輕、摩擦系數(shù)大，常用于機床中。u帶輪直徑較小時可采用實心式(圖13-16a)；中等直徑的帶輪可采用腹板式(圖13-16b)；直徑大于350 mm時可采用輪輻式(圖13-17)。圖中列有經(jīng)驗公式可供帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計時參考。各種型號V帶輪的輪緣寬B、輪轂孔徑ds和輪轂長L的尺寸，可查閱GB1041289。 u普通V帶輪輪緣的截面圖及其各部尺寸見表13-8。 13-6 V帶輪的結(jié)構(gòu)u普通V帶兩側(cè)面的夾角均為40，但在帶輪上彎曲時，由于截面變形將使其夾角變小。為了使膠帶仍能緊貼輪槽兩側(cè)，將V帶輪槽角規(guī)定為32、34、36和38。 13-7 同

27、步帶傳動簡介 u同步帶是以鋼絲為抗拉體，外面包覆聚氨脂或橡膠而組成。它是橫截面為矩形、帶面具有等距橫向齒的環(huán)形傳動帶(圖13-18)。帶輪輪面也制成相應(yīng)的齒形，工作時靠帶齒與輪齒嚙合傳動。由于帶與帶輪無相對滑動，能保持兩輪的圓周速度同步，故稱為同步帶傳動。u它具有如下優(yōu)點：傳動比恒定；結(jié)構(gòu)緊湊；效率較高，約為0.98；由于帶薄而輕、抗拉體強度高，故帶速可達40m/s，傳動比可達10，傳遞功率可達200 kW；因而應(yīng)用日益廣泛。u它的缺點是：帶及帶輪價格較高，對制造、安裝要求高。u當(dāng)帶在縱截面內(nèi)彎曲時，在帶中保持原長度不變的任意一條周線稱為節(jié)線(圖13-18)，節(jié)線長度為同步帶的公稱長度。在規(guī)定

28、的張緊力下，帶的縱截面上相鄰兩齒對稱中心線的直線距離稱為帶節(jié)距pb，它是同步帶的一個主要參數(shù)。u鏈傳動是由裝在平行軸上的主、從動鏈輪和繞在鏈輪上的環(huán)形鏈條所組成(圖13-19)，以鏈作中間撓性件，靠鏈與鏈輪輪齒的嚙合來傳遞動力。u鏈傳動的特點u優(yōu)點：1)與帶傳動相比，鏈傳動沒有彈性滑動和打滑，能保持準(zhǔn)確的平均傳動比；13-8 鏈傳動的特點和應(yīng)用 v 需要的張緊力小，作用在軸上的壓力也小，可減少軸承的摩擦損失；v結(jié)構(gòu)緊湊；能在溫度較高、有油污等惡劣環(huán)境條件下工作。v與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造和安裝精度要求較低；v中心距較大時其傳動結(jié)構(gòu)簡單。u鏈傳動的主要缺點是：瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數(shù)，因

29、此傳動平穩(wěn)性較差，工作中有一定的沖擊和噪聲。u通常，鏈傳動的傳動比i8；中心距a56 m；傳遞功率P100 kW；圓周速度v15 m/s；傳動效率約為 0.950.98。 一、鏈條u傳遞動力用的鏈條，按結(jié)構(gòu)的不同主要有滾子鏈和齒形鏈兩種。u滾子鏈?zhǔn)怯蓛?nèi)鏈板1、外鏈板2、銷軸3、套筒4和滾子5所組成，也稱為套筒滾子鏈。u其中內(nèi)鏈板緊壓在套筒兩端，銷軸與外鏈板鉚牢，分別稱為內(nèi)、外鏈節(jié)。這樣內(nèi)外鏈節(jié)就構(gòu)成一個鉸鏈。滾子與套筒、套筒與銷軸均為間隙配合。13-9 鏈 條 和 鏈 輪u當(dāng)鏈條嚙入和嚙出時，內(nèi)外鏈節(jié)作相對轉(zhuǎn)動；同時，滾子沿鏈輪輪齒滾動，可減少鏈條與輪齒的磨損。內(nèi)外鏈板均制成“8”字形，以減輕

30、重量并保持鏈板各橫截面的強度大致相等。u鏈條的各零件由碳素鋼或合金鋼制成，并經(jīng)熱處理，以提高其強度和耐磨性。u 滾子鏈上相鄰兩滾子中心的距離稱為鏈的節(jié)距，以p表示，它是鏈條的主要參數(shù)。節(jié)距越大，鏈條各零件的尺寸越大，所能傳遞的功率也越大。u滾子鏈可制成單排鏈(圖13-20)和多排鏈，如雙排鏈(圖13-21，圖中p t為排距)或三排鏈等。 u滾子鏈已標(biāo)準(zhǔn)化，分為A、B兩種系列，常用的是A系列。表13-9列出幾種A系列滾子鏈的主要參數(shù)。u鏈條長度以鏈節(jié)數(shù)來表示。鏈節(jié)數(shù)最好取為偶數(shù)，以便鏈條聯(lián)成環(huán)形時正好是外鏈板與內(nèi)鏈板相接，接頭處可用開口銷或彈簧夾鎖緊(圖13-22a、b)。u若鏈節(jié)數(shù)為奇數(shù)時，則

31、需采用過渡鏈節(jié)(圖13-22c)。在鏈條受拉時，過渡鏈節(jié)還要承受附加的彎曲載荷，通常應(yīng)避免采用。u齒形鏈?zhǔn)怯稍S多齒形鏈板用鉸鏈聯(lián)接而成(圖13-23)。齒形鏈板的兩側(cè)是直邊，工作時鏈板側(cè)邊與鏈輪齒廓相嚙合。鉸鏈可做成滑動副或滾動副，圖13-23b所示為棱柱式滾動副，鏈板的成形孔內(nèi)裝入棱柱，兩組鏈板轉(zhuǎn)動時，兩棱柱相互滾動，可減少摩擦和磨損。u與滾子鏈相比，齒形鏈運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小、承受沖擊載荷的能力高；但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、價格較貴、也較重，所以它的應(yīng)用沒有滾子鏈那樣廣泛。 二、鏈輪 u鏈輪是鏈傳動的主要零件，鏈輪齒形已標(biāo)準(zhǔn)化。鏈輪設(shè)計主要是確定其結(jié)構(gòu)及尺寸、選擇材料和熱處理方法。u國家標(biāo)準(zhǔn)僅規(guī)定了滾子鏈鏈

32、輪齒槽的齒面圓弧半徑re、齒溝圓弧半徑ri和齒溝角(圖13-24a)的最大和最小值。各種鏈輪的實際端面齒形均應(yīng)在最大和最小齒槽形狀之間。這樣處理使鏈輪齒廓曲線設(shè)計有很大的靈活性。但齒形應(yīng)保證鏈節(jié)能平穩(wěn)自如地進入和退出嚙合，并便于加工。符合上述要求的端面齒形曲線有多種，最常用的是“三圓弧一直線”齒形。 u如選用三圓弧一直線齒形，則 u鏈輪軸面齒形兩側(cè)呈圓弧狀(圖13-25)，以便于鏈節(jié)進入和退出嚙合。）（為滾子直徑）齒根圓直徑齒頂圓直徑分度圓直徑1813(6 . 1125. 1180sin111min1maxdddddpzdddpddzpdfaazpda180cot54. 0v鏈輪上被鏈條節(jié)距等

33、分的圓稱為分度圓，直徑用d表示(圖13-24)。若已知節(jié)距p和齒數(shù)z時，鏈輪主要尺寸計算式為u鏈輪齒形用標(biāo)準(zhǔn)刀具加工時，在鏈輪工作圖上不需要畫出端面齒形，只需注明鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸，并注明“齒形按3R GB/T1244-85規(guī)定制造”即可。但須給出鏈輪軸面齒形，以便車削鏈輪毛坯。u鏈輪齒應(yīng)有足夠的接觸強度和耐磨性，故齒面多經(jīng)熱處理。小鏈輪的嚙合次數(shù)比大鏈輪多，所受沖擊力也大，故所用材料一般優(yōu)于大鏈輪。常用的鏈輪材料有碳素鋼（如Q235、 Q275、 45、ZG310-570等） 、灰鑄鐵（如 HT200）等。重要的鏈輪可采用合金鋼。u鏈輪的結(jié)構(gòu)如圖13-26所示。u小直徑鏈輪可制成實心式

34、（圖a）；u中等直徑的鏈輪可制成孔板式（圖 b）；u直徑較大的鏈輪可設(shè)計成組合式（圖c），若輪齒因磨損而失效，可更換齒圈。u鏈輪輪轂部分的尺寸可參考帶輪。 一、鏈傳動的運動分析 u因為鏈?zhǔn)怯蓜傂枣湽?jié)通過銷軸鉸接而成，當(dāng)鏈繞在鏈輪上時，其鏈節(jié)與相應(yīng)的輪齒嚙合后，這一段鏈條將曲折成正多邊形的一部分（圖13-27）。13-10 鏈傳動的運動分析和受力分析 v 該正多邊形的邊長等于鏈條的節(jié)距p，邊數(shù)等于鏈輪齒數(shù)z。鏈輪每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，隨之轉(zhuǎn)過的鏈長為zp，所以鏈的平均速度v為：19)-(13m/s1000601000602211pnzpnzvu鏈傳動的傳動比為u使用以上兩式求得的鏈速和傳動比，它們反映的僅是

35、平均值。事實上，即使主動鏈輪的角速度1=常數(shù)，其瞬時鏈速和瞬時傳動比都是變化的，而且是按每一鏈節(jié)的嚙合過程作周期性的變化。u如圖13-27所示，鏈輪轉(zhuǎn)動時，繞在鏈輪上的鏈條，只有其鉸鏈的銷軸A的軸心是沿著鏈輪分度圓運動的，而鏈節(jié)其余部分的運動軌跡均不在分度圓上。若主動鏈輪以等角速度1轉(zhuǎn)動時，鏈輪分度圓的圓周速度為 d11/2，則位于分度圓上的鏈條鉸鏈銷軸A的速度也是d11/2。)2013(1221zznniu它在沿鏈節(jié)中心線方向的分速度，即鏈條線速度 u式中是嚙入過程中，鏈節(jié)鉸鏈在主動輪上的相位角，其變化范圍是dvcos211。111800180zzv當(dāng)=0時，鏈速最大，vmax= d11/2

36、；v當(dāng)1180z時，鏈速最小，。111min180cos2zdvv由此可見，主動鏈輪雖作等角速度回轉(zhuǎn)，而鏈條前進的瞬時速度卻周期性地由小變大，又由大變小。每轉(zhuǎn)過一個鏈節(jié)，鏈速的變化就重復(fù)一次，鏈輪的節(jié)距越大，齒數(shù)越少，角的變化范圍就越大，鏈速的變化也就越大。u同理，鏈條在垂直于鏈節(jié)中心線方向的分速度u由于鏈速是變化的，工作時不可避免地要產(chǎn)生振動和動載荷。u同前理，每一鏈節(jié)在與從動鏈輪輪齒嚙合的過程中，鏈節(jié)鉸鏈在從動輪上的相位角亦在不斷變化，所以從動鏈輪的角速度也是變化的。u鏈條線速度的變化可用鏈速不均勻系數(shù)來表示，dvsin211也作周期性變化，從而使鏈條上下抖動。mvvvminmaxu齒數(shù)不

37、同時鏈速不均勻系數(shù)的變化如圖13-28所示。u上述鏈傳動運動不均勻性的特征，是由于圍繞在鏈輪上的鏈條形成正多邊形這一特點所造成的，故稱為鏈傳動的多邊形效應(yīng)。 二、鏈傳動的受力分析 v鏈傳動在安裝時，應(yīng)使鏈條受到一定的張緊力，其張緊力是通過使鏈保持適當(dāng)?shù)拇苟人a(chǎn)生的懸垂拉力來獲得的。u鏈在工作過程中，緊邊和松邊的拉力是不等的。若不計傳動中的動載荷，作用在鏈上的力有：圓周力（即有效拉力）F，離心拉力Fc和懸垂拉力Fy。v如圖13-29所示，鏈的緊邊拉力為 F1=F+Fc+Fy Nv松邊拉力為 F2=Fc+Fy Nv鏈傳動張緊的目的主要是使松邊不致過松，以免影響鏈條正常退出嚙合和產(chǎn)生振動、跳齒或脫鏈

38、現(xiàn)象，因而所需的張緊力比起帶傳動來要小得多。u懸垂拉力可利用求懸索拉力的方法近似求得 Fy=Kyqga N u式中：a為鏈傳動的中心距，m；g為重力加速度， g=9.81m/s2；Ky為下垂量y=0.02a時的垂度系數(shù)，其值與中心線與水平線的夾角（圖13-29）有關(guān)。垂直布置時Ky=1；水平布置時Ky=7；傾斜布置時Ky=2.5（當(dāng)=75時），Ky=4（=60），Ky= 6（=30）。v 圍繞在鏈輪上的鏈節(jié)在運動中產(chǎn)生的離心拉力 Fc=qv2 Nv式中：q為鏈的每米長質(zhì)量，kg/m，見表13-9； v為鏈速， m/s。 u鏈作用在軸上的壓力FQ可近似取為 FQ=(1.21.3) Fu有沖擊和振

39、動時取大值。 一、鏈輪齒數(shù)u小鏈輪齒數(shù)z1對鏈傳動的平穩(wěn)性和使用壽命有較大的影響。齒數(shù)少可減小外廓尺寸，但齒數(shù)過少，將會導(dǎo)致：1）傳動的不均勻性和動載荷增大；2）鏈條進入和退出嚙合時，鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角增大，使鉸鏈的磨損加劇；3）鏈傳遞的圓周力增大，從而加速了鏈條和鏈輪的損壞。為使鏈傳動的運動平穩(wěn)，小鏈輪齒數(shù)不宜過少。對于滾子鏈，可按鏈速由表13-10選取zl。然后按傳動比確定大鏈輪齒數(shù)，z2=i z1。13-11 鏈傳動的主要參數(shù)及其選擇 1z180sinpdv但如z1選得太大時，大鏈輪齒數(shù)z2將更大，除增大了傳動的尺寸和質(zhì)量外，也易于因鏈條節(jié)距的伸長而發(fā)生跳齒和脫鏈現(xiàn)象，同樣會縮短鏈條的使用

40、壽命。v若鏈條的鉸鏈發(fā)生磨損，將使鏈條節(jié)距變長、鏈輪節(jié)圓d向齒頂移動（圖13-30）。節(jié)距增長量p與節(jié)圓外移量d的關(guān)系，可由式（13-18）導(dǎo)出： 二、鏈的節(jié)距u鏈的節(jié)距p的大小，反映了鏈條和鏈輪齒各部分尺寸的大小。在一定條件下，鏈的節(jié)距越大，承載能力就越高，但傳動的多邊形效應(yīng)也要增大，于是振動、沖擊、噪聲也越嚴(yán)重。如圖13-31所示，當(dāng)鏈節(jié)以一定的相對速度與鏈輪齒嚙合的瞬間，將產(chǎn)生沖擊和動載荷。u由此可知p一定時，齒數(shù)越多節(jié)圓外移量d就越大，也越容易發(fā)生跳齒和脫鏈現(xiàn)象。所以大鏈輪齒數(shù)不宜過多，一般應(yīng)使z2120。 u一般鏈條節(jié)數(shù)為偶數(shù)，而鏈輪齒數(shù)最好選取奇數(shù)，這樣可使磨損較均勻。 u根據(jù)分析

41、，節(jié)距越大、鏈輪轉(zhuǎn)速越高時沖擊也越大。u因此，設(shè)計時，為使傳動結(jié)構(gòu)緊湊，壽命長，應(yīng)盡量選取較小節(jié)距的單排鏈。速度高、功率大時，則選用小節(jié)距的多排鏈。從經(jīng)濟上考慮，中心距小、傳動比大時，選小節(jié)距多排鏈；中心距大、傳動比小時，選大節(jié)距單排鏈。 三、中心距和鏈的節(jié)數(shù) u中心距過小，鏈速不變時，單位時間內(nèi)鏈條繞轉(zhuǎn)次數(shù)增多，鏈條曲伸次數(shù)和應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多，因而加劇了鏈的磨損和疲勞。同時，由于中心距小，鏈條在小鏈輪上的包角變小，同時嚙合的鏈輪齒數(shù)也減少 ，每個輪齒所受的載荷增大，且易出現(xiàn)跳齒和脫鏈現(xiàn)象。中心距太大，會引起從動邊垂度過大，傳動時造成松邊顫動。u因此在設(shè)計時，若中心距不受其它條件限制，一般可取

42、中心距a=（3050）p ，最大中心距amax 80p。有張緊裝置或托板時， amax 可大于80p；對中心距不能調(diào)整的傳動， amax 30p。u鏈條長度以鏈節(jié)數(shù)Lp（節(jié)距p的倍數(shù)）來表示。與帶傳動相似，鏈節(jié)數(shù) Lp與中心距a之間的關(guān)系為u計算出的Lp應(yīng)圓整為整數(shù)，最好取偶數(shù)。然后根據(jù)圓整后的鏈節(jié)數(shù)計算理論中心距a，即)2113()2(2221221zzapzzpaLp)2213(2822421222121zzzzLzzLpappu為了便于安裝鏈條和調(diào)節(jié)鏈的張緊程度，一般中心距設(shè)計成可以調(diào)節(jié)的。若中心距不能調(diào)節(jié)而又沒有張緊裝置時，應(yīng)將計算的中心距減小25 mm。這樣可使鏈條有小的初垂度，以保

43、持鏈傳動的張緊。 一、失效形式u鏈傳動的主要失效形式有以下幾種：v鏈板疲勞破壞鏈板疲勞破壞 鏈在松邊拉力和緊邊拉力的反復(fù)作用下，經(jīng)過一定的循環(huán)次數(shù)，鏈板會發(fā)生疲勞破壞。正常潤滑條件下，疲勞強度是限定鏈傳動承載能力的主要因素。1)1)滾子套筒的沖擊疲勞破壞滾子套筒的沖擊疲勞破壞 鏈傳動的嚙入沖擊首先由滾子和套筒承受。在反復(fù)多次的沖擊下，經(jīng)過一定的循環(huán)次數(shù)，滾子、套筒會發(fā)生沖擊疲勞破壞。這種失效形式多發(fā)生于中、高速閉式鏈傳動中。13-12 滾子鏈傳動的計算 v銷軸與套筒的膠合銷軸與套筒的膠合 潤滑不當(dāng)或速度過高時，銷軸和套筒的工作表面會發(fā)生膠合。膠合限定了鏈傳動的極限轉(zhuǎn)速。v鏈條鉸鏈磨損鏈條鉸鏈磨損 鉸鏈磨損后鏈節(jié)變長，容易引起跳齒或脫鏈。開式傳動、環(huán)境條件惡劣或潤滑密封不良時，極易引起鉸鏈磨損，從而急劇降低鏈條的使用壽命。v過載拉斷過載拉斷 這種拉斷常發(fā)生于低速重載或嚴(yán)重過載的傳動中。 二、功率曲線圖 u鏈傳動的各種失效形式都在一定條件下限制了它的承載能力。u因此，在選擇