第八章帶傳動

§8—1帶傳動的類型、特點和應用§8—2帶傳動的工作原理§8—3普通V帶傳動的設計計算第八章帶傳動§8—4帶傳動的使用和維護一、帶傳動的組成及其主要類型

按工作原理劃分：摩擦型帶傳動：主動輪、從動輪、傳動帶嚙合型帶傳動：主動齒帶輪、從動齒帶輪、同步齒形帶§8—1帶傳動的類型、特點和應用摩擦型帶傳動按傳動帶的橫截面劃分：平帶傳動：交叉?zhèn)鲃?，開口傳動，半交叉?zhèn)鲃?；最簡單，適合于中心距a較大的情況V帶（三角帶）傳動多楔帶傳動：適于傳遞功率較大要求結(jié)構(gòu)緊湊場合圓形帶傳動：由于低速輕載儀器及家用器械中二、特點及應用優(yōu)點：（1）緩沖吸振，噪音小（2）過載打滑，防止其它器件損壞（3）結(jié)構(gòu)簡單，成本低（4）適用于中心距較大的場合。

缺點：（1）傳動效率低，傳動比不準確（2）傳動的外廓尺寸較大（3）帶輪軸上受力較大（4）不宜用于易燃易爆的場合

應用范圍：兩軸中心距較大，傳動比要求不嚴格的場合。

普通V帶的截面結(jié)構(gòu)三、V帶的材料及結(jié)構(gòu)伸張層1強力層2壓縮層3包布層4簾布結(jié)構(gòu)繩芯結(jié)構(gòu)按截面面積大小不同劃分：Y、Z、A、B、C、D、E截面尺寸漸大bp(bd)ddα(>φ)主要參數(shù):帶：節(jié)寬bp:帶截面中性層寬基準帶長Ld：帶中性層長（節(jié)線長）α:帶的楔角輪：帶輪基準寬度bd:輪槽與帶中性層重合處寬帶輪基準直徑dd：基準寬度對應的帶輪直徑Φ:帶輪輪緣的楔角四、帶輪的結(jié)構(gòu)和特點實心式腹板式四、帶輪的結(jié)構(gòu)和特點輪輻式孔板式四、帶輪的結(jié)構(gòu)和特點實心式腹板式五、開口帶傳動的幾何關(guān)系α1－小帶輪包角α2－大帶輪包角α1<α2

a－帶傳動中心距1.緊邊拉力、松邊拉力和有效拉力工作前:兩邊初拉力F0=F0

工作時:兩邊拉力變化：①緊邊F0→F1；②松邊F0→F2

一、帶傳動的受力分析§8—2帶傳動的工作原理帶是彈性體，工作后可認為其總長度不變，則：緊邊拉力增量＝松邊拉力減量＝△F

因此：F1＝F0＋△FF2＝F0－△FF1＋F

2=2F0帶所傳遞的功率為：P

＝Fe

v/1000kWv

為帶速P增大時，所需的Fe(即Ff)加大。但Ff不可能無限增大。Fe=Ff=F1–F2

Fe

－

有效拉力，即圓周力

取主動輪一端的帶為分離體，列各力對軸心的力矩平衡方程：當帶有打滑趨勢時：摩擦力Ff達到極限值，帶的有效拉力Fe

也達到最大值。打滑：Ff有一極限值，當帶傳動的工作載荷增大到一定程度，超過此極限值時，帶和帶輪之間將發(fā)生顯著的相對滑動。（1）分析帶在即將打滑時，F(xiàn)1和F2的關(guān)系。則，有效拉力為：（2）又因為：（3）上式代入式（2）得：F1＋F

2=2F0（1）即影響最大有效拉力的幾個因素：初拉力F0：F與F0成正比，增大F0有利于提高帶的傳動能力，避免打滑。但F0

過大，將使帶發(fā)熱和磨損加劇，從而縮短帶的壽命。包角α

：傳動能力增強，故應保證小帶輪的包角α1。這一要求限制了最大傳動比i和最小中心距a。

α↑↑,→F摩擦系數(shù)f

：

f↑↑,→F傳動能力增加

i↑→α1↓;

a↓→α1↓因為：平帶和V帶的最大有效拉力的比較：FN:帶對帶輪的壓緊力平帶極限摩擦力為：V帶極限摩擦力為：在同樣的FN作用下，V帶極限摩擦力要大于平帶的極限摩擦力。二、帶中的應力分析1、拉力F1、F2產(chǎn)生的拉應力σ1、σ2緊邊拉應力：σ1＝F1/AMPa松邊拉應力：σ2＝F2

/AMPaA

－帶的橫截面積2、離心拉應力

3、彎曲應力

帶繞過帶輪時，因彎曲產(chǎn)生彎曲應力小帶輪上的彎曲應力應大于大帶輪上的彎曲應力ha：帶中性層到最外層的距離帶中最大應力發(fā)生在緊邊繞入小帶輪處：綜合以上三種應力，畫出帶中應力分布情況圖。應力變化。帶轉(zhuǎn)一周，應力變化4次。三、彈性滑動與滑動率兩種滑動現(xiàn)象：打滑—是帶傳動的一種失效形式，應避免彈性滑動—正常工作時的微量滑動現(xiàn)象，不可避免

帶傳動工作時因為緊邊和松邊拉力不同，所以彈性變形也不同。帶自A點繞上主動輪時，帶所受拉力為F1，帶的速度和帶輪表面的速度相等。而當帶由A點轉(zhuǎn)到B點的過程中，帶的拉力由F1

降低到F2

，因而帶的拉伸彈性變形量也隨之逐漸減小，相當于帶在逐漸縮短，使帶的速度落后于主動輪的圓周速度，因此兩者之間必然發(fā)生相對滑動。同樣的現(xiàn)象發(fā)生在從動輪上，但情況正好相反，在C點處帶和帶輪具有相同的速度，但當帶由C點轉(zhuǎn)到D點的過程中，帶不是縮短而是被拉長，使帶的速度高于帶輪。這種由于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪間的滑動，稱為彈性滑動。理論傳動比：實際傳動比：滑動率ε—彈性滑動引起的從動輪圓周速度的相對降低量1%—2%對于V帶傳動彈性滑動是帶傳動不能保證傳動比的根本原因一、傳動的主要失效形式和設計準則失效形式：1）打滑；2）帶的疲勞破壞設計準則：保證帶在不打滑的前提下，具有足夠的疲勞強度和壽命

二、V帶傳動的設計１.設計的原始數(shù)據(jù)及設計內(nèi)容已知：P，n1，n2或i,傳動的中心距及工作條件等設計內(nèi)容：帶：型號，根數(shù)，長度輪：D，結(jié)構(gòu)尺寸，中心距（a）等§8—3普通V帶傳動的設計計算２、設計步驟與方法①確定計算功率Pca

：P——傳遞的額定功率（KW）KA—工作情況系數(shù)，表８－３

②選擇帶型號：Pca，n1

圖8-11③確定帶輪的基準直徑D1和D2:小輪直徑D1D1≥Dmin

表8-4減小帶的彎曲應力，提高使用壽命b)驗算帶速v要求:5m/s<v<25~30m/sc)計算從動輪的基準直徑D2:④求中心距a和帶的基準長度Ld

a)初選中心距a0:0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2)b)由a0初步計算帶的長度c)根據(jù)L選取相近的基準長度Ld

由表8-2d)由基準長度Ld求實際中心距e)考慮到中心距調(diào)整、補償F0，中心距a應有一個范圍⑤驗算小輪包角不滿足措施：1）a↑2）加張緊輪⑥計算帶的根數(shù)ZP0：單根V帶允許傳遞的功率，查表8-5ΔP0：單根V帶允許傳遞的功率增量（與i有關(guān)），查表8-6Ka：包角系數(shù)，查表8-7Kl：長度系數(shù)，查表8-8⑦確定帶的初拉力F0（單根帶）

⑧求帶作用于軸的壓力FQ評價——ZV、QF0a>120°2~410~20小適當小例8-1設計運輸機的普通V帶傳動。原動機采用Y系列三相異步電動機，額定功率P=4kW，轉(zhuǎn)速n1=1420r/min，從動輪轉(zhuǎn)速n2=420r/min，每天工作12小時，載荷變動較小，要求中心距a<550mm解：1.

確定計算功率Pca

查表8-3得：KA=1.22.選帶型據(jù)Pca，n1

圖8-11選用A型帶3.確定帶輪的基準直徑D1和D2:由表8-4,取D1=100mm,設滑動率=0.02由表8-4,取D2=355mm4.驗算帶速v要求:5m/s<v<25~30m/s,合適5.求中心距a和帶的基準長度Ld

初選a0:0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2)318.5mm<a0<910mm取a0=450mmb)由a0初步計算帶的長度c)根據(jù)L選取相近的基準長度Ld

由表8-2選Ld=1800mmd)由基準長度Ld求實際中心距滿足中心距a<550mm的要求6.驗算小輪包角滿足要求7.計算帶的根數(shù)ZP0：單根V帶允許傳遞的功率，查表8-5p0=1.292kW插值ΔP0：單根V帶允許傳遞的功率增量（與i有關(guān)），查表8-60.167kWKa：包角系數(shù)，查表8-70.924Kl：長度系數(shù)，查表8-81.01取z=4根8.確定帶的初拉力F0（單根帶）

查表8-1,q=0.1kg/m9.求帶作用于軸的壓力FQ已知：P、n1、

n2（或i）、工作條件、空間限制按Pca、n1選帶型號確定KA、計算功率Pca=KAP定帶輪基準直徑dd1≥ddmin