機械設計V帶傳動設計及其計算課件

（帶傳動）機械設計*（帶傳動）機械設計*1第五章帶傳動§5-1概述§5-2帶傳動理論基礎§5-3帶傳動設計（V帶）§5-4張緊裝置§5-5其它帶傳動簡介

帶傳動設計實例*第五章帶傳動§5-1概述*2★特點、應用★分類★帶的結構、型號和長度演示1、演示2BACK§5-1概述帶傳動是利用張緊在帶輪上的帶，借助它們之間的摩擦或嚙合，進行兩軸或多軸間運動和動力的傳遞。*★特點、應用演示1、演示2BACK§5-1概述3

一、特點和應用

1、優(yōu)點

*一、特點和應用

1、優(yōu)點*42、缺點*2、缺點*53、應用*3、應用*6二、

類型StandardV-belt1、按傳動原理：摩擦和嚙合。2、按帶的形狀:如下分類*二、類型StandardV-belt1、按傳動原理：摩73、按傳動形式分：開口傳動交叉?zhèn)鲃影虢徊鎮(zhèn)鲃訌埦o輪傳動見表5-1*3、按傳動形式分：開口傳動交叉?zhèn)鲃影虢徊鎮(zhèn)鲃訌埦o輪傳8普通V帶平形帶

多楔帶

同步齒形帶BACK三、帶的結構、型號和長度*普通V帶BACK三、帶的結構、型號和長度*91.普通V帶*1.普通V帶*102、平形帶*2、平形帶*113、多楔帶*3、多楔帶*124、同步齒形帶*4、同步齒形帶*13§5-2帶傳動理論基礎

★

受力分析

★

應力分析BACK★

帶的滑動現(xiàn)象★

失效形式和計算準則★

承載能力確定*§5-2帶傳動理論基礎★受力分析BACK★14F0F0α2α1O2O1預緊時1、預緊時帶兩邊所受的力F0在帶傳動預緊時，帶的兩邊只受預緊拉力F0的作用。一、受力分析*F0F0α2α1O2O1預緊時1、預緊時帶兩邊所受的力F015F2<F0(松邊)F1>F0(緊邊)O1O2α1α2Ffn2n1FfF'f工作時2、工作時帶兩邊所受的力F1，F(xiàn)2在帶傳動工作時，帶兩邊的拉力F0發(fā)生變化，一邊的拉力增加到F1，稱為緊邊拉力；另一邊減小到F2，稱為松邊拉力。帶的總長不變。因此，緊邊拉力的增長量與松邊拉力的減少量也相等。則有:即：（1）*F2<F0(松邊)F1>F0(緊邊)O1O2α1α2Ff163、帶傳遞的有效工作力Feb、有效拉力Fe由帶和輪之間接觸弧上摩擦力的總和Ff承受（接觸弧段看）。由（1）、（2）兩式可得：（2）a、帶兩邊所受的力F1，F(xiàn)2之差即為有效拉力Fe（從動輪上看）。c、效拉力Fe與功率之間的關系（傳遞運動功率看）*3、帶傳遞的有效工作力Feb、有效拉力Fe由帶和輪之間接觸弧17當Fe↑→Ff↑，始終保證Fe＝Ff。然而，在一定條件下，F(xiàn)f是有一個極限值Ff

max。當Fe>Ffmax時，導致打滑，歐拉公式可描述這種極限狀況。討論：Fe和Ff關系*當Fe↑→Ff↑，始終保證Fe＝Ff。然而，18二、應力分析BACK*二、應力分析BACK*19①帶沿弧面運動，微段dl產(chǎn)生離心力dC：②在垂直方向建立力平衡關系：2.離心應力*①帶沿弧面運動，微段dl產(chǎn)生離心力dC：②在垂直方向建立力平20**213.彎曲應力（發(fā)生于帶與帶輪接觸的圓弧部分）

E----帶的彈性模量D----帶輪的直徑C----帶邊緣到中性層距離*3.彎曲應力E----帶的彈性模量*22應力分布圖演示*應力分布圖演示*234.最大應力：等于拉應力（包括離心應力）與彎曲應力和;最大應力發(fā)生于緊邊進入小帶輪處。*4.最大應力：*24三、帶的滑動現(xiàn)象1.帶的彈性滑動

（固有的、不可避免的正常現(xiàn)象）由于帶的彈性和拉力差引起的帶與帶輪之間的滑動，稱為彈性滑動。

*三、帶的滑動現(xiàn)象1.帶的彈性滑動

（固有的、不可避免的正25

③后果：a.效率降低；b.帶磨損；c.帶溫升高；d.v2<v1傳動比不準確④滑動率:從動輪相對于主動輪圓周速度的降低率：*

③后果：a.效率降低；b.帶磨損；c.帶溫升高；④滑262.打滑（過載失效，必須避免）*2.打滑（過載失效，必須避免）*27①不是全部接觸弧均發(fā)生相對滑動時，接觸弧分為滑動弧α′和靜弧α″（帶進入帶輪一側）兩部分。②接觸弧的變化：未加載時：α′＝0α″＝α加載工作時：Fe↑α′↑α″↓載荷極限時:Fe＝Femaxα′＝αα″＝0帶在帶輪上全面滑動，導致帶嚴重磨損、帶的運動處于不穩(wěn)定狀態(tài)，這種現(xiàn)象稱為打滑。分析：彈性滑動到打滑的發(fā)展過程*①不是全部接觸弧均發(fā)生②接觸弧的變化：帶28③α1<α2打滑發(fā)生在小帶輪處彈性滑動演示大帶輪小帶輪打滑演示*③α1<α2打滑發(fā)生在小帶輪處彈性滑動29BACK四、失效形式和計算準則1.失效形式：

打滑、帶疲勞破壞2.計算準則：

在不打滑前提下，具有一定的疲勞強度和壽命。若按打滑、帶疲勞破壞兩種失效形式分別建立計算公式，設計公式復雜且不便應用。這里采用單根帶能傳遞功率的方式來建立帶傳動的強度計算公式。*BACK四、失效形式和計算準則1.失效形式：

30BACK（受打滑和疲勞破壞兩種失效形式制約）

1.單根V帶在特定條件下，能傳遞的功率P0五、承載能力確定⑴不打滑條件下，帶傳遞的最大載荷：*BACK（受打滑和疲勞破壞兩種失效形式制約）五、承載能力確31⑵保證帶具有一定疲勞強度：σmax＝σ1+σb1≤[σ]取峰值σ1＝[σ]－σb1⑶不打滑且有一定的疲勞強度時，單根帶傳遞的功率P*⑵保證帶具有一定疲勞強度：⑶不打滑且有一定的疲勞強度時，單根32⑷特定條件下單根帶傳遞的功率P0（載荷平穩(wěn)、α1＝180°i＝1、特定長度L）試驗[σ]+計算P0列表。2.單根V帶實際能傳遞功率P′P′=(P0+△P0)×KαKL⑴△P0——功率增量（i≠1→σb2↓,則相同壽命時,可以增加P）

則：△P0＝0.0001△T×n1

（△T：扭矩修正值，n1：主動輪轉速）BACK*⑷特定條件下單根帶傳遞的功率P02.單根V帶實際能傳遞功率33⑵Kα——包角系數(shù)（α<180°→P↓）⑶KL——長度系數(shù)（Ld′≠Ld→P↑或P↓）Pz＝Z×P′＝Z(P0+△P0)×KαKL3.Z根帶傳遞功率Pz*⑵Kα——包角系數(shù)P34BACK§5-3帶傳動設計（V帶）1.型號：型號＝f（Pd，n1）,按照推薦的圖選取。Pd↑、n1↓（低速重載）→選截面較大的V帶：

C、D、E型Pd↓、n1↑（高速輕載）→選截面較小的V帶：

Y、Z、A型2.最小帶輪直徑D1大帶輪直徑D2和傳動比i驗算不宜過小也不宜過大，可參考表來選取。

當D↓→σb↑→壽命↓∴規(guī)定D有最小值；當D↑→尺寸↑∴不宜過大。*BACK§5-3帶傳動設計（V帶）1.型號：型號＝f353.驗算帶速V：5～25m/s（最佳）∵P＝FV/1000,傳遞功率一定時，當V→F易大于Femax（打滑）當V→σc→Femax→工作能力下降傳動比i的誤差校驗：實際傳動比為動力傳動要求因此*3.驗算帶速V：當V→F易大于Femax（打滑）364.中心距a和帶長L：

一般可按此式初定0.55（D1＋D2）+h≤a0≤2（D1＋D2）Ld↓→V/L↑(帶單位時間內(nèi)繞過帶輪的次數(shù)↑）→壽命↓a↓

α1↓→Femax↓a↑尺寸↑→工作時拍擊、顫動*4.中心距a和帶長L：Ld↓→V/L↑37初算帶長L0*初算帶長L0*38**395.包角α1驗算一般要求α1≥120°（70°V帶）

α1↓→Femax↓，容易打滑。*5.包角α1驗算*40a↓→α1↓i↑（D2－D1）↑→α1↓因此要求（i≤7）引起包角的下降的因素：6.帶的根數(shù)Z*a↓→α1↓引起包角的下降的因素：6.帶的417.初拉力F0和壓軸力Fr

F0↑→磨損↑、應力↑

F0↓→容易打滑計算公式：*7.初拉力F0和壓軸力Fr

*42一、原因及目的帶傳動工作一定時間之后→帶的塑性伸長、松→F0↓→重新張緊BACK§5-4張緊裝置二、方式1、定期張緊：

中心距可調(diào)

中心距不可調(diào)(張緊輪）2、自動張緊：

中心距可調(diào)中心距不可調(diào)（張緊輪）

*一、原因及目的BACK§5-443定期張緊*定期張緊*44自動張緊*自動張緊*45三、張緊力控制帶傳動張緊力一般是通過在的中點加一垂直于帶邊的載荷G，使其產(chǎn)生規(guī)定撓度f來控制。（如圖5-16）所示。*三、張緊力控制*46§5-5其它帶傳動簡介一、窄V帶窄v帶采用合成纖維繩和鋼絲繩作為強力層，我國有標準，分為SPZ、SPA、APB、SPC四種型號。與普通V帶比，傳動能力，允許速度（v=35--45m/s）和撓曲次數(shù)較高，傳動壽命長，結構緊湊。二、高速帶傳動：帶速V>30m/s，高速軸轉速n=10000—50000r/min的帶傳動屬于高速帶傳動。其帶，常采用重量輕、薄而均勻的環(huán)形平帶，編制帶應用較多。其帶輪，加工精度較高，盡量采用輕質(zhì)材料且要求動平衡，為防止掉帶，輪緣部分加工出凸度，圖5-17所示。*§5-5其它帶傳動簡介一、窄V帶二、高速帶傳動：*47三、同步帶傳動：同步帶靠嚙合來傳遞動力，它的基本參數(shù)是節(jié)距P（或者摸數(shù)M），是在規(guī)定張緊力下相鄰兩齒對稱中心的距離。1、特點：傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊傳動效率高，可達0.98。制造和安裝精度要求較高，中心距要求較嚴格。

2、分類：同步帶主要被分為兩類，也就是梯形齒類和弧齒類，其中弧齒類同步帶又能分為三個系列，分別是圓弧齒同步帶、平頂圓弧齒同步帶和和凹頂拋物線齒同步帶。*三、同步帶傳動：1、特點：2、分類：*48（2）弧齒同步帶弧齒同步帶的齒形為曲線形，這樣齒高、齒根厚和齒根圓角半徑更大，在受載之后應力的分布狀態(tài)較好，避免齒根的應力過于集中而增加齒根的負載水平，因此弧齒同步帶的齒根承載能力較好、使用壽命更長。（1）梯形齒同步帶梯形齒同步帶又可分為單面梯形齒同步帶和雙面梯形齒同步帶兩種子類型，一般簡稱為單面帶和雙面帶。雙面梯形齒同步下按照對稱形式的不同還能分為兩種型號，它們分別是對稱齒型同步帶和交錯齒型同步帶3、應用：弧齒同步帶目前主要應用在食品、紡織、制藥、印刷、造紙和汽車等行業(yè)。*（2）弧齒同步帶（1）梯形齒同步帶3、應用：*494、設計已知條件：1傳動功率、2帶輪轉速，3應用場合、原動機種類、工作制度、載荷性質(zhì)。計算功率Pd帶型（節(jié)距Pd或摸數(shù)m）小帶輪轉速n1小帶輪齒數(shù)Z1小帶輪節(jié)圓直徑d1帶速V驗證傳動比計算i大帶輪節(jié)圓直徑d2大帶輪齒數(shù)z2初定中心距a0帶節(jié)線長度Ld及齒數(shù)zp實際中心距a小帶輪嚙合齒數(shù)zm設計步驟：*4、設計已知條件：1傳動功率、2帶輪轉速，3應用場合、原動機50基準額定功率（摸數(shù)制無此計算）

P0帶寬bs剪切應力計算（摸數(shù)制）

τ壓強演算（摸數(shù)制）P壓軸力Fr*基準額定功率（摸數(shù)制無此計算）P0帶寬bs剪切應力計算（摸51本章結束*本章結束*52輸送機設計實例F＝5000N、v=0.4m/s、D＝300mm、載荷平穩(wěn)，兩班工作制。*輸送機設計實例F＝5000N、v=0.4m/s、D＝30053設計步驟分析：電機選擇、總傳動比及其分配，運動學計算一、傳動裝置總體設計二、傳動件設計

帶、齒輪、鏈

三、裝配圖設計

軸、軸承、鍵四、零件圖設計五、說明書

*設計步驟分析：電機選擇、總傳動比及其分配，運動學計算一、傳動541、類型：選擇Y系列電動機2、容量：P電′＝P工/η總＝2/0.83＝2.41（KW）（一）、選電機一、傳動裝置總體設計P工＝Fv/1000＝5000×0.4/1000＝2（KW）η總＝ηV帶η軸承η齒輪η軸承η鏈η軸承η卷筒＝ηV帶η軸承3η齒輪η鏈η卷筒＝0.96×0.993×0.97×0.96×0.96＝0.83查手冊，取電機額定功率為Ped＝3KW>2.41KW*1、類型：選擇Y系列電動機（一）、選電機一、傳動裝置總體553、轉速：

電機大（價高）適中傳動裝置體積大750rpm1000rpm1500rpm3000rpm一般帶傳動2-5、齒輪傳動3-8、鏈傳動1-3，因此整個傳動的傳動比i總=6-120。n電=i總n電=25.5*（6-120）=153--3060可選電機轉速：*3、轉速：電機大（價高）56綜合考慮，選擇額定轉速：n電＝960rpm4、電機選擇結果：根據(jù)以上的功率和電機轉速范圍，查手冊最后選定電機型號為：Y132S－6相應的主要參數(shù)為Ped＝3KW、n電＝960rpm*綜合考慮，選擇額定轉速：n電＝960rpm*57（二）、總傳動比及分配總傳動比i總*（二）、總傳動比及分配總傳動比i總*582.傳動比分配選?。?2.傳動比分配選?。?59（三）、運動學計算（各軸P、n、T）P1＝P電′＝2.41KWP2＝P1ηV帶＝2.41×0.96＝2.31KW

P3＝P2η軸承η齒輪＝2.31×0.99×0.97＝2.22KWP4＝P3η軸承η鏈＝2.22×0.99×0.96＝2.11KW2.n1＝n電＝960rpmn2＝n1/iV帶=960/2.6=369.2rpmn3＝n2/i齒=369.2/4.14=89.2rpmn4＝n3/i鏈=89.2/3.5=25.5rpm*（三）、運動學計算（各軸P、n、T）2.n1＝603.*3.*61(一)、帶傳動設計[已知]：P1＝2.41KW、i＝2.6（n1＝960rpm、n2＝369.2rpm）、載荷平穩(wěn)、兩班制二、傳動件設計*(一)、帶傳動設計[已知]：二、傳動件設計*62一、帶型號P40圖4－8：

P1=2.41KW→Pd＝KA×P1

＝1.1×2.41＝2.65KWn1＝960rpm（P39表4－4：KA＝1.1）A型*一、帶型號P40圖4－8：A型*63二、帶輪計算直徑

P40表4－5或表4－6：

A型：Dmin＝75mm

取D1＝100mm則D2＝D1×i＝100×2.6=260mm

（圓整，取尾數(shù)為0或5）*二、帶輪計算直徑*64校驗傳動比誤差Checktheerrorofspeedratio*校驗傳動比誤差*65校驗速度

Checkperipheralvelocity*校驗速度

Checkperipheralvelocit66三、確定長度Ld和中心距a

Lengthofbeltandcentre-to-centredistanceOwingto：0.55（D1＋D2）+h≤a≤2（D1＋D2）→初取

a0＝D1＋D2

＝100+260＝360mm*三、確定長度Ld和中心距a*672.確定帶長度*2.確定帶長度*683.求實際中心距a

Thefinalcentre-to-centredistance

*3.求實際中心距a

Thefina