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文檔簡介

本章要求:了解帶傳動的主要類型,工作原理,特點和應用范圍;掌握普通V帶傳動的設計計算方法,強化標準意識;了解鏈傳動的組成、工作原理、特點和應用;掌握滾子鏈傳動計算方法。8.帶傳動和鏈傳動218.2帶傳動的主要型式8.1帶傳動的特點38.3帶傳動的受力分析8.帶傳動和鏈傳動48.4帶的應力分析58.5帶傳動的彈性滑動及傳動比68.6普通V帶傳動的設計計算78.7V帶輪的結構88.8帶的張緊和維護1110

8.11鏈和鏈輪8.10鏈傳動的特點128.12鏈傳動的主要參數(shù)及其選擇8.帶傳動和鏈傳動138.13鏈傳動的計算148.14鏈傳動的使用維護8.1帶傳動的特點主動輪

帶傳動的組成:帶從動輪工作原理:摩擦型帶傳動靠摩擦力嚙合型帶傳動靠嚙合傳遞運動和動力1)帶傳動的組成受力:靜止時,兩邊帶上的拉力相等。傳動時,由于傳遞載荷的關系,兩邊帶上的拉力將有一差值。拉力大的一邊稱為緊邊(主動邊),拉力小的一邊稱為松邊(從動邊)。主動輪從動輪帶8.1帶傳動的特點2)帶傳動的分類平帶傳動V帶傳動多楔帶傳動同步齒形帶傳動按傳動帶的截面分類:除齒輪傳動外,帶傳動是應用得最廣泛的一種傳動,V帶傳動是應用最廣的帶傳動。圓形帶8.1帶傳動的特點

優(yōu)點:(1)適用于中心距較大的場合;(2)緩沖吸振、傳動平穩(wěn)、噪聲?。唬?)過載時會打滑,能起保護作用;(4)結構簡單,成本低廉,對加工精度要求低。缺點:(1)傳動的外廓尺寸較大;(2)瞬時傳動比不恒定;(3)需張緊,軸和軸承受力較大;(4)傳動效率較低、帶壽命短;(5)不宜用于高溫、易燃易爆的場合。3)帶傳動的特點8.1帶傳動的特點

(1)帶傳動常用于傳遞75kW以下的功率;(2)帶的速度v一般為5-25m/s;(3)使用特種平帶的高速傳動,帶速可達到50m/s或更高。(4)平帶傳動的傳動比一般不大于3,個別情況下可達到5,V帶傳動和具有張緊輪的平帶傳動的傳動比可達到7(個別情況可達到10);(5)平帶傳動的效率η=0.92-0.98,平均可取η=0.95;V帶傳動的效率η=0.90-0.94,平均可取η=0.92。4)帶傳動的應用8.2帶傳動的主要型式開口傳動:兩軸平行、且同向轉動的場合。稱為開口傳動。應用最廣泛。交叉?zhèn)鲃樱焊淖儍善叫休S的回轉方向。帶在交叉處互相摩擦,加快磨損。使用時應選取較大的中心距和較低的轉速。半交叉?zhèn)鲃樱簜鬟f空間兩交錯軸的回轉運動,通常兩軸交錯角為90度。8.2帶傳動的主要型式開口傳動小帶輪包角和帶長:小帶輪包角:(8-1)兩帶輪的直徑不等時,包角也不相等,小帶輪包角較小。當其它條件相同時,小帶輪的包角越大,摩擦力就越大,則傳遞的轉矩就越大。帶的基準長度:(8-2)θ8.3帶傳動的受力分析F0F0F012O2O1F2F2F1F1FfFfF0工作時:帶與帶輪工作面摩擦,形成緊邊拉力F1和松邊拉力F2。不工作時:帶受初拉力F0有效拉力(8-3)緊邊拉力松邊拉力12O2O1帶傳動的受力情況:Ff:帶所受到的摩擦力(8-4)(8-5)帶傳動功率:8.3帶傳動的受力分析工作原理:借助帶與帶輪的張緊,使主動輪上的輸入功率轉化為帶兩邊的拉力差值F1-F2=F。從而克服從動輪上的阻力矩,帶動從動輪工作。帶傳動的工作原理、打滑:打滑:當F0、P及v一定時,帶能傳遞的圓周力F有個極限值。如果機器出現(xiàn)過載,即從動輪上產生圓周力不能克服的阻力矩,帶將沿輪面發(fā)生全面滑動,從動輪轉速急劇降低甚至停止轉動,這種現(xiàn)象稱為打滑。打滑副作用:使帶喪失工作能力、急劇磨損發(fā)熱。打滑是帶傳動的主要失效形式之一。8.3帶傳動的受力分析帶傳動的有效拉力分析:即將打滑時,帶上的摩擦力和有效拉力均達到最大,此時式中:-自然對數(shù)的底;-摩擦因數(shù)(V帶用當量摩擦因數(shù)代替)-帶在帶輪上的包角。柔韌體摩擦的歐拉公式由式可知,影響帶傳動的最大有效拉力Fc的因素及其影響趨勢如下:1)Fc與初拉力F0成正比2)Fc隨包角α、摩擦因數(shù)f的增大而增大。(8-6)(8-7)8-5和8-6聯(lián)立,整理得8.4帶的應力分析拉應力彎曲應力離心拉應力式中:ha-帶的中性層至最外層的距離,單位mm;dd-帶輪的基準直徑,單位mm;E-帶的彈性模量,單位MPa。帶的彎曲應力與基準直徑成反比,小輪上彎曲應力最大。因此對最小直徑加以限制。8.4帶的應力分析帶的最大應力(發(fā)生在緊邊進入小帶輪處)O1O2ABCDn1n2最大應力8.4帶的應力分析帶在變應力作用下工作,因此帶的耐久性取決于最大應力的大小和應力循環(huán)的總次數(shù)。最大應力越大,則允許的應力循環(huán)的總次數(shù)就越少。為保證帶有足夠的壽命,必須滿足一般情況下,彎曲應力所占的比例較大,它對帶的壽命影響更大。為此在確定小輪直徑時,應滿足(8-8)8.5帶傳動的彈性滑動及傳動比

彈性滑動是帶傳動的固有屬性,是不可避免的一種現(xiàn)象?;瑒勇蕦嶋H傳動比ε較小時,傳動比

由于帶的兩邊彈性變形不等所引起的帶與輪面的微量相對滑動稱為彈性滑動。(8-9)(8-10)彈性滑動的大小和帶的緊、松拉力差(有效拉力)有關。當帶的型號一定時,有效拉力越大,彈性滑動也越大。當外載荷對應的阻力大于小帶輪接觸弧上的全部摩擦力時,彈性滑動轉變?yōu)榇蚧4蚧菐鲃拥囊环N失效形式,應當避免。打滑的好處:過載保護8.5帶傳動的彈性滑動及傳動比V帶有多種類型:普通V帶、窄V帶、寬V帶、大楔角V帶、汽車V帶等類型。其中普通V帶應用最廣。8.6普通V帶傳動的設計計算1)V帶的結構組成:頂膠、抗拉體、底膠、包布。節(jié)線:彎曲時保持原長不變的一條周線。節(jié)面:全部節(jié)線構成的面。簾布芯結構繩芯結構包布頂膠抗拉體底膠節(jié)線節(jié)面8.6普通V帶傳動的設計計算1)V帶的結構FvFnFnV帶靠兩側面所產生的摩擦力工作兩側面的法向力兩側面的摩擦力為當量摩擦系數(shù),fv>f說明V帶的傳動的摩擦力比平帶大,能傳遞較大的功率8.6普通V帶傳動的設計計算2)普通V帶標準

φ=40?,h/bp≈0.7的V帶稱為普通V帶。已經標準化(GB/T11544-1997),見教材表8-1。bp:V帶中性層的寬度,稱為節(jié)寬。在V帶輪上,節(jié)寬在輪槽內相應位置的槽寬是帶輪的基準寬度bd(bd=bp,是帶輪與帶的基本尺寸);相對應的帶輪直徑稱為基準直徑dd。V帶在規(guī)定的張緊力下,位于帶輪基準直徑上的周線長度稱為基準長度Ld

。8.6普通V帶傳動的設計計算3)單根V帶能傳遞的功率帶的最大應力(發(fā)生在緊邊進入小帶輪處)O1O2ABCDn1n2最大應力帶傳動的主要失效形式:打滑和疲勞破壞8.6普通V帶傳動的設計計算3)單根V帶能傳遞的功率帶傳動設計的主要依據(jù):在保證不打滑的條件下,應使帶具有一定的疲勞強度和壽命。開始打滑時,最大圓周力F8.6普通V帶傳動的設計計算3)單根V帶能傳遞的功率單根V帶所能傳遞的最大功率為:∴8.6普通V帶傳動的設計計算3)單根V帶能傳遞的功率[σ]與帶的基準長度Ld、帶的速度v以及傳動比i等有關,可由實驗確定。表8-2a列出特定試驗條件:包角α=180°、載荷平穩(wěn)、特定基準長度的單根V帶所能傳遞的功率P0。由表8-2a可知,一定型號的單根V帶所能傳遞的功率值,隨小帶輪直徑dd1和帶速的增大而增加。8.6普通V帶傳動的設計計算3)單根V帶能傳遞的功率帶輪直徑dd1和dd2不同時,帶繞過大帶輪時的彎曲變形比繞過主動輪時的彎曲變形小,彎曲應力也小,可減緩帶的疲勞,延長帶的壽命。若規(guī)定i=1和i>1時帶具有相同的壽命,則時帶傳動可以傳遞更大的功率,于是引入ΔP0。單根普通V帶傳遞功率增量ΔP08.6普通V帶傳動的設計計算4)V帶傳動的設計步驟及方法初定中心距a帶輪基準直徑dd

帶速v傳動比i查表8-4(1)帶傳動的主要參數(shù)的范圍8.6普通V帶傳動的設計計算(2)已知條件及設計內容已知條件:工作條件和特定要求功率P帶輪轉速n1、n2傳動比i原動機類型設計內容:1、確定計算功率(表8-3)2、選擇V帶型號(圖8-10)3、確定帶輪基準直徑dd1,dd2,驗算帶速(表8-4及表8-2a)4、確定中心距a和帶的基準長度Ld(表8-1)5、驗算主動輪包角α16、確定帶的根數(shù)z(表8-2a,8-2b,8-5,8-6)7、確定帶的初力F08、計算作用在軸上的壓軸力8.6普通V帶傳動的設計計算(3)V帶傳動的設計步驟確定計算功率

P-傳遞的名義功率,KA-工作情況系數(shù),見表8-3。每天工作小使數(shù)(h)>1610~16<10>1610~16<101.41.31.21.31.21.1帶式輸送機(不均勻負荷),旋轉式水泵和壓縮機(非離心式),通風機>7.5kW),發(fā)電機,金屬切削機床,印刷機,旋轉篩,鋸木機和木工機械

載荷變動小

1.81.61.51.51.41.3破碎機(旋轉式,顎式等),磨碎機(球磨,棒磨,管磨)載荷變動很大1.61.31.41.1重載啟動1.31.11.51.41.2制磚機,斗式提升機,往復式水泵和壓縮機,起重機,磨粉機,沖剪機床,橡膠機械,振動篩,紡織機械,重載輸送機

載荷變動較大

1.21.21.0液體攪拌機,通風機及鼓風機(≤7.5kW),離心式水泵和壓縮機,輕負荷輸送機載荷變動最小空、輕載啟動KA

工況(8-12)8.6普通V帶傳動的設計計算(3)V帶傳動的設計步驟選擇V帶型號根據(jù)計算功率Pc和小帶輪轉速n1由圖8-10選型,Y,Z,A,B,C,D,E七種型號。如果位于兩種型號之間,應選下方的。8.6普通V帶傳動的設計計算(3)V帶傳動的設計步驟確定帶輪的基準直徑dd1和dd2初選小帶輪基準直徑dd1:根據(jù)V帶截型,參考表8-4及表8-2a選取dd1≥ddmin驗算帶速:一般以≈5~25m/s為宜.確定大帶輪基準直徑dd2

并按V帶輪的基準直徑系列表8-4適當圓整后確定。8.6普通V帶傳動的設計計算(3)V帶傳動的設計步驟確定中心距a和帶的基準長度Ld初選中心距a0計算所需基準長度,根據(jù)Ld0按帶型由表8-1中選取相近的基準長度Ld。計算實際中心距(8-14)8.6普通V帶傳動的設計計算(3)V帶傳動的設計步驟驗算小帶輪包角α1確定V帶的根數(shù)z(8-15)式中,P0:單根普通V帶的基本額定功率,查表8-2a;ΔP0:帶輪直徑dd1和dd2不同時,單根V帶能傳遞功率增量,表8-2bKα:包角系數(shù),小帶輪上的包角減小時對傳動能力的影響,表8-5KL:長度系數(shù),查表8-68.6普通V帶傳動的設計計算(3)V帶傳動的設計步驟初拉力F0的確定考慮離心力的不利影響,考慮包角的影響計算作用于軸上的徑向力(壓軸力)(8-17)(8-16)8.6普通V帶傳動的設計計算例8-1:設計一帶式運輸機,用普通V帶傳動。已知電動機功率為4kW(輕載啟動),轉速n1=1440r/min,傳動比i=3.2,每天工作8h,單向連續(xù)運轉。解:確定計算功率Pc

由表8-3可得KA=1.1,則Pc=KAP=1.1x4kW=4.4kW(2)選擇帶型根據(jù)Pc=4.4kW和n1=1440r/min由圖8-10選定A型帶。8.6普通V帶傳動的設計計算(3)確定帶輪直徑并驗算帶速確定小帶輪直徑dd1

。

由表8-4并結合表8-2a,確定dd1=90mm。2)驗算帶速vV=πdd1n1/(60x1000)=[π90×1440/(60×1000)]m/s=6.786m/s介于5-25m/s之間,所選dd1合適。3)計算大帶輪直徑dd2

。

dd2=idd1=3.2×90mm=288mm,按表8-4圓整為標準系列值dd2=280mm。8.6普通V帶傳動的設計計算(4)確定中心距及帶長3)計算實際中心矩2)計算帶長1)在

之間初選按表8-1選取標準長度8.6普通V帶傳動的設計計算(5)校核小帶輪包角8.6普通V帶傳動的設計計算(6)計算帶的根數(shù)Z由1)計算單根V帶實際額定功率故有查表8-2a得根據(jù)以及A型帶,分別查表8-5及表8-6可得,查表8-2b得2)計算V帶根數(shù)Z取4根。8.6普通V帶傳動的設計計算(7)確定拉力F0查表8-8得A型帶單位長度質量故(9)帶輪結構設計(略)(8)計算壓軸力8.7V帶輪的結構輪輻式----d>350mm;腹板式----中等直徑;帶輪的材料:常用鑄鐵,有時也采用鋼或塑料和木材。帶輪的結構實心式----直徑?。?.8V帶張緊和維護要保證帶傳動的正常工作,必須把帶張緊。張緊力不足,會使傳動能力下降,甚至發(fā)生打滑;張緊力過大,雖能提高傳動能力,但將使帶的壽命下降,并使作用在軸和軸承上的力增大。張緊力可按下式確定1)張緊力8.8V帶張緊和維護2)張緊裝置(1)調整中心距8.8V帶張緊和維護2)張緊裝置(1)調整中心距8.8V帶張緊和維護2)張緊裝置(2)采用張緊輪8.8V帶張緊和維護3)帶傳動維護

各帶輪的軸線應相互平行,各帶輪相對應的V型槽的對稱平面應重合,誤差不得超過20’。多根帶傳動時,為避免各根V帶的載荷分布不均,帶的配組公差應在規(guī)定的范圍內。參見GB/T13575.1-1992)

膠帶不宜與酸、堿或油等物質接觸;工作溫度不應超過60度。

8.8V帶張緊和維護3)帶傳動維護為了安全起見,帶傳動應置于鐵絲網或防護罩內。8.10鏈傳動的特點特點:具有中間撓性構件的嚙合傳動。優(yōu)點:可適應大中心距傳動,結構緊湊。承載能力大,作用于軸和軸承的力較小,傳動效率高,能保持準確的平均傳動比,能在高溫等惡劣環(huán)境下工作。缺點:鏈速及瞬時傳動比變化,工作時易產生動載荷和沖擊,傳動平穩(wěn)性差,有噪聲,無過載保護作用,安裝精度要求高。工作原理:靠鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。組成:主動鏈輪從動鏈輪鏈條動畫8.10鏈傳動的特點應用場合:傳動比準確,兩軸相距較遠,不宜采用齒輪的地方;或者有油不宜采用帶傳動的地方??梢栽趷毫拥臈l件下工作。廣泛應用于各種機器,農業(yè)機械、礦山機械、機床、起重運輸機械以及摩托車、自行車等。8.10鏈傳動的特點通常:鏈傳動的傳動比≤6;傳遞功率≤100kW;鏈條速度≤15m/s,(高速鏈可以達到20-40m/s)。8.11鏈和鏈輪1)

鏈的分類滾子鏈齒形鏈傳動鏈的類型8.11鏈和鏈輪2)滾子鏈的結構1-內鏈板;2-外鏈板;3-銷軸;4-套筒;5-滾子

內鏈板和套筒、外鏈板和銷軸均為過盈配合。套筒和銷軸為間隙配合。滾子自由地套在套筒上。鏈板做成“8”字形。參數(shù):節(jié)距p排距pt滾子直徑d1內鏈節(jié)內寬b1

銷軸直徑d2

已標準化見表8-9

單排鏈雙排鏈滾子鏈結構及尺寸8.11鏈和鏈輪2)滾子鏈的結構

開口銷彈簧鎖片過渡鏈節(jié)盡量避免采用奇數(shù)鏈節(jié)標記方法:鏈號-排數(shù)-整鏈鏈節(jié)數(shù)(鏈長)GB/T1243-1997接頭形式:8.11鏈和鏈輪3)齒形鏈的結構齒形鏈結構:齒形鏈是由許多齒形鏈板用鉸鏈聯(lián)接而成。p直邊直邊O60?齒形鏈板的兩側是直線,工作時鏈板的側邊與鏈輪齒廓相嚙合。鏈板的成形孔內裝入棱柱,兩棱柱相互滾動,可減小摩擦和磨損。8.11鏈和鏈輪3)齒形鏈的結構優(yōu)點:與滾子鏈相比,齒形鏈運轉平穩(wěn)、噪聲小、承受沖擊載荷的能力高。缺點:結構復雜、價格較貴、比較重。應用場合:多應用于高速(鏈速可達40m/s)、大功率或運動精度要求較高的場合。世界上最快的摩托車Ramsey無聲鏈驅動8.11鏈和鏈輪4)滾子鏈鏈輪主要參數(shù)鏈輪主要參數(shù):齒面圓弧半徑:re

齒溝圓弧半徑:ri

齒溝角:ααmin

、αmax鏈輪的節(jié)距:p----弦長分度圓直徑:df=d-d1

齒頂圓直徑:齒根圓直徑:國標規(guī)定最大值和最小值:鏈輪主要尺寸計算公式:pd1dreri360?Z

daαdf8.11鏈和鏈輪5)

鏈輪的結構鏈輪的結構實心式----小直徑8.11鏈和鏈輪1)

鏈的總類和結構孔板式----中等直徑鏈輪的結構實心式----小直徑8.11鏈和鏈輪1)

鏈的種類和結構組合式----大直徑,齒圈可更換??装迨?---中等直徑鏈輪的結構實心式----小直徑8.12鏈傳動的主要參數(shù)及其選擇R2O2vy2vxv1vy1vxR1O11)鏈條平均速度(m/s)2)平均傳動比分解因為即有

呈周期性變化為每一轉的平均值,因為各個鏈節(jié)是以折線形式繞在鏈輪上的8.12鏈傳動的主要參數(shù)及其選擇由上可見,雖然主動輪以ω1作勻速轉動,但瞬時鏈速卻呈周期性變化。鏈傳動由于多邊形嚙合所造成的運動不均勻性,稱鏈傳動的“多邊形效應”。

變化范圍越大,多邊形效應越嚴重;ω1越高,也會加重鏈傳動的運動不均勻性。分速度作周期性波動,導致鏈在工作時產生有規(guī)律的垂向振動。同理,可得從動輪的速度與角速度。8.12鏈傳動的主要參數(shù)及其選擇3)鏈輪的齒數(shù)z4)鏈節(jié)距p5)中心距a和鏈條長度小鏈輪的齒數(shù)z1越少,傳動的工作情況越差,一般情況下,可按表8-10選取。

Z1min≥

17,大鏈輪齒數(shù)z2=iz1≤120鏈節(jié)距是鏈傳動的主要參數(shù)。節(jié)距越大,承載能力越強,但傳動的尺寸、速度不均勻性、附加動載荷、沖擊和噪聲也增大,故應盡量選用小節(jié)距的鏈??砂磮D8-26確定。一般取a=(30-50)p。鏈條長度用鏈節(jié)數(shù)目表示Lp應圓整為整數(shù),最好是偶數(shù)。8.13鏈傳動的計算設計內容:1、確定鏈條型號、鏈節(jié)數(shù)Lp

和排數(shù);2、確定鏈輪齒數(shù)z1,z2

;結構、尺寸、材料;3、確定中心距a;壓軸力;潤滑方式和張緊裝置。1)已知條件及設計內容工作條件和傳動要求功率P帶輪轉速n1、n2原動機類型和載荷性質已知條件:8.13鏈傳動的計算2)鏈傳動的幾何尺寸計算(2)中心距(1)鏈的長度圓整并盡量采用偶數(shù)鏈節(jié),以避免用過渡鏈節(jié)聯(lián)接。8.13鏈傳動的計算3)鏈傳動的設計步驟(1)確定鏈輪齒數(shù)小鏈輪齒數(shù)可按表8-10選取大鏈輪齒數(shù)z2=iz1≤120-傳動功率-排數(shù)系數(shù),表8-14;-小鏈輪齒數(shù)系數(shù),見表8-13;式中:PKKKmzA-工作情況系數(shù),見表8-12;(2)確定計算功率Pc8.13鏈傳動的計算3)鏈傳動的設計步驟(3)鏈條型號、鏈節(jié)距p

滾子鏈型號根據(jù)計算功率Pc和小鏈輪轉速n1,查圖8-26得。8.13鏈傳動的計算3)鏈傳動的設計步驟(4)計算鏈節(jié)數(shù)Lp和中心距a

中心距可調整,則a≈a0初選鏈節(jié)數(shù)(5)計算鏈速v,確定潤滑方式

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