皮带轮设计与校核

皮带轮规格优化设计原则与方法

皮带轮规格优化设计原则与方法皮带轮是一种常见的传动装置，广泛应用于各种机械设备中。

合理设计皮带轮的规格可以提高传动效率、延长使用寿命，并降低设备故障率。

本文将探讨皮带轮规格优化的设计原则与方法。

一、选取合适的材料皮带轮的材料选择直接影响到其使用寿命和传动效率。

一般情况下，选择淬火齿轮钢或铸铁作为皮带轮的材料，具有较高的强度和硬度，能够承受较大的负荷和使用压力。

此外，材料的热处理也十分重要，通过适当的温度和时间控制可以进一步提高材料的强度和硬度。

二、确定皮带轮的直径皮带轮的直径直接影响到传动效率和传动比。

在设计过程中，需要综合考虑驱动电机的转速、传动带的宽度和张力等因素。

一般来说，皮带轮的直径越大，其传动效率越高，但同时也会增加设备的尺寸和重量。

因此，在确定皮带轮的直径时，需要在满足传动要求的基础上，尽可能选择较小的直径，以便节约空间和材料成本。

三、考虑皮带轮的齿数皮带轮的齿数是指其齿轮的数量，也与传动比有关。

传统方法是根据所需的传动比和带速来计算。

然而，在实际设计中，还需要考虑到传动带的最小齿数和弯曲半径等因素。

通常情况下，应选择满足最小齿数和最小弯曲半径的齿数组合，以确保皮带轮的正常运转和使用寿命。

四、优化皮带轮的结构除了考虑皮带轮的材料、直径和齿数外，还可以通过优化其结构来提高传动效率和减少噪声。

例如，使用轻量化的结构设计可以减小惯性，降低能量损耗；采用凸弧齿轮设计可以改善齿轮的接触性能，减小传动噪声。

此外，还可以通过加工精度和装配质量的提高来进一步改善传动性能。

五、进行仿真和试验验证在最后的设计阶段，可以通过使用计算机仿真软件或进行实际试验来验证皮带轮的设计方案。

通过仿真和试验可以评估传动效率、噪声水平、振动情况等指标，以进一步优化设计，并在实际应用中进行性能验证。

综上所述，皮带轮规格的优化设计是一个综合考虑材料、直径、齿数和结构等因素的过程。

合理选择材料、确定直径和齿数，优化结构，并通过仿真和试验验证，可以提高皮带轮的传动效率和使用寿命，从而为机械设备的正常运行提供可靠的支持。

皮带轮课程设计

工程软件力学综合训练课程设计姓名余开学学号11530114专业班级工程力学2011级1班学院理学院指导教师马永斌滕兆春李清禄时间2014 年秋季学期1、课题背景皮带轮在机械中应用广泛，皮带轮的刚度和强度要求与工作安全紧密连，因此分析校核皮带轮的刚度强度很有必要。

2、材料单元材料类型Q235钢弹性模量E 200GPa单元类型SOLID45 泊松比v 0.33、模型处理由于皮带轮是轴对称图形，我把皮带轮圆周八等分，先分析处理1/8模型，然后拓展到整个皮带轮。

在皮带轮轴孔内表面施加XYZ方向约束，皮带轮只能绕轴旋转。

在与皮带接触的凹槽内表面两侧施加法向压力，使皮带轮模拟真实情况。

4、命令流FINISH/clear/prep7!1.建立立体模型*SET,dd,200*SET,fai,38*SET,b,13*SET,z,4*SET,s,14*SET,ha,3*SET,hf,9*SET,e,15*SET,f,10*SET,ks,8*SET,r1,0.5*SET,r2,1.0*SET,r3,1.5*SET,dta,6*SET,c1,2*SET,c2,2*SET,pd,25*SET,d0,24*SET,d1,1.9*d0 *SET,s1,1.5*s *SET,s2,0.5*s*SET,l,2*d0*SET,da,dd+2*ha*SET,ub,(z-1)*e+2*f*SET,rk1,dd/2-hf-dta-0.5*(ub-s)/pd-s2*SET,rk2,d1/2+0.5*(l-s)/pd+s1*SET,rk,(rk1-rk2)/2*SET,dk,rk1+rk2*afun,deg*SET,y0,hf+ha*SET,b0,b-2*tan(fai/2)*ylocal,12,0,-ub/2,dd/2-hfk,,0,y0k,,f-b/2,y0k,,f-b0/2*do,i,1,z-1*SET,x0,f+(i-1)*ek,,x0+b0/2k,,x0+b/2,y0k,,x0+e-b/2,y0k,,x0+e-b0/2*enddok,,ub-f+b0/2k,,ub-f+b/2,y0k,,ub,y0*get,kp1,kp,0,num,max*do,i,1,kp1-1l,i,i+1*enddo*get,l1,line,0,num,max*do,i,1,z*SET,j,4*(i-1)lfillt,j+1,j+2,r1lfillt,j+2,j+3,r2lfillt,j+3,j+4,r2lfillt,j+4,j+5,r1*enddocsdele,12kdele,sksel,invekdele,allallselnumcmp,allcm,l1cm,linecsdele,12ksll,sksel,invekdele,allallselnumcmp,allcm,l1cm,line*get,kp1,kp,0,num,max *SET,y0,dd/2-hf-dta k,,-ub/2,y0+c1-c1/pd k,,-ub/2+c1,y0-c1/pd k,,-s/2,y0-0.5*(ub-s)/pd k,,-s/2,d1/2+0.5*(l-s)/pd k,,-l/2,d1/2k,,-l/2,d0/2+c2k,,-l/2+c2,d0/2l,1,kp1+1*do,i,kp1+1,kp1+6l,i,i+1*enddolsel,s,loc,y,y0-c1/pd,d1/2 +0.5*(l-s)/pd*get,l1,line,0,num,min *SET,l2,lsnext(l1) lfillt,l1,l2,r3lsel,alllfillt,l2,l2+1,r3 cmsel,u,l1cmlsymm,x,allksel,s,loc,y,d0/2*get,kp1,kp,0,num,min *SET,kp2,kpnext(kp1) l,kp1,kp2allselnummrg,all numcmp,allal,all*get,kp1,kp,0,num,max k,kp1+10,-uB/2k,kp1+20,ub/2vrotat,all,,,,,,kp1+10,kp1 +20,,kskdele,kp1+10,kp1+20,10 cm,v1cm,voluwpoff,ub/2wprota,,,90*SET,x0,dk/2*sin(180/ks)*SET,y0,dk/2*cos(180/ks)cyl4,x0,y0,rk,,,,-ub*get,v1,volu,,num,maxcswpla,12,1vgen,ks,v1,,,,360/kscmsel,u,v1cmcm,v2cm,voluallselvsbv,v1cm,v2cmcsdele,12wpcsysnumcmp,all/view,1,1,1,1/ang,1,-90,ys,1vplot!2.定义单元和设置参数ET,1,SOLID45MPTEMP,,,,,,,,MPTEMP,1,0MPDATA,EX,1,,2E11MPDATA,PRXY,1,,0.3MSHAPE,1,3DMSHKEY,0!3.切割1/8模型FLST,2,8,6,ORDE,2FITEM,2,1FITEM,2,-8VCLEAR,P51XVPLOTFLST,2,7,6,ORDE,2FITEM,2,1FITEM,2,-7VDELE,P51X, , ,1!4.网格划分CM,_Y,VOLUVSEL, , , , 8CM,_Y1,VOLUCHKMSH,'VOLU'CMSEL,S,_YVMESH,_Y1CMDELE,_YCMDELE,_Y1CMDELE,_Y2FINISH!5.添加约束和作用力/SOLAPLOTFLST,2,56,5,ORDE,4FITEM,2,307FITEM,2,-358FITEM,2,437FITEM,2,-440DADELE,P51X,ALLFLST,2,1,5,ORDE,1FITEM,2,349DA,P51X,ALL,FLST,2,8,5,ORDE,8FITEM,2,310FITEM,2,314FITEM,2,318FITEM,2,322FITEM,2,326FITEM,2,330FITEM,2,334FITEM,2,338SFA,P51X,1,PRES,1000!6.求解SOLVEFINISH!7.拓展wpro,,,90.000000CSWPLA,11,1,1,1,/EXPAND,8,LPOLAR,FULL,,360/8,, ,RECT,FULL,,,, ,RECT,FULL,,,,/REPLOT EPLOTFINISH5、模型处理图形图5.1 1/8模型网格划分图5.2 力作用面图5.3 约束和受力方向6、位移应力分析云图图6.1 1/8局部应力图图6.2 1/8局部位移图图6.3 整体应力图图6.4 整体位移图7、数据分析本模型采用的是Q235钢，查资料，Q235钢的许用应力在120MPa左右。

轮系设计和校核计算(参考)

DA471发动机前端附件驱动系统设计与计算摘要:发动机前端附件传动系统设计的优劣，将直接影响发动机附件的性能及其工作可靠性，进而影响到整机的技术指标。

因此,其设计和开发也越来越引起人们的重视。

附件传动系统是利用带与带轮之间的摩擦力，将发动机的动力传递给附件并使其在合适的转速下运转。

本文结合XXX发动机前端轮系的开发，着重介绍了多楔带的结构及特点。

对发动机多楔带轮系的设计问题进行了探讨，提出了在设计过程中应重点考虑的问题。

关键词: 多楔带、发动机、速比、张紧力、发电机1、多楔带轮系的结构特点传统汽车发动机前端附件传动系多采用V型带传动，但由于其弯曲性能较差，传动的附件较少，已无法满足现代汽车在较小空间内传动多个附件的要求。

两者的主要区别在于多楔带由多个微型三角带组成，传动方式主要包括V 型带传动和多楔带传动。

与V型带相比，多楔带具有以下优点：●传动扭矩大，寿命长；●可以背面传动；●张紧拉力不容易丧失，调整次数少；●传动效率高；●一根带传动轮的数量多，减小了发动机的轴向长度；●可以采用自动张紧机构，无需调整；●带轮直径可尽可能减小。

●2、多楔带的结构多楔带的结构如图1所示。

图1 多楔带的结构它是由楔胶、芯线和顶布三部分构成。

多楔带沿回转方向的楔峰保证了带与带轮良好的接触和摩擦性能, 并使其在整个带宽上受力分布均匀。

楔胶部分的材料一般为氯丁橡胶, 并带有横的沿回转方向的纤维, 使其接触面具有良好的耐磨性、耐油性以及低噪声特性。

芯线为高强度、小延伸率的聚脂绳。

皮带在外力伸长的多少主要与芯线有关，它在整个宽度上以专门的包入技术连续缠绕, 并与楔胶部分牢固结合。

顶布材料也是耐磨的带有增强纤维的氯丁橡胶。

它不仅是芯线的坚固保护层, 而且能够使用背部作为平型带传动。

多楔带分为五种标准断面, PH、PJ、PK、PL、PM 通常根据所要传递的功率大小和速度大小选择多楔带的断面型式。

PK 型带为汽车发动机附件传动通用带型。

皮带轮设计要点

带传动设计说明书学院：班级：姓名：学号：原始数据如下：项目参数电机功率 3.0KW电机转速 1430rpm减速器输入轴转速614rpm电机型号 Y100L2-4减速器中心高 125mm根据电机型号查得其参数如下：型号 Y100L2-4额定功率 3.0KW额定电流 6.8A转速 1430rpm轴伸端直径28mm1. 普通V 带传动的设计计算1.1 确定计算功率计算功率ca P 是根据传递的功率P 和带的工作条件而确定的：P K P A ca =。

其中，已知KW P 0.3=。

（表8-8）根据表8-8得：1.1=A K 。

KW P K P A ca 3.331.1=⨯==KW P ca 3.3=1.2 V 带带型的选择已知计算功率KW P ca 3.3=，小带轮转速rpm n 14301=，然后根据表8-11得：V 带的带型为A 型带。

1.3 确定带轮的基准直径d d 并验算带速v 1.3.1 初选小带轮的基准直径1d d 由1.2得V 带为A 型带，然后根据表8-7和表8-9得： mm d d 1001=，同时满足mm d d d d 75min1=≥）（。

槽型 Y Z A B C D Ed 20 50 75 125 200 355 500 表8-71.3.2 验算带速v 因为带速不宜过低或过高，一般应使s m v /25~5=，最高不超过s m /30，所以应该进行带速v 的验算。

根据公式10006011⨯=n d v d π得：s m n d v d /49.7100060143010010006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ，满足条件。

1.3.3 计算大带轮的基准直径根据公式12d d id d =可得2d d 。

V 带为A 型带mm d d 1001=s m v /49.7= 满足条件（腹板式）由图8-14的经验公式，可确定：m md L m mB C m mC m m f e z B m m h d d m md m m d d m md a d a d 5.50288.1)2~5.1(84861)41~71(1489215)13(2)1(5.10575.2210021002.53289.1)2~8.1(281=⨯===⨯=='==⨯+⨯-=+-==⨯+=+===⨯=== 小带轮和轴之间采用平键连接，根据轴的直径mm d 28=，查表GB/T1095-2003可得：mm h mm b 7,8==。

皮带轮设计

皮带轮设计
皮带轮是一种用于传递动力和转动的装置，常见于各种机械和工业设备中。

皮带轮设计的主要目标是确保传动的平稳、高效和可靠。

首先，皮带轮设计需要根据实际的传动需求确定合适的尺寸和形状。

尺寸的选择包括直径、宽度和轮缘的形状等。

尺寸设计需要考虑到所传递的功率、转速和扭矩等参数，以确保轮子能够承受所需的负载。

同时，为了避免皮带滑动或断裂，轮缘的形状也需要设计得合理。

其次，皮带轮设计还需要考虑轮子的材质和制造工艺。

轮子的材质通常选用的是金属或合金材料，如铸铁、钢或铝等。

材料的选择需要根据所传递的负载和环境条件来确定，以确保轮子具有足够的强度和耐磨性。

制造工艺方面，常见的方法包括铸造、加工和焊接等。

根据实际情况，选择合适的制造工艺，确保轮子制造的精度和质量。

此外，皮带轮设计还需要考虑轮子的安装和连接方式。

安装方式包括螺栓固定、轴套安装等。

连接方式可以通过齿轮、滑键等方式进行。

这些设计要考虑到轮子和其他部件之间的配合度、稳定性和可靠性，以确保传动装置的正常运行。

最后，皮带轮设计还需要考虑轮子的平衡和动态特性。

对于高速运转的皮带轮，平衡是非常重要的，可以通过加重或去重等方式来实现轮子的平衡。

对于频繁启动和停止的应用，轮子的动态特性也需要考虑，可以通过增加减震装置来改善传动的平
稳性。

总之，皮带轮设计需要综合考虑传动需求、材质选择、制造工艺、安装和连接方式以及平衡和动态特性等因素。

只有在全面考虑各种因素的基础上，才能设计出高效、稳定和可靠的皮带轮。

1.16
z取2
3.64,Z取4
V带单位长度质量q/（kg/m）
见表5-2
0.06
0.07
单根V带的初拉力
51.08
93.2
轴上的压力
407.1
369.6
设计方案评价
考虑传动结构的紧凑性及合理的V带根数等
好
不好
工况系数
见表5-9
1.1
计算功率
1.65kw
初选V带型号
见图5-9、图5-10
Z型
SPZ型
小轮直径 /mm
见表5-10及推荐值
50
63
验算带速V/（m/s）
，一般应取标准值
0.18
2.26
从动轮转速误差
应不超过
0
0
初定中心距
推荐：
164
180
初算带长 /mm
450
500
选定基准长度
见表5-6，表5-7
436
450
定中心距a/mm
164
180
验算包角
，
170
165
单根带基本额定功率
见表5-5
0.39
kw
1.35
kw
传动比i
1
1
功率增量
见表5-4，表5-5
0.026
0.22
长度系数
见表5-6，表5-7
0.94
1.11
包角系数
见表5-8
0.98
0.965
单根带许用功率
1.42
0.453
V带根数z，不ຫໍສະໝຸດ 超过推荐轮槽数第4.1
（1）计算功率Pc
式中， ———工况系数，查《机械设计》P 107表5-9,由于工作机工作平稳，且原动机一天运转<10h，故取 =1.1

皮带轮设计

皮带传动主要有：平皮带、三角带、同步齿型带三种，三种皮带都有国家标准，但是皮带轮因传动比、功率的变化较大，没有完全对应的国家标准或国家标准无法涵盖所有内容，但国家标准确定了选用范围、使用条件、设计方法等内容。

例如：国家标准规定了三角皮带的型号有O、A、B、C、D、E、F七种型号，相应的皮带轮轮槽角度有三种34°、36°、38°，同时规定了每种型号三角带对应每种轮槽角度的小皮带轮的最小直径，但大皮带轮未作规定。

皮带轮的槽角分34度、36度、38度，具体的选择要根据带轮的槽型和基准直径选择；皮带轮的槽角跟皮带轮的直径有关系,不同型号的皮带轮的槽角在不同直径范围下的推荐皮带轮槽角度数如下：一、O型皮带轮在带轮直径范围在50mm～71mm时为34度；在71mm～90mm时为36度，>90mm时为38度；A型皮带轮在带轮直径范围在71mm～100mm时为34度，100mm～125mm时为36度；>125mm时为38度；二、B型皮带轮在带轮直径范围在125mm～160mm时为34度；160mm～200mm时为36度，>200mm时为38度；三、C型皮带轮在带轮直径范围在200mm～250mm时为34度，250mm～315mm时为36度，>315mm时为38度；四、D型皮带轮在带轮直径范围在355mm～450mm时为36度，>450mm时为38度；五、E型500mm～630mm时为36度，>630mm时为38度。

三角带的型号有：普通型O A B C D E 3V 5V 8V，普通加强型AX BX CX DX EX 3VX 5VX 8VX，窄V带SPZ SPA SPB SPC，强力窄V带XPA XPB XPC；三角带的每一个型号规定了三角带的断面尺寸，A型三角带的断面尺寸是：顶端宽度13mm、厚度为8mm；B型三角带的断面尺寸是：顶端宽度17MM，厚度为10.5MM；C型三角带的断面尺寸是：顶端宽度22MM，厚度为13.5MM；D型三角带的断面尺寸是：顶端宽度21.5MM，厚度为19MM；E型三角带的断面尺寸是：顶端宽度38MM，厚度为25.5MM。

圆弧齿皮带轮结构设计

圆弧齿皮带轮结构设计一、皮带轮尺寸设计根据使用需求，确定皮带轮的尺寸大小。

考虑到传递功率、转速以及安装空间等因素，确定皮带轮的直径、宽度、厚度等主要尺寸。

同时，根据传动要求，确定皮带轮的齿数、齿形等细节尺寸。

二、皮带轮材料选择根据使用环境、传递功率等因素，选择合适的材料。

常用的材料包括铸铁、铸钢、铝合金等，根据实际情况进行选择。

同时，考虑到耐磨性、耐高温性等因素，选择合适的表面处理方式，如喷涂、渗碳等。

三、皮带轮结构设计根据皮带轮的尺寸和材料，设计皮带轮的结构。

考虑到圆弧齿的特性，设计出合适的齿形和结构，确保皮带轮在传递动力时具有较好的平稳性和耐用性。

同时，设计合适的键槽、孔位等结构，方便安装和调整。

四、皮带轮制造工艺设计根据选择的材料和结构设计，确定合适的制造工艺。

考虑到铸造、加工、热处理等环节，设计出合理的工艺流程，确保皮带轮的制造质量和效率。

五、皮带轮动力学分析通过动力学分析，了解皮带轮在运行过程中的受力情况，为强度校核提供依据。

通过模拟分析，得出皮带轮的转速、受力等数据，优化设计，提高皮带轮的运行效率和稳定性。

六、皮带轮强度校核根据动力学分析结果，对皮带轮进行强度校核。

考虑到皮带轮在运行中承受的载荷和转速等因素，通过应力分析、疲劳寿命等计算方法，确定皮带轮的强度是否满足要求。

七、皮带轮优化设计根据强度校核结果，对皮带轮的结构和尺寸进行优化设计。

考虑到提高传动效率、降低噪音等因素，对齿形、齿数等进行优化，同时调整皮带轮的尺寸关系和平衡状态。

经过优化后的设计能够提高皮带轮的性能和质量。

八、皮带轮成品检测对制造完成的皮带轮进行检测，确保满足设计要求和使用性能。

通过检测成品的质量、尺寸精度、运行平稳性等指标，验证设计效果和制造质量是否符合预期。

同时，进行疲劳试验等可靠性测试，确保皮带轮在实际使用中的稳定性和耐用性。

发动机曲轴皮带轮螺栓强度校核

曲轴皮带轮螺栓强度校核0 引言发动机运行过程中，曲轴、皮带轮和曲轴链轮是通过它们之间的接触面摩擦力进行力矩的传递，进而带动曲轴前端的一系列轮系进行转动。

曲轴皮带轮螺栓作为连接曲轴、皮带轮和曲轴链轮的紧固件，其强度对曲轴、皮带轮和曲轴链轮的有效连接起着至关重要的作用。

若曲轴皮带轮螺栓提供的夹紧力在曲轴和皮带轮及曲轴链轮之间形成的摩擦力矩，不足以传递它们之间的相对转动力矩，则曲轴、皮带轮和曲轴链轮之间会产生打滑现象，从而造成发动机运行失效。

因此对曲轴皮带轮螺栓的强度进行校核，是发动机前期开发必不可少的一个环节。

本文以某型号发动机为例，说明曲轴皮带轮螺栓的校核过程。

曲轴皮带轮螺栓规格如表1所示。

1 发动机前端负载分析发动机前端负载包括发电机驱动扭矩、水泵驱动扭矩、机油泵驱动扭矩、进排凸轮轴驱动扭矩、真空泵驱动扭矩、空调压缩机驱动扭矩和曲轴前端扭振力矩等。

其中，发电机、水泵和空调压缩机的驱动扭矩通过皮带传递到曲轴皮带轮上。

真空泵和进排气凸轮轴的驱动扭矩通过链条传递，与直接通过机油泵转子传递的机油泵驱动扭矩一起传递到曲轴链轮上。

由于曲轴系统在运转过程中会产生扭振，因而曲轴前端会产生附加的扭振力矩。

在发动机运行过程中，随发动机转速不同，上述各轮系的负载变化也不相同。

因此需要逐一转化各轮系的驱动扭矩到相同的发动机转速下进行叠加，才能得到随曲轴转速的发动机前端需要传递的最大扭矩。

因而，也产生了3个摩擦接触面（图2），从左到右依次为：曲轴皮带轮螺栓头底面与曲轴皮带轮摩擦面，曲轴皮带轮与曲轴链轮摩擦面，以及曲轴链轮与曲轴摩擦面。

这3个摩擦接触面都是端面接触。

2 发动机前端负载叠加计算各轮系部件随各自转速的驱动扭矩，需要转化为随曲轴转速变化的扭矩，才能进行叠加计算。

下面以水泵皮带轮为例，说明转化的过程。

水泵转速与曲轴转速的对应关系为：同理，可得各轮系部件转化成曲轴的转速。

将曲轴转速下的各轮系部件扭矩对应相加，得到曲轴前端的总扭矩（表2）。

V带轮结构设计张紧装置校核计算

1 V带轮结构设计和张紧装置一、V带轮设计1、V带轮设计的要求质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工(表面粗糙度一般应为3.2)，以减小带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀。

2、带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200；转速较高时宜采用铸钢(或用钢板冲压后焊接而成)；小功率时可用铸铝或塑料。

3、结构形式铸铁制V带轮的典型结构形式有三种：(a)实心式(b)腹板式(c)轮辐式图5-11 带轮的结构形式(1)实心式：带轮基准直径小于3d(d为轴的直径)时；(2)腹板式：带轮基准直径小于300～350mm时；(3)轮辐式：带轮基准直径大于300～350mm 时。

带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径选择结构形式，并根据带的型号及根数确定轮缘宽度，根据带的型号确定轮槽尺寸(表5-9)。

表5-9 V 带轮的轮槽尺寸项目符号槽型YZSPZA SPAB SPBCSPC DF节宽 b p5.3 8.5 11.0 14.019.0 27.0 32.0 基准线上槽深h amin 1.6 2.0 2.753.54.8 8.19.6 基准线下槽深h fmin 4.77.09.08.711 10.814 14.319 19.9 23.4槽间距 e 8±0.3 12±0.3 15±0.319±0.425.5±0.537±0.6 44.5±0.7第一槽对称面至端面的距离 f7±1 8±1 最小轮缘厚 δmin55.56 7.5 10 12 15带轮宽 B B =（z -1）e +2f z -轮槽数外径 d ad a =d d +2h a轮槽角32° 相应的基准直 ≦60 _____ _ 34° _≦80 ≦118 ≦190 ≦315 _ _ 36° >60____≦475≦600φ38°径dd_>80>118>190>315>475>600极限偏差±１°±30'二、V带传动的张紧装置各种材质的V带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一定时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛，使初拉力降低。

皮带轮设计 (2)

皮带轮设计1. 简介皮带轮是一种常用的机械传动装置，广泛应用于机械设备中，用于实现动力传递和转动部件的同步运动。

本文将介绍皮带轮的设计原理、选材要求、几何参数计算以及设计注意事项。

2. 设计原理皮带轮的设计原理主要涉及动力传递和转动部件的同步运动。

通常，皮带轮由两个主要部分组成：轮盘和轮心。

轮盘是带动皮带转动的部分，通常由金属材料制成，具有一定的强度和耐磨性。

轮心用于连接轮盘和轴，起到固定和传递动力的作用。

皮带轮的设计需考虑以下几个方面：2.1 动力传递皮带轮通过与皮带的摩擦力来传递动力。

因此，在设计过程中，需要根据机械系统的要求确定所需的传递功率和转速比。

同时，要根据传递功率和转速比来选择合适的材料和尺寸。

2.2 轴向力和径向力皮带轮在运行过程中会产生轴向力和径向力。

轴向力是指由于皮带的张力而在轴承上产生的力，而径向力则是指由于皮带的侧向力而在轴承上产生的力。

在设计过程中，需要根据轴向力和径向力来确定轴承的类型和尺寸，以保证皮带轮的正常运行。

2.3 平衡性为了保证皮带轮在高速运转时的平衡性，设计时需要考虑轮盘和轮心之间的连接方式以及轮盘的结构。

通常，可以采用键槽和键来连接轮盘和轮心，以确保其稳定性和平衡性。

3. 选材要求在选择皮带轮的材料时，需要考虑以下几点：3.1 强度和耐磨性由于皮带轮在运行过程中会承受较大的力和摩擦，所以选材时需要考虑其强度和耐磨性。

通常，可以选择高强度金属材料，如碳钢、合金钢或铸钢。

3.2 寿命和可靠性皮带轮的寿命和可靠性也是选材的重要考虑因素。

为了延长使用寿命和提高可靠性，可以选择耐磨性较高的材料，并注意表面处理，如热处理、涂层等。

3.3 轻量化和低摩阻在一些高速机械设备中，轻量化和低摩阻也是重要的要求。

因此，在选材时可以考虑使用轻质的材料，如铝合金或镁合金，并进行表面处理，以减小摩擦损失。

4. 几何参数计算设计皮带轮的几何参数需要根据传递功率、转速和皮带类型来计算。

发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程

发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程1. 引言1.1 背景介绍发动机是车辆的核心部件，而曲轴皮带轮作为发动机的重要组成部分，对发动机的性能和稳定性起着关键作用。

曲轴皮带轮的设计是否合理和匹配是否正确，直接影响着发动机的工作效率和寿命。

随着汽车工业的发展，对发动机的要求也越来越高，如何设计一套合理的曲轴皮带轮正向匹配方案成为了发动机设计中的一个关键问题。

对曲轴皮带轮的设计流程进行研究和总结是非常必要和重要的。

本文将介绍关于发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程的相关内容，包括设计要求、材料选择、几何参数确定、结构分析和匹配验证等方面。

通过对这些内容的研究和探讨，可以为发动机设计和生产提供一定的参考和指导，进一步提高发动机的性能和可靠性。

【背景介绍结束】1.2 研究意义发动机曲轴皮带轮正向匹配设计是发动机设计中至关重要的一环。

研究发动机曲轴皮带轮正向匹配设计的意义在于确保发动机在运行过程中的稳定性和可靠性。

通过合理设计曲轴皮带轮的结构和材料选择，可以有效减少发动机运行时的振动和噪音，提高发动机的工作效率和性能。

正确匹配曲轴皮带轮可以减少零部件之间的磨损，延长发动机的使用寿命，降低维护成本。

发动机曲轴皮带轮正向匹配设计对于减少能量损失和提高燃油效率也有着重要的意义。

通过合理设计曲轴皮带轮的几何参数，可以使发动机在工作过程中能够更高效地转化能量，减少能量的浪费。

这样不仅可以降低发动机的运行成本，还可以减少对环境的影响，符合现代社会对于节能减排的要求。

深入研究发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程，不仅有助于提高发动机的可靠性和性能，还有助于节能减排，符合可持续发展的要求。

【研究意义】的重要性不言而喻，对于整个发动机工程领域具有深远的意义。

2. 正文2.1 设计要求设计要求是指在进行发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程时，需要考虑到的基本条件和需求。

设计要求包括关于匹配设计的性能指标，如传动效率、工作可靠性和使用寿命等方面的要求。

发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程

发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程全文共四篇示例，供读者参考第一篇示例：发动机曲轴皮带轮正向匹配设计流程发动机是整个汽车的心脏，而曲轴皮带轮作为发动机的一个重要组成部分，其正向匹配设计是确保发动机运转正常、平稳的关键因素之一。

在设计曲轴皮带轮时，需要考虑到多个因素，并且按照一定的流程进行设计和匹配，以确保其性能和可靠性。

下面将介绍一下发动机曲轴皮带轮正向匹配设计的流程。

一、确定设计需求在进行曲轴皮带轮的正向匹配设计之前，首先需要确定设计的需求。

包括发动机的功率、转速范围、扭矩要求等。

这些需求将直接影响到曲轴皮带轮的设计参数，如直径、齿数、材料等。

二、选取合适的材料曲轴皮带轮一般由铝合金、钢铁等材料制成。

选择合适的材料对于曲轴皮带轮的使用寿命、刚度、轻量化等都有重要影响。

需要根据设计需求和成本考虑选取合适的材料。

三、确定曲轴皮带轮的尺寸和参数根据设计需求和选取的材料，确定曲轴皮带轮的尺寸和参数。

包括外径、内径、长度、齿数、齿距等。

曲轴皮带轮的尺寸和参数必须要与发动机曲轴、皮带等配套部件匹配，确保安装和传动正常。

四、进行强度分析在确定曲轴皮带轮的尺寸和参数后，需要进行强度分析。

主要包括承载能力、抗疲劳性能等。

通过有限元分析等手段，对曲轴皮带轮的强度进行评估，保证其在使用过程中不会出现开裂、变形等问题。

五、进行动力学分析除了强度分析外，还需要进行动力学分析。

主要包括惯性力、动平衡、动态配重等。

通过分析曲轴皮带轮在高速旋转时的动力学性能，可以保证其传动平稳、不产生振动和噪音。

六、优化设计方案根据强度分析和动力学分析的结果，对曲轴皮带轮的设计方案进行优化。

可能需要调整尺寸和参数，改变材料，进行重整设计等。

优化设计方案可以提高曲轴皮带轮的性能和可靠性。

七、进行样机试验在确定最终的设计方案后，需要制作样机进行试验。

通过试验，可以验证设计方案的可行性和稳定性。

根据试验结果对设计进行调整，直至满足设计需求为止。

八、进行生产和测试最终确定好设计方案后，进行生产和测试。

皮带轮规格对传动系统的能耗分析与优化

皮带轮规格对传动系统的能耗分析与优化传动系统在各种机械设备中起着至关重要的作用，而皮带轮则是其中的核心组成部分之一。

皮带轮的选择与规格对传动系统的能耗有着直接的影响。

本文将对皮带轮规格对传动系统能耗的影响进行详细的分析，并探讨如何进行优化，以降低能耗、提高传动效率。

一、皮带轮规格对传动系统能耗的影响传动系统的能耗主要受到皮带轮的摩擦损失和转动惯量的影响。

因此，在选择皮带轮规格时，需要考虑以下几个方面：1. 皮带轮直径：皮带轮直径直接影响到传动系统的速度比，过大或过小的直径都会导致能耗的增加。

过大的直径会增加皮带的张力，增大摩擦损失；而过小的直径则会导致皮带受到过大的张力，降低传动效率。

因此，在选择皮带轮直径时，应根据实际需求和工作环境来综合考虑。

2. 材料选择：不同材料的皮带轮具有不同的摩擦系数和磨损性能。

一般来说，耐磨性好、摩擦系数低的材料能够降低能耗。

常用的材料有铝合金、钢铁等，选择合适的材料可以减小摩擦损失，提高传动效率。

3. 轮槽形状：轮槽形状会直接影响皮带与轮的紧密程度和摩擦力。

传统的V型轮槽通常能够提供比较好的传动效率，但在高速传动系统中容易产生皮带的跳动和噪音。

而近年来流行的平底硬料带则能够减小摩擦损失，提高传动效率。

二、如何进行能耗优化为了降低传动系统的能耗，需要对皮带轮的规格进行优化。

以下是一些常用的优化措施：1. 合理选择直径：通过计算和实验确定合适的皮带轮直径，使得传动系统的速度比在满足要求的前提下尽可能接近1，以降低张力和摩擦损失。

2. 优化材料选择：根据实际工况和要求，选择耐磨性好、摩擦系数低的材料，以减小摩擦损失。

3. 采用新型轮槽形状：考虑使用平底硬料带或其他新型轮槽设计，以减小摩擦和噪音。

4. 使用轮辐设计：对于大型传动系统，可考虑使用轮辐设计，通过辐射状结构减小轮辐的转动惯量，降低能耗。

总结起来，皮带轮规格对传动系统的能耗有着重要的影响。

合理选择直径、优化材料和采用新型轮槽形状，可以有效降低传动系统的能耗，提高传动效率。

主斜井皮带运输校核计算

主斜井皮带运输校核计算一、前言主斜井皮带运输是煤矿生产中的重要环节，对其进行可靠的校核计算能够保障煤矿生产的安全与稳定。

本文档将介绍主斜井皮带运输校核计算的方法与步骤。

二、计算方法主斜井皮带运输校核计算主要涉及到以下几个方面：1.皮带强度的校核：主要考虑皮带的强度与荷载之间的关系，通常采用带式输送机使用负荷和力矩计算方法进行。

2.皮带拉伸的校核：考虑到皮带在输送过程中会拉伸，需要校核其拉伸量是否超过允许值，通常采用运行状况下皮带拉长计算方法。

3.皮带侧向稳定性的校核：若皮带工作时出现偏移，将会影响其可靠性与使用寿命，因此需要对其侧向稳定性进行校核，通常采用含有模型力所描述的输送机侧向稳定性计算方法。

4.皮带轮系的校核：皮带轮系是带式输送机中的重要组成部分，需要对其进行校核以保证其可靠性与使用寿命，通常采用带式输送机轮系计算方法进行。

三、计算步骤主斜井皮带运输校核计算的具体步骤如下：1.确定计算条件：包括皮带类型、输送量、输送速度、输送长度、皮带张力等参数。

2.计算皮带强度：按照带式输送机使用负荷和力矩计算方法进行，计算出皮带的强度，判断其是否满足要求。

3.计算皮带拉伸量：按照输送机运行状况下皮带拉长计算方法进行，计算出皮带的拉伸量，判断其是否超过允许值。

4.计算皮带侧向稳定性：按照含有模型力所描述的输送机侧向稳定性计算方法进行，计算出皮带的侧向稳定性，判断其是否满足要求。

5.计算皮带轮系：按照带式输送机轮系计算方法进行，计算出轮系的强度与寿命，判断其是否满足要求。

6.计算报告：将以上计算结果记录于报告中，包括计算方法、计算结果等。

四、总结主斜井皮带运输校核计算是煤矿生产中的重要环节，能够保障煤矿生产的安全与稳定。

本文档介绍了主斜井皮带运输校核计算的方法与步骤，希望能够对煤矿科研工作者提供一定的参考与帮助。

主斜井皮带运输校核计算

主皮带计算第一章主皮带运输概况第二章主皮带参数计算及校核一、原始参数1）输送物料：煤2）物料特性：（1）块度0〜300mm（2）堆积密度： 1.4t/m 3（3）在输送带上动堆积角：B =30°3）工作环境：井下——地面4）输送系统及相关尺寸：（1）运距：672m（2）输送机倾斜角：B =16°（3）带速：v =3.15m/s5）工作环境与装载点：工作环境有少量粉尘，装载点在机尾处。

三、由《DT H（A）带式输送机设计手册》（后文简称手册）式（3.3-6 ）得带式输送机的最大运输能力计算公式为Q svk B2（2.3-1 ）式中：C—输送量（t/h ）;v—带速（m/s）;p—物料堆积密度（kg/m3）;s —在运行的输送带上物料得最大堆积断面积（川）;k —输送机倾斜系数。

输送机的工作倾角B =16；查手册（表3-1 ）得k=0.89 ;按给定的工作条件，原煤堆积角B =30°;表3-2槽型托辊物料断面面积A1]由带宽B=1000mm查表3-2得s=0.1290 ,前述知带速v=3.15m/s ,将以上数据代入公式（2.3-1 ）即：Q=0.1290X 3.15 x 0.89 x 1400X 1=506.3t/h输送机全年最大运输量Q s Qpq (2.3-2 )式中：p --------- 单位工作日有效工作时间，p=10h;q ――全年工作天数，按q=300d。

将上述数据代入公式(2.3-2 )即：Q=10x 300x 506.3=151.8 万吨三90 万吨矿井设计产量A=90万吨/年，因此最大输送能力负荷要求。

带式输送机设计校核0706

209带式输送机设计校核1 原始参数及物料特性种类：原煤粒度：0-300mm堆积密度：ρ=900kg/m³能力：Q=2000 t机长：121.52m倾斜角：δ=0 °～14.5°高差：H=22.433m胶带类型：钢丝绳芯胶带带宽：B=1400mm带速：ν=4.0m/s物料特性：褐煤，夹矸石或少量的铁结核。

静堆积角：α=36°2 设计要求单滚筒单电机驱动，配重采用重锤拉紧方式。

3 初定设计参数上托辊间距0a=1200mm，下托辊间距U a=3000mm，托辊槽角λ=35°，托辊直径159mm ，导料槽长度6000mm 。

机头2个弹簧清扫器，机尾一个空段清扫器。

初选ST1250型钢丝绳芯输送带，带厚17mm ，上盖胶厚度6mm ，下盖胶厚度6mm 。

4 核算输送能力Q=3.6S νκρ根据霍林河煤质情况按经验数值θ=15°进行计算，查表3-2得S=0.2105。

根据δ=14.5°查表3-3用插入法得：93.091.0121491.0145.14--=--κκ=0.905Q=3.6×0.2105×4×0.905×900=2468.91t/h ＞2000t/h ，满足要求。

5 根据原煤粒度核算输送机带宽由式（3.3-15）B ≥2a+200B=（2×300+200）mm=800mm ＜1400mm所以输送机带宽能满足输送300mm 粒度原煤要求。

6 计算圆周驱动力和传动功率 6.1 主要阻力H F由式（3.4-4）H F =g fL 1［1cos )2(δG B RU RO q q q q +++］+g fL 2［2cos )2(δG B RU RO q q q q +++］由表3-6查得 f=0.03由表3-7查得 1G = 34.92kg ; 2G =29.99kg 则 RO q =01a G =2.192.34=29.1 kg/m RU q =399.29=10.00 kg/m 由式（3.4-7）得：G q =vQ6.3=46.32000⨯=138.89 kg/m查表4-5得：B q =24.7 kg/m1L =32.935m; ︒=5.14cos 585.882L =91.513m H F =0.03×32.935×9.81×[29.1+10+（2×24.7+138.89）×cos0°]+ 0.03×91.513×9.81×[29.1+10+（2×24.7+138.89）×cos14.5°]=2204.04+5961.86N =8165.9N 6.2 主要特种阻力1S F由式（3.4-9）1S F =εF +qL F∵209胶带没有前倾托辊，∴εF =0 。

皮带更换及皮带轮校正规范

皮带更换及皮带轮校正规范1.目的:为确保本厂空调箱设备及排风系统维修保养人员安全。

2.范围:适用于设施动力部空调风机及排风系统。

3.定义:用以指导部内人员正确更换皮带,皮带轮及电机轴承:4.权责:4.1空调组负责空调箱及排风系统的皮带检查,更换;4.2空调组负责空调箱及排风系统的电机轴承更换及皮带轮校正。

5.作业内容:5.1皮带检查,更换5.1.1皮带检查之前,应关闭风车,确定风车不再转之后才能进行检查皮带。

5.1.2皮带检查时,应用螺丝刀压在皮带表面,当皮带在每1000mm轴间距(电机轴与风轴之间间距)有20mm以上弯曲量时,考虑更换皮带或校正。

5.1.3 更换皮带时应该先把皮带一端套再小皮带轮上,再把皮带另一端用螺丝刀卡在大皮带轮上,小心转动大皮带轮直到把皮带两端全部套在大小两个带轮上为止。

5.1.4 更换皮带时应多条皮带一起更换,不可一次只换其中一条。

5.2电机轴承更换5.2.1 电机轴承更换前需安全停机且拉掉电源后, 并悬挂标示牌,方可作业。

5.2.2 电机轴承不可只换一个,需成对更换.5.2.3 拆卸和装配轴承时不可用力过猛,以免砸坏电机轴及轴承,要用力均匀。

5.2.4 安装好轴承后需将轴承盖,电机端盖螺丝拧紧,防止电机轴移动,错位。

5.3 电机/风机皮带轮校正5.3.1 皮带轮安装前应先把转轴与带轮打磨干净,把销键装入键槽内,把锥形轴套装进带轮,并用锁紧螺母将其稍加固定,最后将带轮及轴套一并套在转轴上面.轻轻用橡皮锤敲打带轮,使带轮完全装在转轴上.5.3.2 皮带轮校正时用一条细线贴住基准轮(不需要调动的一个皮带轮)外表面,将细线延长至另一皮带轮,再用三角尺测量该轮外表面与细线之间的距离H,如下图所示.当存在该偏移距离时,就需要再调进或调出皮带轮,直到偏移距离为零为止。

5.3.2 当皮带轮位置校正完成后,需将轴的外端的锁紧螺母拧紧死锁。

6.相关文件: 无7.附件:无。