同步带传动受力情况的分析

同步带受力情况的分析1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =（1F +2F ）式1-1 2 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥时：Q=12()F K F F + N 式2-2 式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d aα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于。

另外由式1-1有张紧力0F =（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)

同步带受力情况的分析 1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ）式1-12 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d daα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)

同步带受力情况的分析 1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ）式1-12 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d daα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)同步带受力情况的分析1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ）式1-1 2 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d aα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)[精品文档]

同步带受力情况的分析1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ）式1-1 2 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d aα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

带传动的工作情况分析

扭矩 N·m
分析：
在功率一定的情况下，v 减少，圆周力F 增大。所以，带传动一般放在高速级，以减少圆周力，从而减少结构尺寸。放在高速级还起到吸震，过载保护的作用。
当传递的圆周力大于带轮的极限摩擦力，带与带轮就会打滑。
3、欧拉公式：
当传动带和带轮间有全面滑动趋势时，摩擦力达到
最大值，即有效圆周力达到最大值。此时，忽略离心力
两班制三班制
2) 包角α
F
2F0 (1
e
f
2
'
) 1
包角α愈大，传递的有效拉力F 愈大。带轮摩擦力的最大值ΣFmax取决于小带轮包角α1 ,要求 α1 ≥120°。
一般应使松边在上,加大中心距,以增大包角。
包角系数Kα
包角系数Kα
3) 当量摩擦系数f´
当量摩擦系数f´愈大，传递的有效拉力F 愈大；
受力分析
F0 F2
n1
F0
F2
松边
n2
紧边
FF0 1
F1F0
由于摩擦力的作用，带绕入主动轮的一
边被拉的更紧，拉力由F0 增加到F1。另一边被放松，拉力由F0 降到F2。
受力分析
两边的拉力差称为有效拉力F，也就是带所传
递的圆周力。（有效拉力等于各点摩擦力的总和）
Fi F F1 F2
(1)
在拉力差所产生的，使v１>v２，它是不可避免的。
2、过载打滑
由于载荷过大，需要传递的圆周力超过最大
摩擦力而引起。
1.弹性滑动
带在拉力作用下弹性伸长，拉力大，伸长量大。
带绕过主动轮时，拉力由F1逐渐减少到 F2，带的伸长量也相
应减少。
但是，主动轮的转动是等速的，这就使带与轮之

同步带能承受的扭矩

同步带能承受的扭矩
同步带是一种用于传动的机械元件，其承受的扭矩是其性能的重要参数之一。

同步带能承受的扭矩取决于其工作条件、材料、结构等因素。

首先，同步带能承受的扭矩与其工作条件有关。

在不同的工作环境下，同步带所需承受的扭矩也会有所不同。

例如，在高温或潮湿的环境下，同步带的扭矩承受能力会受到影响，需要选择耐高温、防潮的材料来提高其扭矩承受能力。

其次，同步带能承受的扭矩与其材料有关。

目前市面上的同步带主要有橡胶同步带、聚氨酯同步带等，它们的材料特性不同，其扭矩承受能力也会有所不同。

一般来说，聚氨酯同步带的扭矩承受能力要高于橡胶同步带，因此在一些对承受扭矩要求较高的场合，可以选择聚氨酯同步带。

另外，同步带能承受的扭矩还与其结构有关。

同步带的结构设计会直接影响其扭矩承受能力。

一般来说，增强层越多、层数越多的同步带其扭矩承受能力也会越高。

总的来说，同步带能承受的扭矩是由多种因素共同决定的。

在选择同步带时，需要根据实际工作条件和要求来选择合适的同步带，以保证其能够承受所需的扭矩。

同时，使用过程中也要注意保养和维护，以确保同步带的正常工作和扭矩承受能力。

机械设计基础-7.2带传动的工作情况分析

在各类机械中应用广泛，但摩擦式带传动不适用于对传动比有精确要求的场合。

带传动的工作情况分析是指带传动的受力分析、应力分析、运动分析。

带传动是一种挠性传动，其工作情况具有一定的特点。

一、带传动的受力分析工作拉力带传动尚未工作时，传动带中的预紧力为F0。

带传动工作时，一边拉紧，一边放松，记紧边拉力为F1和松边拉力为F2。

设带的总长度不变，根据线弹性假设（环形带的总长度不变，则可推出紧边拉力的增量应该等于松边拉力的减量）：F1－F0＝F0－F2；或：F1 ＋F2＝2F0；记传动带与小带轮或大带轮间总摩擦力为Ff ，其值由带传动的功率P 和带速v 决定。

定义由负载所决定的传动带的有效拉力为Fe ＝P/v ，则显然有Fe ＝Ff 。

取绕在主动轮或从动轮上的传动带为研究对象，有：Fe ＝Ff ＝F1－F2；因此有： F1＝F0＋Fe ／2；F2＝F0－Fe ／2；工作中有效拉力的大小取决于所传递功率的大小。

即：)(1000KW V F P e =显然承载能力的大小取决于带两端的拉力差，而不是某个力的大小。

需要传递的功率越大，需要的有效拉力越大。

二、带传动的最大有效拉力及其影响因素带传动的最大有效拉力Fec 有多大？由欧拉公式确定刚刚打滑时，带两端的拉力关系式为：欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系，或者说是给出了一个具体的带传动所能提供的最大有效拉力Fec 。

由欧拉公式可知：(预紧力F0↑→最大有效拉力Fec ↑(包角α↑→最大有效拉力Fec ↑摩擦系数 f ↑→最大有效拉力Fec ↑可知影响带的承载能力的因素：f 、α、0F 。

但注意各个参数都不能过大或过小。

如：初张力太大，带易断裂，拉应力增大，轴上的受力同时增大；相反，太小，易打滑。

μ太大，带轮就要作得粗糙，带易磨损；一般都采用打蜡，在带轮表面加沥青等方法加大摩擦系数。

包角与中心距有关，包角太大，中心距增大，但太大会使结构庞大。

当已知带传递的载荷时，可根据欧拉公式确定应保证的最小初拉力F0。

带传动的工作情况分析课件

张紧力的重要性。
拓展延伸方向
新型带传动技术
关注并研究如同步带传动、多楔带传动等新型带传动技术的特点与应用领域。
带传动的动态特性
深入研究带传动在变速、变载工况下的动态特性，以提高其传动性能和稳定性。
带传动的节能与环保
探讨降低带传动能耗、减少污染排放的方法和措施，推动绿色制造技术的发展。
实际应用前景展望
离心拉应力与热应力
离心拉应力
带在高速运转时，由于离心力的作用而产生的拉应力，它与带的线速度和带的张紧力有关，离心拉应力过大会导致带的断裂。
热应力
由于带的摩擦和变形而产生的热量导致带温度升高，从而产生Βιβλιοθήκη 应力，热应力会影响带的强度和寿命。
应力散布与变化规律
应力散布
在带传动中，应力的散布是不均匀的，主要集中在带的紧边和绕过带轮的曲折部分。
对实验数据进行整理、分析和处理，绘制相关图表，如带传动的速度曲线、张力变化曲线等，以便更好地了解带传动的性能特点。
结果分析与讨论
结果分析
根据实验数据和图表，分析带传动在不同条件下的传动性能，如传动效率、传动安稳性、带的磨损情况等，并与理论计算结果进行比较。
结果讨论
讨论实验结果与理论计算的差异及其原因，提出改进措施和优化方案，以提高带传动的传动性能和使用寿命。同时，也可以探讨带
05
带传动优化设计及措施
提高包角与减小中心距
包角影响
包角大小直接关系到带传动的工作能力，包角越大，传动能力越
强。
中心距影响
中心距的大小对带传动的性能有很大影响，中心距过大，会导致带的挠曲变形增加，传动效率降
低。
优化措施
公道设计带轮直径和中心距，使包角到达最佳值，同时尽量减小

带传动的受力分析-工程.

带传动的受力分析 -工程
2019-01-01
一、带传动中的力
在安装带传动时，传动带即以一定的预紧力F0紧套在两个带轮上，。

由于预紧力F0的作用。

带和带轮的接触面上就产生了正压力。

带传动不工作时传动带两边的拉力相等，都等于F0（如下列左图所示）。

不工作时工作时带在工作时（如上列右图所示），设主动轮以带速n1转动，带与带轮的接触面间便产生摩擦力，主动轮作用在带上的摩擦力Ff的方向和主动轮的圆周速度方向相同,主动轮即靠此摩擦力驱动带运动；带作用在从动轮上的摩擦力的方向，显然与带的运动方向相同，带同样靠摩擦力Ff而驱动从动轮以转速n2转动。

这时传动带两边的拉力也相应地发生了变化：带绕上主动轮的一边被拉紧，叫做紧边，紧边拉力由F0增加到F1；带绕上从动轮的一边被放松，叫做松边，松边拉力由F0减小到F 2，
《》()。

如果近似地认为带工作时的总长度不便，则带的紧边拉力的增加量，应等于松变拉力的减小量，即F1－F0＝F0－F2 或F1＋F2
＝2F0 若以主动轮一段为分离体，则有总摩擦力F f和两边拉力对轴心的力矩的代数和为零，从而可得出Ff＝F1－F 2
在带传动中，有效拉力Fe并不是作用于某固定点的集中力，而是带和带轮接触面上的各点摩擦力的总和，故整个面上的总摩擦力Ff即等于带所传递的有效拉力，即有：
Fe＝Ff＝F1－F2
即带传动所能传递的功率P（单位为kW）为
P＝Fev/1000
将上述公式整理可得F1＝F0+ Fe/2 F2＝F0- Fe/2。

带传动的受力分析及运动特性

带传动的受力分析及运动特性newmaker一、带传动的受力分析带传动安装时，带必须张紧，即以一定的初拉力紧套在两个带轮上，这时传动带中的拉力相等，都为初拉力F0（见图7–8a）。

图7-8 带传动的受力情况a)不工作时 b)工作时当带传动工作时，由于带和带轮接触面上的摩擦力的作用，带绕入主动轮的一边被进一步拉紧，拉力由F0增大到F1，这一边称为紧边；另一边则被放松，拉力由F0降到F2，这一边称为松边（见图7–8b）。

两边拉力之差称为有效拉力，以F表示，即F＝F1–F2 （7–4）有效拉力就是带传动所能传递的有效圆周力。

它不是作用在某一固定点的集中力，而是带和带轮接触面上所产生的摩擦力的总和。

带传动工作时，从动轮上工作阻力矩T¢2所产生的圆周阻力F¢为F¢＝2 T'2 /d2正常工作时，有效拉力F和圆周阻力F¢相等，在一定条件下，带和带轮接触面上所能产生的摩擦力有一极限值，即最大摩擦力（最大有效圆周力）Fmax，当Fmax≥F¢时，带传动才能正常运转。

如所需传递的圆周阻力超过这一极限值时，传动带将在带轮上打滑。

刚要开始打滑时，紧边拉力F1和松边拉力F2之间存在下列关系，即F1＝F2∙e f∙a（7–5）式中 e–––自然对数的底（e≈2.718）；f–––带和轮缘间的摩擦系数；a–––传动带在带轮上的包角（rad）。

上式即为柔韧体摩擦的欧拉公式。

（7-5）式的推导：下面以平型带为例研究带在主动轮上即将打滑时紧边拉力和松边拉力之间的关系。

假设带在工作中无弹性伸长，并忽略弯曲、离心力及带的质量的影响。

如图7–9所示，取一微段传动带dl，以dN表示带轮对该微段传动带的正压力。

微段传动带一端的拉力为F，另一端的拉力为F＋dF，摩擦力为f·dN，f为传动带与带轮间的摩擦系数（对于V带，用当量摩擦系数fv，，f为带轮轮槽角）。

则因da很小，所以sin(da/2)»da/2，且略去二阶微量dF∙sin(da/2)，得dN=F∙da又取cos(da/2)»1，得f∙dN=dF或dN=dF/f，于是可得F∙da=dF/f 或dF/F=f∙da两边积分即F1＝F2∙e f∙a如果近似地认为，传动带在工作时的总长度不变，则其紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即F1-F0=F0-F2或F1+F2=2F0 (7-6)将式（7–4）代入式（7–6）得（7–7）将式（7–7）代入式（7–5）整理后，可得到带传动所能传递的最大有效圆周力（7–8）由式（7–8）可知，带传动最大有效圆周力与F0、a及带和带轮材质等因素有关。

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)

同步带受力情况的分析 1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ）式1-12 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d daα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

同步带传动受力情况的分析

同步带受力情况的分析1张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设 F0为同步带传动时带的张紧力，F1、 F2、F分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即F1-F0= F0- F2或F1+ F2=2F0、 F0=0.5（ F1+ F2）式1-12压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图 2-1 所示：图 2-1 同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准 JB/T 7512.3-1994 压轴力 Q 计算如下所示：Q= K F(F1F2) N式 2-1当工况系数 K A 1.3 时：Q=0.77 K F(F1F2) N式 2-2式中：K F――矢量相加修正系数，如图2-2：图 2-2矢量相加修正系数上图中 1 为小带轮包角，1d2d157.3。

180aK A为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3 所示：图2-3医疗机械的工况系数对于医疗机械，取K A=1.2，所以有压轴力Q=K F( F1F2 )N，其中K F值大于0.5。

另外由式 1-1 有张紧力F0 =0.5（F1 + F2）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q= K F(F1F2)N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：F1 1 2 5 0P d V/N式 2-3F2250P d / V N式 2-4式中：V 为带速，m / s ；P d为设计功率，P d K A P，KW；K A为工况系数，P 为需传递的名义功率（ KW ）。

传动受力分析范文

传动受力分析范文传动受力分析是指对于传动系统中的各种受力进行分析和计算，包括轴承载荷、齿轮受力、皮带张力等。

传动受力分析对于传动系统的设计和优化至关重要，它可以帮助工程师了解传动系统中的受力情况，并根据受力分析的结果来确定传动元件的尺寸和材料，以确保传动系统的可靠性和寿命。

在进行传动受力分析时，首先要明确传动系统的工作条件和设计参数，包括输入转速、输出转速、传动比、传动方式等。

然后，根据传动系统的结构和布置，确定受力分析的对象和计算方法。

对于齿轮传动，受力分析通常从两个方面进行：齿轮本身的受力和齿轮轴的受力。

齿轮本身的受力主要包括齿面接触力、轴向力和弯曲力。

齿轮的齿面接触力是由于传动过程中齿轮齿面之间的相互作用引起的，它取决于齿轮的模数、齿数、齿面系数等因素。

齿轮的轴向力是由于齿轮轴向运动引起的，它将齿轮推离齿轮轴的中心线，产生一定的轴向接触力。

齿轮的弯曲力是由于齿轮自身的载荷和传动力矩引起的，它将齿轮弯曲，并在齿面上引起一定的接触应力。

齿轮轴的受力通常包括弯曲力和扭转力。

齿轮轴的弯曲力是由于齿轮的载荷和传动力矩引起的，它使齿轮轴弯曲，并在轴的各个截面上引起一定的应力。

齿轮轴的扭转力是由于传动力矩的作用引起的，它使齿轮轴扭转，并在轴的表面上引起一定的剪应力。

齿轮传动的受力分析可以通过理论计算、有限元分析等方法进行。

对于带传动，受力分析的主要内容是皮带的张力。

皮带的张力是由于传动力矩的作用引起的，它使皮带产生一定的张力，并在皮带的横截面上引起一定的应力。

皮带的张力取决于传动力矩、传动方式、皮带材料和尺寸等因素。

皮带传动的受力分析可以通过理论计算、试验测量等方法进行。

传动受力分析还需要考虑传动系统的动态特性和传动元件的寿命。

传动系统的动态特性包括振动、噪声和动态载荷等，可以通过有限元分析、模态分析等方法进行评估。

传动元件的寿命取决于其受力状况和材料强度等因素，可以通过材料试验和疲劳寿命分析等方法进行评估。

带传动工作情况分析

截面形状为圆形，牵引能力小，常用于仪器和家用电器中。
相当于平带与多根 V带的组合兼有两者的优点，适于传递功率较大要求结构紧凑场合。
带传动的优缺点
优点： ❖ 远距离传动 ❖ 可缓冲、减振，运转平稳 ❖ 过载保护 ❖ 结构简单, 精度低, 成本低
缺点： ❖ 外廓尺寸大 ❖ 弹性滑动，传动比不固
❖ 当带传动达到打滑的临界状态时，带与带轮间的摩擦力达到极限值，这时带传动的有效拉力达到最大值Fmax，
❖ 紧边与松边的拉力可用欧拉公式表示，即：
❖ F1/F2=efa ❖ e ----自然对数的底 ❖ F----带与带轮间的摩擦系数 ❖ a----包角
所以最大有效拉力为：
F
max
2
F0
(
e e
参数
❖ 节距p—相邻两销轴中心之距离 ❖ 链长— 链节数
偶数（直接联接） Lp 奇数（用过渡链节联接）
❖ 链节数为偶数时，刚好内、外链板相连，再用开口销或弹簧锁住活动销轴；为奇时，采用过渡链节
2 齿形链
❖ 无声链结构： ❖ 链板(带两个齿，交错并列铰
接) 、导板(防侧向窜动)
❖ 由许多以铰链连接的齿形链板锁构成传动平稳，无声链；链板的齿形与链轮轮齿互相啮合
噪音高→动载荷 → 不宜高速传动)外廓尺寸大
一、链
❖ 传动链可分为：滚子链、齿形链
1 滚子链（套筒滚子链）
组成: ❖ 内、外链板，套筒，销轴，滚子
配合状况: ❖ 内链板、套筒之间—过盈配合 ❖ 外链板、销轴之间—过盈配合 ❖ 套筒、销轴之间—间隙配合，使内链板外链板套筒销轴滚子
内外链板能相对转动 ❖ 链板形状的特点→等强度
v1 πd1n1 / 60*1000 v2 πd 2n2 / 60*1000