同步带传动受力情况的分析
同步带传动静态性能与动态性能分析研究
长春理工大学硕士学位论文同步带传动静态性能与动态性能分析研究姓名：张大为申请学位级别：硕士专业：机械设计及理论指导教师：李占国20080401图３．１５自动测量界面损坏，使用寿命长。
所以为了进一步提高带的承载能力及使用寿命，出现ＨＴＤ高扭矩圆弧齿同步带，甲底双嘲弧齿ＳＴＰＤ同步带，抛物线ＲＰＰ同步带。
这些齿形的同步带，由于其啮合干涉大大改善，因此其齿的厚度和高度尺寸也相应增大。
（ａ）带齿在和带轮齿槽啮合传动时的受力情况（ｂ）受力后的应力分析图４．２梯形齿受力和应力分布情况图４．３圆弧齿受力后的应力分布另一方面，ＳＴＰＤ，ＲＰＰ同步带的带轮齿比带齿稍低，使带齿与轮齿啮合时，带齿的顶部抵住带轮齿槽的底部，从而大大减小了带齿根部的弯曲应力及剪切应力，使应力在整个带齿上分布趋于均匀“”。
以ＳＴＰＤ平底双圆弧齿同步带为例，在带齿进入啮合的瞬时，其带齿的冲击速度还不到梯形齿同步带的５０％，自由部分冲击体质量减少了４５％，并且由于带齿顶部与带轮齿槽相接触，增加了支撑刚性，因此就大大减少了带的冲击振动及弦振动在带中引起的附加动载荷，同时减小了传动噪音。
再者，梯形齿同步带的啮合冲击点在齿根部，而ＳＴＰＤ同步带的啮合冲击点在带齿齿廓圆弧的中部，从而也减轻了对带齿根部及抗拉体的损伤。
圆弧齿同步带最主要的失效形式为带齿剪切及弯曲疲劳引起的的带齿断裂“”“”。
§４．１．２带张力对传动能力的影响带的初拉力过小时，即使在低负荷下也会产生跳齿现蒙。
发生跳齿时会损伤带齿，甚至产生断齿现致，张力过大则会使噪音增大，而且由于多边形效应，带容易过早被切断。
根据初拉力对于同步带寿命的影响，确定最佳初拉力。
同步带传动一般由两个带轮和同步带组成。
传递动力时，轮卤与带齿相啮合，通过严。
带传动工作性能分析(课件)《机械基础》
1
180
d2
a
d1
57.3
L
2a
2
d1
d2
d 2
d1 2
4a
一、带传动的受力分析
带传动尚未工作时，带所受的拉力
F0
F0
称为初拉力，用 F0 表示。
机
2
1 F0
F0
a
械 基
带传动工作时，一边拉紧，称为紧边； 另一边放松，称为松边。
尚未工作状态
础
松边拉力
设带的总长度不变，则
υ F2
F2
F1－F0＝F0－F2
max 1 c b1
动画
三、带传动的弹性滑动
带传动中由于带的弹性和拉力差所引起的带与
带轮之间的微小相对滑动，称为弹性滑动。
F2
n1
后果： υ2 ＜ υ1
机 械 基
用滑动率 表示弹性滑动的程度。
主动轮
F1
础
υ1 υ2
υ1
考虑弹性滑动时，传动比为：
i n1 d2
动画
n2 d1(1 )
通常， 0.01～0.02，一般工程计算可以忽略不计，则
i d2 d1
机 械
Thank you
基
础
1、初拉力 F0
基
影 F0↑ F max↑ P↑
础
响
因
压轴力↑ ，带磨损↑ ，寿命↓
素 2、摩擦因数 f
f↑ Ff↑ F max↑ P↑
3、包角α α↑ Ff↑
αmin≥120° F max↑ P↑
二、带传动的应力分析
在工作中，带所受的应力有：
机
1.紧边和松边产生的拉应力
紧边拉应力：1
同步带传动静态性能与动态性能分析研究的开题报告
同步带传动静态性能与动态性能分析研究的开题报告一、研究背景和意义同步带传动是一种结构简单、传动效率高、使用寿命长的传动方式，广泛应用于机械行业中。
在大量应用中，同步带传动面临着很多问题，例如传动误差、振动噪声、寿命短等。
这些问题与同步带传动的静态性能和动态性能密切相关。
因此，对同步带传动静态性能和动态性能进行深入研究，对于提高同步带传动的性能和应用效果具有重要意义。
二、研究目的本研究旨在深入分析同步带传动的静态性能和动态性能，探究其影响因素及优化措施，提高同步带传动的性能和应用效果。
三、研究内容1.同步带传动静态性能的分析静态性能包括传动精度、负载能力、传动效率等指标，本研究将分析同步带传动的静态性能及其影响因素，重点探讨传动误差的产生机理及其优化方法。
2.同步带传动动态性能的分析动态性能包括振动噪声、运行稳定性等指标，本研究将对同步带传动的动态性能及其影响因素进行深入分析，探究振动噪声的产生机理及其优化方法。
3.同步带传动静、动态性能的优化基于静、动态性能的分析，本研究将提出一系列的优化措施，以改善同步带传动的性能和应用效果，为同步带传动的优化提供科学依据。
四、研究方法本研究将采取理论分析、数值模拟和实验测试相结合的方法，以深入分析同步带传动的静态性能和动态性能，并探究其优化途径。
具体研究方法如下：1.通过理论分析，建立同步带传动的静态性能和动态性能的数学模型。
2.采用有限元方法对同步带传动进行数值模拟，分析其静、动态性能，并对优化措施进行仿真分析和验证。
3.设计和制作同步带传动样机，进行实验测试，验证数值模拟的准确性，探究优化措施的有效性。
五、预期研究成果本研究预期取得以下成果：1.深入分析同步带传动的静态性能和动态性能，探究其影响因素及优化措施。
2.建立同步带传动的静态性能和动态性能数学模型，采用数值模拟方法分析其静、动态性能。
3.在实验验证基础上，提出一系列的优化措施，改善同步带传动的性能和应用效果。
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 ）。
第二节 带传动工作其情况分析
但其产生的离心拉力（或拉应力）却作用于带 的全部，且各剖面处处相等。
v 太大，则离心力太大，带与轮的正压力减小，摩 擦力↓，传递载荷能力↓，传递同样载荷时所需张紧 力增加，带的疲劳寿命下降。
三、带传动的应力分析
节线至带最 带的弹性 3、带弯曲而产生的弯曲应力σb 外层的距离 模量 带绕过小带轮 带绕过大带轮时 (The Bending Stress) 时的弯曲应力 的弯曲应力
P 增大时， 所需的Fe (即Ff )加大。但Ff 不可能无限增大。 当Ff 达到极限值Fflim 时，带传动处于即将打滑的临界状 态。此时， F1 达到最大，而F2 达到最小。 带传动Ff 有限，P = FeV = Ff V有限，要提高 P 可增大V， 故宜将带传动布置在高速级。
柔韧体摩擦 的欧拉公式
n1 d2 n2 d1 (1 )
对于V带： ε ≈0.01~0.02粗 略计算时可忽略不计
ε反映了弹性滑动的大小，ε 随载荷的改变而改变。 载荷越大，ε越大，传动比的变化越大。
小结
1. 打 滑 •原因: 当F＞Ffmax → 打滑 • 分析: 1. 打滑可以避免 2. 打滑先发生在小带轮处 3. 打滑→带的剧烈磨损 →失效
第二节 带传动工作情况的分析
(Analysis of working conditions of Belt drives)
一、带传动中的力分析(Force Analysis of Belt Drives)
带工作前： F0
松边 －退出主 F0 动轮的一边
此时，带只受 初拉力F0作用 Ff －带轮作用于 由于摩擦力的作用： 带的摩擦力 n2 Ff
紧松边的判断→ 绕出从动轮的一边→紧边
Ｆ0
绕出主动轮的一边→松边 松边
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 。
同步带能承受的拉力
同步带能承受的拉力
同步带是一种常见的传动元件，常用于工业生产线上的机械传动系统中。
同步带能够承受的拉力是根据其材料和结构设计来确定的。
通常情况下，同步带的拉力强度在数千牛至几万牛之间。
同步带的承受拉力与其材料的强度、宽度、厚度、齿形等因素相关。
在同步带的材料选择上，通常会选用高强度的化学合成材料，例如聚氨酯、玻璃齿、碳纤维等。
同时，同步带的宽度和厚度越大，其承受的拉力也越大。
在实际应用中，同步带的承受拉力还与其使用环境和工作条件有关。
例如，在高温、高湿度、高速等环境下，同步带的承受能力会有所降低。
因此，在选择同步带时，需要根据实际需求和使用条件综合考虑，确保同步带能够承受所需的拉力和使用寿命。
- 1 -。
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 ）。
带传动的受力分析PPT优质课件
第十章 带传动
§10-1 概述 §10-2 带传动的受力分析和应力分析 §10-3 带传动的弹性滑动及其传动比 §10-4 普通V带传动的失效形式与计算准则 §10-5 普通V带和带轮的结构和标准 §10-6 普通V带传动的参数选择和设计计算方法 §10-7 V带传动的张紧、安装和维护
.
10-1 概述
.
10-6 普通V带传动的参数选择和设计计算方法
5.初定中心距a和基准带长Ld 按下式初步确定中心距a0
0.7(dd1 dd 2 ) a0 2 dd1 dd 2
初选a0后，可根据下式计算v带的初选长度L0
L0
2a0
2
(d d1
dd2)
(dd 2 dd1)2 4a0
YZ 20 50
A B CD E 75 125 200 355 500
.
10-6 普通V带传动的参数选择和设计计算方法
4.验算带速
v dd1n1
60 1000
带速不宜过高，否则 离心力增大，带轮间摩擦力减小，容易打滑 单位时间内绕过带轮的次数也增多，降低传动带的工作寿命
带速不宜过低，否则 当传递功率一定时，传递的圆周力增大，带的根数增多
.
10-5 V带和带轮的结构和标准
普通V带和窄V带的标记由带型、基准长度和标记号组成， 见如下示例： A－1400 GB11544－109
国标代号
基准长度
v带型号
.
10-5 V带和带轮的结构和标准
二、普通V带轮的结构
带轮的结构：带轮由轮缘、腹 板（轮辐）和轮毂三部分组成。 V带轮按腹板结构的不同分为以 下几种型式：实心带轮、腹板 带轮 、孔板带轮、轮辐带轮。
同步器受力分析
同步器工作原理：同步力矩T C 能克服输入端惯性力矩，如式所示：
t R F C J T c c ∆∆==
ωφμsin
1）拨环力矩公式推导
齿套锁止面与同步环锁止面接触时，同步环受到正压力W 及摩擦力μB W 。
齿套对同步环作用一拨环力矩，由于转速差的存在，同步环上作用一摩擦力矩/同步力矩（方向与拨环力矩相反），随着换档力F 的增大，该力矩逐渐增大，当该力矩值增大到与惯性力矩值相同时，转速差消失，惯性力矩消失，摩擦力矩/同步力矩为零，拨环力矩将同步环拨开，齿套便可穿过同步环。
齿套轴向作用力为： ()22B F W sin cos θμθ=+
齿套切向作用力为： ()22t B F W cos sin θμθ=- 综上，可得切向拨环力： ()()
2222B t B F cos sin F sin cos θμθθμθ-=+ 从而可得出拨环力矩计算公式： ()
()
22=22B I B t B B cos sin T R F R F sin cos θμθθμθ-=+
2）同步力矩公式推导
对于惯性摩擦式同步器的同步力矩（摩擦力矩）值，是锥面上的摩擦力在平均半径处的扭矩值。
同步力矩计算公式为： c c
F R C sin T μϕ= B Wsin 2
θ2
θ。
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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
a
α-≈︒-⨯︒。
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2-3
2250/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 ）。
所以压轴力为：
1500F A K K P
Q V
=
N 式2-5
对于频繁正反装、严重冲击、紧急停机等非正常传动，需视具体情况修正工况系数。
另外步进电机在工作时其工作过程是“加速-匀速-减速”的过程。
在匀速时，电机所受负载为工件与导轨的滑动负载；电机加速时主要考虑惯性负载；如电机直接启动，即转速直接从0跳到所规定的转速时，电机的滑动负载和惯性负载均要考虑。
一般情况下电机传递的负载约为滑动负载的2~3倍。
所以对于频繁正反转、严重冲击的传动机构，设计计算时：同步带需传递的名义功率应是同步带正常传动需传递的功率的2~3倍。
电机在加速时的加速转矩：T J β=⨯ 式2-6 式中： T ——电机加速时的加速转矩；
J ——负载的运动惯量与同步轮的转动惯量折算到电机轴上的转动惯量；
β——电机在加速时的角加速度。
从结构上讲：如所需的压轴力小于步进电机轴容许的悬挂负载，即可不必加联轴器。
表2-1 东方马达步进电机容许悬挂负载及容许轴向负载
上表中各系列步进电机所对应的外形尺寸及轴的大小如图2-4、2-5、2-6所示：
图2-4 CMK24系列电机主要尺寸图
图2-5 CMK25系列电机主要尺寸图
图2-6 CMK26系列电机主要尺寸图
设计时根据所设计的传动系统即可计算出作用在步进电机轴上的压轴力，再根据所涉及的步进电机由上图表中查出电机轴的容许负载，两相比较，只要压轴力小于电机轴的容许悬挂负载即可。
且从式
1500F A K K P
Q V
N 式2-5 中可看出作用在电机轴上的压轴力受所需传递的功率、速度以及实际传动情况的影响。
在应用中减少压轴力的方法有： 1 减少同步带小带轮的包角，即采用小带轮带大带轮的形式，这样可以减少F K 值（F K <1）；
2 在满足设计要求的情况下减少同步带的宽度，并安装时使同步带离步进电机轴的端面更远，这样可增加电机所容许的悬挂负载。
3 同步带张紧的检测
同步带的张紧是靠加张紧轮的形式来控制的，如图3-1：
图3-1 同步带的张紧
张紧力通常是通过在带与带轮的切点中心，加一垂直于带的载荷Wd ，使其产生规定的挠度f 来控制的，如图3-2：
图3-2 同步带的检验
对于公司常用的圆弧齿同步带，3m及5m型号的同步带所对应的载荷Wd如下图：
检测时一般应控制f 20mm，如a特别大或特别小，则应相应增减Wd值。