机械设计 带传动和链传动

二、带传动受力分析
1、带传递的力 带张紧在带轮上
接触面产生正压力，带两边产生等值初拉力F0。 a 、工作前：带两边受相同初拉力F。
b 、工作时：主动轮对带的摩擦力Ff与带的运动方向一致， 从动轮对带的摩擦力Ff与带的运动方向相反。产生紧边拉力 F1，松边 拉力F2。
：轮对带摩擦力 ：带对轮摩擦力
我们把这种微量的滑动现象称为弹性滑动。弹 性滑动是不可避免的，它造成功率损失，增加带的 磨损，还会使传动比不准确。其原因是带为弹性体 + 拉力差
弹性滑动演示
总结： 1）打滑是过载造成的，∴打滑是可以避免的。
2）η ↓↓，磨损↑↑， ∴打滑必须避免。
3）打滑首先发生在小带轮上。 1 2
区别： 弹性滑动是带传动的固有特性，是不可避免的。 打滑是一种失效形式，是可以避免的，而且必须避免。
表5-9
忽略弹性滑动的影响，dd2=dd1•n1/n2，dd1、dd2宜取标准值
4.验算带速 （5-25m/s)
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
2、欧拉公式
带传动即将打滑时，可推出古典的柔韧体摩擦欧拉公式：
F1 e f F2
f 为摩擦系数；α为带轮包角
欧拉公式反映了带传动丧失工作能力之 前，紧、松边拉力的最大比值
那么： F = F1 – F2 ＝ F1(1－1/e fα)
F － 此时为不打滑时的最大有效拉力，
正常工作时，有效拉力不能超过此值
sin /
2
FQ
fv
f v — 当量摩擦系数，显然 f v > f
相同条件下，V带的摩擦力大于平带，传动能力更大
二、特点
1）带有弹性— 缓冲吸振、传动平稳、 弹性滑动，i不准确。 —2）靠摩擦传动—— 过载打滑，磨损大、η低、寿命↓
3）中间挠性件—— 适于远距离传动；
4）结构简单，制造安装方便，成本低。
z = PC =
PC
[P0 ] (P0 &数应取整数。为使各带受力均匀，根数不宜过多，
一般应满足z<10。如计算结果超出范围，应改V带型号或加
大带轮直径后重新设计。
8.单根V带的初拉力F0
F0
=
500 PC vz
( 2.5 ka
1) +
qv2
由于新带易松弛，对不能调整中心距的普通V带传动， 安装新带时的初拉力应为计算值的1.5倍
将F1 ＝
F0 ＋F/2代入上式：
F
( F0
1 2
F )1
1 e f
整理后得：
F
2F0
e f e f
1 1
影响最大有效拉力的几个因素：
初拉力F0 ：F 与F0 成正比，增大F0有利于提高带的传动
能力，避免打滑。
包角α ：α↑ →F ↑ , 带所能传递的圆周力增加，传动
能力增强，故应保证小带轮的包角α1。
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 dd2) a0 2(dd1 dd2)
初选a0后，可根据下式计算v带的初选长度L0
L0
2a0
2
dd1
dd 2
dd1 dd 2
4a0
2
根据初选长度L0，由表5-7选取与相近的基准长 度Ld作为所选带的长度，然后就可以计算出实际中 心距a，即
计算初拉力和压轴力；
四、设计步骤和主要参数的确定
1.确定计算功率 PC = K A P
工作情况系数KA
工作情况
载荷变动微小 载荷变动小
载荷变动较大 载荷变动大
离心式水泵和压缩机 、轻型输送机等
压缩机、发电机、金 属切削机床、印刷机
、木工机械等
制砖机、斗式提升机 、起重机、冲剪机床 、纺织机械、橡胶机 械、重载输送机、磨
dd1 n1
传动比：i n1 dd 2
n2 dd1(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。
§5-5 普通V带传动的设计
一、失效形式及设计准则
1、失效形式 ● 打滑 － 带与带轮之间的显著滑动，过载引起 ● 疲劳破损 － 变应力引起 2、设计准则 在保证不打滑的前提下，具有足够的疲劳寿命
二、单根V带的许用功率 － 承载能力计算
要保证带的疲劳寿命，应使最大应力不超过许用应力：
max 1 c b1 [ ] －不疲劳的要求 或：1 [ ] c b1
根据欧拉公式，即将打滑时的最大有效拉力为：
F
F1
1
1 e fv
－不打滑的要求
则：F
1
A1
1 e fv
([ ] c
● 传动比 i > － 从动轮直径增大，σb2减小，
1
传动能力提高，则额定功率增加△P1 查表5-5
● 带长不等于特定带长
－ 带越长，单位时间内的应力循环次数越少， 则带的疲劳寿命越长。相反，短带的寿命短。
为此，引入带长修正系数 KL 。查表5-7
● 包角α不等于π
－ 小带轮包角小于π，传动能力有所下降， 引入包角修正系数Kα 。 Kα≤1 查表5-6
弹性滑动引起的不良后果：
● 使从动轮的圆周速度低于主动轮 ，即 v2 < v1；
● 产生摩擦功率损失，降低了传动效率 ；
● 引起带的磨损，并使带温度升高 ；
2、传动比
滑动率ε— 弹性滑动引起的从动轮圆周速度的相对降低量
v1 v2 dd1n1 dd 2n2 1 dd 2 • n2
v1
d d 1n1
形成 紧边：F0↑F1（下） 松边：F0↓F2（上）
F = Ff = F1 – F2 F － 有效拉力，即圆周力 带是弹性体，工作后可认为其总长度不变，则 ： 紧边拉伸增量 ＝ 松边拉伸减量
紧边拉力增量 ＝ 松边拉力减量＝ △F
因此： F1 ＝ F0 ＋△F F2 ＝ F0 －△F
由F = F1 – F2，得：
在实际工作条件下，单根V带的额定功率为：
P' (P1 P1)K L K
kW
三、已知条件及设计内容
已知条件
设计内容
传递的名义功率P ；
主动轮转速n1 ； 从动轮转速n2 或传动比 i ； 传动位置要求 ； 工况条件、原动机类型等；
V带的型号、长度和根数； 带轮直径和结构； 传动中心距 a ；
验算带速 v 和包角α ；
第第五五章章 带带传传动动和和链链传传动动
————机机械械设设计计基基础础
高的等教育出版社 2013年
第五章 带传动和链传动
§5-1 带传动的类型和应用 §5-2 V带和V带轮 §5-3 带传动的受力分析和应力分析 §5-4 带传动的弹性滑动和传动比 §5-5 普通V带传动的设计 §5-6 带传动的张紧装置 §5-7 链传动的特点和应用 §5-8 滚子链和链轮 §5-9 链传动的运动特性 §5-10 链传动的布置、张紧和润滑
1、拉力F1、F2 产生的拉应力σ1 、σ2 紧边拉应力：σ1 ＝ F 1/A MPa 松边拉应力：σ2 ＝ F2 /A MPa
A － 带的横截面积
2、离心力产生的拉应力σc
带绕过带轮作圆周运动时会
产生离心力。 设： 作微的单质用元量在弧带微速单（元m带 质/弧s)单 量段位 （dk长lg的度/m离）
心微单力元为弧d对C，则
应的圆心角
dC dm •
v2
dl • q •
v2
r
r
(rd )q vr2带轮q半v径2d
截取微单元弧段dl 研究，其两端拉力Fc 为离心力引起的拉力。
由水平方向力的平衡条件可知：
dC
2FC
sin
d
2
FC d
∴ qv2d FC d
即： FC qv2
N
与离心拉应力不同， 弯曲应力只作用在
9. 带传动作用在带轮轴上的压力FQ
FQ
=
2
zF0
sin
a1 2
10.带轮设计 带轮设计包括以下内容：
↓ 摩擦系数 f ：f↑ →F↑ , 传动能力增加
对于V带，应采用当量摩擦系数 fv
当包角α ＝180°时：
V 带 － F1 /F2＝e fvπ≈5
平带 － F1 /F2＝e fπ≈3
由此可见：相同条件下， V 带的传动能力强于平带
三、带传动的应力分析
工作时，带横截面上的应力由三部分组成：
由紧边和松边拉力产生的拉应力； 由离心力产生的拉应力； 由弯曲产生的弯曲应力。
b1
)
A1
1 e fv
由此得单根带所能传递的功率：
P0
Fv 1000
([
]c
b1
)1
1 e fv
Av 1000
此式包含了不打滑、不疲劳两个条件。
表5－4列出了在特定条件下单根普通V带所能传递的功
率，称为基本额定功率 P1 。
特定条件：传动平稳； i ＝1α1＝α2＝π；
特定带长
实际工作条件：
一、类型
1.组成
第五章 带传动和链传动
§5-1 带传动的类型和应用
2. 类型 摩擦带传动（平带、V带、多楔带、圆带） 啮合带传动（同步齿形带）
平带是分析的基础，主要学习V带传动的设计 计算
平带和V带传动能力的比较：
平带的摩擦力为：
Ff FN f FQ f
V带的摩擦力为：
Ff
2FN