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v型皮带轮设计标准
V型皮带轮是一种广泛应用于机械传动系统中的重要部件，其设计标准对于传动性能和机械效率有着至关重要的影响。
以下是V型皮带轮的一些设计标准：
1. 轮槽角度：V型皮带轮的轮槽角度是指槽面与轮毂面之间的夹角，一般为30°~75°。
轮槽角度的选择应考虑皮带的弯曲疲劳强度、摩擦系数和传动效率等因素。
2. 轮槽深度：轮槽深度是指轮槽在轮毂面上的垂直深度，一般取轮径的15%~20%。
过深的轮槽会削弱轮毂的强度，过浅的轮槽则可能导致皮带打滑。
3. 皮带张力：V型皮带轮在运行过程中，皮带会受到拉伸力的作用，因此需要保证皮带具有一定的张力。
张力过大会增加皮带的磨损和疲劳寿命，过小则可能导致打滑。
4. 皮带轮间距：两个V型皮带轮之间的间距应适当，以保证皮带的稳定性。
间距过大会导致皮带晃动，过小则可能导致皮带卡死。
5. 轮毂孔径：轮毂孔径的大小应考虑安装空间和强度要求。
孔径过大会导致轮毂强度不足，过小则可能影响安装和拆卸。
6. 材质选择：V型皮带轮的材质应具有足够的强度和耐磨性，常用的材质有铸铁、铝合金、钢材等。
7. 表面处理：为了提高耐磨性和使用寿命，V型皮带轮表面可进行镀锌、喷漆、淬火等处理。
在设计V型皮带轮时，需要根据实际应用场景和机械传动系统的要求进行综合考虑，确保其满足强度、耐磨性、稳定性等方面的要求。
普通V带轮结构和尺寸设计一、V带轮的结构。
V带轮是一种用于传动的机械元件，通常由铸铁或钢材制成。
它的结构主要包括轮毂、V形槽和轮毂孔。
轮毂是V带轮的主体部分，它通常是圆柱形的，用于支撑V带，传递动力。
V形槽是V带轮上的凹槽，用于固定V带，使其不易脱落。
轮毂孔是轮毂中间的孔，用于安装在轴上，与轴连接，实现传动。
二、V带轮的尺寸设计。
1. V带轮的直径。
V带轮的直径是指V带轮的外圆直径，通常根据传动功率和传动比确定。
一般来说，直径越大，传动功率越大，传动比越小。
2. V带轮的宽度。
V带轮的宽度是指V带轮的V形槽的宽度，通常根据V带的宽度确定。
一般来说，V带轮的宽度应略大于V带的宽度，以确保V带能够完全进入V形槽，不易脱落。
3. V带轮的V形槽角度。
V带轮的V形槽角度是指V形槽的夹角，通常为40°或30°。
一般来说，V形槽角度越小，V带轮的传动效率越高，但V带轮的结构尺寸也会相应增大。
4. V带轮的轴孔尺寸。
V带轮的轴孔尺寸是指轮毂孔的直径和长度，通常根据轴的尺寸确定。
一般来说，轴孔的直径应略大于轴的直径，轴孔的长度应略大于轴的长度，以确保V带轮能够安装在轴上，与轴连接。
5. V带轮的材料选择。
V带轮通常由铸铁或钢材制成。
铸铁V带轮成本低，但强度和耐磨性较差，适用于传动功率较小的场合；钢制V带轮成本高，但强度和耐磨性较好，适用于传动功率较大的场合。
三、V带轮的设计要点。
1. V带轮的结构尺寸应根据传动功率和传动比确定，确保传动效率和可靠性。
2. V带轮的轮毂应具有一定的强度和刚度，以支撑V带，传递动力。
3. V带轮的V形槽应具有一定的深度和角度，以固定V带，使其不易脱落。
4. V带轮的轴孔应与轴配合良好，确保V带轮能够安装在轴上，与轴连接。
总之，V带轮的结构和尺寸设计是传动系统设计中的重要环节，它直接影响传动效率和可靠性。
因此，在设计V带轮时，应根据实际情况，合理确定V带轮的结构尺寸，确保传动系统能够稳定可靠地工作。
机械设计说明书设计题目：V带轮传动设计班级：学号：设计人：完成日期：2012 年12 月12 日目录第一章普通V带传动设计. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (3)第二章轴径的设计......................................... (5)一、主动轮轴材料的选择 (5)二、主动轮轴的设计及校核 (5)三、从动轮轴材料的选择...................................... . . (6)四、从动轮轴的设计及校核 (6)第三章V带轮的结构设计 (7)一、主动带轮的结构形式 (7)二、从动带轮的结构形式 (8)第四章键的选择及强度校核 (9)一、主动轮轴的键的设计及校核 (9)二、主动轮轴的键的设计及校核 (10)第五章装配图及爆炸图 (11)一、零件的爆炸图..............................................11二、零件的装备图..............................................12第六章设计总结......................................... (14)第七章参考文献......................................... (15)第一章 普通V 带传动设计1、确定计算功率p ca 由表8-7查工作系数A k =1.1，故p 1.11112.1ca A k p kw =⨯=⨯=2、选择V 带的带型根据p ca 、1n 由图可知选用A 型带3、确定带轮的基准直径1d d 并验算带轮带速V①初选主动带轮的基准直径1d d取主动带轮的基准直径1d d =140mm②验算带速V11 3.14140144010.55m /601000601000d d n V s π⨯⨯===⨯⨯因为5 m/s<V<30 m/s ,故带轮合适 ③计算从动带轮的基准直径2d d212140280d d d i d =⨯=⨯=，圆整2280d d mm =实际传动比2112802140d d d i d ===122100%100%0%5%i 2i i δ--=⨯=⨯=<±故1140d d mm =，2280d d mm =合适4、确定V 带的中心距a 和基准长度d L①根据120120.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+，即取0500a mm =②计算带所需的长度2120120()2()1669.224d d do d d d d L a d d mm a π+≈+++=由表8-2选带的基准长度1600dL mm =③计算实际中心距a016001669.2500465.422d do L L a a mm --≈+=+=，圆整中心距465a mm = min 0.0154650.0151600441d a a L mm =-=-⨯=max 0.034650.031600513d a a L mm =+=+⨯=中心距的变化围为441 ~513mm5、验算主动带轮上的包角1α11257.357.3180()180(280140)163120a 465d d d d α≈--⨯=--⨯=≥故合适 6计算带的根数Z① 计算单根V 带的额定功率p rp 2.28o kw =，p 0.17o kw ∆=，0.96k α=，0.99L k =00p (p +p )(2.28+0.17)0.960.99 2.33r L k k kw α=∆=⨯⨯=② 计算V 带的根数Zp 12.1 5.2p 2.33ca r z ===，所以z=6根7、计算单根V 带的初拉力的最小值0min (F )由表8-3得A 型带的单位长度质量0.1/q kg m =，所以220min(2.5-)p (2.5-0.96)12.1(F )5005000.110.55164.450.96610.55ca k qv Nk z v α∂⨯=⨯+=⨯+⨯=⨯⨯应使带的实际初拉力00min F (F )164.45N ≥=8、计算压轴力F p压轴的最小值为1min 0min 163(F )2(F )sin26164.45sin 195222p z N α==⨯⨯⨯=第二章 轴径的设计一、主动轮轴材料的选择：选用材料：45号钢， 最小直径：min 1.03d ≥ 二、主动轮轴的设计及校核①主动轮轴直径的确定：最小直径：min 1.0322.3d mm ≥= 圆整并取min30d mm =②主动轮轴的结构数据、形式如下图：③主动轮轴的强度校核：13312.1950000950000144014.860.20.230TP T n MP W d τ⨯====⨯ 114.86[]30T MP MP ττ=≤=故主动轮轴满足强度要求三、主动轮轴材料的选择：选用材料：45号钢，最小直径：3min 110 1.03pd n≥ 四、从动轮轴的设计及校核①从动轮轴的直径确定最小直径：3min 111.0328.11720d mm ≥=圆整并取min50d mm=②从动轮轴的结构数据、形式如下图：③从动轮轴的强度校核：13312.1950000950000720 6.420.20.250TPT nMPW dτ⨯====⨯16.42[]30TMP MPττ=≤=故从动轮轴满足强度要求第三章V带轮的结构设计一、主动带轮的结构形式①主动带轮基准直径1140300dd mm mm=≤，故采用腹板式②主动带轮的设计结构数据：1140dd mm=，6z=，b11.0dmm=15e mm =，min 2.75a h mm =，min 8.7f h mm =min 9f mm =，(1)293B z e f mm =-+=21402 2.75145.5a d a d d h mm =+=+⨯=③主动带轮的设计结构图：二、从动带轮的结构形式①从动带轮基准直径2280300d d mm mm =≤，故采用腹板式 ②从动带轮的设计结构数据：2280d d mm =，6z =，b 11.0d mm =15e mm =，min 9f mm =，min 8.7f h mm =min 2.75a h mm =，(1)293B z e f mm =-+=22802 2.75285.5a d a d d h mm =+=+⨯=③从动带轮的设计结构图：第四章 键的选择及强度校核一、主动轮轴的键的设计及校核：①键的选择：主动轮轴采用A型圆头平键因为主动轮轴的直径130mmd=由表6-1可知b h108⨯=⨯键宽键高，取L=70mm 主动轮轴键的标记为：/GB T1096 10870⨯⨯键②轴的键型结构：③键的强度校核：根据带轮材料和轴的材料为钢，且具有载荷变动微小由表6-2，取需用应力[]110pMPσ=该键的工作长度为701060l L b mm=-=-=键与轮毂键槽的接触高度/24k h mm==键所传递的转矩：1112.19550955080.251440PT MPn==⨯=故挤压应力：331210280.251022.346030pTMPkldσ⨯⨯⨯===⨯⨯因为22.3[]110p pMP MPσσ=<=，故合适二、从动轮轴的键的设计及校核：①键的选择：从动轮轴采用A型圆头平键因为从动轮轴的直径250d mm=由表6-1可知⨯⨯键宽b键高h=1610，取L=70mm 主动轮轴键的标记为：/GB T1096 1070⨯⨯键16②轴的键型结构：③键的强度校核：根据带轮材料和轴的材料为钢，且具有载荷变动微小由表6-2，取需用应力[]110pMPσ=该键的工作长度为701654l L b mm=-=-=键与轮毂键槽的接触高度/25k h mm==2212.195509550160.5720PT MPn==⨯=故挤压应力：3322102160.51023.7855450pTMPkldσ⨯⨯⨯===⨯⨯因为23.78[]110p p MP MP σσ=<=，故合适第五章 装配图及爆炸图一、零件的爆炸图：二、零件的装配图如下所示：第六章设计总结本设计共分为四部分：第一部分为V带的设计，主要确定V带的类型、结构形式以及主动轮和从动轮的直径、中心距、带的长度；第二部分为带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径和带轮转速，确定带轮的材料、结构形式，以及轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸；第三部分为有关轴径的设计，确定轴径的大小并对其校核；第四部分为键的设计及校核，包括键类型的选择、键尺寸参数的确定并对其校核。
普通V 带传动设计已知条件：P=15KW ，小带轮转速n=960r/min,传动比i=2,传动比允许误差≤±5%，轻度冲击；两班工作制。
一．V 带传动的设计计算： 1. 确定计算功率：查P156表8-7得工作情况系数：A K =1.1ca P =A K P=1.1×15=16.5Kw2. 选择V 带的带型：根据计算功率ca P 和小带轮转速1n ，由P157图8-11选择V 带的带型为：B 型3. 初选小带轮的基准直径1d d ： 查P155表8-6得：min )(d d =125根据1d d ≥min )(d d 查P157表8-8取：1d d =200㎜ 验算带速v ：根据P150公式8-13得： v==⨯⨯⨯=⨯⋅⋅m/s 10006096020014.310006011n d d π10.05m/s计算大带轮直径，由公式2d d =i 1d d 并根据P157表8-8加以适当圆整取2d d =400㎜4．确定中心距a ，并选择V 带的基准长度d L根据P152公式8-20初定中心距0a ：0.7（1d d +2d d ）≤0a ≤2(1d d +2d d )得420≤0a ≤1200 于是初定0a =1000 计算相应的带长0Ld ：据式0d L ≈02a +++)(221d d d d π2124)(a d d d d - =10004)200400()400200(214.3100022⨯-++⨯+⨯=2952 再根据P146表8-2选取：d L =3150 5.按P158式8-23计算实际中心距a : a ≈0a +20d d L L -=1000+229523150-=1049 并根据公式ddL a a L a a 03.0015.0max min +=-=】;的中心距的变化范围为1001.8~1143.5 6.验算小带轮上的包角1a :1α≈180°-(12d d d d -)a 3.57=180°-(400-200)10493.57⨯≈169°7.计算带的根数z:由1d d =200㎜和1n =960r/min,查P152表8-4a 取：0P =3.77Kw ； 根据1n =960r/min,i=2和B 型带，查P154表8-4b 取2：0P ∆=0.3； 查P155表8-5取：αK =0.98;查P146表8-2取：L K =1.07于是： =r P (00P P ∆+)αK L K 所以：Z==⨯⨯+⨯=∆+=98.007.1)3.077.3(151.1)(00L A r ca K K P P P K P P α 3.87 取Z=4根。
普通V带轮结构和尺寸设计首先，普通V带轮的结构设计应包括以下几个方面：1.齿形设计：普通V带轮的齿形应与V带相匹配，确保良好的传动效率和传动性能。
齿形的设计应遵循相关的标准规范，例如ISO、GB等，以保证其质量和符合国家标准要求。
2.材料选择：普通V带轮的材料应具有良好的耐磨性、强度和刚性。
常用的材料有铸铁、钢铁、铝合金等。
材料的选择应根据具体的应用需求和使用环境等因素综合考虑。
3.结构强度计算：普通V带轮的结构设计应满足一定的强度要求，以保证其能够承受正常工作条件下的载荷。
强度计算可以根据相关的工程力学理论进行，同时也可以参考相关的设计手册和规范。
其次，普通V带轮的尺寸设计也是非常关键的一环。
尺寸设计主要包括以下几个方面：1.带轮直径确定：带轮直径的选择应根据传递功率、转速和带轮的运行稳定性等因素进行。
一般来说，带轮直径越大，其承载能力越大，同时对带的弯曲和失效的影响也较小。
因此，在设计中需要综合考虑各方面因素，确定合适的带轮直径。
2.带轮宽度设计：带轮宽度的设计应满足带的传动功率和工作条件要求。
带轮宽度过小会导致带的滑动和磨损增加，从而影响传动效果；而过大则会增加生产成本和带轮的重量。
因此，带轮宽度的设计应考虑实际的工作条件和传动需求。
3.带轮齿数确定：根据带轮的直径和转速，可以计算出带轮的齿数。
齿数的选择应根据具体的传动要求和传动比进行，以满足传动效果和可靠性要求。
最后，在普通V带轮结构和尺寸设计中，还需要考虑其他因素，如轴孔大小、轴孔位置和轴孔键槽等。
这些因素的设计应根据具体的使用要求和工艺条件来确定。
总之，普通V带轮的结构和尺寸设计是一个综合性的工程问题，需要根据具体的应用要求和设计条件进行，以保证其运行稳定、可靠。
设计过程中需要综合考虑各方面的因素，并参考相关的标准和规范进行设计，以确保最终设计的普通V带轮满足实际使用要求。
普通V带轮结构和尺寸设计一、V带轮的结构。
V带轮是一种用于传动的机械零部件，主要用于传动动力，常见于各种机械设备和汽车发动机中。
V带轮的结构主要包括轮毂、V带槽和轴孔。
轮毂是V带轮的主体部分，通常由铸铁或铝合金制成，具有一定的强度和刚度。
V带槽是用于安装V带的部分，其形状和尺寸与V带相匹配，以确保V带能够正确地套入槽中并传递动力。
轴孔是用于安装V带轮的轴，通常为圆形或六角形，以便于安装和固定。
二、V带轮的尺寸设计。
1. V带槽尺寸。
V带槽的尺寸是V带轮设计中的关键参数之一，它直接影响着V带的传动效果和寿命。
V带槽的尺寸主要包括V带槽角度、V带槽宽度和V带槽深度。
V带槽角度是指V带槽的夹角，通常为40度或30度，不同的角度适用于不同类型的V带。
V带槽宽度是指V带槽的宽度，它应该与V带的宽度相匹配，以确保V带能够正确地套入槽中。
V带槽深度是指V带槽的深度，它应该与V带的厚度相匹配，以确保V带能够正确地套入槽中并传递动力。
2. 轮毂尺寸。
轮毂的尺寸也是V带轮设计中的重要参数之一，它主要包括轮毂直径、轮毂宽度和轴孔直径。
轮毂直径是指V带轮的外径，它应该与V带的外径相匹配，以确保V带能够正确地套入轮毂中并传递动力。
轮毂宽度是指V带轮的宽度，它应该与V带的宽度相匹配，以确保V带能够正确地套入轮毂中。
轴孔直径是指V带轮的轴孔直径，它应该与轴的直径相匹配，以确保V带轮能够正确地安装在轴上并传递动力。
3. 其他尺寸。
除了V带槽尺寸和轮毂尺寸外，V带轮的设计还涉及到一些其他尺寸，如轮毂与V带槽之间的距离、V带槽之间的距离等。
这些尺寸的设计需要考虑V带的安装和传动效果，以确保V带能够正确地套入轮毂中并传递动力。
三、V带轮的设计原则。
在设计V带轮时，需要遵循一些基本的设计原则，以确保V带轮能够正确地传递动力并具有较长的使用寿命。
首先，需要根据实际的传动功率和转速来选择合适的V带轮尺寸，以确保V带轮能够承受所需的传动功率和转速。
普通V 带传动设计已知条件：P=15KW ，小带轮转速n=960r/min,传动比i=2,传动比允许误差≤±5%，轻度冲击；两班工作制。
一．V 带传动的设计计算： 1. 确定计算功率：查P156表8-7得工作情况系数：A K =1.1ca P =A K P=1.1×15=16.5Kw2. 选择V 带的带型：根据计算功率ca P 和小带轮转速1n ，由P157图8-11选择V 带的带型为：B 型3. 初选小带轮的基准直径1d d ： 查P155表8-6得：min )(d d =125根据1d d ≥min )(d d 查P157表8-8取：1d d =200㎜ 验算带速v ：根据P150公式8-13得： v==⨯⨯⨯=⨯⋅⋅m/s 10006096020014.310006011n d d π10.05m/s计算大带轮直径，由公式2d d =i 1d d 并根据P157表8-8加以适当圆整取2d d =400㎜4．确定中心距a ，并选择V 带的基准长度d L根据P152公式8-20初定中心距0a ：0.7（1d d +2d d ）≤0a ≤2(1d d +2d d ) 得420≤0a ≤1200于是初定0a =1000 计算相应的带长0Ld ：据式0d L ≈02a +++)(221d d d d π2124)(a d d d d - =10004)200400()400200(214.3100022⨯-++⨯+⨯=2952 再根据P146表8-2选取：d L =3150 5.按P158式8-23计算实际中心距a :a ≈0a +20d d L L -=1000+229523150-=1049 并根据公式dd L a a L a a 03.0015.0max min +=-=】;的中心距的变化范围为1001.8~1143.5 6.验算小带轮上的包角1a :1α≈180°-(12d d d d -)a ο3.57=180°-(400-200)10493.57ο⨯≈169°7.计算带的根数z:由1d d =200㎜和1n =960r/min,查P152表8-4a 取：0P =3.77Kw ； 根据1n =960r/min,i=2和B 型带，查P154表8-4b 取2：0P ∆=0.3； 查P155表8-5取：αK =0.98;查P146表8-2取：L K =1.07于是：=r P (00P P ∆+)αK L K所以：Z==⨯⨯+⨯=∆+=98.007.1)3.077.3(151.1)(00L A r ca K K P P P K P P α 3.87 取Z=4根。
普通V带传动设计说明书学院: 航空制造工程学院专业: 材料成型及控制工程学号: 0 9 0 3 3 6 2 3姓名: 杨坤目录一、设计内容 (2)二、V带传动总体设计 (2)三、各带轮的设计及结果 (4)1、结构尺寸设计 (4)2、材料的选择,结构形式设计 (4)3、3D软件设计零件 (5)四、轴的设计 (6)五、机架的设计 (7)六、零件的装配 (8)七、设计小结 (9)八、参考资料 (10)一、设计内容。
1.已知条件：电机功率P=3Kw，小带轮转速n1=960 r/min, 传动比i=3.0，传动比允许误差≤5%±轻度冲击；两班工作制。
2.设计内容和要求。
1）V带传动的设计计算。
2）轴径设计。
取45号刚时，按下式估算：min 1.03d≥，并圆整；3）V带轮的结构设计。
选择带轮的材料、结构形式、计算基本结构尺寸；4）用3D软件设计零件及装配图，并标注主要的特征尺寸。
二、V带传动总体设计1. 确定计算功率ca P。
由表8-7查得工作情况系数A K=1.2，故Pca=A K*p=3.6kw2. 选择V带的带型。
根据ca P、n1由图8-10选用A型。
3. 确定带轮的基准直径d d ，并验算带速v 。
1)初选小带轮的基准直径1d d 。
由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径1d d ＝100mm 。
2)验算带速v 。
按式（8-13）验算带的速度。
5.03m/s因为5/30/m s v m s <<，故带速合适。
3)计算大带轮的基准直径.根据式（8-15a ），计算大带轮的基准直径2d d 。
d d2＝i d d1＝300mm ,由表8-8圆整d d2=315mm4. 确定V 带的中心距a 和基准长度d L 。
1） 根据式（8-20），初定中心距 a 0=500mm 。
2） 由式（8-22）计算带所需的基准长度。
11220020()2()24d d d d d d d L a d d a π-≈+++=1674.66mm由表8-2选带的基准长度d L =1600mm3） 按式（8-23）计算实际中心距a 。
普通V带轮结构和尺寸设计普通V带轮是一种常见的动力传动装置，广泛应用于各种机械设备中。
它由带轮和V带组成，通过V带与带轮的咬合传递动力，起到传动和转动的作用。
在设计V带轮的结构和尺寸时，一般包括以下几个要素：V带类型、带轮直径、带轮材料、带轮几何结构、带轮齿型、带轮轮缘高度以及带轮齿数等。
首先，选择合适的V带类型。
根据传动功率大小、速度和特定工况要求，可以选择不同类型的V带，如矩形V带、窄V带和多楔形V带等。
这些不同类型的V带具有不同的特性，如载荷能力、耐磨性和适应性等方面的差异。
其次，确定带轮直径。
带轮直径的选择应基于所需传动比、V带张紧力以及转子功率等参数。
带轮直径的选择应使其满足V带的最小弯曲半径要求，避免过小直径导致V带的过度弯曲，影响传动效率和寿命。
第三，选择适当的带轮材料。
带轮材料应具备较好的耐磨性、抗疲劳性和耐冲击性，以确保其长时间的稳定工作。
一般常用的带轮材料有铸铁、钢、铝合金等。
接下来，确定带轮的几何结构。
带轮的几何结构包括轮缘高度、V带槽角度和V带槽宽度等。
轮缘高度决定了V带的工作深度，一般应选择合适的轮缘高度以保证V带良好的咬合。
V带槽角度的选择应符合V带的平均应力和咬合要求，避免应力集中导致断裂。
而V带槽宽度的选择应基于V带的规格和工作参数等，保证V带能够正常咬合并传递动力。
其次，选取合适的带轮齿型。
带轮齿型的选择应根据V带规格和传动要求等，选择与之对应的齿型。
常用的带轮齿型有平底槽、圆弧底槽和楔形底槽等，其选择应使V带在带轮上得到良好的咬合和传动。
最后，确定带轮的齿数。
带轮齿数的选择应考虑到传动比的要求以及带轮直径的限制等因素。
通常情况下，带轮齿数可通过传动比和总传动比的计算确定。
综上所述，普通V带轮的结构和尺寸设计主要包括选择合适的V带类型、确定带轮直径、选择适当的带轮材料、确定带轮的几何结构、选取合适的带轮齿型以及确定带轮的齿数等。
这些设计要素应根据具体的传动需求和工作条件进行科学选择，以确保V带轮具有良好的传动效果和较长的使用寿命。
机械基础课程设计实训报告-普通V带传动的设计课程名称: 《机械基础》设计题目: 普通V带传动的设计系别: 机电工程系专业班级: 机电一体化7班学生姓名:学号:指导老师:设计时间: 2010年12月河南质量工程职业学院普通V带传动的设计河南质量工程职业学院《机械基础》课程设计任务书班级学生姓名指导教师课程设计题目普通V带传动的设计主要1、设计一带式输送机的普通V带传动设计2、普通V带的设计计算和选择内容3、带轮的设计1(设计指标主要齿轮的传递功率为11kw，传动比为i=2.1; 技术双向运转，一般用途，使用时间10年(每年工作250天)，双指标班制连续工作。
和设2(设计要求计要V带的主要参数;求带轮的选用要求;[1]张晓坤.隋晓朋.Autocad中文版实用教程.北京:北京经济日报出版社，2008.9主要[2]徐锦康.机械设计.北京:高等教育出版社,2008.3 参考[3]唐金松.简明机械设计手册(第二版).上海:上海科学技术出版社，资料2000.5及文[4]黄祖德.机械设计.北京:北京理工大学出版社，2007.9 献[5] 岳优兰，马文锁.机械设计基础.开封:河南大学出版社，2009.52普通V带传动的设计目录1 设计方案及要求 ...................................................4 2失效形式和设计准则 ................................................42.1主要失效形式 (4)2.2设计准则 (4)3 单根V带所能传递的效率 ........................................... 4 4 设计计算和参数选择 .. (7)4.1确定计算功率 (7)4.2选择V带型号 (8)4.3确定带轮基准直径 (9)4.4验算带的速度 (10)4.5确定中心距和V带基准直径 (10)4.6验算小带轮上包角 (11)4.7确定V带根数 (12)4.8确定初拉力 (12)4.9确定作用在轴上的压力 (13)5 带轮设计 ........................................................14 6 V带传动的张紧装置 ...............................................16 7 设计小结 ........................................................17 参考文献 ..........................................................173普通V带传动的设计1设计方案及要求设计如图1所示的带式运输机传动方案I中的带传动。
普通V 带传动的设计实例例2-1 设计一带式运输机中的普通V 带传动。
原动机为Y 系列三相异步电动机，其额定功率P = 4 kW ，主动轮转速n 1=1440 r/min ，从动轮转速n 2=450 r/min ，单班制工作，要求中心距a ≤550mm 。
解：1）确定计算功率P c单班制工作，即每天工作8小时，由表2-5查得工况系数K A =1.1，故 P c =K A P =1.1×4=4.4kW2）选择普通V 带的型号根据P c =4.4kW 、n 1=1440r/min ，由图2-7初步选用A 型带。
3）选取带轮基准直径d d 1和d d 2由表2-6取d d 1=100mm ，并取ε=0.02，由式（2-9）得63130201100450144011212.mm ).()(=-⨯⨯=-=εd d d n n d mm 由表2-6取最接近的标准系列值：d d 2 =315mm 。
4）验算带速vm /s 54.7m/s 100060144010010006011=⨯⨯⨯=⨯=ππn d v d 因v 在5～25m/s 范围内，故带速合适。
5）确定中心距a 和带的基准长度L d由式（2-15），初定中心距a 0的取值范围是：290.5 mm ≤ a 0 ≤830 mm按题目要求，初选中心距a 0 = 450 mm 。
由式（2-16）计算所需带长：21221004)()(22a d d d d a L d d d d d -+++=π mm 6.15774504)100315()315100(214.345022=⨯-++⨯+⨯= 查表2-4，选取基准长度L d = 1600 mm 。
根据式（2-17），计算实际中心距：4612)6.15771600(4502)(00≈-+=-+≈d d L L a a mm 6）验算小带轮包角α1由式（2-18）得︒>︒≈︒⨯--︒=︒⨯--︒=1201533.574611003151803.57180121a d d d d α （合适） 7）确定带的根数已知d d 1=100mm ， 21.3)02.01(100315)1(12≈-⨯=-=εd d d d i ，v =7.54m/s ，查表2-1得P 0=1.31kW ，查表2-2得ΔP 1=0.1kW ；因α1=153°，查表2-3得 K α=0.926；因L d =1600mm ，查表2-4得K L =0.99。
第三节普通V带传动的设计...一、失效形式和设计准则...二、单根V带所能传递的功率...三、设计计算和参数选择...四、带轮设计...五、V带传动的张紧装置...第三节普通V带传动的设计一、失效形式和设计准则如前所述，带传动靠摩擦力工作。
当传递的圆周阻力超过带和带轮接触面上所能产生的最大摩擦力时，传动带将在带轮上产生打滑而使传动失效。
另外，传动带在运行过程中由于受循环变应力的作用会产生疲劳破坏。
因此，带传动的设计准则是：既要在工作中充分发挥其工作能力而又不打滑，同时还要求传动带有足够的疲劳强度，以保证一定的使用寿命。
二、单根V带所能传递的功率单根V带所能传递的功率是指在一定初拉力作用下，带传动不发生打滑且有足够疲劳寿命时所能传递的最大功率。
从设计要求出发，应使≤，根据（7–14）可写成≤这里，[s]为在一定条件下，由疲劳强度决定的V带许用拉应力。
由实验知，在108~109次循环应力下为(MPa)式中Z–––V带绕过带轮的数目；v––– V带的速度(m/s)；L–––V带的基准长度（m）；dT–––V带的使用寿命（h）；C–––由V带的材质和结构决定的实验常数。
由式（7–4）和式（7–5）并以当量摩擦系数f v替代f，可得最大有效圆周力即式中A–––V带的截面面积（mm2）。
单根V带所能传递的功率为即 (kW) （7–15）在传动比i=1（即包角a=180°）、特定带长、载荷平稳条件下由式（7–15）计算所得的单根普通V带所能传递的基本额定功率P1值列于表7–4。
当传动比i>1时，由于从动轮直径大于主动轮直径，传动带绕过从动轮时所产生的弯曲应力低于绕过主动轮时所产生的弯曲应力。
因此，工作能力有所提高，即单根V带有一功率增量DP1，其值列于表7–4。
这时单根V带所能传递的功率即为（P1＋DP1）。
如实际工况下包角不等于180°、胶带长度与特定带长不同时，则应引入包角修正系数K （表7–5）和长度修正系数K L（表7–6）。
表7–4 单根普通V带的基本额定功率P1和功率增量DP1（摘自GB/T13575.1—92）（单位：kW）这样，在实际工况下，单根V带所能传递的额定功率为[P1]=(P1+DP1) ·Kα·K L (7-16)表7－5 包角修正系数Kα(摘自GB13575.1－92)表7－6 普通V带长度修正系数K L（摘自GB13575.1－92）三、设计计算和参数选择设计V带传动时一般已知的条件是：1）传动的用途、工作情况和原动机类型；2）传递的功率P；3）大、小带轮的转速n2和n1；4）对传动的尺寸要求等。
设计计算的主要内容是确定：1）V带的型号、长度和根数；2）中心距；3）带轮基准直径及结构尺寸；4）作用在轴上的压力等；设计计算步骤如下：1．确定计算功率P cP=K A· P (kW)c式中P–––传递的额定功率（kW）；K–––工况系数（表7–7）A2．选择V带型号根据计算功率P c和小带轮转速n1由图7–14选择V带型号。
当在两种型号的交线附近时，可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。
注：Y型主要传递运动，故未列入图内图7-14 普通V带选型图3．确定带轮基准直径d1和d2为了减小带的弯曲应力应采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。
一般取d1≥d min（表7–3），比规定的最小基准直径略大些。
大带轮基准直径可按计算。
大、小带轮直径一般均应按带轮基准直径系列圆整（表7–8）。
仅当传动比要求较精确时，才考虑滑动率e来计算大轮直径，即，这时d2可不按表7–8圆整。
表7–8 普通V带带轮基准直径系列（摘自GB13575.1—92）4．验算带的速度v由可知，当传递的功率一定时，带速愈高，则所需有效圆周力F愈小，因而V带的根数可减少。
但带速过高，带的离心力显著增大，减小了带与带轮间的接触压力，从而降低了传动的工作能力。
同时，带速过高，使带在单位时间内绕过带轮的次数增加，应力变化频繁，从而降低了带的疲劳寿命。
由表7–4可见，当带速达到某值后，不利因素将使基本额定功率降低。
所以带速一般在v=5~25m/s内为宜，在v=20~25m/s范围内最有利。
如带速过高（Y、Z、A、B、C型v>25m/.s；D、E型v>30m/s）时，应重选较小的带轮基准直径。
5．确定中心距a和V带基准长度L d根据结构要求初定中心距a0。
中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低带传动的工作能力，同时由于中心距小，V带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。
但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度较高时还易引起带的颤动。
对于V带传动一般可取0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)初选a0后，V带初算的基准长度L d0可根据几何关系由下式计算：(mm) （7–17）根据式（7–17）算得的L d0值，应由表7–2选定相近的基准长度L d，然后再确定实际中心距a。
由于V带传动的中心距一般是可以调整的，所以可用下式近似计算a值(mm)（7–18）考虑到为安装V带而必须的调整余量，因此，最小中心距为a=a–0.015L d(mm)min如V带的初拉力靠加大中心距获得，则实际中心距应能调大。
又考虑到使用中的多次调整，最大中心距应为(mm)6．验算小带轮上的包角a1小带轮上的包角a1可按式（7–1）计算为使带传动有一定的工作能力，一般要求a1≥120°（特殊情况允许a1＝90°）。
如a1小于此值，可适当加大中心距a；若中心距不可调时，可加张紧轮。
从上式可以看出，a1也与传动比i有关，d2与d1相差越大，即i越大，则a1越小。
通常为了在中心距不过大的条件下保证包角不致过小，所用传动比不宜过大。
普通V带传动一般推荐i≤7，必要时可到10。
7．确定V带根数z根据计算功率P c由下式确定≥（7–19）为使每根V带受力比较均匀，所以根数不宜太多，通常应小于10根，否则应改选V带型号，重新设计。
8．确定初拉力F0适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之一。
初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。
反之，初拉力过大，会使V带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。
对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。
为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心力的不利影响时，单根V带适当的初拉力为(N)（7–20）由于新带容易松驰，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的初拉力应为上述初拉力计算值的1.5倍。
初拉力是否恰当，可用下述方法进行近似测试。
如图7–15所示，在带与带轮的切点跨距的中点处垂直于带加一载荷G，若带沿跨距每100mm中点处产生的挠度为1.6mm（即挠角为1.8°）时，则初拉力恰当。
这时中点处总挠度y=1.6t/100mm。
跨度长t可以实测，或按下式计算（7–21）G的计算如下：新安装的V带（7–22）运转后的V带（7–23）最小极限值（7–24）式中DF0–––初拉力的增量（表7–9）表7–9 初拉力的增量（单位：N）带型Y Z A B C D EDF610152029.458.81089．确定作用在轴上的压力F Q传动带的紧边拉力和松边拉力对轴产生压力，它等于紧边和松边拉力的向量和。
但一般多用初拉力F0由图7–16近似地用下式求得(N)（7–25）式中a1–––小带轮上的包角；z–––V带根数。
四、带轮设计对带轮的主要要求是重量轻、加工工艺性好、质量分布均匀、与普通V带接触的槽面应光洁，以减轻带的磨损。
对于铸造和焊接带轮、内应力要小。
带轮由轮缘、轮幅和轮毂三部分组成。
带轮的外圈环形部分称为轮缘，装在轴上的筒形部分称为轮毂，中间部分称为轮幅。
图7–17 V带轮的结构带轮结构形式按直径大小常用的有S型实心带轮（用于尺寸较小的带轮）、P型腹板带轮（用于中小尺寸的带轮）、H型孔板带轮（用于尺寸较大的带轮）及E型椭圆轮幅带轮（用于大尺寸的带轮）（见图7–17）。
轮缘部分的轮槽尺寸按V带型号查表7–10。
由于普通V带两侧面间的夹角是40°，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形，楔角减小，故规定普通V带轮槽角f为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定）。
槽型带轮的常用材料是铸铁，如HT150、HT200。
转速较高时，可用铸钢或钢板焊接；小功率时可用铸造铝合金或工程塑料。
带轮的其它结构尺寸可参考有关资料。
五、V 带传动的张紧装置由于传动带不是完全的弹性体，带工作一段时间后，会因伸长变形而产生松驰现象，使初拉力降低，带的工作能力也随之下降。
因此，为保证必需的初拉力，应经常检查并及时重新张紧。
常用的张紧方法是改变带传动的中心距，如把装有带轮的电动机安装在滑道上并用螺钉2调整（见图7–18a ）或摆动电机底座1并调整螺栓2使底座转动（见图7–18b ），即可达到张紧的目的。
如果带传动的中心距是不可调整的，则可采用张紧轮装置（见图7–19）。
张紧轮一般放置在带的松边。
V 带传动常将张紧轮压在松边的内侧并靠近大带轮，以免使带承受反向弯曲，降低带的寿命，且不使小带轮上的包角减小过多。
a)b)图7-19 张紧轮装置图7-18 带的定期张紧装置例7–1设计如图7-20所示的带式运输机传动方案I中的带传动。
已知：P=11kW，n1=1460r/min，i=2.1，一般用途使用时间10年（每年工作250天），双班制连续工作，单向运转。
图7-20 带式运输机传动方案Ⅰ解：1．确定计算功率P c由表7–7查得工况系数K A=1.2，则P=K A P=1.2×11=13.2kWc2．选择V带型号根据P c＝13.2kW，n1=1460r/min，由图7–14选取B型。
3．确定带轮基准直径d1、d2由表7–3，B型V带带轮最小直径d min=125mm，又根据图7–14中B型带推荐的d1的范围及表7–8，取d1=132mm，从动轮基准直径d2=id1=2.1×132＝277.2mm，由表7–8基准直径系列取d2=280mm。
传动比，传动比误差为，允许。
4．验算带的速度m/s m/s5．确定中心距a和V带基准长度L d由0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)即288.4=0.7(132+280)≤a0≤2(132+280)=824则初取中心距a0=560mm初算V带的基准长度L d0由表7–2选取标准基准长度L d=1800mm实际中心距取a=572mm6．验算小带轮上包角a1合适7．确定V带根数由d1=132mm，n1=1460r/min，查表7–4，B型单根V带所能传递的基本额定功率P1=2.48kW，功率增量DP1=0.46kW，由表7–5查得包角系数K a=0.96，由表7–6查得长度修正系数K L=0.95；所需带的根数≥取z＝5根8．确定初拉力F0由表7–3，B型带q=0.17kg/mN 9．确定作用在轴上的压轴力F QN 10．带轮设计（略）。
