机械设计 带传动

第八章带传动重点：带传动的原理受力分析应力分析带传动的设计过程难点：带传动的受力分析组成：主动轮，从动轮和环行带主要应用场合：中小功率传动系统（目前，国外的带式输送机已有飞速发展，如：Austrilia某带式输送机的单机长度已达34公里；荷兰鹿特丹多机（17段），达206公里）本章主要内容▪带传动的特点和工作原理；▪带传动的类型及其特点；▪带传动的受力情况及应力分析；▪带传动的运动分析（弹性滑动、打滑与传动比）；普通V带传动的设计。

重点难点▪带传动的受力情况及应力分析；▪带传动的运动分析（弹性滑动、打滑与传动比）；【主要内容】▪带传动的特点和工作原理；▪带传动的类型及其特点；▪带传动的受力情况及应力分析；▪带传动的运动分析（弹性滑动、打滑与传动比）；▪普通V带传动的设计。

【重点难点】▪带传动的受力情况及应力分析；▪带传动的运动分析（弹性滑动、打滑与传动比）；第一节概述带传动是通过中间挠性件（带）传递动力和运动的。

按工作原理可分为摩擦传动和啮合传动两种。

本章主要介绍第一种——摩擦带传动1．带传动的组成固联于主动轴上的带轮1(主动轮)；固联于从动轴上的带轮3(从动轮)；紧套在两轮上的传动带2。

2．传动原理•摩擦传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦力，便拖动从动轮一起转动，并传递动力（平带和Ｖ带传动）。

•啮合传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的啮合，便拖动从动轮一起转动，并传递动力（同步带传动）。

3．带传动的特点优点：适用于较大中心距的传动；能缓和载荷冲击——带有良好的弹性过载时，带在轮面上打滑，起保护作用；运行平稳，无噪音；结构简单，成本低。

缺点：传动的外廓尺寸较大；传动比不稳定；带的寿命比较短（与齿轮传动相比）传动效率低，一般在0.94~0.98之间带传动的类型:摩擦带传动：（按带的剖面形状）平带；V带；圆带；多楔带啮合传动：同步齿形带带传动的型式：开口传动交叉传动半交叉传动所以，往往应用在功率小于等于700千瓦，带速在5~25米每秒的机械中。

特种带可达60米每秒。

高速带可达80米每秒。

4．带传动的类型平带传动，结构简单，带轮也容易制造，在传动中心距较大的场合应用较多。

在一般机械传动中，应用最广的带传动是Ｖ带传动，在同样的张紧力下，Ｖ带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。

多楔带传动兼有平带传动和Ｖ带传动的优点，柔韧性好、摩擦力大，主要用于传递大功率而结构要求紧凑的场合。

同步带传动是一种啮合传动，具有的优点是：无滑动，能保证固定的传动比；带的柔韧性好，所用带轮直径可较小。

5．带传动的应用Ｖ带采用基准宽度制，即用带的基准线的位置和基准宽度来确定带在轮槽中的位置和轮槽的尺寸。

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。

第一节 V 带和V 带轮传 动 带 平 带 Ｖ 带 多楔带 同步带 普通平带片基平带 普通Ｖ带 窄Ｖ带 齿形Ｖ带 宽Ｖ带一、V带的结构普通V带的结构：抗拉层：帘布芯结构（抗拉强度高）和线绳芯结构（柔韧性好，适用于高度，载荷不大，带轮直径较小的场合）；顶胶层：底胶层：包带层普通窄V带分为：SPZ，SPA，SPB，SPC四种型号，比高度相同的普通带窄30%。

V带是标准件：按截面尺寸分为：Y、Z、A、B、C、D、E型，其中Y型截面尺寸最小，承受的载荷小，功率小。

节面——即不受拉，也不受压的面；节面宽度—bp 节线——带中长度不变的周线；节线的长度称为带基准长度L，具体查表d基准直径d——指槽宽等于带的节宽的那个圆柱直径，d可查表11—7。

二、V带轮（铸铁，钢，小的可用塑料）组成：轮缘（职能结构部分，根据从动轮的具体工作情况而定，齿轮上是齿；带轮上是槽），轮毂，轮辐。

后两者材料相同。

带轮通常采用铸铁，常用材料的牌号为HT150和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。

带轮一般都自己设计。

带轮的分类：实心式；腹板式；轮辐式各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使带的载荷分布较为均匀。

结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀。

轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损。

轮缘的槽形剖面尺寸，可查表11—3。

轮槽的楔角小于带的楔角，这样在带装上时，外层受拉，宽度减小；内层受压，宽度增加，则楔角变小，所以槽的角度应小些。

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。

根据带的截型确定轮槽尺寸。

带轮的其它结构尺寸通常按经验公式计算确定。

第二节带传动的受力分析和弹性滑动一、几何尺寸计算带传动的主要几何参数有：中心距，带长，带轮直径，包角——（小轮）带缠绕在带轮上时，接触弧所对应的中心角，它们之间的关系：二、受力分析传动尚未工作时，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－F＝F0－F2；或：F1 ＋F2＝2F0；记传动带与小带轮或大带轮间总摩擦力为F f，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F e＝P/v，则显然有F e＝F f。

取绕在主动轮或从动轮上的传动带为研究对象，有：F e ＝F f ＝F 1－F 2；因此有： F 1＝F 0＋F e ／2；F 2＝F 0－F e ／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。

根据力分析和平衡结果，有效拉力就是由接触弧段的摩擦力提供的。

当带传递的功率增大到所需的有效拉力超过接触弧上的极限摩擦力总和时，带与轮面就会发生全面的相对滑动，即只有主动轮转动，而从动轮不动，这种现象称为“打滑”。

打滑是一种由于过载引起的一种失效。

带传动的最大有效拉力F ec 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F ec 。

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F ec ↑分析：11)1(01+-=-=μαμαμαμαμe e F e e F F 可知影响带的承载能力的因素：μ、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。

μαf e F F 21=1120+-=ααf f ec e e F F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F 0。

切记：欧拉公式不可用于非极限状态下的受力分析！ b) 离心拉力2qv F C =（q ——每米带长的质量m kg /）三、弹性滑动和打滑1、弹性滑动带是弹性体，受拉后要产生弹性变形。

由于紧边和松边的拉力不同，产生的弹性变形也不同。

小轮左端带产生的摩擦力从1F 减小到2F ，带的弹性变形也随之相应减小，带速V逐渐低于主动轮的圆周速度1V ，所以带与带轮轮缘之间发生了相对滑动，称为弹性滑动。

弹性滑动——因材料的弹性变形而引起带与带轮表面产生的相对滑动现象称为弹性滑动。

带传动的弹性滑动是不可避免的。

产生弹性滑动的原因：带有弹性；紧边松边存在拉力差。

如果主动轮的圆周速度为1V ，从动轮的圆周速度为2V ，带速为V ，则三者之间的关系为：21V V V ≥≥后果：使主从动轮及带速的大小不同，发生传动比不准确的现象。

滑动率ε：带传动中，由于带的弹性滑动而引起从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度的相对降低率。

112211121n d n d n V V V -=-=ε，一般工程中，)/(600011d 1s m n d v π=)/(600022d 2s m n d v π=其中：考虑滑动率的影响，带传动的传动比为：)1(1221ε-==d d d d n n i 显然，1n 减小了，这就是所谓的从动轮丢转现象。

弹性滑动是带传动不能保证准确传动比的根本原因。

2、打滑打滑——是当带所需传递的圆周力超过带与带轮表面之间的极限摩擦力的总和时，带与带轮表面之间将发生显著的相对滑动。

是不可避免的。

打滑是由于过载所引起的带在带轮上的全面滑动。

打滑是可以避免的。

只要不过载即可。

后果（危害）：产生过量的磨损，严重的发生火灾甚至是爆炸。

第四节 带的应力分析和设计准则一、应力分析（三部分）1、带的工作拉应力： 紧边拉应力：AF 11=σ 松边拉应力：A F 22=σ 式中：A ——带的剖面面积（2mm ）；v －带速从紧边到松边带所受的应力逐渐增加，因为μF 均布的。

越靠近紧边受到的拉应力越大，从松边到紧边，由2σ逐渐增大到1σ。

2、离心拉应力Aqv A F C c 2==σ（作用在带的全长上） C σ－离心拉应力3、弯曲应力带绕经带轮时，因弯曲而产生弯曲应力。

由材料力学的知识，带最外层弯曲应力最大，为：d h Ea b 2=σ 式中：a h ——带的节面（中性层）到最外层的垂直距离 E ——带材料的弹性模量（a MP ）d ——带轮直径（带轮中性层所在的带轮直径，带轮的基准直径）显然，小轮的弯曲应力应比大轮处的应力大，应力分布图如图所示，为限制弯曲应力，对每种V 带都规定了最小带轮的直径，在选型图上。

可见，带在整个周长上的应力是不断变化的。

在变应力的作用下，带易发生疲劳破坏。

最大应力发生在小轮与带相遇点处。

[]σσσσσ≤++=11max b c应力分布图如图所示。

二、Ｖ带传动的设计准则带传动的主要失效形式是打滑和传动带的疲劳破坏。

1、带传动的设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。

2．单根V 带的基本额定功率带传动的承载能力取决于传动带的材质、结构、长度，带传动的转速、包角和载荷特性等因素。

单根V 带的基本额定功率P 0是根据特定的实验和分析确定的。

实验条件：传动比i =1、包角α＝180°、特定长度、平稳的工作载荷。

即不打滑也不疲劳前提下，单根V 带所能传递的功率为：1000FV P =满足疲劳强度的条件：[]11b c σσσσ--≤则保证不打滑的条件：F F ≤工作→）（σασe A V P 111-≤联立上面两式得满足不打滑又有足够疲劳强度的功率[]1P ：[][]()[]1000)11(11max μασσσeA V P P b C ---==式中：1p ——额定功率。