帶傳動概述

帶傳動的失效形式、設計準則和許用功率第十三章帶傳動和鏈傳動帶傳動和鏈傳動

帶傳動的彈性滑動和打滑

V帶傳動的設計計算

帶傳動的受力分析和應力分析第十三章帶傳動和鏈傳動帶傳動和鏈傳動

鏈傳動的運動特性和受力分析

滾子鏈傳動的設計計算

鏈傳動的布置形式、潤滑與張緊

鏈傳動概述重點、難點提示重點：帶傳動的受力分析和應力分析；帶傳動的彈性滑動和打滑；帶傳動的失效形式和設計準則；普通V帶傳動的參數選擇和設計計算；鏈傳動的運動分析；滾子鏈傳動的參數選擇和設計計算。難點：帶傳動的彈性滑動；鏈傳動的運動分析第一節帶傳動概述1、帶傳動的組成主動輪1、從動輪2、環形帶332、帶傳動的工作原理：1n2n12F0F0F0F0安裝時帶被張緊在帶輪上，產生的初拉力使得帶與帶輪之間產生壓力。主動輪轉動時，依靠摩擦力托動從動輪一起同向回轉一、帶傳動的組成帶傳動的類型平皮帶V型帶多楔帶摩擦型嚙合型同步帶圓形帶摩擦牽引力大摩擦牽引力大牽引力小，用于儀器應用：兩軸平行、且同向轉動的場合。稱為開口傳動。抗拉體二、帶傳動的類型結構簡單、a大三、帶傳動的特點1、帶傳動的優點1）適用于中心距較大的傳動；2）帶具有良好的撓性，可緩和沖擊、吸收振動；3）過載時帶與帶輪之間會出現打滑，避免了其它零件的損壞；4）結構簡單、成本低廉。2、帶傳動的缺點2）傳動的外廓尺寸較大；帶的使用壽命較短；3）需要張緊裝置；1）傳動效率低、發熱量大；不能保持準確的傳動比；第一節帶傳動概述α2θα1θ四、帶傳動的幾何關系中心距a包角α

帶長θaCADBd1d2帶長已知帶長時，由上式可得中心距第一節帶傳動概述a調整螺釘調整螺釘滑道式張緊裝置擺架式張緊裝置a五、帶傳動的張緊裝置、安裝與維護1、帶傳動的張緊裝置

1）調節中心距第一節帶傳動概述張緊輪1.調整中心距2）采用張緊輪3）自動張緊自動張緊裝置銷軸第一節帶傳動概述五、帶傳動的張緊裝置、安裝與維護2.V帶傳動的安裝與維護1）安裝V帶時應將V帶套入輪槽中，再施加合適的初拉力進行張緊。多根V帶傳動其型號和長度要相同；不同廠家生產的V帶或新舊V帶不得同時使用。2）安裝時兩輪軸線要平行，且兩帶輪相應的V型槽的對稱平面應重合，誤差不得超過±20%。否則會加劇V帶的磨損，甚至造成V帶從帶輪上脫落。3）帶傳動裝置上應加裝防護罩以防止酸、堿或油污等濺入而腐蝕傳動帶。4）為延長傳動帶的壽命，不應在陽光下暴曬，其工作溫度不宜超過60℃。5）帶傳動不需潤滑，要及時清理傳動帶及帶輪槽內的油污。6）若帶傳動裝置較長時間不用，應將傳動帶放松。第一節帶傳動概述六、V帶傳動的結構和類型V帶可分為：普通V帶、窄V帶、寬V帶、大楔角V帶、汽車V帶等類型。其中普通V帶應用最廣。頂膠抗拉體包布底膠簾布芯結構繩芯結構節面節線普通V帶是標準件，按其剖面尺寸的不同，分為Y、Z、A、B、C、D、E七種型號，基本尺寸見表9–2。

第一節帶傳動概述第二節帶傳動的受力分析和應力分析靜止時，帶兩邊的初拉力相等：帶必須以一定的初拉力張緊在帶輪上F0F0F0F0傳動時，由于摩擦力的作用，帶兩邊的拉力不再相等：F1=F2=F0F1≠F2

F1↑F2↓F1F2F1F2緊邊松邊從動輪主動輪n1n2n1n2緊邊松邊一、帶傳動的受力分析設帶的總長不變，則緊邊拉力增量和松邊的拉力減量相等：F1

–F0=F0

–F2

F0=(F1+F2)/2稱F1

-F2為有效拉力，即帶所能傳遞的圓周力：F=F1

-F2且傳遞功率與圓周力和帶速之間有如下關系當圓周力F>∑Ff時，帶與帶輪之間出現顯著的滑動，稱為打滑。經常出現打滑使帶的磨損加劇、傳動效率降低，導致傳動失效。打滑現象一、帶傳動的受力分析以平帶為例，分析打滑時緊邊拉力F1和松邊拉力F2之間的關系dFNF1F2F+dFFfdFNαdαdldα2dα2取一小段弧進行分析：正壓力：dFN

兩端的拉力：F和F+dF力平衡條件：摩擦力：fdFN緊邊和松邊的拉力之比為一、帶傳動的受力分析F=F1

-F2V帶傳動與平皮帶傳動初拉力相等時，它們的法向力則不同平帶的極限摩擦力為:

FNf=FQfφFN/2FN/2FQFQFNFN=FQFN=FQ/sin(φ/2)φφf

’

——當量摩擦系數,f’>f則V帶的極限摩擦力為：一、帶傳動的受力分析在相同條件下

，V帶能傳遞較大的功率。或在傳遞功率相同時，V帶傳動的結構更為緊湊。用f’代替f后，得以下計算公式對于普通V帶：θ＝18°fv＝f/sin9°＝

3.24f一、帶傳動的受力分析1.緊邊和松邊拉力產生的拉應力緊邊拉應力松邊拉應力

A為帶的橫截面積2.離心力產生的拉應力帶在微弧段上產生的離心力

帶工作時應力由三部分組成二、帶傳動的應力分析離心力FNc在微弧段兩端會產生拉力Fc。

由力平衡條件得離心力只發生在帶作圓周運動的部分，但由此引起的拉力確作用在帶的全長。

離心拉應力

往x軸投影3.彎曲應力當帶繞過帶輪時，因為彎曲而產生彎曲應力設y為帶的中心層到最外層的垂直距離；E為帶的彈性模量；d為帶輪直徑。

4.應力分布及最大應力彎曲應力為

最大應力σmax出現在緊邊與小輪的接觸處。由材料力學公式得設帶的材料符合變形與應力成正比的規律，則變形量為：這種因材料的彈性變形而產生的滑動被稱為彈性滑動。

緊邊：松邊：∵F1>F2∴ε1>ε2帶繞過主動輪時，將逐漸縮短并沿輪面滑動，使帶速落后于輪速。帶經過從動輪時，將逐漸被拉長并沿輪面滑動，使帶速超前于輪速。總有：v2<v1

第三節帶傳動的彈性滑動和打滑

得從動輪的轉速：帶傳動的傳動比：V帶傳動的滑動率ε=0.01~0.02，一般可忽略不計。定義：為滑動率。當帶傳動所傳遞的有效圓周力大于帶和帶輪接觸面上的摩擦力的極限值時，帶將沿帶輪表面全面滑動，這種現象稱為打滑。打滑將使傳動帶磨損加劇，從動輪的轉速急劇降低且不穩定，致使傳動失效，這種情況應當避免。帶傳動的彈性滑動是不可避免的；而打滑是必須要避免的。1.帶傳動的失效形式1）打滑；2）疲勞破壞。一、帶傳動的失效形式和設計準則

2.帶傳動的設計準則傳動帶在工作時不打滑且具有一定的疲勞強度。第四節帶傳動的失效形式、設計準則和許用功率

二、帶傳動的許用功率帶載帶輪上打滑或發生脫層、撕裂、拉斷等疲勞損壞時，就不能傳遞動力。因此帶傳動的設計依據是保證帶不打滑及具有一定的疲勞壽命。傳遞的功率為單根帶所能傳遞的有效拉力為

為保證帶具有一定的疲勞壽命，應使為σmax=σ1+σb+σc

≤[σ]σ1=[σ]

-σb-σc代入得在α=π，Ld為特定長度、抗拉體為化學纖維繩芯結構條件下計算所得P0稱為單根帶的基本額定功率。詳見表9-3教材P141。實際工作條件與特定條件不同時，應對P0值加以修正。修正結果稱為許用功率[P0]KL——長度系數；

考慮帶長不為特定長度時對傳動能力的影響，見教材表9—1。

?P0——功率增量；考慮在i≠1，帶在大輪上的彎曲應力較小，故在壽命相同的情況下，可增大傳遞功率，取值詳見表9-4Kα

——包角系數。考慮α≠180?時對傳動能力的影響，見表9—5

二、帶傳動的許用功率1.確定V帶的型號和根數的確定計算功率KA——工作情況系數

詳見表9-6P143型號的確定根據Pc和小帶輪的轉速n1，由下頁選型圖確定。根數的確定第五節帶傳動的設計計算

300050002000160040002008005001004003001000小帶輪的轉速n1(r/min)125025000.811.2523.154581016203040506380100200250普通V帶選型圖ZABCDEd1=50~71d1=80~100d1=112~140d1=125~140d1=160~200d1=200~315d1=355~400d1=450~500d1=80~100普通v帶選型圖1）帶輪的直徑過小，則帶的彎曲應力大，壽命降低。應取d1>dmin2.帶輪直徑與帶速型號YZABCDEdmin205075125200315500表9--7帶輪的最小直徑dmin大帶輪的直徑d2：d1、d2：必須符合帶輪的基準直徑系列：見表9-7第五節帶傳動的設計計算

2）帶速一般應使v在5~25m/s的范圍內。

3.帶長和中心距推薦范圍0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)初定V帶基準長度根據L0由表13-2選取接近的基準長度Ld，然后計算中心距中心距變動范圍為考慮帶傳動的安裝、調整和V帶張緊的需要。(a-0.015Ld)~(a+0.015Ld)第五節帶傳動的設計計算

小輪包角一般應使α1≥120?,否則可加大中心距或增加張緊輪。5.初拉力保持適當的初拉力是帶傳動工作的首要條件。初拉力不足，會出現打滑，初拉力過大將增大軸和軸承上的壓力，并降低帶的壽命。計算公式其中Pc為計算功率；z為V帶根數；v為帶速；q為V帶每米長的質量；ka為包角修正系數。4.演算小帶輪包角第五節帶傳動的設計計算

設計帶傳動的主要任務是選擇合理的傳動參數、確定V帶型號、長度和根數；確定帶輪材料、結構和尺寸。設計帶傳動的原始數據是：傳動用途、載荷性質、傳遞功率、帶輪轉速以及對傳動的外廓尺寸的要求等。6.作用在軸上的壓力第五節帶傳動的設計計算

帶傳動設計的步驟:1.求計算功率；2.選擇普通V帶型號；3.求帶輪的基準直徑d1、d2；4.驗算帶速；5.求V帶的基準長度Ld和中心距a；6.驗算小帶輪的包角；7.求V帶根數z；8.求作用在帶輪軸上的壓力FQ；9.帶輪的結構設計。設計：潘存云組成：鏈輪和、形鏈條作用：鏈與鏈輪輪齒之間的嚙合實靠現平行軸之間的同向傳動。§第六節鏈傳動概述鏈傳動的類型：傳動鏈、起重鏈、曳引鏈。1.鏈輪傳動沒有彈性滑動和打滑，能保持準確的平均傳動比；2.需要的張緊力小，作用在軸上的壓力小，可減少軸承的摩擦損失；3.結構緊湊；4.能在高溫，有油污等惡劣環境下工作；5.制造和安裝精度較低，中心距較大時其傳動結構簡單；缺點：瞬時轉速和瞬時傳動比不是常數，傳動的平穩性較差，有一定的沖擊和噪聲。應用：廣泛應用于礦山機械、農業機械、石油機械、機床及摩托車中。優點與齒輪傳動相比與帶傳動相比工作范圍：傳動比：i≤8;

中心距：a≤5~6m;

傳遞功率：P≤100KW;

圓周速度：v≤15m/s;

傳動效率：η

≈0.95~0.98§第六節鏈傳動概述銷軸與外鏈板鉚牢，分別稱為內外鏈節。內外鏈節構成一個鉸鏈。當鏈條嚙入嚙出時，內外鏈節作相對轉動。同時滾子沿鏈輪鏈齒滾動，可減少鏈條與輪齒的磨損。內外鏈板均做成8字形，以減輕重量，并保持各橫截面的強度大致相等一、鏈條類型滾子鏈的組成：滾子、套筒、銷軸、內鏈板、外鏈板。齒形鏈滾子鏈套筒與銷軸、滾子與套筒均為間隙配合內鏈板緊壓在套筒兩端，稱為內鏈節。傳動鏈的結構：鏈條材料：碳素鋼或合金鋼，經熱處理，以提高強度和耐磨性。套筒滾子鏈的剖面結構：滾子套筒銷軸內鏈板外鏈板鏈條的主要參數節距p：節距p：滾子鏈上相鄰兩滾子中心的距離。p越大，鏈條各零件尺寸越大，所能傳遞的功率也越大。結構類型：單排鏈和多排鏈。滾子鏈已標準化，分為A、B兩個系列，常用的是A系列.ppt鏈條長度以鏈節數表示。鏈節數最好取偶數，以便鏈條聯成環形時正好是外鏈板與內鏈板相接。若鏈節數為奇數時，則采用過渡鏈節，在鏈條受拉時，過度鏈節還要承受附加的彎曲載荷，通常應避免采用。過渡鏈節齒形鏈板的兩側是直邊，工作時鏈板的側邊與鏈輪齒廓相嚙合。鏈板的成形孔內裝入棱柱，兩棱柱相互滾動，可減小摩擦和磨損。齒形鏈是由許多齒形鏈板用鉸鏈聯接而成。優點：與滾子鏈相比，齒形鏈運轉平穩、噪聲小、承受沖擊載荷的能力高。缺點：結構復雜、價格較貴、比較重。應用場合：多應用于高速（鏈速可達40m/s）或運動精度要求較高的場合。p直邊直邊O60?

二、鏈輪標準參數：齒面圓弧半徑：re

齒溝圓弧半徑：ri

齒溝角：ααmin、αmax鏈輪的節距：p——弦長分度圓直徑：df=d-d1

齒頂圓直徑：齒根圓直徑：各種鏈輪的實際斷面齒形介于最大最小齒槽形狀之間。這樣處理使鏈輪齒廓曲線設計具有很大的靈活性。但齒形應保證鏈節能平穩自如地進入或推出嚙合，并便于加工。國標規定最大值和最小值：鏈輪主要尺寸計算公式：滾子鏈鏈輪的參數滾子鏈鏈輪端面齒形端面齒形：三圓弧一直線這種三圓弧一直線齒形基本上符合標準齒槽形狀范圍，且具有較好的嚙合性能，并便于加工。d180?

Zr2bdcr3r1aa軸面齒形：圓弧+直線便于進入或退出嚙合單排鏈輪軸面齒形多排鏈輪軸面齒形零件工作圖：只繪制軸面齒形，不用繪制端面齒形。材料與熱處理：碳素鋼、鑄鐵、重要鏈輪可用合金鋼。齒面需經熱處理以提高接觸強度和耐磨性。指采用標準刀具加工直線鏈輪的結構1、實心式——小直徑2、孔板式——中等直徑3、組合式——大直徑，齒圈可更換。一、鏈傳動的運動分析鏈條的平均線速度平均傳動比為分度圓瞬時線速度鏈條的瞬時線速度沿AB方向，θ為相位角鏈輪每轉過一齒，鏈速時快時慢變化一次。由此可知，當鏈輪等速回轉時，瞬時鏈速和順時傳動比都作周期性變化。鏈條進入鏈輪后形成折線，因此鏈傳動相當于一對多邊形輪之間的傳動。變化范圍其大小為第七節鏈傳動的運動特性和受力分析鏈條的瞬時線速度沿垂直方向的分量為：鏈傳動在工作時，產生振動和動載荷！速度不均勻系數：Z11413121110987654321051015202530354045δ(%)鏈速不均勻系數變化曲線作周期性變化，從而使鏈條上下抖動。二、鏈傳動的受力分析為了保證松邊垂度不至于過大，安裝鏈傳動時，應作用在鏈上的力有圓周拉力離心拉力

懸垂拉力

緊邊拉力為F1=F

+Fc+FyN松邊拉力為

F2=Fc+FyNF=1000P/vNFc=qv2NFy=KyqgaNq為米長質量a——為中心距，β=90?

Ky=1g——為重力加速度，Ky為下垂量y=0.02a時的垂度系數。其值與鏈輪中心線與水平夾角有關β=0?

Ky=7β=75?

Ky=2.5β=60?

Ky=4β=30?

Ky=6適當張緊——有效拉力設計：潘存云實際使用區域一、失效形式和設計準則1）鏈板疲勞破壞；2）滾子、套筒的沖擊疲勞破壞；3）銷軸與套筒鉸鏈的膠合；4）鏈條鉸鏈磨損；5）過載拉斷。二、功率曲線圖4321極限功率曲線n1P對應每種失效形式，可得出一個極限功率表達式。常用線圖表示。曲線1——正常潤滑條件下，鏈條鉸鏈磨損限定的極限功率；曲線2——鏈板疲勞強度限定的極限功率；曲線3——滾子、套筒的沖擊疲勞強度限定的極限功率；曲線4——鉸鏈膠合限定的極限功率；其極限功率急劇下降；密封潤滑不良第八節滾子鏈傳動的計算二、極限功率曲線2.鏈傳動的設計準則：在一定使用壽命和良好潤滑條件下，避免上述失效形式。

1.失效形式功率曲線的特定條件:1.兩輪共面;2.小鏈輪的齒數z1=193.鏈節數Lp=1004.載荷平穩;7.鏈條因磨損而引起的相對伸長量≤3%5.按推薦的潤滑方式6.工作壽命為15000h當潤滑不良或不能采用推薦的潤滑方式時，應將P0值降低。鏈速vm/s≤1.5v>7

而又潤滑不當P0降低50%傳動不可靠！1.5~725%當采用推薦的潤滑方式時，鏈傳動所能傳遞的功率P0、小輪轉速n1和鏈號的關系見圖9-17。推薦的潤滑方式見圖9-18三、額定功率曲線修正系數kz和kL見表13－11，多排鏈系數km見表13－12當實際工作條件與特定條件不同時，應對P0值加以修正：許用功率：計算功率：Pc=KAP，KA為工作情況系數，P為名義功率。工作情況系數KA見表9-9當v≤0.6m/s時，鏈條的主要失效形式是拉斷，設計時需驗算靜力強度安全系數：Q極限載荷，F1是緊邊拉力，n是排數，S是安全系數S=4~8四、靜強度校核第八節滾子鏈傳動的計算五、主要參數的選擇1.鏈輪的齒數表9-12小鏈輪的齒數z1鏈速vm/s0.63~33~8≥8齒數z1≥17≥21≥25鏈輪齒數對傳動的平穩性和工作壽命均有影響。小鏈輪齒數過少，增加傳動的不均勻性和動載荷