武漢理工大學機械設計課件第8章上

第八章?lián)闲詡鲃釉O計

第八章§8-1帶傳動概述一、類型1.組成主動輪帶傳動傳動帶從動輪2.類型摩擦帶傳動（平帶、V帶、多楔帶、圓帶）嚙合帶傳動（同步齒形帶）第八章?lián)闲詡鲃悠綆欠治龅幕A，主要學習V帶傳動的設計計算交叉帶傳動§8-1帶傳動概述一、類型2.類型第八章?lián)闲詡鲃悠綆f=N·f=FN·f

V帶Ff=2Nf

=帶傳動概述當量摩擦系數f′>f，V帶傳動能力更大。注意：V帶楔角為40°帶輪槽角小于40°。=

FN·f′平帶和V帶傳動能力的比較：

平帶的工作面是底面，V帶的工作面是兩側面。

若平帶和V帶受到同樣的壓緊力FN，帶和帶輪間摩擦系數亦同為f。平帶Ff=N·f=FN·fV帶Ff=2Nf帶傳動概述二、帶傳動的結構（閱讀）機構傳動中應用最廣的是普通V帶傳動。（窄V帶、寬V帶、大楔角V帶、汽車V帶）普通V帶是標準件，制成無接頭的環(huán)形，按剖面尺寸大小分為Y、Z、A、B、C、D、E七種型號，剖面尺寸由小到大。注意：節(jié)寬bp、節(jié)徑dp和基準直徑dd，基準長度Ld。帶傳動概述二、帶傳動的結構（閱讀）機構傳動中應用最廣的是普通帶傳動概述三、帶傳動的特點優(yōu)點：（1）傳動平穩(wěn)、噪聲小。（2）過載保護。（3）適于中心距大場合。（4）結構簡單，成本低。缺點：（1）傳動比不恒定。（2）效率低、壽命短。（3）外廓尺寸大。（4）支承帶輪的軸和軸承受力較大。（5）不宜用于高溫、易燃場合。帶傳動常用于第一級傳動，功率p≤80kw，帶速V=5~25m/s，傳動比=2-4，效率η=0.91~0.96。帶傳動概述三、帶傳動的特點優(yōu)點：缺點：一、帶傳動中的幾何計算主要幾何參數有中心距a，帶輪直徑d，帶長L，包角α等帶輪直徑d1、d2—對V帶為帶輪的基準直徑。帶長L—對V帶是基準長度Ld。包角α1、α2—小帶輪和大帶輪與帶接觸弧所對中心角。L=§8-2帶傳動的幾何計算及基本理論=一、帶傳動中的幾何計算主要幾何參數有中心距a，帶輪直徑d，帶帶傳動的幾何計算及基本理論又帶傳動的幾何計算及基本理論又二、帶傳動受力分析工作前：帶兩邊受相同初拉力F。工作時：主動輪對帶的摩擦力Ff與帶的運動方向一致，從動輪對帶的摩擦力Ff與帶的運動方向相反。產生緊邊拉力F1，松邊拉力F2。對帶取受力體，∑M=0Ffdd1/2+F2dd1/2–F1dd1/2=0則摩擦力總合力：Ff=F1–F2=F

稱為有效拉力帶傳動的幾何計算及基本理論二、帶傳動受力分析工作前：帶兩邊受相同初拉力F。對帶取受力體討論：1）F0↑Fflim↑,但F0↑↑軸、軸承受力大，F(xiàn)0↓↓易打滑、傳動能力不能充分發(fā)揮。2）α1↑Fflim↑,但α1↑受傳動比、中心距等因素限制。3）f↑Fflim↑,但f↑受材料等因素限制。帶傳動的幾何計算及基本理論F1與F2有什么關系呢？歐拉研究了打滑時緊邊拉力F1與松邊拉力F2的關系，即歐拉公式：e——自然對數的底。

f——摩擦系數，對V帶為f′。α——包角，帶傳動為α1。近似認為帶的總長不變，有F1-F0=F0-F2聯(lián)立求解上式，則最大摩擦力可表示為：最大摩擦力Fflim=F1-F2=F1（1-1/ef)討論：帶傳動的幾何計算及基本理論F1與F2有什么關系呢？歐帶傳動實例

帶打滑實例：農用拖拉機帶傳動應當用三根A型V帶傳動，但有些農民常常只裝一根或兩根，在空車或輕載時似乎可以，但在滿載時就會打滑而造成事故，這就是因為傳遞有效圓周力F>Fflim。帶傳動實例帶打滑實例：在所有橫剖面上都是相等的。q——帶單位長度的質量kg/m3、彎曲應力E—彈性模量Y—中性層到最外層的距離dd—帶輪的基準直徑帶傳動的幾何計算及基本理論三、帶傳動的應力分析帶傳動工作時，帶內將產生下列幾種應力。1、拉應力緊邊 1=F1/A MPa松邊 2=F2/A MPa2、離心拉應力動畫分析在所有橫剖面上都是相等的。q——帶單位長度的質量kg/m3、傳動帶應力分布情況帶傳動的幾何計算及基本理論最大應力發(fā)生在緊邊繞上小帶輪處。動態(tài)傳動帶應力分布情況帶傳動的幾何計算及基本理論最大應力發(fā)生在緊帶傳動的幾何計算及基本理論四、帶傳動運動分析。

帶是彈性體，受力會產生彈性變形。由于緊、松邊上所受拉力不等，因而產生彈性變形也不相同。對其運動有何影響？我們把這種微量的滑動現(xiàn)象稱為彈性滑動。彈性滑動是不可避免的，它造成功率損失，增加帶的磨損，還會使傳動比不準確。其原因是帶為彈性體+拉力差引入滑動率ε來表達滑動的大?。?（v1-

v2）/v1注意：彈性滑動不可避免，打滑可以避免。（演示→）帶傳動的幾何計算及基本理論四、帶傳動運動分析。

帶是彈性體，得：帶傳動的幾何計算及基本理論五、帶傳動的主要失效形式及設計準則1、主要失效形式（1）打滑。當傳遞的圓周力F超過了帶與帶輪之間摩擦力總和的極限時，發(fā)生過載打滑，使傳動失效。（2）疲勞破壞。傳動帶在變應力的長期作用下，因疲勞而發(fā)生裂紋、脫層、松散、直到斷裂。2、設計準則在不打滑的前提下，使帶具有一定的疲勞強度和壽命。六、帶傳動的設計條件和傳動功率根據設計準則，帶傳動應滿足以下兩個條件：1、不打滑條件F≤Fflim得：帶傳動的幾何計算及基本理論五、帶傳動的主要失效形式及設計帶傳動的幾何計算及基本理論2、疲勞強度條件帶傳動的許用功率為帶傳動的幾何計算及基本理論2、疲勞強度條件帶傳動的許用功率為§8-3普通V帶傳動設計一、單根普通V帶基本額定功率由上式可求單根V帶在特定的試驗條件下(載荷平穩(wěn),

α1=α2=180°，特定的帶長Ld，應力循環(huán)次數108~109，一定張緊力等）的許用功率，該許用功率稱為基本額定功率P1，見表8-3。在某一使用條件下，單根V帶的許用功率（額定功率）[P]，是在特定條件下的基本額定功率P1加以修正而得。[P]=（P1+ΔP1）kαkLkwΔP1——考慮i≠1時（d2>d1），彎曲應力↓，P1↑（表8-4）kα——考慮α1≠180°時，傳動能力↓（表8-5）kL——考慮帶長不等于特定帶長的影響。（表8-6）§8-3普通V帶傳動設計一、單根普通V帶基本額定功率由上二、設計的已知條件和設計內容普通V帶傳動設計已知條件：用途和工作情況；傳遞的功率P；主動輪、從動輪轉速n1、n2（或傳動比i）；傳動位置和外廓尺寸要求；原動機類型等。設計內容：帶的型號、長度、根數；帶輪尺寸、結構和材料；傳動的中心距；帶的初拉力和壓軸力；張緊及防護裝置等。三、設計步驟和參數選擇1、確定設計功率（計算功率）PdPd=kAPkwkA——工況系數（表8-7）P——所需傳遞的功率P2、選擇帶型根據設計功率Pd和小帶輪轉速n1初選帶型。（圖8-12）二、設計的已知條件和設計內容普通V帶傳動設計已知條件：用途和普通V帶傳動設計3、確定帶輪基準直徑dd1、dd2。dd1↓緊湊但b↑故規(guī)定了最小基準直徑。（表8-8）dd2=idd1（1-ε）ε可忽略；dd2要圓整。4、驗算帶速VV=d1n1/(60×1000)m/sV↑↑離心力↑正壓力↓傳動能力↓易打滑。V↓↓F↑帶根數多。要求V在5~25m/s之間。最好在10~20m/s，可調整dd1、n1。5、確定中心距a和帶長Ld。a↓↓α1↓承載↓繞轉次數↑壽命↓a↑↑α1↑承載↑繞轉次數↓壽命↑但尺寸↑一般初選a0：0.7（dd1+dd2）≤a0≤2(dd1+dd2)初選a0Ld0(8-26式）選基準長度Ld(表8-6）a(8-2式)普通V帶傳動設計3、確定帶輪基準直徑dd1、dd2。4、驗算7、確定帶的根數Z

普通V帶傳動設計6、驗算包角α1

要求α1≥120°要求Z<8，否則受力不均，改選帶型、重新計算。8、確定初拉力F。F0↓↓傳動能力↓易打滑F(xiàn)0↑↑壽命↓壓軸力↑既能發(fā)揮帶的傳動能力，又能保證帶的壽命的F0見式8-29。9、計算壓軸力FQ≈2ZF0sin(1/2)7、確定帶的根數Z普通V帶傳動設計6、驗算包角α1

要求四、帶輪的結構設計普通V帶傳動設計V帶輪的典型結構有：實心式、腹板式、孔板式和輪輻式。帶輪的結構設計，主要是根據帶輪的基準直徑選擇結構形式。五