V帶傳動設(shè)計[共21頁]

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1、 普通V帶傳動的設(shè)計步驟 一、失效形式和設(shè)計準則 如前所述，帶傳動靠摩擦力工作。當傳遞的圓周阻力超過帶和帶輪接觸面上所能產(chǎn)生的最大摩擦力時，傳動帶將在帶輪上產(chǎn)生打滑而使傳動失效。 另外，傳動帶在運行過程中由于受循環(huán)變應(yīng)力的作用會產(chǎn)生疲勞破壞。 因此，帶傳動的設(shè)計準則是：既要在工作中充分發(fā)揮其工作能力而又不打滑，同時還要求傳動帶有足夠的疲勞強度，以保證一定的使用壽命。 二、單根V帶所能傳遞的功率 單根V帶所能傳遞的功率是指在一定初拉力作用下，帶傳動不發(fā)生打滑且有足夠疲勞壽命時所能傳遞的最大功率。 從設(shè)計要求出發(fā)，應(yīng)使 ≤ ，根據(jù)（7–14）可寫成 ≤ 這里，[s]為在一定

2、條件下，由疲勞強度決定的V帶許用拉應(yīng)力。由實驗知，在108~109次循環(huán)應(yīng)力下為 (MPa) 式中 Z–––V帶繞過帶輪的數(shù)目； v––– V帶的速度(m/s)； Ld–––V帶的基準長度（m）； T–––V帶的使用壽命（h）； C–––由V帶的材質(zhì)和結(jié)構(gòu)決定的實驗常數(shù)。 由式（7–4）和式（7–5）并以當量摩擦系數(shù)fv替代f，可得最大有效圓周力 即 式中 A–––V帶的截面面積（mm2）。 單根V帶所能傳遞的功率為 即 (kW) （7–15） 在傳動比i=1（即包角a=180）、特定帶長、載荷平穩(wěn)條件下由式（7–15）計算所得的單根普通V帶所能傳遞

3、的基本額定功率P1值列于表7–4。 當傳動比i>1時，由于從動輪直徑大于主動輪直徑，傳動帶繞過從動輪時所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力低于繞過主動輪時所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。因此，工作能力有所提高，即單根V帶有一功率增量DP1，其值列于表7–4。這時單根V帶所能傳遞的功率即為（P1＋DP1）。如實際工況下包角不等于180、膠帶長度與特定帶長不同時，則應(yīng)引入包角修正系數(shù)Ka（表7–5）和長度修正系數(shù)KL（表7–6）。 表7–4 單根普通V帶的基本額定功率P1和功率增量DP1 （摘自GB/T13575.1—92） （單位：kW） 這樣，在實際工況下，單根V帶所能傳遞的額定功率為 [P1]=(P1

4、+DP1) KaKL (7-16) 表7－5 包角修正系數(shù)Ka(摘自GB13575.1－92) 表7－6 普通V帶長度修正系數(shù)KL（摘自GB13575.1－92） 三、設(shè)計計算和參數(shù)選擇 設(shè)計V帶傳動時一般已知的條件是：1）傳動的用途、工作情況和原動機類型；2）傳遞的功率P；3）大、小帶輪的轉(zhuǎn)速n2和n1；4）對傳動的尺寸要求等。 設(shè)計計算的主要內(nèi)容是確定：1）V帶的型號、長度和根數(shù)；2）中心距；3）帶輪基準直徑及結(jié)構(gòu)尺寸；4）作用在軸上的壓力等； 設(shè)計計算步驟如下： 1．確定計算功率Pc Pc=KA P (kW) 式中 P–––傳遞的額定功率（kW）； K

5、A–––工況系數(shù)（表7–7） 表7-7 工況系數(shù)KA 工況 KA 空、輕載啟動 重載啟動 每天工作小時數(shù)（h） ＜10 10~16 ＞16 ＜10 10~16 ＞16 載荷變動最小 液體攪拌機、通風機和鼓風機（≤7.5kW）、離心式水泵和壓縮機、輕負荷輸送機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷變動小 帶式輸送機（不均勻負荷）、通風機（＞7.5kW）、旋轉(zhuǎn)式水泵和壓縮機（非離心式）、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉(zhuǎn)篩、鋸木機和木工機械 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷變動較大 制磚機、斗式提升機

6、、往復(fù)式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機床、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載輸送機 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨） 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 注： 1．空、輕載啟動—電動機（交流啟動、三角啟動、直流并勵）、四缸以上的內(nèi)燃機、裝有離心式離合器、液力聯(lián)軸器的動力機； 2．重載啟動—電動機（聯(lián)機交流啟動、直流復(fù)勵或串勵）、四缸以下的內(nèi)燃機。 2．選擇V帶型號 根據(jù)計算功率Pc和小帶輪轉(zhuǎn)速n1由圖7–14選擇V帶型號。當在兩種型號的交線附近時，可以對兩種型

7、號同時計算，最后選擇較好的一種。 注：Y型主要傳遞運動，故未列入圖內(nèi) 圖7-14 普通V帶選型圖 3．確定帶輪基準直徑d1和d2 為了減小帶的彎曲應(yīng)力應(yīng)采用較大的帶輪直徑，但這使傳動的輪廓尺寸增大。一般取d1≥dmin（表7–3），比規(guī)定的最小基準直徑略大些。大帶輪基準直徑可按 計算。大、小帶輪直徑一般均應(yīng)按帶輪基準直徑系列圓整（表7–8）。僅當傳動比要求較精確時，才考慮滑動率e來計算大輪直徑，即 ，這時d2可不按表7–8圓整。 表7–8 普通V帶帶輪基準直徑系列（摘自GB13575.1—92） 4．驗算帶的速度v 由 可知，當傳遞的功率一定時，帶速愈高，則所需有效圓周力

8、F愈小，因而V帶的根數(shù)可減少。但帶速過高，帶的離心力顯著增大，減小了帶與帶輪間的接觸壓力，從而降低了傳動的工作能力。同時，帶速過高，使帶在單位時間內(nèi)繞過帶輪的次數(shù)增加，應(yīng)力變化頻繁，從而降低了帶的疲勞壽命。由表7–4可見，當帶速達到某值后，不利因素將使基本額定功率降低。所以帶速一般在v=5~25m/s內(nèi)為宜，在v=20~25m/s范圍內(nèi)最有利。如帶速過高（Y、Z、A、B、C型v>25m/.s；D、E型v>30m/s）時，應(yīng)重選較小的帶輪基準直徑。 5．確定中心距a和V帶基準長度Ld 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求初定中心距a0。中心距小則結(jié)構(gòu)緊湊，但使小帶輪上包角減小，降低帶傳動的工作能力，同時由于中心距小

9、，V帶的長度短，在一定速度下，單位時間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多而導(dǎo)致使用壽命的降低，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，速度較高時還易引起帶的顫動。 對于V帶傳動一般可取 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2) 初選a0后，V帶初算的基準長度Ld0可根據(jù)幾何關(guān)系由下式計算： (mm) （7–17） 根據(jù)式（7–17）算得的Ld0值，應(yīng)由表7–2選定相近的基準長度Ld，然后再確定實際中心距a。 由于V帶傳動的中心距一般是可以調(diào)整的，所以可用下式近似計算a值 (mm) （7–18） 考慮到為安裝V帶而必須的調(diào)整余量，因此，最小中心距為 ami

10、n=a–0.015Ld (mm) 如V帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應(yīng)能調(diào)大。又考慮到使用中的多次調(diào)整，最大中心距應(yīng)為 (mm) 6．驗算小帶輪上的包角a1 小帶輪上的包角a1可按式（7–1）計算 為使帶傳動有一定的工作能力，一般要求a1≥120（特殊情況允許a1＝90）。如a1小于此值，可適當加大中心距a；若中心距不可調(diào)時，可加張緊輪。 從上式可以看出，a1也與傳動比i有關(guān)，d2與d1相差越大，即i越大，則a1越小。通常為了在中心距不過大的條件下保證包角不致過小，所用傳動比不宜過大。普通V帶傳動一般推薦i≤7，必要時可到10。 7．確定V帶根數(shù)z 根據(jù)計算

11、功率Pc由下式確定 ≥ （7–19） 為使每根V帶受力比較均勻，所以根數(shù)不宜太多，通常應(yīng)小于10根，否則應(yīng)改選V帶型號，重新設(shè)計。 8．確定初拉力F0 適當?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動正常工作的重要因素之一。初拉力小，則摩擦力小，易出現(xiàn)打滑。反之，初拉力過大，會使V帶的拉應(yīng)力增加而降低壽命，并使軸和軸承的壓力增大。對于非自動張緊的帶傳動，由于帶的松馳作用，過高的初拉力也不易保持。為了保證所需的傳遞功率，又不出現(xiàn)打滑，并考慮離心力的不利影響時，單根V帶適當?shù)某趵? (N) （7–20） 由于新帶容易松馳，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的初拉力應(yīng)為上述初拉力計算值的1.5倍。

12、 初拉力是否恰當，可用下述方法進行近似測試。如圖7–15所示，在帶與帶輪的切點跨距的中點處垂直于帶加一載荷G，若帶沿跨距每100mm中點處產(chǎn)生的撓度為1.6mm（即撓角為1.8）時，則初拉力恰當。這時中點處總撓度y=1.6t/100mm?？缍乳Lt可以實測，或按下式計算 （7–21） G的計算如下： 新安裝的V帶 （7–22） 運轉(zhuǎn)后的V帶 （7–23） 最小極限值 （7–24） 式中 DF0–––初拉力的增量（表7–9） 表7–9 初拉力的增量 （單位：N） 帶型 Y Z A B C D E DF0 6 10 15 20 29.4 58.

13、8 108 9．確定作用在軸上的壓力FQ 傳動帶的緊邊拉力和松邊拉力對軸產(chǎn)生壓力，它等于緊邊和松邊拉力的向量和。但一般多用初拉力F0由圖7–16近似地用下式求得 (N) （7–25） 式中 a1–––小帶輪上的包角； z–––V帶根數(shù)。 四、帶輪設(shè)計 對帶輪的主要要求是重量輕、加工工藝性好、質(zhì)量分布均勻、與普通V帶接觸的槽面應(yīng)光潔，以減輕帶的磨損。對于鑄造和焊接帶輪、內(nèi)應(yīng)力要小。 帶輪由輪緣、輪幅和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，中間部分稱為輪幅。 圖7–17 V帶輪的結(jié)構(gòu) 帶輪結(jié)構(gòu)形式按直徑大小常用的有S型實心帶輪（用于尺

14、寸較小的帶輪）、P型腹板帶輪（用于中小尺寸的帶輪）、H型孔板帶輪（用于尺寸較大的帶輪）及E型橢圓輪幅帶輪（用于大尺寸的帶輪）（見圖7–17）。 輪緣部分的輪槽尺寸按V帶型號查表7–10。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形，楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角f為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定）。 表7-10 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 bp 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上

15、槽深 hamin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 hfmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 80.3 120.3 150.3 190.4 25.50.5 370.6 44.50.7 第一槽對稱面至端面的距離 f 71 81 最小輪緣厚 dmin 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B=(z-1)e+2f z—輪槽數(shù) 外徑 da 輪 槽 角 f 32 相應(yīng)的基準直徑d

16、≤60 - - - - - - 34 - ≤80 ≤118 ≤190 ≤315 - - 36 - - - - - ≤475 ≤600 38 - ＞80 ＞118 ＞190 ＞315 ＞475 ＞600 極限偏差 30′ 帶輪的常用材料是鑄鐵，如HT150、HT200。轉(zhuǎn)速較高時，可用鑄鋼或鋼板焊接；小功率時可用鑄造鋁合金或工程塑料。 帶輪的其它結(jié)構(gòu)尺寸可參考有關(guān)資料。 五、V帶傳動的張緊裝置 由于傳動帶不是完全的彈性體，帶工作一段時間后，會因伸長變形而產(chǎn)生松馳現(xiàn)象，使初拉力降低，帶的工作能力也隨之下降。因此，為保證必需的初拉力，應(yīng)經(jīng)常檢查并及時重新張緊。常用的張緊方法是改變帶傳動的中心距，如把裝有帶輪的電動機安裝在滑道上并用螺釘2調(diào)整（見圖7–18a）或擺動電機底座1并調(diào)整螺栓2使底座轉(zhuǎn)動（見圖7–18b），即可達到張緊的目的。如果帶傳動的中心距是不可調(diào)整的，則可采用張緊輪裝置（見圖7–19）。張緊輪一般放置在帶的松邊。V帶傳動常將張緊輪壓在松邊的內(nèi)側(cè)并靠近大帶輪，以免使帶承受反向彎曲，降低帶的壽命，且不使小帶輪上的包角減小過多。 a) b) 圖7-19 張緊輪裝置 圖7-18 帶的定期張緊裝置