《机械》-第10章 带传动与链传动设计

按照带的截面形状，带可分为平带、V带、圆形带、多楔带等。本节以普通V带为例讨论V带传动的设计、计算。10.1.1带传动的应力分析及失效形式

1.带传动的应力分析带传动时，带产生的应力有由拉力产生的拉应力、由离心力产生的离心应力和带绕过带轮时产生的弯曲应力。

(1)两边拉力产生的拉应力紧边拉应力松边拉应力 (10.1)式中，σ1、σ2分别为紧边拉应力和松边拉应力(MPa);F1、F2分别§10.1V带传动设计下一页为紧边拉力和松边拉力(N);为带的横截面积(mm2)。

(2)离心力产生的拉应力绕在带轮上的传动带随带轮轮缘作圆周运动时，将产生离心力，由于离心力作用于全部带长，它产生的离心应力σc为 (10.2)式中，σc为离心力产生的拉应力(MPa);A为每米带长的质量(kg/m)，见表10-2，v为带速(m/s)。(3)弯曲应力带绕过带轮时，将产生弯曲应力，其大小为 (10.3)§10.1V带传动设计下一页上一页§10.1V带传动设计式中，E为材料的弹性模量(MPa);h为V带截面高(mm)，对于普通V带，可由表10-2确定;d为带轮的直径，对于V带轮，则为其基准直径，查表10-1确定。由上式可知，带轮直径越小，带越厚，则带的弯曲应力也越大，因为小轮的直径小，故小轮的弯曲应力大于大轮的弯曲应力，为了防止弯曲应力过大而影响寿命，对每种型号的V带都规定了相应的最小带轮基准直径，见表10-1。带在工作时，传动带中各截面的应力分布如图10-1所示。由图可知，带是在变应力状态下工作的，最大应力发生在紧边绕人主动轮处。其值为下一页上一页§10.1V带传动设计 (10.4)当带经历了一定的应力循环次数后，易产生疲劳破坏，发生裂纹、脱层、松散、直至断裂。为保证带具有足够的疲劳寿命，应满足 (10.5)式中，σ为带的许用应力，它是在a1=a2=180°、规定带长和应力循环次数、载荷平稳等条件下通过试验确定的。

2.失效形式及设计准则

V带传动的主要失效形式有以下两种。

(1)打滑下一页上一页由于过载，带在带轮上打滑而不能正常传动。

(2)疲劳破坏带工作时的应力是变应力，当应力循环次数达到一定时，带将发生疲劳破坏。

V带的设计准则是:(1)保证带与带轮之间不打滑;(2)带具有一定的疲劳强度和使用寿命。10.1.2V带的规格V带由顶胶1、抗拉体2、底胶3及包布4组成，如图10-2所示。抗拉体2是承受载荷的主体，由帘布或线绳组成，顶胶1和底胶3分别下一页上一页§10.1V带传动设计承受在运行时的拉伸和压缩力，采用弹性较好的胶料，包布4的材料采用橡胶帆布，起耐磨和保护作用。普通V带已标准化，见图10-2，按截面尺寸的不同，分为Y,Z,A,B,C,D,E七种型号，楔形角a=40°，在相同条件下，截面尺寸越大传递功率也越大。普通V带运行时既不伸长、也不缩短的圆周，称为节线，全部节线组成带的节面，带的节面宽度称为节宽，用b,表示。V带装在带轮上和节宽相对应的直径称为基准直径，用dd表示，dd的标准系列值见表10-1。V带在规定的张紧力下，带与带轮基准直径上的周长称为基准长度，用Ld表示，V带的基准长度已经标准化，见表10-3。下一页上一页§10.1V带传动设计10.1.3V带传动设计原始数据及设计内容由于带是标准件，所以普通V带传动设计计算的主要内容是:选择V带的型号;确定带的长度Ld;确定带的根数Z，确定轴间距a;计算初拉力F0;计算带对轴的压力FQ;设计带轮结构等。在V带传动设计中，通常已知条件为:传动的用途，载荷性质，需传递的功率，主、从动轮转速或传动比，对外廓尺寸要求等。10.1.4V带传动的设计步骤和参数选择

1.确定计算功率Pc

考虑载荷性质和每天运转时间等因素，设计计算的计算功率比需要下一页上一页§10.1V带传动设计下一页上一页§10.1V带传动设计传递的额定功率要大些，即 (10.6)式中，P为计算功率(kW);KA为工作情况因数，查表10-4;P为传递的名义功率。

2.选择带型号根据计算功率P和小带轮的转速n1，按图10-3选取。如所选的型号介于两种型号之间，则按两种型号分别计算，再根据有关条件择优选用。

3.确定带轮的基准直径

(1)确定小带轮的基准直径dd1

带轮直径较小时，结构紧凑，但弯曲应力大，且基准直径较小时，圆周速度较小，单根V带所能传递的基本额定功率也较小，从而造成带的根数增多，因此一般取dd1大于表10-1的规定值，并取表中标准值。

(2)验算带速当传递的功率一定时，带速过低，则需要的圆周力过大，带的根数增多,但带速过高，则离心应力过大，使摩擦力减小，容易打滑，传动能力反而降低因此，带的速度一般就控制在5~25m/s: (10.7)

(3)计算大带轮的基准直径dd2§10.1V带传动设计下一页上一页dd2=idd1，大带轮的基准直径应圆整成相近的带轮基准直径的标准值。

4.确定中心距a和带的基准长度

(1)初定中心距a0

设计时若题目未给定中心距或未对中心距提出明确要求时，可按下式初步确定中心距a0 (10.8)

(2)确定基准长度Ld

根据已定的带轮基准直径和初定的中心距，由带的传动几何关系可得带的基准长度计算公式§10.1V带传动设计下一页上一页 (10.9)

Ld0为带的基准长度计算值，根据与。查表10-3，选定与之接近的基准长度Ld。

(3)确定实际中心距a0

实际中心距可用近似公式确定，即 (10.10)考虑安装、调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许留有一定的调整范围，其大小为 (10.11)(4)验算小带轮包角下一页上一页§10.1V带传动设计为了保证传动能力，应使小带轮包角满足 (10.12)若不满足条件，可适当增大中心距或减小两轮的直径差，也可以加张紧轮。5.确定V带根数: (10.13)P0为许用的单根普通V带的额定功率，由下式确定: (10.14)其中，只为单根普通V带的基本额定功率额定功率(kW)，是在载荷平稳、特定带长，传动比为1，包角为180的条件下测得的，下一页上一页§10.1V带传动设计见表10-5。当实际使用条件与特定条件不同时，需加以修正，从而得出许用的单根普通V带的额定功率。△P0为单根普通V带额定功率的增量(kW)，见表10-6;Ka为小带轮包角系数，按实际包角查表10-7;KL为长度系数，按实际基准长度查表10-3。带的根数应取整数，为使各带的受力均匀，通常z不应超过8根，若计算结果不满足要求，可改选V带型号或加大带轮直径重新计算。6.确定初拉力F0为了保证传动的正常工作，带内的初拉力应为 (10.15)安装带时，F0必须予以保证。下一页上一页§10.1V带传动设计7.计算带对轴的压力FQ (10.16)FQ是设计轴和选择轴承的依据，如图10-4所示。下面以设计实例来说明带传动的设计方法与步骤。例10.1设计一带式输送机传动系统中的高速级普通V带传动。传动水平布置，Y系列三相异步电动机驱动，额定功率P=5.5kW，电动机转速n1=1440r/min，从动带轮转速n2=550r/min，每天工作8小时。解：(1)计算功率。查表10-7取KA=1§10.1V带传动设计下一页上一页(2)选择带型。据Pc=6.05kW和n1=1440r/min由图10-3,选取A型带。(3)确定带轮基准直径。由表10-1确定取标准值280mm(4)验算带速初定中心距(5)计算带长。取a0=500mm带的基准长度下一页上一页§10.1V带传动设计由图10-3选取相近的Ld=1600mm(6)确定中心距(7)验算带包角(8)确定带的根数z。据dd1和n1查表10-1得P0=1.60kW,i=1时单根V带的额定功率增量据带型及，查表10-5,得下一页上一页§10.1V带传动设计P01=0.17kW·查表10-7得K=0.95,查图10-3得KL=0.99,有(9)单根V带的初拉力(10)作用在轴上的力(11)带轮的结构和尺寸。小带轮基准dd1=112mm,定小带轮为实心轮.轮槽尺寸及轮宽按表10-1计算.从而画出小带轮其工作图(略)§10.1V带传动设计返回上一页当前，经济全球化特征日渐明显，中国入世更加快了企业的国际化进程。物流设备也需要走向全球化，而只有实现了标准化和模块化，才能与国际接轨。因此，标准化、模块化成为物流设备发展的必然趋势。通过实现标准化，可以轻松地与其他企业生产的物流装备或控制系统对接，为客户提供多种选择和系统实施的便利性。模块化可以满足客户的多样化需求，可按不同的需要自由选择不同功能模块，灵活组合，增强了系统的适应性。（5）系统化与可扩展化客户对物流设备的系统整合要求越来越高。供应商应当按客户实际情况，制定系统方案，进行有机整合，达到最佳效果。自动立体库、§10.2链传动设计下一页10.2.1滚子链传动的失效形式

1.链板疲劳破坏在传动中，由于松边和紧边的拉力不同，使滚子链各元件均受变应力作用，当应力达到一定数值并经过一定的循环次数后，内外链板便易发生疲劳破坏。

2.滚子、套筒的冲击疲劳损坏链传动进人啮合时的冲击，首先由滚子和套筒承受，在一定次数的冲击后，套筒、滚子会发生冲击疲劳破坏。

3.链条铰链磨损链传动时，相邻链节间发生相对转动，因而使销轴与套筒、套筒下一页上一页§10.2链传动设计§10.2链传动设计与滚子间发生摩擦，引起磨损，而磨损后链节变大，易导致跳齿或脱链。

4.链条铰链胶合由于销轴与套筒在链条的内部润滑条件最差，当链速过高、载荷较大且润滑不良时，便会使销轴与套筒的接触表面发生胶合。

5.链条的静力拉断在低速重载或严重过载时，链条会因静强度不足而被拉断。10.2.2传动参数的选择

1.链速链传动的速度一般分为低速(v<0.6m/s)、中速(v=0.6~0.8下一页上一页§10.2链传动设计m/s)和高速(v>8m/s)，为了控制链传动的振动、噪声等，需对链速加以限制。一般要求: (10.17)

2.传动比链传动的传动比一般为i=1~7。传动比过大，使链条在小链轮上包角过小，即小轮啮合齿数过少，因而导致跳齿，加重磨损，推荐i=2~3.5。

3.链轮齿数为使链传动的运动平稳，小链轮齿数不宜过少，对于滚子链，可按链速由表10-8选取z1，然后按传动比确定大链轮齿数，z2=iz1下一页上一页§10.2链传动设计并圆整，链条节距因磨损而伸长后，容易因::过多而发生跳齿和脱链现象，所以大链轮齿数不宜过多，一般应使z2<120。由于链节数多为偶数，考虑到链条和链轮轮齿的均匀磨损，链轮齿数一般应取与链节数互为质数的奇数。

4.链的节显巨一般情况下，链的节距越大，其承载能力越高，但节距过大带来的啮合冲击对传动是不利的。因此，在满足工作要求的条件下，应尽量选小节距的链，高速重载时可选用小节距多排链。

5.中心显巨和链条节数中心距小，传动尺寸紧凑，但单位时间内链条绕转次数多，链节下一页上一页§10.2链传动设计的屈伸次数也多，会加速其磨损和疲劳，还会使小轮包角也过小，同时啮合的齿数也减少;中心距过大，则易因松边悬垂过多而产生剧烈抖动。中心距一般初取伪)=(30~50)P，最大中心距a0<80P。

链条长度用链的节数LP0表示，按带传动求带长的公式可导出 (10.18)由此算出的链的节数，需圆整为整数，最好取为偶数。根据链长得出链传动的实际中心距计算公式:

(10.19)为了便于安装链条和调节链的张紧程度，一般中心距设计成可以调节的，若中心距不能调节而又没有张紧装置时，应将计算的中心距减小下一页上一页下一页§10.2链传动设计2~5mm，这样可使链条有小的初垂度，以保持链传动的张紧。

10.2.3滚子链的设计、计算滚子链传动速度一般分为中、高速传动(链速>0.6m/s)和低速传动(v<0.6m/s)。对于中、高速链传动，通常按功率曲线进行设计，而低速链传动，则按链的静强度进行设计、计算。链速v>0.6m/s时，其主要失效形式是链条疲劳或冲击疲劳破坏，设计计算准则为: (10.20)可按图10-5所示的功率曲线进行设计，该图为n系列滚子链所能传递的功率，它是在特定条件下制定的，即①两链轮共面;②小链轮上一页§10.2链传动设计齿数z1=19;③链长为100链节;④单排链;⑤载荷平稳;⑥采用推荐的润滑方式;⑦工作寿命为15000h,链条因磨损而引起的相对伸长量不超过30%。如润滑不良或不能采用推荐的润滑方式时，应将图中P0点值降低，当链速<1.5m/s时，降低到5000，当1.5m/s<v<7m/s时，降低75%，当v>7m/s而又润滑不良时，传动不可靠，不宜采用。当实际工作情况与上述特定条件不同时，应对查得的P0值加以修正，故实际工作条件下链条所能传递的功率可表示为: (10.21)下一页上一页式中，P为链传动所能传递的功率(kW);P0为特定条件下单排链传递的额定功率(kW);K,为小链轮齿数因数，查表10-9确定。当传动工作在