第7章_带传动和链传动.ppt

1、第7章 带传动和链传动,7.1 机械传动概述 7.2 带传动概述 7.3 带传动的工作情况分析 7.4 V带传动选用计算 7.5 V带轮材料和结构 7.6 带传动的张紧 7.7 同步带传动简介 7.8 链传动概述 7.9 链传动的运动特性 7.10 滚子链传动的设计计算 习 题,7.1 机械传动概述,机器一般都有传动装置，它是将原动机的运动和动力传给工作机的中间装置，它常起以下作用： （1） 减速(或增速)。 工作机速度往往和原动机速度不一致，利用传动装置可以达到改变速度的目的。 （2） 调速。 许多工作机的转速需要能根据工作要求进行调整，而依靠原动机调速往往不经济，甚至不可能，而用传动装置很

2、容易达到调整速度的目的。,（3） 改变运动形式。原动机的输出轴常用等速回转运动，而工作机要求的运动形式则是多种多样的，如直线运动、 螺旋运动、间歇运动等，靠传动装置可实现运动形式的改变。 （4） 增大转矩。工作机需要的转矩往往是原动机输出转矩的几倍或几十倍，通过减速传动装置可实现增大转矩的要求。 （5） 动力和运动的传递和分配。一台原动机常要带动若干个不同速度、不同负载的工作机，这时传动装置还起到分配动力和运动的作用。,传动装置按其工作原理可分为机械传动、流体(液体、 气体)传动、电力传动三类。本书只介绍机械传动。 机械传动按传动原理可分为摩擦传动、啮合传动和推压传动(如凸轮机构传动)； 按传

3、动装置的结构可分为直接接触传动和有中间挠性件的传动； 按传动比能否改变可分为定传动比传动和变传动比传动等。 机械传动设计的基本参数包括传动比、 机械效率、 功率、 扭矩等。,表7-1 机械传动的形式和应用特点,表7-1 机械传动的形式和应用特点,7.2 带 传 动 概 述,7.2.1 带传动的工作原理和应用 1. 带传动的工作原理,图7-1 磨擦型带传动工作原理,图7-2 啮合型带传动,摩擦型带传动通常由主动轮、从动轮和传动带组成。传动带以一定的初拉力F0紧套在带轮上，在F0的作用下，带与带轮的接触面间产生正压力，当主动轮1回转时，接触面间产生摩擦力，主动轮靠摩擦力使传动带3与其一起运动。同时

4、，传动带靠摩擦力驱使从动轮2与其一起转动，从而主动轴上的运动和动力通过传动带传递给了从动轴。,2. 带传动的特点 摩擦型带传动主要特点如下： (1) 传动带具有弹性和挠性， 可吸收振动并缓和冲击， 从而使传动平稳、噪声小。 (2) 当过载时，传动带与带轮间可发生相对滑动而不损伤其他零件，起过载保护作用。 (3) 适合于主、 从动轴间中心距较大的传动。 (4) 由于有弹性滑动存在， 故不能保证准确的传动比， 传动效率较低。 (5) 张紧力会产生较大的压轴力， 使轴和轴承受力较大， 传动带寿命降低。,另外，带在工作时，会产生弹性滑动，因此，传动比不能严格保持不变。带传动的轮廓尺寸大，传动效率较低。

5、因此， 带传动一般传递功率为50100 kW，带速为525 m/s，传动比不超过5，效率约为0.920.97。,3. 带传动的类型,图7-3 带的传动类型和横截面形状 (a) 平带； (b) V带； (c) 多楔带； (d) 圆形带,平带的截面形状为矩形，与带轮轮面相接触的内表面为工作面（图7-3(a)），FQ为由张紧力F0引起的带对带轮的压力，FN为带轮对带的正压力，则工作时产生的摩擦力Ff为 Ff=fFN=FfQ V带的截面形状为梯形，与轮槽相接触的两侧面为工作面。 带轮的轮槽也是梯形，如图7-3(b)所示，根据楔面的受力分析可知,式中： f带与带轮间的摩擦系数； fV称为V传动当量摩擦系

6、数, ； V带轮的轮槽角（参考表7-2中的数据）。,（7-1）,在相同张紧力和相同摩擦系数的条件下，V带产生的摩擦力要比平带的摩擦力要大，所以V带传动能力强，结构更紧凑， 在机械传动中应用最广泛。V带按其宽度和高度相对尺寸的不同， 又分为普通V带、窄V带、宽V带、 汽车V带、齿形V带、大楔角V带等多种类型。目前，普通V带应用最广， 本章主要讨论普通V带的设计问题。 多楔带相当于平带与多根V带的组合，兼有两者的优点， 多用于结构要求紧凑的大功率传动中。,4. V带结构 普通V带的截面结构包括顶胶(拉伸层)、抗拉体(强力层)、 底胶(压缩层)和包布层（如图7-4所示）。当带绕过带轮时，顶层胶受拉而

7、伸长，故称拉伸层；底层胶受压缩短， 故称压缩层。 包布层用橡胶帆布制成， 用于保护V带； 拉伸层和压缩层均由橡胶制成；强力层又分为帘布芯结构(图7-4(a)和绳芯结构(图7-4(b)两种。其中帘布芯结构的V带，制造方便、抗拉强度好； 而绳芯结构的V带，柔韧性好、抗弯强度高，适用于带轮直径小、 转速较高的场合。窄V带(图7-4(c)是采用涤纶等合成纤维做强力层的新型V带。与普通V带相比，当高度h相同时，窄V带的顶宽b约可缩小13，它的顶部呈弓形，侧面(工作面)呈内凹曲线形， 承载能力显著地高于普通V带，适用于传递大功率且要求结构紧凑的场合。,图7-4 V带的结构,7.2.2 普通V带型号和基本尺

8、寸,表7-2 普通V带截面基本尺寸,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,7.3 带传动的工作情况分析,7.3.1 带传动受力分析,靠摩擦力传递运动和动力的带传动，不工作时，主动轮上的驱动转矩T1=0，带轮两边传动带所受的拉力均为初拉力F0， 如图7-5(a)所示；而工作时，主动轮上的驱动转矩T10，当主动轮转动时，在摩擦力的作用下，带绕入主动轮的一边被进一步拉紧，称为紧边，其所受拉力由F0增大到F1，而带的另一边则被放松，称为松边，其所受拉力由F0降到F2

9、, 如图7-5(b)所示。F1 、F2分别称为带的紧边拉力和松边拉力。,图7-5 带传动的受力分析,当取主动轮一端的带为分离体时，根据作用于带上的总摩擦力Ff及紧边拉力F1与松边拉力F2对轮心O1的力矩平衡条件， 可得,(7-2),而带的紧、松边拉力之差就是带传递的有效圆周力F， 即,(7-3),显然F=Ff，由图7-5(b)可以看出有效圆周力不是作用在某一固定点的集中力，而是带与带轮接触弧上各点摩擦力的总和。,有效圆周力F(N)、带速v(m/s)和带传递功率P(kW)之间的关系为,(7-4),由上式可知，当带速一定时，传递的功率越大，所需要的摩擦力也越大。 若假设带在工作前后总长度不变，则带

10、工作时，其紧边的伸长增量等于松边的伸长减量。由于带工作在弹性变形范围， 且忽略离心力的影响，则可近似认为紧边拉力的增量等于松边拉力的减量， 即,(7-5),当带与带轮的摩擦处于即将打滑而尚未打滑的临界状态时， F1与F2的关系可用著名的欧拉公式表示，即,式中： 带轮上的包角（图7-5(b)），rad； f为带与带轮之间的摩擦系数（对V带传动用当量摩擦系数fV）。 将式(7-5)和(7-6)联立求解，可得传动带所能传递的最大有效圆周力Fmax，即,(7-6),(7-7),7.3.2 传动带的应力分析,1. 由紧边和松边拉力产生的应力,(7-8),式中：1紧边拉应力, MPa； 2松边拉应力；A为

11、传动带的横截面积，mm2。 1和2值不相等，带绕过主动轮时，拉力产生的应力由1逐渐降为2 ，绕过从动轮时又由2逐渐增大到1 。,2. 由离心力产生的应力 带绕过带轮做圆周运动时，由于本身质量将产生离心力， 为平衡离心力在带内引起离心拉力FC及相应的拉应力c。设带以速度v(ms)绕带轮运动，带中的离心拉应力c为,(7-9),式中：q带每米长度的质量，kgm，其值见表7-2。 离心力引起的拉应力作用在带的全长上，且各处大小相等。,3. 由带弯曲产生的应力,带绕过带轮时发生弯曲(如图7-6所示)，产生弯曲应力b(只发生绕在带轮部分上)，由材料力学公式可得,(7-10),式中：E带材料的弹性模量, M

12、Pa； 曲率半径, mm;对V带有， dd为带轮基准直径（如图7-5(b)所示）； h=ha(见表7-2)。 由式(7-10)可见， 带轮直径越小，带越厚，弯曲应力愈大。,图7-6 带的弯曲应力,带中各截面上的应力大小， 如用自该处所作的径向线(即把应力相位转90)长短可画成如图7-7所示的应力分布图。可见， 带在工作中所受的应力是变化的，最大应力由紧边进入小带轮处，其值为,max=1+c+b1,(7-11),在一般情况下，弯曲应力最大，离心应力较小。离心应力随带速的增加而增加。 显然处于变应力状态下工作的传动带，当应力循环次数达到某一值后， 带将发生疲劳破坏。,图7-7 带工作时应力变化,7

13、.3.3 带传动的弹性滑动 带工作时，如带不伸长，主动轮和从动轮的圆周速度v1和v2将与带的线速度相等，即,则理论传动比i为,(7-12),(7-13),式中：dd1，dd2带轮的基准直径，mm。,图7-8 带传动中的弹性滑动,弹性滑动会引起下列后果： (1) 从动轮的圆周速度总是落后于主动轮的圆周速度，并随载荷变化而变化，导致此传动的传动比不准确。 (2) 损失一部分能量，降低了传动效率，会使带的温度升高， 并引起传动带磨损。由于弹性滑动引起从动轮圆周速度低于主动轮圆周速度，其相对降低率通常称为带传动滑动系数或滑动率，用表示,(7-14),这样，计入弹性滑动时的从动轮转速n2与主动轮转速n1

14、的关系应为,(7-15),由于滑动率随所传递载荷的大小而变化，不是一个定值，故带传动的传动比亦不能保持准确值。带传动正常工作时，其滑动率12，在一般情况下可以不予考虑。,7.3.4 打滑现象 带传动是靠摩擦工作的，在初拉力F0一定时，当传递的有效圆周力F超过带与轮面间的极限摩擦力时，带就会在带轮轮面上发生明显的全面滑动， 这种现象称为打滑。当传动出现打滑现象时，虽然主动带轮仍在继续转动，但从动带轮及传动带有较大的速度损失，使带传动处于不稳定状态，甚至完全不动。由于大带轮上的包角大于小带轮的包角，由式（7-7）可知，打滑总是在小带轮上首先开始的。打滑是一种有害现象， 它将使传动失效并加剧带的磨损

15、。因此，在正常工作时，应避免打滑现象。,7.3.5 带的疲劳破坏 带在工作时的应力随着带的运转而变化，是交变应力。 转速越高、带越短，单位时间内带绕过带轮的次数越多， 带的应力变化就越频繁。长时期工作，传动带在交变应力的反复作用下会产生脱层、撕裂，最后导致疲劳断裂，从而使传动失效。,7.4 V带传动选用计算,7.4.1 设计准则和单根V带额定功率 1. 设计准则 由于带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏，因此带传动的设计准则是：在保证带传动不打滑的条件下，使V带具有一定的疲劳强度。,2. 单根V带额定功率 单根V带所能传递的功率与带的型号、长度、带速、带轮直径、包角大小以及载荷性质等有关。为了

16、便于设计，测得在载荷平稳、包角为180及特定长度的实验条件下，单根V带在保证不打滑并具有一定寿命时所能传递的功率P0(kW)，称为额定功率。各种型号的P0值见表7-4。,表7-4 单根普通V带的基本额定功率P0,(1=2=180，特定长度，载荷平稳),单位： kW,表7-4 单根普通V带的基本额定功率P0,当实际使用条件与实验条件不符合时，此值应当加以修正， 修正后即得实际工作条件下单根V带所能传递的功率P的计算公式如下：,P=(P0+P0)KKL,(7-16),式中：K包角系数，考虑不同包角对传动能力的影响，其值见表7-5； KL长度系数，考虑不同带长对传动能力的影响，其值见表7-3； P0

17、功率增量(kW)， 考虑传动比i1时带在大带轮上的弯曲应力较小，从而使P0值有所提高，P0值见表7-6。,表7-5 包 角 系 数 K,表7-6 单根普通V带i1时额定功率的增量P0 单位：kW,表7-6 单根普通V带i1时额定功率的增量P0 单位：kW,7.4.2 设计计算的一般步骤和方法 1. 确定设计功率PC 设计功率是根据需要传递的名义功率再考虑载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素而确定的，表达式如下。,PC=KAP,(7-17),式中: P所需传递的名义功率，kW； KA工作情况系数， 按表7-7选取。,表7-7 工作情况系数KA,2. 选择带型 V带的带型可根据设计功

18、率PC和小带轮转速n1由图7-9选取。当PC和n1值坐标交点位于或接近两种型号区域边界处时， 可取相邻两种型号同时计算，比较结果，最后选定一种。,图7-9 普通V带选型图,3. 确定带轮的基准直径dd1。dd2 (1) 选取小带轮基准直径dd1 。如前所述，带轮直径越小， 则带的弯曲应力越大，易于疲劳破坏。V带轮的最小直径ddmin见表7-8。选择较小直径的带轮，传动装置外廓尺寸小、重量轻； 而带轮直径增大，则可提高带速、减小带的拉力，从而可能减少V带的根数，但这样将增大传动尺寸。设计时可参考图7-9中给出的带轮直径范围按标准取值。,表7-8 V带轮的最小直径,注： 带轮的基准直径系列是 20

19、 22.4 25 28 31.5 35.5 40 45 50 56 63 71 75 80 85 90 95 100 106 112 118 125 132 140 150 160 170 180 200 212 224 236 250 265 280 300 315 335 375 400 425 450 475 500 530 560 600 630 670 710 750 800 900 1000 1060 1120 1250 1600 2000 2500,(2) 验算带的速度。由式（7-4）可知，传递一定功率时， 带速愈高，圆周力愈小，所需带的根数愈少，但带速过大，带在单位时间内绕过带

20、轮的次数增加，使疲劳寿命降低。同时，增加带速会显著地增大带的离心力，减小带与带轮间接触压力。 当带速达到某一数值后，不利因素将超过有利因素，致使P0降低，设计时应使vvmax。一般在v=525 m/s内选取，以v=2025 m/s最有利。对Y、Z、A、B、C型带vmax=25 m/s，对D、E型带，vmax=30 m/s。如vvmax，应减小dd。,（3）确定大带轮的基准直径dd2。大带轮基准直径 计算后也应按表7-8直径系列值圆整。当要求传动比精确时， 应考虑滑动系数来计算轮径，此时dd2可不圆整。,(7-18),通常取=0.02。,4. 确定中心距和带长 当中心距较小时，传动较为紧凑，但带

21、长也减小，在单位时间内带绕过带轮的次数增多，即带内应力循环次数增加，会降低带的寿命。而中心距过大时则传动的外廓尺寸大，且高速时容易引起带的颤动， 影响正常工作。 一般推荐按下式初步确定中心距a0，即,a0=(0.72)(dd1+dd2),(7-19),初选a0后，可根据下式计算V带的初选长度L0。,(7-20),根据初选长度L0，由表7-3选取与L0相近的基准长度Ld，作为所选带的长度，然后就可以计算出实际中心距a，即,(7-21),考虑到安装调整和带松弛后张紧的需要，应给中心距留出一定的调整余量。中心距的变动范围为,(7-22),5. 验算小带轮包角1 小带轮包角可按下式计算,(7-23),

22、一般要求1120否则应适当增大中心距或减小传动比，也可以加张紧轮。,6. 确定V带根数z,(7-24),带的根数z应圆整，为使各根带受力均匀，其根数不宜过多， 一般取z25根为宜，最多不能超过810根，否则应改选型号或加大带轮直径后重新设计。,7. 计算初拉力F0和轴上压力FQ （1）初拉力。初拉力F0过小，则产生的摩擦力小，传动易打滑。初拉力愈大，带对轮面的正压力和摩擦力也愈大，不易打滑，即传递载荷的能力愈大： 但初拉力过大会增大带的拉应力，从而降低带的疲劳强度，同时作用在轴上的载荷也大，故初拉力的大小应适当。 考虑离心力的影响时，单根V带的初拉力可按下式计算,(7-25),（2） 轴上压力

23、。带的张紧对安装带轮的轴和轴承来说， 会影响其强度和寿命。因此必须确定作用在轴上的径向压力FQ， 为了简化计算，通常不考虑松边、紧边的拉力差，近似按带两边的初拉力的合力来计算。 由图7-10可知,图7-10 作用在带轮轴上的载荷,8. 带轮设计 带轮设计包括以下内容：确定结构类型、结构尺寸、轮槽尺寸、 材料，画出带轮工作图。 【例7-1】试设计带式输送机的V带传动，采用三相异步电机Y160L6，其额定功率P11kW，转速n1970r/min，传动比i=2.5，两班制工作。 解 (1) 确定计算功率PC，选取V带类型。 查表7-7得工作情况系数KA=1.2，根据式(7-17)有,PC=KAP=1

24、.211=13.2kW,根据FC13.2 kW、n1970r/min，从图7-9中选用B型普通V带。,(2) 确定带轮基准直径。 由表7-8查得主动轮的最小基准直径dd1min=125 mm，根据带轮的基准直径系列，取dd1160 mm。 根据式(7-13)，计算从动轮基准直径,dd2=dd1i=1602.5=400 mm,根据基准直径系列，取dd2=400 mm。,(3) 验算带的速度。 根据式(7-12)有,速度在5m/s25 m/s内，合适。,(4) 确定普通V带的基准长度和传动中心距。 根据式(7-19),初步确定中心距a0=800 mm。 根据式(7-20)计算带的初选长度,根据表7

25、-3选带的基准长度Ld=2500 mm。 根据式(7-21)，带的实际中心距a,根据式7-22可知，中心距可调整范围为,(5) 验算主动轮上的包角1。 根据式(7-23)有,主动轮上的包角合适。,(6) 计算V带的根数z。 根据式(7-24),由B型普通V带，n1970rmin，dd1160mm，查表7-4得P0=2.70 kW；由i2.5，查表7-6得 P0 0.3kW；由1163， 查表7-5得K0.953；由Ld=2500 mm，查表7-3得KL=1.03。则,取z=5根。,(7) 计算初拉力F0。 根据式(7-25)有,查表7-2得q=0.17kgm，故,(8) 计算作用在轴上的压力F

26、Q。 根据式(7-26)有,7.5 V带轮材料和结构,带轮通常由三部分组成：轮缘(用以安装传动带)、 轮毂(与轴联接)、 轮辐或腹板(联接轮缘和轮毂)。 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面要仔细加工，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡。 对于铸造和焊接带轮的内应力要小。 带轮的常用材料是铸铁，如HT150、HT200；转速较高时可用铸钢或用钢板冲压后焊接而成；小功率时可用铸铝或非金属。,带轮的典型形式有如下几种， 如图7-11所示： （1） 实心轮用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)； （2） 腹板轮用于中小尺寸的带轮(dd300mm时)； （3） 孔板轮

27、用于尺寸较大的带轮(dd d)100 mm时)； （4） 椭圆轮辐轮用于尺寸大的带轮(dd 500mm时)。,图7-11 带轮的结构 (a) 实心轮； (b) 腹板轮；(c) 孔板轮； (d) 椭圆轮辐轮,表7-9 普通V带轮的轮槽尺寸,7.6 带传动的张紧,1. 定期张紧装置 定期张紧装置是利用定期改变中心距的方法来调节传动带的初拉力，使其重新张紧。在水平或倾斜不大的传动中，可采用如图7-12(a)所示滑道式结构。电动机装在机座的滑道上，旋动调节螺钉推动电动机，调节中心距以控制初拉力，然后固定。 在垂直或接近垂直的传动中，可以采用如图7-12(b)所示的摆架式结构。电动机固定在摇摆架上，用旋

28、动调节螺钉上的螺母来调节。,图7-12 张紧装置,2. 自动张紧装置 图7-12(c)所示是一种能随外载荷变化而自动调节张紧力大小的装置。它将装有带轮的电机放在摆动架上，当带轮传递转矩T1时，在电机座上产生反力矩TR，使电机轴O绕摇摆架轴O1向外摆动。工作中传递的圆周力愈大，反力矩TR愈大；电机轴向外摆动角度愈大， 张紧力愈大。,3. 张紧轮张紧装置 采用张紧轮进行张紧，一般用于中心距不可调的情况。 因置于紧边需要的张紧力大，且张紧轮也容易跳动，通常张紧轮置于带的松边。图7-12(d)所示为用张紧轮进行张紧的机构。 张紧轮压在松边的内侧，张紧轮应尽量靠近大带轮，以免小带轮上包角减小过多。图7-

29、12(e)所示是张紧轮压在松边的外侧， 它使带承受反向弯曲，会使寿命降低。这种装置常用于需要增大包角或空间受限制的传动中。,7.7 同步带传动简介,同步带传动是通过带齿与轮齿的啮合传递运动和动力，如图7-13所示。与摩擦型带传动相比，同步带传动兼有带传动、链传动和齿轮传动的一些特点。具有传动比准确、效率高、传动平稳、 噪音低、使用寿命长、中心距允许范围大、轴上压力小、 能承受一定冲击、不需润滑、较其他类型带传动结构紧凑等优点。同步带传动的速度最大可到80 m/s，单级传动比可达10，传动效率可达0.980.99，传动功率可到几百千瓦。现已广泛用于各种精密仪器、计算机、汽车、数控机床、石油机械等

30、机械传动中。,图7-13 同步带传动,图7-14 同步带常用齿形,7.8 链 传 动 概 述,图7-15 滚子链传动,图7-16 齿形链传动,链传动为具有中间挠性件的啮合传动， 与带传动相比较， 其主要特点是： （1）能获得准确的平均传动比，但瞬时传动比不恒定。在工况相同时， 链传动结构更为紧凑，传动效率较高。 （2） 链传动所需张紧力小， 故链条对轴的压力较小。 （3） 可在高温、 油污、潮湿等环境恶劣情况下工作。 （4）中心距较大而结构简单，对制造与安装精度要求较低。 （5）传动平稳性差，有噪音，磨损后易发生跳齿和脱链， 急速反向转动的性能差。 链传动主要用于平均传动比要求准确，且两轴相距

31、较远， 工作条件恶劣，不宜采用带传动和齿轮传动的场合。通常传递功率P100kW，传动比i8，链速v15m/s，效率约为0.950.98。,7.8.2 滚子链及其链轮 1. 滚子链的结构和规格,图7-17 套筒滚子链,图7-18 滚子链接头链节,链条上相邻销轴的中心距称为节距，以p表示， 它是链传动最重要的参数。 滚子链已标准化，分为A、B两个系列，常用的A系列滚子链的主要参数和尺寸见表7-10（表中的链号数乘以1.5875即为节距p值）。后缀A、B为系列代号。从表中可知链号数越大， 链的尺寸就越大，其承载能力也就越高。,表7-10 A系列滚子链基本参数和尺寸,注： (1) 多排链极限拉伸载荷按

32、表列Q值乘以排数计算； (2) 使用过渡链节时，其极限拉伸载荷按表列数值80计算。 滚子链的标记为链号-排数链节数 标准代号 例如： A系列滚子链，节数p=25.4 mm，双排，链节数88， 则其标记方法为：16A-288 GB1243.1-83,图7-19 双排滚子链,图7-20 滚子链链轮端面标准齿形,链轮的主要尺寸计算公式为 分度圆直径,(7-27),齿顶圆直径,(7-28),齿根圆直径,df=d-d1,(7-29),式中: d1滚子直径，其值见表7-10。,图7-21 链轮结构,链轮材料应能保证轮齿具有足够的强度和耐磨性， 故齿面多经热处理。由于小链轮的啮合次数较大链轮的多，磨损和冲击

33、也较严重， 因此小链轮的材料应较好， 齿面硬度应较高。 链轮常用的材料有碳素钢(20、35、45)，铸铁(HT200)和铸钢(ZG310-570)，重要场合可采用合金钢(20Cr、40Cr、35SiMn等)。,7.9 链传动的运动特性,7.9.1 平均链速和平均传动比 滚子链结构特点是刚性链节通过销轴铰接而成，因此链传动相当于两多边形轮子间的带传动。链条节距p和链节数z分别为多边形的边长和边数。设n1、n2和z1、z2分别为主、从动链轮转速和链轮齿数，则链的平均速度为,故平均传动比,(7-31),(7-30),图7-22 链传动的速度分析,7.9.2 瞬时链速,如图7-22所示，设主动轮的分度

34、圆半径为R1，并以等角速度1转动，现通过某一链节AB的运动来分析链速v。假设在传动中紧边始终处于水平位置。当该链节进入啮合时（如图7-22 (a)所示），销轴A开始随链轮作等速圆周运动，链速v是销轴A圆周速度vA的水平分量。 在图7-22（b）所示位置时，链速为,v=vA cos=R11cos,(7-32),式中为铰链A在链轮上的相位角。从销轴A进入啮合到销轴B也进入啮合为止，角将在-1/2和+1/2之间变化。当=1/2时，链速最小，vmin=R11cos1/2(如图7-22（a）， （d）)；当=0时，链速最大，vmax=R11(如图7-22（c）)。由此可见，在链节AB的啮入过程中，主动链

35、轮虽然以等角速度1转动，而链条的瞬时速度却按上述规律呈周期性的变化。 每转过一个链节，链速的这种变化就重复一次。主动链轮的齿数越少，角的变化范围就越大(1=360/z1)， 链速的不均匀性也就越显著。与此同时，链节销轴A速度的垂直分量（v=vAsin=R11 sin）也在周期性地变化使链条沿铅垂方向产生有规律的振动。 瞬时链速的变化规律如图7-23所示。 ,图7-23 链速的不均匀性,由于链速的变化以及从动链轮相位角(图7-22(e)的不断变化，从动链轮的角速度2也是变化的，由此可得到链传动的瞬时传动比,(7-33),只有当链轮齿数z1=z2、且传动中心距为链节距的整数倍时，才能使和的变化时时

36、相同，瞬时传动比才能恒定不变(i=1)。 因此设计链传动时应合理选择参数，以期减轻振动和动载荷。,7.10 滚子链传动的设计计算,7.10.1 链传动的主要失效形式 链轮和链条相比，链轮的强度高，使用寿命较长，所以链传动的失效，主要是链条的失效，其主要失效形式是： (1) 链条疲劳破坏。 链条各元件在变应力作用下，经过一定循环次数，链板发生疲劳断裂，滚子、套筒表面出现疲劳点蚀和疲劳裂纹。在正常润滑条件下，链板的疲劳强度是决定链传动承载能力的主要因素。 ,(2) 链条铰链的磨损。 铰链磨损会使链节距增大而产生跳齿和脱链。该失效形式一般发生在开式或润滑不良的链传动中。 (3) 链条铰链胶合。 在润

37、滑不当或链轮转速过高时，链条铰链的销轴和套筒的工作表面会因润滑油膜破坏，在高温、高压下直接接触导致两表面粘结，相对运动使粘结部位撕开，形成表面撕开而损坏，称为胶合。因而要限制链传动的极限转速。,7.10.2 极限功率曲线 图7-24所示为按一定使用寿命条件由实验作出的单排链极限功率曲线图。由图可知，在润滑良好的条件下，中、低速时链传动的承载能力主要取决于链板的疲劳强度(曲线2)；随着转速的提高，冲击载荷增大，其承载能力又主要取决于套筒和滚子的冲击疲劳强度(曲线3)；此时随转速增加，链的传动能力逐渐降低，直至出现铰链的胶合(曲线4)。曲线OABC即为考虑三种失效形式时，该链的极限功率曲线。为安全

38、可靠，在实际使用时应取经修正后的额定功率曲线作为传动的设计依据。虚线6是润滑不良或工作条件恶劣时由磨损限定的极限功率曲线，此时链传动所能传递功率很小，应尽量避免发生这种情况。,图7-24 极限功率曲线,7.10.3 额定功率曲线 图7-25为标准单排A系列滚子链的额定功率曲线，在特定的实验条件下由实验结果绘制而成。特定的实验条件是：两链轮轴平行，水平布置，两链轮共面；单排链，小链轮齿数z119，链长Lp100节；载荷平稳，预期工作寿命15 000h；符合规定的润滑方式(如图7-26)；链条因磨损引起的相对伸长量不超过3。根据小链轮转速n1可在图上查出该情况下各型号链条所能传递的功率P0，也可由

39、所要求传递的功率在图中选定所需链条的型号。,若实际润滑条件与图7-26推荐的润滑方式不同时，由图7-25查得的P0值应予适当降低：v1.5 m/s时，如润滑条件不良取(0.30.6) P0 ，如无润滑则取0.15P0 ；当1.5m/sv7m/s时， 如润滑条件不良取(0.150.3) P0 ；当v7m/s时，如润滑不良， 传动不可靠，不宜采用链传动。,图7-25 标准单排A系列滚子链的额定功率曲线,图7-26 推荐的润滑方式,7.10.4 滚子链传动的设计计算 1. 已知条件 链传动设计通常已知的条件是：传动的用途、工作情况、 原动机和工作机种类、传递的功率和载荷性质、链轮的转速n1、 n2或

40、传动比i，以及对结构尺寸的要求。 2. 链传动主要参数的选择 （1）传动比i。通常链传动传动比i7，推荐i=23.5。当工作速度较低(v2ms)且载荷平稳、传动外廓尺寸不受限制时， 允许i10。,表7-11 小链轮齿数z1与链速,（2） 链轮齿数z1、z2。为减小链传动的动载荷，提高传动平稳性，小链轮齿数不宜过少，可参照链速(见表7-11)和传动比i选取(见表7-12)，推荐z1 =29-2i。当链速很低并要求结构紧凑时， 也可取小链轮最少齿数zmin=9。,表7-12 小链轮齿数z1与传动比i,当z1确定后，则大链轮齿数z2=iz1，并圆整为整数。为避免跳齿和脱链现象，减小传动外廓尺寸和重量

41、， 大链轮齿数不宜太多，一般应使z2120。 从减小传动速度不均匀性和动载荷考虑，小链轮齿数z1应受到链速的限制(见表7-11)；而从限定大链轮齿数和减小传动尺寸出发，小链轮齿数z1亦受到传动比的制约(见表7-12)。通常在设计中，可先由表7-12按传动比选定小链轮齿数z1，表7-11用于链速的核验。 由于链节数常为偶数，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。链轮齿数优选数列： 17、 19、 21、 23、 25、 38、 57、 76、 95、 114。,（3） 链节距p和排数。在一定条件下，链节距越大，承载能力越高，但传动平稳性降低，动载荷及噪音随之加

42、大。因此设计时应尽量选用小节距的单排链，高速重载时可选用小节距的多排链。 适宜选用的链节距p可根据单排链的额定功率Po和小链轮转速n1从图7-25查出。但当链传动实际工作条件与额定功率Po值的制定条件不相同时，需引入一系列相应的系数对Po 值加以修正，才能得到链传动的设计功率PC(kW)。,(7-34),式中： P传递的功率； KA工况系数， 见表7-13； Kz小链轮齿数系数，见表7-14； Kp多排链系数，见表7-15。,表7-13 工作情况系数,表7-14 小链轮齿数系数Kz,（4） 中心距a和链节数Lp。中心距的大小对链传动的工作性能也有较大的影响。中心距过小，链在小链轮上的包角减小，

43、 且链的循环频率增加而影响传动寿命；中心距过大，传动外廓尺寸加大，且易因链条松边垂度太大而产生抖动。一般初选中心距a0=(3050)p，最大可为amax=80p。 链条的长度一般用节数Lp表示，Lp=L/p，L为链长。根据带长的计算公式（式(7-20)），可导出链节数的计算公式,（7-35）,初算出的链节数Lp0，必须圆整为相近的整数Lp，最好为偶数， 以避免使用过渡链节。根据链节数Lp，就能算出链传动的实际中心距,一般情况下，a和a0相差很小，亦可由下式近似计算,（7-37）,为了便于链条的安装和保证合理的松边下垂量，实际安装中心距应比计算中心距小25mm。中心距一般设计成可以调节的，以便链

44、节铰链磨损变长后能调节链条的张紧程度；否则应设有张紧装置。,（5） 链条作用在轴上的拉力FQ。链传动和带传动相似，在安装时链条也有一定的张紧力，其目的是使链条工作时松边不致过松，防止跳齿和脱链现象。由于张紧力的存在，所以链条对轴也存在作用力FQ ，一般取,FQ=(1.21.3)F,（7-38）,式中：F圆周力，即链的工作拉力（由式（7-4）计算得到）, 有冲击、振动时取较大值。,【例7-2】试设计一链式输送机上的滚子链传动。已知电机额定功率P=7.5kW，主动链轮转速n1=960rmin，从动链轮转速n2=320 rmin，载荷平稳，中心距可以调整。要求设计此链传动。 解 选择链轮的齿数设计步

45、骤和方法如下： （1） 确定链轮齿数z1，z2。,传动比,假定链速v=38m/s，并参考i=3，由表7-12，表7-11选取小链轮齿数z123； 大链轮齿数 z2iz1=323=69。,(2) 确定链条节距p。,由式(7-34),式中：小链轮齿数系数Kz由表7-14查得，Kz1.23； 多排链系数Kp（按双排链考虑），由表7-15查得，Kp1.7； 工作情况系数KA，由表7-13查得， KA 1.0。,根据PC4.66 kW，n1970 rmin，由图7-25选定链号为10A，节距p15.875mm。,(3) 验算链速v。由式(7-30),由表7-11知，链速合适；按图7-26，传动采用油浴润

46、滑。,(4) 确定中心距a和链条节数Lp。 初选中心距a0：取a0 40p635 mm。 确定链条节数Lp：,取链节数Lp=126。, 计算实际中心距a：,考虑安装垂度，取a=625mm。,（5） 计算压轴力FQ。 由式（7-4），并考虑链的工作情况系数KA1.3，得链的实际拉力F,由式（7-38），得压轴力FQ,FQ=1.3F=1.31669.5=2170.4N,(6) 链轮的材料及热处理。 链轮材料选用45钢， 经热处理后硬度为4050HRC。 (7) 链轮的结构和技术设计（略）。,7.10.5 链传动的布置、 张紧与维护 1. 链传动的布置,表7-16 链传动的布置,续表,2. 链传动的

47、张紧,图7-27 链传动的压轮张紧,图7-28 链传动的压板和托板张紧,3. 链传动的润滑 润滑对链传动影响很大，良好的润滑将减少磨损，缓和冲击，延长链条的使用寿命。润滑方式的选择应当按照图6-26进行。润滑油推荐使用L-AN32，L-AN46和L-AN68号全损耗系统用油。低温条件下取L-AN32 油。对于开式或低温重载传动可在润滑油中加入MoS2，WS2等添加剂。,习 题,7-1 窄V带传动与普通V带传动有什么不同?带传动为什么会产生弹性滑动？弹性滑动与打滑有什么不同？ 7-2 设计V带传动时，如果根数过多，如何处理？如果小带轮包角太小， 如何处理？ 7-3 设计V带传动时，为什么要限制速

48、度？为什么直径不宜取得太小？ 7-4 设单根V带所能传递的最大功率Pmax= 4.2 kW，已知主动轮直径D1=160mm，转速n1=1500 r/min，包角1= 140，带与带轮间的当量摩擦系数fv=0.2， 求有效拉力F ，紧边拉力F1。,7-5 已知V带传动的主动轮直径da1=100 mm，从动轮直径da2=400 mm，主动轮装在三相异步电动机上，电动机转速n11450rmin，采用二根(A1800)V带，三班制工作，载荷较平稳。 试求该传动所能传递的功率。 7-6 试设计一液体搅拌机用的V带传动。小带轮装在电动机轴上，电动机功率P=1.5 kW，转速n1=940rmin，从动轮转速

49、n2=290 rmin，二班制工作，要求中心距不超过500mm。 7-7 链传动属于何种传动？链传动与带传动比较有哪些特点？,7-8 为什么链传动的瞬时速度是变化的？选择滚子链参数的依据是什么？ 7-9 链工作一段时间后发生脱链的主要原因是什么？链传动的合理布置方式有哪些？试说明理由。 7-10 链条的张紧作用是否与带传动相同？都有哪些张紧方式？ 7-11 设计一带式输送机用的滚子链传动。已知，传递的名义功率P10kW，主动链轮转速n1=970r/min，从动链轮转速n2320 rmin，电动机驱动，载荷平稳，链传动近于水平布置，中心距不小于550 mm。 7-12 试设计一螺旋输送机中的滚子

50、链传动，已知传递的功率P5kW，主动链轮转速n1960r/min，传动比i3.2，按推荐方式润滑，采用电动机驱动，载荷平稳。,第7章 带传动和链传动,7.1 机械传动概述 7.2 带传动概述 7.3 带传动的工作情况分析 7.4 V带传动选用计算 7.5 V带轮材料和结构 7.6 带传动的张紧 7.7 同步带传动简介 7.8 链传动概述 7.9 链传动的运动特性 7.10 滚子链传动的设计计算 习 题,7.1 机械传动概述,机器一般都有传动装置，它是将原动机的运动和动力传给工作机的中间装置，它常起以下作用： （1） 减速(或增速)。 工作机速度往往和原动机速度不一致，利用传动装置可以达到改变速

51、度的目的。 （2） 调速。 许多工作机的转速需要能根据工作要求进行调整，而依靠原动机调速往往不经济，甚至不可能，而用传动装置很容易达到调整速度的目的。,（3） 改变运动形式。原动机的输出轴常用等速回转运动，而工作机要求的运动形式则是多种多样的，如直线运动、 螺旋运动、间歇运动等，靠传动装置可实现运动形式的改变。 （4） 增大转矩。工作机需要的转矩往往是原动机输出转矩的几倍或几十倍，通过减速传动装置可实现增大转矩的要求。 （5） 动力和运动的传递和分配。一台原动机常要带动若干个不同速度、不同负载的工作机，这时传动装置还起到分配动力和运动的作用。,传动装置按其工作原理可分为机械传动、流体(液体、

52、气体)传动、电力传动三类。本书只介绍机械传动。 机械传动按传动原理可分为摩擦传动、啮合传动和推压传动(如凸轮机构传动)； 按传动装置的结构可分为直接接触传动和有中间挠性件的传动； 按传动比能否改变可分为定传动比传动和变传动比传动等。 机械传动设计的基本参数包括传动比、 机械效率、 功率、 扭矩等。,表7-1 机械传动的形式和应用特点,表7-1 机械传动的形式和应用特点,7.2 带 传 动 概 述,7.2.1 带传动的工作原理和应用 1. 带传动的工作原理,图7-1 磨擦型带传动工作原理,图7-2 啮合型带传动,摩擦型带传动通常由主动轮、从动轮和传动带组成。传动带以一定的初拉力F0紧套在带轮上，

53、在F0的作用下，带与带轮的接触面间产生正压力，当主动轮1回转时，接触面间产生摩擦力，主动轮靠摩擦力使传动带3与其一起运动。同时，传动带靠摩擦力驱使从动轮2与其一起转动，从而主动轴上的运动和动力通过传动带传递给了从动轴。,2. 带传动的特点 摩擦型带传动主要特点如下： (1) 传动带具有弹性和挠性， 可吸收振动并缓和冲击， 从而使传动平稳、噪声小。 (2) 当过载时，传动带与带轮间可发生相对滑动而不损伤其他零件，起过载保护作用。 (3) 适合于主、 从动轴间中心距较大的传动。 (4) 由于有弹性滑动存在， 故不能保证准确的传动比， 传动效率较低。 (5) 张紧力会产生较大的压轴力， 使轴和轴承受

54、力较大， 传动带寿命降低。 ,另外，带在工作时，会产生弹性滑动，因此，传动比不能严格保持不变。带传动的轮廓尺寸大，传动效率较低。因此， 带传动一般传递功率为50100 kW，带速为525 m/s，传动比不超过5，效率约为0.920.97。,3. 带传动的类型,图7-3 带的传动类型和横截面形状 (a) 平带； (b) V带； (c) 多楔带； (d) 圆形带,平带的截面形状为矩形，与带轮轮面相接触的内表面为工作面（图7-3(a)），FQ为由张紧力F0引起的带对带轮的压力，FN为带轮对带的正压力，则工作时产生的摩擦力Ff为 Ff=fFN=FfQ V带的截面形状为梯形，与轮槽相接触的两侧面为工作面

55、。 带轮的轮槽也是梯形，如图7-3(b)所示，根据楔面的受力分析可知,式中： f带与带轮间的摩擦系数； fV称为V传动当量摩擦系数, ； V带轮的轮槽角（参考表7-2中的数据）。,（7-1）,在相同张紧力和相同摩擦系数的条件下，V带产生的摩擦力要比平带的摩擦力要大，所以V带传动能力强，结构更紧凑， 在机械传动中应用最广泛。V带按其宽度和高度相对尺寸的不同， 又分为普通V带、窄V带、宽V带、 汽车V带、齿形V带、大楔角V带等多种类型。目前，普通V带应用最广， 本章主要讨论普通V带的设计问题。 多楔带相当于平带与多根V带的组合，兼有两者的优点， 多用于结构要求紧凑的大功率传动中。,4. V带结构

56、普通V带的截面结构包括顶胶(拉伸层)、抗拉体(强力层)、 底胶(压缩层)和包布层（如图7-4所示）。当带绕过带轮时，顶层胶受拉而伸长，故称拉伸层；底层胶受压缩短， 故称压缩层。 包布层用橡胶帆布制成， 用于保护V带； 拉伸层和压缩层均由橡胶制成；强力层又分为帘布芯结构(图7-4(a)和绳芯结构(图7-4(b)两种。其中帘布芯结构的V带，制造方便、抗拉强度好； 而绳芯结构的V带，柔韧性好、抗弯强度高，适用于带轮直径小、 转速较高的场合。窄V带(图7-4(c)是采用涤纶等合成纤维做强力层的新型V带。与普通V带相比，当高度h相同时，窄V带的顶宽b约可缩小13，它的顶部呈弓形，侧面(工作面)呈内凹曲线

57、形， 承载能力显著地高于普通V带，适用于传递大功率且要求结构紧凑的场合。,图7-4 V带的结构,7.2.2 普通V带型号和基本尺寸,表7-2 普通V带截面基本尺寸,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,表7-3 普通V带的基准长度系列及长度系数,7.3 带传动的工作情况分析,7.3.1 带传动受力分析,靠摩擦力传递运动和动力的带传动，不工作时，主动轮上的驱动转矩T1=0，带轮两边传动带所受的拉力均为初拉力F0， 如图7-5(a)所示；而工作时，主动轮上的驱动转矩T10，当主动轮转动时，在摩擦力的作用下

58、，带绕入主动轮的一边被进一步拉紧，称为紧边，其所受拉力由F0增大到F1，而带的另一边则被放松，称为松边，其所受拉力由F0降到F2, 如图7-5(b)所示。F1 、F2分别称为带的紧边拉力和松边拉力。,图7-5 带传动的受力分析,当取主动轮一端的带为分离体时，根据作用于带上的总摩擦力Ff及紧边拉力F1与松边拉力F2对轮心O1的力矩平衡条件， 可得,(7-2),而带的紧、松边拉力之差就是带传递的有效圆周力F， 即,(7-3),显然F=Ff，由图7-5(b)可以看出有效圆周力不是作用在某一固定点的集中力，而是带与带轮接触弧上各点摩擦力的总和。,有效圆周力F(N)、带速v(m/s)和带传递功率P(kW

59、)之间的关系为,(7-4),由上式可知，当带速一定时，传递的功率越大，所需要的摩擦力也越大。 若假设带在工作前后总长度不变，则带工作时，其紧边的伸长增量等于松边的伸长减量。由于带工作在弹性变形范围， 且忽略离心力的影响，则可近似认为紧边拉力的增量等于松边拉力的减量， 即,(7-5),当带与带轮的摩擦处于即将打滑而尚未打滑的临界状态时， F1与F2的关系可用著名的欧拉公式表示，即,式中： 带轮上的包角（图7-5(b)），rad； f为带与带轮之间的摩擦系数（对V带传动用当量摩擦系数fV）。 将式(7-5)和(7-6)联立求解，可得传动带所能传递的最大有效圆周力Fmax，即,(7-6),(7-7),7.3.2 传动带的应力分析,1. 由紧边和松边拉力产生的应力,(7-8),