第八章带传动

§8—1带传动的类型、特点和应用§8—2带传动的工作原理§8—3普通V带传动的设计计算第八章带传动§8—4带传动的使用和维护一、带传动的组成及其主要类型

按工作原理划分：摩擦型带传动：主动轮、从动轮、传动带啮合型带传动：主动齿带轮、从动齿带轮、同步齿形带§8—1带传动的类型、特点和应用摩擦型带传动按传动带的横截面划分：平带传动：交叉传动，开口传动，半交叉传动；最简单，适合于中心距a较大的情况V带（三角带）传动多楔带传动：适于传递功率较大要求结构紧凑场合圆形带传动：由于低速轻载仪器及家用器械中二、特点及应用优点：（1）缓冲吸振，噪音小（2）过载打滑，防止其它器件损坏（3）结构简单，成本低（4）适用于中心距较大的场合。

缺点：（1）传动效率低，传动比不准确（2）传动的外廓尺寸较大（3）带轮轴上受力较大（4）不宜用于易燃易爆的场合

应用范围：两轴中心距较大，传动比要求不严格的场合。

普通V带的截面结构三、V带的材料及结构伸张层1强力层2压缩层3包布层4帘布结构绳芯结构按截面面积大小不同划分：Y、Z、A、B、C、D、E截面尺寸渐大bp(bd)ddα(>φ)主要参数:带：节宽bp:带截面中性层宽基准带长Ld：带中性层长（节线长）α:带的楔角轮：带轮基准宽度bd:轮槽与带中性层重合处宽带轮基准直径dd：基准宽度对应的带轮直径Φ:带轮轮缘的楔角四、带轮的结构和特点实心式腹板式四、带轮的结构和特点轮辐式孔板式四、带轮的结构和特点实心式腹板式五、开口带传动的几何关系α1－小带轮包角α2－大带轮包角α1<α2

a－带传动中心距1.紧边拉力、松边拉力和有效拉力工作前:两边初拉力F0=F0

工作时:两边拉力变化：①紧边F0→F1；②松边F0→F2

一、带传动的受力分析§8—2带传动的工作原理带是弹性体，工作后可认为其总长度不变，则：紧边拉力增量＝松边拉力减量＝△F

因此：F1＝F0＋△FF2＝F0－△FF1＋F

2=2F0带所传递的功率为：P

＝Fe

v/1000kWv

为带速P增大时，所需的Fe(即Ff)加大。但Ff不可能无限增大。Fe=Ff=F1–F2

Fe

－

有效拉力，即圆周力

取主动轮一端的带为分离体，列各力对轴心的力矩平衡方程：当带有打滑趋势时：摩擦力Ff达到极限值，带的有效拉力Fe

也达到最大值。打滑：Ff有一极限值，当带传动的工作载荷增大到一定程度，超过此极限值时，带和带轮之间将发生显著的相对滑动。（1）分析带在即将打滑时，F1和F2的关系。则，有效拉力为：（2）又因为：（3）上式代入式（2）得：F1＋F

2=2F0（1）即影响最大有效拉力的几个因素：初拉力F0：F与F0成正比，增大F0有利于提高带的传动能力，避免打滑。但F0

过大，将使带发热和磨损加剧，从而缩短带的寿命。包角α

：传动能力增强，故应保证小带轮的包角α1。这一要求限制了最大传动比i和最小中心距a。

α↑↑,→F摩擦系数f

：

f↑↑,→F传动能力增加

i↑→α1↓;

a↓→α1↓因为：平带和V带的最大有效拉力的比较：FN:带对带轮的压紧力平带极限摩擦力为：V带极限摩擦力为：在同样的FN作用下，V带极限摩擦力要大于平带的极限摩擦力。二、带中的应力分析1、拉力F1、F2产生的拉应力σ1、σ2紧边拉应力：σ1＝F1/AMPa松边拉应力：σ2＝F2

/AMPaA

－带的横截面积2、离心拉应力

3、弯曲应力

带绕过带轮时，因弯曲产生弯曲应力小带轮上的弯曲应力应大于大带轮上的弯曲应力ha：带中性层到最外层的距离带中最大应力发生在紧边绕入小带轮处：综合以上三种应力，画出带中应力分布情况图。应力变化。带转一周，应力变化4次。三、弹性滑动与滑动率两种滑动现象：打滑—是带传动的一种失效形式，应避免弹性滑动—正常工作时的微量滑动现象，不可避免

带传动工作时因为紧边和松边拉力不同，所以弹性变形也不同。带自A点绕上主动轮时，带所受拉力为F1，带的速度和带轮表面的速度相等。而当带由A点转到B点的过程中，带的拉力由F1

降低到F2

，因而带的拉伸弹性变形量也随之逐渐减小，相当于带在逐渐缩短，使带的速度落后于主动轮的圆周速度，因此两者之间必然发生相对滑动。同样的现象发生在从动轮上，但情况正好相反，在C点处带和带轮具有相同的速度，但当带由C点转到D点的过程中，带不是缩短而是被拉长，使带的速度高于带轮。这种由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为弹性滑动。理论传动比：实际传动比：滑动率ε—弹性滑动引起的从动轮圆周速度的相对降低量1%—2%对于V带传动弹性滑动是带传动不能保证传动比的根本原因一、传动的主要失效形式和设计准则失效形式：1）打滑；2）带的疲劳破坏设计准则：保证带在不打滑的前提下，具有足够的疲劳强度和寿命

二、V带传动的设计１.设计的原始数据及设计内容已知：P，n1，n2或i,传动的中心距及工作条件等设计内容：带：型号，根数，长度轮：D，结构尺寸，中心距（a）等§8—3普通V带传动的设计计算２、设计步骤与方法①确定计算功率Pca

：P——传递的额定功率（KW）KA—工作情况系数，表８－３

②选择带型号：Pca，n1

图8-11③确定带轮的基准直径D1和D2:小轮直径D1D1≥Dmin

表8-4减小带的弯曲应力，提高使用寿命b)验算带速v要求:5m/s<v<25~30m/sc)计算从动轮的基准直径D2:④求中心距a和带的基准长度Ld

a)初选中心距a0:0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2)b)由a0初步计算带的长度c)根据L选取相近的基准长度Ld

由表8-2d)由基准长度Ld求实际中心距e)考虑到中心距调整、补偿F0，中心距a应有一个范围⑤验算小轮包角不满足措施：1）a↑2）加张紧轮⑥计算带的根数ZP0：单根V带允许传递的功率，查表8-5ΔP0：单根V带允许传递的功率增量（与i有关），查表8-6Ka：包角系数，查表8-7Kl：长度系数，查表8-8⑦确定带的初拉力F0（单根带）

⑧求带作用于轴的压力FQ评价——ZV、QF0a>120°2~410~20小适当小例8-1设计运输机的普通V带传动。原动机采用Y系列三相异步电动机，额定功率P=4kW，转速n1=1420r/min，从动轮转速n2=420r/min，每天工作12小时，载荷变动较小，要求中心距a<550mm解：1.

确定计算功率Pca

查表8-3得：KA=1.22.选带型据Pca，n1

图8-11选用A型带3.确定带轮的基准直径D1和D2:由表8-4,取D1=100mm,设滑动率=0.02由表8-4,取D2=355mm4.验算带速v要求:5m/s<v<25~30m/s,合适5.求中心距a和带的基准长度Ld

初选a0:0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2)318.5mm<a0<910mm取a0=450mmb)由a0初步计算带的长度c)根据L选取相近的基准长度Ld

由表8-2选Ld=1800mmd)由基准长度Ld求实际中心距满足中心距a<550mm的要求6.验算小轮包角满足要求7.计算带的根数ZP0：单根V带允许传递的功率，查表8-5p0=1.292kW插值ΔP0：单根V带允许传递的功率增量（与i有关），查表8-60.167kWKa：包角系数，查表8-70.924Kl：长度系数，查表8-81.01取z=4根8.确定带的初拉力F0（单根带）

查表8-1,q=0.1kg/m9.求带作用于轴的压力FQ已知：P、n1、

n2（或i）、工作条件、空间限制按Pca、n1选带型号确定KA、计算功率Pca=KAP定带轮基准直径dd1≥ddmin