第5章?lián)闲詡鲃釉O計帶傳動概述帶傳動的幾何計算及基本理論普通V帶傳動設計鏈傳動概述鏈傳動工作情況分析滾子鏈傳動設計中間有環(huán)形撓性構件的一種傳動帶傳動(beltdrives)、鏈傳動(chaindrives)適用于中心距較大的場合撓性傳動（Flexibledrive）：帶傳動的特點優(yōu)點:

1）傳動中心距較大；

2）帶具有較好的阻尼，可緩沖、減振；

3）過載時帶與帶輪間會出現(xiàn)打滑，可防止損壞其他零件；

4）結構簡單、成本低廉。缺點:

1）傳動的外廓尺寸較大；2）需要張緊裝置；

3）由于帶的彈性滑動，不能保證傳動比恒定；

4）帶的壽命較短；

5）傳動效率較低；

6）對軸和軸承的壓力較大。

帶傳動一般用在傳動比要求不高，要求過載保護，中心距較大場合。不可用于易燃、易爆場合。v=5~25m/si≤7多級傳動中，帶布置在高速級。為什么？§5-1帶傳動概述

安裝時帶被張緊在帶輪上，這時帶所受的拉力稱為初拉力，它使帶與帶輪的接觸面間產(chǎn)生壓力。當主動輪回轉時，依靠帶與帶輪接觸面間的摩擦力拖動帶運動，帶又借助摩擦力拖動從動輪一起回轉。一、帶傳動的工作原理由主動輪1、從動輪2和傳動帶3組成。帶傳動分摩擦型傳動帶和嚙合型傳動帶。帶傳動的類型摩擦型傳動帶，按橫截面形狀可分為平帶、V帶和多楔帶、圓帶。V帶(Vbelt

)平帶(Flat

belt)多楔帶(Poly-rib)圓帶(Round)傳動能力較平帶大，應用最廣用于較大功率、緊湊的場合傳遞功率較小，用于輕、小型機械結構簡單，效率較高，中心距較大時用當V帶傳動與平帶傳動的初拉力相等，即帶壓向帶輪的壓緊力相同時：

為什么在相同條件下，V帶傳動能力較平帶更大？FQFQ

FQFNFN

j平帶的摩擦力為：V帶的摩擦力為：

當量摩擦系數(shù)故：相同條件下，V帶的摩擦力大于平帶，傳動能力更強摩擦系數(shù)顯然：fV>f本章主要討論普通V帶的設計計算！V帶楔角a等于槽形角j

嗎？為什么？a≠ja=40?，而j<40?，取34?，36?和38?

帶受彎曲變形后，為保證帶與輪槽工作面間能良好接觸，槽形角j取得更小些

帶輪直徑越小，彎曲越厲害，槽形角j取得越小

簾芯結構繩芯結構1－包布；2－頂膠；3－抗拉體；4－底膠多層布簾，制造方便V帶結構：

繩芯結構柔性好，抗彎強度高，適用于帶輪直徑較小、速度較高的場合。V帶的規(guī)格當帶繞上帶輪彎曲時，帶中長度和寬度均不變的一層稱為中性層（節(jié)面），從端面看上去稱為節(jié)線；帶的中性層（節(jié)面）寬度稱為節(jié)寬(bp)，當帶彎曲時，該寬度保持不變。節(jié)線V帶輪節(jié)圓（基準圓）在V帶輪上，節(jié)圓的直徑稱為基準直徑d。V帶節(jié)線的長度稱為基準長度Ld。普通V帶:相對高度h/bp≈0.7bbp

ha其規(guī)格尺寸、性能、測量方法及使用要求均已標準化，只需按需要進行選用按截面的大小分為七種型號：Y→

E，截面積逐漸增大

Y、Z、A、B、C、D、E型號YZABCDE頂寬b/mm6101317223238節(jié)寬bp/mm5.38.51114192732高度h/mm4.06.08.011141925楔角a40?每米質量q/(kg/m)0.040.060.100.170.300.60.87承載能力相應增大傳動轉速相應減小普通V帶的規(guī)格和尺寸§5-2帶傳動的幾何計算及基本理論一、帶傳動的幾何計算L=2AB+AD+BC==∵又a1：

小帶輪包角

a2

：大帶輪包角a1<a2接觸弧所對應的圓心角。

帶輪包角(angleofwrap)：ADBC一、受力分析(Forceanalysis)安裝時帶須張緊，張緊力為初拉力(initialtension)F0帶工作前：F0F0帶只受初拉力F0作用帶工作時：n1n2FfFfF2F1帶一邊拉力增大到F1；一邊拉力減小到F2靜止時：兩邊拉力相等，均為F0n1n2FfFfF2F1傳動時：拉力增大的邊稱為緊邊，力為F1

拉力減小的邊稱為松邊，力為F2

緊邊為繞進主動輪的一邊，與帶輪的轉動方向有關！

緊邊：F0→F1拉力增加，帶增長松邊：F0→F2拉力減小，帶收縮帶是彈性體，可認為其總長不變，則：緊邊拉力增量＝松邊拉力減量即：F1

－F0

＝F0

－F2故：F1

＋F

2

＝2F0＝Ff

F1－F2

有效拉力(Effectivetensileforce)：—

即帶所傳遞的圓周力F＝F

n2FfFfF2F1D1以主動輪側的帶為隔離體分析：F1

＝F0

＋F/2（1）F2

＝F0

－F/2（2）分析帶在即將打滑時,緊邊拉力F1與松邊拉力F2的關系。得到撓性體摩擦的基本公式，稱為歐拉公式:

F1/

F2=efvα

（3）式中：fv為帶與輪面間的摩擦系數(shù)；α為帶輪的包角(rad)；e為自然對數(shù)的底(e≈2.718)通過上面（1）（2）（3）式求解得V帶不打滑條件下所能傳遞的最大圓周力:討論：

（1）F0↑，F(xiàn)max↑

但F0↑↑，軸、軸承受力大

F0↓↓，易打滑、傳動能力不能充分發(fā)揮（2）計算時，應以α1代入進行計算α1↑，F(xiàn)max↑

但α1↑，受傳動比、中心距等因素限制。（3）f↑，F(xiàn)max↑

但f↑，受材料等因素限制。三、帶的應力分析1．拉應力

緊邊拉應力:σ1＝F1/A

松邊拉應力:σ2＝F2/A

式中A為帶的橫截面積。2．離心拉應力

當帶繞過帶輪時，在微弧段上產(chǎn)生的離心力

σc＝Fc/A＝qv2/A

式中：q為帶每米長的質量(kg/m)；v為帶速(m/s)。3．彎曲應力

σb1＝Eh/dd1σb2＝Eh/dd2

式中：h為帶的高度(mm)；E為帶的彈性模量(MPa)；dd為帶輪基準直徑。

帶輪直徑越小，彎曲應力越大，所以基準直徑不能過小彎曲應力只作用在繞過帶輪的那一部分帶上離心拉(應)力作用于帶的整個周長，且處處相等最大應力發(fā)生在緊邊與小帶輪相切處(緊邊開始繞上小帶輪處）

四、帶傳動的彈性滑動松邊緊邊主動輪上，由于F1>F2，帶上紅點滯后;故V1>V帶。從動輪上，由于F1>F2，帶上紅點超前;故V帶>V2。所以V1>V2，我們把這種微量的滑動現(xiàn)象稱為彈性滑動。由于帶彈性體，因而在拉力的作用下帶會產(chǎn)生彈性變形(伸長)。緊邊：受力F1，變形δ1

松邊：受力F2，變形δ2

F1＞F2

，δ1

＞δ2

F1F2彈性滑動范圍與圓周力（有效拉力）F成正比動畫彈性滑動和打滑當外載荷增大到某一數(shù)值，若所要傳遞的圓周力F

＞Fmax

，帶將沿整個接觸弧滑動，這種現(xiàn)象稱為打滑。彈性滑動是由于帶彈性變形引起的，只要傳遞圓周力，就會存在拉力差，就一定會發(fā)生彈性滑動，所以彈性滑動是不可避免的。打滑是由過載引起的全面滑動而不能正常工作，它是可以和應當避免的。彈性滑動和打滑是兩個不同的概念。總結：1）打滑是過載造成的，∴打滑是可以避免的。2）η↓↓，磨損↑↑，∴打滑必須避免。3）打滑首先發(fā)生在小帶輪上。

區(qū)別：彈性滑動是帶傳動的固有特性，是不可避免的。打滑是一種失效形式，是可以避免的，而且必須避免。五、帶傳動的傳動比

由于彈性滑動是不可避免的，所以從動輪圓周速度v2總是低于主動輪圓周速度v1。由于帶的彈性滑動引起的從動輪圓周速度的降低率稱為滑動率，即:

ε=(v1-v2)/v1由此得帶傳動的傳動比:i=n1/n2=d2/d1(1-ε)V帶傳動的滑動率ε=0.01～0.02，其值甚微，在一般計算中可不予考慮。六、帶傳動的失效形式和設計準則1、失效形式◆打滑過載(F＞Fmax)引起◆疲勞破壞帶受變應力的循環(huán)作用2、設計準則保證帶在工作中不打滑，同時具有足夠的疲勞強度和一定的使用壽命不打滑條件：F≤Fmax即：由上可得單根帶在既不打滑又有足夠疲勞強度時所能傳遞的最大功率：表5-4列出了單根V帶在特定條件下所能傳遞的基本額定功率P1要保證帶不疲勞破壞：即：返回§5-3普通V帶傳動的設計一、單根普通V帶的許用功率

P1是在載荷平穩(wěn)、包角α1=α2=180°、帶長Ld

為特定長度、抗拉體為化學纖維繩芯結構的條件(試驗條件)下得到的。實際工作條件與上述特定條件不同時，應對P1值加以修正。修正后得實際工作條件下單根普通V帶的額定功率（許用功率）。P‘=(P1＋ΔP1)KαKL

式中：P‘：為許用功率，

ΔP1：為功率增量(表5-5)，考慮傳動比i≠1時，帶在大輪上的彎曲應力較小，故在壽命相同條件下，可增大傳遞的功率。

Kα：為包角修正系數(shù)(表5-6)。KL：為帶長修正系數(shù)(表5-7)。返回返回二、設計的已知條件和設計內容傳遞的名義功率P；已知條件主動輪轉速n1

；從動輪轉速n2

或傳動比i；傳動位置要求

；工況條件、原動機類型等；V帶的型號、長度和根數(shù)；設計內容帶輪直徑和結構；傳動中心距a；驗算帶速v

和包角α；計算初拉力和壓軸力；三、設計步驟和參數(shù)選擇2、選擇普通V帶的型號根據(jù)計算功率和小帶輪轉速，按圖的推薦選擇普通V帶型號。若臨近兩種型號的交界線時，可按兩種型號同時計算，并分析比較決定取舍。1、確定設計功率

Pd=KAP式中：P為傳動的名義功率(kW)KA為工況系數(shù)三、設計步驟和參數(shù)選擇3、確定帶輪基準直徑小帶輪的基準直徑dd1

應大于或等于表5-9所示的ddmin

。若dd1過小，則帶的彎曲應力將過大而導致帶的壽命降低；反之，雖能延長帶的壽命，但帶傳動的外廓尺寸卻隨之增大。

根據(jù)i可得大帶輪的基準直徑為：

dd2=idd1(1-ε)

dd1和dd2都需取標準值(表5-9)。滑動率的影響在一般的帶傳動中可忽略，重要傳動時需考慮4、驗算帶速

帶速v=dd1n1/60000(m/s)一般應使v在5～25m/s的范圍內。v↑，離心力↑，帶輪間摩擦力↓，容易打滑；

單位時間內繞過帶輪的次數(shù)↑，帶的工作壽命↓

v↓，P一定時，需要傳遞的圓周力F↑，帶的根數(shù)↑三、設計步驟和參數(shù)選擇5、確定中心距和帶長初定中心距a0推薦按式0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)，初定的基準長度L0

可按下式計算：

根據(jù)初定的L0，由表5-7選取接近的基準長度Ld

，再按下面公式計算所需中心距：

6、驗算包角

α1＝180°－57.3°×(dd2-dd1)/a一般應使α1≥120°，否則可加大中心距或增設張緊輪。三、設計步驟和參數(shù)選擇7、確定帶的根數(shù)

8、確定初拉力保持適當初拉力是帶傳動正常工作的首要條件。初拉力不足，會出現(xiàn)打滑；初拉力過大將增大軸和軸承上的壓力，并降低帶的壽命。單根普通V帶合宜的初拉力：式中：PC為計算功率(kW)；z為V帶根數(shù)；v為V帶速度(m/s)；Kα為包角修正系數(shù)；q為V帶每米長的質量(kg/m)。三、設計步驟和參數(shù)選擇9、計算壓軸力

為便于計算，帶對軸的壓力通常按靜止的情況計算。所以壓軸力為：

FQ＝2ZF0cos(90-α1/2)=2ZF0sin(α1/2)四、帶傳動的結構設計帶輪直徑較小時可采用實心式(圖a)；

中等直徑的帶輪可采用腹板式(圖b)；

直徑大于350mm時可采用輪輻式(圖c)。

圖中列有經(jīng)驗公式可供帶輪結構設計時參考。

1.帶輪的結構設計帶輪常用鑄鐵制造，有時也采用鋼或非金屬材料(塑料、木材)。鑄鐵帶輪允許的最大圓周速度為25m/s。速度更高時，可采用鑄鋼或鋼板沖壓后焊接。四、帶傳動的結構設計2.帶傳動的張緊裝置

帶傳動常用的張緊方法有調節(jié)中心距和采用張緊輪。

小結1、了解帶傳動的類型、工作原理和應用范圍，熟悉V帶和帶輪的結構和標準。2、掌握帶傳動的最大圓周力和應力分析。3、掌握彈性滑動與打滑的區(qū)別。4、掌握普通V帶傳動的失效形式、設計準則和主要參數(shù)的選擇。練習一、選擇題（單選）1、帶傳動中，若產(chǎn)生打滑現(xiàn)象，是（）(a)沿小輪先發(fā)生 (b)沿大輪先發(fā)生(c)沿兩輪同時發(fā)生 (d)不能確定2、傳遞動力時，帶傳動中彈性滑動是（）(a)由過載引起(b)由拉力差和帶本身為彈性體所引起(c)因初拉力Fo過少引起3、帶傳動中心距與小帶輪直徑一定時，若增大傳動比，則小帶輪上包角（）(a)減少 (b)增大 (c)不變aba練習二、填空1、帶傳動中，橫剖面內產(chǎn)生的應力有（）、（）、（）、最大應力發(fā)生在（）。2、V帶傳動中，帶的型號由（）和（）查圖選取。3、普通V帶楔角為40°，帶輪槽形角（）40°。拉應力、離心拉應力、彎曲應力；緊邊和小帶輪相切處（緊邊開始繞上小帶輪處）計算功率和小帶輪轉速小于§6-4鏈傳動概述通常，鏈傳動的傳動比i≤8；中心距a≤5～6m；傳遞功率P≤100kW；圓周速度v≤15m/s；傳動效率約為0.95～0.89。一、鏈傳動的特點和應用

與帶傳動相比，鏈傳動沒有彈性滑動和打滑，能保持準確的平均傳動比；需要的張緊力小，作用于軸的壓力也小，可減少軸承的摩擦損失；結構緊湊；能在溫度較高、有油污等惡劣環(huán)境條件下工作。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造和安裝精度要求較低；中心距較大時其傳動結構簡單。鏈傳動的主要缺點是：瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數(shù)，因此傳動平穩(wěn)性較差，工作中有一定的沖擊和噪聲。二、鏈傳動的類型傳動鏈滾子鏈*套筒鏈板式鏈齒形鏈起重鏈曳引鏈◆內鏈板與套筒之間、外鏈板與銷軸之間為過盈聯(lián)接；◆滾子與套筒之間、套筒與銷軸之間均為間隙配合。三、滾子鏈的結構

鏈上相鄰兩滾子中心的距離稱為鏈節(jié)距，用p表示。排數(shù)越多，承載能力越高，但各排鏈受載不均現(xiàn)象越嚴重，故排數(shù)不宜過多。

內、外鏈板均為“∞”型。滾子鏈可制成單排鏈和多排鏈。鏈條

鏈條長度以鏈節(jié)數(shù)Lp來表示。鏈節(jié)數(shù)最好取為偶數(shù)，以便鏈條聯(lián)成環(huán)形時正好是外鏈板與內鏈板相接，接頭處可用彈簧夾或開口銷鎖緊(圖a、b)。若鏈節(jié)數(shù)為奇數(shù)時，則需采用過渡鏈節(jié)(圖c)。在鏈條受拉時，過渡鏈節(jié)還要承受附加的彎曲載荷，通常應避免采用。四、鏈輪

國家標準僅規(guī)定了滾子鏈鏈輪齒槽的齒面圓弧半徑、齒溝圓弧半徑和齒溝角(圖a)的最大和最小值(詳見GB1244-85)。各種鏈輪的實際端面齒形均應在最大和最小齒槽形狀之間。這樣處理使鏈輪齒廓曲線設計有很大的靈活性。但齒形應保證鏈節(jié)能平穩(wěn)自如地進入和退出嚙合，并便于加工。符合上述要求的端面齒形曲線有多種。最常用的齒形是“三圓弧一直線”，即端面齒形由三段圓弧(aa,ab,cd)和一段直線(bc)組成。這種“三圓弧一直線”具有較好的嚙合性能，并便于加工。

鏈輪軸面齒形兩側呈圓弧狀(圖b)，以便于鏈節(jié)進入和退出嚙合。鏈輪結構與尺寸鏈輪齒應有足夠的接觸強度和耐磨性，故齒面多經(jīng)熱處理。小鏈輪的嚙合次數(shù)比大鏈輪多，所受沖擊力也大，故所用材料一般應優(yōu)于大鏈輪。常用的鏈輪材料有碳素鋼(如Q235、Q275、45、ZG310-570等)、灰鑄鐵(如HT200)等。重要的鏈輪可采用合金鋼。

鏈輪的結構如圖所示。小直徑鏈輪可制成實心式；中等直徑的鏈輪可制成孔板式；直徑較大的鏈輪可設計成組合式，若輪齒因磨損而失效，可更換齒圈。

一、鏈傳動的運動分析

在鏈傳動中，鏈條繞在鏈輪上如同繞在兩個正多邊形的輪子上，正多邊形的邊長等于鏈節(jié)距p?！?-5鏈傳動工作情況分析§6-5鏈傳動工作情況分析一、鏈傳動的運動分析銷軸中心A的圓周速度水平分量（鏈速VS）垂直分量鏈節(jié)所對中心角，變化范圍（）即之間。

當當

上述反映了鏈速的周期性變化。這種鏈速時快時慢，而忽上忽下的變化，稱為鏈傳動的“多邊形效應”

。鏈的節(jié)距越大，理論上承載能力越高。但節(jié)距越大，由鏈條速度變化和鏈節(jié)嚙入鏈輪產(chǎn)生沖擊所引起的動載荷越大，反而使鏈承載能力和壽命降低。因此，設計時應盡可能選用小節(jié)距的鏈，重載時選取小節(jié)距多排鏈。二、鏈傳動的受力分析

安裝鏈傳動時，只需不大的張緊力，主要是使鏈松邊的垂度不致過大，否則會產(chǎn)生顯著振動、跳齒和脫鏈。

若不考慮動載荷，作用在鏈上的力有：圓周力(即有效拉力)F，離心拉力Fc

和懸垂拉力Fy

。緊邊拉力為F1=F+Fc+Fy

松邊拉力為F2=Fc+Fy

離心拉力為:

Fc=qv2

q為鏈每米長質量(kg/m)；v為鏈速。

懸垂拉力可利用求懸索拉力的方法近似求得：

Fy=Kyqga

式中：a為鏈傳動的中心距(m)；g為重力加速度；Ky為下垂量y=0.02a時的垂度系數(shù)。垂直布置時Ky=1；水平布置時Ky=7；傾斜布置時Ky=2.5(β=75°)，Ky=4(β=60°)，Ky=6(β=30°)。

§6-6滾子鏈傳動的設計一、失效形式

(1)鏈板疲勞破壞鏈在松邊拉力和緊邊拉力的反復作用下，經(jīng)過一定的循環(huán)次數(shù)，鏈板會發(fā)生疲勞破壞。正常潤滑條件下，鏈板疲勞強度是限定鏈傳動承載能力的主要因素。

(2)滾子、套筒的沖擊疲勞破壞鏈傳動的嚙入沖擊首先由滾子和套筒承受。在反復多次的沖擊下，經(jīng)過一定循環(huán)次數(shù)，滾子、套筒可能會發(fā)生沖擊疲勞破壞。這種失效形式多發(fā)生于中、高速閉式鏈傳動中。

(3)銷軸與套筒的膠合潤滑不當或速度過高時，銷軸和套筒的工作表面會發(fā)生膠合。膠合限定了鏈傳動的極限轉速。

(4)鏈條鉸鏈磨損鉸鏈磨損后鏈節(jié)變長，容易引起跳齒或脫鏈。開式傳動、環(huán)境條件惡劣或潤滑密封不良時，極易引起鉸鏈磨損，從而急劇降低鏈條的使用壽命。

(5)過載拉斷這種拉斷常發(fā)生于低速重載的傳動中。

二、功率曲線圖如圖所示為在正常潤滑條件下，對應各種失效形式的極限功率曲線。圖中陰影部分為實際上使用的區(qū)域。若潤滑密封不良及工況惡劣時，磨損將很嚴重，其極限功率會大幅度下降，如圖中虛線所示。在特定的實驗條件下（水平布置、載荷平穩(wěn)、一定的潤滑方式，Z1=19，i=3，a=40P，壽命15000h，鏈節(jié)伸長量不超過3%），在一定的使用壽命下，從一種失效形式出發(fā)，可得出一個極限功率表達式。二、功率曲線圖

圖8-25是國產(chǎn)十種型號的滾子鏈的額定許用功率曲線，這是在特定的實驗條件下確定的。設計時，根據(jù)實際條件對PO值加以修正。無法采用推薦的潤滑方式，PO相應降低。

Po——單排鏈的額定功率P——傳遞的功率KA——工況系數(shù)表8-12KZ——小鏈輪齒數(shù)系數(shù)。表8-13KL——鏈長系數(shù)。圖8-27KP——多排鏈系數(shù)。表8-14當小鏈輪齒數(shù)z1≠19時的修正系數(shù)，（當工作點落在圖8-25某曲線頂點左側時，屬于鏈板疲勞，查表中Kz；當工作點落在圖8-25某曲線頂點右側時，屬于套筒、滾子沖擊疲勞，查表中Kz’。當鏈長Lp≠100節(jié)時修正系數(shù)，（當工作點落在圖8-25某曲線頂點左側時，屬于鏈板疲勞，查圖中曲線1；當工作點落在圖8-25某曲線頂點右側時，屬于套筒、滾子沖擊疲勞，查圖中曲線2）三、滾子鏈傳動設計計算和主要參數(shù)選擇

當v≥0.6m/s時，主要失效形式為鏈條的疲勞破壞，設計時應按功率曲線設計計算。即根據(jù)單排鏈傳動的額定功率P0和小鏈輪轉速n1，由圖8-25查得合適鏈的型號，再根據(jù)型號從表8-10查的節(jié)距p。當v＜0.6m/s時，主要失效形式為鏈條的過載拉斷，設計時應按下式驗算靜強度安全系數(shù)。

S=Q/KAF

式中：Q為鏈的極限載荷，見表8-10

；F1

為緊邊拉力；S為安全系數(shù)，S=4～8。三、滾子鏈傳動設計計算和主要參數(shù)選擇1.鏈輪齒數(shù)為提高鏈傳動的運動平穩(wěn)性