第三節? 普通V帶傳動的設計

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第三節普通V帶傳動的設計... 一、失效形式和設計準則... 二、單根V帶所能傳遞的功率... 三、設計計算和參數選擇... 四、帶輪設計... 五、V帶傳動的張緊裝置... 第三節普通V帶傳動的設計一、失效形式和設計準則如前所述，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生的最大摩擦力時，傳動帶將在帶輪上產生打滑而使傳動失效。另外，傳動帶在運行過程中由於受循環變應力的作用會產生疲勞破壞。因此，帶傳動的設計準則是：既要在工作中充分發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，帶傳動不發生打滑且有足夠疲勞壽命時所能傳遞的最大功率。從設計要求出發，應使

≤

，根據（7–14）可寫成

≤

這裡，[s]為在一定條件下，由疲勞強度決定的V帶許用拉應力。由實驗知，在108~109次循環應力下為

(MPa)式中 Z–––V帶繞過帶輪的數目；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帶的材質和結構決定的實驗常數。由式（7–4）和式（7–5）並以當量摩擦係數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、載荷平穩條件下由式（7–15）計算所得的單根普通V帶所能傳遞的基本額定功率P1值列於表7–4。當傳動比i>1時，由於從動輪直徑大於主動輪直徑，傳動帶繞過從動輪時所產生的彎曲應力低於繞過主動輪時所產生的彎曲應力。因此，工作能力有所提高，即單根V帶有一功率增量DP1，其值列於表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於180°、膠帶長度與特定帶長不同時，則應引入包角修正係數Ka（表7–5）和長度修正係數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+DP1) ·Ka·KL (7-16)表7－5 包角修正係數Ka(摘自GB13575.1－92)

表7－6 普通V帶長度修正係數KL（摘自GB13575.1－92）

三、設計計算和參數選擇設計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、小帶輪的轉速n2和n1；4）對傳動的尺寸要求等。設計計算的主要內容是確定：1）V帶的型號、長度和根數；2）中心距；3）帶輪基準直徑及結構尺寸；4）作用在軸上的壓力等；設計計算步驟如下：1．確定計算功率PcPc=KA · P (kW)式中 P–––傳遞的額定功率（kW）；KA–––工況係數（表7–7）表7-7 工況係數KA工況KA空、輕載啟動重載啟動每天工作小時數（h）＜1010~16＞16＜1010~16＞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1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式輸送機（不均勻負荷）、通風機（＞7.5kW）、旋轉式水泵和壓縮機（非離心式）、發電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉篩、鋸木機和木工機械1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往複式水泵和壓縮機、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1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8註： 1．空、輕載啟動—電動機（交流啟動、三角啟動、直流並勵）、四缸以上的內燃機、裝有離心式離合器、液力聯軸器的動力機；2．重載啟動—電動機（聯機交流啟動、直流復勵或串勵）、四缸以下的內燃機。2．選擇V帶型號根據計算功率Pc和小帶輪轉速n1由圖7–14選擇V帶型號。當在兩種型號的交線附近時，可以對兩種型號同時計算，最後選擇較好的一種。

註：Y型主要傳遞運動，故未列入圖內圖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力應採用較大的帶輪直徑，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F愈小，因而V帶的根數可減少。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，使帶在單位時間內繞過帶輪的次數增加，應力變化頻繁，從而降低了帶的疲勞壽命。由表7–4可見，當帶速達到某值後，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內為宜，在v=20~25m/s範圍內最有利。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根據結構要求初定中心距a0。中心距小則結構緊湊，但使小帶輪上包角減小，降低帶傳動的工作能力，同時由於中心距小，V帶的長度短，在一定速度下，單位時間內的應力循環次數增多而導致使用壽命的降低，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。對於V帶傳動一般可取0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)初選a0後，V帶初算的基準長度Ld0可根據幾何關係由下式計算：

(mm) （7–17）根據式（7–17）算得的Ld0值，應由表7–2選定相近的基準長度Ld，然後再確定實際中心距a。由於V帶傳動的中心距一般是可以調整的，所以可用下式近似計算a值

(mm) （7–18）考慮到為安裝V帶而必須的調整餘量，因此，最小中心距為amin=a–0.015Ld (mm)如V帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應能調大。又考慮到使用中的多次調整，最大中心距應為

(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小於此值，可適當加大中心距a；若中心距不可調時，可加張緊輪。從上式可以看出，a1也與傳動比i有關，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z根據計算功率Pc由下式確定

≥

（7–19）為使每根V帶受力比較均勻，所以根數不宜太多，通常應小於10根，否則應改選V帶型號，重新設計。8．確定初拉力F0適當的初拉力是保證帶傳動正常工作的重要因素之一。初拉力小，則摩擦力小，易出現打滑。反之，初拉力過大，會使V帶的拉應力增加而降低壽命，並使軸和軸承的壓力增大。對於非自動張緊的帶傳動，由於帶的松馳作用，過高的初拉力也不易保持。為了保證所需的傳遞功率，又不出現打滑，並考慮離心力的不利影響時，單根V帶適當的初拉力為

(N) （7–20）

由於新帶容易松馳，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的初拉力應為上述初拉力計算值的1.5倍。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於帶加一載荷G，若帶沿跨距每100mm中點處產生的撓度為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。跨度長t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）運轉後的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YZABCDEDF0610152029.458.81089．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生壓力，它等於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。四、帶輪設計對帶輪的主要要求是重量輕、加工工藝性好、質量分布均勻、與普通V帶接觸的槽面應光潔，以減輕帶的磨損。對於鑄造和焊接帶輪、內應力要小。帶輪由輪緣、輪幅和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環形部分稱為輪緣，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帶輪的結構帶輪結構形式按直徑大小常用的有S型實心帶輪（用於尺寸較小的帶輪）、P型腹板帶輪（用於中小尺寸的帶輪）、H型孔板帶輪（用於尺寸較大的帶輪）及E型橢圓輪幅帶輪（用於大尺寸的帶輪）（見圖7–17）。輪緣部分的輪槽尺寸按V帶型號查表7–10。由於普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形，楔角減小，故規定普通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YZABCDE基準寬度bp5.38.511.014.019.027.032.0基準線上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基準線下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽間距e8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.7第一槽對稱面至端面的距離f7±18±1

最小輪緣厚dmin55.567.5101215帶輪寬BB=(z-1)e+2f z—輪槽數外徑da

輪槽角f32°相應的基準直徑d≤60------34°-≤80≤118≤190≤315--36°-----≤475≤60038°-＞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。帶輪的其它結構尺寸可參考有關資料。五、V帶傳動的張緊裝置由於傳動帶不是完全的彈性體，帶工作一段時間後，會因伸長變形而產生松馳現象，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，應經常檢查並及時重新張緊。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並用螺釘2調整（見圖7–18a）或擺動電機底座1並調整螺栓2使底座轉動（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整的，則可採用張緊輪裝置（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側並靠近大帶輪，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。

圖7-19 張緊輪裝置圖7-18 帶的定期張緊裝置

例7–1 設計如圖7-20所示的帶式運輸機傳動方案I中的帶傳動。已知：P=11kW，n1=1460r/min，i=2.1，一般用途使用時間10年（每年工作250天），雙班制連續工作，單向運轉。

圖7-20 帶式運輸機傳動方案Ⅰ解：1．確定計算功率Pc由表7–7查得工況係數KA=1.2，則Pc=KAP=1.2×11=13.2kW2．選擇V帶型號根據Pc＝13.2kW，n1=1460r/min，由圖7–14選取B型。3．確定帶輪基準直徑d1、d2由表7–3，B型V帶帶輪最小直徑dmin=125mm，又根據圖7–14中B型帶推薦的d1的範圍及表7–8，取d1=132mm，從動輪基準直徑d2=id1=2.1×132＝277.2mm，由表7–8基準直徑系列取d2=280mm。傳動比