第七章带传动案例.ppt

例1 :带传动，传递的最大功率P=5KW，主动轮n1=350rpm,D1=450mm,传动中心a=800mm,从动轮D2=650mm,带与轮间磨擦系数f=0.2。 求：（1）带速 （2）小带轮包角 （3）即将打滑时紧边和松边拉力。 解：（1）带速： (2)小带轮包角： 例2：已知带传动两带轮的包角 ，带与轮间磨擦系数 ，初拉力F0 =300N，带轮直径D1 =100mm,D2=200mm ,小带轮转速n1=970rpm, 传递功率P=2KW。计算并分析上述情况是否会打滑。 解：主要考的是最大磨擦力与传动时所需的有效拉力之间的关系。 最大磨擦力 传动所需的有效拉力： 比较两个F，判断就可以确定是否打滑了。 作业： 1、2、4 ①带紧边刚绕上小带轮处的应力最大，且为 　　　 σmax =σ1 +σb1+ σc ②带处于变应力下工作，可能发生疲劳失效 结论 带寿命缩短一半。 轮径减小10% 功率提高10% 带长减小50% 四．弹性滑动和打滑 1．弹性滑动——不可避免，固有特性 原因：由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的微量的相对运动。带是弹性体，且紧边、松边存在拉力差。 后果：V2V1，传动比i不准确，微量磨损，产生温升。 措施：选弹性模量大的材料。 B B* . 弹性滑动现象分析： 紧边在A点绕上主动轮 带的拉力逐渐降低，变形量减小 带速滞后于带轮 B*点滞后B点 即带与轮之间发生相对滑动 注意静弧与动弧 A 2．滑动率ε 式中　n1、n2—主、从动轮转速 　　　D1、D2—主、从动轮计算直径 　　 ε—滑动率，一般ε＝0.01~0.02 因为ε较小，可忽略，则有 i=n1/n2=D1/D2 3．打滑——可以避免 原因：由于过载而引起的带与带轮间全面、显著 的相对运动 后果：无法正常工作，磨损发热严重 措施：防止过载、合适的预拉力， 带的弹性滑动和打滑：小结 1.动弧是接触弧的一部分 2.动弧位于主动轮的出口边 3.欧拉公式适用于动弧 4.当动弧扩展到整个接触弧时发生打滑 5.弹性滑动不可避免，打滑可以避免 6.弹性滑动造成传动比i不稳定 五．带传动的失效形式和设计准则 1．失效形式： ? 疲劳破坏， ? 打滑。 2．设计准则：保证带传动在不打滑的条件下， 　　　　　　 具有一定的疲劳强度和寿命 由疲劳强度条件： 由不打滑条件： 由实验得到，在108~109次循环应力作用下，许用应力为： ∴单根V带既不打滑又不疲劳时所能传递的 最大功率为： 特定条件：包角α=180o，特定长度、平稳工 作条件，P0值见表8-6 ☆☆当与实验条件不同时，将引入一系列的修正系数：KA工作情况系数，Kα包角系数，KL带长系数 ，ΔP0功率的增量， 一．原始数据 功率P，转速n1、n2(或i)，传动用途，工作条件等 二．设计内容 1．定带的型号、长度和根数。 2．定传动中心距 3．带轮结构尺寸 §8-3　V带传动的设计计算 三．设计计算步骤 1．计算功率Pca： Pca ＝KAP 　　　　　　　 KA为工作情况系数 2．选择带的型号：由Pca 、n1定型号 由计算功率Pca选择电机，得到电机的转速n1。 3．选定带轮直径D1、 D２ D1： D1小→结构紧凑 D1过小→弯曲应力过大→带寿命降低 　　　∴ D1 ≥ Dmin D2： D2＝i *D1 　 D1 、D2应圆整，且符合表8-8的标准 200 C 75 A 20 Y 500 355 125 50 dmin E D B Z 带型 4．验算带速v v太大→离心力过大→疲劳寿命降低 v太小→ Fe(=1000P/v)过大→带根数Z过多 　　　→带轮宽度等尺寸增大 ∴5m/sv≤(25~30)m/s 5．定中心距a和带长Ld 设计时先初选a0 →求Ld →查标准Ld →求实际a 初选取　0.7(D1 +D2) a0 2(D1 +D2) 初选取　0.7(D1 +D2) a0 2(D1 +D2) 原因： a0过小→ α1过小→Fec过小→传动能力低 →带较短→单位时间内循环次数多 →寿命降低 　　　 a0过大→带较长→易抖动 考虑安装调整和补偿预紧力，a的变动范围为： 　　　amin=a-0.015Ld ama