V带传动设计计算.docx

设计行车驱动装置中的V带传动

行车驱动装置的传动方案如以下图所示。室内工作、工作平稳、机械成批生产，其他数据见下表。

行车驱动装置中V带传动的数据

方案

电动机工

电动机满

工作机的

第一级

轴承座中

最短工

作功率

载转速

转速

传动比

心高

作年限

5.4.3

/KW

2.2

/(r/min)

710

/(r/min)

40

2.8

H/mm

220

3年3班

—带传动计算

确定计算功率

设计功率是依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，表达式为

式中——所需传递的名义功率〔KW〕；

——工作状况系数，按表 。选取 =1.2则 =1.2 2.2 =2.64

选择带的型号

带的型号可依据设计功率和小带轮转速由图7.11选取。由于

， ，所以选取型带。

确定带轮的基准直径 和

传动带中的弯曲应力变化是最大的，它是引起带疲乏破坏的主要因素。带轮

直径愈小，弯曲应力愈大。因此，为减小弯曲应力应承受较大的小带轮直径 。

但 过大，会使传动的尺寸增大。由于无特别要求，取大于等于许用的最小带轮基准直径 即可〔见表7.7〕。取 =95 。

所选带轮直径应圆整为带轮直径系列值，即表7.3中“注”所列数值。则取

=100 。

由于并不必要使传动比太准确，则无要考虑滑动系数来计算轮径。则大带轮直径

= 。

符合表7.7及表7.3中“注”所列数值

验算带的速度

即

故符合要求。

确定中心距和带基准长度

中心距小，可以使传动构造紧凑。但也会因带的长度小，使带在单位时间内绕过带轮的次数多，降低带的寿命。同时在传动比和小带轮直径 肯定的状况

下，中心距小，小带轮包角将减小，传动力量降低。中心距大则反之。其次，中心距过大，当带速高时，易引起带工作时抖动。

由于无特别要求，可在以下范围内初步选取中心距

即

初步取 ，则带的基准长度计算公式

则′ 。由表7.2选取接

近的标准基准长度 ，则实际中心距〔通常中心距是可调的〕

′

计算小轮包角

由小带轮上的包角计算公式

则 符合要求。

确定带根数

式中 ——包角修正系数，考虑包角 对传动力量的影响，由表7.8

查取；

——带长修正系数，考虑带长不为特定带长时对使用寿命的影响，由表7.8查取。

查得 ， 。

依据参考文献[1]表7.3，一般带根本额定功率是由以下公式和数据〔表

5.6〕计算出来的：

由表查得 ， ， ；又所以:

在同样寿命条件下， 时每根带所能传递的功率可以相应地增大一些。这一功率增量 可由下式计算

式中 ——弯曲影响系数，见表7.4；

——传动比系数，见表7.5；

——小带轮转速〔r/min〕。查表可知 ，

则 ，所以带根数

二计算带的张紧力和压轴力

确定带的张紧力

初拉力是保证传动正常工作的重要因素，它影响带的传动力量和寿命，过小易消灭打滑，传动力量不能充分发挥。过大带的使用寿命降低，且轴和轴

承的受力增大。单根一般带适宜的初拉力可按下士计算

一般带每米长度的质量值见表7.1。查得 ，所以初拉力

当主动轮转动时，紧边所受拉力由增大到，松边所受拉力由减小到。当带处于在带轮上马上打滑而尚未打滑的临界状态时，与的关系可用欧拉公式表示，即

式中

——自然对数的底〔

〕；

——带和带轮间的摩擦系数〔对

带传动用当量摩擦系数＇〕；

又

——带在小带轮上的包角〔

，所以可得

〕。

＇

＇

＇

带传递的有效圆周力 ，其最大值

＇

＇

又＇ 其中为带轮的轮槽角〔表7.9〕，查得 。

设=0.3，则＇ 1.026。所以

计算作用在轴上的压力

压力等于松边和紧边拉力的向量和，假设不考虑带两边的拉力差，可以近似地按带两边所受初拉力的合力来计算，即

所以：

带初次安装在带轮上时，所需初拉力要比带正常工作时大很多，故计算轴和轴承时，通常取 。则

三绘制V带轮工作图时的留意事项：

带轮的构造方面：铸造带轮要有起模斜度：轮毂的孔径与相配轴径全都，其长度要比相配轴径长度长2 3mm，两个视图上键槽的位置要对应。

电动机轴与带轮轮毂孔是基孔制紧协作，轮毂孔按H7标注。

外表粗糙度改为“外表构造”，外表构造要求在图样中的注法见A4图纸。