1、.1*：工學院畢業設計題 目：帶傳動與鏈傳動強度分析作 者屆 別系 別機械與電子工程系專 業機械設計制造及其自動化指導教師職 稱教授完成時間2021年5月摘 要帶傳動與鏈傳動是當今應用最為廣泛的傳動方式，它主要應用于機械領域，當然在其它非機械領域也有十分廣泛的應用。由于原動機運動形式的單一性、簡單性與工作機運動形式的多樣性、復雜性的矛盾，傳動機械作為原動機和工作機的連接局部，為工作機提供形式多樣的運動形式，是機器不可或缺的一局部。近年來帶與鏈傳動產品在保證一定強度條件下也逐步向輕薄方向開展。對帶傳動與鏈傳動的研究已經得到了廣泛的關注，但針對此類研究的總結還較少。因此，對帶傳動與鏈傳動的強度分析

2、是重要的。關鍵詞：設計計算 帶傳動與鏈傳動 強度分析AbstractBelt drive and chain drive is the drive for the widely application, it is mainly used in mechanical field, of course, is widely used in other field of machinery. Since the original motivation of e*ercise in the form of a single, simple and working machine movement f

3、orms of diversity, ple*ity of contradictions, transmission machinery as the original motivation and work machine connecting part, provide the movement in the form of diverse forms of work for the machine, is a part of the machine is indispensable.In recent years, belt and chain drive products in a c

4、ertain strength condition also gradually to the light direction of development. Study on the belt drive and chain drive has been widespread concern, but for this kind of research summary is less. Therefore, it is important to strength analysis of belt drive and chain drive.Keyword:Design and calcula

5、tion Belt drive and chain drive Strength analysis TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc356731956摘要 PAGEREF _Toc356731956 h IIHYPERLINK l _Toc356731957Abstract PAGEREF _Toc356731957 h IIIHYPERLINK l _Toc356731958第一章緒論 PAGEREF _Toc356731958 h 1HYPERLINK l _Toc3567319591.1 國外對本課題的研究動態 PAGEREF _Toc356731959

6、h 1HYPERLINK l _Toc3567319601.2 依據和意義 PAGEREF _Toc356731960 h 1HYPERLINK l _Toc356731961第二章帶傳動與鏈傳動分析 PAGEREF _Toc356731961 h 3HYPERLINK l _Toc3567319622.1傳動原理與特點 PAGEREF _Toc356731962 h 3HYPERLINK l _Toc3567319632.2傳動類型與應用 PAGEREF _Toc356731963 h 3HYPERLINK l _Toc356731964第三章帶傳動與鏈傳動受力分析 PAGEREF _Toc

7、356731964 h 4HYPERLINK l _Toc3567319653.1帶傳動的受力分析 PAGEREF _Toc356731965 h 4HYPERLINK l _Toc3567319663.2鏈傳動的受力分析 PAGEREF _Toc356731966 h 6HYPERLINK l _Toc356731967第四章帶傳動與鏈傳動的設計計算 PAGEREF _Toc356731967 h 8HYPERLINK l _Toc3567319684.1帶傳動的設計計算 PAGEREF _Toc356731968 h 8HYPERLINK l _Toc356731969確定計算功率 PAG

8、EREF _Toc356731969 h 8HYPERLINK l _Toc356731970選擇帶的型號 PAGEREF _Toc356731970 h 9HYPERLINK l _Toc356731971確定帶輪的基準直徑 PAGEREF _Toc356731971 h 9HYPERLINK l _Toc356731972驗算帶的速度 PAGEREF _Toc356731972 h 9HYPERLINK l _Toc356731973確定中心距a和v帶基準長度 PAGEREF _Toc356731973 h 9HYPERLINK l _Toc3567319744.1.6.計算小輪包角 PA

9、GEREF _Toc356731974 h 10HYPERLINK l _Toc3567319754.1.7.確定v帶根數 z PAGEREF _Toc356731975 h 10HYPERLINK l _Toc3567319764.1.8.確定帶的緊力 PAGEREF _Toc356731976 h 11HYPERLINK l _Toc356731977計算作用在軸上的壓力Q PAGEREF _Toc356731977 h 13HYPERLINK l _Toc3567319784.2鏈傳動的設計計算 PAGEREF _Toc356731978 h 13HYPERLINK l _Toc3567

10、31979參考文獻 PAGEREF _Toc356731979 h 22HYPERLINK l _Toc356731980致 PAGEREF _Toc356731980 h 23.1第四章 帶傳動與鏈傳動的設計計算4.1帶傳動的設計計算行車驅動裝置的傳動方案如以下列圖所示。室工作、工作平穩、機械成批生產，其他數據見下表。圖4行車驅動裝置中V帶傳動的數據方案電動機工作功率/KW電動機滿載轉速/(r/min)工作機的轉速/(r/min)第一級傳動比軸承座中心高H/mm最短工作年限12.2710402.82203年表24.1.1確定計算功率設計功率是根據需要傳遞的名義功率再考慮載荷性質、原動機類型和

11、每天連續工作的時間長短等因素而確定的，表達式為式中P所需傳遞的名義功率KW；-工作情況洗漱，按表7.6 QUOTE 選取 QUOTE =1.2 則 QUOTE =P=1.22.2 QUOTE =2.64 4.1.2選擇帶的型號V帶 QUOTE 的型號可根據設計功率 QUOTE 和小帶輪轉速 QUOTE 由表2選取。因為 QUOTE ， QUOTE ，所以選取 QUOTE 型帶。4.1.3確定帶輪的基準直徑和傳動帶中的彎曲應力變化是最大的，它是引起帶疲勞破壞的主要因素。帶輪直徑愈小，彎曲應力愈大。因此，為減小彎曲應力應采用較大的小帶輪直徑 QUOTE 。但 QUOTE 過大，會使傳動的尺寸增大。

12、由于無特殊要求，取 QUOTE 大于等于許用的最小帶輪基準直徑 QUOTE 即可。取 QUOTE =95。所選帶輪直徑應圓整為帶輪直徑系列值，即表2中“注所列數值。則取 QUOTE =100 QUOTE 。由于并不必要使傳動比太準確，則無要考慮滑動系數來計算輪徑。則大帶輪直徑4.1.4驗算帶的速度即故符合要求。4.1.5確定中心距a和v帶基準長度中心距小，可以使得傳動的構造緊湊。但同時也會因為帶的長度小，從而使帶在單位時間繞過帶輪的次數過多，降低帶的使用壽命。在傳動比 QUOTE 和小帶輪直徑 QUOTE 一定的情況下，中心距小，小帶輪包角 QUOTE 將減小，傳動能力會降低。中心距大則反之。

13、其次，如果中心距過大，而且帶速高時，就容易引起帶工作時抖動。由于沒有特殊要求，可在以下圍初步選取中心距 QUOTE 即初步取，則帶的基準長度計算公式則由表2選取接近的標準基準長度 QUOTE ，則實際中心距通常中心距是可調的4.1.6.計算小輪包角由小帶輪上的包角計算公式則 QUOTE 符合要求。.確定v帶根數z式中 QUOTE 包角修正系數，考慮包角 QUOTE 對傳動能力的影響； QUOTE 帶長修正系數，考慮帶長不為特定帶長時對使用壽命的影響，查得, .普通 QUOTE 帶根本額定功率 QUOTE 是由以下公式和數據計算出來的：由此得 QUOTE ；又所以:在同樣壽命條件下， i1時每根

14、帶所能傳遞的功率可以相應地增大一些。這一功率增量可由下式計算式中 QUOTE 彎曲影響系數； QUOTE 傳動比系數； QUOTE 小帶輪轉速r/min。查表可知則 QUOTE ，所以V帶根數.確定帶的緊力初拉力 QUOTE 是保證傳動正常工作的重要因素，它影響帶的傳動能力和壽命， QUOTE 過小易出現打滑，傳動能力不能充分發揮。 QUOTE 過大帶的使用壽命降低，且軸和軸承的受力增大。單根普通v帶適宜的初拉力可按下士計算普通v帶 QUOTE 每米長度的質量值見表2。查得m=0.1kg/m，所以初拉力當主動輪轉動時，緊邊所受拉力由增大到，松邊所受拉力由減小到。當帶處于在帶輪上即將打滑而尚未打

15、滑的臨界狀態時，與的關系可用歐拉公式表示，即式中 QUOTE e自然對數的底 QUOTE ；f帶和帶輪間的摩擦系數對v帶 QUOTE 傳動用當量摩擦系數 QUOTE ； QUOTE 帶在小帶輪上的包角。又，所以可得帶傳遞的有效圓周力，其最大值又其中 QUOTE 為帶輪的輪槽角，查得。設 QUOTE =0.3，則所以4.1.9計算作用在軸上的壓力Q壓力Q QUOTE 等于松邊和緊邊拉力的向量和，如果不考慮帶兩邊的拉力差，可以近似的按照帶兩邊所受初拉力的合力來計算，即所以：帶初次安裝在帶輪上時，所需初拉力要比帶的正常工作時大很多，計算軸和軸承時，通常取 QUOTE 則例 設計*鼓風機用普通V帶傳動

16、。電動機額定功率=10Kw,轉速n1=1450r/min，從動軸轉速n2400r/min，中心距約為1500mm，每天工作24h。解1.確定計算功率由表8-1查得1.3，由式8-1得2.選取普通V帶型號根據13kW、n1=1450r/min，由圖8-1選用B型普通V帶。3.確定帶輪基準直徑和根據表8-4和圖8-1選取140mm，且140mm=125mm。大帶輪基準直徑為按表8-2選取標準值500mm，則實際傳動比、從動輪的實際轉速分別為從動輪的轉速誤差率為在5以，為允許值。4.驗算帶速帶速在525m/s圍。5.確定帶的基準長度和實際中心距按構造設計要求初定中心距。由式8-4得由表8-3選取基準

17、長度4000mm。由式8-5得實際中心距為中心距的變動圍為6.校驗小帶輪包角由式8-6得 7.確定V帶根數由式8-7得根據140mm、n1=1450r/min，查表6-8，用插法得由公式得功率增量為由表8-16查得根據傳動比，查表8-17得，則由表8-3查得帶長度修正系數,由圖表查得包角系數,得普通V帶根數 根 根 圓整得=4根。8.求初拉力及帶輪軸上的壓力由表6-4查得B型普通V帶得每米質量kg/m，根據式8-8得單根V帶得初拉力為由式8-9可得作用在軸上的壓力為9.帶輪的構造設計按本章8.2.2節進展設計設計過程及帶輪工作圖略。10.設計結果選用4根B4000 GB 1171-89V帶，中

18、心距1487mm，帶輪直徑140mm，500mm，軸上壓力2067.4N。鏈傳動的設計計算鏈傳動設計根據鏈速的不同分為一般與低速兩種情況：通常，一般(0.6m/s)的鏈傳動按功率曲線設計計算，低速(6齒數27312533172117但小鏈輪齒數也不宜過多。如選得太大，大鏈輪齒數則將更大，除了增大傳動尺寸和重量外，也會因鏈條節距的伸長而發生脫鏈，導致降低使用壽命。確定后，從動輪齒數，通常。鏈傳動速比i通常小于6，推薦i=23.5，但在3時，(mm)式中：分別為小、大鏈輪的頂圓直徑(mm)。鏈節數利用帶傳動中帶長的計算公式將該式除以鏈節距，經整理后得鏈條的節數應取整數，且最好為偶數。故應按照圓整的

19、計算中心距：為了保證鏈條有一定的垂度，不致安裝太緊，實際安裝中心距應比計算值小0.20.4%。假設要求中心距可調整，則其調整圍一般應大于或等于，即，這時候實際安裝中心距為=-對于中心距固定又無緊裝置的鏈傳動，應注意中心距的準確性。(4)計算作用在軸上的軸壓力由于鏈傳動是嚙合傳動，勿需很大的緊力，故作用在軸上的壓力也較小，可取=(1.21.3)F，F為鏈傳動的工作拉力。F=1000P/v(N) 對于鏈速v8z1172125從限制大鏈輪齒數和減小傳動尺寸考慮，傳動比大、鏈速較低的鏈傳動建議選取較少的鏈輪齒數。滾子鏈最少齒數為zmin=9。4鏈節數LP和鏈輪中心距a在傳動比i1時，鏈輪中心距過小，則

20、鏈在小鏈輪上的包角小，與小鏈輪嚙合的鏈節數少。同時，因總的鏈節數減少，鏈速一定時，單位時間鏈節的應力變化次數增加，使鏈的壽命降低。但中心距太大時，除構造不緊湊外，還會使鏈的松邊顫抖。在不受機器構造的限制時，一般情況可初選中心距=(3050)p，最大可取=80p，當有緊裝置或托板時，a0可大于80p。最小中心距可先按初步確定。當3時當3時式中da1、da2兩鏈輪齒頂圓直徑。鏈的長度常用鏈節數LP表示，LPL/p，L為鏈長。鏈節數的計算公式為計算出的值應圓整為相近的整數，而且最好為偶數，以免使用過渡鏈節。根據鏈長就能計算最后中心距為了便于鏈的安裝以及使松邊有合理的垂度，安裝中心距應較計算中心距略小

21、。當鏈條磨損后，鏈節增長，垂度過大時，將引起嚙合不良和鏈的振動。為了在工作過程中能適當調整垂度，一般將中心距設計成可調，調整圍2p，松邊垂度f=(0.010.02)a。例題：設計一個拖動*帶式運輸機的滾子鏈傳動。條件為：電動機型 號Y160M(額定功率P=7.5kw,轉速970r/min) 從動輪轉速 =300rpm, 載荷平穩，鏈傳動中心距不應小于550mm,要求中心距可調整解:1 選擇鏈輪齒數 鏈傳動速比由表 6-5 選小鏈輪齒數大鏈齒輪數z2=iz1=3.2325=81，z2550mm，符合設計要求。中心距的調整量一般應大于2pa2p=215.875mm=31.75mm實際安裝中心距 a

22、=a-a=(643.3-31.75)mm=611.55mm6、求作用在軸上的力鏈速工作拉力F=1000P/v=10007.5/6.416=1168.9N工作平穩，取壓軸力系數KQ=1.2軸上的壓力FQ=KQ F=1.21168.9N=1402.7N7、選擇潤滑方式根據鏈速v=6.416m/s，鏈節距p=15.875，按圖6-8鏈傳動選擇油浴或飛濺潤滑方式。設計結果：滾子鏈型號10A-1136GB1243.1-83，鏈輪齒數z1=25，z2=81，中心a=611.55mm，壓軸力FQ=1402.7N第五章 總結縱觀全球帶傳動的開展趨勢，隨著世界科技水平向著高、精、尖方向開展，帶傳動與鏈傳動的開展

23、主流仍是朝著輕型化、微小化、精細化和高速化的道路前進。近年來對帶傳動與鏈傳動的研究已經取得了一定進展，但還沒有一個系統的體系來指導傳動的設計、應用。我提出以下幾點建議以期能促進傳動方面的研究。1帶與鏈傳動本身具備實現長距離精細傳動的能力，因此需要開展長距離鋼帶精細傳動的研究，2關于帶與鏈的摩擦傳動機理仍然停留在普通帶傳動摩擦機理，沒有專門針對更高級的傳動機理的研究，從而制約了傳動實現長距離精細傳動的工程應用。3針對更高級的傳動的動力學模型，特別是考慮到帶鏈與輪的接觸為剛柔耦合接觸，目前尚無人問津，這就為帶鏈傳動理論的完善及今后的應用設置巨大障礙，嚴重影響了帶鏈作為精細傳動方式的開展。4開展基于剛柔耦合理論Recurdyn多體系統動力學仿真軟件的帶鏈動力學研究。5對傳動的疲勞壽命分析研究偏少。考慮到疲勞壽命分析需要較為漫長的時間和精力，疲勞壽命的分析仍然根據帶輪直徑和鏈帶厚度的比值來確定，但數值跨度大，多為估算值。總之，完善帶鏈傳動的研究還需要從多方面進展努力。因此，引入基于剛柔耦合理論、基于RecurDyn多體系統動力學仿真軟件的長距離帶鏈傳動理論與實驗研究，希望能為傳動理論的完善、開展做出奉獻。參考文獻1*灝，機械零件強度計算手冊，