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或者直接輸入下面地址：在線教務輔導網：http://www.shangfuwang第八章帶傳動第一節

概述

第二節

帶傳動的工作情況分析

第三節普通V帶傳動的設計計算

第四節帶輪的結構設計

第五節V帶傳動的使用和維護

第八章2022/11/11第八章帶傳動第一節概述第八章2022第一節概述

工作原理：帶傳動是靠摩擦力進行工作的第八章圖８－１一、工作原理、類型、特點和應用第一節概述工作原理：第八章圖８－１一、第八章1.平帶[截面為扁平矩形，圖(a)]類型：3.多楔帶[圖(c)]2.V帶[截面為梯形，圖(b)]第八章1.平帶[截面為扁平矩形，圖(a)]類型：3.多楔帶[類型4.圓形帶[截面為圓形，圖(d)]5.同步齒形帶傳動（圖8-3）圖8-3類型4.圓形帶[截面為圓形，圖(d)]5.同步齒形帶傳第八章特點：1、優點：有良好的彈性，能吸振緩沖，工作平穩，噪音小。過載時，帶在輪上打滑，能保護其它零件免遭損壞。能適應兩軸中心距較大的場合。結構簡單，制造容易、維護方便，成本低。第八章特點：1、優點：有良好的彈性，能吸振緩沖，工作時有彈性滑動，傳動比不準確，不能用于要求傳動比精確的場合。外廓尺寸較大，不緊湊。轉動效率低，V帶傳動的效率一般η=0.94~0.96。帶的壽命較低，作用在軸上的力較大。由于帶與帶輪間的摩擦生電，可能產生火花，不宜用于易燃易爆的地方。第八章２、主要缺點：工作時有彈性滑動，傳動比不準確，不能用于要求第八章２、主要缺應用常用于傳動比要求不十分準確、功率在100kW以下，帶速v=5~25m/s、傳動比i≤7（少數可達10）的中小功率傳動中。應用常用于傳動比要求不十分準確、功率在第八章二、V帶的結構和型號結構組成：伸張層——由膠料構成，帶彎曲時受拉；強力層——由幾層掛膠的簾布或浸膠的尼龍繩構成，工作時主要承受拉力；壓縮層——由膠料構成，帶彎曲時受壓；包布層——由掛膠的簾布構成。

第八章二、V帶的結構和型號第八章型號：普通V帶按截面尺寸由小到大分為Y、Z、A、B、C、D、E七種型號，各型號剖面尺寸已標準化，見下表。

V帶剖面尺寸（GB1154—89）第八章型號：各型號V帶基準長度系列尺寸見下表。各型號V帶基準長度系列尺寸見下表。第二節帶傳動的工作情況分析

第八章一、帶傳動的受力分析

帶傳動是靠摩擦力工作的，安裝時必須把帶張緊。

圖8-5第二節帶傳動的工作情況分析第八章一、帶傳動的受力分析第八章(8-1)(8-2)假定在工作時帶的總長不變，則緊邊拉力的增量與松邊拉力的減少量相等。即：

F1-F0=F0-F2得F1+F2=2F0

緊邊與松邊的拉力差稱為有效拉力F，也就是帶所傳遞的圓周力F=F1-F2一、帶傳動的受力分析第八章(8-1)(8-2)假定在工作時帶的總長根據力矩平衡條件有：根據圓周力和速度、功率的關系：Fv=P

而一、帶傳動的受力分析根據力矩平衡條件有：根據圓周力和速度、功率的關系：Fv=P第八章N(8-3)當考慮到量綱時:式中T1——作用在主動輪上的轉矩（N.m）；

d1——主動輪節圓直徑（mm）；

P——主動輪傳遞的功率（kW）；

v——帶速（m/s）；

F——帶所傳遞的圓周力，即帶的有效拉力N。

一、帶傳動的受力分析第八章N(8-3)當考慮到量綱時:式中T1——作用在主動由工程力學可知，緊邊拉力F1、松邊拉力F2與包角α之間的關系由如下歐拉公式（8-4）所確定：（8-4）式中e——自然對數的底數，e=2.718……

f——帶與帶輪之間的摩擦系數a——帶輪上的包角（rad）。由工程力學可知，緊邊拉力F1、松邊拉力F2與包第八章（8-5）聯立解式（8-1）、（8-2）、（8-4）得

第八章（8-5）聯立解式（8-1）、（8-2）、（8-4）得影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:第八章1、初拉力F0大小要適當：太大，失去彈性過小，運轉時易跳動和打滑。影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:第八章1、初拉力F0影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:2、包角α

包角α愈大，帶與帶輪接觸面上摩擦力愈大，帶傳遞的圓周力愈大。大輪上包角α2＞小輪上的包角α1，故摩擦力的最大值ΣFmax取決于α1。為保證帶傳動的承載能力，α1不能太小。對于V帶傳動，一般α1≥120°。對于兩軸連心線呈水平或接近水平位置的帶傳動，應使松邊在上，以增大包角。影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:2、包角α影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:3、摩擦系數f摩擦系數f大則摩擦力大，傳遞的圓周力就大。橡膠對鋼的f約為0.4，而橡膠對鑄鐵的f可達0.8，所以帶輪常用鑄鐵制造，以提高傳動能力。

影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:3、摩擦系數f１、由拉力產生的拉應力σ

σ=F/AMPa

（8-6)

式中：F（F1或F2）－－帶承受的拉力（N）；

A－－帶的斷面積（mm2）

因F1＞F2所以緊邊σ1＞松邊σ2第八章二、傳動帶工作時的應力分析１、由拉力產生的拉應力σ第八章二、傳動帶工作時的應力分2、由離心力產生的拉應力σc

式中：q——帶的單位長度質量（kg/m），見表8-3v——帶速（m/s）A——帶的橫截面積（mm2）

MPa

表8-3V帶輪的最小直徑和帶的單位長度質量qV帶型號YZABCDEdmin(mm)205075125200355500q(kg/m)0.020.000.620.902、由離心力產生的拉應力σc式中：q——帶的單位長度質量3、

由帶彎曲產生的彎曲應力σb

MPa(8-7)式中：——帶的最外層到節面的距離（mm）；d——帶輪的基準直徑（mm）；Ｅ——帶材料的彈性模量。帶在小輪上彎曲變形大，彎曲應力σb1＞大輪處彎曲應力σb2。為限制帶中σb1，規定了d1的最小值見表8-33、

由帶彎曲產生的彎曲應力σbMPa(8-7)式中：帶工作時總應力分布如圖所示：傳動時，帶上的應力是變化的，最大應力發生在帶繞過小帶輪的A點處。其值為

σmax=σ1+σc+σb1(8-8)圖8-6帶工作時總應力分布如圖所示：傳動時，第八章m/s(8-9)(8-10)三、帶傳動的彈性滑動與打滑彈性滑動：因帶的彈性及拉力差引起的帶與帶輪間的滑動，若不計彈性滑動的影響，則帶速為：由此可導出帶傳動的理論傳動比為：式中：n1、n2－－主、從動輪轉速r/mind1、d2－－主、從動輪節圓直徑(mm)第八章m/s(8-9)(8-10)三、帶傳動的彈性滑動與打滑打滑：

當克服外加負荷所需的圓周力大于帶輪整個接觸弧AB上的極限摩擦力（F>ΣFi）時，帶將沿輪面發生全面滑動，這種現象稱為打滑。打滑使傳動失效，還會使帶的磨損加劇，在傳動中應防止打滑出現。打滑：當克服外加負荷所需的圓周力大于帶輪整個接觸弧AB打滑：防止打滑措施：

設計時，選擇合適的V帶型號，增大初拉力F0和小輪包角α1，可提高帶傳遞圓周力的能力。如果所需的圓周力F小于摩擦力ΣFi，即F<ΣFi，就可避免打滑的產生。打滑：防止打滑措施：第三節普通V帶傳動的設計計算

帶傳動的主要失效形式：打滑和疲勞破壞第八章一、失效形式及設計準則：帶傳動的設計準則：在保證帶傳動工作時不發生打滑的條件下具有足夠的疲勞強度（壽命）。第三節普通V帶傳動的設計計算帶傳動的主要失效形式：一、失效形式及設計準則：為保證帶傳動不打滑，必須限制帶傳動所需傳遞的圓周力，使其不超過最大的有效拉力（數值上等于帶與小帶輪上的摩擦力總和，即極限值）由式8-5一、失效形式及設計準則：為保證帶傳動不打滑，必須限制帶傳動得到帶傳動不發生打滑能傳遞的功率:第八章kW(8-11)由為保證帶有足夠的疲勞強度，還應滿足：或式中：為帶的疲勞強度許用拉應力 得到帶傳動不發生打滑能傳遞的功率:第八章kW(8-11)由為kW（8-12）由上兩式可得單根帶傳遞的功率P0：kW（8-12）由上兩式可得單根帶傳遞的功率P0：二、單根V帶所能傳遞的功率在108～109

次應力循環實驗下，普通V帶的疲勞強度許用應力為第八章MPaLd——V帶的基準長度（mm）；k——帶繞過的帶輪數；T——帶的使用壽命（h）；V——帶速（m/s）；C——帶的材質和結構決定的實驗數。二、單根V帶所能傳遞的功率第八章MPaLd——V帶的基準長度將[σ]、σb1、σc再代入式（8-12），以k=2，以fv代f，可得單根V帶所能傳遞的功率P0kW(8-13)將[σ]、σb1、σc再代入式（8-

在傳動比i=1（a1=a2=180），特定帶長，載荷平穩條件下，將有關數值代入式（8-13）計算，所得的單根V帶所能傳遞的功率值P0列于表8-4（抗拉體材質為化纖）。當實際情況與上述實驗條件不同時，需對P0加以修正，即在P0的基礎上加上實際條件下的功率增量,如表8-4。在傳動比i=1（a1=a2=180），特定帶長，載荷平穩條機械設計基礎教學課件第8章帶傳動三、普通V帶傳動設計1．計算設計功率Pc，選擇V帶型號

Pc=KAPkW

式中:KA——工況系數，由表8-5選取；

P——需要傳遞的功率（kW）。

普通V帶的型號根據傳動設計功率和小帶輪的轉速按圖8-7選取。三、普通V帶傳動設計1．計算設計功率Pc，選擇V帶型號機械設計基礎教學課件第8章帶傳動圖８－７圖８－７2．確定帶輪基準直徑，校核帶速小輪d1≥dmin,dmin的值見表8-6。大輪d2≈d1n1/n2,d1與d2宜取標準值見表8-6當傳遞功率一定時，提高帶速，有效拉力將減小，即可減少帶的根數。但帶速過高，由于離心力增大，使帶和帶輪間正壓力減小，而降低傳動能力，并影響壽命。一般應使帶速在5～25m/s范圍內。2．確定帶輪基準直徑，校核帶速小輪d1≥dmin,dmin機械設計基礎教學課件第8章帶傳動3．確定中心距、帶長和驗算包角

a、按下式初定中心距

0.7（d1+d2）≤a0≤2(d1+d2)（8-14）

b、按下式計算出帶的基準長度第八章mm（8-15）3．確定中心距、帶長和驗算包角第八章mm（8-153．確定中心距、帶長和驗算包角

c、將求得的Ld0按表8-2圓整為相近的基準長度Ld

d、根據所選定的帶長Ld，求得實際中心距mm（8-16）

3．確定中心距、帶長和驗算包角c、將求得的Ld0按表8e、驗算小帶輪包角，應滿足下列條件：否則應增大中心距或加裝張緊輪。3．確定中心距、帶長和驗算包角e、驗算小帶輪包角，應滿足下列條件：否則應增大中心距或加裝張4．確定V帶根數V帶根數Z可按下式計算并圓整成整數。式中Pc——設計功率（kW）；

P0——單根V帶所能傳遞的功率(kW)，查表8-4；△P0——考慮i>1單根V帶所能傳遞的功率增量(kW)，查表8-4。Ka——帶輪包角修正系數，考慮≠180?時對傳動的影響，查表8-7KL——長度系數，考慮帶長不等于特定帶長時的影響，查表8-8。Kq——抗拉體材質系數，棉質結構Kq=0.75，化纖結構Kq=1。V帶根數不宜過多，通常Z<8～10。（8-17）4．確定V帶根數V帶根數Z可按下式計算并圓整成整數。式中機械設計基礎教學課件第8章帶傳動五、計算單根V帶的初拉力F0

N(8-19)五、計算單根V帶的初拉力F0N(8-19)六．確定作用在軸上的壓力FQ

N

（8-18）六．確定作用在軸上的壓力FQN（8-18第四節帶輪的結構設計一、V帶輪的結構

結構組成：工作部分－－輪緣1

聯接部分－－輪輻2支承部分－－輪轂3第八章圖8-9第四節帶輪的結構設計一、V帶輪的結構第八章圖8-9V帶輪輪緣部分設有輪槽，其尺寸可根據表8-9查得V帶輪輪緣部分設有輪槽，其尺寸可根據表8-9查得圖8-10為使帶側面和輪槽較好接觸，輪槽角應小于40°，且隨直徑減小而減小為減少帶的磨損，槽側面的表面粗糙度值Rz不應高于3.2～1.6。為使帶輪自身慣性力盡可能的平衡，高速帶輪的輪緣內表面也應加工輪轂部分內孔徑與支撐軸徑相同，外徑和長度可依經驗公式計算：D１=(1.8～2)dh,L=(1.5～2)dh,式中dh為軸孔直徑。圖8-10為使帶側面和輪槽較好接觸，為減少輪輻型式：1、輻板式（圖8-11）輪輻型式：1、輻板式（圖8-11）2、輪輻式（圖8-12）輪輻型式：2、輪輻式（圖8-12）輪輻型式：3、直徑很小的帶輪輪緣：和輪轂可制成一體稱為實心式（圖8-13）。輪輻型式：3、直徑很小的帶輪輪緣：和輪轂可制成一體稱輪輻型式：二、帶輪的材料

當圓周速度v小于25m/s時，通常采用HT150；當v接近或等于25m/s時，可采用HT200；對于特別重要或速度較高的帶動輪可選用鑄鋼；為了減輕帶輪的重量，也可用鋁合金及工程塑料。常選用灰鑄鐵二、帶輪的材料當圓周速度v小于25m/s時，通例題：設計離心式水泵傳動裝置的V帶傳動。已知電

動機（Y160M-4）額定功率P=11kW，轉速

n1=1460r/min，傳動比i=2.85，雙班制工作。解：

1．計算功率Pc如按表8-5選定工作情況系數KA=1.1，則Pc=KAP=1.1×11=12.1kW由小帶輪轉速n1和設計功率Pc查圖8-7選用B型V帶。例題：設計離心式水泵傳動裝置的V帶傳動。已知電

由表8-3知，B型V帶的最小基準直徑d1min

=125mm，由圖8-7推薦選取d1=140mm，大帶輪直徑d2=id1=2.85×140=399mm。由表8-6帶輪直徑系列選取標準直徑d2=400mm。

2.確定帶輪基準直徑d1、d2，計算帶速v由表8-3知，B型V帶的最小基準直徑2.確定帶輪基準直徑允許帶速:

合適則實際傳動比:

i=d2/d1=400/140=2.857誤差2.5%，2.確定帶輪基準直徑d1、d2，計算帶速v允許帶速:3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1由中心距的推薦值:0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)0.7(140+400)<a0<2(140+400)378<a0<1080初選中心距a0=560mm，3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1由中心距的推薦值:3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1相應的帶長

mm

3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1相應的帶長mm3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1由表8-2選用Ld=2000mm，其實際中心距mm3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1由表8-2選用Ld驗算小帶輪包角a1符合要求3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1驗算小帶輪包角a1符合要求3．計算中心距a、帶長Ld和驗算4．計算帶的根數式中，P0由表8-4確定；B型V帶，當d1=140mm，n1=1450r/min時，查得P0=2.83kW。功率增量=0.46kW（i>2）。4．計算帶的根數式中，P0由表8-4確定；=0.46kW（i查表8-7得查表8-8得取抗拉體材質化纖結構則4．計算帶的根數取Z=4根查表8-7得查表8-8得取抗拉體材質化纖結構則4．計算5.計算初拉力F0及作用在軸上的力FQ

由表8-3查得V帶每米長的質量q=0.17kg/m，得初拉力=259.3

N

5.計算初拉力F0及作用在軸上的力FQ由表8-3查得V帶每6．確定帶輪的結構（略）。7．V帶標記:B2000GB11544-895.計算初拉力F0及作用在軸上的力FQ

作用在軸上的壓力6．確定帶輪的結構（略）。7．V帶標記:B2000第五節V帶傳動的使用和維護

第八章1、接近水平布置的傳動可用圖a結構一、張緊裝置

2、接近于垂直布置的傳動可用圖b結構。第五節V帶傳動的使用和維護第八章1、接近水平布置的傳動3、圖c所示結構是靠電動機和機架重量自動將帶張緊。一、張緊裝置

4、圖d所示為帶輪中心距固定，利用張緊輪將帶調緊。3、圖c所示結構是靠電動機和機架重量自動將帶張緊。一、張緊裝二、安裝、使用和維護

(1)安裝帶時應先縮小中心距后再套上帶，而后張緊之，不要硬撬，以免損壞帶，降低使用壽命。

(2)嚴防帶與礦物油、酸、堿等介質接觸，以免被腐蝕變質。帶也不宜在陽光下曝曬。二、安裝、使用和維護(1)安裝帶時應先縮小中心距后再套上

(3)帶的根數較多時，若壞了幾根，不要立即補全，否則由于舊帶已有永久變形，新舊帶一起使用，造成載荷分配均，反而降低帶的壽命。此時或令其繼續工作，或全部更新。換下的舊帶待湊齊數目后另組成一組使用。

(4)為保證安全生產，帶傳動需設防護裝置。(5)應考慮張緊方式。二、安裝、使用和維護

(3)帶的根數較多時，若壞了幾根，不要立即補全，否則由于舊思考題1．為什么一般都將帶傳動配置在高速級？2．帶傳動的彈性滑動是怎樣產生的？能否避免？對傳動有何影響？它與打滑有何不同？3．為避免打滑，安裝帶傳動時，初拉力F0是否越大越好？4．為什么帶傳動的帶速不宜過高也不宜過低？5．為什么要規定小帶輪的最小直徑？6．帶傳動的中心距為什么要限制在一定的范圍？7．V帶傳動設計中，單根帶傳遞的額定功率，為什么要引入包角修正系數？功率增量的含義是什么？8．V帶傳動中為什么帶的根數不宜過多？如計算根數過多如何解決？思考題1．為什么一般都將帶傳動配置在高速級？習題1．帶傳動傳遞功率5.5kW，帶速v=8.5m/s，若緊邊拉力是松邊拉力的2倍，即F1=2F2，求緊邊拉力及有效拉力。2．V帶傳動傳遞功率P=5kW，主動輪的轉速n1=1450r/min，主動輪直徑d1=100mm，中心距a=850mm，從動輪直徑d2=400mm，帶與帶輪間的當量摩擦系數fv=0.2，求帶速v、小帶輪包角a1及緊邊拉力F1。3．設計鼓風機傳動裝置的V帶傳動。已知電動機（Y132M-4）額定功率P=7.5kW，轉速n1=1440r/min，鼓風機轉速n2=554r/min，每天工作12小時。4．某型洗衣機的傳動裝置中，用一根Z800V帶帶動波輪盤轉動，已知小帶輪直徑d1=50mm，大輪直徑d2=85mm，轉速n2=390r/min，設安裝時初拉力F0=82N，帶和帶輪接觸面當量摩擦系數fv=0.3，工作時作用于大輪（波輪盤）上的阻力矩T=3.2N.m。試分析該帶傳動能否正常工作。習題1．帶傳動傳遞功率5.5kW，帶速v=8.5m/s，若緊第八章第八章在線教務輔導網：教材其余課件及動畫素材請查閱在線教務輔導網QQ:349134187

或者直接輸入下面地址：在線教務輔導網：http://www.shangfuwang第八章帶傳動第一節

概述

第二節

帶傳動的工作情況分析

第三節普通V帶傳動的設計計算

第四節帶輪的結構設計

第五節V帶傳動的使用和維護

第八章2022/11/11第八章帶傳動第一節概述第八章20274第一節概述

工作原理：帶傳動是靠摩擦力進行工作的第八章圖８－１一、工作原理、類型、特點和應用第一節概述工作原理：第八章圖８－１一、第八章1.平帶[截面為扁平矩形，圖(a)]類型：3.多楔帶[圖(c)]2.V帶[截面為梯形，圖(b)]第八章1.平帶[截面為扁平矩形，圖(a)]類型：3.多楔帶[類型4.圓形帶[截面為圓形，圖(d)]5.同步齒形帶傳動（圖8-3）圖8-3類型4.圓形帶[截面為圓形，圖(d)]5.同步齒形帶傳第八章特點：1、優點：有良好的彈性，能吸振緩沖，工作平穩，噪音小。過載時，帶在輪上打滑，能保護其它零件免遭損壞。能適應兩軸中心距較大的場合。結構簡單，制造容易、維護方便，成本低。第八章特點：1、優點：有良好的彈性，能吸振緩沖，工作時有彈性滑動，傳動比不準確，不能用于要求傳動比精確的場合。外廓尺寸較大，不緊湊。轉動效率低，V帶傳動的效率一般η=0.94~0.96。帶的壽命較低，作用在軸上的力較大。由于帶與帶輪間的摩擦生電，可能產生火花，不宜用于易燃易爆的地方。第八章２、主要缺點：工作時有彈性滑動，傳動比不準確，不能用于要求第八章２、主要缺應用常用于傳動比要求不十分準確、功率在100kW以下，帶速v=5~25m/s、傳動比i≤7（少數可達10）的中小功率傳動中。應用常用于傳動比要求不十分準確、功率在第八章二、V帶的結構和型號結構組成：伸張層——由膠料構成，帶彎曲時受拉；強力層——由幾層掛膠的簾布或浸膠的尼龍繩構成，工作時主要承受拉力；壓縮層——由膠料構成，帶彎曲時受壓；包布層——由掛膠的簾布構成。

第八章二、V帶的結構和型號第八章型號：普通V帶按截面尺寸由小到大分為Y、Z、A、B、C、D、E七種型號，各型號剖面尺寸已標準化，見下表。

V帶剖面尺寸（GB1154—89）第八章型號：各型號V帶基準長度系列尺寸見下表。各型號V帶基準長度系列尺寸見下表。第二節帶傳動的工作情況分析

第八章一、帶傳動的受力分析

帶傳動是靠摩擦力工作的，安裝時必須把帶張緊。

圖8-5第二節帶傳動的工作情況分析第八章一、帶傳動的受力分析第八章(8-1)(8-2)假定在工作時帶的總長不變，則緊邊拉力的增量與松邊拉力的減少量相等。即：

F1-F0=F0-F2得F1+F2=2F0

緊邊與松邊的拉力差稱為有效拉力F，也就是帶所傳遞的圓周力F=F1-F2一、帶傳動的受力分析第八章(8-1)(8-2)假定在工作時帶的總長根據力矩平衡條件有：根據圓周力和速度、功率的關系：Fv=P

而一、帶傳動的受力分析根據力矩平衡條件有：根據圓周力和速度、功率的關系：Fv=P第八章N(8-3)當考慮到量綱時:式中T1——作用在主動輪上的轉矩（N.m）；

d1——主動輪節圓直徑（mm）；

P——主動輪傳遞的功率（kW）；

v——帶速（m/s）；

F——帶所傳遞的圓周力，即帶的有效拉力N。

一、帶傳動的受力分析第八章N(8-3)當考慮到量綱時:式中T1——作用在主動由工程力學可知，緊邊拉力F1、松邊拉力F2與包角α之間的關系由如下歐拉公式（8-4）所確定：（8-4）式中e——自然對數的底數，e=2.718……

f——帶與帶輪之間的摩擦系數a——帶輪上的包角（rad）。由工程力學可知，緊邊拉力F1、松邊拉力F2與包第八章（8-5）聯立解式（8-1）、（8-2）、（8-4）得

第八章（8-5）聯立解式（8-1）、（8-2）、（8-4）得影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:第八章1、初拉力F0大小要適當：太大，失去彈性過小，運轉時易跳動和打滑。影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:第八章1、初拉力F0影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:2、包角α

包角α愈大，帶與帶輪接觸面上摩擦力愈大，帶傳遞的圓周力愈大。大輪上包角α2＞小輪上的包角α1，故摩擦力的最大值ΣFmax取決于α1。為保證帶傳動的承載能力，α1不能太小。對于V帶傳動，一般α1≥120°。對于兩軸連心線呈水平或接近水平位置的帶傳動，應使松邊在上，以增大包角。影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:2、包角α影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:3、摩擦系數f摩擦系數f大則摩擦力大，傳遞的圓周力就大。橡膠對鋼的f約為0.4，而橡膠對鑄鐵的f可達0.8，所以帶輪常用鑄鐵制造，以提高傳動能力。

影響帶傳遞圓周力F的主要因素是:3、摩擦系數f１、由拉力產生的拉應力σ

σ=F/AMPa

（8-6)

式中：F（F1或F2）－－帶承受的拉力（N）；

A－－帶的斷面積（mm2）

因F1＞F2所以緊邊σ1＞松邊σ2第八章二、傳動帶工作時的應力分析１、由拉力產生的拉應力σ第八章二、傳動帶工作時的應力分2、由離心力產生的拉應力σc

式中：q——帶的單位長度質量（kg/m），見表8-3v——帶速（m/s）A——帶的橫截面積（mm2）

MPa

表8-3V帶輪的最小直徑和帶的單位長度質量qV帶型號YZABCDEdmin(mm)205075125200355500q(kg/m)0.020.000.620.902、由離心力產生的拉應力σc式中：q——帶的單位長度質量3、

由帶彎曲產生的彎曲應力σb

MPa(8-7)式中：——帶的最外層到節面的距離（mm）；d——帶輪的基準直徑（mm）；Ｅ——帶材料的彈性模量。帶在小輪上彎曲變形大，彎曲應力σb1＞大輪處彎曲應力σb2。為限制帶中σb1，規定了d1的最小值見表8-33、

由帶彎曲產生的彎曲應力σbMPa(8-7)式中：帶工作時總應力分布如圖所示：傳動時，帶上的應力是變化的，最大應力發生在帶繞過小帶輪的A點處。其值為

σmax=σ1+σc+σb1(8-8)圖8-6帶工作時總應力分布如圖所示：傳動時，第八章m/s(8-9)(8-10)三、帶傳動的彈性滑動與打滑彈性滑動：因帶的彈性及拉力差引起的帶與帶輪間的滑動，若不計彈性滑動的影響，則帶速為：由此可導出帶傳動的理論傳動比為：式中：n1、n2－－主、從動輪轉速r/mind1、d2－－主、從動輪節圓直徑(mm)第八章m/s(8-9)(8-10)三、帶傳動的彈性滑動與打滑打滑：

當克服外加負荷所需的圓周力大于帶輪整個接觸弧AB上的極限摩擦力（F>ΣFi）時，帶將沿輪面發生全面滑動，這種現象稱為打滑。打滑使傳動失效，還會使帶的磨損加劇，在傳動中應防止打滑出現。打滑：當克服外加負荷所需的圓周力大于帶輪整個接觸弧AB打滑：防止打滑措施：

設計時，選擇合適的V帶型號，增大初拉力F0和小輪包角α1，可提高帶傳遞圓周力的能力。如果所需的圓周力F小于摩擦力ΣFi，即F<ΣFi，就可避免打滑的產生。打滑：防止打滑措施：第三節普通V帶傳動的設計計算

帶傳動的主要失效形式：打滑和疲勞破壞第八章一、失效形式及設計準則：帶傳動的設計準則：在保證帶傳動工作時不發生打滑的條件下具有足夠的疲勞強度（壽命）。第三節普通V帶傳動的設計計算帶傳動的主要失效形式：一、失效形式及設計準則：為保證帶傳動不打滑，必須限制帶傳動所需傳遞的圓周力，使其不超過最大的有效拉力（數值上等于帶與小帶輪上的摩擦力總和，即極限值）由式8-5一、失效形式及設計準則：為保證帶傳動不打滑，必須限制帶傳動得到帶傳動不發生打滑能傳遞的功率:第八章kW(8-11)由為保證帶有足夠的疲勞強度，還應滿足：或式中：為帶的疲勞強度許用拉應力 得到帶傳動不發生打滑能傳遞的功率:第八章kW(8-11)由為kW（8-12）由上兩式可得單根帶傳遞的功率P0：kW（8-12）由上兩式可得單根帶傳遞的功率P0：二、單根V帶所能傳遞的功率在108～109

次應力循環實驗下，普通V帶的疲勞強度許用應力為第八章MPaLd——V帶的基準長度（mm）；k——帶繞過的帶輪數；T——帶的使用壽命（h）；V——帶速（m/s）；C——帶的材質和結構決定的實驗數。二、單根V帶所能傳遞的功率第八章MPaLd——V帶的基準長度將[σ]、σb1、σc再代入式（8-12），以k=2，以fv代f，可得單根V帶所能傳遞的功率P0kW(8-13)將[σ]、σb1、σc再代入式（8-

在傳動比i=1（a1=a2=180），特定帶長，載荷平穩條件下，將有關數值代入式（8-13）計算，所得的單根V帶所能傳遞的功率值P0列于表8-4（抗拉體材質為化纖）。當實際情況與上述實驗條件不同時，需對P0加以修正，即在P0的基礎上加上實際條件下的功率增量,如表8-4。在傳動比i=1（a1=a2=180），特定帶長，載荷平穩條機械設計基礎教學課件第8章帶傳動三、普通V帶傳動設計1．計算設計功率Pc，選擇V帶型號

Pc=KAPkW

式中:KA——工況系數，由表8-5選取；

P——需要傳遞的功率（kW）。

普通V帶的型號根據傳動設計功率和小帶輪的轉速按圖8-7選取。三、普通V帶傳動設計1．計算設計功率Pc，選擇V帶型號機械設計基礎教學課件第8章帶傳動圖８－７圖８－７2．確定帶輪基準直徑，校核帶速小輪d1≥dmin,dmin的值見表8-6。大輪d2≈d1n1/n2,d1與d2宜取標準值見表8-6當傳遞功率一定時，提高帶速，有效拉力將減小，即可減少帶的根數。但帶速過高，由于離心力增大，使帶和帶輪間正壓力減小，而降低傳動能力，并影響壽命。一般應使帶速在5～25m/s范圍內。2．確定帶輪基準直徑，校核帶速小輪d1≥dmin,dmin機械設計基礎教學課件第8章帶傳動3．確定中心距、帶長和驗算包角

a、按下式初定中心距

0.7（d1+d2）≤a0≤2(d1+d2)（8-14）

b、按下式計算出帶的基準長度第八章mm（8-15）3．確定中心距、帶長和驗算包角第八章mm（8-153．確定中心距、帶長和驗算包角

c、將求得的Ld0按表8-2圓整為相近的基準長度Ld

d、根據所選定的帶長Ld，求得實際中心距mm（8-16）

3．確定中心距、帶長和驗算包角c、將求得的Ld0按表8e、驗算小帶輪包角，應滿足下列條件：否則應增大中心距或加裝張緊輪。3．確定中心距、帶長和驗算包角e、驗算小帶輪包角，應滿足下列條件：否則應增大中心距或加裝張4．確定V帶根數V帶根數Z可按下式計算并圓整成整數。式中Pc——設計功率（kW）；

P0——單根V帶所能傳遞的功率(kW)，查表8-4；△P0——考慮i>1單根V帶所能傳遞的功率增量(kW)，查表8-4。Ka——帶輪包角修正系數，考慮≠180?時對傳動的影響，查表8-7KL——長度系數，考慮帶長不等于特定帶長時的影響，查表8-8。Kq——抗拉體材質系數，棉質結構Kq=0.75，化纖結構Kq=1。V帶根數不宜過多，通常Z<8～10。（8-17）4．確定V帶根數V帶根數Z可按下式計算并圓整成整數。式中機械設計基礎教學課件第8章帶傳動五、計算單根V帶的初拉力F0

N(8-19)五、計算單根V帶的初拉力F0N(8-19)六．確定作用在軸上的壓力FQ

N

（8-18）六．確定作用在軸上的壓力FQN（8-18第四節帶輪的結構設計一、V帶輪的結構

結構組成：工作部分－－輪緣1

聯接部分－－輪輻2支承部分－－輪轂3第八章圖8-9第四節帶輪的結構設計一、V帶輪的結構第八章圖8-9V帶輪輪緣部分設有輪槽，其尺寸可根據表8-9查得V帶輪輪緣部分設有輪槽，其尺寸可根據表8-9查得圖8-10為使帶側面和輪槽較好接觸，輪槽角應小于40°，且隨直徑減小而減小為減少帶的磨損，槽側面的表面粗糙度值Rz不應高于3.2～1.6。為使帶輪自身慣性力盡可能的平衡，高速帶輪的輪緣內表面也應加工輪轂部分內孔徑與支撐軸徑相同，外徑和長度可依經驗公式計算：D１=(1.8～2)dh,L=(1.5～2)dh,式中dh為軸孔直徑。圖8-10為使帶側面和輪槽較好接觸，為減少輪輻型式：1、輻板式（圖8-11）輪輻型式：1、輻板式（圖8-11）2、輪輻式（圖8-12）輪輻型式：2、輪輻式（圖8-12）輪輻型式：3、直徑很小的帶輪輪緣：和輪轂可制成一體稱為實心式（圖8-13）。輪輻型式：3、直徑很小的帶輪輪緣：和輪轂可制成一體稱輪輻型式：二、帶輪的材料

當圓周速度v小于25m/s時，通常采用HT150；當v接近或等于25m/s時，可采用HT200；對于特別重要或速度較高的帶動輪可選用鑄鋼；為了減輕帶輪的重量，也可用鋁合金及工程塑料。常選用灰鑄鐵二、帶輪的材料當圓周速度v小于25m/s時，通例題：設計離心式水泵傳動裝置的V帶傳動。已知電

動機（Y160M-4）額定功率P=11kW，轉速

n1=1460r/min，傳動比i=2.85，雙班制工作。解：

1．計算功率Pc如按表8-5選定工作情況系數KA=1.1，則Pc=KAP=1.1×11=12.1kW由小帶輪轉速n1和設計功率Pc查圖8-7選用B型V帶。例題：設計離心式水泵傳動裝置的V帶傳動。已知電

由表8-3知，B型V帶的最小基準直徑d1min

=125mm，由圖8-7推薦選取d1=140mm，大帶輪直徑d2=id1=2.85×140=399mm。由表8-6帶輪直徑系列選取標準直徑d2=400mm。

2.確定帶輪基準直徑d1、d2，計算帶速v由表8-3知，B型V帶的最小基準直徑2.確定帶輪基準直徑允許帶速:

合適則實際傳動比:

i=d2/d1=400/140=2.857誤差2.5%，2.確定帶輪基準直徑d1、d2，計算帶速v允許帶速:3．計算中心距a、帶長Ld和驗算包角a1由中心距的推薦值:0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)0.7(140+400)<a0<2(140+400)378<a0<1080初選中心距a0=560mm，