带传动与链传动强度分析下.doc

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1、,学号： 工学院毕业设计题 目：带传动与链传动强度分析作 者届 别系 别机械与电子工程系专 业机械设计制造及其自动化指导老师职 称教授完成时间2013年5月摘 要带传动与链传动是当今应用最为广泛的传动方式，它主要应用于机械领域，当然在其它非机械领域也有十分广泛的应用。由于原动机运动形式的单一性、简单性与工作机运动形式的多样性、复杂性的矛盾，传动机械作为原动机和工作机的连接部分，为工作机提供形式多样的运动形式，是机器不可或缺的一部分。近年来带与链传动产品在保证一定强度条件下也逐步向轻薄方向发展。对带传动与链传动的研究已经得到了广泛的关注，但针对此类研究的总结还较少。因此，对带传动与链传动的强度分

2、析是重要的。关键词：设计计算 带传动与链传动 强度分析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 exercise in the form of a single, simple and working machine movement

3、forms of diversity, complexity 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

4、 a certain 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 ca

5、lculation Belt drive and chain drive Strength analysis摘 要IIAbstractIII第一章绪 论11.1 国内外对本课题的研究动态11.2 依据和意义1第二章 带传动与链传动分析32.1传动原理与特点32.2传动类型与应用3第三章 带传动与链传动受力分析43.1带传动的受力分析43.2链传动的受力分析6第四章 带传动与链传动的设计计算84.1带传动的设计计算84.1.1确定计算功率84.1.2选择带的型号94.1.3确定带轮的基准直径94.1.4验算带的速度94.1.5确定中心距a和v带基准长度94.1.6.计算小轮包角104.1.7.确

6、定v带根数 z104.1.8.确定带的张紧力114.1.9计算作用在轴上的压力Q134.2链传动的设计计算13参考文献22致 谢23第四章 带传动与链传动的设计计算4.1带传动的设计计算行车驱动装置的传动方案如下图所示。室内工作、工作平稳、机械成批生产，其他数据见下表。图4行车驱动装置中V带传动的已知数据方案电动机工作功率Pd/KW电动机满载转速nm/(r/min)工作机的转速nw/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限12.2710402.82203年表24.1.1确定计算功率 设计功率是根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

7、确定的，表达式为式中 P所需传递的名义功率（KW）； -工作情况洗漱，按表7.6 选取=1.2 则=P=1.22.2 =2.64 4.1.2选择带的型号 V带的型号可根据设计功率和小带轮转速由表2选取。因为，所以选取型带。4.1.3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，它是引起带疲劳破坏的主要因素。带轮直径愈小，弯曲应力愈大。因此，为减小弯曲应力应采用较大的小带轮直径。但过大，会使传动的尺寸增大。由于无特殊要求，取大于等于许用的最小带轮基准直径即可。取=95。所选带轮直径应圆整为带轮直径系列值，即表2中“注”所列数值。则取=100 。由于并不必要使传动比太精确，则无要考虑滑动系

8、数来计算轮径。则大带轮直径4.1.4验算带的速度 即 故符合要求。4.1.5确定中心距a和v带基准长度中心距小，可以使得传动的结构紧凑。但同时也会因为带的长度小，从而使带在单位时间内绕过带轮的次数过多，降低带的使用寿命。在传动比和小带轮直径一定的情况下，中心距小，小带轮包角将减小，传动能力会降低。中心距大则反之。其次，如果中心距过大，而且带速高时，就容易引起带工作时抖动。由于没有特殊要求，可在下列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） 4.1.6.计算小轮包角 由小带轮上的包角计算公式则 符合要求。4.1.7.

9、确定v带根数 z式中 包角修正系数，考虑包角对传动能力的影响； 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， 查得 , .普通带基本额定功率是由以下公式和数据计算出来的：由此得 ；又所以:在同样寿命条件下， i1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； 传动比系数； 小带轮转速（r/min）。查表可知 则 ，所以V带根数 4.1.8.确定带的张紧力初拉力是保证传动正常工作的重要因素，它影响带的传动能力和寿命，过小易出现打滑，传动能力不能充分发挥。过大带的使用寿命降低，且轴和轴承的受力增大。单根普通v带合适的初拉力可按下士计算普通v带每米长

10、度的质量m值见表2。查得m=0.1kg/m，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。当带处于在带轮上即将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 e自然对数的底（）； f带和带轮间的摩擦系数（对v带传动用当量摩擦系数）； 带在小带轮上的包角（）。又，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，查得。设=0.3，则所以4.1.9计算作用在轴上的压力Q压力Q等于松边和紧边拉力的向量和，如果不考虑带两边的拉力差，可以近似的按照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，所需初拉力要比带的正常工作时大很多，计算轴和

11、轴承时，通常取则例 设计某鼓风机用普通V带传动。已知电动机额定功率=10Kw,转速n1=1450r/min，从动轴转速n2400r/min，中心距约为1500mm，每天工作24h。解1.确定计算功率由表8-1查得1.3，由式8-1得 2.选取普通V带型号根据13kW、n1=1450r/min，由图8-1选用B型普通V带。3.确定带轮基准直径和根据表8-4和图8-1选取140mm，且140mm=125mm。大带轮基准直径为 按表8-2选取标准值500mm，则实际传动比、从动轮的实际转速分别为从动轮的转速误差率为 在5以内，为允许值。4.验算带速 带速在525m/s范围内。5.确定带的基准长度和实

12、际中心距按结构设计要求初定中心距。由式8-4得由表8-3选取基准长度4000mm。由式8-5得实际中心距为 中心距的变动范围为 6.校验小带轮包角由式（8-6）得 7.确定V带根数由式（8-7）得根据140mm、n1=1450r/min，查表6-8，用内插法得 由公式得功率增量为 由表8-16查得根据传动比，查表8-17得，则由表8-3查得带长度修正系数,由图表查得包角系数,得普通V带根数 根 根 圆整得=4根。8.求初拉力及带轮轴上的压力 由表6-4查得B型普通V带得每米质量kg/m，根据式（8-8）得单根V带得初拉力为 由式（8-9）可得作用在轴上的压力为 9.带轮的结构设计按本章8.2.

13、2节进行设计（设计过程及带轮工作图略）。10.设计结果选用4根B4000 GB 1171-89V带，中心距1487mm，带轮直径140mm，500mm，轴上压力2067.4N。4.2 链传动的设计计算链传动设计根据链速的不同分为一般与低速两种情况：通常，一般(0.6m/s)的链传动按功率曲线设计计算，低速(6齿数27312533172117但小链轮齿数也不宜过多。如选得太大，大链轮齿数则将更大，除了增大传动尺寸和重量外，也会因链条节距的伸长而发生脱链，导致降低使用寿命。确定后，从动轮齿数，通常。链传动速比i通常小于6，推荐i=23.5，但在3时， (mm)式中：分别为小、大链轮的顶圆直径(mm

14、)。链节数利用带传动中带长的计算公式将该式除以链节距，经整理后得链条的节数应取整数，且最好为偶数。故应按照圆整的计算中心距：为了保证链条有一定的垂度，不致安装太紧，实际安装中心距应比计算值小0.20.4%。若要求中心距可调整，则其调整范围一般应大于或等于，即，这时候实际安装中心距为=-对于中心距固定又无张紧装置的链传动，应注意中心距的准确性。(4)计算作用在轴上的轴压力由于链传动是啮合传动，勿需很大的张紧力，故作用在轴上的压力也较小，可取=(1.21.3)F，F为链传动的工作拉力。F=1000P/v(N) 对于链速v8z1172125从限制大链轮齿数和减小传动尺寸考虑，传动比大、链速较低的链传

15、动建议选取较少的链轮齿数。滚子链最少齿数为zmin=9。（4）链节数LP和链轮中心距a 在传动比i1时，链轮中心距过小，则链在小链轮上的包角小，与小链轮啮合的链节数少。同时，因总的链节数减少，链速一定时，单位时间链节的应力变化次数增加，使链的寿命降低。但中心距太大时，除结构不紧凑外，还会使链的松边颤动。在不受机器结构的限制时，一般情况可初选中心距=(3050)p，最大可取=80p，当有张紧装置或托板时，a0可大于80p。最小中心距可先按初步确定。 当3时 当3时 式中 da1、da2两链轮齿顶圆直径。链的长度常用链节数LP表示，LPL/p，L为链长。链节数的计算公式为计算出的值应圆整为相近的整

16、数，而且最好为偶数，以免使用过渡链节。根据链长就能计算最后中心距 为了便于链的安装以及使松边有合理的垂度，安装中心距应较计算中心距略小。当链条磨损后，链节增长，垂度过大时，将引起啮合不良和链的振动。为了在工作过程中能适当调整垂度，一般将中心距设计成可调，调整范围2p，松边垂度f=(0.010.02)a。例题 ： 设计一个拖动某带式运输机的滚子链传动。已知条件为：电动机型 号Y160M(额定功率P=7.5kw,转速970r/min) 从动轮转速 =300rpm, 载荷平稳，链传动中心距不应小于550mm,要求中心距可调整解:1 选择链轮齿数 链传动速比由表 6-5 选小链轮齿数大链齿轮数 z2=

17、iz1=3.2325=81，z2550mm，符合设计要求。中心距的调整量一般应大于2pa2p=215.875mm=31.75mm实际安装中心距 a=a-a=(643.3-31.75)mm=611.55mm6、求作用在轴上的力链速工作拉力F=1000P/v=10007.5/6.416=1168.9N工作平稳，取压轴力系数KQ=1.2轴上的压力FQ=KQ F=1.21168.9N=1402.7N7、选择润滑方式根据链速v=6.416m/s，链节距p=15.875，按图6-8链传动选择油浴或飞溅润滑方式。设计结果：滚子链型号10A-1136GB1243.1-83，链轮齿数z1=25，z2=81，中心

18、a=611.55mm，压轴力FQ=1402.7N第五章 总结纵观全球带传动的发展趋势，随着世界科技水平向着高、精、尖方向发展，带传动与链传动的发展主流仍是朝着轻型化、微小化、精密化和高速化的道路前进。近年来对带传动与链传动的研究已经取得了一定进展，但还没有一个系统的体系来指导传动的设计、应用。我提出以下几点建议以期能促进传动方面的研究。（1）带与链传动本身具备实现长距离精密传动的能力，因此需要开展长距离钢带精密传动的研究，（2）关于带与链的摩擦传动机理仍然停留在普通带传动摩擦机理，没有专门针对更高级的传动机理的研究，从而制约了传动实现长距离精密传动的工程应用。（3）针对更高级的传动的动力学模型

19、，特别是考虑到带链与轮的接触为刚柔耦合接触，目前尚无人问津，这就为带链传动理论的完善及今后的应用设置巨大障碍，严重影响了带链作为精密传动方式的发展。（4）开展基于刚柔耦合理论Recurdyn多体系统动力学仿真软件的带链动力学研究。（5）对传动的疲劳寿命分析研究偏少。考虑到疲劳寿命分析需要较为漫长的时间和精力，疲劳寿命的分析仍然根据带轮直径和链带厚度的比值来确定，但数值跨度大，多为估算值。总之，完善带链传动的研究还需要从多方面进行努力。 因此，引入基于刚柔耦合理论、基于RecurDyn多体系统动力学仿真软件的长距离带链传动理论与实验研究，希望能为传动理论的完善、发展做出贡献。参考文献1徐灏，机械

20、零件强度计算手册，北京：机械工业出版社，1987；145.2杨汝清，现代机械设计，上海：上海科学技术文献出版社，2000；3张传智. 同步带用材料的现状和发展J特种橡胶制品, 1997,128140. 4王步瀛.机械零件强度计算的理论和方法.北京：高等教育出版社，1986.5武聪，李树军. 同步带传动失效及疲劳寿命研究J机械科学与技术, 1996.6中国机械工程学会带传动技术委员会.中国机械工业标准汇编：传动卷.北京：中国标准出版社，1989. . 7 吴宗泽.机械零件习题集.北京：高等教育出版社，1983,4045.8兰兆辉. 链传动的运动学实质及动力特性改善J机械设计, 1990. 9 史

21、文库,杨刚,孟繁忠,杨国欣. 滚子链传动系统动力学特性分析J工程力学, 1996,(03)420。 10 张家福. 链传动的动载荷分析及其改善法J安徽工学院学报, 1995, 4548。11 全国链传动标准化技术委员会.中国机械工业标准汇编：链传动卷，2版.北京：中国标准出版社，2002. .12 沈昱,安琦,孙林,赵书利. 链传动受力分析及计算方法商榷J机械科学与技术, 2002,2226。13 Orlov P. Fundamentals of Machine Design. Moscow :Mir Pub,1987.14Collacott R A. Mechanical Fault Diagnosis and Condition Monitoring. London: Chapman and Hall,1977.15Kuehnle M R. Toroidal Drive Combines Concepts. Product Engineering. Aug .1979.致 谢本论文最终得以顺利完成，非常感谢我的指导教师老师。从论文选题直到论文的最终完成，他都给予我尽心尽力的指导。老师严谨的治学态度深深的影响着我，对我今后的学习、工作、生活必将产生影响。借此机会，特向曾继杰老师表示最诚挚的感谢