挠性传动

nullnull第五章 挠性传动§5-1 概 述带有中间挠性件的传动方式。 包括：带传动、链传动和绳传动挠性传动 —工作原理 —摩擦传动： 平带、V带、多楔带、圆带等啮合传动： 同步带、链传动等本章主要讨论普通V带传动的设计，简单介绍链传动 一、挠性传动的类型二、普通V带与平带摩擦力之比较null平带的摩擦力为：V带的摩擦力为：f v — 当量摩擦系数，显然 f v > f相同条件下，V带的摩擦力大于平带，传动能力更大null三、带传动的几何尺寸V带的基准长度 Ld ：在节线上量得的带周长V带轮的基准直径 dd ：与节线相对应的带轮直径带传动几何尺寸 ：α1－ 小带轮包角α2－ 大带轮包角α1< α2 a － 带传动中心距null§5-2 带传动的受力及运动分析一、受力分析安装时，带必须以一定的初拉力张紧在带轮上带工作前：带工作时：此时，带只受初拉力F0作用松边 －退出主动轮的一边紧边 － 进入主动轮的一边由于摩擦力的作用：紧边拉力 -- 由 F0 增加到 F1；松边拉力 -- 由 F0 减小到 F2 。Ff －带轮作用于带的摩擦力nullF = Ff = F1 – F2 F － 有效拉力，即圆周力 带是弹性体，工作后可认为其总长度不变，则：紧边拉伸增量 ＝ 松边拉伸减量紧边拉力增量 ＝ 松边拉力减量＝ △F 因此：F1 ＝ F0 ＋△FF2 ＝ F0 －△FF0 ＝(F1 ＋F 2) / 2F1 ＝ F0 ＋F/2F2 ＝ F0 －F/2由F = F1 – F2，得：带所传递的功率为：P ＝ F v /1000 kWv 为带速P 增大时， 所需的F (即Ff )加大。但Ff 不可能无限增大。nullf 为摩擦系数；α为带轮包角当Ff 达到极限值Fflim 时，带传动处于即将打滑的临界状态。此时， F1 达到最大，而F2 达到最小。带传动即将打滑时，可推出古典的柔韧体摩擦欧拉公式：二、欧拉公式欧拉公式反映了带传动丧失工作能力之前，紧、松边拉力的最大比值那么：F = F1 – F2 ＝ F1(1－1/e fα)F － 此时为不打滑时的最大有效拉力，将F1 ＝ F0 ＋F/2代入上式：正常工作时，有效拉力不能超过此值null整理后得：影响最大有效拉力的几个因素：F 与F0 成正比，增大F0有利于提高带的传动能力，避免打滑。但F0 过大，将使带发热和磨损加剧，从而缩短带的寿命。带所能传递的圆周力增加，传动 α↑↑,→F能力增强，故应保证小带轮的包角α1。这一要求限制了最大传动比 i 和最小中心距 a 。 i↑→α1↓; a↓ →α1↓因为： f↑↑,→F传动能力增加对于V带，应采用当量摩擦系数 fvnull当包角α ＝180°时：V 带 － F1 /F2＝e fvπ≈5平带 － F1 /F2＝e fπ≈3由此可见：相同条件下， V 带的传动能力强于平带三、带传动的应力分析工作时，带横截面上的应力由三部分组成：由紧边和松边拉力产生的拉应力；由离心力产生的拉应力；由弯曲产生的弯曲应力。1、拉力F1、F2 产生的拉应力σ1 、σ2 紧边拉应力：σ1 ＝ F 1/A MPa松边拉应力：σ2 ＝ F2 /A MPaA － 带的横截面积null2、离心力产生的拉应力σc设： 带绕过带轮作圆周运动时会产生离心力。作用在微单元弧段dl 的离心力为dC，则截取微单元弧段dl 研究，其两端拉力Fc 为离心力引起的拉力。由水平方向力的平衡条件可知：微单元弧的质量带速（m/s)带单位长度质量（kg/m）带轮半径微单元弧对应的圆心角null虽然离心力只作用在做圆周运动的部分弧段，∴即：则离心拉力 Fc 产生的拉应力为：注意：但其产生的离心拉力（或拉应力）却作用于带的全部，且各剖面处处相等。3、带弯曲而产生的弯曲应力σb带绕过带轮时发生弯曲，由材力公式：节线至带最外层的距离带的弹性模量显然： dd↓→σb ↑故：σb 1 > σb 2带绕过小带轮时的弯曲应力带绕过大带轮时的弯曲应力与离心拉应力不同，弯曲应力只作用在绕过带轮的那一部分带上 。null带横截面的应力为三部分应力之和。各剖面的应力分布为：最大应力发生在紧边开始进入小带轮处:由此可知，带受变应力作用，这将使带产生疲劳破坏。null两种滑动现象：四、带传动的弹性滑动和传动比1、弹性滑动打 滑 — 是带传动的一种失效形式，应避免弹性滑动 — 正常工作时的微量滑动现象，不可避免弹性滑动是如何产生的？因 F1 > F2故松紧边单位长度上的变形量不等。带绕过主动轮时，由于拉力逐渐减小，所以带逐渐收缩，使带相对于主动轮的转向向后滑动。同样的现象也发生在从动轮上。但情况有何不同？由此可见：弹性滑动是由弹性变形和拉力差引起的。null弹性滑动引起的不良后果：● 使从动轮的圆周速度低于主动轮 ，即 v2 < v1；● 产生摩擦功率损失，降低了传动效率 ；● 引起带的磨损，并使带温度升高 ；2、传动比滑动率ε—弹性滑动引起的从动轮圆周速度的相对降低量传动比：ε反映了弹性滑动的大小，ε 随载荷的改变而改变。载荷越大，ε越大，传动比的变化越大。对于V带： ε ≈0.01~0.02粗略计算时可忽略不计null§5－3 普通V带传动的设计一、失效形式及设计准则1、失效形式● 打 滑－ 带与带轮之间的显著滑动，过载引起● 疲劳破损－ 变应力引起1、设计准则在保证不打滑的前提下，具有足够的疲劳寿命二、单根V带的许用功率 － 承载能力计算要保证带的疲劳寿命，应使最大应力不超过许用应力：－不疲劳的要求或：null根据欧拉公式，即将打滑时的最大有效拉力为：由此得单根带所能传递的功率：－不打滑的要求则：此式包含了不打滑、不疲劳两个条件。8－3列出了在特定条件下单根普通V带所能传递的功率，称为基本额定功率 P1 。特定条件：传动平稳；i ＝1，α1＝α2＝π；特定带长null实际工作条件：● 传动比 i > 1－ 从动轮直径增大，传动能力提高，则额定功率增加额定功率增量为：－ △P1 查表8-4弯曲系数，截面尺寸大的带，系数值越大● 带长不等于特定带长－ 带越长，单位时间内的应力循环次数越少，则带的疲劳寿命越长。相反，短带的寿命短。为此，引入带长修正系数 KL 。● 包角α不等于π－ 小带轮包角小于π，传动能力有所下降，引入包角修正系数Kα 。 Kα≤1传动比系数，传动比越大，系数值越大σb2减小，null在实际工作条件下，单根V带的额定功率为：三、V带传动的设计计算（一）已知条件及设计传递的名义功率P ；已知条件主动轮转速n1 ；从动轮转速n2 或传动比 i ；传动位置要求 ；工况条件、原动机类型等；V带的型号、长度和根数；设计内容带轮直径和结构；传动中心距 a ；验算带速 v 和包角α ；计算初拉力和压轴力；null（二）设计步骤和方法1、确定计算功率 Pd ＝KAP2、根据n1、 Pd选择带的型号工况系数，查表8－7。3、确定带轮基准直径dd1、dd2带轮愈小，弯曲应力愈大，所以dd1 ≥ dmin dd2 = i dd1(1 -ε），圆整成标准值4、验算带速v （v＝5～25m/s）N5、确定中心距 a 及带长 Ld6、验算主动轮的包角α17、计算带的根数 zN z ≥ 7 ？NY8、确定初拉力 F09、计算压轴力 FQ10、带轮结构设计null 初定中心距 a0 0.7(dd1+dd2) < a0 < 2(dd1+dd2)初算带长Ld0 计算实际中心距 aa 过小，带短，易疲劳a 过大，易引起带的扇动（圆整）取基准带长 Ld（表8－6）null§5－4 链传动简介一、链传动的类型及特点传动链常用：滚子链和齿形链滚子链应用较多，且为标准件，其主要参数包括：p － 节距；Lp － 链节数，z － 链轮齿数，取偶数；取奇数。与带传动相比，链传动的特点是：● 可在恶劣的环境下工作；● 传递功率比带传动大，效率较高；● 适用的速度比带小，v ≤ 15 m/s ；● 瞬时速比变化，振动、噪声大。null二、链传动运动的不均匀性假定：主动边总处于水平位置，链轮抽象成正多边形，边长为 p 。链速：β1的变化范围：而所以：z1↓，φ1↑，v 的变化↑瞬时传动比：瞬时速比周期性变化，称为多边形效应。平均传动比：平均传动比为常数null三、链传动主要参数的选择链轮齿数小链轮齿数 z1 愈多，传动愈平稳，动载荷减小。通常取 z1 ≥ 17，且传动比 i 越小， z1可越多。大链轮齿数 z2 ＝ i z1 ，常取 z2 ≤ 120，以防止脱链。节距 p节距 p 越大，承载能力越大。但 p 过大，运动越不均匀，冲击越大，且结构庞大。所以，高速重载时，宜选小节距多排链；低速重载时，宜选大节距单排链；中心距 a常取 a ＝（30～50）p