机械基础课程设计实训报告普通V带传动的设计模板.docx
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机械基础课程设计实训报告普通V带传动的设计模板
课程设计实训报告
课程名称：
《机械基础》
设计题目：
普通V带传动的设计
系别：
机电工程系
专业班级：
机电一体化7班
学生姓名：
学号：
指导老师：
设计时间：
2010年12月
河南质量工程职业学院
河南质量工程职业学院
《机械基础》课程设计任务书
班级
学生姓名
指导教师
课程设计题目
普通V带传动的设计
主要
设计
内容
1、设计一带式输送机的普通V带传动
2、普通V带的设计计算和选择
3、带轮的设计
主要
技术指标
和设
计要
求
1．设计指标
1齿轮的传递功率为11kw，传动比为i=2.1；
2双向运转，一般用途，使用时间10年（每年工作250天），双班制连续工作。
2．设计要求
1V带的主要参数；
2带轮的选用要求；
主要
参考
资料
及文
献
[1]张晓坤.隋晓朋.Autocad中文版实用教程.北京：
北京经济日报出版社，2008.9
[2]徐锦康.机械设计.北京：
高等教育出版社,2008.3
[3]唐金松.简明机械设计手册（第二版）.上海：
上海科学技术出版社，2000.5
[4]黄祖德.机械设计.北京：
北京理工大学出版社，2007.9
[5]岳优兰，马文锁.机械设计基础.开封：
河南大学出版社，2009.5
目录
1设计方案及要求4
2失效形式和设计准则4
2.1主要失效形式4
2.2设计准则4
3单根V带所能传递的效率4
4设计计算和参数选择7
4.1确定计算功率7
4.2选择V带型号8
4.3确定带轮基准直径9
4.4验算带的速度10
4.5确定中心距和V带基准直径10
4.6验算小带轮上包角11
4.7确定V带根数12
4.8确定初拉力12
4.9确定作用在轴上的压力13
5带轮设计14
6V带传动的张紧装置16
7设计小结17
参考文献17
1设计方案及要求
设计如图1所示的带式运输机传动方案I中的带传动。
图1 带式运输机传动方案Ⅰ
已知：
P=11kW，n1=1460r/min，i=2.1，一般用途使用时间10年（每年工作250天），双班制连续工作，单向运转。
2失效形式和设计准则
2.1主要失效形式
打滑——当传递的圆周力F超过了带与带轮接触面之间摩擦力总和的极限时，发生过载打滑，使传动失效。
疲劳破坏——传动带在变应力的反复作用下，发生裂纹、脱层、松散、直至断裂。
2.2设计准则
保证带传动不发生打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命。
3单根V带所能传递的功率
单根V带所能传递的功率是指在一定初拉力作用下，带传动不发生打滑且有足够疲惫寿命时所能传递的最大功率。
从设计要求出发，应使
≤
，可写成
≤
这里，[s]为在一定条件下，由疲惫强度决定的V带许用拉应力。
由实验知，在108~109次循环应力下
（MPa）
式中 Z–––V带绕过带轮的数目；
v–––V带的速度（m/s）；
Ld–––V带的基准长度（m）；
T–––V带的使用寿命（h）；
C–––由V带的材质和结构决定的实验常数。
以当量摩擦系数fv替换f，可得最大有效圆周力
即
式中 A–––V带的截面面积（mm2）。
单根V带所能传递的功率为
即
在传动比i=1（即包角a=180°）、特定带长、载荷平稳条件下由上式计算所得的单根普通V带所能传递的基本额定功率P1值列于表1。
表1单根普通V带的基本额定功率P1和功率增量DP1
（摘自GB/T13575.1—92）
（单位：
kW）
当传动比i>1时，由于从动轮直径大于主动轮直径，传动带绕过从动轮时所产生的弯曲应力低于绕过主动轮时所产生的弯曲应力。
因此，工作能力有所进步，即单根V带有一功率增量DP1，其值列于表1。
这时单根V带所能传递的功率即为（P1＋DP1）。
如实际工况下包角不即是180°、胶带长度与特定带长不同时，则应引进包角修正系数Ka（表2）和长度修正系数KL（表3）。
这样，在实际工况下，单根V带所能传递的额定功率为
[P1]=（P1+DP1）·Ka·KL
表2 包角修正系数Ka（摘自GB13575.1－92）
表3 普通V带长度修正系数KL（摘自GB13575.1－92）
4设计计算和参数选择
设计计算步骤如下：
4.1确定计算功率Pc
Pc=KA·P （kW）
式中 P–––传递的额定功率（kW）；
KA–––工况系数（表4）
由表4查得工况系数KA=1.2，则Pc=KAP=1.2×11=13.2kW
表4 工况系数KA
工况
KA
空、轻载启动
重载启动
天天工作小时数（h）
＜10
10~16
＞16
＜10
10~16
＞16
载荷变动最小
液体搅拌机、透风机和鼓风机（≤7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻负荷输送机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷变动小
带式输送机（不均匀负荷）、透风机（＞7.5kW）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机、金属切削机床、印刷机、旋转筛、锯木机和木工机械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷变动较大
制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
载荷变动很大
破碎机（旋转式、颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
注：
1．空、轻载启动—电动机（交流启动、三角启动、直流并励）、四缸以上的内燃机、装有离心式离合器、液力联轴器的动力机；
2．重载启动—电动机（联机交流启动、直流复励或串励）、四缸以下的内燃机。
4.2选择V带型号
根据计算功率Pc和小带轮转速n1由图2选择V带型号。
当在两种型号的交线四周时，可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。
根据Pc＝13.2kW，n1=1460r/min，由图2选取B型。
注：
Y型主要传递运动，故未列进图内
图2普通V带选型图
4.3确定带轮基准直径d1和d2
为了减小带的弯曲应力应采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。
一般取d1≥dmin，比规定的最小基准直径略大些。
大带轮基准直径可按
计算。
大、小带轮直径一般均应按带轮基准直径系列圆整（表5）。
仅当传动比要求较精确时，才考虑滑动率e来计算大轮直径，即
，这时d2可不按表5圆整。
由表5，B型V带带轮最小直径dmin=125mm，又根据图2中B型带推荐的d1的范围及表5，取d1=132mm，从动轮基准直径d2=id1=2.1×132＝277.2mm，由表5基准直径系列取d2=280mm。
传动比
，传动比误差为
表5 普通V带带轮基准直径系列（摘自GB13575.1—92）
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
dmin
20
50
75
125
200
355
500
d的范围
20-125
50-630
75-800
125-1125
200-2000
355-2000
500-2500
d的标准系列值
5056717580（85）（95）100（106）（112）（118）125（132）140150160（170）180200212224236250（265）280300315335355（375）400425450（475）500530560（600）630670710（750）800（900）10001060112012501400150016001800200022402500
4.4验算带的速度v
由
可知，当传递的功率一定时，带速愈高，则所需有效圆周力F愈小，因而V带的根数可减少。
但带速过高，带的离心力明显增大，减小了带与带轮间的接触压力，从而降低了传动的由工作能力。
同时，带速过高，使带在单位时间内绕过带轮的次数增加，应力变化频繁，从而降低了带的疲惫寿命。
表1可见，当带速达到某值后，不利因素将使基本额定功率降低。
所以带速一般在v=5~25m/s内为宜，在v=20~25m/s范围内最有利。
如带速过高（Y、Z、A、B、C型v>25m/.s；D、E型v>30m/s）时，应重选较小的带轮基准直径。
因此根据本题要求可得
m/s
m/s
4.5确定中心距a和V带基准长度Ld
根据结构要求初定中心距a0。
中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低带传动的工作能力，同时由于中心距小，V带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。
但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度较高时还易引起带的颤抖。
由0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2）
即288.4=0.7（132+280）≤a0≤2（132+280）=824
则初取中心距a0=560mm
初选a0后，V带初算的基准长度Ld0可根据几何关系计算
则初算V带的基准长度Ld0
由表3选取标准基准长度Ld=1800mm
由于V带传动的中心距一般是可以调整的，所以可用下式近似计算a值
（mm）
考虑到为安装V带而必须的调整余量，因此，最小中心距为amin=a–0.015Ld （mm）
如V带的初拉力靠加大中心距获得，则实际中心距应能调大。
又考虑到使用中的多次调整，最大中心距应为
（mm）
本设计的实际中心距
取a=572mm
4.6验算小带轮上包角a1
为使带传动有一定的工作能力，一般要求a1≥120°（特殊情况答应a1＝90°）。
如a1小于此值，可适当加大中心距a；若中心距不可调时，可加张紧轮。
小带轮上的包角a1可按下式计算
合适
a1也与传动比i有关，d2与d1相差越大，即i越大，则a1越小。
通常为了在中心距不过大的条件下保证包角不致过小，所用传动比不宜过大。
普通V带传动一般推荐i≤7，必要时可到10。
4.7确定V带根数
根据计算功率Pc由下式确定
≥
为使每根V带受力比较均匀，所以根数不宜太多，通常应小于10根，否则应改选V带型号，重新设计。
由d1=132mm，n1=1460r/min，查表1，B型单根V带所能传递的基本额定功率P1=2.48kW，功率增量DP1=0.46kW，由表2查得包角系数Ka=0.96，由表3查得长度修正系数KL=0.95；所需带的根数
取z＝5根
4.8确定初拉力F0
适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之一。
初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。
反之，初拉力过大，会使V带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。
对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。
为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心力的不利影响时，单根V带适当的初拉力为
（N）
由表3可知B型带q=0.17kg/m
由于新带轻易松驰，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的初拉力应为上述初拉力计算值的1.5倍。
4.9确定作用在轴上的压力FQ
图3作用在轴上的压力
传动带的紧边拉力和松边拉力对轴产生压力，它即是紧边和松边拉力的向量和。
但一般多用初拉力F0由图3近似地用下式求得
（N）
式中 a1–––小带轮上的包角；
z–––V带根数。
即
5带轮设计
对带轮的主要要求是重量轻、加工工艺性好、质量分布均匀、与普通V带接触的槽面应光洁，以减轻带的磨损。
对于铸造和焊接带轮、内应力要小。
带轮由轮缘、轮幅和轮毂三部分组成。
带轮的外圈环形部分称为轮缘，装在轴上的筒形部分称为轮毂，中间部分称为轮幅。
图4 V带轮的结构
带轮结构形式按直径大小常用的有S型实心带轮（用于尺寸较小的带轮）、P型腹板带轮（用于中小尺寸的带轮）、H型孔板带轮（用于尺寸较大的带轮）及E型椭圆轮幅带轮（用于大尺寸的带轮）（见图4）。
轮缘部分的轮槽尺寸按V带型号查表6。
由于普通V带两侧面之间的夹角是40°，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形，楔角减小，故规定普通V带轮槽角f为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定）。
表6 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
项目
符号
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基准宽度
bp
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基准线上槽深
hamin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基准线下槽深
hfmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽间距
e
8±0.3
12±0.3
15±0.3
19±0.4
25.5±0.5
37±0.6
44.5±0.7
第一槽对称面至端面的间隔
f
7±1
8±1
最小轮缘厚
dmin
5
5.5
6
7.5
10
12
15
带轮宽
B
B=（z-1）e+2f z—轮槽数
外径
da
轮
槽
角
f
32°
相应的基准直径d
≤60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤80
≤118
≤190
≤315
-
-
36°
-
-
-
-
-
≤475
≤600
38°
-
＞80
＞118
＞190
＞315
＞475
＞600
极限偏差
±30′
带轮的常用材料是铸铁，如HT150、HT200。
转速较高时，可用铸钢或钢板焊接；小功率时可用铸造铝合金或工程塑料。
铸铁制V带轮的典型结构有以下几种：
实心式、腹板式、孔板式和轮辐式。
带轮基准直径dd≤2.5d（d为轴的直径，单位为mm）时，可采用实心式结构。
当2.5d≤dd≤300mm时，带轮常采用腹板式带轮结构
当D1-d1≥100mm时，带轮通常采用孔板式结构。
当dd＞300mm时，带轮常采用轮辐式带轮结构。
本设计要求不高，材料选用HT200,带轮为中小尺寸，故选用腹板轮。
6V带传动的张紧装置
由于传动带不是完全的弹性体，带工作一段时间后，会因伸长变形而产生松驰现象，使初拉力降低，带的工作能力也随之下降。
因此，为保证必须的初拉力，应经常检查并及时重新张紧。
常用的张紧方法是改变带传动的中心距，如把装有带轮的电动机安装在滑道上并用螺钉2调整（见图5a）或摆动电机底座1并调整螺栓2使底座转动（见图5b），即可达到张紧的目的。
假如带传动的中心距是不可调整的，则可采用张紧轮装置（见图6）。
张紧轮一般放置在带的松边。
V带传动常将张紧轮压在松边的内侧并靠近大带轮，以免使带承受反向弯曲，降低带的寿命，且不使小带轮上的包角减小过多。
a） b）
图5带的定期张紧装置
图6 张紧轮装置
7设计小结
机械基础课程设计是机械课程中一个重要环节，由于在设计方面我没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题。
这次设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练。
在设计过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识，和应用生产实际知识解决工程问题的能力，在这些过程中我深刻认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
在今后的学习过程中我会更加努力。
参考文献
[1]张晓坤，隋晓朋.Autocad中文版实用教程.北京：
北京经济日报出版社，2008.9
[2]徐锦康.机械设计.北京：
高等教育出版社,2008.3
[3]唐金松.简明机械设计手册（第二版）.上海：
上海科学技术出版社，2000.5
[4]黄祖德.机械设计.北京：
北京理工大学出版社，2007.9
[5]岳优兰，马文锁.机械设计基础.开封：
河南大学出版社，2009.5
[6]隋冬杰.机械基础.上海：
同济大学出版社，2009.9
[7]胡宴费.机械设计基础.北京：
高等教育出版社．2005.10
[8]吴晗.机械设计教程.北京:
北京理工大学出版社.2007.3
[9]黄鹤汀.机械制造技术..北京:
机械工业出版社.1997.12
[10]成大先.机械设计手册（第五版）.北京：
化学工业出版社，2008.04
河南质量职业学院机电工程系
课程设计综合成绩评定表
姓名
学号
班级
课程名称
设计题目
指导教师评语
指导教师签字：
年月日
设计报告成绩综合评定
项目
标准
成绩
1、计算和绘图能力
10
2、综合运用专业知识能力
20
3、运用计算机能力和外语能力
10
4、查阅资料、运用工具书的能力
10
5、独立完成设计能力
10
6、书写情况（文字能力、整洁度）
10
7、表述能力（逻辑性、条理性）
10
平时考核成绩（20）
设计考核成绩（80）
综合成绩
教研室主任签名：
年月日
升级会员 