V带传动设计范文（精选5篇）

V带传动设计 第1篇

计算功率Pc是根据需要传递的名义功率P,再考虑载荷性质、原动机类型和每日连续工作时间等因素来确定的。

式中:P为带传动所需传递的名义功率;KA为载荷系数,可按实际情况根据工作情况系数表选取。

影响载荷系数选择的因素很多,将其构成一个简单的三维表,程序化处理运用数组。例如:若取Ka2[0][1]=1.2,即表示原动机类型为Ⅱ类、载荷性质为载荷变动小、每日连续工作时间为0~10小时。

2 选择V带型号

V带的型号可根据计算功率Pc和小带轮的转速n1由V带选型图选取。由于V带选型图符合对数坐标线图特点,所以在这里采用对数线图的处理方法将对数坐标转化为直角坐标。通过对线图上的坐标进行对数运算,建立数学模型:

式中:(PA,nA),(PB,nB)为选型图中对应的两个坐标点;(PK,nK)为计算功率Pc和小带轮转速所确定的坐标点;C为变量表示不同型号之间的边界线值。

3 确定带轮基准直径D1和D2

传动带中的弯曲应力是引起传动带疲劳破坏的重要因素。带轮直径越小,弯曲应力越大。为减少弯曲应力应采用较大的小带轮直径D1。一般取D1为许用的最小带轮基准直径Dmin。但在设计中,我们根据经验值,参照小带轮基准直径,估算,其中v*=20m/s,并对计算结果进行圆整处理得D1,参照值见相关机械手册表。大带轮基准直径D2=i×D1,计算后按相关机械手册表圆整。

4 确定实际中心距a1和V带基准长度Ld

中心距小,可以使传动结构紧凑。但也会因带的长度小,使带在单位时间内绕过的带轮次数多,降低传动带的寿命。同时,在传动比i和小带轮直径D1一定的情况下,小带轮包角α0减小,传动能力降低。中心距大则反之。设计时应视具体情况综合考虑,如无特殊要求,可在下列范围内初步选定α0。

初选a0后,计算带基准长度Ld0:

根据初选的Ld0选取接近的标准基准长度Ld,然后再近似地计算实际中心距

5 确定V带根数z

V带根数z越多,其受力越不均匀。所以,设计时应限制V带的根数,一般z<10,否则应改选型号,重新设计。

式中:Ka为包角修正系数,考虑包角α0≠180°时对传动能力影响;KL为带长修正系数;P0为单根普通V带名义功率;ΔP0为i≠1时单根普通V带名义功率增量。

在实际表格的检索中,不能保证被检索的数值一定是表列结点上的数值,这时函数值需要用插值的方法求出。在V带传动设计中,由包角α0查取包角系数Kα就适合采用线性插值法。

对名义功率P0、长度系数KL及名义功率增量ΔP0数据处理时,针对这三者采用了一种适合处理大量数据的方法,即数据拟合法。

6 确定预紧力F0

预紧力F0是保证带正常工作的重要因素,它直接影响到带传动的传动能力和传动带的寿命。F0过小易出现打滑,传动能力不能充分发挥。F0过大则传动带的寿命降低,且轴和轴承的受力增大。单根V带适合的预紧力计算表达式:

7 计算轴向力Q

作用在轴上的力Q等于松边和紧边张力的向量和,如果不考虑传动带两边的张力差,可以近似地按传动带两边初张紧力的合力来计算。

8 验算V带速度v及带轮包角α0

(1)在实际中V带速度v计算表达式如下:

(2)增大α0可提高传动带的传动能力,其计算式如下:

α0与i有关,i愈大,带轮直径差(D2-D1)愈大,则α0愈小。因此为了保证α0不过小,传动比i不宜过大,通常应使i燮7,特殊情况下亦可达10。

9 基于MFC的普通V带传动设计评价

普通V带传动中有大量的数据表格需要处理,参考相关资料,针对不同的数据特点,采用了不同的处理方法。其中涉及到的处理方法有线性插值,数据拟合、对数线图建立数学模型等,这些方法的灵活运用使得方案具备了快速性及准确性。同时以上设计过程均基于MFC实现,对话框窗口设计简明清晰,用户容易操作,适用性广。尽管考虑了众多因素,灵活的采用了各种方法,体现了设计方案的特色性、灵活性及先进性。但是实际设计过程复杂,使得该方案仍具有一定的局限性,所需改进的空间仍然很大。

参考文献

[1]程志红.机械设计[M].南京:东南大学出版社,2006.

[2]肖志信,梁习锋.V带传动设计中数据的程序化处理[J].机械设计,2005,29(6):45-47.

[3]骆有东,姚汤伟,徐洪,等.基于C++的V型带传动计算机辅助设计[J].机械设计与制造,2006,6(6):56-57.

V带传动设计 第2篇

电动机—V带传动—减速器—联轴器—滚筒传动装置 V是运输带线速度

F是运输带牵引力

D是驱动滚筒直径

工作条件：1，使用期5年 双班制工作，单向传动

2，运载有轻微振动 3，运送媒、盐、砂、矿石等松散物品

供你参考

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 一 2007年12月15日 星期六 23:41

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定…………….……………………………….2二、电动机的选择……………………………………….…….2三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5五、传动零件的设计计算………………………………….….6

六、轴的设计计算………………………………………….....1

2七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19

八、键联接的选择及计算………..……………………………22

设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组

德州科技职业学院青岛校区

设计者：####

指导教师：%%%%

二○○七年十二月

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）

工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。

（2）

原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=1.70m/s；

滚筒直径D=280mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96

=0.82

(2)电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1250×1.70/1000×0.82

=2.6KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×960V/πD

=60×960×1.70/π×280

=111r/min

按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111=8.6

2、分配各级伟动比

（1）

据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）

（2）

∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=960r/min

nII=nI/i带=960/1.4=686(r/min)

nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

PI=P工作=2.6KW

PII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96

=2.77KW

3、计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960

=25729N•mm

TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×2.496/686

=34747.5N•mm

TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114

=232048N•mm

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）

选择普通V带截型

由课本表得：kA=1.2

Pd=KAP=1.2×3=3.9KW

由课本得：选用A型V带

（2）

确定带轮基准直径，并验算带速

由课本得，推荐的小带轮基准直径为

75~100mm

则取dd1=100mm

dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm

由课本P74表5-4，取dd2=140mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140

=685.7r/min

转速误差为：n2-n2’/n2=686－685.7/686

=0.0004<0.05(允许)

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）

确定带长和中心矩

根据课本得

0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7(100+140)≤a0≤2×(100+140)

所以有：168mm≤a0≤480mm

由课本P84式（5-15）得：

L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0

=2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400

=1024mm

根据课本表7-3取Ld=1120mm

根据课本P84式（5-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2）

=400+48

=448mm

(4)验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×600

=1800-140-100/448×600

=1800-5.350

=174.650>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本(7-5)

P0=0.74KW

根据课本(7-6)△P0=0.11KW

根据课本（7-7）Kα=0.99

根据课本（7-23）KL=0.91

由课本式（7-23）得

Z= Pd/(P0+△P0)KαKL

=3.9/(0.74+0.11)×0.99×0.91

=5

(6)计算轴上压力

由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N

=160N

则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/=1250N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=6

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=6×20=120

实际传动比I0=120/2=60

传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用

齿数比：u=i0=6

由课本取φd=0.9

(3)转矩T1

T1=9550×P/n1=9550×2.6/960

=25.N•m

(4)载荷系数k

由课本取k=1

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlimZNT/SH由课本查得：

σHlim1=625Mpa

σHlim2=470Mpa

由课本查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92

ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa

=575

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa

=460

故得：

d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/=766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm

=38.3mm

模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm

根据课本表9-1取标准模数：m=2mm

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm

d2=mZ2=2×120mm=240mm

齿宽：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm

取b=35mm

b1=40mm

(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得

YFa1=2.80

YSa1=1.55

YFa2=2.14

YSa2=1.83

(8)许用弯曲应力[σF]

根据课本P136（6-53）式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF

由课本查得：

σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa

由图6-36查得：YNT1=0.88

YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa

=410Mpa

[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa

=204Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1

=(2×1×2586.583/35×22×20)×2.80×1.55Mpa

=8Mpa< [σF]1

σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1

=(2×1×2586.583/35×22×120)×2.14×1.83Mpa

=1.2Mpa< [σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000

=2.0096m/s

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本并查表，取c=115

d≥115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=19.7×(1+5%)mm=20.69

∴选d=22mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=22mm

长度取L1=50mm

∵h=2c

c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm，宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

III段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=40mm

②求转矩：已知T2=34747.5N•mm

③求圆周力：Ft

根据课本式得

Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N

④求径向力Fr

根据课本式得

Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=316N

FAZ=FBZ=Ft/2=868N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m

(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×3

=12.9MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本取c=115

d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡

配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端

面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=300mm

②求转矩：已知T3=271N•m

③求圆周力Ft：根据课本式得

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力式得

Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

=47.1N•m

(5)计算当量弯矩：根据课本得α=Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/

2=275.06N•m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×10=58400小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=686r/min

两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

根据课本得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1N

FA2=FS2=315.1N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本得e=0.68

FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1

y1=0

y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本取f P=1.5

根据课本式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本式得

LH=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/458.2×(1×23000/750.3)3

=1047500h>58400h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

(1)已知nⅢ=114r/min

Fa=0

FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

(2)计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2

Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本得：e=0.68

∵FA1/FR1

∴x1=1

y1=0

∵FA2/FR2

∴x2=1

y2=0

(4)计算当量动载荷P1、P2

取fP=1.5

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N

P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N

(5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2 故P=1355

ε=根据手册7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本得：ft=1

根据课本式得

Lh=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/76.4×(1×30500/1355)3

=2488378.6h>58400h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N•m

h=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×

42=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m

查手册P51 选A型平键

键10×8

GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mm

h=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mm

L2=50mm

T=61.5Nm

查手册选用A型平键

键16×10

GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mm

h=10mm

据课本得

V带传动设计 第3篇

V带传动结构简单, 传动平稳, 具有过载保护, 适于较远距离传动等优点, 在实际生产中得到了广泛的应用。其设计要求充分发挥每根带传递最大功率, 并且要求具有一定的可靠度。常规的设计方法是以保证带传动不打滑又具有足够的疲劳寿命为准则进行的选择设计, 经验性强, 但由于带传动设计中的相关参数均为随机变量, 且近似服从正态分布规律, 从而使得设计结果很难达到最优。

1 V带传动的可靠性模型

1.1 单根V带传递的功率

a) 单根V带传递的实际功率:如果带传动传递的额定功率为P, 假设每根带传递的功率相等, 则单根V带传递的实际功率为:undefined。

取其均值undefined, 其变差系数为:undefined, 标准差为:undefined。

b) 单根V带传递的最大功率:根据设计准则, 在特定条件下, 单根V带传递的许用功率为[1]:

式中:K1, K2和K3与V带带型和材质有关的系数 (可查表得到) ;

d1 小带轮基准直径, mm;

v 带速, m/s。

考虑到带型和传动比的影响, 单根带所能传递的功率增量为:undefined。

式中:Kb弯曲影响系数;

Ki传动比影响系数;

n1小带轮转速, r/min。

因此, 单根V带所能传递的最大功率为:Pmax= (P0+ΔP0) KαKLKq。

式中:Kα包角系数, 考虑α180°时对带传动能力的影响;

KL长度系数, 考虑带基准长度不为特定长度时对传动能力的影响;

Kq材质系统。

取均值undefined, 则其标准差为:undefined。

c) 单根V带传递功率的可靠性模型:单根V带所能传递的最大功率Pmax大于单根V带传递的实际功率Pd1概率大于或等于设计给定的疲劳寿命的可靠度R1 (t) [2], 即:P (Pmax-Pd1>0) ≥R1 (t) 。

Pmax, Pd1均近似服从正态分布规律, 则有:undefined。

式中:ZR1对应于可靠度R1 (t) 的可靠性系数。

1.2 V带传动的拉力

a) V带传动的最大有效拉力:V带传动即将打滑时, 带与带轮之间的摩擦力达到最大值, 即有效圆周拉力达到最大值, 此时, 带传动紧边拉力F1与松边拉力F2之间的关系为:F1/F2=efvα。

带传动的最大摩擦力Fmax为:undefined。

式中:F0为带的初拉力。

最大摩擦力Fmax的均值为:undefined, 标准差为:undefined, 其中CFmax为变差系数为, 取CFmax=0.08。

b) V带传动的有效拉力:

V带传动的有效拉力F为:undefined, 其中Pd=KAP;

V带传动的有效拉力F的均值为:undefined, 其中undefined;方差为:undefined, 其中undefined。

c) V带传动拉力的可靠性模型:V带所能传递的最大拉力Fmax大于或等于V带传递的实际有效拉力F概率不打滑的可靠开度R2 (t) [3], 即:H (Fmax-F>0) ≥R2 (t) 。

Fmax, F均近似服从正态分布规律, 则有:undefined。

式中:ZR2对应于可靠度R2 (t) 的可靠性系数。

2 确定设计变量和目标函数

2.1 设计标量的选择

在已知V带传动的功率P、小带轮转速n1、传动比i、工作载荷性质、原动机类型、工作时间等条件下, 由计算功率Pd和n1选择V带型号后, 只要确定小带轮直径d1和带的基准长度Ld后, 就可以进行其他项目的进一步计算。因此, 设计变量取为:

X=[x, x2 ]T=[d1LP]T

2.2 目标函数的确定

根据V带传动结构和其工作性质的特点, 选择小带轮直径d1最小、带传动中心距a最小、带的根数Z最少作为优化设计的目标。因此, 带传动属多目标优化问题, 其目标函数表示为:

3 约束条件的确定

3.1 可靠性约束条件

a) 带传动功率的可靠性约束条件:

因为:undefined

所以:undefined

b) 带传动拉力的可靠性约束条件:

因为:undefined

所以:undefined

3.2 小带轮直径约束条件

为避免带在运行过程中的疲劳损害, 小带轮直径不能小于V带推荐的最小直径dmax, 所以:

g3 (x) =dmin-d1=dmin-x10

3.3 带速约束条件

一般要求带传动的线速度范围为5m/sv125, m/s。因为:undefined,

所以:undefined;

undefined。

3.4 小带轮包角约束条件

小带轮包角影响带传动的承载能力, 一般要求小带轮包角α1≥120°, 所以:

3.5 中心距的约束条件

带传动中心距的近似计算公式为:undefined

一般按照0.75 (d1+d2) a2 (d1+d2) 进行初步选择, 所以:

g7 (x) =0.75 (i+1) -a=0.75x1 (1+i) -a0

g8 (x) =a-2 (i+1) =a-2x1 (i+1) 0

4 建立优化数学模型

4.1 多目标优化方法选择

由于多目标优化问题的内在属性, 往往一个分目标的优化会引起另外一些分目标数值的变化, 他们之间的优化甚至是矛盾和对立的。因此, 获得使各分目标函数同时到达最优解的绝对最优解是很困难的, 很多时候是不可能实现的, 这就需要在各分目标函数值之间进行协调, 以便获得对各个分目标来说都算是比较好的方案。由于多目标优化问题的复杂性, 目前在理论和算法上都还没有完善的处理多目标优化问题的方法, 但是单目标优化问题已经有很多有效的优化方法, 因此可以将多目标优化问题转化为单目标优化问题。在工程实际中, 采取将多目标优化问题构造为一个新的广义的单一的目标函数, 从而将多目标优化问题转化为单目标优化问题, 使问题的求解得到简化。即:

式中ωj是加权系数, 为一组正数。加权系数ωj的作用体现在两个方面, 一方面可以通过选择适当的加权系数, 使各分目标函数值在数量级上大体相当, 以获得较好的优化效果;另一方面通过选取适当的加权系数, 来体现各分目标函数在设计准则上的重要程度, 突出主要的设计目标。

4.2 目标函数的无量纲处理和加权系数的确定

由于各分目标函数的量纲不一样, 数值的大小相差往往较大, 构造统一的目标函数时不能充分反映各目标函数的重要程度, 因此, 一般要对各分目标函数进行无量纲处理, 以使各分目标函数值在数量级上达到统一平衡。

采用线性加权法中取各个分目标容限平方的倒数作为各个分目标的加权系数。若已知各个分目标函数值的变化范围, 即:

αifi (x) βi (i=1, 2, , t)

则各个分目标的容限为:

取各个分目标容限平方的倒数作为各个分目标的加权系数, 即:

显然, 当某项分目标值变化范围越宽时, 其目标的容限就越大, 加权系数就越小, 反之, 当某项分目标值变化范围越窄时, 其目标的容限就越小, 加权系数就越大。这种方法可以使目标函数的各个分目标在数量上趋于达到统一平衡。

5 模型求解

5.1 基于MATLAB的多目标优化方法

MATLAB求解多目标优化问题的主要函数是fgoalattin和fminmax, 本例采用函数fgoalattin求解。函数fgoalattin求解多目标优化问题的数学模型为[5]:

其中, v是标量变量;fi (X) (i=1, 2, 3, , t) 是各个分目标函数, goali和w是各个分目标及其权重。

参数A, b, Aeq, beq, Lb, Ub, Nlc’, options如果没有定义, 可用空矩阵符号“[]”代替。

5.2 计算实例

CA25型液压自动车床通过V带传动直接把电动机的运动和动力传递给机床主轴。已知电动机型号为Y100L1-4, 额定功率P=2.2kW, 电动机转速n1=1420r/min, 传动比i=1.5, 每天工作时间不超过10h。要求带传动的结构紧凑 (带的根数尽量少、带轮直径和中心距尽量小) 。

a) 由已知条件得带传动的实际功率Pd=KAP=1.22.2=2.64kW。根据小带轮转速, 查表得V带型号为A型。

b) 设计变量得初始值和取值范围:设计变量是小带轮直径d1和带得基准长度Lp。根据已知条件其初始值通过查表取为:

d1=100mm, Lp=1120mm

取值范围为:80d1125; 1000LP2000; 300a500; 4Z1。

c) 各个分目标权重:根据已知条件和其他条件, 各个分目标得加权系数为:

d) 编制优化设计程序:优化设计程序分为主程序、目标函数程序和非线性不等式约束函数程序三大部分。主程序包括给设计变量赋值、线性不等式约束中设计变量的系数矩阵、线性不等式约束中设计变量的常数项向量、使用多维约束优化命令fgoalattain (调用目标函数@VDSJ_f和非线性约束函数@VDSJ_g) 和调用多维约束优化非线性约束函数 (@VDSJ_g) 计算最优点x*的性能约束函数值等几个部分;目标函数程序用于对目标函数值进行计算;非线性不等式约束函数程序用于计算非线性不等式约束条件的数值。程序结构如下:

6 结束语

CA25型自动车床代传动的原应用设计方案为:小带轮直径d1=100mm, 中心距a=500mm, 带的根数Z=2。经优化设计后, 小带轮直径d1=100mm, 中心距a=380mm, 带的根数Z=2。优化前后, 小带轮直径和带的根数未变, 但中心距减少了24%, 达到了使带传动结构紧凑的目的。

参考文献

[1]姜书金, 等.机械原理与机械零件[M].北京:高等教育出版社, 2000.

[2]邬华芝.V型带传动可靠性设计方法分析[J].机械设计与研究, 2001.6.

[3]龚小平.V带传动可靠性优化设计[J].现代机械, 2002.1.

[4]孙靖民.现代机械设计方法[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社, 2003.

V带传动设计 第4篇

1 机构组成和V带构造

1.1 机构组成

目前常见的联合收割机V带传动机构大致构造情况如图1 所示。

从图1 可以看出, V带传动机构主要由四个部分组成, 即由柴油机直接带动的主动轮、V型传动带、由V带带动的从动轮1 和从动轮2。

其中的3 条V带组成的分路传递动力到从动轮1, 带动作为脱粒装置动力的平皮带传动机构。 当需要该装置进行收割脱粒时, 只要将张紧轮压下, 使平皮带张紧, 此时脱粒装置就处于工作状态———脱粒作业;而当不需要脱粒时, 则将张紧轮提起, 使平皮带处于放松状态, 则从动轮1 就处于空转运行状态。 这样既可节省能量的消耗, 又能减少V带、平皮带的损耗。

另4 条V带组成的分路传递动力到从动轮2, 带动整机的行走机构。 只要联合收割机上的柴油机发动起来, 并合上离合器, 则行走机构就工作了, 因而从动轮2 多数时段是处于有负载的工作状态。

1.2 V带结构及工作原理

V带的截面形状呈梯形, 由四部分组成, 大致构造如图2 所示。

从图2 可以看出, V带截面由伸张层、 压缩层、强力层和包布层等组成, 其中的强力层是工作时受力的主要元件。 V带轮上的轮槽也成梯形, V带嵌入轮槽中, 工作面是梯形的两个侧面, 与槽轮的贴合性好, 靠带与带轮之间产生的摩擦力来传动。

2 V带使用

联合收割机上用的V带, 除了需要像普通V带那样要满足基本条件以外, 还得适合在较高温度下工作, 且具有耐油特性;所以无论是最初设计, 还是日后更换, 都应该选用汽车V带。 V带的使用与维护, 得注意如下几点。

(1) 保证主动带轮与从动带轮的轴线平行, 且两个带轮的轮槽外在同一平面内。 安装时, 必须用相应方法进行检测, 倘若主动带轮与从动带轮的轴线不平行, 则几根并联使用的V带, 张紧程度就不一致, 紧的一根会由于负载过大而提前损坏, 从而导致整个机构无法工作;而若两带轮的轮槽存在纵向错位, 则V带除了侧面磨损会加快以外, 工作时也会产生一个周期性的单边作用力, 使V带的寿命大打折扣。

(2) 同时更换新带。 V带使用一段时间以后, 会因失去弹性、老化或者断裂而失效, 更换旧带时, 应同时更换, 不能新带与旧带并用。 不然新旧带长短不一、弹性不同导致受力不均, 新带因负载大会快速损坏。

(3) 防止V带老化和磕碰伤。 V带由于是胶质体, 应严防其与腐蚀性物质接触, 如油类和带有盐、酸、碱性的土壤等。收割作业时, 由于颠簸, 难免会粘上这些, 所以应该及时清除干净。 另外, V带不宜在阳光下暴晒, 以防传动带加速老化变质, 缩短带的使用寿命。 同时, V带应避免磕碰伤, 受伤后会引起应力集中, 导致快速损坏。

(4) 保持带的张紧力。 V带工作一段时间后, 就会产生永久性的变形, 使V带伸长, 带的预紧力减小, 出力受到了影响, 甚至无法工作。 为了使V带保持足够的预紧力, 就需要定期对两个带轮的中心距进行调整 (增大距离) , 具体是通过调节从动轮支架下方的螺钉来实现。每次的调节量应适度, 达到张紧要求就行, 不能过紧, 以免加速失效。

3 结束语

一种柱塞泵-电机带传动的设计 第5篇

1泵的选取

根据设备系统的流量Q、压力P、扬程H等方面的要求, 首先选择相应型号品牌的泵。根据不同的需求, 选择不同形式的泵, 这里我们以柱塞泵 (美国CAT) 为例。

柱塞泵泵入口流量:Q=50L/min (设计参数, 已知)

取斜盘柱塞泵效率为η=0.95 (根据柱塞泵的特性选取)

系统运行的压力P=7.5Mpa (设计参数, 已知)

泵所需的扬程:H=20m (设计参数, 已知)

由此, 我们计算出柱塞泵轴功率:

P1=P×Q/ (60η) =7.5×50/ (60×0.95) =6.58kw

从CAT泵的产品手册中查到, 符合或接近上面数据流量、压力、扬程的柱塞泵, 型号为2357。

从而得知泵的轴径D、每转流量Q1。可计算出泵转速:

查得柱塞泵活塞直径D=32mm, 行程L=38.5mm, 故单柱塞腔容积:V=πd2L/4=3.14×0.322×0.385/4=0.031

此柱塞泵有三个活塞连续运行, 则

2选取电机

3选择皮带及带轮

V带的横截面呈等腰梯形, 带轮上也做出相应的轮槽。传动时V带两侧和轮槽接触, 槽面的摩擦可以提供更大的摩擦力;另外, V带传动允许的传动比大、结构紧凑, 而且大多数已经标准化。基于上述特点, 所以这里我们选择使用V带进行传动设计。

带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。因此, 带传动的设计准则是:在保证不打滑的条件下, 具有一定的疲劳强度和寿命。

3.1根据带的工作工况确定设计功率Pca=Ka P

式中:Ka为工况系数, 根据机械设计手册中的表13-1-17选取;P为电机的负载功率, 即轴功率。由机械设计手册查得工况系数Ka=1.2, 则设计功率:Pca=Ka P=1.2×7.5=9kw

3.2选择V型带带型

根据设计功率Pca和小带轮转速n2, 从机械设计手册中的图13-1-1进行选取, 这里我们选用A型带。

3.3选取小带轮直径d2

传递的功率在带传动给定的条件下, 减少带轮的直径, 会增大带传动的有效拉力, 从而导致带的根数增加。这样不仅增加了带轮的宽度, 而且也增大了载荷在V带之间分配的不均匀性。另外, 带轮的直径减小, 增加了带的弯曲应力。为了避免弯曲应力过大, 小带轮的基准直径不能过小。

根据V带的带型, 由机械设计手册中的表13-1-10、表13-1-11和表13-1-12进行相关带轮直径的选取, 这里初取小带轮基准直径d2=112mm。

3.4验算带速v

当带传动的功率一定时, 提高带速, 可以减低带传动的有效拉力, 相应地减少带的根数或者V带的横截面积, 总体上减少带传动的尺寸;但是, 提高带速, 也提高了V带的离心力, 增加了单位时间内带的循环次数, 不利于带传动的疲劳强度和寿命, 降低带速则有相反的利弊。

带速不宜过低或过高, 一般应使v=5~25m/s, 最高不超过30m/s, 此符合设计要求。

3.5计算大带轮直径d1

取滑动率ε=0.01, 则可计算出大带轮基准直径d1:

根据机械设计手册中表13-1-10、表13-1-11和表13-1-12参数适当圆整后进行选取d1=190mm。

3.6初定中心距

中心距大, 可以增加带轮的包角, 减少单位时间内带的循环次数, 有利于提高带的寿命。但是中心距过大, 则会加剧带的波动, 降低带传动的平稳性, 同时增大带传动的整体尺寸。中心距小, 则有相反的利弊。一般要求0.7 (d1+d2) <a0<2 (d1+d2) , 再根据传动系统的总体尺寸要求进行具体设定。按上述要求以及设备的结构尺寸, 初取中心距a0=380mm。

3.7计算带长L0

实际带长L克根据皮带供应商的带长系列选取, 并不局限于机械设计手册上所列出的带长。考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧需要, 计算出中心距的变动范围, 供我们结构的调整。公式如下:

3.8确定带的根数z

4结束语

由于某些外购件、标准间不一定有我们所需的型号, 职能选择相近的参数型号, 所以我们需要在定型之后在按照上面的步骤进行校核, 以保证我们设计的完整性, 最后在根据我们设备的使用场合及位置尺寸对整套设备进行安装, 以便完成整个系统设计。

摘要：泵与电机是机械设备中经常会使用到的一种零部件, 它的选型与搭配组合是让其发挥出最佳使用性能的一个重要工作;同时带传动也是非常常见的一种传动形式, 带轮、皮带如何选取也是经常遇到的问题。合理配置这些零部件, 才能使设备的效率、安全性、稳定性和使用寿命最大化。

关键词：柱塞泵,电机,带传动

参考文献

[1]成大先.机械设计手册[M].化学工业出版社, 2010.

[2]濮良贵, 纪名刚.机械设计[M].高等教育出版社, 2001.