皮带轮设计

带传动设计说明书学院： 班级： 姓名： 学号：

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设计内容 计算及说明 结果 原始数据如下： 项目 电机功率 电机转速 减速器输入轴转速 电机型号 减速器中心高 根据电机型号查得其参数如下： 型号 额定功率 额定电流 转速 轴伸端直径 1. 普通V带传动的设计计算 参数 3.0KW 1430rpm 614rpm Y100L2-4 125mm Y100L2-4 3.0KW 6.8A 1430rpm 28mm 1.1 确定计算功率 计算功率P是根据传递的功率P和带的工作条件而确定ca 的：PcaKAP。其中，已知P3.0KW。 （表8-8） 根据表8-8得：KA1.1。 PcaKAP1.133.3KW Pca3.3KW 2 / 132 / 132 / 132

设计内容 1.2 V带带型的选择 计算及说明 结果 已知计算功率Pca3.3KW，小带轮转速n11430rpm， 然后根据表8-11得：V带的带型为A型带。 V带为A型带 1.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1.3.1 初选小带轮的基准直径dd1 由1.2得V带为A型带，然后根据表8-7和表8-9得： （dd） dd1100mm，同时满足dd1min75mm。 槽型 Y Z A B C D E dd1100mm d 20 50 75 125 200 355 500 表8-7 1.3.2 验算带速v 因为带速不宜过低或过高，一般应使v5~25m/s， 最高不超过30m/s，所以应该进行带速v的验算。 dd1n1 根据公式v得： 601000 vdd1n160100010014306010007.49m/s，满足条件。 v7.49m/s 满足条件 3 / 133 / 133 / 133

1.3.3 计算大带轮的基准直径 根据公式dd2idd1可得dd2。 设计内容 计算及说明 结果 n14302.33。 首先i1n2614 所以可得dd2idd12.33100233mm。 根据表8-9加以圆整后得到：dd2250mm 1.4 确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld 1.4.1 确定中心距a0 中心距过大或者过小都会带来相应的利弊，所以根据经验一般初选带传动的中心距为： 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 带入数据得到：245a0700，所以选定a0500mm 1.4.2 计算相应的带长Ld 由公式得： dd2250mm a0500mm (dd2dd1)2Ld02a0(dd1dd2)24a0 (250100)22500（100250） 245001561mm 再结合表8-2得：Ld10mm 1.4.3 计算中心距a0及其变动范围 传动的实际中心距近似为： aa0Ld10mm LdLd0101561取500539.5mm，22a0mm。 考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的a0mm 松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围如下： amina0.015Ld515.4mm  aa0.03L5.2mmdmax amin515.4mm a5.2mmmax 4 / 134 / 134 / 134

设计内容 计算及说明 通常小带轮上的包角1小于大带轮上的包角2，小带轮 上的临界摩擦力小于大带轮上的临界摩擦力。因此，打滑通常 发生在小带轮上。为了提高带传动的工作能力，根据公式得： 。57.31180。(dd2dd1) a 。57.3 180。(250100)1.1。0 1.5 验算小带轮上的包角1 结果 120，所以满足条件。 因为11.1＞ 。。11.1。 1.6 确定带的根数z PcaKAP 根据公式z可得带的根数z。同 Pr(P0P0)KKL 时，为了使各根V带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于 10根。否则，应选择横截面积较大的带型，以减少带的根数。 1.6.1 确定参数 已知dd1100mm,n11430r/min，查表8-4得 P01.31KW。 已知n11430r/min,i2.33和A型带，查表8-5得 P01.31KW P00.17KW。 查表8-2得：KL0.99K0.96 于是：Pr(P0P0)KKL (1.310.17)0.990.961.41KW 1.6.2 计算带的根数z z P00.17KW KL0.99K0.96 Pr1.41KW PcaKAP3.32.35＜3，取z=3。 z3 Pr(P0P0)KKL1.415 / 135 / 135 / 135

设计内容 计算及说明 1.7.1 确定带的初拉力F0 初拉力F0小，则带传动的传动能力小，易出现打滑。初 拉力F0大，则带的寿命低，带对轴及轴承的压力大。因此，确 定初拉力时，既要发挥带的传动能力，又要保证带的寿命。单 根据V带的初拉力可由以下公式确定： (2.5K)Pca2qv F0500 Kzv 带型 Y Z A B C D E 0.023 0.060 0.105 0.170 0.300 0.630 0.970 q 表8-3 查表8-3得：q0.105kg/m，则： (2.5K)Pca 21.7 确定带的初拉力F0 结果 F0500500 Kzvqv(2.50.96)3.30.1057.492123.69N0.9637.49 F0123.69N 1.7.2 G值的计算 查表8-10得：F015N。 带型 △F Y 6 Z 10 A 15 B 20 C D 29.4 58.8 表8-10 （1）新安装的V带 G E 108 （1）新安装的V带 1.5F0F01.5123.691512.53N 16161.3F0F01.3123.691510.99N 1616G12.53N （2）运转后的V带 （2）运转后的V带 GG10.99N （3）最小极限值 （3）最小极限值 FF0123.6915 G08.67N 1616

G8.67N 6 / 136 / 136 / 136

设计内容 计算及说明 1.8 计算带传动的压轴力Fp 为了设计安装带轮的轴和轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp，如果不考虑带两边的拉力差，则压轴力可以近似地按带两边的初拉力的合力来计算，即： 结果 1.1。Fp2zF0sin23123.69sin735.0N 221Fp735.0N Fpmax1102.5N 带轮材料为HT200 小带轮选择腹板式 7 / 137 / 137 / 137

Fpmax1.5Fp1.5735.01102.5N 2. V带的设计 2.1 V带轮的设计内容 根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮觳的几何尺寸，公差和表面粗糙度以及相关技术要求。 2.2 V带的材料 常用的带轮材料为HT150或HT200。转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可用铸铝或塑料。 所以，选择带轮材料为HT200。 2.3 带轮的结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮觳组成。 根据轮辐结构的不同，V带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。 V带轮的结构形式与基准直径有关。 2.3.1 小带轮的结构形式和具体尺寸 小带轮的基准直径dd1100mm。 dd1＞2.5d2.52870mm 小带轮选择腹板式。

设计内容 计算及说明 结果 （腹板式） 由图8-14的经验公式，可确定： d28mmd153.2mmdd100mmda105.5mmB48mmC1mmCmmL50.5mm d28mmd1(1.8~2)d1.92853.2mmdd100mmdadd2ha10022.75105.5mmB(z1)e2f(31)152948mm C1mm111C(~)B488mm746L(1.5~2)d1.82850.5mm小带轮和轴之间采用平键连接，根据轴的直径d28mm， 查表GB/T1095-2003可得： b8mm,h7mm。 2.3.2 大带轮的结构形式和具体尺寸 b8mm,h7mm。 大带轮选择孔板式 大带轮的基准直径dd2250mm。 100mm dd2＜300mm同时D1-d1167.4＞ 大带轮选择孔板式。 8 / 138 / 138 / 138

（孔板式） 设计内容 计算及说明 由图8-14的经验公式，可确定： 结果 6mmd28mmd1(1.8~2)d1.92853.2mmdd250mmdadd2ha25022.75255.5mmB(z1)e2f(31)152948mm C1mm 111C(~)B488mm746D1da22(hahf)255.5262(2.758.7)220.6mmL(1.5~2)d1.82850.5mmS20.2mm 2.4 V带轮的轮槽 6mmd28mmd153.2mmdd250mmda255.5mmB48mmC1mmC8mmD1220.6mmL50.5mmS20.2mm V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应。 根据表8-11的数据，可确定： bd11mmha2.75mmhf8.7mm bd11mmha2.75mmhf8.7mm e15mmf9mme15mmf9mm 38。B(z1)e2f(31)152948mm38。B48mm6mm 轮槽工作表面的粗糙度为Ra1.6m或Ra3.2m。 6mm 9 / 139 / 139 / 139

设计内容 2.5 V带轮的技术要求 计算及说明 结果 铸造、焊接和烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮觳的表面缺陷进行修补；转速低于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。其他条件参见GB/T 13575.1-2008中的规定。 3. 张紧装置的设计 3.1 张紧轮的设计 3.1.1 张紧轮材料的选择 张紧轮原则上与小轮保持一致，所以张紧轮的材料选择HT200。 3.1.2 张紧轮的设计 张紧轮原则上与小轮保持一致，由经验公式得： 张紧轮为HT200 轮径dp(0.8~1)dd1100mm轮厚BpB48mmdp100mmBp48mm d55mm 因为选用了型号为61907的轴承（外径为55mm，内径为35mm），所以张紧轮的内径d55mm。 3.2 张紧轮校核 3.2.1 挤压强度校核 张紧轮的材料为HT200，[bs]=750MPa，则张紧轮与轴承之间的压应力为： bs件。 3.2.2 剪切强度校核 张紧轮的材料为HT200，[]200MPa,则张紧轮与轴承之间的切应力为： FpmaxSbs2.00MPa 1102.52.00MPa＜[bs]，满足强度条5510满足强度条件 10 / 1310 / 1310 / 1310

设计内容 计算及说明 结果 5516T21.11MPa＜[]，满1.11MPa max4Wt35553(1)满足强度条件 551102.5足强度条件。 3.3 自锁校核 自锁条件是≤v。式中：为螺纹中径处升角；v为当量摩擦角（v=arctanf）为保证自锁，螺纹中径处升角至少要比当量摩擦角小1°）。 查上表得，f取0.14。 螺纹升角：tg(1 S7)tg1()2.66。 d24812.66。 v8.25。 0.14。 当量摩擦角：vtg()tg()8.25 。cos15cos()v 2f1 v 满足自锁条件。 3.4 螺母校核 螺母采用ZCuSn10P1，采用砂型铸造。 3.4.1 挤压强度校核 强度条件：p满足自锁条件 螺母采用ZCuSn10P1 Q4 11 / 1311 / 1311 / 1311

(D1D2)2 参数确定：[p](1.5~1.7)[b]1.65080MPa

设计内容 计算过程： 计算及说明 结果 2pQ421102.5(D1D)24(6148)21.00MPa＜[p] p1.00MPa 满足强度条件 满足强度条件。 3.4.2 弯曲强度校核 强度条件：b1.5Q(D1D) 2Da 参数确定：[b]50MPa 计算过程： b 1.5Q(D1D)Da2 1.51102.5(6148)0.44MPa＜[b]24818b0.44MPa 满足强度条件 满足强度条件。 3.4.3 剪切强度校核 强度条件：Q Da 参数确定：[]35MPa 计算过程： Q1102.5 0.41MPa＜[] Da4818 满足强度条件。 3.5 支撑轴危险截面校核 3.5.1 弯曲强度校核 0.41MPa 满足强度条件 M 强度条件： W 参数确定：[]355MPa 计算过程： M1102.5110 max19.3MPa＜[] W34032 满足强度条件。 max19.3MPa 满足强度条件 12 / 1312 / 1312 / 1312

设计内容 3.5.2 挤压强度校核 强度条件：bs计算及说明 结果 FpA 参数确定：[bs]750MPa 计算过程： bsFpA1102.50.29MPa＜[bs] 270bs0.29MPa 满足强度条件 满足强度条件。 3.6 地脚螺栓的校核 底座采用4个GB-T799-1988的地脚螺栓，性能等级为8.8级。 由公式fF0r1fF0r2fF0rzKST，得： 每个地脚螺栓受到：  MWKsT1.11102.550 f0.54308.82MPa＜[]W10332308.82MPa 满足强度条件 满足强度条件。

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