汽车V带

汽车V带（精选7篇）

汽车V带 篇1

随着汽车的普及化, 公众对汽车的安全性及配件使用寿命要求日益提高, 汽车传动带质量及使用寿命对于驾乘人员的安全起着重要的作用, 现今市面上的生产的汽车V带种类繁杂、良莠不齐, 因此对其质量的监督势在必行。汽车V带的疲劳性能则需在其疲劳试验机上进行测试, 那么试验机的控制系统设计显得尤为重要。然而从设计理念上采用机电一体化的形式, 从数据采集的智能性、设备操作的便捷性、检测过程中无人值守及设备自身的可靠性出发, 设计研发拥有高度自动化的控制系统更能提高检测效率。

1 概述

汽车V带疲劳试验机自动控制系统是结合其设备系统原理、依据国家标准《V带疲劳试验方法有扭矩法》 (GB/T14562) 、《普通V带疲劳试验方法 (无扭矩法) 》 (GB/T15328) 中的试验程序对其进行自动试验控制。

2 硬件分析与选型

2.1 下位机

试验系统主要由电机、滑差离合器、转速传感器、扭矩传感器等组成。电机通过变频器控制, 运用模拟量输出控制变频器频率, 进而改变电机转速。电机通过传送带带动主轴转动, 主轴转速采用转速传感器采集, 输出频率信号。从动轴则通过滑差离合器来控制加载的功率, 扭矩传感器则是用来采集其转速和扭矩, 进而换算出加载的功率大小。综上原理, 本试验机的自动控制系统的下位机采用台达PLC[1]来控制输出和采集数据, 具体采用DVP-14SS211T系列主机和DVP-02DA-S扩展模块来实现。

DVP-14SS211T:

主机点数:14 (8DI+6DO) ;

程序容量:8k steps;

通讯端口:内置RS-232与RS-485, 兼容Modbus ASCII/RTU通讯协议;

内置高数计数器, 2相2输入, 频率可达10k Hz。

DVP-02DA-S:

模拟信号输出通道:2通道/台;

模拟输出范围:0~10V或0~20m A;

数字数据范围:0~4000;

分辨率:12bits (1LSB=2.5m V) 或 (1LSB=5μA) 。

2.2 模块

Remo DAQ-8000模块是基于RS-485网络的数据采集模块。它们提供了计数器/频率测量功能。模块可以由命令远程控制。Remo DAQ-8080特性如下:2个单独的32位计数器, 计数器0和计数器1;2路频率测量;输入频率:1Hz~100K Hz;输出:RS-485通讯。

Remo DAQ-8080模块是用来测量主动轴转速。主动轴转速传感器测量转速后输出频率信号, 经Remo DAQ-8080模块采集, 与工控机通过RS-485通讯, 运用计算机控制技术[2]经上位机软件处理, 实时显示主动轴转速。

2.3 上位机

系统上位机采用工控机, 显示器作为人机界面显示, 运用Visual Basic程序设计[3]软件进行自动控制系统设计与界面设计。

3 界面设计

系统界面包含主界面、参数设置、试验报表、手动调试。主界面可实时显示主动轴转速、从动轴转速、加载功率、运行时间、滑差率数据, 同时自动绘制滑差率与运行时间曲线。参数设置界面用来设置试验过程用参数, 系统可根据设置好的参数自动运行试验机, 对试件进行疲劳测试。试验报表可在试验完成后自动生成结果数据并于数据库连接, 可对试验结果进行输出、打印, 也可查询历史试验数据。手动调试界面主要用于设备维护和前期调试, 可控制试验系统的各个动作、采集系统内所有参数指标。

4 控制系统设计与实现

汽车V带疲劳试验机系统主要分为两大部分, 一部分为主动轴部分, 另一部分为从动轴部分。电机的转动经主动轴带轮带动从动轴带轮旋转, 从动带轮轴的一端连接滑差离合器电枢, 滑差离合器感应轴与增速带轮的带轮相连接, 带轮带动与主动带轮同轴的小带轮旋转, 再在主动轴与从动轴上按标准连接好试件, 即可实现试件疲劳性能的检测。该试验机的自动控制系统关键在于自动控制主动轴的转速和施加在从动轴上的功率, 并且能自动采集试验数据, 实时显示系统的各项性能指标。主动轴的转速通过传感器与模块采集、变换后传于上位机系统, 上位机接收到其转速信号, 经计算后改变PLC的模拟量输出, 进而控制变频器, 再通过变频器控制交流变频电机的输出频率, 电机的输出频率改变, 即主动轴转速也随之改变, 主动轴的转速控制系统即形成了闭环控制系统[4], 最终稳定在设定转速范围内。从动轴部分施加的功率是通过PLC的模拟量输出控制滑差离合器的激磁电流的变化来获得试验所需的不同的转矩, 转矩的大小体现在系统施加的功率上。自动控制从动轴部分施加的功率则是通过实时监测从动轴扭矩和从动轴转速的变化, 反馈到上位机, 再与设定功率进行比较计算来改变输出, 形成闭环控制, 实时保证加载的功率与设定值相符。自动控制系统还具备自动计时功能, 实时记录测试运行时间 (结果数据) , 达到测试终止条件自动停机功能, 自动化程度高, 可靠性好, 无需定人值守, 自动完成检测功能。

5 结语

本自动控制系统由工控机、显示器、PLC、模块、打印机和专用软件组成。工控机、显示器配合专用软件完成了系统的自动控制与显示, PLC和模块执行控制的输出与数据的采集, 实现了数据采集自动化、数据处理自动化, 人机界面直观友善, 同时自动生成测试曲线, 自动完成测试数据的报表填写, 测试结果由专用数据库储存, 实现历史数据查取功能。最终测试结果可通过打印机输出。

参考文献

[1]刘教瑜.现代电气控制与台达DVP系列PLC应用技术[M].人民邮电出版社, 2013, 4.

[2]王建华, 黄河清.计算机控制技术[M].高等教育出版社, 2003, 12.

[3]刘瑞新.Visual Basic程序设计教程[M].电子工业出版社, 2007, 8.

[4]梅晓榕.自动控制原理 (第三版) [M].科学出版社, 2014, 7.

延长V带寿命5法 篇2

(2) 松紧适宜。V带的松紧度必须经常检查调整, 使之符合要求。V带过松不仅容易打滑, 也增加V带磨损, 甚至不能传递动力。V带过紧不仅会使V带拉长变形, 容易损坏;同时也会造成发动机主轴承的离合器轴承因受力过大, 而加速V带磨损。正确的检查方法是用手在每条V带的中部施加20 N左右的垂直压力, 下沉量为2~3 cm为宜, 不合适时要及时进行调整。

(3) 新旧莫混。2根以上V带需要更换时, 要选用规定型号的V带, 并要求每组V带紧度一致, 不准新旧混装或减少根数使用;否则, 新旧V带受力不均, 甚至旧V带不起作用, 影响动力传递和缩短V带的使用寿命。

(4) 严防沾污。要严防V带沾泥水、油污, 避免与酸、碱等腐蚀性的物质接触, 以防打滑和腐蚀V带而早期损坏。

V带疲劳寿命最长的全局优化设计 篇3

V带传动具有结构简单、运行平稳、低噪声、能缓和载荷冲击、传递功率较大、能实现过载保护、生产成本低以及制造和安装容易等一系列优点,所以广泛应用于各类机械中[1,2]。对V带工作能力的考虑主要包括两个方面,即V带传动能力和V带的寿命。二者密切相关且相互矛盾,若提高V带的传动能力,则V带的寿命就会降低;反之亦然[3]。从V带传动实际使用情况来看,对于长期连续运转的V带,寿命是主要要求;而间歇工作的V带,传动能力则上升为主要要求。如何根据所需传递功率、主动轮转速等条件使设计出的V带传动系统中V带疲劳寿命最长,这对于节约资源、降低成本、提高系统可靠性具有积极意义。

为了实现V带传动的优化设计,国内外学者进行了诸多研究。文献[4,5,6]对已有理论和方法作了较系统和全面的阐述。此外,还有一些软件公司开发了专门的V带设计软件(如Ciclo VBelt)。最近的研究成果可参看文献[7,8]。文献[7]用改进的遗传算法对带传动多目标进行了优化,文献[8]对V带轮的疲劳寿命进行了优化。不过,在已有的文献中,尚未见到关于V带疲劳寿命最长的全局优化设计问题的讨论,而是较多关注于对V带传动能力[9]、带轮体积[10]等的优化,或仅限于对V带疲劳寿命优化的原理性探讨[11,12],或者对所建立的优化模型采用一些经典的局部优化算法(如罚函数方法)求解。本文在建立V带疲劳寿命最长优化设计模型的基础上,通过深入分析目标函数和约束条件的性质,在给定的设计条件下提出全局优化方法。

1 V带疲劳寿命最长优化模型

假设V带型号确定,小带轮(即主动轮)转速n1(r/min)和传动比i给定,要通过选取设计变量V带节线长(简称带长)L(mm)、小带轮直径d1(mm)和单根V带所要传递的功率P(kW)来使得V带疲劳寿命T(h)最长。

由实验可知,V带最大应力δmax与它的总循环次数N有如下关系:

式中,C为实验常数,由传动带的材质、结构和尺寸决定;m为曲线指数(一般为6～11)[11],当V带型号确定且N可能的变化范围不是很大的情况下,可近似地视m为一恒定值(如N为108～109时,m取11.1)[13]。

由上式出发,根据V带传动的应力分析[14],可推导出特定参数情况下单根V带在两轮间传动时所能传递的最大功率P0为

式中,v为带速,m/s;Eb为V带弯曲弹性模量,MPa;y0为V带外层至中性层距离,mm;Ki为传动比系数;ρl为V带线质量,kg/m;A为V带横截面积,mm2;μV为V带与带轮槽间的当量摩擦因数;α为小带轮包角,rad。

假设单根V带所要传递的功率P在其所能传递的极限功率范围内,由于V带疲劳寿命随传动带的初张力F0增加而显著降低[15,16],为保证所需传递的功率又不出现打滑现象,且V带疲劳寿命T最长,这时需将初张力调整到刚好满足所需传递功率要求,也即此时单根V带所要传递的功率P就等于它所能传递的最大功率P0。

设设计变量x=(x1,x2,x3)T=(L,d1,P)T,并由,可以推得

根据实际生产工艺和工程要求,V带传动设计必须考虑基本约束条件如下:

(1)中心距设计约束:

(2)V带的带速限制:

(3)单根V带传递功率限制:

(4)小带轮直径设计约束:

(5)V带节线长设计约束:

(6)小带轮包角设计约束:

其中,C1～C12为约束条件中的常系数,具体数值见表1。

因此,V带疲劳寿命最长优化设计模型为

以往的V带传动优化设计中,常常利用一些经典的算法(如罚函数方法)[17]求解式(10)。其主要缺陷在于:(1)没有更深入地分析该问题目标函数的性质和可行域的结构,因而采用的算法未必是计算效率最高的;(2)如果式(10)不是凸规划问题,采用任何经典的优化算法都不能从理论上保证所求得的解是该问题的全局最优解。本文的主要工作就是要在深入分析式(10)结构性质的基础上,提出针对该问题的高效算法。

2 目标函数的性质和可行域的结构

为了设计最有效的求解上述优化问题(式(10))的算法,首先证明一下目标函数的一些结论。

定理1目标函数T(x1,x2,x3)关于第一个变量x1在区间(0,+∞)内单调递增,关于第三个变量x3在区间(0,+∞)内单调递减。

证明:目标函数T(x1,x2,x3)关于第三个变量x3在区间(0,+∞)内单调递减是显然的。由式(3)不难证明α关于变量x1在区间(0,+∞)内的单调递增。由式(2)也可证明目标函数T是关于α在区间(0,+∞)内的单调递增函数。根据复合函数及其导数的性质,容易证明目标函数T关于变量x1在区间(0,+∞)内单调递增,因此定理的结论成立。

设单根V带所要传递的功率不小于Pmin。由于x3在优化模型中相对独立,且T关于变量x3在(0,+∞)内单调递减,因此可首先取定x3=Pmin,这样模型中就只剩下x1、x2两个待设计变量。

定理1说明目标函数在二维正实数区间R+2内(此时x3=Pmin)是无界函数,即不存在最大值。

定理2假设D R+2是单连通的有界闭集,f是D内的连续函数,且关于第一个变量单调递增,则如下结论成立:

证明:首先

是显然的,我们只要证明

成立。

对任意给定的x2,令

因为D是单连通的有界闭集,所以I(x2)是有界闭区间,记此区间的右端点为r(x2)。

因为f是D内的连续函数,且关于x1单调递增,所以对任意点(x1,x2)∈D,有

又记

则集合Px2(D)是D在x2轴上的投影。因为D是单连通有界闭集,所以Px2(D)是x2轴上的有界闭区间。

定义函数h:Px2(D)※R,

因为f是D内的连续函数,所以h是有界闭集Px2(D)上的连续函数,且存在最大值点x2*。

由式(11)和h的定义知,对任意点(x1,x2)∈D,有

所以

尽管优化模型(式(10))中的目标函数在区域R+2内无界,但定理2对我们在下节提出求解式(10)的最有效的全局优化方法有很多帮助,因为后面我们将证明该问题的可行域是有界闭凸集。因此,根据定理2,我们能够提出优化模型(式(10))的全局最优解满足的条件。下面证明目标函数在一般情况下不是凹函数,从而原问题不能用凸规划方法求解。因此可以肯定,以往研究工作中采用经典的局部优化算法不能从理论上保证求得的解是原问题的最优解。

定理3目标函数T不是凹函数。

证明:事实上,若取定B1=711.017,B2=10.507,B3=94.157,B4=0.55×10-6,i=3.65,m=11,则当x1=2000、x2=154时,T的Hesstan阵

是不定矩阵。因此,目标函数一定不是凹函数(任何点处Hessian阵为负定矩阵)。

接下来,我们研究优化问题(式(10))的可行域结构。为此,我们把约束条件式(4)～式(9)作如下简化:

或取C12=180,此时由g1约束式和i≥1可知原g11约束恒成立。

将g3、g4、g6、g7约束式合并为

将g8、g9约束合并为

以上g1、g2、g5、g10、g11、g12、g13构成了总的约束条件,它们均为线性约束,因此我们可得如下结论:

定理4优化模型的可行域Ix={(x1,x2)∈R+2|(x1,x2)满足条件式(4)～式(9)}是有界闭凸集(此时x3取为定值Pmin)。

3 全局优化算法

基于定理1、定理2和定理4,我们提出如下计算优化模型全局最优解的高效算法(我们称之为最优值线段算法):

(1)把式(10)(此时x3取为定值Pmin)中每一个约束条件归为如下三类之一:(1)x1≤kx2,k>0;(2)x1≥kx2,k>0;(3)a≤x1≤b,c≤x2≤d,a、b、c、d均为大于零的常数。

(2)取k1=min{k|k是第(1)类约束的斜率},k2=max{k|k是第(2)类约束的斜率}。一般地,k1≥k2。设直线x1=k1x2与直线x1=a交点的纵坐标为ea,与x1=b交点的纵坐标为eb。直线x1=k2x2与直线x1=α交点的纵坐标为ga,与x1=b交点的纵坐标为gb。则

(1)当ea>d时,问题无解;(2)当ea≤d且eb≥d时,可直接得到该问题的全局最优解x*=(x1*,x2*)=(k1d,d);(3)当eb<d且gb≥c时,则在直线段x1=b,(max{c,eb}≤x2≤min{d,gb})上寻找最优解,此时将x1=b代入到目标函数,则原优化问题可归结为一元连续可微函数在有界闭区间上的全局优化问题,再利用有效的全局优化方法,如覆盖法[18],就能得到原问题的全局最优解;(4)当gb<c时,该问题无解。

4 设计实例

试以V带疲劳寿命最长为目标设计一V带传动系统。其中主动轮转速n1=1460r/min,传动比i=3.65,用普通B型V带传动,其单根V带传递功率P不小于Pmin=3.50kW。

查表[19]得普通B型V带参数:ρl≈0.17kg/m,A=142.96mm2,y0=4.1212mm。Eb=55.7MPa,Ki=1.1373,μV=0.51,C≈1.8099×1014。优化模型中各系数值如表2所示。

首先选定x3=3.50kW。经计算得:B2=24.4824,B3=30.8592,B4=0.5312×10-6。

通过整理各约束条件得到总的可行域Ix为

在区域R+2内,可行域Ix的图形是由图1中的A、B、C、D所围成的区域。

此优化问题可行域的特点符合最优值线段算法(2)中的情形(2)。由最优值线段算法可知,T(x)的全局最大值解必然就是图1中的点C,即全局最优解x*=(4018.322,154,3.50)T。设此问题中m取值为11.0,则V带疲劳寿命最长的全局最优值Tmax≈61923h。

在已有的文献中,尚未见到关于V带疲劳寿命最长优化设计问题的具体研究,所以无从比较。但在文献[20]中计算得到的普通B型V带在额定功率工作时的预期疲劳寿命约为24 000h,远低于本实例中得到的B型V带疲劳寿命最长的全局最优值。这也反映了本文优化模型和优化方法的有效性。

工程实际中由于工作空间或机械整体尺寸的限制,有时还要求中心距a≤amax,其中amax为一常数,这相当于在原模型中增加约束条件:

即

以上为一线性约束和非线性约束的组合。当曲线

为可行域Ix沿坐标x1增大方向一侧的全部或部分边界时,可行域就不一定是凸集。但此时并不妨碍上述最优值线段算法的使用。若可行域最右侧边界全部由该二次曲线组成,则可按最优值线段算法(2)中情形(2)的处理方法来计算最优解,最优解为

其中,d1max为小带轮直径在可行域范围内能取到的最大值。若可行域最右侧边界只是一部分由该二次曲线组成,则可按(2)中的情形(3)来计算。

5 结束语

本文建立了以V带疲劳寿命最长为目标的优化设计模型。深入研究了该模型中目标函数的凸性、单调性等特性,证明了其可行域是有界闭凸集。以此为基础提出了求解该模型的一种全局优化解法———最优值线段算法。最后的实例说明了该模型和全局优化方法的有效性和实用性。

摘要：建立了以V带疲劳寿命最长为目标的优化设计模型。深入研究了该模型中目标函数的凸性、单调性等性质,证明了其可行域是有界闭凸集。以此为基础提出了求解该模型的一种全局优化解法——最优值线段算法。最后用实例说明了该模型和全局优化方法的有效性和实用性。

汽车V带 篇4

1 传动V带型号必须正确

V带是依靠带的两个侧面和带轮槽的两个侧面之间的摩擦力传递动力的, 在更换V带时一定要注意型号, 以保证带的断面在轮槽中的正确位置, 即带的顶棱线同带轮的顶棱线应基本重合。如果带高出轮槽, 则接触面减小, 使传动能力降低;如果带陷入轮槽太深, 使带的底面与轮槽底面接触, 也会降低传动能力。以上2种情况, 都会导致V带因打滑而磨损严重。

2 防止V带在轮槽中扭曲

V带扭曲会造成侧面过早磨损。带轮轴轴端弯曲或带轮在轴上的安装位置不正确, 造成主、从带轮轮槽不在同一平面内, 无级变速器活动轮盘倾斜和调整不当等都可能引起V带扭曲。V带是否扭曲可以通过以下几种方法检查判断。

(1) 检查轴端是否弯曲。在靠近带轮处固定一指向带轮轴顶针孔的指针, 转动带轮, 观察顶针孔的偏离程度, 偏离较大时, 说明轴端已弯曲。

(2) 检查主、从动轮的安装位置。分别测量主、从动轮轮槽边缘到收割机侧壁的距离, 一般两距离之差应不大于5 mm, 距离相差过大应重新安装。

(3) 检查无级变速器的活动轮盘是否倾斜。活动轮盘倾斜的主要原因是活动轮盘内孔磨损和调整时两边调整不一。检查时, 在两带轮中心连线与无级变速器轮缘两交点处, 分别测量活动轮盘与固定轮盘的开口距离, 两处距离应基本一致。

(4) 检查无级变速器带盘组的极限位置。为了保证无级变速带盘组在两个极限位置时V带不至于扭曲过大, 在收割机的行走无级变速器控制油缸上, 装有限制无级变速带盘组两个极限位置的调整装置。检查调整是否正确时, 可在发动机额定功率下, 测量从动带轮的最高、最低转速, 最高转速应低于收割机标牌上标出的额定最高转速, 最低转速应高于收割机的额定最低转速。

3 V带应有一定的紧度

V带太松, 很容易在带轮上打滑;V带过紧, 会使V带发热, 容易丧失弹性。一般“C”型V带在2 500 mm长度内, 用20~30 N的力压带中部, 下沉量应为10~20 mm, 在2 500~4 500 mm长度内的下沉量应为30~40 mm;而滚筒带、行走无级变速带的下沉量则为5~8 mm。在工作中应经常检查带张紧度, 拉长变松后应及时调整。根据有关资料介绍, V带在最初运行20~30 min内的拉长量, 约为V带最终拉长量的85%。因此, 更换新V带运行20~30 min后, 应停机检查调整带的紧度。经验表明, V带的使用寿命很大程度上取决于第1次的检查调整。

4 避免V带超负荷运转

单根V带在一定条件下的传递负荷是一定的, 如果外界负荷超过其允许传递的极限, V带就会严重打滑而迅速磨损。为了防止V带超负荷运转, 应做到以下几点。

(1) 根据不同作物及作物的种植密度合理调整推运器、喂入链及滚筒各处间隙;粮食升运器紧度应合适, 以防止堵塞。

(2) 各安全离合器应调整灵活, 在超负荷时确实起到安全作用。

(3) 注意正确操作。在作物密度大、潮湿及杂草多的情况下收割时, 应降低收割机前进速度。驾驶时, 应注意发动机转速的变化, 转速下降时, 应停止前进, 待空转一段时间后再行收割。

5 防止V带振动

V带在工作中振动时, V带和带轮槽工作面之间的摩擦力会降低, V带容易打滑。除了V带过松外, 造成V带振动的常见原因为带轮轴轴承座松动, 带轮轴轴承间隙过大, 无级变速叉架振动及V带运转时产生共振等。在收割机检修保养时, 应认真检查调整轴承间隙及无级变速器叉架和叉架杠杆轴的间隙, 使用过程中应定期检查轴承座的紧度, 避免长时间低速运转, 防止V带产生共振。

6 其他注意事项

汽车V带 篇5

1 普通V带的受力分析

1.1 初拉力

为保证带传动正常工作, 必须将带以一定的初拉力F0紧绕到带轮上, 以保证带与带轮接触面间有一定的正压力。当带传动不工作时, 带两边受相等的初拉力F0作用, 如图1所示[1]。

1.2 紧边拉力和松边拉力

当带以小带轮为主动轮工作时, 由于带和带轮接触面间摩擦力的作用, 使带两边受力改变。带绕上小带轮一边的拉力由F0增大到F1被拉紧, 称为带的紧边, F1为紧边拉力;带绕上大带轮一边的拉力由F0减小到F2, 被放松, 称为带的松边, F2为松边拉力, 如图2所示[2]。

1.3 有效拉力

带的有效拉力Fe为紧边拉力F1和松边拉力F2的差。由于带传动中, 带的有效拉力并不是作用在某一点的集中力, 而是带与带轮接触面上各处摩擦力的总和, 所以, 带传动的有效拉力与带和带轮整个接触面上的摩擦力Ff相等, 即Fe=Ff=F1-F2[1]。

1.4 最大有效拉力

式中:F0为带的初拉力, N;

q为带的单位长度质量, kg/m;

v为带的线速度, m/s;

e为自然对数的底 (e=2.718…) ;

α为带轮的包角, rad。

1.5 带传动工作能力影响因素

带传动的最大有效拉力决定了带传动的工作能力, 最大有效拉力越大, 带的传动能力越强。

(1) 初拉力F0的影响。增大初拉力, 可以增加带与带轮接触面的正压力, 从而增大带与带轮接触面的摩擦力, 提高了带传动的最大有效拉力, 即提高了带传动的工作能力。但初拉力增大, 一是带所受的拉力也会随之增大;二是增加带与带轮的摩擦磨损, 使带结构中的强力层被破坏, 带过快松弛, 降低了带的使用寿命而导致带传动过早失效[3];三是使带传动的压轴力增大, 过大的压轴力使支承带轮的轴和轴承尺寸增大。因此, 带的初拉力应该根据传动功率的大小确定, 不能简单地用增大初拉力的方法来提高带的传动能力。

(2) 带质量q的影响。传动带在工作时, 速度与质量产生的离心力会使带在离心拉力的作用下减小带与带轮接触面的正压力。单位长度带的质量越大, 在相同的速度下, 带在传动过程中产生的离心力就会增大, 使带与带轮接触面的摩擦力减小, 即减小了带传动的最大有效拉力, 降低了带的传动能力。因此, 对于带传动, 一般都选用轻质带。普通V带单位长度的质量见表1[4]。

(3) 带速度v的影响。由P=Fev/1000可知, 当传递的功率一定时, 带的速度愈大, 有效拉力越小, 所需带的根数越少, 带传动的结构尺寸越小;带的速度过大, 一是单位时间内带绕过带轮的次数增多, 容易引起带的过早疲劳破坏, 带的疲劳寿命降低;二是产生的离心力大, 带与带轮接触面的正压力减小, 减小了带传动的最大有效拉力, 降低了带的传动能力。因此, 在保证传递最大有效拉力的情况下, 既要使带的拉力最小以延长其寿命, 又要充分发挥初拉力的作用以增大传动能力[5]。带的速度过小会使带传动所需的拉力增大, 导致普通V带根数增多, 对传动不利。所以, 在带传动的设计中, 规定带的传动速度5 m/s≤v≤25 m/s[6]。

(4) 包角α的影响。包角是带与带轮接触弧所对应的圆心角, 主要是指小带轮的包角α1。带轮的包角越大, 带与带轮的接触弧越大, 带与带轮接触面的摩擦力越大, 带的最大有效拉力越大, 带的传动能力越强。所以, 带设计时要保证小带轮的包角α1≥1 200[1]。为了增大小带轮的包角, 一是对于水平或近于水平布置的带传动, 应将带的松边放在上面;二是当中心距一定时, 小带轮的直径不宜过小, 所以国家标准对不同型号的V带规定了小带轮的最小基准直径, 见表1[4];三是在带轮直径确定的情况下, 带传动的中心距不宜过小;四是设计带传动时, 带的传动比不宜过小;五是采用张紧轮进行张紧时, 如果把张紧轮放在带的里侧, 则张紧轮放在靠近大带轮处, 如果把张紧轮放在带的外侧, 则张紧轮放在靠近小带轮处[8]。

(5) 摩擦系数f的影响。带与带轮的摩擦系数越大, 摩擦力越大, 带传动的最大有效拉力越大, 带的传动能力越强。由于V带的摩擦系数代入的是当量摩擦系数, 当量摩擦系数与带轮槽的楔角有关。国家标准规定, V带的楔角为40°, 而V带轮槽角为32°、34°、36°、38°, 主要是为了保证V带楔入带轮受弯曲后仍能与轮槽良好贴合, 保证有足够的摩擦力。轮槽楔角越小, 当量摩擦系数越大, 带与带轮接触面的摩擦力就越大, 带的最大有效拉力越大, 带的传动能力越强[9]。

(6) 带型号的影响。国家标准规定, 普通V带的型号有Y、Z、A、B、C、D、E七种型号, 七种型号普通V带的截面尺寸从Y到E由小到大, 见表2[9]。单从带的截面尺寸看, 截面尺寸越大, 带与带轮的接触面积越大, 摩擦力越大, 最大有效拉力越大, 带的传动能力越强。但带的截面尺寸越大, 一是带轮的结构越大, 二是带的质量相应增大, 离心力增大, 选择大型号普通V带时, 带的速度不宜过高。

(7) 带根数z的影响。对于普通V带, 选用的根数越多, 带与带轮的接触面越多, 摩擦力越大, 带的最大有效拉力越大, 带的传动能力越强。但带的根数越多, 一是带受力越不均匀, 二是带轮的结构越大。考虑到各根V带受力的均匀性和带轮的结构, 带的根数不宜过多, 一般带的根数z<10。如果带的根数超过10根, 重新选择带的型号进行设计[9]。

2 结语

对于普通V带, 是靠带与带轮槽两侧面的接触所产生的摩擦力实现传动的。由于带与带轮接触面的摩擦力即为带传动的有效拉力, 因此, 正确合理地选择普通V带传动的初拉力、带的单位长度质量、带的速度、带的包角、带与带轮的摩擦系数、带的型号和带的根数等参数, 便可以增大普通V带传动时带和带轮间的摩擦力, 增大普通V带传动的最大有效拉力, 从而提高带传动的工作能力。

摘要：普通V带是靠带与带轮槽两侧面的压紧所产生的摩擦力实现传动的。该文在对普通V带传动进行受力分析的基础上, 通过正确合理地选择带所受的初拉力、带的单位质量、带的速度、带的包角、带与带轮的摩擦系数、带的型号和带的根数7个参数, 分析了普通V带传动的最大有效拉力及提高普通V带传动能力的影响因素。

关键词：普通V带,最大有效拉力,带的传动能力,影响因素

参考文献

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V型带传动中离合器功能的应用 篇6

由于V带传动要在可靠传递动力的同时又要具有离合器的功能作用, 显然在结构设计上有别于纯传递动力的结构。一般机械设计手册也难以寻到相关资料。这里我们通过在联合收割机的具体应用的事例进行剖析总结, 供大家设计时参考。

如图1所示为某型号收割机行走传动V型带张紧机构的简图。当操纵手柄7拉起时, V型带处于张紧状态, 柴油机带轮9将动力传递给变速箱带轮2, 当操纵手柄7放开后, 张紧轮10下垂, V带松驰, 动力传递切断。该机构设计成功与否主要考核两点:一是张紧后能否可靠传递动力, V带的预紧力应在合理的范围内。二是脱开后动力传递迅速切断, V带不跟转、不跳动。为此我们需要回顾一下V带传递动力的机理。

当V带处于静止状态时 (图2) , V带仅承受初拉力F0, 上下两侧的带受力相等, 均为F0。

当V带处于传动时 (图3) , 由于带与轮槽面间摩擦力的作用, 带两边的拉力不再相等, 绕进主动轮的一边, 拉力由F0增加到F1, 称为紧边拉力, 而另一边带的拉力由F0减为F2, 称为松边拉力。Fe=F1-F2, Fe称为有效拉力, 带传动依靠有效拉力Fe产生转矩实现功率的传递。

有效拉力Fe也等于沿带轮的接触弧上摩擦力的总和Ff。综合以上分析, 影响带传动能力的因素主要有:预紧力F0、V带围包带轮的包角α、摩擦系数f等。当要切断动力时, 我们仅需从几个主要影响因素入手。当操纵手柄放开后, 预紧力F0=0, 由于V带是一挠性体与带轮不一定能够完全脱开, 主动轮依然可通过接触弧上的摩擦力带动从动轮转动。当然所传递的扭矩有限, 但对于离合器是不允许的。V带具有挠性, 又具有僵硬性。如果我们利用V带的僵硬性, 在撤消张紧后, 将V带的富余长度集中到带轮的接触弧处, 使围包角区间的带与带轮形成空隙, 产生不了摩擦力, 从而切断主、从动轮的扭矩的传递。

在具体结构设计上, 我们在主、从动轮各加装一个弧形挡板, 或一端弧形挡板, 另一端装一限位杆。弧形挡板的半径大于带轮半径5~10mm左右, 在主、从动轮轴距较大时应沿带拉直的方向上设计托板。总之, 在撤消张紧后应将带长富余部分限制在围包角区段内, 利用带的僵硬性使其撑起一大于带轮的弧, 使带与轮脱离接触。

V形带长度的选择应大于理论计算长度5~15mm, 主、从动轮中心距长, 带的超长部分取小值, 主、从动轮中心距短, 带的超长部分取大些, 齿形带超长部分应更大些 (10~20mm) 。

汽车V带 篇7

(1)传动打滑。当V带张紧度不符合要求时,松弛的V带在带轮的轮槽里打滑,产生的摩擦会使带发热,加速其两侧面变得光滑;而表面的光滑使得摩擦系数减低,导致更容易打滑,形成恶性循环。此外,带轮轮槽里有油污也会引起传动打滑。

(2)橡胶层裂纹。产生裂纹的原因,首先是自然失效。V带在小带轮上经过一段时间的运行后均会产生裂纹,其原因是底部橡胶不断受到挤压而产生大的应力,达到破裂点。早期比较小的不规则的裂纹通常表明带已经变硬,很可能是由于高的温度引起的。此外,作业时交变的载荷,也是造成橡胶层产生疲劳裂纹的原因。

(3)橡胶层脱落。橡胶层脱落的原因是裂纹加深到拉力线位置后引起橡胶层整块剥离。结果造成传动不稳,V带在运行中跳动,更加加速橡胶层整块裂开脱落。

(4)带侧出现锯齿痕。带侧出现锯齿痕或凹坑的可能原因,一是带轮的轮槽里有异物,二是带轮的轮槽表面粗糙,三是安装V带时造成了机械损伤。

(5)分层。V带分层是指橡胶层与线绳或帆布脱胶,可能是由于发动机漏油造成的。油会削弱橡胶化合物的粘合力,导致橡胶、线绳或帆布之间的粘合力下降,在交变载荷和振动的作用下,最后将会因打滑加速橡胶、线绳或帆布之间分离。

(6)拉力线断裂。拉力线断裂的原因可能有3种:一是承受了过大的张紧力和持续的突变载荷;二是在安装时受了外力的撬动,拉力线受损伤而当时没有被察觉;三是带轮轮槽里有大的异物,切入V带而损伤拉力线。

2 延长V带使用寿命的若干措施

2.1 正确选择

替换磨损的V带时要正确选择新的V带,V带的长度取决于轮系、带轮尺寸和标准的张力,光凭截面和外周长的关系很难从单一的物理尺寸来选定合适的匹配。即使这根带的角度、厚度和露出高度明显适合于驱动的带轮,也不能随意断定此带适合于这个驱动系统。比较可靠的办法是根据所使用机器的制造年份、制造商、型号、驱动系统和原部件号等并参考原生产公司的制造目录来进行选择。如果不确定,应与当地代理商联系。

2.2 正确安装

(1)安装前切断所有的动力,松开张紧装置的螺栓。

(2)可以用沾有一点点不挥发溶剂的潮湿抹布清理带和带轮,切忌大量使用溶剂,以防橡胶提前老化。

(3)查看带轮的轮槽并除去污物,用槽规检查带轮的磨损程度,如果磨损超过技术要求,就需要更换新带轮。此外,应确保带轮之间是对齐的。

(4)如果带是配组使用的,一定要成组更换。千万不要将新旧带混在一起安装,否则会加速带的损坏。安装带时切勿用任何工具撬动,虽然带是有弹性的,但毕竟是橡胶产品,外力通常会损坏拉力线,缩短带的寿命。应当将张紧装置完全松开,让带滑到轮槽中去。

2.3 及时检查

首先,应检查V带的运行状况。如果带在运行时发出尖叫声,应当检查带的张紧度,看一下轮槽中是否有油脂或异物。在运行时还要定期检查所有带应在同一张力下运行,如果一根或几根带明显较松或较紧,就需要检查带轮是否磨损,与带是否匹配。

其次,应定期检查带轮的技术状况。检查前用金属刷除锈,用锉刀去除毛刺,毛刺会加速带的磨损。一个磨损的带轮通常是可以用肉眼看得出来的,但最好是使用带轮槽规检查。将槽规插入到轮槽中,检查磨损是否严重,必要时更换带轮。

此外,应定期清洗驱动部件,用溶剂擦掉油脂或其他污染物。

2.4 定期调整V带张紧度