一、带传动的受力分析 在带传动中，带必须以一定的预拉力张紧 在带轮上。带传动不工作时，带轮两边带的拉 力相等，都等于预拉力F0(图a)。带传动工作时， 由于带与带轮接触面处有摩擦力作用，故传动 带绕上主动轮的一边被拉紧，称为紧边，其拉 力由F0增大到F1(图b)，F1称为紧边拉力；
带的另一边被放松，称为松边，其拉力由 F0减小到F2，F2称为松边拉力。
缺点：1、外廓尺寸大。 2、带的寿命短。 3、需张紧装置。 4、效率低，且传动比不准确。
带传动宜用于功率不大的场合(一般小于 75kW)，带的工作速度一般为5～25m／s，传动比 i≤7(少数可达10)，传动效率η ＝0.9O～0.96。
二、V带的结构与标准
V带的结构如图所示。其中包布层是胶帆布 制成，起抗磨和保护作用；伸张层和压缩层由 弹性较好的胶料构成，以提高抗弯能力；强力 层则承受基本拉力，由帘布或线绳制成。
电机的自重使电
机座绕固定支点
回转以实现张紧；
当两轴的中心距不能调节时，可采用张紧 轮装置，如图所示，(a)为外侧张紧，(b)为内 侧张紧。调节张紧轮的轴心位置使传动带获得 预紧，V带传动，一般采用内侧张紧。
五、带传动的特点
优点：1、适用于中心距较大的传动; 2、传动平稳无噪声; 3、制造、安装精度要求不高; 4、过载保护; 5、结构简单，成本低。
8．确定胶带根数Z
胶带根数不宜过多，否则将使载荷分布不
均，通常Z<1O。过多时应重选型号，重新计算。
9．确定带的初拉力F0 适当的初拉力，既能保证传动带有一定
的疲劳寿命，又不出现打滑失效。考虑离心
力的影响，带的初拉力F0可按下式计算。
对于中心距不能调整的V带传动，安装新 带时的初拉力应取上述计算值的1.5倍。 1 O．计算轴上的压力Q 为设计计算轴和轴承，应计算出V带作用 在轴上的压力Q。可近似地按带两边的初拉力F0 的合力计算，如图所示。
由上式可知，Fe一定，预拉力F0愈大，
F1和F2亦愈大；F0一定，有效圆周力Fe愈大，
则F1加大，F2减小。
而由式
可知，带速v一定，传
递的功率增大，带传动的有效圆周力Fe增大。 当有效圆周力增大到某一极限值时，传动
带与带轮接触面上的摩擦力将达到极限值，如
果传递的功率继续增大，带将沿着轮面全面滑
动，这种现象称为打滑。带传动产生打滑后，
弹性变形随之增加，因而带沿从动轮的运动是
一面绕进，一面向前伸长，所以带的速度逐渐
高于从动轮的圆周速度v2，因此，传动带与从
动轮轮缘间也将发生相对滑动。
这种由于带的弹性变形而引起的带与带轮 间的滑动，称为带的弹性滑动。这是带传动正 常工作固有的特性，它是不可避免的。
设D1、D2为主从动轮的基准直径，mm；n1、 n2为主、从动轮的转速，r／min；则两轮的 圆周速度分别为
考虑到中心距的调整和保持V带的张紧力， 中心距a可在下列范围内变动：
7．校核小带轮包角α
1
小带轮包角α 1可由下式计算
小轮包角α 1愈小，则传动愈容易产生打 滑，带的工作能力不能充分发挥。一般情况V
带传动应保证α 1≥120°，如α 1小于此值，
可加大中心距或减小传动化。V带的传动比i一
般小于7，必要时可达1O，而以i<5为宜。
15—8中标准直径系列。 6．计算中心距a和V带基准长度Ld (1)如果没有给定传动中心距，一般可在 0.7(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)范围内初选a； (2)初定a0后，可根据几何关系求得V带的 初算基准长度Ld′
(3)依初算的带长Ld′由表1 5—2查取与 之相近的标准基准长度Ld′然后再由标准基准 长度Ld来计算实际中心距a。
在传动带由A点转到B点的过程中，带所受 的拉力由F1逐渐降低到F2，带的弹性变形也就 随之逐渐减小，因而带沿主动轮的运动是一面 绕进，一面向后收缩，所以带的速度逐渐低于 主动轮的圆周速度v1。
这说明带在绕经轮缘时，传动带与主动轮 轮缘之间发生了相对滑动。 带绕过从动轮时也发生类似现象，但情况 恰恰相反，带绕过从动轮时拉力由F2增大到F1，
线绳结构较柔软，有利于提高带的寿命， 适用于带轮较小的传动。为提高带的承载能力， 近年来国外已普遍使用化学纤维线绳材料。 V带是标准件，制成无接头的环形。按剖
面尺寸不同，分为Y、Z、A、B、C、D、E 七
种型号，其剖面尺寸见表15—1。 其中线绳结构的，目前国产的只有Z、A、 B、C四种，帘布结构制造方便、应用广泛、型
同步齿形带传动(见图)使用也日益广泛，
工作时依靠带齿和轮齿间的相互啮合来传递运
动和动力。它适用于大功率、高速度和传动比
大的场合，对制造、安装要求较高。
V带在有沟槽的带轮上工作，其侧面是工作
面。相同的张紧力时，V带传动较平型带传动能
产生更大的摩擦力。因此，在传递相同功率，V
带传动结构更紧凑些。 带传动主要用于两轴平行，且回转方向相
式中
[ζ ]——在一定循环次数下，由带的疲
劳实验所确定的许用应力。
把式(1 5—1 2)代入式(1 5—11)，即可
得到单根V带既不打滑又有一定疲劳寿命时所
能传递的功率P0：
图15—10为按实验和计算得到的单根V带
的许用功率P0，条件为载荷平稳，包角
α =180°(即i=1)，带长Lp为特定的长度，强
同的场合，这种传动称为开口传动。
用于两轴平行，且回转方向相反的场合，
这种传动称为交叉传动。 用于空间两轴交错回转的传动，这种传动称 为半交叉传动。 带传动为获得必要的张紧力并便于装拆， 应有张紧装置。
张紧方法通常有移动式和摆动式张紧装置，如
图a、b所示，借调节螺钉改变中心距以达到张
紧；
自动浮动架 式张紧装置，如 图c所示，它利用
不能继续正常工作，因此，打滑是应该避免的。
带传动即将打滑时，F1和F2之间的关系， 可用欧拉公式表示，即
式中 f—带与轮面间的摩擦系数； α —带与带轮接触弧所对圆心角即包角，rad e—自然对数的底，e≈2.718。
由式Fe=Ff=F1-F2及上式可得
上式中的F1、F2和Fe分别为带传动即将打 滑时的紧边拉力、松边拉力和有效圆周力。 将式(1 5—4)代入式(1 5—5)即可得
联于从动轴上的从动轮和张紧在两轮上的环形
传动带所组成(见图)。
由于张紧，静止时带已受到预拉力，并使 带与带轮的接触面间产生正压力。
当主动轮回转时，靠带与带轮接触面间的
摩擦力带动从动轮回转，依此传递一定的运动
和动力。
按截面形状，传动带可分为：矩形截面的平 型带(图a)；梯形截面的V带(图b)；圆形截面的 圆形带(图c)和具有楔形截面的多楔带(图d)。
§1 5 —5
V带带轮的结构
带轮材料常采用灰铸铁、钢、铝合金或工 程塑料等。灰铸铁应用最广，当圆周速度v≤2 5～30m／s时用HT150、HT2 00，速度较高时可 用铸钢或钢板冲压一焊接带轮。小功率传动时 可用铸铝或塑料制造。 带轮的结构有：实心式(图a) 腹板式(图
而在从动轮一侧，拉应力则由ζ 2逐渐增大到ζ 1。
2．由离心力产生的离心拉应力
带以线速度v沿带轮轮缘作圆周运动时， 将产生离心力，从而使带中产生作用于全部带 长上的离心拉应力，并可用下式计算
式中 q——胶带每米长的质量，kg／m(见表1 5—1)； A——带的横剖面面积，mm2； v——带的线速度，m／s。
D——带轮的基准直径，mm。带轮的直径不同，
图示为三种应力叠加，得到传动带的应力 分布情况。
由图可知，在运转过程中，传动带是在变 应力状态下工作。最大应力发生在传动带的紧 边开始绕上小轮处，其最大应力值为 ζ max=ζ 1+ζ b1+ζ c
三、带传动的运动分析 带传动在工作时，传动带受到拉力后要产生 弹性变形。但由于紧边和松边的拉力不同，因而 弹性变形也不相同。 当紧边在A点绕上主动轮时(见图)，所受 的拉力为F1，此时带的线速度v与主动轮的圆周 速度v1相等。
上式表明：预拉力F0，包角α 和摩擦系数f
的值增大，可使传递的有效圆周力Fe增大由此
可知，为避免打滑，应有足够的f、α 、F0值。
而且工作时的有效圆周力不许超过许用值。
二、带传动的应力分析 带传动工作时，带中应力由以下三部分组成： 1.由于松边、紧边拉力产生的拉应力
带在绕上主动轮时，拉应力由ζ 1，逐渐降低为ζ 2；
两边拉力之差就是带传动中的有效圆周
力，亦即全部接触面上的总摩擦力Ff。即
Fe=Ff=F1-F2
带传动所能传递的功率P为
式中
Fe——有效圆周力，N； v——带的速度，m／s。
可以认为传动带在工作时的总长度不变， 则带的紧边拉力的增加量，应等于松边拉力的 减少量，即
将式Fe=Ff=F1-F2代入上式，可得
第十五章 带传动
带传动都是利用中间挠性件(带)，传递主动 轴和从动轴之间的运动和动力。 它们适用于两轴中心距较远的传动，同其
它常用传动相比，具有结构简单、成本低廉等
优点。
因此，带传动，在工业生产中获得了广泛 的应用。
§1 5带传动是由固联于主动轴上的主动轮、固
P——传递的名义功率，kW； KA——工作情况系数，见表15—6。
2．选择V带的型号
根据计算功率Pc和小带轮转速n1，由图
15—11初选带的型号。该型号是否符合要求，
则应考虑传动的空间位置，并经带的根数计算
后方能最后确定。
3．选取小带轮的基准直径D1
如前所述，当带的材质和厚度一定时，带 轮直径减小，则带的弯曲应力增大。根据实 验研究可知，当带轮直径减小到某一数值时， 带的使用寿命将急剧降低。因此，规定了各 种型号V带带轮的许用最小直径Dmin，选择 时应使D1≥Dmin，按表15—7、表15—8 选取。