机械设计之皮带轮设计

机械设计 Machine DesignPART ⅡDesign of Mechanisms and Drives in Common UseChapter 11 Design of Belt Drives主讲教师——钱瑞明SEU-QRM111.1 Introduction 概述The Composition of Belt Drives—— 带传动(belt drives)通常由主动带轮(driving pulley or sheave)1、从动带轮(driven pulley)2和张紧在两轮上的环 形带(belt)3所组成。1 n1 32n2SEU-QRM2The Types of Belt Drives—— 根据传动原理不同，带传动可分为摩擦传动型和啮合 传动型两大类。1. Belt Drives based on Friction (摩擦传动型) 工作原理——利用传动带与带轮之间的摩擦力传递运动和动力 类型——按带截面形状的不同，可分为：普通平带(flat belt)传动、V带 (V-belt)传动、多楔带(poly-rib belt)传动、圆带(circle belt)传动、高速 带(high-speed belt)传动普通平带传动V带传动多楔带传动圆带传动3SEU-QRM普通平带传动——带的截面形状为矩形。有胶帆布平带(应用 最多)、编织带及强力锦纶带等类型。平带的规 格已经标准化，通常整卷出售，使用时根据所 需长度截取，并将其端部联接起来（硫化接头 或 机 械接 头 ） 。 带 的 挠 性 较 好 ， 带 轮 制 造 方 便，工作时带的内面是工作面，与圆柱形带轮 工作面接触，属于平面摩擦传动。V带传动——带的截面形状为等腰梯形。带的厚度较大， 挠性较差，带轮制造比较复杂。带的两侧面是工 作面，与带轮的环槽侧面接触，属于楔面摩擦传 动。在相同的带张紧程度下，V带传动的摩擦力 要比平带传动约大70%，其承载能力因而比平带 传动高。在一般的机械传动中，V带传动现已取 代了平带传动而成为常用的带传动装置。SEU-QRM4多平楔带传动——带的截面形状为多楔形，相当于平带与若干 等距纵向排列V带的组合，工作面为侧面，具有 平带的柔软、V带摩擦力大的特点，比V带传动 平稳、外廓尺寸小，用于要求结构紧凑的传动， 特别是要求V带根数多或轮轴垂直地面的传动。圆带传动——带的截面形状为圆形，有圆皮带、圆绳带、圆 锦纶带等，其传动能力小，主要用于v 高速带传动——v>30m/s, n1=10000~50000r/min高速带常用重量轻、薄而均匀、挠曲性好的环形 平带。带轮用钢或铝合金制造，各面均精加工，并进 行动平衡。为防带从带轮上滑落，大、小带轮轮缘制 成鼓形面，在轮缘表面开环形槽，以防止在带与轮缘 表面间形成空气层而降低摩擦系数，影响正常传动。SEU-QRM52. Belt Drives based on Teeth Meshing (啮合传动型) 工作原理——同步带传动(timing or synchronous belt drives)靠带上 的齿与带轮上的齿槽的啮合作用来传递运动和动力 特点——同步带传动工作时带与带轮之间不会产生相对滑动，能够获得 准确的传动比，因此它兼有带传动和齿轮啮合传动的特性和优点。同步 带通常以钢丝绳或玻璃纤维绳为承载层，氯丁橡胶或聚氨酯为基体。这 种带薄而轻，可用于较高速度。传动时的线速度可达50m/s，传动比可 达10，效率可达98%。此外，由于不是靠摩擦力传递动力，带的预紧力 可以很小，作用于带轮轴和其轴承上的力也很小。其主要缺点在于制造 和安装精度要求较高，中心距要求较严格。SEU-QRM6带传动的类型按传动比分类—— 定传动比，有级变 速，无级变速按两轴的位置和 转向分类——SEU-QRM7Characteristics of Belt Drives—— 两类带传动都采用带作为中间挠性元件来传递运动和动力。 优点—— 结构简单，传动平稳，缓冲吸振 能实现较大距离两轴间的传动 摩擦型带传动具有过载时将引起带在带轮上打滑，起到防 止其它零件损坏的作用（过载保护） 缺点—— 带与轮面之间存在相对滑动，导致传动效率较低，传动比 不准确，带的寿命较短SEU-QRM811.2Analysis of Working Conditions of Belt Drives带传动工作情况分析11.2.1 Force Analysis of Belt Drives 带传动的受力分析1. The Effective Tensile Forces of Belt Drives (带传动的有效拉力) 带呈环形，以一定的 张紧力(初拉力)F0套在带轮 上，使带和带轮相互压 紧。静止时，带两边的拉 力相等，均为F0。 The angle of contact (包角)——SEU-QRMα11F0F0 2α2F0F09当带轮(sheave)1直径小于带轮2直径时，α1 传动时，由于带与轮面 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 (tight side tension) ；而另一边 带的拉力由F0减为F2，称为 松 边 拉 力 (slack side tension)。FfF2 1 n1F2 2 n2Slack sideFfTi ght s i deF1 Driving pulleyF1Driven pulley若近似认为带工作时的总长度不变，因带是弹性体，符合胡克定 律，则带紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即F1 − F0 = F0 − F2F1 + F2 = 2F0定义有效拉力(Effective tensile force) Fe —— Fe = F1 − F2 带传动依靠有效拉力Fe产生 转矩实现功率P的传递。SEU-QRMFe ( N) × v(m/s) P(kW ) = 100010取包于小带轮上的一段带为分离体，若带轮对带沿接 触弧的摩擦力总和为Ff，则由∑T=0得 d a1 d a1 d a1 F f = F1 − F2 = Fe = 1000 P / v − F1 + F2 =0 Ff 2 2 2 有效拉力Fe 也等于沿 带轮的接触弧上摩擦 力的总和Ff。 FfF2 F2 1 n1Slack side2n2FfF1 = F0 + Fe / 2 F2 = F0 − Fe / 2Ti ght s i deF1 Driving pulleyF1Driven pulley由以上各式分析可知，带的两边拉力F1和F2的大小取 决于预紧力F0 和带传动的有效拉力Fe 。在传动能力范围 内，Fe的大小与传递的功率P和带的速度v有关。Fe的变化 实际上反映了带与带轮接触面上摩擦力的变化。SEU-QRM112. The Tensile Force Caused by Centrifugal Force (由离心力所产生的拉力)当带绕过主、从动轮时作圆 周运动，将产生离心力，它使带在 全长上各处均受到大小相同的离心 拉力。 取一微小段带： v2 dα = 2 Fc sin q (rdα ) 2 r d α dα sin ≈ 2 2q为带单位长度的质量（kg/m）。SEU-QRMdα /2Fcdl dFNcdα /2dαrFcFc = qv 2123. The Maximal Effective Tensile Force of Belt Drives (带传动的最大有效拉力) 当传递功率（工作阻力）增大时，带的有效拉力也要相应增大，即 带和带轮接触面上摩擦力也要增大。但摩擦力有一极限值，当带有打滑 趋势时，摩擦力即达到了极限值。有打滑趋势时F1和F2的关系为F1 − qv 2 = e fα F2 − qv 2e为自然对数的底；f为带与带轮间的摩擦系数，对于V带传动为当量摩擦 系数fv；α为带在带轮上的包角（rad）。F1 = F0 + Fe / 2F2 = F0 − Fe / 22带传动的最大有效拉力(即极限摩擦力) ——2 ) Fec = 2( F0 − qv )(1 − fα e +1增大预紧力F0、包角α、摩擦系数f，或减小带单位长度质量q、带 速v，可增大极限摩擦力和带传动的最大有效拉力。SEU-QRM1311.2.2 Stress Analysis of Belt 带传动中带的应力分析1. The Tensile Stresses of Tight Side and Slack Side (紧边拉应力和松边拉应力)松边拉应力 n1 n2F1 σ1 = Aσ2 =F2 A紧边拉应力A为带的截面面积（mm2） 2. The Tensile Stress Caused by Centrifugal Force (离心力所产生的拉应力)离心应力 n1 n2Fc qv 2 σc = = A A虽然是由带包绕到带轮上时的圆周运动 产生，但作用于整个带长。SEU-QRM143. The Bending Stress (弯曲应力)E——带材料的弹性模量； y——由带中性层至最外层的距离，V带y =ha； r——带的曲率半径，mm，V带r =dd /2。 带轮直径愈小、带愈厚，弯曲 应力就愈大。因此带轮直径不 宜过小。 三种应力沿带长的分布y σb = E rha最大应力出现 在何处？小带轮为主动轮时，最 大应力发生在紧边进入 小带轮处。n1弯曲应力 n2最小应力出现 在何处？带截面上的应力是周期性变化的。SEU-QRMσ max = σ 1 + σ c + σ b11511.2.3 Elastic Sliding and Slipping 弹性滑动和打滑1. Elastic Sliding定义 产生的原因由于带的弹性变形而引起的带与带轮之间的相 对滑动称为弹性滑动。c F2Slack side 1 n1Ti ght s i d e由于带是弹性体，受力后必然产生弹性 变形。传动工作时因为紧边和松边拉力不 同，所以弹性变形也不同。带自b点绕上主动 轮时，带所受拉力为F1 ，带的速度和带轮表 面的速度相等。而当带由b点转到c点的过程 中，带的拉力由F1 降低到F2 ，因而带的拉伸 弹性变形量也随之逐渐减小，相当于带在逐 渐缩短，并沿轮面滑动，使带的速度v 落后于 主动带轮的圆周速度v1 ，因此两者之间必然 发生相对滑动。 SEU-QRMbF1Driving pulley16同样的现象发生在从动轮上，但 情况正好相反，在e点处带和带轮具有 相同的速度，但当带由e点转到f点的过 程中，带不是缩短而是被拉长，使带的 速度v高于从动带轮的圆周速度v2。F2Slack sidee 2 n2v1 > v > v2 特点 后果 滑动率Ti ght s i def Driven pulleyF1不可避免——带的弹性、松边与紧边拉力差 传动比不准确；带的磨损、发热、温升，效率 降低 d d 2 n2 dd 2 1 v1 − v2 π n1d d 1 − π n2 d d 2 ε= = = 1− = 1− ⋅ v1 π n1d d 1 d d 1n1 d d1 ida2 n1 i= = n 2 d a1 (1 − ε )ε =0.01~0.0217SEU-QRM2. Slipping正常情况下，带的弹性滑动并不是发生在整个接触弧 上。接触弧可分滑动弧和静弧两部分，对应的中心角分别称 为滑动角 α ′和静角 α″。静弧总是位于带绕上主、从动轮的开 始部分。Driving pulley滑动角 静角cα1′α11n1F2 Slack sidee 2′ α 2′α2n2Ti ght s i d e F1 α1′′ b v f Driven pulley 静角SEU-QRM′ α2滑动角18当带不传递载荷时，滑动角为零。随着载荷的增加，滑 动角逐渐增大，静角逐渐减小。当滑动角增大到带轮包角 时，达到极限状态，带传动的有效拉力达最大值，带就开始 打滑。因α1 Driving pulley滑动角 静角cα1′α11n1F2 Slack sidee 2′ α 2′α2n2Ti ght s i d e F1 α1′′ b v f Driven pulley 静角SEU-QRM′ α2滑动角19深入理解弹性滑动和打滑概念——现象、原因、特点、后果 弹性滑动是由于带的弹性变形而引起的带与带轮之间的 相对滑动 打滑是由于过载（实现功率传递所需要的有效拉力超过 了极限摩擦力）所引起的带在带轮上的全面滑动 弹性滑动造成传动比不稳定 打滑是一种失效形式，工作中应避免 动弧是接触弧的一部分，动弧位于主动轮的出口边 当动弧扩展到整个接触弧时发生打滑 弹性滑动不可避免，打滑可以避免如何避免 打滑？在传动突然超载时，打滑可以起到过载保护作用，避免 其它零件发生损坏SEU-QRM2011.3 Design & Calculation of V-belt Drives V带传动设计计算11.3.1 Design Rules and Rating Power of a V-belt 设计准则和单根V带的额定功率1. The Failure Forms and Design Rules of Belt Drives (带传动的失效形式和设计准则)The Failure Forms——带疲劳断裂；打滑；带磨损 Design Rules——在保证带传动不打滑的前提下，使带具 有一定的疲劳强度和寿命。SEU-QRM212. The Rating Power of a Single V-belt (单根V带的额定功率) 单根V带传动不打滑的临界有效拉力（即最大有效拉力或单根V带传递的 最大载荷）——1  1    Fec = ( F1 − qv )1 − f vα  = (σ 1 − σ c ) A1 − f vα   e   e 2保证V带疲劳寿命的疲劳强度条件——σ max = σ 1 + σ b1 + σ c ≤ [σ ]σ 1 ≤ [σ ] − σ b1 − σ c单根V带既不打滑又保证一定疲劳寿命时所能传递的基本额定功率 ——Fec v 1  P0 = = ([σ ] − σ b1 − σ c )1 − f vα 1000  eSEU-QRM Av   1000223. The Allowable Stress (许用应力)对于一定规格、材质的带，在特定试验条件下（如 α 1=α2=180° 、 循 环 次 数 N=108 、 规 定 的 带 长 、 载 荷 平 稳 等），可求出疲劳方程σmN=C的C值。因此许用应力为[σ ] =mCLd C =m N 3600Z P t h vLd——V带的基准长度，m； Zp——V带绕行一周时所绕过带轮的数目； th—— V带总工作时数，h； m——指数，普通V带m=11.1。 取fv=0.5，即得单根V带基本额定功率计算公式。SEU-QRM2311.3.2Design Steps and Selection of Parameters for V-belt DrivesV带传动设计步骤和传动参数选择1. Selection of V-belt Numbers (选择V带型号)V 带 有 普 通 V 带 (general V-belt) 、 窄 V 带 (narrowsection V-belt)、宽V带(wide-section V-belt)、大楔角V带 (large wedge angle V-belt)等多种类型，其中普通V带应用 最广，窄V带的使用也日见广泛。General V-beltSEU-QRMNarrow-section V-belt24普通V带由顶胶、抗拉体（承 载层）、底胶和包布组成。抗拉 体由帘布或线绳组成，是承受负 载拉力的主体。其上下的顶胶和 底胶分别承受弯曲时的拉伸和压 缩变形。线绳结构的普通V带具有 柔韧性好的特点，适用于带轮直 径较小，转速较高的场合。顶胶抗拉体底胶包布General V-belt窄V带采用合成纤维绳或钢丝绳作承载层，与普通V带 相比，当高度相同时，其宽度比普通V带小约30%。窄V带 传递功率的能力比普通V带大，允许速度和挠曲次数高，传 动中心距小。适用于大功率且结构要求紧凑的传动。SEU-QRM25普通V带有七种型号——Y、Z、A、B、C、D、E 窄V带有四种型号——SPZ、SPA、SPB、SPC V带都制成无接头的环形，带弯曲时保持长度不变 的周线称为节线，考虑带宽时为节面(pitch plane) (节宽bp)，沿节线的长度称为带的基准长度(pitch 中性层 length) Ld（已标准化）。各种型号带的基准长度 见图11.10。 （特殊长度可以定制，专开模具）b bphθ基准长度Ld /mm （普通V带）4 4 5 5 6 7 8 9 1 1 0 5 0 6 3 1 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 2 0 0 1 2 5 0 1 4 0 0 1 6 0 0 1 8 0 0 2 0 0 0 2 2 4 0 2 5 0 0 2 8 0 0 3 1 5 0 3 5 5 0 4 0 0 0 4 5 0 0 5 0 0 0 5 6 0 0 6 3 0 0 7 1 0 0 8 0 0 0 9 0 0 0 1 0 0 0 0 1 1 2 0 0 1 2 5 0 0 1 4 0 0 0 1 6 0 0 0YZA B SEU-QRM CDE26各种型号带的截面尺寸见表11.1。 各种型号带轮沟槽尺寸见表11.2。 V带的楔角都是θ =40°，带弯曲时受拉部分在横向要收缩，受压部分在 横向要伸长，因而楔角将减小。为保证带和带轮工作面能良好接触，除 直径很大的带轮外，带轮沟槽的楔角φ都应适当减小(φ b bp ha h 中性层 f bd hf B eθda ddδφSheave cross sectionV-belt cross sectionSEU-QRM27KA——工作情况系数，表11.3 计算功率—— P ——名义传动功率，kW 带 的 型 号 可 根 据 计 算 功 率 Pc 和 小 带 轮 转 速 n1 选 取 ， 普 通 V 带 见 图 11.11，窄V带见图11.12。Pc = K A P小带轮转速n1/(r/min)例：Pc=10kW, n1=1400r/minZA B C D当工况位于两种 型号相邻区域 时，可分别选取 这两种型号进行 计算，最后进行 分析比较，选用 较好者。E普通V带计算功率Pc /kW SEU-QRM282. Determination of Sheave Pitch Diameters (确定带轮基准直径) 在V带轮上，与所配用V带的节面宽度bp相对应的带轮直径称为基准 直径dd ，带轮基准直径系列见表11.4。带轮愈小，传动尺寸结构越紧 凑，但带的弯曲应力愈大，带容易疲劳断裂。为避免产生过大的弯曲应 力，对各种型号的V带都规定了最小带轮基准直径ddmin，表11.5所示。f ha bd hf B e 型号 ddmin Y20Z50A75B125C200D355E500δda ddφSheave cross section设计时小带轮基准直径dd1 可 参考图11.11及表11.5选取，大带 轮基准直径按传动比计算，并按表 11.4圆整为标准尺寸。圆整后应检 验传动比或从动轮转速是否在允许 的变化范围内。29SEU-QRM3. Check of Belt Velocity (验算带速)带速太高，会因离心力太大而降低带和带轮间的正压 力，从而降低摩擦力和传动的工作能力，同时也降低带的 疲劳强度； 带速太低，所需有效拉力Fe大，要求带的根数多。Fc = qvv= 60 ×10002Fec v P0 = 1000(m/s)π d d 1 (mm)n1 (r/min)一般情况下，带速v在5～25m/s之间为宜，为充分发 挥 V 带 的 传 动 能 力 ， V 带 传 动 的 最 佳 带 速 范 围 应 为 10 ～ 20m/s。SEU-QRM304. Determination of Center Distance and Belt Pitch Length (确定中心距和带的基准长度) 初定中心距—— 带传动的中心距不宜 过大，否则将由于载荷变 化引起带的颤动。中心距 也不宜过小，因为：①中 心距愈小，带的长度愈 短，在一定带速下单位时 间内带的应力变化次数愈 多，会加速带的疲劳损 坏；②当传动比较大时， 短的中心距将导致包角 α 1 过小。α11α2 θdd1θθdd2 2a0对于V带传动，中心距a一般推荐范围0.7(d d 1 + d d 2 ) ≤ a 0 ≤ 2(d d 1 + d d 2 )SEU-QRM31带长——根据计算结果，查图 11.10选取接近的标准基准 α1 长度Ld。(d d 2 − d d 1 ) 2 Ld 0 = 2a0 + (d d 1 + d d 2 ) + 4 a0 2α21根据初定中心距计算带的基准长度πθdd1θθdd2 2实际中心距—— 根据选取的标准基准 长度Ld ，按下式计算实际 中心距（精确公式）：a0a=2 Ld − π ( d d 1 + d d 2 ) + [ 2 Ld − π ( d d 1 + d d 2 )] 2 − 8(d d 1 − d d 2 ) 2 8由于V带传动的中心距一般是可以调整的， 故可作近似计算：SEU-QRMa ≈ a0 +Ld − Ld 0 2325. Check of the Angle of Contact of the Smaller Sheave (验算小带轮包角)α1 = 180° − 2θd d 2 − d d1 α 1 = 180° − × 57.3° aα11d d 2 − d d 1 180o θ ≈ sin θ = × π 2aV带传动的包角一般应α ≥120°， 个别情况下可小到70°。α2 θdd1θθdd2 2a0SEU-QRM336. Determination of the Number of V-belts (确定V带根数)Pc z= ( P0 + ∆P0 ) Kα K LPc——计算功率，KW； P0——单根V带所能传递的功率。普通V带P0的值见表11.6，窄V带的 P0值见表11.7；dd1↑→P0↑; n1↑→P0↑ ∆P0——功率增量，考虑传动比i ≠1时，带在大轮上的弯曲应力较小， 故在寿命相同条件下，可提高传递的功率。普通V带的∆P0 值见表 11.8，窄V带的∆P0值见表11.9； i ↑→ ∆P0↑; n1↑→ ∆P0↑ Kα——包角修正系数，考虑α1 ≠ 180°时对传动能力的影响，Kα值见表 11.10； α1↓ → Kα ↓ KL——带长修正系数，考虑带长不为特定长度时对传动能力的影响， 见表11.11；Ld↑→KL↑ z应取整数。为使每根V带受力均匀，V带根数不宜太多，通常 zSEU-QRM347. Determination of the Initial Tension of V-belts (确定带的初拉力) 初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小， 摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴承受力大。 推荐单根V带张紧后的初拉力为Pc  2.5  F0 = 500  − 1 + qv 2  zv  Kα  8. Calculation of Force Acting on the Sheave Axial (计算带轮轴上所受压力) 为了设计带轮的轴和轴承，需求 出带传动作用在轴上的压力，该压力 可近似按下式计算α11F0 FQFQ = 2 zF0 sinα12F0SEU-QRM35SummaryDesign Programs of V-belt Drives—— ① 带型号功率P 主动轮转速n1 从动轮转速n2（或i） 工作条件② 带轮直径dd1、dd2 ③ 带根数z ④ 中心距 a ⑤ 带长 Ld ⑥ 初拉力F0 ⑦ 压轴力FQ ⑧ 带轮结构36机械设计教材p260例题11.1自学SEU-QRM11.4 Structure Design of Belt Drives 带传动结构设计11.4.1 Structure Design of V-belt Sheaves V带轮结构设计带轮材料—— 常用灰铸铁、钢、铝合金或工 程塑料等。灰铸铁应用最广。 V≤30m/s时，用HT200； V ≥ 25~40m/s时，用球墨铸铁 或铸钢、钢板冲压焊接带轮。 小功率传动可用铸铝或塑料。f ha bd hf B eδ带轮由三部分组成：轮缘（用 以安装传动带）；轮毂（用以安装 φ 在轴上）；轮辐或腹板（联接轮缘 d d a d 与轮毂）。轮缘结构尺寸按表11.2 带轮沟槽尺寸取定。 Sheave cross sectionSEU-QRM37V带带轮轮辐结构型式 ——实心、腹板、孔板和椭圆轮辐腹板式带轮 实心式带轮SEU-QRM38孔板式带轮轮辐式带轮SEU-QRM39SEU-QRM40其他带轮结构SEU-QRM4111.4.2 Tensile Equipments of Belt Drives 带传动的张紧装置 合理安排松边、紧边的位置两带轮水平布置时——松边在上，紧边在下。松边在重力作用下的下垂 可增大小轮包角，提高有效拉力和承载能力 两带轮中心不等高时——应避免使两轮垂直放置，（带的下垂使带变 松），应使小轮在下，紧边在下，增大包角SEU-QRM42合理布置张紧轮 带传动不仅安装时必须把带张紧在带轮上，而且当带 工作一段时间之后，因永久伸长而松驰时，还应将带重新 张紧。张紧装置分定期张紧和自动张紧两类，见表11.12。 对 于 中 心 距 固 定 情 况 ， 常 采 用 张 紧 轮 (tension pulley)。在两个传动轮之间增加一个张紧轮，通过改变张 紧轮轮心的位置可以使带拉紧。SEU-QRM43有两种比较合理的张紧轮安装位置，它们各有特点，都有采用： 张紧轮装于松边外侧靠近小带轮处——张紧力向内，两带轮包角均增大 （张紧轮靠近小带轮是为了提高小带轮包角的增大量），增大承载能 力；但是带存在反向弯曲，既增加了带的弯曲应力循环次数，又使带的 弯曲应力变为对称循环应力，降低了带的疲劳强度 张紧轮装于松边内侧靠近大带轮处——张紧力向外，带不存在反向弯 曲，虽然增加了带的弯曲应力循环次数，但是循环特性仍为脉动循环， 对带的疲劳强度影响不大；两带轮的包角均减小，为降低小带轮包角的 减小量，应使张紧轮靠近大轮。SEU-QRM44Problem图示V带传动的四种布置方案，试分析比较其张紧轮位 置的合理性，要求说明理由。SEU-QRM45基本概念总结——Summary离心应力虽然是由带包绕到带轮上时的圆周运动产生，但作用于整 个带长。 小带轮为主动轮时，带截面上最大应力发生在紧边进入小带轮处 弹性滑动导致v1 > v > v2 松边在上，紧边在下 因有效拉力随α 的增大而增大，而α1 距意味着小带轮包角减小SEU-QRM46带速与承载能力之间的关系比较复杂。减小带速，可以减小离心应 力，增大有效圆周力；在传递功率一定时，由P=Fe×v知，减小带速 意味着需要更大的有效拉力 如果不考虑带的疲劳强度和寿命，那么只要一根带理论上即可传递 任意大的载荷且不发生打滑，因为只要有足够大的初拉力即可实现 打滑是由于过载（实现功率传递所需要的有效拉力超过了极限摩擦 力）所引起的带在带轮上的全面滑动，打滑是一种失效形式，工作 中应避免，打滑可以避免。为使带传动不发生打滑现象，就必须使 初拉力达到足够的值，而初拉力会直接影响带的拉应力、轴压力， 为使带既不发生打滑，也不过早损坏，必须是带传动的参数满足一 定的条件，这就是设计的任务。如何避免 打滑？SEU-QRMF0越大越好吗？ 越小呢？47Problem下图中，图a为减速带传动，图b为增速带传动。这两传动装置 中，带轮的基准直径dd1=dd4、dd2=dd3，且传动中各带轮材料相同，传 动的中心距a、带的材料、尺寸及预紧力（或张紧力）均相同，两传动 装置分别以带轮1和带轮3为主动轮，其转速均为n(r/min)。试分析哪 个装置传递的功率大，为什么？SEU-QRM48(1) 两个传动装置所传递的最大圆周力（有效拉力）相等 (2) 图b)传递的功率大2 F = 2( F0 − qv )(1 − µα ) e +1 F ×v π dd n P= (p182) v= 1000 60×10002va SEU-QRM49Exercises (see p264 in Machine Design) 11.3 (忽略离心力) 11.4SEU-QRM50