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8.1 概述 8.2 V带和V带轮 8.3 带传动的工作情况分析 1．带传动的有效拉力 2．离心拉力 1．由紧边和松边的拉力产生的拉应力 1．弹性滑动和打滑 ② 降低了传动效率；③ 引起带的磨损；④ 使带的温度升高。 2．传动比 8.4 V带传动的设计计算 1．确定设计功率Pd 2．初选带的型号 8.5 V带传动的张紧装置 普通V带楔角为40°，带绕过带轮时由于产生横向变形，使得楔角变小。为使带轮的轮槽工作面和V带两侧面接触良好，带轮槽角?取32°，34°，36°，38°，带轮直径越小，槽角?取值越小。 带轮材料：当带速?≤30m／s时，常用铸铁HTl50，HT200制造；高速时宜使用钢制带轮，速度可达45m/s；小功率可用铸铝或塑料。 8.3.1 带传动的受力分析 张紧力——静止时，带在带轮两边的拉力均为初拉力F0。 紧边——工作时进入主动轮一边的带被进一步拉紧，称为紧边，拉力由F0增大到F1并称为紧边拉力。 松边——进入从动轮一边的带相应被放松，称为松边，拉力由F0减小到F2并称为松边拉力。 有效拉力——紧边拉力F1和松边拉力F2之差称为有效拉力F，此力也等于带和带轮整个接触面上的摩擦力的总和。 若带的总长不变，紧边拉力的增量应等于松边拉力的减量，即 带传动传递的功率（kW）表示为 式中：F为有效拉力(N)，?为带速(m/s)。 分析：当传递的功率增大时，有效拉力F也相应增大，即要求带和带轮接触面上有更大的摩擦力来维持传动。但是，当其他条件不变且张紧力F0一定时，带传动的摩擦力存在一极限值，就是带所能传递的最大有效拉力Fmax。当带传动的有效拉力超过这个极限值时，带就在带轮上打滑。即将打滑时F1和F2有下列关系——挠性体摩擦的欧拉公式。 包角——带与带轮接触弧所对的中心角?，称为包角，rad。 结论：带传动的最大有效拉力与初拉力、包角以及摩擦系数有关，且与F0成正比。若F0过大，将使带的工作寿命缩短。 从前面公式可得出带所能传递的最大有效拉力Fmax为 分析： 包角?越大传动的最大有效拉力Fmax越大： 1）计算时要用小轮上包角?1； 2）打滑一定发生在小轮上；通常?1≥120°，最小为90°； 3）理论上应松边在上； 4) 包角不能过小限制了带传动的传动比。 摩擦系数?越大传动的最大有效拉力Fmax越大： 初拉力F0越大传动的最大有效拉力Fmax越大： 1）对于V带计算时要用当量摩擦系数?v； 2) V带的传动能力大于平带。 1）F0过大将使磨损加剧，加速带的松弛，使带的工作寿命降低； 2）F0过小则不能充分发挥带的传动能力； 3）F0按国家标准推荐方法确定； 4）F0为一定值，限制了带的传动能力。 问题1：是否可用无限增加F0或使带轮表面粗糙的方法来增加带传动的传动能力？ 问题2：如果有多种形式的传动组合在一起，问带传动应放在高速级还是低速级？ 当带在带轮上作圆周运动时，将产生离心力。虽然离心力只产生在带做圆周运动的部分，但由此产生的离心拉力Fc却作用在带的全长上，离心拉力使带压在带轮上的力减少，降低带传动的工作能力。离心拉力Fc(N)的大小为 式中，q为传动带每米长的质量(kg／m) ；?为带速(m/s)。 8.3.2 带传动的应力分析 紧边拉应力： 松边拉应力： 式中：A为带的横截面积(mm2)。 2．由离心拉力产生的拉应力 3．弯曲应力 带绕过带轮时将产生弯曲应力，弯曲应力只产生在带绕过带轮的部分，假设带是弹性体，则 式中：E为带材料的弹性模量(MPa)；y为带的最外层到节面的距离(mm)，一般用h/2近似代替y；dd为带轮基准直径(mm)。 带的最大应力——发生在紧边开始绕进小轮处的横截面上。 结论：由于交变应力的作用，将引起带的疲劳破坏。 8.3.3 带的弹性滑动、打滑和传动比 弹性滑动——由于带是弹性体，受力不同时，带的变形量也不相同，这种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。 结论：弹性滑动将引起下列后果： ① 丢转，从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度； 打滑——当传递的有效拉力大于极限摩擦力时，带与带轮间将发生全面滑动，这种滑动称为打滑。 结论：打滑将造成带的严重磨损并使从动轮转速急剧降低，致使传动失效。带在大轮上的包角一般大于在小轮上的，所以打滑总是先在小轮上开始。 弹性滑动与打滑的区别：带的弹性滑动和打滑是两个完全不同的概念，打滑是因为过载引起的一种失效形式，因此打滑可以避免。而弹性滑动是由于带的弹性和拉力差引起的，是带传动正常工作中固有的特性，是不可避免的现象。 滑动率——由弹性滑动引