文档介绍：§9—3 带传动的工作情况分析
工作前 :两边拉力F0均相等，故F0称为初拉力
工作时:由于要克服工作阻力，带在绕上主动轮的一边被进一步拉紧，其拉力F0增大到F1，称为紧边拉力；带的另一边被放松，其拉力由F0减小到F2，称为
一、带传动的受力分析和打滑
带的两边拉力之差F称为带传递的圆周力，也称为带传动的，
即：F= F1-F2
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有效拉力F（单位：N）与带传动传递的功率P（单位：kW）及带速v（单位：m/s）的关系为：
P＝Fv /1000
该式说明，带速一定时，有效拉力越大，则带传动传递的功率也越大，即带传动的工作能力越强。
带的有效拉力等于带轮接触弧上摩擦力的总和。在一定条件下，摩擦力有一极限值，当需要传递的有效拉力超过该值时，带就会在轮面上全面滑动，这种现象称为打滑。它使带磨损加剧，从动轮转速急剧降低，甚至停止转动，失去正常的工作能力。
当带有打滑趋势时： 摩擦力达到极限值，带的有效拉力也达到最大值。
松紧边拉力 F1 和 F2 的关系可用韧体的欧拉公式表示：
α—包角（rad）一般为小轮包角
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V带传动的最大有效圆周力（临界值（不打滑时））
联立上式可得
带工作时松紧边拉力不等，但总长度不变，故紧边增加的长度与松边减少的长度相等，假设带的材料服从胡克定律，则紧边增加的拉力与松边减少的拉力相等。即：
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二、带传动的应力分析
1、由拉力产生的拉应力
2、由离心力产生的拉应力
3、弯曲应力
4、最大应力
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称滑动率
由于带是弹性体，带传动工作时，紧边和松边的拉力不等，带刚绕上主动带轮时，带速和带轮速度相等，带是一边绕进一边向后收缩；绕上从动带轮正好相反，带和带轮之间产生了相对滑动。
带的弹性滑动使从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，由此得带的传动比为：
其中
注意：弹性滑动与打滑的区别
三、带的弹性滑动与传动比
由于带是弹性体，带传动工作时，紧边和松边的拉力不等，弹性滑动是不可避免的。打滑是由于过载引起的，是可以避免的。
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§9—4 普通V带传动的设计
一、原始数据和设计内容
原始数据 P、n1、n2或i、用途、工作情况等。
内容：V带型号，基准长度，根数，传动的中心距，带轮基准直径，对轴的压力，带轮的结构设计，绘零件工作图。
二、带传动的失效形式和设计准则
失效形式 ：
1）打滑；
2）带的疲劳破坏(脱层、撕裂或拉断)
设计准则：
保证带在不打滑的前提下，具有足够的疲劳强度和寿命
三、普通V带传动的设计计算
1、确定设计功率
PC=KAP 工况系数KA 查表9-7
2、选型
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3、确定带轮基准直径
带轮直径小，则传动结构紧凑，但弯曲应力大，使带的寿命降低。设计时，应取小带轮的基准直径ddmin≤ dd1 取标准值；大带轮基准直径:dd2=idd1 取标准值,或dd2=（1-Ɛ）idd1 取标准值
4、验算带速
V太小: 由P=FV可知，传递同样功率P时，圆周力F太大，寿命↓
V太大: 离心力太大，带与轮的正压力减小，摩擦力↓，传递载荷能力↓
要求:带速V=5~25m/s
5、确定中心距和带长
a) 初选a0
b) 根据几何关系得V带的基准长度
实际中心距
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8、初拉力和带作用在轴上的力
6、验算小带轮包角
一般应使
7、确定带的根数
P1:单根V带的基本额定功率，kW，查表9-10
ΔP1：功率增量，kW，查表9-11
Kα：包角修正系数，查表9-9
KL：带长修正系数，查表9-12
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已知：传递功率P 、转速n1，n2或i 、传动位置要求（中心距a）及工作条件
要求： 带：型号，根数，长度
轮：dd，结构，尺寸 中心距（a） 轴压力Q等
设计V带传动应满足三个条件：
保证运动关系：
满足不打滑及疲劳寿命条件：
符合几何关系：
以课本例题为例分析
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1、确定计算功率Pc ：
P——传递的额定功率（KW）
KA—工况系数，
2、选择v带的型号： Pc ，n1（选型图）
3、确定带轮基准直径:
小轮直径dd1min
4、 验算带速V：
要求:最佳带速V=5~25m/s
V太小: 由P=FV可知，传递同样功率P时，圆周力F太大，寿命↓
V太大: 离心力太大，带与轮的正压力减小，摩擦力↓，传递载荷能力↓
V带传动的设计步骤：
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