第八章帶傳動
8.1 概述
8.1.1 帶傳動的工作原理及特點
1.傳動原理——以張緊在至少兩輪上帶作為中間撓性件，靠帶與輪接觸面間產生摩擦力來傳遞運動與動力
2.優點：1）有過載保護作用 2）有緩衝吸振作用 3）執行平穩無噪音 4）適於遠距離傳動（amax=15m） 5）製造、安裝精度要求不高
缺點：1）有彈性滑動使傳動比i不恆定 2）張緊力較大（與嚙合傳動相比）軸上壓力較大 3）結構尺寸較大、不緊湊 4）打滑，使帶壽命較短 5）帶與帶輪間會產生摩擦放電現象，不適宜高溫、易燃、易爆的場合。
8.1.2主要型別與應用
a.平型帶傳動——最簡單，適合於中心距a較大的情況
帶傳動——三角帶
c.多楔帶傳動——適於傳遞功率較大要求結構緊湊場合
d.同步帶傳動——嚙合傳動，高速、高精度，適於高精度儀器裝置中帶比較薄，比較輕。
8.1.3帶傳動的形式
1、開口傳動——兩軸平行、雙向、同旋向
2、交叉傳動——兩軸平行、雙向、反旋向
3、半交叉傳動——交錯軸、單向
①傳動的外廓尺寸較大；②由於需要張緊，使軸上受力較大；③工作中有彈性滑動，不能準確地保持主動軸和從動軸的轉速比關係；④帶的壽命短；⑤傳動效率降低；⑥帶傳動可能因摩擦起電，產生火花，故不能用於易燃易爆的場合。
8.2 v帶和帶輪的結構
v帶有普通v帶、窄v帶、寬v帶、大楔角v帶、聯組v帶、齒形v帶、汽車v帶等多種型別，其中普通v帶應用最廣。
8.2.1 v帶及其標準
如圖所示
v帶由抗拉體、頂膠、底膠和包布組成
8.2.2帶輪結構
1、組成部分：輪緣、輪輻、輪轂
2、結構形式：實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式
3、材料：灰鑄鐵（ht150、ht200常用）、鑄鋼、焊接鋼板（高速）、鑄鋁、塑料（小功率）
普通v帶輪輪緣的截面圖及其各部尺寸見表
8.3 帶傳動的工作情況分析
8.3.1帶傳動的受力分析
工作前 :兩邊初拉力fo=fo工作時:兩邊拉力變化：
①緊力 fo→f1；②松邊fo→f2
f1—fo = fo—f2
f1—f2 = 摩擦力總和ff = 有效圓周力fe
所以緊邊拉力f1=fo + fe/2
松邊拉力f2=fo—fe/2
8.3.2 帶傳動的最大有效圓周拉力及其影響
當帶有打滑趨勢時：摩擦力達到極限值， 帶的有效拉力也達到最大值。
鬆緊邊拉力 f1 和 f2 的關係:
柔靭體的尤拉公式
—包角（rad）一般為小輪包角
帶傳動的最大有效圓周力（臨界值（不打滑時））
影響因素分析:
1. fo : 適當fo
2. 包角: 包角越大承載能力越好
3. f : f越大，fec越大
8.3.3工作應力分析
8.3.3 帶傳動的應力分析
1. 離心應力 σc
2. 拉應力
3. 彎曲應力 σb
應力分布圖
最大應力為：σmax=σ1+σc+σb1
注意帶的彈性滑動和打滑是兩個截然不同的概念。彈性滑動是由拉力差引起的，只要傳遞圓周力，出現緊邊和松邊，就一定會發生彈性滑動，所以是帶傳動工作時的固有特性，是不可避免的。而打滑是由於超載所引起的帶在帶輪上的全面滑動，是可以避免的。
8.4 帶傳動的設計計算
8.4.1 失效形式與設計準則
失效形式 1）打滑；2）帶的疲勞破壞另外：磨損靜態拉斷等
設計準則：保證帶在不打滑的前提下，具有足夠的疲勞強度和壽命
單根三角膠帶的功率—p0
由疲勞強度條件：
傳遞極限圓周力：
傳遞的臨界功率：
單根三角帶在不打滑的前提下所能傳遞的功率為：
8.4.2普通v帶傳動的設計步驟和方法
設計v帶傳動時，一般已知條件是：傳動的工作情況，傳遞的功率，兩輪的轉速n1、n2(或傳動比)以及空間尺寸要求等。具體的設計內容有：
確定v帶的型號、長度和根數。，傳動中心距及帶輪直徑，畫出帶輪零件圖等。
1.確定計算功率
計算功率是根據傳遞的額定功率（如電動機的額定功率），並考慮載荷性質以及每天運轉時間的長短因素的影響而確定的，即
(8-1)
式中為工作情況係數，查表8-1可得。
表8-1 工作情況係數
注：1.空、輕載啟動：
電動機（交流起動、δ起動、直流並勵），4缸以上的內燃機，裝有離心式離合器、液力聯軸器的動力機。過載起動：電動機(聯機交流起動、直流復勵或串勵)，4缸以下的內燃機。
2.反覆起動、正反轉頻繁、工作條件惡劣等場合，應乘1.2。
3.增速傳動時應乘下列係數：
增速比 1.25～1.74 1.75～2.49 2.5～3.49 ≥3.5
係數 1.05 1.11 1.18 1.28
2.選擇v帶的型號
根據計算功率和主動輪轉速n1由圖8-1和8-2選擇v帶型號。當選擇的座標點載圖中兩種型號分界線附近時，可選擇兩種型號分別進行計算，然後擇優選用。
圖8-1 普通v帶選型圖
圖8-2 窄v帶（基準寬度制）選型圖
3.確定帶輪基準直徑和
帶輪直徑小可使傳動結構緊湊，但另一方面彎曲應力大，使帶的壽命降低。設計時應取小帶輪的基準直徑≥，的值查表8-4。忽略彈性滑動的影響，，、宜取標準值（查表8-2）。
4.驗算帶速
8-2）
帶速太高會使離心力增大，使帶與帶輪間的摩擦力減小，傳動中容易打滑。另外單位時間內帶繞過帶輪的次數也增多，降低傳動帶的工作壽命。若帶速太低，則當傳遞功率一定時，使傳遞的圓周力增大，帶的根數增多。
一般應使≥5m/s，對於普通v帶應使25～30m/s，對於窄v帶應使35～40m/s。如帶速超過上述範圍，應重選小帶輪的直徑。
5.初定中心距和基準帶長
傳遞中心距小則結構緊湊，但傳動帶較短，包角減小，且帶的繞轉次數增多，降低了帶的壽命，致使傳動能力降低。如果中心距過大則機結構尺寸增大，當帶速較高時會產生顫動。設計時應根據具體的結構要求或按下式初步確定中心距
（8-3）
由帶傳動的幾何關係可得帶的基準長度計算公式：
（8-4）
為帶的基準長度計算值，查表8-3即可選定帶的基準長度，而實際中心距可由下式近似確定
8-5）
考慮到安裝調整和補償初拉力的需要，應將中心距設計成可調式，有一定的調整範圍，一般取
6.校驗小帶輪包角
8-6）
一般應使α1≥120（特殊情況下允許≥90），若不滿足此條件，可適當增大中心距或減小兩帶輪的直徑差，也可以載帶的外側加壓帶輪，但這樣做會降低帶的使用壽命。
7.確定v帶根數
8－7）
帶的根數應取整數。為使各帶受力均勻，根數不宜過多，一般應滿足<10。如計算結果超出範圍，應改選v帶的型號或加大帶輪直徑後重新設計。
8.單根v帶的初拉力
單根v帶所需的初拉力為
8-8）
由於新帶易鬆弛，對不能調整中心距的普通v帶傳動，安裝新帶時的初拉力應為計算值的1.5倍。
9.帶傳動作用在帶輪軸上的壓力
v帶的張緊對軸、軸承產生的壓力會影響軸、軸承的強度和壽命。為簡化其運算，一般按靜止狀態下帶輪兩邊均作用初拉力進行計算（如圖8-3），得
8-9）
圖8-3 帶傳動作用在帶輪軸上的壓力
10.帶輪的結構設計
參見本章8.2.2節。設計出帶輪結構後還要繪製帶輪零件圖。
11.設計結果
列出帶型號、帶的基準長度、帶的根數、帶輪直徑、、中心距，軸上壓力等。
例6.1 設計某鼓風機用普通v帶傳動。已知電動機額定功率=10kw,轉速n1=1450r/min，從動軸轉速n2＝400r/min，中心距約為1500mm，每天工作24h。
解1.確定計算功率
由表8-1查得＝1.3，由式8-1得
2.選取普通v帶型號
根據＝13kw、n1=1450r/min，由圖8-1選用b型普通v帶。
3.確定帶輪基準直徑和
根據表8-4和圖8-1選取＝140mm，且＝140mm>=125mm。
大帶輪基準直徑為
按表8-2選取標準值＝500mm，則實際傳動比、從動輪的實際轉速分別為
從動輪的轉速誤差率為
在±5％以內，為允許值。
4.驗算帶速
帶速在5～25m/s範圍內。
5.確定帶的基準長度和實際中心距
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