同步带传动受力情况的分析

同步带受力情况的分析 1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-12 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d daα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

同步带受力情况的分析 1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-12 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d daα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)同步带受力情况的分析1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-1 2 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d aα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

带传动的受力分析及运动特性传动是指通过机械装置将动力或运动传递到其他部件的过程。

在工程中，传动系统通常用于将动力从一个地方传递到另一个地方，并且提供所需的力，扭矩或速度。

传动系统有助于构建复杂的机械装置，并将输入和输出的动力和运动特性相互匹配。

带传动是一种常见的传动方式，它通过一根或多根带子将动力传递到其他部件。

带传动具有以下几个特点：1.动力传递：带传动能够将旋转动力从一个轴传递到另一个轴上。

通过张紧或松弛带子，可以调整传递的功率和速度。

2.扭矩传递：带传动还能够传递扭矩，即转动力矩。

带子的张力越大，传递的扭矩越大。

3.速比调整：通过改变带子的直径或使用不同直径的滚轮，可以调整带传动的速比。

这样可以在需要时增加或减小输出轴的速度。

4.隔振性能：带传动能够吸收和隔离一些机械振动，从而减少对整个机械系统的影响。

这对于要求平稳运行的机械设备尤为重要。

5.简化设计：相比其他传动方式，带传动具有简单的设计和安装过程。

带子的材料选择丰富，可以根据不同需求选择适当的带子。

带传动的工作原理是通过将动力从一个驱动轴传递到带子上，然后再将其传递到从轴或其他机械部件上。

传动的力分析是确定带子和滚轮上的受力分布，以保证传动的稳定性和有效性。

在带传动中，带子受到张力的作用，并贴紧在滚轮上。

当带子与滚轮接触时，传动力会使带子跳跃或滑动，这会导致一些能量损失。

传动系统的损失主要包括弯曲损失，弯曲挠度损失和摩擦损失。

弯曲损失是由于带子在弯曲过程中发生的能量损失，而弯曲挠度损失是带子由于挠度而发生的额外能量损失。

摩擦损失是由于带子与滚轮接触而产生的能量损失。

为了最大程度地减少能量损失，需要正确选择带子的材料和尺寸，并保持带子与滚轮的适当接触。

此外，还需定期检查和维护带传动系统，以确保其正常工作。

带传动的运动特性主要取决于带子和滚轮的尺寸和特性。

带子的宽度、长度、材料和抗滑性能会影响传动的精度和效率。

滚轮的直径和形状也会影响传动的速比和扭矩传递能力。

同步带能承受的拉力
同步带是一种常见的传动元件，常用于工业生产线上的机械传动系统中。

同步带能够承受的拉力是根据其材料和结构设计来确定的。

通常情况下，同步带的拉力强度在数千牛至几万牛之间。

同步带的承受拉力与其材料的强度、宽度、厚度、齿形等因素相关。

在同步带的材料选择上，通常会选用高强度的化学合成材料，例如聚氨酯、玻璃齿、碳纤维等。

同时，同步带的宽度和厚度越大，其承受的拉力也越大。

在实际应用中，同步带的承受拉力还与其使用环境和工作条件有关。

例如，在高温、高湿度、高速等环境下，同步带的承受能力会有所降低。

因此，在选择同步带时，需要根据实际需求和使用条件综合考虑，确保同步带能够承受所需的拉力和使用寿命。

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同步带受力情况的分析1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-1 2 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d aα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

在各类机械中应用广泛，但摩擦式带传动不适用于对传动比有精确要求的场合。

带传动的工作情况分析是指带传动的受力分析、应力分析、运动分析。

带传动是一种挠性传动，其工作情况具有一定的特点。

一、带传动的受力分析工作拉力带传动尚未工作时，传动带中的预紧力为F0。

带传动工作时，一边拉紧，一边放松，记紧边拉力为F1和松边拉力为F2。

设带的总长度不变，根据线弹性假设（环形带的总长度不变，则可推出紧边拉力的增量应该等于松边拉力的减量）：F1－F0＝F0－F2；或：F1 ＋F2＝2F0；记传动带与小带轮或大带轮间总摩擦力为Ff ，其值由带传动的功率P 和带速v 决定。

定义由负载所决定的传动带的有效拉力为Fe ＝P/v ，则显然有Fe ＝Ff 。

取绕在主动轮或从动轮上的传动带为研究对象 ，有：Fe ＝Ff ＝F1－F2；因此有： F1＝F0＋Fe ／2；F2＝F0－Fe ／2；工作中有效拉力的大小取决于所传递功率的大小。

即：)(1000KW V F P e =显然承载能力的大小取决于带两端的拉力差，而不是某个力的大小。

需要传递的功率越大，需要的有效拉力越大。

二、带传动的最大有效拉力及其影响因素带传动的最大有效拉力Fec 有多大？由欧拉公式确定刚刚打滑时，带两端的拉力关系式为： 欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系，或者说是给出了一个具体的带传动所能提供的最大有效拉力Fec 。

由欧拉公式可知：(预紧力F0↑→最大有效拉力Fec ↑(包角α↑→最大有效拉力Fec ↑摩擦系数 f ↑→最大有效拉力Fec ↑可知影响带的承载能力的因素：f 、α、0F 。

但注意各个参数都不能过大或过小。

如：初张力太大，带易断裂，拉应力增大，轴上的受力同时增大；相反，太小，易打滑。

μ太大，带轮就要作得粗糙，带易磨损；一般都采用打蜡，在带轮表面加沥青等方法加大摩擦系数。

包角与中心距有关，包角太大，中心距增大，但太大会使结构庞大。

当已知带传递的载荷时，可根据欧拉公式确定应保证的最小初拉力F0。

截面形状为圆形， 牵引能力小，常 用于仪器和家用 电器中。
相当于平带与多根 V带的组合兼有两 者的优点，适于传 递功率较大要求结 构紧凑场合。
带传动的优缺点
优点： ❖ 远距离传动 ❖ 可缓冲、减振，运转平稳 ❖ 过载保护 ❖ 结构简单, 精度低, 成本低
缺点： ❖ 外廓尺寸大 ❖ 弹性滑动，传动比不固
❖ 当带传动达到打滑的临界状态时，带与带轮间的 摩擦力达到极限值，这时带传动的有效拉力达到 最大值Fmax，
❖ 紧边与松边的拉力可用欧拉公式表示，即：
❖ F1/F2=efa ❖ e ----自然对数的底 ❖ F----带与带轮间的摩擦系数 ❖ a----包角
所以最大有效拉力为：
F
max
2
F0
(
e e
参数
❖ 节距p—相邻两销轴中心之距离 ❖ 链长— 链节数
偶数 （直接联接） Lp 奇数 （用过渡链节联接）
❖ 链节数为偶数时，刚好内、外 链板相连，再用开口销或弹簧 锁住活动销轴；为奇时，采用 过渡链节
2 齿形链
❖ 无声链 结构： ❖ 链板(带两个齿，交错并列铰
接) 、导板(防侧向窜动)
❖ 由许多以铰链连接的齿形链板锁构成 传动平稳，无声链；链板的齿形与链轮轮 齿互相啮合
噪音高→动载荷 → 不宜高速 传动)外廓尺寸大
一、链
❖ 传动链可分为：滚子链、齿形链
1 滚子链（套筒滚子链）
组成: ❖ 内、外链板，套筒，销轴，滚子
配合状况: ❖ 内链板、套筒之间—过盈配合 ❖ 外链板、销轴之间—过盈配合 ❖ 套筒、销轴之间—间隙配合，使内链板 外链板 套筒 销轴 滚子
内外链板能相对转动 ❖ 链板形状的特点→等强度
v1 πd1n1 / 60*1000 v2 πd 2n2 / 60*1000

张紧力的重要性。
拓展延伸方向
新型带传动技术
关注并研究如同步带传动、多楔带传动等新型带传动技术的特点 与应用领域。
带传动的动态特性
深入研究带传动在变速、变载工况下的动态特性，以提高其传动 性能和稳定性。
带传动的节能与环保
探讨降低带传动能耗、减少污染排放的方法和措施，推动绿色制 造技术的发展。
实际应用前景展望
离心拉应力与热应力
离心拉应力
带在高速运转时，由于离心力的作用而产生的拉应力，它与带的线速度和带的张紧力有关，离心拉应 力过大会导致带的断裂。
热应力
由于带的摩擦和变形而产生的热量导致带温度升高，从而产生Βιβλιοθήκη 应力，热应力会影响带的强度和寿命 。
应力散布与变化规律
应力散布
在带传动中，应力的散布是不均匀的， 主要集中在带的紧边和绕过带轮的曲折 部分。
对实验数据进行整理、分析和处理，绘制相 关图表，如带传动的速度曲线、张力变化曲 线等，以便更好地了解带传动的性能特点。
结果分析与讨论
结果分析
根据实验数据和图表，分析带传动在不同条 件下的传动性能，如传动效率、传动安稳性 、带的磨损情况等，并与理论计算结果进行 比较。
结果讨论
讨论实验结果与理论计算的差异及其原因， 提出改进措施和优化方案，以提高带传动的 传动性能和使用寿命。同时，也可以探讨带
05
带传动优化设计及措施
提高包角与减小中心距
包角影响
包角大小直接关系到带传动的工 作能力，包角越大，传动能力越
强。
中心距影响
中心距的大小对带传动的性能有 很大影响，中心距过大，会导致 带的挠曲变形增加，传动效率降
低。
优化措施
公道设计带轮直径和中心距，使 包角到达最佳值，同时尽量减小

带传动的受力分析 -工程
2019-01-01
一、带传动中的力
在安装带传动时，传动带即以一定的预紧力F0紧套在两个带轮上，。

由于预紧力F0的作用。

带和带轮的接触面上就产生了正压力。

带传动不工作时传动带两边的拉力相等，都等于F0（如下列左图所示）。

不工作时工作时带在工作时（如上列右图所示），设主动轮以带速n1转动，带与带轮的接触面间便产生摩擦力，主动轮作用在带上的摩擦力Ff的方向和主动轮的圆周速度方向相同,主动轮即靠此摩擦力驱动带运动；带作用在从动轮上的摩擦力的方向，显然与带的运动方向相同，带同样靠摩擦力Ff而驱动从动轮以转速n2转动。

这时传动带两边的拉力也相应地发生了变化：带绕上主动轮的一边被拉紧，叫做紧边，紧边拉力由F0增加到F1；带绕上从动轮的一边被放松，叫做松边，松边拉力由F0减小到F 2，
《》()。

如果近似地认为带工作时的总长度不便，则带的紧边拉力的增加量，应等于松变拉力的减小量，即F1－F0＝F0－F2 或F1＋F2
＝2F0 若以主动轮一段为分离体，则有总摩擦力F f和两边拉力对轴心的力矩的代数和为零，从而可得出Ff＝F1－F 2
在带传动中，有效拉力Fe并不是作用于某固定点的集中力，而是带和带轮接触面上的各点摩擦力的总和，故整个面上的总摩擦力Ff即等于带所传递的有效拉力，即有：
Fe＝Ff＝F1－F2
即带传动所能传递的功率P（单位为kW）为
P＝Fev/1000
将上述公式整理可得F1＝F0+ Fe/2 F2＝F0- Fe/2。

带传动的受力分析及运动特性newmaker一、带传动的受力分析带传动安装时，带必须张紧，即以一定的初拉力紧套在两个带轮上，这时传动带中的拉力相等，都为初拉力F0（见图7–8a）。

图7-8 带传动的受力情况a)不工作时 b)工作时当带传动工作时，由于带和带轮接触面上的摩擦力的作用，带绕入主动轮的一边被进一步拉紧，拉力由F0增大到F1，这一边称为紧边；另一边则被放松，拉力由F0降到F2，这一边称为松边（见图7–8b）。

两边拉力之差称为有效拉力，以F表示，即F＝F1–F2 （7–4）有效拉力就是带传动所能传递的有效圆周力。

它不是作用在某一固定点的集中力，而是带和带轮接触面上所产生的摩擦力的总和。

带传动工作时，从动轮上工作阻力矩T¢2所产生的圆周阻力F¢为F¢＝2 T'2 /d2正常工作时，有效拉力F和圆周阻力F¢相等，在一定条件下，带和带轮接触面上所能产生的摩擦力有一极限值，即最大摩擦力（最大有效圆周力）Fmax，当Fmax≥F¢时，带传动才能正常运转。

如所需传递的圆周阻力超过这一极限值时，传动带将在带轮上打滑。

刚要开始打滑时，紧边拉力F1和松边拉力F2之间存在下列关系，即F1＝F2∙e f∙a（7–5）式中 e–––自然对数的底（e≈2.718）；f–––带和轮缘间的摩擦系数；a–––传动带在带轮上的包角（rad）。

上式即为柔韧体摩擦的欧拉公式。

（7-5）式的推导：下面以平型带为例研究带在主动轮上即将打滑时紧边拉力和松边拉力之间的关系。

假设带在工作中无弹性伸长，并忽略弯曲、离心力及带的质量的影响。

如图7–9所示，取一微段传动带dl，以dN表示带轮对该微段传动带的正压力。

微段传动带一端的拉力为F，另一端的拉力为F＋dF，摩擦力为f·dN，f为传动带与带轮间的摩擦系数（对于V带，用当量摩擦系数fv，，f为带轮轮槽角）。

则因da很小，所以sin(da/2)»da/2，且略去二阶微量dF∙sin(da/2)，得dN=F∙da又取cos(da/2)»1，得f∙dN=dF或dN=dF/f，于是可得F∙da=dF/f 或dF/F=f∙da两边积分即F1＝F2∙e f∙a如果近似地认为，传动带在工作时的总长度不变，则其紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即F1-F0=F0-F2或F1+F2=2F0 (7-6)将式（7–4）代入式（7–6）得（7–7）将式（7–7）代入式（7–5）整理后，可得到带传动所能传递的最大有效圆周力（7–8）由式（7–8）可知，带传动最大有效圆周力与F0、a及带和带轮材质等因素有关。

第七章 带传动内容：1、带传动的受力分析和传动时的应力分析2、带传动弹性滑动和打滑3、带传动的设计计算难点：带传动的受力分析和传动时的应力分析 重点：带传动的设计计算7.1 带传动概述一、工作原理和应用1、工作原理：带装在轮上后，具有初拉力0F 。

轮1靠摩擦力带动带，——带靠摩擦力带动轮2。

2、带传动的特点： 1）皮带具有弹性和扰性 2）过载时可打滑 3）中心距可较大 4）传动比不准确，且效率低5）张紧力对轴和轴承压力大 3、带传动的类型平带、V 带、多楔带、圆带 对V 型带：2sin 2ϕN Q F F =图7-1 磨擦型带传动工作原理图7-3 带的传动类型和横截面形状(a) 平带；(b) V 带；(c) 多楔带；(d) 圆形带2sin2ϕQ N F F =Q q N f fvF fF fF F ===2sin2ϕ设2sinϕf f v =当量摩擦系数4、V 带结构 普通V 带5、应用：远距离 二、普通V 带型号和基本尺寸 1、型号：2、尺寸 基准长度尺寸d L7－2带传动工作情况分析一、带传动受力分析不工作时01=T 0F 工作时 01〉T图7-4 V 带的结构表7-2 普通V 带截面基本尺寸摩擦力()圆周力F F F F f =-=21310FVP ＝ P 为功率KW 2001F F F F --＝ 021F 2F F ＝+ αf e F F 21＝对V 带αfv 21F F e ＝1e 1e 2F Ff f 0max+-=αα二、带传动的应力分析1、由紧边和松边拉力产生应力A F 11＝σ AF 22＝σ 2、由离心力产生应力AF A qv cl ==2σ3、由带弯曲产生应力2d ab d h Eh E='=ρσ 121max b σσσσ++=三、带传动的弹性滑动1、含义：由于带的弹性变形而引起带与带轮之间的相对滑动称弹性滑动。

2、后果图7-5带传动的受力分析图7-6 带的弯曲应力图7-7 带工作时应力变化1）传动比不准确，如带不伸长：210V V V == 4111106⨯=n d V d π4222106⨯=n d V d π122112d d d d n n i ==带有伸长：321V V V 〉〉 滑动率ε21V V 〉％％V V V 100n d n d n d 10011d 22d 11d 121πππε--=＝2）损失能量()ε-==1d d n n i d12d 21()12d 1d 2n 1d d n ε-= 四、失效1、打滑现象1）、含义：当传递的有效圆周力F 大于极限摩擦力αF f v 时带在轮上全面滑动图7-8带传动中的弹性滑动2）、危害：失效2、带的疲劳破坏：脱层、撕裂、断裂7－3 V 带传动选用计算1、设计准则：保证带传动不打滑，不发生疲劳破坏。

同步带受力情况的分析 1 张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-12 压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示：图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示：Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时：Q=0.7712()F K F F + N 式2-2式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2：图2-2 矢量相加修正系数上图中1α为小带轮包角，21118057.3d daα-≈︒-⨯︒。

A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示：图2-3 医疗机械的工况系数对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。

另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：11250/d F P V = N 式2-32250/d F P V = N 式2-4式中： V 为带速，/m s ；d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。

同步带受力情况的分析1张紧力同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。

初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。

而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。

故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。

设 F0为同步带传动时带的张紧力，F1、 F2、F分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。

为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。

因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即F1-F0= F0- F2或F1+ F2=2F0、 F0=0.5（ F1+ F2）式1-12压轴力压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图 2-1 所示：图 2-1 同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力据机械标准 JB/T 7512.3-1994 压轴力 Q 计算如下所示：Q= K F(F1F2) N式 2-1当工况系数 K A 1.3 时：Q=0.77 K F(F1F2) N式 2-2式中：K F――矢量相加修正系数，如图2-2：图 2-2矢量相加修正系数上图中 1 为小带轮包角，1d2d157.3。

180aK A为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3 所示：图2-3医疗机械的工况系数对于医疗机械，取K A=1.2，所以有压轴力Q=K F( F1F2 )N，其中K F值大于0.5。

另外由式 1-1 有张紧力F0 =0.5（F1 + F2）。

由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q= K F(F1F2)N 。

而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得：F1 1 2 5 0P d V/N式 2-3F2250P d / V N式 2-4式中：V 为带速，m / s ；P d为设计功率，P d K A P，KW；K A为工况系数，P 为需传递的名义功率（ KW ）。

带传动受力分析
1、由于带以初拉力张紧的套在两个带轮上，在的作用下，带与带轮的接触面上产生正压力。

未工作时，带的两边的拉力相等；
2、工作时，主动轮对带的摩擦力与带的运动方向一致，从动轮对带的摩擦力与带的运动方向相反。

所以主动边（下边）被拉紧，拉力由增加到；从动边（上边）被放松，拉力由减少，即形成了紧边和松边；
3、称为紧边拉力，称为松边拉力。

如果近似的认为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。