1、第八章第八章 帶傳動帶傳動8-1 概述8-2 帶傳動的工作情況分析8-3 帶傳動的選型計算8-4 帶輪結構設計8-5 帶傳動的張緊、安裝帶傳動在各類機械中應用廣泛，下面是一些應用實例。帶傳動在各類機械中應用廣泛，下面是一些應用實例。 帶傳動一般是由帶傳動一般是由主動輪主動輪、從動輪從動輪緊緊套在兩輪上的套在兩輪上的傳動帶傳動帶及及機架機架組成組成。帶傳動的組成帶傳動的組成主動輪：主動輪：T T，n n同向同向從動輪：從動輪：T T，n n反向反向 嚙合傳動嚙合傳動：當主動輪轉動時，由于帶和帶輪間的嚙合，便：當主動輪轉動時，由于帶和帶輪間的嚙合，便拖動從動輪一起轉動，并傳遞動力（同步帶傳動）。拖

2、動從動輪一起轉動，并傳遞動力（同步帶傳動）。 傳動原理（分類）傳動原理（分類） 摩擦傳動摩擦傳動：當主動輪轉動時，由于帶和帶輪間的摩擦力，：當主動輪轉動時，由于帶和帶輪間的摩擦力，便拖動從動輪一起轉動，并傳遞動力（平帶和帶傳動）。便拖動從動輪一起轉動，并傳遞動力（平帶和帶傳動）。平帶傳動平帶傳動平帶傳動，結構簡單，帶輪也容易制造，在傳平帶傳動，結構簡單，帶輪也容易制造，在傳動中心距較大的場合應用較多。動中心距較大的場合應用較多。平型帶平型帶V帶傳動帶傳動在一般機械傳動中，應用最廣的帶傳動是帶傳在一般機械傳動中，應用最廣的帶傳動是帶傳動，在同樣的張緊力下，帶傳動較平帶傳動能產生動，在同樣的張緊力

3、下，帶傳動較平帶傳動能產生更大的摩擦力。（更大的摩擦力。（兩個側面為工作面兩個側面為工作面，楔形增壓原理楔形增壓原理）【補充】：移動副摩擦力【補充】：移動副摩擦力 移動副中，滑塊在力移動副中，滑塊在力F F的作用下移動時所受的摩擦力為的作用下移動時所受的摩擦力為Ff21 = f FN211 1）平面接觸）平面接觸: : FN21 = G2 2）槽面接觸）槽面接觸: : FN21= G / sin(/2)/2/2G摩擦力計算的通式摩擦力計算的通式: : Ff21 = fvG其中其中, ,f fv v 稱為移動副的稱為移動副的當量摩擦系數當量摩擦系數: :平面接觸: fv = f槽面接觸: fv

4、= f /sin(/2) 楔形增壓原理楔形增壓原理：可以看出，槽面接觸的當量摩擦系：可以看出，槽面接觸的當量摩擦系數要大于平面接觸的當量摩擦系數。因此，在同樣的正數要大于平面接觸的當量摩擦系數。因此，在同樣的正壓力作用下槽面接觸所能提供的摩擦力更大。壓力作用下槽面接觸所能提供的摩擦力更大。普通普通V V帶帶窄窄V V帶帶多楔帶傳動多楔帶傳動多楔帶傳動兼有平帶傳動和帶傳動的優點，柔韌性好、多楔帶傳動兼有平帶傳動和帶傳動的優點，柔韌性好、摩擦力大，主要用于傳遞大功率而結構要求緊湊的場合。摩擦力大，主要用于傳遞大功率而結構要求緊湊的場合。多楔帶多楔帶圓帶傳動圓帶傳動圓帶傳動：傳動能力較小，一般用于輕

5、型和小型機械。圓帶傳動：傳動能力較小，一般用于輕型和小型機械。齒形齒形V帶帶同步帶傳動是一種嚙合傳動，具有的優點是：無滑同步帶傳動是一種嚙合傳動，具有的優點是：無滑動，能保證固定的傳動比；帶的柔韌性好，所用帶輪直動，能保證固定的傳動比；帶的柔韌性好，所用帶輪直徑可較小。徑可較小。同步帶傳動同步帶傳動同步帶同步帶帶傳動特點帶傳動特點1 1）帶具有彈性，能緩沖、吸振，傳動平穩，噪聲小；）帶具有彈性，能緩沖、吸振，傳動平穩，噪聲小；優點：優點：2 2）過載打滑，可防止其他零件損壞，起安全保護作用；）過載打滑，可防止其他零件損壞，起安全保護作用；3 3）適用于中心距較大的場合；）適用于中心距較大的場合

6、；4 4）結構簡單，裝拆方便，成本較低。）結構簡單，裝拆方便，成本較低。1 1）帶在帶輪上有相對滑動，傳動比不恒定；）帶在帶輪上有相對滑動，傳動比不恒定；缺點：缺點：2 2）傳動效率低，帶的壽命較短；）傳動效率低，帶的壽命較短；3 3）傳動的外廓尺寸大；）傳動的外廓尺寸大；4 4）需要張緊，支撐帶輪的軸和軸承受力較大；）需要張緊，支撐帶輪的軸和軸承受力較大；5 5）不宜用于高溫、易燃等場合。）不宜用于高溫、易燃等場合。傳動帶（傳動帶（V帶）的結構與參數帶）的結構與參數節節 寬寬pb基準直徑基準直徑dd當帶垂至于底邊彎曲時，在帶中保持長度不變當帶垂至于底邊彎曲時，在帶中保持長度不變的周線（節線）

7、所組成的面（節面）的寬度。的周線（節線）所組成的面（節面）的寬度。基準長度基準長度dL與節寬相對應的帶輪直徑（節徑）。與節寬相對應的帶輪直徑（節徑）。測量帶輪基準直徑上測量帶輪基準直徑上V V帶的周線長度，已標準化帶的周線長度，已標準化o V V帶的截面尺寸帶的截面尺寸第八章第八章 帶傳動帶傳動8-1 概述8-2 帶傳動的工作情況分析8-3 帶傳動的選型計算8-4 帶輪結構設計8-5 帶傳動的張緊、安裝中心距中心距a a：帶處于規定張緊力時，兩輪軸線間的距離。帶處于規定張緊力時，兩輪軸線間的距離。帶輪直徑帶輪直徑d d1 1、d d2 2：分別指小、大帶輪的分別指小、大帶輪的基準直徑基準直徑。

8、帶長帶長L L：帶的帶的基準長度基準長度L Ld d。包角包角：分別指帶與小、大帶輪接觸弧所對的圓心角。分別指帶與小、大帶輪接觸弧所對的圓心角。 帶傳動的工作情況分析是指帶傳動的帶傳動的工作情況分析是指帶傳動的受力分析、應受力分析、應力分析、運動分析力分析、運動分析。設帶的總長度不變，根據線彈性假設：設帶的總長度不變，根據線彈性假設：F F1 1F F0 0F F0 0F F2 2；或：或：F F1 1 F F2 22 2F F0 0；帶傳動尚未工作時，傳動帶中的帶傳動尚未工作時，傳動帶中的初拉力初拉力為為F F0 0。 帶傳動工作時，帶傳動工作時，緊邊拉力緊邊拉力為為F F1 1和和松邊拉力

9、松邊拉力為為F F2 2。 0FF1F00F02尚未工作狀態 nFfF1F1F1F1222n2工作狀態 1 1、緊邊與松邊、緊邊與松邊帶傳動的受力分析帶傳動的受力分析記傳動帶與小帶輪或大帶輪間總記傳動帶與小帶輪或大帶輪間總摩擦力摩擦力為為F Ff f，其值由帶，其值由帶傳動的功率傳動的功率P P和帶速和帶速v v決定。決定。 定義由負載所決定的傳動帶的定義由負載所決定的傳動帶的有效拉力有效拉力為為F Fe eP P/ /v v。 2 2、摩擦力分析、摩擦力分析以主、從動輪上的帶為研究對象以主、從動輪上的帶為研究對象 ，有：，有：F Fe eF Ff fF F1 1F F2 2 當當F Ff f

10、達到極限達到極限F Ffmaxfmax時，帶的時，帶的緊邊拉力緊邊拉力F F1 1與松邊拉力與松邊拉力F F2 2的關系的關系可用柔性體摩擦公式表示為可用柔性體摩擦公式表示為12/fFFe應用一：初拉力應用一：初拉力-所能傳遞的所能傳遞的最大最大負載？負載？應用二：負應用二：負 載載- 所需要的所需要的最小最小初拉力？初拉力？ 注意：注意：歐拉公式給出的是帶傳動歐拉公式給出的是帶傳動在臨界限狀態下在臨界限狀態下各力各力之間的關系（不計離心力）。之間的關系（不計離心力）。3 3、歐拉公式（柔韌體摩擦公式）、歐拉公式（柔韌體摩擦公式）初拉力初拉力F F0 0最大有效拉力最大有效拉力F Fec ec

11、 ： F Ffmaxfmax與與F F0 0成正比。成正比。F F0 0越大，帶與越大，帶與帶輪之間的正壓力越大，傳動時的摩擦力就越大。若帶輪之間的正壓力越大，傳動時的摩擦力就越大。若F F0 0過小，容易發生過小，容易發生打滑。但打滑。但F F0 0過大，帶的壽命降低，軸和軸承受力大。過大，帶的壽命降低，軸和軸承受力大。摩擦系數摩擦系數 f fv v最大有效拉力最大有效拉力F Fecec ： f f越大，越大，F Ffmaxfmax越大。摩擦系數越大。摩擦系數與帶和帶輪的材料、表面狀況、工作環境條件有關。與帶和帶輪的材料、表面狀況、工作環境條件有關。包角包角最大有效拉力最大有效拉力F Fec

12、ec ： 越大，越大，F Ffmaxfmax越大。因越大。因增加，帶增加，帶與帶輪間的接觸弧間摩擦力總和增加，從而提高傳遞載荷的能力。與帶輪間的接觸弧間摩擦力總和增加，從而提高傳遞載荷的能力。112min0maxffeeeFF 雖然雖然最大有效拉力最大有效拉力取決于初拉力、包角和當量摩擦系取決于初拉力、包角和當量摩擦系數的大小，但數的大小，但實際有效拉力實際有效拉力F Fe e的數值與傳動中的包角大小和的數值與傳動中的包角大小和摩擦系數無關，它是由傳遞的功率摩擦系數無關，它是由傳遞的功率P P和帶的速度和帶的速度v v所決定的。所決定的。o 【例【例】n 平帶傳動：平帶傳動：P=15kWP=1

13、5kW，a=170a=170o o，f=0.3f=0.3，v=15m/sv=15m/s。n 求：（求：（1 1）F Fe e （2 2）F F1 1，F F2 2 （3 3）所需的）所需的F F0 0【解【解】（1 1） F Fe e=1000P/v=15000/15=1000N=1000P/v=15000/15=1000N（2 2） 由由 F F1 1-F-F2 2=1000 =1000 及及 Euler Euler 聯立即可聯立即可 1 1=(170/180)=(170/180)* *p p=2.97rad =2.97rad 注意單位！注意單位！e ef f 2.7182.7180.30.

14、3* *2.972.972.442.44計算得：計算得：F F1 1=1694N=1694N，F F2 2=694N=694N（3 3） 由由2F2F0 0=F=F1 1+F+F2 2得，得，F F0 0=1194N =1194N 最小值！最小值！ 帶傳動在工作過程帶傳動在工作過程中帶上的應力有：中帶上的應力有： 拉應力：緊邊拉應力、松邊拉應力；拉應力：緊邊拉應力、松邊拉應力； 離心拉應力：帶圓周運動時離心力在帶中產生的拉應力；離心拉應力：帶圓周運動時離心力在帶中產生的拉應力； 彎曲應力：帶繞在帶輪上時產生的彎曲應力。彎曲應力：帶繞在帶輪上時產生的彎曲應力。帶傳動的應力分析帶傳動的應力分析1

15、1、拉應力、拉應力2 2、彎曲應力、彎曲應力2/bdEy d 帶輪基準的直徑越小，帶帶輪基準的直徑越小，帶越厚，帶的彎曲應力越大。普越厚，帶的彎曲應力越大。普通通V V帶傳動，為防止過大的彎曲帶傳動，為防止過大的彎曲應力，對每種型號的應力，對每種型號的V V帶都規定帶都規定了了最小帶輪基準直徑最小帶輪基準直徑d ddmindmin。帶的彎曲應力：帶的彎曲應力：3 3、離心拉應力、離心拉應力 離心力對帶產生的離心拉離心力對帶產生的離心拉力為（力為（q q為線密度為線密度）：）： 離心力產生的離心拉應力離心力產生的離心拉應力在帶所有橫剖面上相等：在帶所有橫剖面上相等：2/ccFAqvA2cqvF

16、離心力離心力：只存在于帶的彎曲處，方向沿半徑背離圓心。：只存在于帶的彎曲處，方向沿半徑背離圓心。離心拉力離心拉力：存在于帶的每一質點，方向沿著帶長方向。：存在于帶的每一質點，方向沿著帶長方向。由拉力產生的由拉力產生的拉應力拉應力由離心力產生的由離心力產生的離心拉應力離心拉應力由皮帶繞過帶輪因彎曲而產生的由皮帶繞過帶輪因彎曲而產生的彎曲應力彎曲應力 三種應力共同作用，使帶處在交變應力條件下工作，三種應力共同作用，使帶處在交變應力條件下工作，故帶易發生故帶易發生疲勞破壞疲勞破壞。11maxbc位置：位置：數值：數值：帶的緊邊開始帶的緊邊開始繞上小輪處繞上小輪處交變應力最大值交變應力最大值 彈性滑動

17、：彈性滑動：帶傳動中因帶傳動中因帶的彈性變形而導致的帶與帶的彈性變形而導致的帶與帶輪之間的微量相對滑動。帶輪之間的微量相對滑動。主動輪主動輪: : V V帶帶彈性收縮彈性收縮從動輪從動輪: V: V帶帶彈性伸長彈性伸長 后果后果：從動輪的圓周線：從動輪的圓周線速度小于主動輪；傳動效率速度小于主動輪；傳動效率下降；引起帶的磨損；使帶下降；引起帶的磨損；使帶溫度升高。溫度升高。產生原因產生原因固有特性，不可避免固有特性，不可避免帶是彈性體帶是彈性體兩邊拉力差兩邊拉力差帶傳動的運動分析帶傳動的運動分析%100121vvv12)1 (vv或或)/(6000011d1smndvp)/(6000022d2

18、smndvp其中：其中：因此，傳動比為：因此，傳動比為：)1 (1d2d21ddnni彈性滑動導致：從動輪的圓周速度彈性滑動導致：從動輪的圓周速度v v2 2主動輪的圓主動輪的圓周速度周速度v v1 1，線速度降低線速度降低的程度可用的程度可用滑動率滑動率來表示：來表示： 當當為為1 12 2，在一般傳動中可以不計。，在一般傳動中可以不計。若帶的工作載荷進一步加大，有效圓周力達到臨界值若帶的工作載荷進一步加大，有效圓周力達到臨界值F Fecec后，則帶與帶輪間會發生顯著的相對滑動，即產生后，則帶與帶輪間會發生顯著的相對滑動，即產生打滑打滑。 打滑將使帶的打滑將使帶的磨損加劇磨損加劇，從動輪轉速

19、急速降低，帶傳動，從動輪轉速急速降低，帶傳動失效，應盡力避免。但當超載時，有失效，應盡力避免。但當超載時，有過載保護過載保護的作用。的作用。滑動弧滑動弧與與靜止弧靜止弧：第八章第八章 帶傳動帶傳動8-1 概述8-2 帶傳動的工作情況分析8-3 帶傳動的選型計算8-4 帶輪結構設計8-5 帶傳動的張緊、安裝V帶傳動的設計1帶傳動的設計準則帶傳動的設計準則帶傳動的帶傳動的設計準則設計準則： 在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。 1 1）打滑打滑：當傳遞的圓周力：當傳遞的圓周力F F超過了帶與帶輪間摩擦超過了帶與帶輪間摩擦力的總和的極限時，發生過載

20、打滑，使傳動失效。力的總和的極限時，發生過載打滑，使傳動失效。 2 2）疲勞破壞疲勞破壞：傳動帶在變應力的反復作用下，發生：傳動帶在變應力的反復作用下，發生裂紋、脫層、松散，直至斷裂。裂紋、脫層、松散，直至斷裂。帶傳動的主要失效形式帶傳動的主要失效形式V帶傳動的設計1單根單根V帶的基本額定功率和額定功率帶的基本額定功率和額定功率1 1、不打滑條件不打滑條件2 2、疲勞強度條件疲勞強度條件111000(1)fPFFvemax11 cb111/ cbFA或同時滿足兩個條件的最大功率為同時滿足兩個條件的最大功率為（單根單根V V帶的基本額定功率帶的基本額定功率）101(1)10001000fFvFv

21、eP不打滑不打滑11( )(1)1000bCfAve11(1)1000fAve不疲勞破壞不疲勞破壞FeFemax單根單根V V帶的帶的基本額定功率基本額定功率P P0 0是根據特定的實驗和分析確定的。是根據特定的實驗和分析確定的。特定實驗條件特定實驗條件： 傳動比傳動比i i=1=1、包角、包角180180、特定帶長、平穩的工作載荷。、特定帶長、平穩的工作載荷。實際工作條件實際工作條件下單根下單根V V帶所能傳遞的帶所能傳遞的額定功率額定功率P Pr r( (對對P P0 0修正修正) )帶長修正系數帶長修正系數包角修正系數包角修正系數時的功率增量時的功率增量1i000 ()LPPP K KP

22、 Pr r= =V帶傳動的設計2帶傳動的設計帶傳動的設計 設計的設計的原始數據原始數據（已知條件）為：傳動的用途和工作條件，所傳（已知條件）為：傳動的用途和工作條件，所傳遞的功率遞的功率P P，主從動輪的轉速，主從動輪的轉速n1n1、n2n2（或傳動比（或傳動比i i），傳動位置要求及），傳動位置要求及和外廓尺寸要求，原動機類型等。和外廓尺寸要求，原動機類型等。 設計內容設計內容：確定帶的類型和截型、長度：確定帶的類型和截型、長度L L、根數、根數Z Z、傳動中心距、傳動中心距a a、帶的初拉力和壓軸力，帶輪的基準直徑、結構、尺寸和材料，張緊及帶的初拉力和壓軸力，帶輪的基準直徑、結構、尺寸和材

23、料，張緊及防護裝置等。防護裝置等。o 中心距中心距n中心距大，增大包角，減少循環次數，提高壽命；但過大，松邊中心距大，增大包角，減少循環次數，提高壽命；但過大，松邊波動，降低穩定性，整體尺寸增大；波動，降低穩定性，整體尺寸增大；n中心距小，則反之。中心距小，則反之。o 傳動比傳動比n傳動比大，減小包角，可能打滑，推薦值傳動比大，減小包角，可能打滑，推薦值i=25。o 基準直徑基準直徑n直徑小，速度低，拉力增大，帶的根數增多；增大彎曲應力。直徑小，速度低，拉力增大，帶的根數增多；增大彎曲應力。n總原則：在結構允許的情況下，小帶輪直徑要盡可能大。總原則：在結構允許的情況下，小帶輪直徑要盡可能大。o

24、 帶速帶速n帶速低，拉力增大，帶的根數增多；帶速低，拉力增大，帶的根數增多；n帶速高，拉力減小，但離心拉力增大，循環次數增多。帶速高，拉力減小，但離心拉力增大，循環次數增多。帶傳動參數的辯證選擇帶傳動參數的辯證選擇1 1、確定計算功率、確定計算功率P Pcaca 根據額定功率用力學公式計算出作用在零件上的載荷，稱為根據額定功率用力學公式計算出作用在零件上的載荷，稱為名義名義載荷載荷（如力、功率、轉矩）。名義載荷是機器在平穩工作條件下作用（如力、功率、轉矩）。名義載荷是機器在平穩工作條件下作用在零件上的載荷，它沒有反應動力機和工作機間的在零件上的載荷，它沒有反應動力機和工作機間的實際載荷隨時間作

25、實際載荷隨時間作用的不均勻性用的不均勻性、載荷在零件上分布的不均勻性載荷在零件上分布的不均勻性及其他影響零件受力情及其他影響零件受力情況等因素。這些因素的綜合影響，常用況等因素。這些因素的綜合影響，常用載荷系數載荷系數K K（或工況系數）來做（或工況系數）來做概略估計。載荷系數概略估計。載荷系數K K與名義載荷的乘積稱為與名義載荷的乘積稱為計算載荷計算載荷（或設計載荷），（或設計載荷），機械零件常按計算載荷進行設計計算。機械零件常按計算載荷進行設計計算。計算載荷計算載荷名義載荷名義載荷載荷系數載荷系數=x 根據根據V V帶傳遞的帶傳遞的名義功率名義功率P P、載荷性質、原動機種類和工作情況、載

26、荷性質、原動機種類和工作情況等確定等確定計算功率計算功率（設計功率）。（設計功率）。Pca=KAPo 帶傳動設計中的各項功率帶傳動設計中的各項功率單根單根V帶基本額定功率帶基本額定功率P0單根單根V帶額定功率帶額定功率Pr所傳遞的名義功率所傳遞的名義功率P計算功率計算功率Pca x修正系數修正系數 x載荷系數載荷系數o 機器所需傳動帶的根數確定？機器所需傳動帶的根數確定？PKKKPPzAL00）（2 2、選擇帶型、選擇帶型 根據帶傳動的設計功率根據帶傳動的設計功率P Pd d和小帶輪轉速和小帶輪轉速n n1 1初選帶型。初選帶型。3 3、確定帶輪基準直徑、確定帶輪基準直徑d dd1d1、 d

27、dd2d2，驗算帶速，驗算帶速 國家標準中規定了帶輪的最小基準直徑和帶輪的基準直徑系列。20、22.4、25、28、31.5、 2500帶輪直徑系列帶輪直徑系列 當其他條件不變時，帶輪基準直徑越小，帶傳動越緊湊，但帶內的彎曲應力越大，導致帶的疲勞強度下降，傳動效率下降。選擇小帶輪直徑應使大于最小基準直徑，并取標準值。 大輪基準直徑：21112(1)(1)/ddddidn dn 當忽略滑動率：21112/ddddidn dn根據帶的截型選擇小帶輪直徑，驗算帶速后確定大帶輪直徑。根據帶的截型選擇小帶輪直徑，驗算帶速后確定大帶輪直徑。驗算帶速： 帶速太高則離心力大，使帶與帶輪間的正壓力減小，傳動能力

28、下降，易打滑。帶速太低則要求有效拉力F過大，使帶的根數過多。一般v在525m/s之間。1 160 1000dd nvp4 4、確定中心距和帶長、確定中心距和帶長120120.7()2()ddddddadd22100120()2()24dddddddLaddap根據初算帶長選取相近的基準長度Ld。實際中心距a：2aAAB12()48dddLddAp221()8ddddBddLaaLaa015. 003. 0minmax為調節張緊力，中心距變動范圍5 5、驗算小輪包角、驗算小輪包角 小輪包角：小輪包角：21118057.3dddda6 6、確定帶的根數、確定帶的根數 帶的根數帶的根數z z應根據計

29、算值圓整。應根據計算值圓整。當當z z過大時過大時，應改選帶輪基準直，應改選帶輪基準直徑或改選帶型，重新設計。（徑或改選帶型，重新設計。（要求要求z z1010根，一般為根，一般為2 27 7根根） 一般要求小輪包角不小于：一般要求小輪包角不小于：190120型號 Y Z A B C、D、E推薦輪槽數 1-3 1-4 1-5 1-6 3-10 7 7、確定初拉力、確定初拉力 考慮到考慮到既能發揮帶的傳動能既能發揮帶的傳動能力又能保證帶的壽命力又能保證帶的壽命，單根，單根V V帶的帶的初拉力應為為初拉力應為為1.51.5F F0min 0min （新帶）（新帶）-1.31.3F F0min 0m

30、in （舊帶）（舊帶） ，但，但不應過大不應過大。20(2.5)500dKPFqvK zv201e1e21qvFFvvffec單根單根V帶所需的最小初拉力為帶所需的最小初拉力為（考慮（考慮離心力離心力的影響）的影響）8 8、計算壓軸力、計算壓軸力 為了為了設計軸和軸承設計軸和軸承，應計算，應計算V V帶對軸的壓力帶對軸的壓力F FQ Q。 F FQ Q可近似可近似地按兩邊初拉力的合力計算。地按兩邊初拉力的合力計算。102sin2QFzF第八章第八章 帶傳動帶傳動8-1 概述8-2 帶傳動的工作情況分析8-3 帶傳動的選型計算8-4 帶輪結構設計8-5 帶傳動的張緊、安裝一、一、V V帶輪設計的要求帶輪設計的要求結構工藝性好、無過大的鑄造內應力、質量分布均勻。結構工