带张紧在带轮上，带的两边将受到相同的初拉力F0[图4.10（a）]。当带传动工作时，因带和带轮间的静摩擦力作用使带进入主动轮的一边进一步拉紧，拉力由F0增至F1，带绕出主动轮的一边放松，拉力由F0降至F2，形成紧边和松边[图4.10（b）]。

如果近似认为带的总长度保持不变，并假设带为线弹性体，则带紧边拉力的增量应等于松边拉力的减少量，即

图4.10　带传动的受力情况

带紧边和松边的拉力差为带传动所传递的有效拉力Fe，取与主动小带轮接触的传动带为分析对象（图4.11），则传动带力矩平衡条件为

可得

图4.11　带与带轮的受力分析(www.daowen.com)

有效拉力Fe（N）、带速υ（m/s）和传递功率P（kW）之间的关系为

由上式可知，若带速υ一定，带传递的功率P取决于带传动中的有效拉力Fe，即带和带轮之间的总摩擦力Ff。但Ff存在一极限值Fflim，超过这一极限，带在带轮上发生全面滑动而使传动失效，这种现象称为打滑，应予避免。

当带传动中有打滑趋势时，摩擦力达到临界值，这时带传动的有效拉力也达到最大值。在即将打滑、尚未打滑的临界状态，紧边拉力F1和松边拉力F2的关系由挠性体摩擦的欧拉公式表示

式中 e—— 自然对数的底，e=2.718 3；

α—— 包角，rad；

f —— 带和轮缘间的摩擦系数。

由公式（4.4）、（4.6）和（4.8）可得

由上式可知，带传动处于即将打滑还未打滑的临界状态时的最大有效拉力Fec（即总摩擦力的极限值Fflim），随初拉力F0，包角α，摩擦系数f的增大而增大。其中F0的影响最大，它直接影响到带传动的工作能力，但如果F0过大，将使带的磨损加剧，缩短带的使用寿命，如F0过小，则带的工作能力得不到充分发挥。因此，设计带传动时必须合理确定F0值。