Ременные передачи

 

1. Исходные данные для расчетов

Для сравнимости результатов при анализе решений расчеты различных типов ременных передач произведены для одних и тех же исходных данных:

1) номинальная мощность привода винтового конвейера P_nom = 2,9 кВт;

2) частота вращения ведущего шкива (вала двигателя) n₁ = 950 мин ^{– 1};

3) передаточное число i = 1,6;

4) ограничения:

а) по условиям компоновки: номинальное межцентровое расстояние а_nom = 500 ± 60 мм; угол наклона передачи ψ = 25⁰; высота редуктора H = 450 мм;

б) по режиму работы: значительные колебания нагрузки, кратковременная пусковая перегрузка до 200 % от номинальной; работа двухсменная.

Общие параметры при расчетах

1) Общая расчетная схема для всех типов передач приведена на рис. 1.1.

2) Согласно P¢_дв = P_nom, где P¢_дв – потребная мощность двигателя – и

n₁= 950 мин^{– 1} принят электродвигатель АИР 112МА6У3 (P_дв = 3 кВт), у которого габарит d₃₀ = 246 мм (рис. 1.1).

Диаметры шкивов по условиям компоновки должны быть:

d₁ ≤ d₃₀, d₂ ≤ H                         (1.1)

3) По табл. П8 режим работы – тяжелый, коэффициент динамичности

нагрузки и режима работы C_p = 1,3.

4) Номинальный вращающий момент T_1nom = 9550·2,9 / 950 = 29,2 H·м.

Расчетная передаваемая мощность P = P_nomС_p = 2,9·1,3 = 3,77 кВт. (1.2)

Расчетный передаваемый момент T₁ = 9550·3,77 / 950 = 37,9 H·м. (1.3)

2. Расчет плоскоременной передачи

Последовательность и результаты расчета передач с синте-ическим и прорезиненным кордшнуровым ремнями оформлены в виде табл. 2.1.

 

Рис. 1.1. Расчетная схема ременной передачи

Анализ результатов расчета по табл. 2.1:

1) Для передачи мощности P = 3,77 кВт при n₁ = 950 мин^{– 1} плоские прорезиненные ремни не годятся, так как требуется b¢ = 156…71,8 мм при d₁ = 140…200 мм, а изготавливают ремни только до b _max = 60 мм (табл. П2). Если принять b = 60 мм, то для передачи наименьшей величины F_t = 379 H (п. 12 табл. 2.1) потребуется [p] » [p₀] » 379 / 60 = 6,3 Н/мм. Это может быть выполнено (табл. 2 части I) при d₁ = 224 и 250 (≈ d₃₀) мм, σ₀ = 2 МПа и [p₀] = 6,5 Н/мм. Пересчет на данные размеры d₁ приведен в табл. 2.1, начиная с п. 18.

2) При использовании синтетического ремня толщиной 1,0 мм вариант с d₁ = 100 мм неудовлетворителен, так как расчетная ширина b¢ = 90,1 мм должна быть округлена до ближайшей большей b = 100 мм (табл. П1), но тогда длина L_p = 1400 мм не удовлетворяет L_{p min} = 1500 мм при b = 100 мм.

3) Сравнивая результаты при b = 60 мм (для вариантов d₁ = 160 и 224 мм), видим, что в передаче с прорезиненным ремнем габариты по диаметрам и частота пробега ремня увеличились в 1,4 раза

Таблица 2.1 – Формуляр расчета плоскоременных передач

Параметры			Результаты расчета для ремней											Примечание
Наименование		источник	синтетического					прорезиненного
1. Толщина ремня δ, мм		табл. П1, П2	1,0					2,8
2. Диаметр шкива d¢1, мм		формула (2)*	174…206
3. Отношение d¢1 / δ		стр. 8 (ч.I) **	174…206 > 100					62…74 > 50
4. Диаметр d1, мм		ГОСТ 17383 – 73	100		160		180	140		180		200		Принято d1 < d30
5. Диаметр d¢2, мм		(3)	158		253		285	222		285		316		ξ = 0,01
d2, мм		ГОСТ 17383 – 73	160		250		280	224		280		315		d2 < H
6. Фактическое i		(4)	1,62		1,58		1,57	1,62		1,57		1,59
7. Скорость ремня v, м / c		πd1n1 / 60000	4,97		7,96		8,95	6,96		8,95		9,95		< [35]
8. Угол обхвата a, град		(7)	173,16		169,74		168,6	170,42		168,6		166,9		> [1500 ]
9. Расчетная длина ремня L¢p, мм		(10)	1410		1648		1728	1575		1728		1816		а¢ = 500
Lp, мм		стандарт	1400		1600		1800	1600		1800		1800		R20
10. Частота пробегов μ, с – 1		(49)	3,6		5		5	4,4		5		5,5		< [15]
11. Межцентровое расстояние аnom, мм		(14)	495		476		536	512		536		492		[440 ÷ 560]
12. Передаваемая окружная сила Ft, H		(17)	759		474		421	542		421		379
13. Предварительное напряжение σ0, МПа		табл. 2 (ч.I)	7,5		7,5		7,5	2		2		2
14. Допускаемая удельная окружная сила [p0], Н / мм		табл. 2 (ч.I)	8,5		8,5		8,5	3,5		4,5		5,5
15. Коэффициенты: C0		стр. 11 (ч.I)	1,0		1,0		1,0	1,0		1,0		1,0		y = 250
Cα		(19)	0,98		0,97		0,97	0,97		0,97		0,96
Cv		(20)	1,01		1,0		1,0	1,02		1,01		1,0
16. Допускаемая сила [p] в условиях эксплуатации, Н / мм	(18)			8,42		8,25	8,25		3,47		4,41		5,28
17. Расчетная ширина ремня b', мм	(21)			90,1		57,5	51		156		95,5		71,8
округление b, мм	Табл.П1, П2			-		60	60		-		-		-
18. Пересчет передачи с прорезиненным ремнем				d1, мм							224		250
на d1 = 224 и 250 мм				d2, мм							355		400	< H = 450
				i							1,6		1,62
				v, м / с							11,14		12,44	< [25 м / с]
				a, град							165,07		162,9	> [1500 ]
				L¢p, мм							1918		2032	а' = 500
				Lp, мм							2000		2000
				m, с – 1							5,57		6,2	< [15 с – 1]
				аnom, мм							541		484	[440 ÷ 560]
				Ft, H							338		303
				Cα							0,96		0,95
				Cv							0,99		0,98
				[p], Н / мм							6,18		6,05
				b', мм							54,7		50,08
				b, мм							60		50

4) Если в техническом задании на проект вид ремня задан, то следует, исходя из результатов расчета, отдать предпочтение вариантам:

а) синтетический ремень; d₁ = 160 мм; d₂ = 250 мм; μ = 5 с ^{– 1}; b = 60 мм;

L_p = 1600 мм;

б) прорезиненный кордшнуровой ремень d₁ = 224 мм; d₂ = 355 мм; μ = 5,57с ^{– 1}; b = 60 мм; L_p = 2000 мм.

5) Если вид плоского ремня не задан, то преимущество имеет синтетический ремень по п. 4а.

 

3. Расчет клиноременных передач

Для клинового ремня нормального сечения по величинам P = 3,77 кВт, T₁ = 37,9 H·м, n₁ = 950 мин ^–1, пользуясь рис. П1 и табл. П4, выбираем сечения А и В(Б). Назначаем класс ремня II.

Для узкого ремня (табл. П4) – сечение SPZ (УО), для поликлинового ремня (табл. П6) – сечение Л.

Размеры сечений кордшнуровых ремней даны в табл. 3.1.

Таблица 3.1 – Размеры выбранных сечений ремней и параметры передач (см. рис. 1, ч.I)

Параметры	Сечение ремня
	А	В(Б)	SPZ(УО)	Л
1. WP, мм	11	14	8,5	P = 4,8 мм
2. W, мм	13	17	10	H = 9,5 мм
3. T, мм	8	11	8	H = 4,68 мм
4. y0, мм	2,8	4,0	2
5. А, мм2	81	138	56
6. mп, кг/м	0,1	0,18	0,084	0,045 *
7. d1 min, мм	90	125	63	80

Формула (6) может быть представлена как 0,7d₁(1 + i) < а < 2d₁(1 + i).

Отсюда при i = 1,6 и а = 500 мм рекомендуемый d ^'₁ находится в пределах

135 < d₁ < 385 мм. Заданное ограничение (d₁ ≤ d₃₀ = 246 мм) уменьшает интервал до 135 < d₁ < 246 мм. Округляя d¢₁ по ГОСТ Р 50641 – 94, получим 140 £ d₁ £ 224 мм. Тогда d₂ = id₁ дает 224 £ d₂ £ 355 мм, что находится в пределах ограничения H = 450 мм.

Для сравнительного расчета выбираем шкивы с диаметрами:

d₁, мм ……. 140 160 200 224

d₂, мм ……. 224 250 315 355.

Для тяжелого режима работы долговечность ремней в эксплуатации (табл. П3)

T_P = T_P(ср)К₁К_2, где К₁ = 0,5 – коэффициент режима работы; К₂ = 1 – коэффициент климатических условий; T_P(ср) = 2500 ч (II класс) – ресурс ремней при среднем режиме и T_P = 2500·0,5·1 = 1250 часов. Гарантированный ресурс изготовителя при этом – 300 ч.

При расчете на долговечность было принято: E = 100 МПа, m = 8, σ_у = 9 МПа; N_оц = 2·10 ⁶ – наработка клиновых ремней II класса с передачей мощности (табл. П3).

Общие расчетные параметры, независящие от вида ремня, представлены в табл. 3.2.

Продолжение расчета, специфического для ремней нормального сечения, – в табл. 3.3.

Анализ результатов расчета по табл. 3.3.

1) Для ремней класса II сечения А, начиная с d₁ = 180 мм и выше (рис. П3)

Р₀ не зависит от диаметра шкива и не влияет на количество ремней. То же для сечения В(Б), начиная с d₁ = 280 мм и выше.

2) Отношение L_h / T_P ≥ 1 показывает, что данные варианты параметров обеспечивают требуемую эксплутационную долговечность T_P = 1250 часов.

Ремни сечения А удовлетворяют этому условию для всех выбранных d₁, сечения В(Б) – только для d₁ = 224 мм.

По условию долговечности для дальнейшего анализа оставляем ремни сечения А.

3) При d₁ = 140 и 160 мм количество ремней сечения А одинаково

(К = 3), но долговечность при d₁ = 160 мм (L_h = 5110 ч) в 2,38 раза выше, чем при d₁ = 140 мм (при разности диаметров всего 20 мм). Во столько же раз уменьшается вероятность замены комплекта ремней в работе при d₁ = 160 мм. При d₁ = 200 мм (L_h = 5360 ч), долговечность увеличивается несущественно, но растут габариты передачи.

4) Исходя из анализа результатов расчета при соблюдении всех наложенных ограничений, окончательно выбираем передачу с параметрами:

РЕМЕНЬ А – 1600 II ГОСТ 1284.1 – 89; d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм, i = 1,58, v =

8 м/с, α = 169,7 ⁰, μ = 5 с ^–1, а_nom = 476 мм, ∆ = 80 мм, К = 3, F₀ = 119 H, F_вx = 644 H, F_вy = 300 H, L_h = 5110 ч, L_h / T_P = 4,09.

Общие расчетные параметры передач с узкими и поликлино-выми ремнями приведены в табл. 3.1 и 3.2.

Продолжение специфики расчета этих передач оформлено в табл. 3.4.

Анализ результатов расчета по табл. 3.4.

Таблица 3.2 – Формуляр расчета общих параметров клиноременных передач

Параметры		Результаты расчета при d1, мм				Примечание
наименование	источник	140	160	200	224
1. Фактическое i	(4)*	1,62	1,58	1,59	1,6	ξ = 0,01
2. Скорость ремня v, м / с	(5)	6,96	7,96	9,95	11,14
3. Угол обхвата α, град	(7)	170,4	169,7	166,9	165,1
4. Расчетная длина ремня: L¢p, мм	(10)	1575	1648	1816	1918
Lp, мм	стандарт	1600	1600	1800	2000
5. Частота пробегов μ, с – 1	(49)	4,4	5	5,5	5,6	< [20]
6. Межцентровое расстояние аnom, мм	(14)	512	476	492	541	[440…560]
7. Регулирование а, мм:
Δ1: нормальный ремень,	Δ1 = 0,025 Lp	40	40	45	50	S1 = 0,025
узкий ремень,	Δ1 = 0,04 Lp	64	64	72	80
поликлиновой ремень;	Δ1 = 0,03 Lp	48	48	54	60
Δ2: нормальный (по сечению В(Б)) ремень,	(16)	40	40	42	40	S2 = 0,009
узкий ремень,	Δ2 = 0,02 Lp	32	32	36	40
поликлиновой ремень	Δ2 = 0,013 Lp	21	21	23	26
8. Ход регулирования Δ, мм:	Δ1+ Δ2
нормальный ремень,		80	80	87	94
узкий ремень,		96	96	108	120
поликлиновой ремень		69	69	77	86
проекция Δx, мм:	Δcosψ
нормальный ремень		73	73	79	85
узкий ремень		87	87	98	109
поликлиновой ремень		63	83	70	78

Таблица 3.3 – Продолжение расчета (табл. 3.2) передачи с клиновыми ремнями нормального сечения А и В(Б)

Параметры		Результаты расчета при d1, мм, и сечениях ремней											Примечание
наименование	источник	140			160			200			224
		А	В(Б)		А		В(Б)	А	В(Б)		А	В(Б)
1.  Номинальная мощность Р0, кВт	Рис.П3, П4	1,73	2,22		2,1		2,83	2,42	4,05		2,42	4,75	Класс II
2. Коэффициенты Сα	стр. 11 (ч.I)	0,98	0,98		0,98		0,98	0,97	0,97		0,965	0,965
СL	(23)	0,98	0,93		0,98		0,93	1,01	0,95		1,04	0,98
3. Ориентировочное число ремней К '0	(22)	2,27	1,86		1,87		1,46	1,59	1		1,55	0,84	при Ск = 1
4. Коэффициент Ск	стр. 12 (ч.I)	0,8	0,82		0.82		0,83	0,82	1		0.82	1
5. Расчетное число ремней	К0' / Ск
К¢		2,84	2,27		2,28		1,76	1,94	1		1.89	0,84
принято К		3	3		3		2	2	1		2	1
6.  Предварительное натяже-ние ветви одного ремня F0, Н	(31)	134	138		119		181	146	294		137	271	Сp = 1,2 *
7. Окружное усилие одного ремня Ft, Н	103P / (vК)	181	181		158		237	189	379		169	338
8. Сила на валах Fв, Н	(38)	801	825		711		721	580	584		543	537
9. Составляющие Fв по осям: Fвх	(41)	726	748		644		653	526	529		492	487
Fвy		339	349		300		305	245	247		229	227
10. Напряжения в ремне σ0, МПа	F0 / A	1,65	1,0		1,47		1,31	1,8	2,13		1,69	1,96
σt / 2	Ft / (2A)	1,12		0,66	0,98	0,86		1,17		1,37	1,04	1,22
σц	10 – 6 ρv2	0,06		0,06	0,08	0,08		0,13		0,13	0,16	0,16	ρ = 1300 кг/м3
σр	σ0+σt / 2+σц	2,83		1,72	2,53	2,25		3,1		3,63	2,84	3,34
σи1	2Ey0 / d1	4,0		5,75	3,5	5,0		2,8		4,0	2,5	3,58	E = 100 МПа
σр / σи1		0,7		0,3	0,72	0,45		1,1		0,9	1,14	0,94
Коэффициент ξi	рис. 5 (ч.I)	1,87		1,95	1,87	1,92		1,81		1,83	1,8	1,82	i = 1,6
σmax	σр + σи1	6,83		7,47	6,03	7,25		5,9		7,63	5,34	6,92
11. Долговечность Lh, ч	(48)	2146		1093	5110	1203		5357		693	11626	1479
Отношение Lh / Tp		1,72		0,87	4,09	0,96		4,29		0,55	9,3	1,18

Таблица 3.4 – Продолжение расчета (табл. 3.2) передач с узким ремнем SPZ(УО) и поликлиновым сечения Л

Параметры			Результаты расчета при d1, мм, и сечениях ремней								Примечание
наименование		источник	140		160			200		224
			SPZ	Л	SPZ		Л	SPZ	Л	Л
1.  Номинальная мощность P0, кВт. Допускаемая окружная сила одного клина F0, Н		Рис.П6 Табл.4 (ч.I)	2,7	83	3,4		83	4,15*	83	83
2. Коэффициенты:
Cα		стр. 11 (ч.I) и (26)	0,98	0,98	0,98		0,98	0,97	0,97	0,97
CL		(23)	1,0	1,01	1,0		1,01	1,02	1,03	1,05	m = 6
CК		стр. 12 (ч.I)	0,82	–	0,82		–	1,0	–	–	К = 2 и 1
CV	0,908 – 0,0155 v		-	0,8	-	0,78		-	0,75	0,74	табл. 4 (ч.I)
Cd	2,95 – 155 / d1		-	1,84	-	1,98		-	2,18	2,26	табл. 4 (ч.I)
3. Расчетная окружная сила одного клина F0, Н	(25)		-	121	-	127		-	135	141
4. Расчетное число ремней К '	(22)		1,74	-	1,38	-		0,92	-	-
принято К			2	-	2	-		1	-	-
5. Передаваемая сила Ft, Н	103 P / (vК)		271	542	237	474		379	379	338	Для Л К = 1
6. Число клиньев z'	Ft / F1		-	4,48	-	3,73		-	2,8	2,4	[4…20]
принято z	табл. П6		-	5	-	4		-	4	4	4 – min
7. Ширина ремня b, мм	Pz		-	24	-	19,2		-	19,2	19,2	p = 4,8 мм
8. Предварительное натяжение F0, Н	(34) и (35)		203	409	179	359		290	296	271
9. Сила на валах Fв, Н	(38) и (39)		809	815	713	715		576	588	537
проекции Fвx	(41)		733	739	646	648		522	533	487
Fвy	(41)		342	344	301	302		243	248	227
10. Напряжения в ремне, МПа
σ0	F0 / A		3,63	-	3,2	-		5,18	-	-	A = 56 мм2
σt / 2	Ft / (2A)		2,42	-	2,12	-		3,38	-	-
σц	10 – 6 ρv2		0,06	-	0,08	-		0,13	-	-	ρ = 1300 кг/м3
σр	σ0+ σt / 2+ σц		6,11	-	5,4	-		8,69	-	-
σи1	2Ey0 / d1		2,86	-	2,5	-		2	-	-	E = 100 МПа
σр / σи1			2,14	-	2,16	-		4,35	-	-
коэффициент ξi	рис. 5 (ч.I)		1,6	-	1,6	-		1,4	-	-	i = 1,6
σmax	σр + σи 1		8,97	-	7,9	-		10,69	-	-

1) Для узких ремней SPZ(УО) рекомендуемые d₁ ограничены (рис. П6) 180 мм. При увеличении диаметров свыше 180 мм передаваемая мощность одним ремнем P₀ не изменяется. Поэтому в табл. 3.4 вариант с d₁ = 224 мм для SPZ(УО) не рассматривается.

2) Количество К ремней SPZ(УО) при d₁ = 140 и 160 мм равно 2. При d₁ = 200 мм К = 1, но σ_max = 10,64 МПа превосходит предел выносливости σ_у =

9 МПа, что по условиям работоспособности недопустимо.

3) Выбираем передачу с узкими ремнями SPZ (УО):

РЕМЕНЬ SPZ(УО) – 1600 ТУ 38–40534 – 75; К = 2, d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм,

i = 1,58, v = 8 м/c, α = 169,7 ⁰, μ = 5 с ^–1, а_nom = 476 мм, ∆ = 96 мм, F₀ = 179H, F_вx = 646 H, F_вy = 301 H, σ_max = 7,9 МПа.

4) Передача с поликлиновым ремнем сечения Л может быть рекомен-дована лишь при d₁ = 140 мм, где количество клиньев ремня К = 5, и при d₁ = 160 мм К = 4. При других d₁ расчетное К значительно меньше минимально допустимого значения [K_min = 4].

5) Чтобы сохранить одинаковые кинематические и геометрические пара-метры всех клиноременных передач, для поликлиновой передачи принимаем

РЕМЕНЬ Л – 1600 ТУ 38–105763–84 с числом клиньев К = 4, b = 19,2 мм, d₁ = 160 мм, d₂ = 250 мм, v = 8 м/с, μ = 5 с ^–1, F₀ = 359 H, F_вx = 648 H, F_вy = 302 H.

Сравнение передач с клиновыми ремнями

При общих геометрических (d₁, d₂, α, L_P, а) и кинематических (i, v, μ) параметрах для варианта при d₁ = 160 мм имеем:

Сечение	К	F0	Fвx	Fву	σ0	σt	σmax	Lh	Lh /TP
А	3	119	644	300	1,47	2,0	6,03	5110	4,09
SPZ(УО)	2	179	646	301	3,2	4,2	7,9	-	-
Л	4	359	648	302	-	-	-	-	-

1) Количество ремней SPZ(УО) меньше, чем А, меньше ширина шкивов, но σ_max в них выше, что сказывается на долговечности.

2) При К = 3 ремни сечения А обеспечивают долговечность в 4 раза больше требуемой эксплуатационной. Это значит, что при общей долговечности других передач привода (например, редуктора в 10000 часов), следует ожидать двухкратной смены комплекта из 3-х ремней нормального сечения А.

3) Силы F_вx, F_вy, действующие на валы, не зависят от типа ременной передачи и примерно равны.

4) При заданных исходных условиях на расчет передачи использование поликлиновых ремней нецелесообразно, так как их основное назначение – замена комплекта клиновых ремней при К ≥ 6…8, а в настоящем расчете К = 3 и 2.

5) Расчеты ременных передач показывают, что выбор d₁ = d_min для данного сечения ремня не обеспечивает необходимой долговечности ремней.

Таблица 4.1 – Формуляр расчета зубчатоременной передачи

Параметры			Результаты расчета при d1 мм, и m мм									Приме- чание
наименование	источник		140			160			200
			4	5	7	4	5	7	4	5	7
1. Число зубьев z1	d1 / m		35	28	20	40	32	23	50	40	29	> z1 min
z2	d2 / m		56	45	32	63	50	36	79	63	45	< z2 max
2. Фактическое i	i = z2 / z1		1,6	1,61	1,6	1,58	1,56	1,57	1,58	1,58	1,55
3. Скорость ремня v м/с	(5)		6,96 170,4			7,96 169,7			9,95 166,9			< [40 м/c]
4. Угол обхвата a, град	(7)
5. Число зубьев в зацеплении z0	(9)		16,6	13,3	9,5	18,9	15,1	10,8	23,2	18,5	13,4	> [6]
6. Расчетная длина ремня L¢P, мм	(10)		1575	1575	1575	1648	1648	1648	1816	1816	1816
7. Число зубьев ремня z¢P принято zP	L¢P / pm табл. П7		125,3 125	100,3 100	71,6 71	131,1 130	104,9 105	74,9 75	144,5 140	115,6 120	82,6 80	R40
8. Окончательно LP, мм	pmzp		1571	1571	1561	1634	1649	1649	1759	1885	1759
9. Межцентровое расстояние аnom, мм	(14)		498	498	493	493	500	500	472	535	472	[500 ± 60]
10. Передаваемая окружная сила Ft,H	(17)		542			474			379
11. Допускаемая удельная окружная сила типовой передачи [F]0, Н/мм	табл. 5 (ч.I)		25	30	32	25	30	32	25	30	32
12. Коэффциенты			Cu = 1 (i > 1), Cz = 1 (z0 > 6), Cp = 1 (ролики отсутствуют)
13. Допустимая удельная окружная сила Fy, H/мм	(27)		25	30	32	25	30	32	25	30	32	Fy = [F]o
14. Погонная масса ремня mп.103 кг / (м. мм)	табл. 5 (ч.I)		6	7	8	6	7	8	6	7	8
15. Ширина ремня b¢0, мм (при Сш = 1)		Ft / Fy	22	18	17	19	16	15	15	13	12
Коэффициент Сш		стр. 13 (ч.I)	0,97	0,82	0,76	0,89	0,7	0,7	0,7	0,7	0,7
Ширина ремня b', мм принято b, мм		(29) табл. П7	22,6 25	22,3 25	22,5 25	21,6 25	22,9 25	21,5 25	22,2 25	18,5 20	17,3 20
16. Давление на зубьях p, МПa		(30)	1,05	0,93	0,76	0,8	0,72	0,59	0,52	0,56	0,47	< [p] = 1,0
17. Сила предварительного натяжения F0,H		(36)	0,35	0,41	0,47	0,46	0,53	0,61	0.71	0,83	0,95

 

Для улучшения работоспособности ременной передачи следует увеличивать диаметры шкивов и, если позволяют условия компоновки, принимать

d₁ ≥ (1,3…1,5) d_min.

4. Расчет зубчатоременной передачи

Предварительное значение модуля по формуле (1) m¢ ≈ 35×(2,9 / 950) ^1/3 ≈ 5,08 мм. Для сравнительного расчета по табл. П7 принимаем m = 4; 5 и 7 мм.

Исходя из рекомендации (стр. 9 ч.I) для а использовать формулу (6) и учитывая ограничения (а = 500, d₁ ≤ d₃₀, d₂ ≤ H) по условиям компоновки, для расчета принимаем те же диаметры, что и для клиноременной передачи (d₁ = 140, 160, 200 и d₂ = 224, 250, 315 мм). Зубья трапецеидального профиля.

Результаты расчета сведены в табл. 4.1.

На основании анализа результатов окончательно следует выбрать зубчатоременную передачу с минимальными размерами шкивов по условиям компоновки: d₁ = 140 мм, d₂ = 224 мм, i = 1,61, m = 5 мм, z_p= 100, L_P = 1571 мм, b = 25 мм, а_nom = 498 мм, F₀ = 0,41 H, F_вx = 598 H, F_вy = 275 H, μ = 4,43 < [μ] = 30 с^-1;

Ремень, например, из литьевой резины: РЕМЕНЬ ЛР 5–100–25 ОСТ 38–05114–76, ОСТ 38–05246–81.

Сравнивая результаты всех расчетов различных передач в примерах, можно сделать заключение, что зубчатоременная передача имеет наименьшие габариты и усилия в ремнях.

Ременные передачи 1. Исходные данные для расчетов Для сравнимости результатов при анализе решений расчеты различных типов ременных передач произведены для одних и тех же исходных данных: 1) номинальная мощность привода в

 

• 14:21 05 Июля 2016
  Российско-китайский медуниверситет откроет магистерскую программу по TCM
• 01:21 05 Июля 2016
  На форуме МГУ Россия и Китай обсудят научно-образовательное сотрудничество
• 11:00 04 Июля 2016
  Реморенко: "ЕГЭ-туризм" в России сходит на нет
• 10:52 04 Июля 2016
  Летняя российско-австрийская школа откроется в Москве
• 15:31 01 Июля 2016
  В СПбГУ могут воссоздать географический факультет

Заказать уникальную работу