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

L_p, 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 а_nom, мм

(14)

495

476

536

512

536

492

[440 ÷ 560]

12. Передаваемая окружная сила F_t, 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

C_α

(19)

0,98

0,97

0,97

0,97

0,97

0,96

C_v

(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

d_1, мм

224

250

на d₁ = 224 и 250 мм

d_2, 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 L_p

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 Δ_x, 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)
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
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
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) dmin. 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, zp= 100, LP = 1571 мм, b = 25 мм, аnom = 498 мм, F0 = 0,41 H, Fвx = 598 H, Fвy = 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. 1. Диплом на тему Политический маркетинг 2 2. Реферат Экономический анализ 8 3. Реферат на тему Методы спасения репутации фирмы 4. Сочинение на тему Тема поэта и поэзии в лирике Пушкина и Лермонтова 5. Реферат Бизнес-план пластиковых изделий 6. Реферат на тему Jeffrey Dahmer Essay Research Paper Step Into 7. Биография на тему Адамс Сэмюэл 8. Реферат Таможенная пошлина как экономическая категория 9. Реферат Четыре пережитка 10. Реферат Политика и культура Bukvasha Правила Контакты