регистрация / вход

Ременные передачи

Последовательность механизма расчета плоскопеременной передачи. Расчет параметров клиноременной и зубчатопеременной передач, необходимые для этого значения, порядок проведения анализа расчетов. Сравнение всех расчетов и выбор наименьшего 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 винтового конвейера P nom = 2,9 кВт;

2) частота вращения ведущего шкива (вала двигателя) n 1 = 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

n 1 = 950 мин– 1 принят электродвигатель АИР 112МА6У3 (P дв = 3 кВт), у которого габарит d 30 = 246 мм (рис. 1.1).

Диаметры шкивов по условиям компоновки должны быть:

d 1d 30 , d 2H (1.1)

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

нагрузки и режима работы C p = 1,3.

4) Номинальный вращающий момент T 1 nom = 9550·2,9 / 950 = 29,2 H·м.

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

Расчетный передаваемый момент T 1 = 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 n 1 = 950 мин– 1 плоские прорезиненные ремни не годятся, так как требуется b ¢ = 156…71,8 мм при d 1 = 140…200 мм, а изготавливают ремни только до b max = 60 мм (табл. П2). Если принять b = 60 мм, то для передачи наименьшей величины Ft = 379 H (п. 12 табл. 2.1) потребуется [p ] » [p 0 ] » 379 / 60 = 6,3 Н/мм. Это может быть выполнено (табл. 2 части I) при d 1 = 224 и 250 (≈ d 30 ) мм, σ0 = 2 МПа и [p 0 ] = 6,5 Н/мм. Пересчет на данные размеры d 1 приведен в табл. 2.1, начиная с п. 18.

2) При использовании синтетического ремня толщиной 1,0 мм вариант с d 1 = 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 d 1 = 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 d 1, мм

ГОСТ 17383 – 73

100

160

180

140

180

200

Принято

d 1 < d 30

5. Диаметр d ¢ 2 , мм

(3)

158

253

285

222

285

316

ξ = 0,01

d 2 , мм

ГОСТ 17383 – 73

160

250

280

224

280

315

d 2 < H

6. Фактическое i

(4)

1,62

1,58

1,57

1,62

1,57

1,59

7. Скорость ремня v , м / c

πd 1 n 1 / 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

R 20

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 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

[p 0 ], Н / мм

табл. 2 (ч.I)

8,5

8,5

8,5

3,5

4,5

5,5

15. Коэффициенты: C 0

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

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

d 1, мм

224

250

на d 1 = 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

L p, мм

2000

2000

m, с 1

5,57

6,2

< [15 с 1 ]

а nom , мм

541

484

[440 ÷ 560]

Ft , H

338

303

C α

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; d 1 = 160 мм; d 2 = 250 мм; μ = 5 с – 1 ; b = 60 мм;

L p = 1600 мм;

б) прорезиненный кордшнуровой ремень d 1 = 224 мм; d 2 = 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, T 1 = 37,9 H·м, n 1 = 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. W P , 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. y 0 , мм

2,8

4,0

2

5. А , мм2

81

138

56

6. m п , кг/м

0,1

0,18

0,084

0,045 *

7. d 1 min , мм

90

125

63

80

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

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

135 < d 1 < 385 мм. Заданное ограничение (d 1 d 30 = 246 мм) уменьшает интервал до 135 < d 1 < 246 мм. Округляя d ¢1 по ГОСТ Р 50641 – 94, получим 140 £ d 1 £ 224 мм. Тогда d 2 = id 1 дает 224 £ d 2 £ 355 мм, что находится в пределах ограничения H = 450 мм.

Для сравнительного расчета выбираем шкивы с диаметрами:

d 1 , мм ……. 140 160 200 224

d 2 , мм ……. 224 250 315 355.

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

T P = T P(ср) К 1 К 2, где К 1 = 0,5 – коэффициент режима работы; К 2 = 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, σу = 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 d 1 = 180 мм и выше (рис. П3)

Р 0 не зависит от диаметра шкива и не влияет на количество ремней. То же для сечения В(Б), начиная с d 1 = 280 мм и выше.

2) Отношение Lh / 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 d 1 , сечения В(Б) – только для d 1 = 224 мм.

По условию долговечности для дальнейшего анализа оставляем ремни сечения А.

3) При d 1 = 140 и 160 мм количество ремней сечения А одинаково

(К = 3), но долговечность при d 1 = 160 мм (Lh = 5110 ч) в 2,38 раза выше, чем при d 1 = 140 мм (при разности диаметров всего 20 мм). Во столько же раз уменьшается вероятность замены комплекта ремней в работе при d 1 = 160 мм. При d 1 = 200 мм (Lh = 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; d 1 = 160 мм, d 2 = 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, F 0 = 119 H, F в x = 644 H, F в y = 300 H, Lh = 5110 ч, Lh / 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 d 1, 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

L p, мм

стандарт

1600

1600

1800

2000

5. Частота пробегов μ, с 1

(49)

4,4

5

5,5

5,6

< [20]

6. Межцентровое расстояние а nom , мм

(14)

512

476

492

541

[440…560]

7. Регулирование а, мм:

Δ1 : нормальный ремень,

Δ1 = 0,025 L p

40

40

45

50

S 1 = 0,025

узкий ремень,

Δ1 = 0,04 L p

64

64

72

80

поликлиновой ремень;

Δ1 = 0,03 L p

48

48

54

60

Δ2 : нормальный (по сечению В(Б)) ремень,

(16)

40

40

42

40

S 2 = 0,009

узкий ремень,

Δ2 = 0,02 L p

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 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 d 1, 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

Р 0 , кВт

Рис.П3, П4

1,73

2,22

2,1

2,83

2,42

4,05

2,42

4,75

Класс II

2. Коэффициенты С α

стр. 11 (ч.I)

0,98

0,98

0,98

0,98

0,97

0,97

0,965

0,965

С L

(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

К 0 ' / 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

С p = 1,2 *

7. Окружное усилие

одного ремня Ft , Н

103 P / (v К )

181

181

158

237

189

379

169

338

8. Сила на валах F в , Н

(38)

801

825

711

721

580

584

543

537

9. Составляющие F в

по осям: F вх

(41)

726

748

644

653

526

529

492

487

F в y

339

349

300

305

245

247

229

227

10. Напряжения в ремне

σ0 , МПа

F 0 / 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 ρv 2

0,06

0,06

0,08

0,08

0,13

0,13

0,16

0,16

ρ = 1300 кг/м3

σр

σ0t / 2+σц

2,83

1,72

2,53

2,25

3,1

3,63

2,84

3,34

σи 1

2Ey 0 / d 1

4,0

5,75

3,5

5,0

2,8

4,0

2,5

3,58

E = 100 МПа

σр / σи 1

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

σm ax

σр + σи 1

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 / T p

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 d 1, мм, и сечениях ремней

Примечание

наименование

источник

140

160

200

224

SPZ

Л

SPZ

Л

SPZ

Л

Л

1. Номинальная мощность P 0 , кВт.

Допускаемая окружная сила одного

клина F 0 , Н

Рис.П6

Табл.4 (ч.I)

2,7

83

3,4

83

4,15*

83

83

2. Коэффициенты:

C α

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

C К

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 / d 1

-

1,84

-

1,98

-

2,18

2,26

табл. 4 (ч.I)

3. Расчетная окружная сила одного

клина F 0 , 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 / (v К )

271

542

237

474

379

379

338

Для Л К = 1

6. Число клиньев z'

Ft / F 1

-

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 F 0 , Н

(34) и (35)

203

409

179

359

290

296

271

9. Сила на валах F в , Н

(38) и (39)

809

815

713

715

576

588

537

проекции F вx

(41)

733

739

646

648

522

533

487

F вy

(41)

342

344

301

302

243

248

227

10. Напряжения в ремне, МПа

σ0

F 0 / A

3,63

-

3,2

-

5,18

-

-

A = 56 мм2

σt / 2

Ft / (2A )

2,42

-

2,12

-

3,38

-

-

σц

10 – 6 ρv 2

0,06

-

0,08

-

0,13

-

-

ρ = 1300 кг/м3

σр

σ0 + σt / 2+ σц

6,11

-

5,4

-

8,69

-

-

σи 1

2Ey 0 / d 1

2,86

-

2,5

-

2

-

-

E = 100 МПа

σр / σи 1

2,14

-

2,16

-

4,35

-

-

коэффициент ξi

рис. 5 (ч.I)

1,6

-

1,6

-

1,4

-

-

i = 1,6

σm ax

σр + σи 1

8,97

-

7,9

-

10,69

-

-

1) Для узких ремней SPZ(УО) рекомендуемые d 1 ограничены (рис. П6) 180 мм. При увеличении диаметров свыше 180 мм передаваемая мощность одним ремнем P 0 не изменяется. Поэтому в табл. 3.4 вариант с d 1 = 224 мм для SPZ(УО) не рассматривается.

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

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, d 1 = 160 мм, d 2 = 250 мм,

i = 1,58, v = 8 м/c, α = 169,7 0 , μ = 5 с –1 , а nom = 476 мм, ∆ = 96 мм, F 0 = 179H, F в x = 646 H, F в y = 301 H, σmax = 7,9 МПа.

4) Передача с поликлиновым ремнем сечения Л может быть рекомен-дована лишь при d 1 = 140 мм, где количество клиньев ремня К = 5, и при d 1 = 160 мм К = 4. При других d 1 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, d 1 = 160 мм, d 2 = 250 мм, v = 8 м/с, μ = 5 с –1 , F 0 = 359 H, F в x = 648 H, Fв y = 302 H.

Сравнение передач с клиновыми ремнями

При общих геометрических (d 1 , d 2 , α, L P , а ) и кинематических (i , v , μ) параметрах для варианта при d 1 = 160 мм имеем:

Сечение

К

F 0

F вx

F в у

σ0

σt

σmax

Lh

Lh /T P

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 σmax 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 в x , F в y , 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 d 1 = d min для данного сечения ремня не обеспечивает необходимой долговечности ремней.

Таблица 4.1 – Формуляр расчета зубчатоременной передачи

Параметры

Результаты расчета при d 1 мм, и m мм

Приме-

чание

наименование

источник

140

160

200

4

5

7

4

5

7

4

5

7

1. Число зубьев z 1

d 1 / m

35

28

20

40

32

23

50

40

29

> z 1 min

z 2

d 2 / m

56

45

32

63

50

36

79

63

45

< z 2 max

2. Фактическое i

i = z 2 / z 1

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 z 0

(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 z P

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

R 40

8. Окончательно L P, мм

pmz p

1571

1571

1561

1634

1649

1649

1759

1885

1759

9. Межцентровое

расстояние а nom , 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 (z 0 > 6), C p = 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

m п . 103 кг / (м. мм)

табл. 5 (ч.I)

6

7

8

6

7

8

6

7

8

15. Ширина ремня b ¢ 0, мм

(при С ш = 1)

Ft / Fy

22

18

17

19

16

15

15

13

12

Коэффициент С ш

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 F 0, 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

d 1 ≥ (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, d 1 d 30 , d 2 H ) по условиям компоновки, для расчета принимаем те же диаметры, что и для клиноременной передачи (d 1 = 140, 160, 200 и d 2 = 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: d 1 = 140 мм, d 2 = 224 мм, i = 1,61, m = 5 мм, zp = 100, L P = 1571 мм, b = 25 мм, а nom = 498 мм, F 0 = 0,41 H, F в x = 598 H, F в y = 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.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий