Ременные передачи

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_>1> ≤ d_>30>, d_>2> ≤ 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_>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 F_>t> = 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, σ_>0 >= 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 , 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 σ>0>, 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	 = 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 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]
		, град		165,07	162,9	> [1500 ]
		L>p>, мм		1918	2032	а' = 500
		L>p>>,> мм		2000	2000
		, с – 1		5,57	6,2	< [15 с – 1]
		а>nom>, мм		541	484	[440 ÷ 560]
		F>t>, H		338	303
		C>α>		0,96	0,95
		C>v>		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, 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 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 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 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 (L_>h>_> >= 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 (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; 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, 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 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:
Δ>1>: нормальный ремень,	Δ>1> = 0,025 L>p>	40	40	45	50	S>1> = 0,025
узкий ремень,	Δ>1> = 0,04 L>p>	64	64	72	80
поликлиновой ремень;	Δ>1> = 0,03 L>p>	48	48	54	60
Δ>2>: нормальный (по сечению В(Б)) ремень,	(16)	40	40	42	40	S>2> = 0,009
узкий ремень,	Δ>2> = 0,02 L>p>	32	32	36	40
поликлиновой ремень	Δ>2> = 0,013 L>p>	21	21	23	26
8. Ход регулирования Δ, мм:	Δ>1>+ Δ>2>
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 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)
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 С>к> = 1
4. Коэффициент С>к>	стр. 12 (ч.I)	0,8	0,82	0.82	0,83	0,82	1	0.82	1
5. Расчетное число ремней	К>0>' / С>к>
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 F>0,> Н	(31)	134	138	119	181	146	294	137	271	С>p> = 1,2 *
7. Окружное усилие одного ремня F>t>, Н	103P / (vК)	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>в>>х>	(41)	726	748	644	653	526	529	492	487
F>в>>y>	339	349	300	305	245	247	229	227
10. Напряжения в ремне σ>0>, МПа	F>0> / A	1,65	1,0	1,47	1,31	1,8	2,13	1,69	1,96
σ>t>> >/> >2	F>t> / (2A)	1,12	0,66	0,98	0,86	1,17	1,37	1,04	1,22
σ>ц>	10 – 6 ρv2	0,06	0,06	0,08	0,08	0,13	0,13	0,16	0,16	ρ = 1300 кг/м3
σ>р>	σ>0>+σ>t> / 2+σ>ц>	2,83	1,72	2,53	2,25	3,1	3,63	2,84	3,34
σ>и>>1>	2Ey>0 >/ d>1>	4,0	5,75	3,5	5,0	2,8	4,0	2,5	3,58	E = 100 МПа
σ>р> / σ>и>>1>		0,7	0,3	0,72	0,45	1,1	0,9	1,14	0,94
Коэффициент ξ>i>	рис. 5 (ч.I)	1,87	1,95	1,87	1,92	1,81	1,83	1,8	1,82	i = 1,6
σ>m>>ax>	σ>р> + σ>и>>1>	6,83	7,47	6,03	7,25	5,9	7,63	5,34	6,92
11. Долговечность L>h>, ч	(48)	2146	1093	5110	1203	5357	693	11626	1479
Отношение L>h> / 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
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
C>L>	(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
C>V>	0,908 – 0,0155 v	-	0,8	-	0,78	-	0,75	0,74	табл. 4 (ч.I)
C>d>	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 F>t>, Н	103 P / (vК)	271	542	237	474	379	379	338	Для Л К = 1
6. Число клиньев z'	F>t> / 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>в>>x>	(41)	733	739	646	648	522	533	487
F>в>>y>	(41)	342	344	301	302	243	248	227
10. Напряжения в ремне, МПа
σ>0>	F>0> / A	3,63	-	3,2	-	5,18	-	-	A = 56 мм2
σ>t>> >/ 2	F>t> / (2A)	2,42	-	2,12	-	3,38	-	-
σ>ц>	10 – 6 ρv2	0,06	-	0,08	-	0,13	-	-	ρ = 1300 кг/м3
σ>р>	σ>0>+ σ>t>> >/ 2+ σ>ц>	6,11	-	5,4	-	8,69	-	-
σ>и>>1>	2Ey>0 >/ d>1>	2,86	-	2,5	-	2	-	-	E = 100 МПа
σ>р> / σ>и>>1>		2,14	-	2,16	-	4,35	-	-
коэффициент ξ>i>	рис. 5 (ч.I)	1,6	-	1,6	-	1,4	-	-	i = 1,6
σ>m>>ax>	σ>р> + σ>и>> 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 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, 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, σ_>max>_> >= 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, F_>в>_>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>в>>x>	F>в>>у>	σ>0>	σ>t>	σ>max>	L>h>	L>h >/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 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_>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 , 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 >/ m 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 L>P,> мм	mz>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 F>t>>,>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		C>u> = 1 (i > 1), C>z> = 1 (z>0 >> 6), C>p> = 1 (ролики отсутствуют)
13. Допустимая удельная окружная сила F>y>, 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)	F>t >/ F>y>	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, z_>p>= 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.