2310
.pdf
|
|
|
|
|
|
Таблица 9 |
|
|
Клиновые многоручьевые ремни |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Обозначение |
|
Размеры сечения, мм |
|
Диапазон расчетных |
||
сечений |
bp |
|
b0 |
|
H |
длин l мм |
R/О |
8,5 |
|
9,3 |
|
7,5 |
1000…2500 |
R/А |
11,0 |
|
12,3 |
|
10,0 |
1000…4000 |
R/Б |
14,0 |
|
15,3 |
|
12,5 |
1000…6300 |
R/В |
19,0 |
|
21,3 |
|
15,5 |
1000…10000 |
R/Г |
27,0 |
|
31,0 |
|
21,0 |
1000…14000 |
R/УО |
8,5 |
|
9,27 |
|
9,5 |
1000…3550 |
R/УА |
11,0 |
|
12,27 |
|
13,0 |
1000…4000 |
R/УБ |
13,0 |
|
16,27 |
|
15,0 |
1250…4000 |
R/УВ |
18,0 |
|
21,27 |
|
20,0 |
2000…4000 |
3.2. Расчет клиноременной передачи
Основными причинами выхода из строя клиновых ремней является усталостное разрушение в виде расслоения, трещин и надрывов, а также износ и срыв оберточной ткани. Работоспособность клиноременных передач оценивают тяговой способностью и долговечностью ремней.
Небольшое число стандартных сечений клиновых и поликлиновых ремней позволило для каждого сечения определить по кривым скольжения допускаемую приведенную мощность [Р0], передаваемую одним ремнем эталонной передачи. Под эталонной понимается двухшкивная передача с одним ремнем (U = 1,0, спокойная нагрузка и базовая длина ремня l0, табл. 10, 11, 12). Задача сводится к переходу от допускаемой мощности, известной для эталонной передачи, к допускаемой мощности для проектируемой передачи.
При проектировании передачи должны быть заданы: наибольшая мощность Р, кВт или наибольший крутящий момент на быстроходном валу Т1, Нм, частоты вращения быстроходного n1, мин-1 и тихоходного n2, мин-1 валов или передаточное число u и предлагаемый режим работы передачи. В ряде случаев ориентировочно задают межосевое расстояние аw или максимальный диаметр ведомого шкива D2.
21
Проектирование клиноременной передачи рекомендуется проводить в следующей последовательности.
1. Выбирают тип ремня (табл. 3) и устанавливают сечение ремня в зависимости от величины крутящего момента Т1 на быстроходном валу (табл. 13). Если возможно применение ремней двух сечений, то расчет следует вести для обоих вариантов с последующим выбором наиболее рациональной конструкции передачи.
Если задана наибольшая мощность Р кВт, то крутящий момент на ведущем валу равен:
Т1 = |
30 1000 Р |
, Нм |
(34) |
|
|||
|
n1 |
|
|
где n1 – частота вращения ведущего вала, мин-1
2. Находят расчетный диаметр ведущего шкива D1. Если нет жестких ограничений на габаритные размеры передачи, желательно задавать диаметр D1 возможно большим, так как при этом снижаются деформации при изгибе ремня, уменьшается сила предварительного натяжения, повышается долговечность ремней и уменьшаются потери в передаче.
Таблица 10
Допускаемая приведенная мощность [P0], кВт, передаваемая одним клиновым ремнем нормального сечения /2/
Обозначение |
Диаметр |
[P0], кВт, при скорости ремня V, м/с |
||||||
малого шкива |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|||
ремня |
5 |
10 |
15 |
20 |
25 |
30 |
||
D1, мм |
||||||||
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
О (Z) |
63 |
0,49 |
0,82 |
1,03 |
1,11 |
– |
– |
|
71 |
0,56 |
0,95 |
1,22 |
1,37 |
1,4 |
– |
||
(l0=1320 мм) |
||||||||
80 |
0,62 |
1,07 |
1,41 |
1,6 |
1,65 |
– |
||
|
||||||||
А (А) |
90 |
0,84 |
1,39 |
1,75 |
1,88 |
– |
– |
|
100 |
0,95 |
1,6 |
2,07 |
2,31 |
2,29 |
– |
||
(l0=1700 мм) |
||||||||
112 |
1,05 |
1,82 |
1,82 |
2,74 |
2,82 |
2,5 |
||
|
||||||||
Б (В) |
125 |
1,39 |
2,26 |
2,8 |
– |
– |
– |
|
140 |
1,61 |
2,7 |
3,45 |
3,83 |
– |
– |
||
(l0=2240 мм) |
||||||||
160 |
1,83 |
3,15 |
4,13 |
4,73 |
4,88 |
4,47 |
||
|
||||||||
В(С) |
200 |
2,77 |
4,59 |
5,8 |
6,33 |
– |
– |
|
224 |
3,15 |
5,35 |
6,95 |
7,86 |
7,95 |
7,06 |
||
(l0=3750 мм) |
||||||||
280 |
3,48 |
6,02 |
7,94 |
9,18 |
9,6 |
9,05 |
||
|
||||||||
22
Таблица 11
Допускаемая приведенная мощность [P0] кВт, передаваемая одним узким клиновым ремнем /2/
Обозначение |
Диаметр малого |
[P0], кВт, при скорости ремня V, м/с |
|||||
ремня |
шкива D1, мм |
|
|
|
|
|
|
5 |
10 |
20 |
30 |
40 |
|||
|
|
||||||
УО |
63 |
0,95 |
1,5 |
1,85 |
– |
– |
|
71 |
1,18 |
1,95 |
2,73 |
– |
– |
||
(l0=1600 мм) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
80 |
1,38 |
2,34 |
3,5 |
– |
– |
||
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
УА |
90 |
1,56 |
2,57 |
– |
– |
– |
|
100 |
1,89 |
3,15 |
– |
– |
– |
||
(l0=2500 мм) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
112 |
2,17 |
3,72 |
5,61 |
– |
– |
||
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
УБ |
140 |
2,95 |
5,0 |
– |
– |
– |
|
160 |
3,45 |
5,98 |
9,1 |
– |
– |
||
(l0=3550 мм) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
180 |
3,8 |
6,7 |
10,6 |
11,5 |
– |
||
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
УВ |
250 |
6,05 |
10,6 |
16,6 |
17,1 |
– |
|
280 |
6,6 |
11,5 |
18,7 |
20,7 |
– |
||
(l0=5600 мм) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
315 |
7,08 |
12,8 |
20,9 |
23,9 |
22,7 |
||
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 12 |
|
|
Допускаемая приведенная мощность [P0], кВт, |
|
|
||||
передаваемая одним клином поликлинового ремня /2/. |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Обозначение |
|
Диаметр малого |
[P0], кВт, при скорости ремня V, м/с |
||||
ремня |
|
шкива D1, мм |
|
|
|
|
|
5 |
15 |
25 |
|
35 |
|||
|
|
|
|
||||
К |
|
40 |
0,14 |
0,32 |
– |
|
– |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
45 |
0,155 |
0,36 |
0,49 |
|
– |
|
(l0=710 мм) |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
50 |
0,165 |
0,4 |
0,53 |
|
– |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Л |
|
80 |
0,39 |
0,79 |
– |
|
– |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
90 |
0,45 |
0,97 |
– |
|
– |
|
(l0=1600 мм) |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
100 |
0,5 |
1,12 |
1,3 |
|
– |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
М |
|
180 |
1,45 |
3,02 |
3,18 |
|
– |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
200 |
1,63 |
3,58 |
4,04 |
|
– |
|
(l0=2240 мм) |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
114 |
1,8 |
4,12 |
4,95 |
|
3,7 |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
23
Таблица 13
Рекомендуемые сечения клиновых и поликлиновых ремней и минимально допустимые диаметры шкива /4/
Обозначение |
Площадь сечения |
Применять при |
|
|
сечения ремня |
А, мм2 |
величине крутящего |
Dmin, мм |
|
|
|
момента Т1, Нм |
|
|
O(Z) (R/О) |
47 |
<30 |
63 |
(80) |
А(А) (R/А) |
81 |
15…60 |
90 (125) |
|
Б(В) (R/Б) |
138 |
50…150 |
125 |
(180) |
В(С) (R/В) |
230 |
120…600 |
200 |
(225) |
Г(D) (R/Г) |
476 |
450…2400 |
320 |
(360) |
Д(Е) |
692 |
1600…6000 |
500 |
|
УО (R/УО) |
56 |
<150 |
63 |
(71) |
УА (R/УА) |
93 |
90…400 |
90 |
(95) |
УБ (R/УБ) |
159 |
300…2000 |
140 |
(160) |
УВ (R/УВ) |
278 |
>1500 |
225 |
(250) |
К |
54 |
<40 |
40 |
|
Л |
291 |
18…400 |
80 |
|
М |
954 |
>130 |
180 |
|
Примечание: площадь сечения поликлинового ремня указана при числе ребер Z = 10.
При проектном расчете диаметр малого шкива D1 рекомендуется определять по формуле /4/:
D = K |
d |
3 |
Т |
, мм |
(35) |
1 |
|
1 |
|
|
где Кd – коэффициент, учитывающий тип ремня. Для клиновых ремней нормальных сечений Кd = 38…42, для узких Кd = 32.
Полученный результат округляют до ближайшего из стандартных значений (см. п.3, разд. 2.2 или ГОСТ 20898-88).
3.Определяют расчетный диаметр большего шкива D2 по формуле (3). Полученный результат также округляют до ближайшего значения из стандартного ряда диаметров шкивов (см. п. 2).
4.Уточняют фактическое передаточное число по формуле (4).
5.Находят окружную скорость ремня V, м/с по формуле (5).
6.Определяют окружное усилие Ft, Н по выражениям (6).
7.Находят величину межосевого расстояния аw (если оно не задано), по зависимости (7):
|
|
|
|
аw = D2 / 3 U . |
(36) |
||
24
Найденное значение межосевого расстояния должно удовлетворять условию:
|
аw min ≤ аw ≤ аw max, |
где |
аw min = 0,55 (D1 + D2) + h , |
аw max = 2 (D1 + D2),
где h – расчетная высота сечения ремня, мм (табл. 7, 8).
Допускается проектирование клиноременных передач с межосевым расстоянием большим, чем аw max.. Для обеспечения нормальной работы таких передач требуется установка натяжного или оттяжного ролика с расчетным диаметром не менее, чем D1. Такие ролики рекомендуется размещать на ведомой ветви ремня внутри контура передачи /3/.
8. Вычисляют расчетную длину ремня: |
|
|
|
||||||
|
ℓ = 2 аw Cosγ + π /2 (D2 + D1) + γ (D2 - D1), |
(37) |
|||||||
где |
arctg |
|
sin |
|
; |
sin |
D2 D1 |
. |
(38) |
|
|
|
|
||||||
|
|
1 - sin2 |
|
|
|
2aW |
|
||
Полученный результат округляется до ближайшего стандартного значе-
ния по ГОСТ 1284.1-89: 400, 450, 630, 650, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, 12500, 14000, 16000, 18000.
9. Уточняют межосевое расстояние при стандартной длине ремня:
аw |
1 |
|
|
D2 D1 |
D2 D1 . |
(39) |
|
|
|
||||||
2 cos |
2 |
||||||
|
|
|
|
|
Для удобства монтажа и компенсации вытяжки ремня в передаче должна быть предусмотрена возможность изменения межосевого расстояния в преде-
лах от 0,94 аw до 1,12 аw /3/.
10. Вычисляют угол обхвата ремнем ведущего шкива α1 по формуле
(11).
11. С увеличением передаточного числа напряжения изгиба на дуге обхвата ремнем шкива большого диаметра уменьшаются, вследствие чего увеличивается долговечность ремней по сравнению с эталонной передачей. Это эквивалентно увеличению диаметра малого шкива в Кi раз.
dE Ki D1 , |
(40) |
где Ki - коэффициент, учитывающий передаточное число. |
|
Ki = 1,14 – 0,14 exp [ -2,43 (u –1)] |
(41) |
12. Вычисляют допускаемую мощность, реализуемую одним ремнем |
|
[P0], кВт: |
|
[P0] = [σt0] AV /1000, |
(42) |
где А – площадь поперечного сечения ремня, мм2 (табл. 10, 11); |
|
25
[σto] – допускаемое полезное напряжение ремня эталонной передачи,
МПа.
Допускаемое полезное напряжение для эталонной передачи находят с помощью выражений (43) и (44), полученных на основе обработки результатов испытаний клиновых ремней /7/.
Для клиновых ремней нормальных сечений и поликлиновых ремней:
[σto] = a1 V-0,09 - a2 / dE – a3 V2 |
(43) |
Для узких клиновых ремней |
|
[σto]=a4- a2/dE – a3V2 – a5lgV. |
(44) |
Здесь а1…а5 – коэффициенты, зависящие от типа и размеров сечений ремня (табл. 14).
Таблица 14
Параметры для определения полезного напряжения в ремне эталонной клиноременной передачи [σto] и базовая длина ремня ℓ0
Обозначение |
|
|
Параметры |
|
|
Длина |
|||
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
ремняℓ0, |
|
сечения ремня |
а1 |
а2 |
|
а3·10 |
3 |
|
а4 |
а5 |
|
|
|
мм |
|||||||
|
|
|
|
||||||
0 (Z) |
5,43 |
160 |
|
1,02 |
|
– |
– |
1320 |
|
А (A) |
5,65 |
247 |
|
0,963 |
|
– |
– |
1700 |
|
Б (B) |
5,87 |
375 |
|
0,973 |
|
– |
– |
2240 |
|
В (C) |
6,52 |
633 |
|
1,04 |
|
– |
– |
3750 |
|
Г (D) |
6,90 |
1086 |
|
1,02 |
|
– |
– |
6000 |
|
Д – |
6.82 |
1402 |
|
1,01 |
|
– |
– |
7100 |
|
УО |
– |
387 |
|
1,10 |
|
11,0 |
1,796 |
1600 |
|
УА |
– |
502 |
|
1,10 |
|
10,0 |
1,615 |
2500 |
|
УБ |
– |
632 |
|
1,10 |
|
9,25 |
1,442 |
3550 |
|
УВ |
– |
914 |
|
1,16 |
|
8,90 |
1,354 |
5600 |
|
К |
11,85 |
194 |
|
1,34 |
|
– |
– |
710 |
|
Л |
7,56 |
302 |
|
1,34 |
|
– |
– |
1600 |
|
М |
8,18 |
716 |
|
1,31 |
|
– |
– |
2240 |
|
Допускаемую мощность [P0], передаваемую одним ремнем эталонной передачи, можно определить непосредственно по таблицам в зависимости от скорости ремня (см. табл. 10, 11, 12).
Ресурс ремня определяется условиями эксплуатации передачи и зависит, в первую очередь, от уровня динамических нагрузок (коэффициента динамичности) КА (см. п. 14, раздела 2.2.). Для клиновых и поликлиновых ремней
среднее значение ресурса устанавливают по формуле: |
|
Lh = KL Lo, |
(45) |
где КL – коэффициент, учитывающий режим нагружения передачи; |
|
26
L0 – нормированное значение ресурса; для кордшнуровых ремней с повышенным ресурсом по ТУ 38-105 1798-87, L0 = 3700 ч., для всех остальных
L0 = 2000 ч.
Для легкого режима работы (КА ≤ 1,2) коэффициент КL = 2,5; для среднего (КА ≤ 1,5), КL = 1,0; для тяжелого (КА ≤ 2,0); КL = 0,5; для очень тяжелого
(КА ≤ 3,0); КL = 0,25.
13. Допускаемое значение передаваемой мощности для проектируемой передачи находят по зависимости:
[P] = [P0]· Cp ·Cα ·Cℓ,
где Ср – коэффициент, учитывающий режим работы привода; Сα – коэффициент, учитывающий угол обхвата ремнем малого шки-
ва;
Сℓ – коэффициент, учитывающий отличие расчетной длины ремня ℓ от базовой длины ремня эталонной передачи ℓ0 (см. табл. 15).
Коэффициент Ср и Сα находят по зависимостям (13) и (15). Коэффициент Сℓ вычисляют по формуле /7/:
Сℓ = 1 + 2,4 [(ℓ / ℓ0)0,09 - 1]. (47)
Для расчета коэффициента Сℓ можно воспользоваться данными табл. 15
/2/.
Таблица 15
Значение коэффициента Сℓ
Параметр, тип ремня |
|
|
Величина Сℓ |
|
|
||
Отношение ℓ / ℓ0 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
|
Клиновой ремень |
0,82 |
0,89 |
0,95 |
1,0 |
1,04 |
1,07 |
|
нормального сечения |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
Клиновой ремень узкий и |
0,85 |
0,91 |
0,96 |
1,0 |
1,03 |
1,06 |
|
поликлиновой ремень |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
14. Находят количество клиновых ремней как ребер поликлинового ремня:
Z = P / ([P] CZ), (48)
где СZ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремням.
СZ = 1,025 - 0,025 Z . |
(49) |
Увеличение количества ремней в комплекте повышает надежность и долговечность передачи. При этом необходимо иметь в виду, что количество клиновых ремней или ребер поликлинового ремня не должно быть более 7…8 для клиновых, 36 или 50 для поликлиновых ремней (см. табл. 8). В рационально спроектированной передаче ширина шкива В не должна превышать диаметр D1:
27
В = 2 S +t (Z - 1), мм, |
(50) |
где t и S – геометрические параметры, определяемые по табл. 8 и 9. |
|
15. Определяют коэффициент тяги |
|
= φ0· Сα· Сро, |
(51) |
где φ0 – коэффициент тяги эталонной передачи, принимаемый для клиновых и поликлиновых ремней равным 0,67.
Значение коэффициента Сро определяют по формуле (14).
16. Определяют силы, действующие на валы ременной передачи. Усилие предварительного натяжения ремня по формуле (23), натяжения
ведущей (24) и ведомой (25) ветвей. Давление на валы передач (26).
17. Рассчитывают суммарный условный объем шкива W∑ (зависимость(32)) и массу комплекта ремней Мр (зависимость (33)).
4. ЗУБЧАТОРЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
При больших нагрузках применение клиновых ремней приводит к увеличению габаритов привода. В этом случае предпочитают применять зубчатоременную передачу, работающую по принципу зацепления (рис. 5). Зубчатое зацепление ремня со шкивом устраняет упругое скольжение и необходимость в большом предварительном натяжении.
Достоинства передачи: относительно небольшие габариты, отсутствие скольжения, возможность реализации больших передаточных чисел (U ≤ 12), высокий КПД (0,94…0,97), малые нагрузки на валы, значительные передаваемые мощности (до 100...200 кВт), высокая скорость (до 60 м/с).
Недостатки передачи: сравнительно высокая стоимость, повышенная чувствительность к непараллельности валов /2/.
Распространению зубчатоременной передачи способствуют эластичность ремня и упругость зубьев, которые устраняют шум и значительно снижают динамические нагрузки, что позволяет применять передачу в киносъемочной и телевизионной аппаратуре, приводах станков, роботов и приборах.
Зубчатые ремни выполняют из резины на основе бутадиен-нетрильных каучуков, полиуретана и неопрена. Несущий слой выполняют из стального троса или троса из стекловолокна. Зубчатые ремни представляют собой бесконечную ленту с зубьями на внутренней поверхности, стандартизованы по ОСТ 38-05114-76. Зубья ремня имеют трапецеидальную форму с углом профиля 50° и 40° (табл. 15). Основным параметром передачи является модуль,
мм : 1; 1,5; 2; 3; 4; 5; 7; 10 /1/.
28
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 15 |
|
|
|
|
|
Ремни приводные зубчатые по ОСТ 38-05114-76 |
/1/ |
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
m= |
P |
|
P |
S |
h |
H |
δ |
γ0 |
b |
Zp |
Sш |
hш |
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,0 |
|
3,14 |
1,0 |
0,8 |
1,6 |
0,4 |
50 |
3,0…12,5 |
40…160 |
1,0 |
1,3 |
|
1,5 |
|
4,71 |
1,5 |
1,2 |
2,2 |
0,4 |
50 |
3,0…20,0 |
40…160 |
1,5 |
1,8 |
|
2,0 |
|
6,28 |
1,8 |
1,5 |
3,0 |
0,6 |
50 |
5,0…20,0 |
40…160 |
1,8 |
2,2 |
|
3,0 |
|
9,42 |
3,0 |
2,0 |
4,0 |
0,6 |
40 |
12,5…50,0 |
40…160 |
3,2 |
3,0 |
|
4,0 |
|
12,57 |
4,4 |
2,5 |
5,0 |
0,8 |
40 |
20,0…100 |
48…250 |
4,0 |
4,0 |
|
5,0 |
|
15,71 |
5,0 |
3,5 |
6,5 |
0,8 |
40 |
25,0…100 |
48…200 |
4,8 |
5,0 |
|
7,0 |
|
21,99 |
8,0 |
6,0 |
11,0 |
0,8 |
40 |
40,0…125 |
56…140 |
7,5 |
8,5 |
|
10,0 |
|
31,42 |
12,0 |
9,0 |
15,0 |
0,8 |
40 |
50,0…200 |
56…100 |
11,5 |
12,5 |
|
Примечания:
1.Zp – число зубьев ремня из ряда: 40, 42, 45, 48, 50, 53, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85,
90, 95, 100, 105, 112, 115, 130, 140, 150, 160, 170, 180, 190, 200, 210, 220, 235, 250.
2. Ширина ремня b выбирают из ряда: 3,0; 4,0; 5,0; 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0; 32,0; 40,0; 50,05; 63,0; 80,0; 100,0; 125,0; 160,0; 200,0 мм.
3.Длина ремня ℓр = π m Zр.
4.Обозначения Sш и hш относятся к шкивам.
4.1.Последовательность расчета зубчатоременной передачи
1.Рассчитывают модуль зубчатого ремня /1/:
|
m = 3,5 3 |
1000P |
|
, |
|
|
(52) |
|
||
|
|
1 |
|
|
|
|||||
|
|
n1 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где Р1 – мощность на ведущем шкиве, КВт. |
|
|
||||||||
Модуль зубчатого ремня можно определить по табл. 16 /2/. |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 16 |
|
Значение модуля m зубчатого ремня |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|||||
Передаваемая |
Рекомендуемый модуль ремня m при ω1, с-1 |
|||||||||
мощность Р1, кВт |
350 |
|
180 |
|
125 |
|
90 |
70 |
||
0,4 |
3 |
|
3 |
|
3 |
|
3; 4 |
3; 4 |
||
1,5 |
3 |
|
3; 4 |
|
|
3; 4 |
|
4 |
4 |
|
5,5 |
4 |
|
4 |
|
|
4 |
|
4; 5 |
4; 5 |
|
7,5 |
4 |
|
5; 7 |
|
|
5; 7 |
|
5; 7 |
5; 7 |
|
17,0 |
5; 7 |
|
5; 7 |
|
|
7 |
|
7 |
7 |
|
30,0 |
5; 7 |
|
7 |
|
|
7 |
|
7; 10 |
7; 10 |
|
29
2.Назначают число зубьев ведущего шкива Z1. Из условия долговеч-
ности ремня число зубьев ведущего шкива Z1 |
принимают не менее рекомен- |
|||||||||||||||
дуемого в зависимости от частоты вращения шкива по табл. 17. |
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 17 |
||
Параметры зубчатоременных передач из ОСТ 38-05227-81 |
|
|||||||||||||||
|
(метод расчета) /1/ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Параметры |
|
|
|
Модуль m, |
мм |
|
|
|
||||||||
1 |
1,5 |
2 |
|
3 |
|
|
4 |
|
|
5 |
7 |
10 |
||||
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
Допускаемая удельная |
2,5 |
3,5 |
5,0 |
|
9,0 |
|
25,0 |
|
30,0 |
32,0 |
42,0 |
|||||
сила [F]0, Н/мм |
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Наибольшее передаточное |
7,7 |
10,0 |
11,5 |
|
12,0 |
|
8,0 |
|
|
8,0 |
5,7 |
4,7 |
||||
число |
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Наименьшее допустимое |
13 |
|
10 |
|
|
|
|
15 |
18 |
|||||||
число зубьев Z1 |
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Наибольшее число зубьев |
100 |
|
115 |
|
|
120 |
85 |
|||||||||
Z2 |
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рекомендуемое число |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
зубьев Z1, при n1, мин-1: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1000 |
13 |
|
|
10 |
|
|
|
12 |
|
|
|
16 |
|
|
22 |
|
1500 |
14 |
|
|
11 |
|
|
|
14 |
|
|
|
18 |
|
|
24 |
|
3000 |
15 |
|
|
12 |
|
|
|
16 |
|
|
|
20 |
|
|
26 |
|
Погонная масса |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
|
4,0 |
|
|
6,0 |
|
|
7,0 |
8,0 |
11,0 |
|||
q·104, кг/(м·мм) |
|
|
|
|
|
|||||||||||
Податливость ремня |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
шириной 1 мм на длине |
7 |
8 |
|
9 |
|
14 |
|
|
6 |
|
|
8 |
11 |
16 |
||
одного шага λ·104, мм2/Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3. |
Определяют делительные диаметры шкивов: |
|
||||||||||||
|
|
d1 = m Z1; |
d2 = m Z2 . |
(53) |
||||||||||
4. |
Определяют ориентировочное значение межосевого расстояния: |
|||||||||||||
|
|
аw ≥ 0,5 (d2 + d1) . |
|
|
|
|
(54) |
|||||||
Рассчитывают длину ремня ℓр в шагах по зависимости: |
|
|||||||||||||
|
|
2а |
|
Z |
Z |
2 |
|
Z |
2 |
Z |
2 P |
|
||
|
ℓр = |
W |
1 |
|
|
|
1 |
|
|
, |
(55) |
|||
|
Р |
|
|
2 |
|
|
|
2 |
|
|
a |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
W |
|
|
где Р – шаг ремня.
Полученную длину ℓр округляют до стандартного значения из ряда: 32;
40; 50; 63; 80; 100; 125; 160.
5. Определяют окончательное значение межосевого расстояния:
30