5. Уточняем передаточное отношение и частоту вращения ведомого вала:

<В = <*_Р2/Ир1 (1 -е)] =400/[200 (1 -0,015)1 =2,03; п₂ = п₁/1в= 1460/2,03 = 720 мин-*; f_F=rf_pa/[dpi(l— е)]=630/[315(1— 0,015)] = 2,03 и /г_а = 720 мин-¹.

6. Назначаем межосевое расстояние (см, занятие 4). Из условия 0,6 (dpi+dpa) ^ <а< 1 ,б (d_Pi+ d_p2) получим:

а) 0,6 (200+400)<а< 1,5(200+400), принимаем а_в=600 мм;

б) 0,6(315+630)<а< 1,5(315+630), принимаем с_Г = 1100 мм.

7. По формуле (50) находим угол обхвата:

_Фв= 180° -fc^£i60° = 180°—^°₆~^2QQ60° = 160° > [_Ф] = 120°; _Фг = 180° 60° = 180^о-^=~^60°« 170°> [_Ф],

8. По формуле (51) определяем длину ремня:

Lb = 2ав + 0,5я (d_pl + d_p2) + (d_p2 - d_vl)V(4a_B) = = 2.600+0,5я(200+400) + (400-200)²/(4-600) = 1200+942+16,7 « 2152 мм. По табл. П8 для ремня типа В принимаем Lb = 2120 мм.

Lr = 2д_г+0,5я (tf_pl + d_p2) + (d_p2—d_pl)²/(4a_r) = =2-1100+0,5я(315+630) + (630—315)²/(4-1100) = 2200+1480 + 22,5 » 3702 мм.

По табл. П8 для ремня типа Г принимаем Lr = 3750 мм.

9. По формуле (54) проверяем частоту пробега ремня:

v_b = V^Lb^¹⁵/²'^{12 = 7}'^{07 с}"¹ < Мш1п = Ю с-¹; v_r = y_r/L_r = 24/3,75 = 6,4 < [v]_min.

10. По формуле (52) уточняем межосевое расстояние:

a_r = a=[2L_r—7i (d_pl+с/_р2) +

+V[2L_r-n (c/pi+c/_p2)]²-8 (d_pB-d_pl)»]/8 = = [2-3750—я (315+630)+ V[2-3750—я (315 + 630)]?—8 (630—315)²]/8=э

= [4530 + |Л9,7-10⁶]/8 =1110 мм. Итак, окончательно принимаем а_г = а_угоч = 1110 мм,

Замечание. Если применяемое натяжное устройство имеет широкий диапазон изменения межосевого расстояния (см., например, рис. 26, а), то |я_уг0ч—^назн I ~ «1...10мм практически допустимо и, следовательно, при |£_габ_л—L_pac41 « « 10 ...50 мм (меньшие значения для ремней типов 0, А, Б, В) а можно не уточнять. Например, для проектируемого ремня типа В | £_таб_л—^расч | = = 12120—21521 = 32 мм и, следовательно, допустимо оставить "назначенное

а_в=600 мм, так как | я_Назн—Яу_Гочн|^Ю мм.

11. По формуле (55) определяем допускаемое полезное напряжение. По табл. П8 для ремня В при о?_р1 = 200 мм и для ремня типа Г при d_pi = 315 мм принимаем (1/70=1,48 МПа при а₀ = 1,18 МПа.

Коэффициенты угла обхвата (см. табл. П12): С_Ф==1_СОо = 0,95; С_фг=170о = 0,98. Скоростные коэффициенты (см. занятие 4):

Cf =--1,05 — 0,0005ув = 1,05—0,0005-15² = 0,94;

Cl = 1,05—0,0005rr = 1,05—0,0005 • 24² = 0,762.

Коэффициент режима и длительности работы С_р = 0,8 (см. табл. ШЗ). Итак, для ремня типа В

[G_F)^в = о>₀С§С?С_р = 1,48• 0,95 • 0,94 • 0,8 = 1,06 МПа;

для ремня типа Г

[о>]^г= 0^0^^=1,48.0,98.0,762.0,8 = 0,885 МПа.

12. Окружные силы:

,рВ = P_x/y_B = 20 • 10³/15 = 1333 Н; Ff = Рф_т = 20-10³/24 = 834 Н.

13. По формуле (61) определяем число ремней при S?=230mm² для ремня типа В (см. табл. П8); 5^ = 475 мм², для ремня типа Г (см. табл. П8);

n_Q = Ff/(So [о>]^в) = 1333/(230«1,06) = 5,47, принимаем я_в = 6;

/г_г = ^(5Г[_а/7]^г) = 834/(475.0,885) = 1,98, принимаем «_г = 2.

14. Силу предварительного натяжения ремней вычисляем по формуле (38) при а₀ = 1,18 МПа и S = nS₀:

Q$ = o₀n_BSo = 1,18-6.230 = 1630Н; Q₀^r = а₀/г_г5о = 1,18 • 2 • 475 = 1120 H.

15. По формуле (58) определяем силы, действующие на валы и их опоры:

F_B = 2Q$ sin (ф_в/2) = 2-1630 sin (160°/2) =3210 Н; F_r = 2Q₀^r sin (_Фг/2) = 2-1120 sin (170°/2) = 2220 Н.

50. Окончательный выбор типа ремня для проектируемой передачи. При анализе расчета клиноременной передачи с ремнями типов^В и Г предпочтение следует отдать ремню типа Г, так как вместо шести ремней типа В достаточно применить два ремня типа Г; частота пробега ремней типа Г и силы, действующие на валы и их опоры, меньше, чем у передачи с ремнями типа В. Но передача с рем­нями типа В компактнее и, следовательно, в случае ограничения ее габаритов предпочтение следует отдать этим ремням.

51. По табл. П9 находим параметры шкивов для запроектированных ремней типа Г:

/_р = 27мм, 6 = 8,1 мм, /г = 19,9мм, « = 37мм, / = 24мм, ai = 36° при </_р1 = 315мм и а₂ = 38° при с?_р2 = 630мм,

Наружные диаметры шкивов:

d*i = 4pt + 2& = 315 + 2-8,l =331,2 мм; d_ea = d_pa + 2& = 630+2.8,l =646,2 мм.

Ширина шкивов

М = (я —1)е+2/ = (2—1)37+2-24 = 85 мм.

Литература: [3, 6, 10, 11], задачи 8.13, 8.16, 8.27 [12].

Вопросы для самопроверки. 1. Приведите классификацию ременных передач. 2. Укажите достоинства и недостатки ременных передач и область их примене­ния. 3. В каких случаях рекомендуется применять плоские кожаные, прорези­ненные и хлопчатобумажные ремни? 4. Каковы преимущества клиновых ремней по сравнению с плоскими? 5. Из каких материалов изготовляют шкивы? Каковы их основные конструктивные разновидности? 6. Что такое Q₀, Q_lf Q₂, Ft ^{и ка}" кая существует связь между этими величинами? 7. Для чего производится пред­варительное натяжение ремней? Почему в клиноременной передаче предваритель­ное натяжение меньше, чем в плоскоременной? 8. Какие напряжения возникают в ремне при его работе? Укажите сечения ремня, в которых возникают наиболь­шие и наименьшие напряжения. 9. Какая разница между буксованием и упругим скольжением ремня? 10. Какую ветвь ремня (нижнюю или верхнюю) рекомендуется делать ведущей в открытой плоскоременной передаче и почему? 11. Каковы достоинства зубчатых ремней? 12. В каком диапазоне скоростей вы­годно применять обычные плоскоременные передачи? 13. Дайте сравнительную характеристику ременных и фрикционных передач. 14. Какими способами осуще­ствляют натяжение ремня? 15. Какой график называют кривой скольжения? В чем цель его построения? 16. Что такое коэффициент упругого скольжения и чему он равен? 17. Какую величину называют полезным напряжением? В чем услов­ность этого наименования? 18. Как влияет размер межосевого расстояния на работу ременной передачи? 19. От чего зависит и как опре/шляется значение до­пускаемого полезного напряжения? 20. Как определяется диаметр ведущего шкива плоскоременной и клиноременной передач? 21. Что такое тяговая способность ремня? От чего она зависит? '22. Почему ременную передачу рассчитывают не на прочность ремня, а по тяговой способности? 23. От каких факторов зависит долговечность ремня?