Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле (74)
.
Требуемое число ремней Z определяется по формуле
, (75)
где Р1 – мощность передаваемая через передачу, кВт;
– коэффициент числа ремней, выбираемый по таблице 12, предва-рительно задавшись предполагаемым интервалом числа ремней Z. Если
Полученное по зависимости (75) число ремней выйдет за выбранный интервал, то расчет повторяется.
Окончательно выбираем Z = 3 (округляем в большую сторону до целого числа от Z/). В проектируемых передачах малой и средней мощности рекомендуется принимать число клиновых ремней Z меньше или равно 6. При необходимости уменьшить расчетное количество ремней Z следует увеличить диаметр ведущего шкива d1 или перейти на большее сечение ремня.
Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле [4]: 
(76)
,
где 
коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый в таблице 12.
Определим силу давления на валы передачи 
, Н, (рисунок 7):
. (77)
Основные геометрические размеры шкива показаны на рисунке 9. Рассчитаем размеры только ведомого шкива, так как он изображается на чертеже общего вида редуктора (таблица 13). Для расчета параметров ступицы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора dВ1, который будет получен в пункте 10 настоящего учебного пособия.
В проектируемых ременных передачах при скорости ремня V до 30 м/с шкивы изготавливаются литыми из чугуна СЧ 15.
Таблица 13 – Размеры ведомого шкива, мм
| Параметр (рисунок 9) | Формула | Расчет |
| Диаметр шкива конструктивный | de2 = d2 + 2 × t | de2 = 315 + 2 × 4,2 = 323,4 |
| Ширина шкива | B = (Z–1) × p + 2 × f | B = (3–1) ×19 + 2 ×12,5 = 63 |
| Канавки | Размеры в таблице Б.3 | |
| Толщина обода | d = (1,1 … 1,3) × h | d = 1,2 × h = 1,2 ×10,8 = 12,96 |
| Толщина диска | С = (1,2…1,3) × d | С = 1,25 × 12,96 = 16,2 |
| Отверстия в диске | См. таблицу 7 | |
| Диаметр ступицы | dcт = 1,6 × dВ1 | dcт = 1,6 × 26 = 41,6 |
| Длина ступицы | Lст = (1,0 … 1,5) × dВ1 | Lст = (1,0 … 1,5) × 26 = = 26 … 39 |
| Примечание: размеры t, p, f, h из таблицы Б. 3 |
Рисунок 9 – Конструкция шкива
Проектный расчет валов
Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [t] = 15…20 МПа [4, с. 296]. Меньшее значение [t] принимается для расчета быстроходных валов, большее – для расчета тихоходных валов.
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ1, мм, (рисунок 10) равен [4]:
. (78)
Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала dВ2, мм, (рисунок 11) равен:
, (79)
где Т2, Т3 – номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 6.1).
Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов d/В1, d/В2 округляются до ближайшего большего стандартного значения из ряда, мм: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125.
В случае, если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой (кинематическая схема рассматриваемого примера), полученный расчетом диаметр d/В1 необходимо согласовывать с диаметром вала электродвигателя d1 (таблица Б. 4) [3]
. (80)
Окончательно выбираем dВ1 = 26 мм, dВ2 = 34 мм.