Расчет клиноременной передачи

Расчет клиноременной передачи начинается с выбора типа сечения ремня, его можно определить следующими способами:

а)По табл. 7 с учетом полученного значения Т₁ выбираем тип клинового ремня:

Т₁ = 55,2 Нм (см. пример расчета РГР 3 «Кинематический расчет привода»). Согласно табл. 7 имеем тип клинового ремня В(Б) нормального сечения (ГОСТ 1284.1 – 89; ГОСТ 1284.2 – 89).

б) Либо по номограммам на рис. 5 и 6, 8 в зависимости от частоты вращения и мощности выбранного нами электродвигателя (Рдв = 7,5 кВт, n = 1000 об/мин). Тип сечения ремня Б.

1. Вычисляем диаметр ведущего шкива:

d₁ = (38…42) = (38…42) = 144,7 … 159,9 мм.

Из ряда стандартных значений: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000 мм выбираем:

d₁ = 160 мм.

2. Диаметр ведомого шкива определим по следующей зависимости:

d₂ = d₁ × u (1 – ε),

где u = 2,2 – передаточное число ременной передачи, (см. пример расчета РГР 3 «Кинематический расчет привода»); ε – коэффициент скольжения 0,01… 0,02.

Подставив известные величины имеем, что:

d₂ = d₁ × u (1 – ε) = 160 × 2,2 · (1 – 0,015) = 346,7 ≈ 347 мм.

Из ряда стандартных значений принимаем d₂ = 355 мм

3. Определяем межосевое расстояние:

а ≥ 0,55 · (d₁ + d₂) + h,

где h – высота ремня, мм (см. табл. 7), h = 10,5 мм.

Подставив численные значения указанных величин имеем:

а = 0,55· (160 + 355) + 10,5 = 293,75 мм.

Принимаем а = 294 мм.

4. Определим длину ремня:

L = 2а + (p · (d₁ + d₂) / 2) + ((d₂ – d₁)² / 4а).

Подставив в формулу известные величины получим:

L = 2а + (p (d₁ + d₂)/2) + ((d₂ – d₁)²/ 4а) = 2 × 294 +(3,14 · (160 + 355) /2) + ((355 – 160)²/4 × 294) = 1428,88 мм.

Длину клинового ремня уточняем по стандартному ряду:

400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400,1600, 1800, 1950, 2000, 2240, 2500, 2800, 3120, 3150, 3200, 3255, 3285, 3325, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300 мм.

Принимаем L = 1600 мм.

5. Уточняем межосевое расстояние передачи:

.

Подставив известные величины получим:

а =

= 383,3 мм.

Принимаем а = 383 мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения, а на 0,01L для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения, а на 0,025L.

6. Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива:

a₁ = 180° – 57° · (d₂ – d₁) / а ³ [a],

где a₁ для нашего случая должно быть: a₁ ³ 120°.

Получаем:

a₁ = 180° – 57° · (355 – 160) / 383 = 150,9°.

7. Определим скорость ремня V, м/с:

V = p · d₁· n₁ / (60 × 10³) £ [V],

где d₁, n₁ – соответственно диаметр ведущего шкива, мм и его частота вращения, об/мин.

[V] = 25 м/с – для клиновых ремней.

Получаем, что V равно:

V = p d₁ n₁ / (60 × 10³)= 3,14 × 160 × 968 / (60 × 10³)= 8,1 м/с.

8. Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [P_n], кВт:

[P_n] = [P₀] · С_р · С_a· С_L· С_z,

где [P₀] – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, выбирается по табл. 8, 19, в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости ν, м/с и диаметра ведущего шкива d₁ , мм; С – поправочные коэффициенты, выбираем по табл. 9.

Получаем: [P₀] = 3,15 кВт

С_р = 0,9,

С_a = 0,92,

С_L = 0,92,

С_z = 0,95.

Подставим известные величины имеем:

[P_n] = [P₀] · С_р · С_a· С_L· С_z = 3,15 0,9 × 0,92 × 0,92 × 0,95 = 2,28 кВт.

9. Определим количество клиновых ремней:

,

где Р_ном – номинальная мощность двигателя, кВт, согласно расчетам (раздел «Кинематический расчет привода») Р_ном = 7,5 кВт.

Получаем, что = 3,3.

Окончательно принимаем Z = 3.

10. Определим силу предварительного натяжения F₀, Н:

,

где значение Р_ном , С_L, Z, V, С_a и С_р определялись ранее.

Подставив численные значения известных величин получим:

= 291,5 Н.

11. Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:

F_t = Р_ном × 10³ / V,

где Р_ном, кВт; ν, м/с определялись ранее.

Получаем, что F_t = Р_ном × 10³ / V= 7,5 × 10³ / 8,1 = 926 Н.

12. Определим силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветви, Н:

F₁ = F₀ + F_t / 2 · Z.

F₂ = F₀ - F_t /2 · Z.

Подставив значения имеем, что:

F₁ = F₀ + F_t / 2 Z = 291,5 + 926 / 2 3 = 445,8 Н,

F₂ = F₀ – F_t /2 Z = 291,5 – 926 / 2 3 = 137,2 Н.

13. Определим силу давления на вал F_0n, Н:

.

Подставив в выражение известные величины получаем, что:

= = 1692,9 Н.

Чтобы проверить достоверность проведенных решений проверим прочность одного клинового ремня по максимальным напряжением в сечении ведущей ветви s_max , МПа.

s_max = s₁ + s_u + s_ν £ [s]_р,

где σ₁ – напряжение растяжения, МПа.

,

А – площадь поперечного сечения ремня, А = 138 (табл. 7).

= 3,23 МПа.

s_u – напряжение изгиба, МПа,

,

где Е_u = 80…100 Н/мм² – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; h = 10,5 мм – высота сечения клинового ремня.

= 5,9 МПа.

s_ν = ρ · V² × 10^-6 – напряжение от центробежных сил, МПа.

s_ν = ρ · V² × 10^-6 = 1300 × 8,1² × 10^-6 = 0,08 МПа,

где ρ – плотность материала ремня, кг/м³, p = 1250…1400 кг/м³; [s]_p – допускаемое напряжение растяжения, МПа.

[s]_p = 10 МПа – для клиновых ремней.

Подставим известные величины, получим:

s_max = s₁ + s_u + s_ν = 3,23 + 5,9 + 0,08 = 9,21 < 10 МПа.

Если получится s_max ≥ [s]_р, то следует увеличить диаметр d₁ ведущего шкива или принять большее сечение ремня и повторить расчет передачи.

РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. Определим шаг цепи р, мм:

,

где Т₁ – вращающий момент на ведущей звездочке, в нашем случае Т₁ = Т₃= 448 Нм; Кэ – коэффициент эксплуатации, представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:

К_э = K_д · K_с ∙ K_θ ∙ K_РЕГ ∙K_р (см. табл.10), тогда

К_э = 1 ∙ 1,5 ∙ 1 ∙ 1,25 ∙ 1,25 = 2,34.

Z₁ – число зубьев ведущей звездочки:

Z₁ = 29 – 2 · u,

где u = 2,2 (см. пример расчета РГР 3 «Кинематический расчет привода»), тогда:

Z₁ = 29 – 2 ∙ 2,2 = 24,6.

Принимаем Z₁ = 25.

Полученное значение Z₁ округлить до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z₂ и четным числом звеньев цепи Lр обеспечит более равномерное изнашивание зубьев.

ν – число рядов цепи.

Выбираем однорядную цепь, тогда ν = 1.

[р_ц] – допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа (см. табл. 11), при

ω₃ = 11,5 c^-1, = 109,8 мин^-1, [р_ц]=35 МПа.

Определим шаг:

= 29,7 мм.

по табл. 12, принимаем p = 38,1мм.

Выбираем цепь приводную роликовую нормальной серии однорядную типа ПР – 38,1 – 12700 (ГОСТ 13568-75).

2. Определим число зубьев ведомой звездочки:

Z₂ = Z₁×u

Z₂ = Z₁∙u = 25 ∙ 2,2 = 55.

Полученное значение Z₂ округляем до целого нечетного числа

Z₂ = 55.

Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено: Z₂ ≤ 120.

3. Определим фактическое передаточное число U_ф и проверим его отклонение и от заданного U:

.

4. Определим оптимальное межосевое расстояние, мм.

Из условия долговечности цепи

а = (30…50)p,

где p – стандартный шаг цепи. Получаем тогда:

а_р = а / p = 30…50 – межосевое расстояние в шагах.

5. Определим число звеньев цепи L_р, шт:

.

Получаем:

= 120,5.

Принимаем L_р = 120.

6. Уточним межосевое расстояние в шагах:

.

Получим численное значение а_р:

=39,71.

Тогда фактическое межосевое расстояние:

а = а_р · p = 39,71 · 38,1 = 1512,95 мм.

Монтажное межосевое расстояние:

а_м = 0,995 · а = 0,995 · 1512,95 = 1505,38 мм.

7. Определим длину цепи L, мм:

L= L_р р

L= L_р р = 120 38,1 = 4572 мм

8. Определим диаметр звездочек, мм:

Диаметр делительной окружности:

Ведущей звездочки:

.

Ведомой звездочки:

.

Получаем, что:

= 304,0 мм,

= 667,4 мм.

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки:

ведомой звездочки

,

где К=0,7 – коэффициент высоты зуба; К_z – коэффициент числа зубьев;

К_Z1 = сtg (180 /Z₁) = сtg (180°/25) = 7,92 – ведущей звездочки;

К_z2 = ctg (180º/Z₂) = ctg (180º/55) = 17,42 – ведомой звездочки;

λ= p / d₁ = 38,1 / 11,1 = 3,43 – геометрическая характеристика зацепления; в этом случае d₁ – диаметр ролика шарнира цепи (см. табл. 12), d₁ = 11,1 мм

Подставив получаем:

D_е1 = p × (К+К_z1 – ) = 38,1× (0,7+7,9 – ) = 324,8 мм

D_е2 = p × (К+К_z2 – ) = 38,1× (0,7+17,4 – ) = 689,5 мм.

Диаметр окружности впадин:

ведущей звездочки:

D_i1 = d∂1 – (d₁ – 0,175 × )

ведомой звездочки:

D_i2 = d∂2 – (d₁ – 0,175× ).

Подставив известные величины определим:

D_i1 = 304 – (11,1 – 0,175 × ) = 295,9 мм

D_i2 = 667,4 – (11,1 – 0,175 × ) = 660,8 мм.

9. Проверим частоту вращения меньшей звездочки n₁, об/мин

n₁ ≤ [n]₁,

где n₁ – частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин (на этом валу расположена меньшая звездочка).

n₁ = n₃ = = = 109,8 мин^-1;

[n] = 15 × 10³ / р – допускаемая частота вращения.

[n] = 15 × 10³ / 38,1 = 393,7 мин^-1.

Получаем, что условие выполняется:

n₁ ≤ [n]₁,

109,8 < 393,7.

10. Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U, с^-1

U ≤ [U],

где U = 4 × z₁ × n₁ / (60 × Lp) – расчетное число ударов цепи.

U = 4 × z₁× n₁ / (60 × Lp)= 4 × 25 × 109,8 / (60 × 120) » 1,53.

[U] = 508/ р – допускаемое число ударов,

[U] = 508 / 38,1 = 13,33.

Проведем проверку условия:

1,53 ≤ 13,33.

11. Определим фактическую скорость цепи.

V = z₁ × p × n₁ / (60×10³),

где z₁; p; n₁= n₃ определяли ранее.

V = z₁ × p × n₁ / (60×10³) = 25 × 38,1× 109,8 / (60×10³) = 1,74 м/с.

12. Определяем окружную силу, передаваемую цепью F_t, H:

F_t = Р₁ × 10³ / V,

где Р₁ – мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу редуктора), кВт:

Р₁ = Р₃ = Т₃ × ω₃ = 448 × 11,5 = 5,15 кВт.

Определяем окружную силу:

F_t = Р₃ × / V = 5,15 × 10³ / 1,74 = 2954,5 Н.

13. Проверим давление в шарнирах цепи Рц, МПа:

Р_ц = Ft × К_э / А ≤ [Р_ц],

где А – площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм²;

А= d₁× b₃,

где d₁ и b₃ – соответственно диаметр валика длина и шарнира внутреннего звена цепи, мм (см. табл. 12).

А= d₁× b₃ = 11,1 × 25,4 = 281,94 мм².

[Р_ц] = 35 МПа – допускаемое давление в шарнирах цепи.

Определим давление в шарнирах цепи:

Р_ц = Ft × К_э / А = 2954,5 × 2,34 / 281,94 = 24,56 МПа.

Расчетное давление в шарнире цепи меньше допустимого [Рц] = 35 МПа. Следовательно, износостойкость цепи при заданных нагрузках обеспечена.

14. Проверим прочность цепи S.

Прочность цепи удовлетворяется соотношением:

S ≥ [S],

где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей (см. табл. 13) [S] = 8.

S – расчетный коэффициент запаса прочности;

,

где Fp – разрушающая нагрузка цепи, Н (зависит от шага цепи р и выбирается по табл. 12); Ft = 2954,5 Н – окружающая сила, передаваемая цепью; Kд - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, равен 1;

Fo – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н;

Fo = K_f × q × a × g,

где K_f – коэффициент провисания; K_f = 6 — для горизонтальных передач; K_f = 3 – для передач, наклонных к горизонту до 40°; K_f = 1 – для вертикальных передач; q – масса 1 метра цепи, кг/м, q = 5,5 кг/м;

а = 1512,95 мм = 1,51 м – межосевое расстояние; g = 9,81 м/c – ускорение свободного падения.

Получаем, что:

Fo = K_f × q × a × g = 1× 5,5×1,51× 9,81 = 81,47 H.

Fv – натяжение цепи от центробежных сил, Н;

Fv = q×V²,

где V, м/с – фактическая скорость цепи.

Fv = q×V = 5,5 × 1,74² = 16,65 Н;

Определим коэффициент запаса прочности:

= = 41,6.

41,6 > 8 , условие прочности выполняется, так как полученное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого коэффициента запаса прочности.

15. Определим силу давления цепи на вал:

Fоп = Kв × Ft + 2 × Fo,

где Kв – коэффициент нагрузки вала (см. табл. 10).

Fоп = Kв×Ft + 2×Fo= 1,15 × 2954,5 + 2 × 81,47 = 3560,5 Н.

Список литературы.

1. Волкова А.Н. Сопротивление материалов: учебник. Для студентов вузов. - М.: Колос, 2004.- 286с.

2. Александров А.В и др. Сопротивление материалов. – М.: Высшая школа, 200.-396с.

3. Ицкович Г.М. и др. Руководство к решению задач по сопротивлению материалов: Учебное пособие. – 3-е изд.-М.: Высшая школа, 2001.-592с.

3. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для студентов высших технических учеб. Заведений – М.: Высшая школа, 2002,-408с.

4. Решетов Д.Н.Детали машин: Учеб. для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. – 4-е изд., перераб. и доп.– М.:Машиностроение,1989. – 496 с.: ил.

5. Колпаков А.П., Корнаухов И.Е.Проектирование и расчет механических передач. – М: Колос, 2000. - 328 с.: ил. – (Учебники и учебные пособия для высш. учеб. заведений).

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для студ. техн. спец. вузов. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. — 496 с.

7. Шейнблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб и дополн. – Калининград: Янтар. сказ. 2002.– 454 с.: ил., черт. – Б. ц.

8. Ерохин М.Н., Карп А.В. Детали машин и основы конструирования. М – КолосС, 2005. – 462.:ил. (Учебники и учеб. пособия для студ. высш. учеб. заведений).

Приложения

Таблица 1.

Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр	Для передач с прямыми и непрямыми зубьями при малой (Р£2 кВт) и средней (Р£7,5 кВт) мощности;	Для передач с непрямыми зубьями при средней (Р£7,5 кВт)
Шестерня, червяк	Колесо	Шестерня, червяк	Колесо
Материал	Стали 35, 40, 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ	Стали 40Х 40ХН, 35ХМ
Термообработка	Нормализация Улучшение	Улучшение + закалка ТВЧ	Улучшение
Твердость	£350 НВ НВ1ср-НВ2ср=20…50	³45 HRCэ £350 НВ НВ1ср-НВ2ср³70
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NНО; NFО, МПа	[s]НО	1,8 НВср + 67	14 HRCэср+170	1,8 НВср+67
[s]FO	1,03 НВср	370 при m³3 мм	1,03 НВср
310 при m<3 мм

Примечания: 1. В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбрать одинаковыми. При этом для передач, к размерам которых не предъявляют высоких требований, следует применять дешевые марки сталей типа 40, 40Х. 2. Для колес открытых передач большого диаметра (D³500 мм) применить стальное литье (35Л, 40Л, 45Л, 40ГЛ, термообработка – нормализация, улучшение) в паре с кованной шестерней из стали соответствующей марки.

Рис.1. График соотношения твердостей, выраженных в

единицах HB и HRC.

Таблица 2

Механические характеристики некоторых марок сталей для изготовления зубчатых колес и других деталей

Таблица 3

К выбору допускаемых напряжений для зубчатых колёс

Термообработка	Твёрдость зубьев	Марка стали	, МПа		, МПа
Поверхность	Сердцевина
Нормализация, улучшение	НВ 180-350	40,45;40ХН и др.	2HB+70	1.1	1.8НВ	1.75
Объёмная закалка	HRC 45-55	40,45;40ХН и др.	18HRC+150	1.1		1.75
Поверхностная закалка ТВЧ	HRC 56-63 HRC 45-55	HRC 25-55 HRC 25-55	У6;35ХМ;40Х;40ХН и др	17HRCn+200 17URC+200	1.2		1.75
Сквозная закалка ТВЧ	HRC 45-55	HRC 45-55	35ХМ; 40Х; 40ХН и др.	17НКС+200	1.2		1.75
Азотирование	HRC 55-67 HRC 50-59	HRC 24-40 HRC 24-40	35ХЮА; 38ХМЮА; 40Х; 40ХФА; 40ХНМА		1.2	12HRCсерд +300	1.75
Цементация и закалка	HRC 55-63	HRC 25-40	Цементируемые стали всех марок	23HRC	1.2		1.55
Нитроцементация и закалка	HRC 57-63	HRC 25-40	25ХГМ; 25ХГНМ; 25ХГТ; 30ХГТ; 35Х	23HRCn 23HRCn	1.2	1000 750	1.55
Примечание. 1. HRC2 – твердость поверхности, HRCсердц – сердцевины.

Рис. 2. Зависимость твердости НВ и Nно (базовое число

циклов напряжения)

При НВ2 ≤ 350. При НВ1 >350 и НВ2 >350.

Рис. 3. Графики для определения коэффициентов КНb и КFb.

Таблица 4.

Степени точности зубчатых передач

Степень точности	Окружные скорости V, м/с вращения колес.
Прямозубых	Непрямозубых
Цилиндрических	Конических	Цилиндрических	Конических
	До 15 »10 »6 »2	До 12 »8 »4 »1,5	До 30 »15 »10 »4	До 20 »10 »7 »3

Рис. 4. График для определения коэффициента КНα.

Таблица 5.

Значения коэффициентов KHv и KFv при НВ₂ ≤ 350

Степень точности	Коэффициент	Окружная скорость V, м/с
	KHv   KFv	1,03 1,01 1,06 1,02	1,06 1,02 1,13 1,05	1,12 1,03 1,26 1,10	1,17 1,04 1,40 1,15	1,23 1,06 1,58 1,20	1,28 1,07 1,67 1,25
	KHv   KFv	1,04 1,02 1,08 1,03	1,07 1,03 1,16 1,06	1,14 1,05 1,33 1,11	1,21 1,06 1,50 1,16	1,29 1,07 1,67 1,22	1,36 1,08 1,80 1,27
	KHv   KFv	1,04 1,01 1,10 1,03	1,08 1,02 1,20 1,06	1,16 1,04 1,38 1,11	1,24 1,06 1,58 1,17	1,32 1,07 1,78 1,23	1,4 1,08 1,96 1,29
	KHv   KFv	1,05 1,01 1,13 1,04	1,1 1,03 1,28 1,07	1,2 1,05 1,50 1,14	1,3 1,07 1,77 1,21	1,4 1,09 1,98 1,28	1,5 1,12 2,25 1,35

Примечание: В числителе приведены данные для прямозубых колес, в знаменателе – для косозубых и круговыми зубьями.

Таблица 6.

Коэффициенты форма зуба Y_F1 и Y_F2

z или z v	YF	z v	YF	z v	YF	z v	YF	z v	YF	z v	YF
	4,28 4,27 4,07 3,98		3,92 3,90 3,88 3,81		3,80 3,78 3,75 3,70		3,66 3,65 3,62 3,62		3,61 3,61 3,60 3,60	∞	3,62 3,63

Примечание: Коэффициенты формы зуба Y_F соответствуют коэффициенту смещения инструмента х= 0.

Рис. 5. Номограмма для выбора клиновых ремней

нормального сечения

Рис. 6. Номограмма для выбора клиновых ремней узкого сечения

Таблица 7.

Характеристики и размеры клиновых ремней

Сечение ремня	b0, мм	bp, мм	h, мм	A1, мм	Dmin,мм	q, кг/м	L, мм	T1,Н*м	Тип ремня
Z(0) A(A) B(Б) C(B) D(Г) E(Д) EO(E)   УO УA УБ УВ		8,5   8,5	10,5 13,5 23,5			0,06 0,10 0,18 0,30 0,60 0,90 1,52   0,07 0,12 0,20 0,36	400…2500 560…4000 800…6300 1800…10600 3150…15000 4500…18000 6300…18000   630…3550 800…4500 1250…8000 2000…8000	До 30 15…60 50…150 120…600 450…2400 1600…6000 Свыше 2500   До 150 90…400 300…2000 Свыше 1500	Нормального сечения (ГОСТ 1284.1-89*, ГОСТ 1284.2-89*)     Узкого сечения (ТУ 38-40534; ТУ 38-105161)

Условное обозначение: A₁ – площадь поперечного сечения ремня.

Таблица 8.

Допускаемая приведенная мощность [Р₀], кВт, передаваемая одним клиновым ремнем, узким клиновым ремнем, поликлиновым ремнем с десятью клиньями

Тип ремня	Сечение L0 мм	Диаметр меньшего шкива d1, мм	Скорость ремня r, м/с
Клиновой	О		– – – – – –	0,33 0,37 0,43 0,49 0,51 0,54	0,49 0,56 0,62 0,67 0,75 0,80	0,82 0,95 1,07 1,16 1,25 1,33	1,03 1,22 1,41 1,56 1,69 1,79	1,11 1,37 1,60 1,73 1,94 2,11	– 1,40 1,65 1,90 2,11 2,28	– – – 1,85 2,08 2,27
А		– – – – – –	0,71 0,72 0,74 0,80 0,87 0,97	0,84 0,95 1,05 1,15 1,26 1,37	1,39 1,60 1,82 2,00 2,17 2,34	1,75 2,07 2,39 2,66 2,91 3,20	1,88 2,31 2,74 3,10 3,42 3,78	– 2,29 2,82 3,27 3,67 4,11	– – 2,50 3,14 3,64 4,17
Б		– – – – – –	0,95 1,04 1,16 1,28 1,40 1,55	1,39 1,61 1,83 2,01 2,10 2,21	2,26 2,70 3,15 3,51 3,73 4,00	2,80 3,45 4,13 4,66 4,95 5,29	– 3,83 4,73 5,44 5,95 6,57	– – 4,88 5,76 6,32 7,00	– – 4,47 5,53 6,23 7,07
Узкий клиновой	УО		– – – – – – –	0,68 0,78 0,90 0,92 1,07 1,15 1,22	0,95 1,18 1,38 1,55 1,66 1,80 1,90	1,50 1,95 2,34 2,65 2,92 3,20 3,40	1,80 2,46 3,06 3,57 3,95 4,35 4,70	1,85 2,73 3,50 4,20 4,72 5,25 5,70	– 2,65 3,66 4,50 5,20 5,85 6,42	– – – 4,55 5,35 6,15 6,85
УА		– – – – – –	1,08 1,26 1,41 1,53 1,72 1,84	1,56 1,89 2,17 2,41 2,64 2,88	2,57 3,15 3,72 4,23 4,70 5,17	– 4,04 4,88 5,67 6,3 7,03	– 4,46 5,61 6,0 7,56 8,54	– – 5,84 7,12 8,25 9,51	– – – 7,10 8,43 9,94
УБ		– – – – –	1,96 2,24 2,46 2,64 2,81	2,95 3,45 3,80 4,12 4,26	5,00 5,98 6,70 7,3 7,88	6,37 7,88 9,05 10,0 10,7	– 9,10 10,6 11,9 13,0	– 9,49 11,4 13,1 14,6	– – 11,5 13,3 15,1
Поликлиновой	К		0,65 0,7 0,76 0,85 0,88 0,92 0,95 0,97	0,90 0,98 1,06 1,18 1,25 1,3 1,35 1,38	1,4 1,55 1,65 1,86 2,0 2,05 2,15 2,2	2,4 2,7 2,9 3,4 3,6 3,7 3,9 4,0	3,2 3,6 4,0 4,6 4,9 5,2 5,4 5,6	3,7 4,3 4,8 5,7 6,0 6,4 6,7 6,9	– 4,9 5,3 6,4 6,9 7,3 8,0 9,2	– – – 6,8 7,4 7,9 8,7 9,1
	Л 1600		1,9 2,2 2,3 2,54 2,7 2,9	2,57 2,96 3,2 3,53 3,76 4,04	3,9 4,5 5,0 5,5 5,9 6,3	6,4 7,6 8,6 9,6 10,4 11,0	7,9 9,7 11,2 12,7 13,9 15,0	8,3 10,8 12,7 14,7 16,3 17,8	– – 13,0 15,3 17,4 19,2	– – – – 17,0 19,0
	М 2240		7,1 7,7 8,5	9,57 10,56 11,67	14,5 16,3 18,0	24,0 27,7 31,3	30,2 35,8 41,2	32,8 30,3 47,5	31,8 40,4 49,5	24,2 35,4 46,3

Таблица 9

Значения поправочных коэффициентов С

Коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы Ср

Характер нагрузки	Спокойная	С умеренными колебаниями	Со значительными колебаниями	Ударная и резко неравномерная
Ср		0,9	0,8	0,7

Коэффициент угла обхвата α₁ на меньшем шкиве Сα

Угол обхвата α1 , град
Сα	Для плоских ремней		0,97	0,94	0,91	–	–	–
Для клиновых и поликлиновых ремней		0,98	0,95	0,92	0,89	0,86	0,83

Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы Сv

Скорость ремня v, м/с
Сv	Для плоских ремней	1,04	1,03		0,95	0,88	0,79	0,68
Для клиновых и поликлиновых ремней	1,05	1,04		0,94	0,85	0,74	0,6

Коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту Сθ.

Угол наклона θ, град		0…60	60…80	80…90
Сθ		0,9	0,8

Коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня Lp

к базовой L₀

Отношение Lp/ L0	0,4	0,6	0,8		1,2	1,4
Cl	Для клинового ремня нормального сечения	0,82	0,89	0,95		1,04	1,07
Для клинового узкого и поликлинового ремней	0,85	0,91	0,96		1,03	1,06

Коэффициент влияния меньшего шкива Сd

Диаметр шкива						120 и более
Сd	0,6	0,8	0,95	1,0	1,1	1,2

Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи Сz

Ожидаемое чтсло ремней z	2…3	4…5
Сz	0,95	0,90	0,85

Таблица 10

Значения поправочных коэффициентов Кэ

Условия работы передачи	Коэффициент
Обозначение	Значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная или толчковообразная	КД	1,2…1,5
Регулировка межосевого расстояния	Передвигающимися опорами Нажимными звездочками Нерегулируемые передачи	Крег	0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек к горизонту, град	θ = 0…40 θ = 40…90	КВ	1,15 1,05
θ ≤ 60 θ > 60	Кθ	1,25
Способ смазывания	Непрерывный (в масляной ванне или от насоса) Капельный Периодический	Кс	0,8   1,5
Режим работы	Односменная Двухсменная Трехсменная	Кр	1,25 1,5

Таблица 11

Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей[р_ц], МПа

Шаг цепи р, мм	При частоте вращения меньшей звездочки n1, об/мин.
12,7…15875 19,05…25,4 31,75…38,1 44,45…50,8		31,5	28,5	23,5 17,5	18,5	22,5 16,5 –	17,5 –	18,5 – –

Таблица 12

Цепи приводные роликовые нормальной серии однорядные типа

* размер для справок; 1-звено соединительное; 2 - звено переходное

ПР (ГОСТ 13568—81)

Обозначение цепи	р	b3 не менее	d1	d3	h.не более	b7 не более	b6 не более	Разрушающая нагрузка, да Н, не менее.	Масса 1 м цепи q, кг
ПР-8-460 ПР-9,525-910 ПР-12,7-900-1 ПР-12,7-900-2 ПР-12.7-1820-1 ПР-12,7-1820-2 ПР-15,875-2300-1 ПР-15,875-2300-2 ПР-19,05-3180 ПР-25,4-6000 ПР-31.75-8900 ПР-38. 1-12700 ПР-44.45-17240 ПР-50,8-22700 ПР-63.5-35400	8.0 9.525 12,7 12,7 12,7 12.7 15,785 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 63,5	3.00 5,72 2,40 3,30 5,40 7,75 6,48 9,65 12.70 15,88 19,05 25,4 25,40 31,75 38,10	2,31 3,28 3,66 3,66 4,45 4,45 5,08 5,08 5.94 7.92 9,53 11,1 12,70 14,27 19.84	5.0 6.35 7.75 7,75 8,51 8,51 10,16 10,16 11.91 15.88 19,05 22,23 25,40 28,58 39,68	7,5 8,5 10,0 10,0 11.8 11.8 14,8 14,8 18,2 24,2 30,2 36,2 42,4 48,3 60,4	8.7	–		0,20 0,45 0,30 0,35 0,65 0,75 0,80 1,00 1,9 2,6 3,8 5,5 7,5 9,7 16,0

Примечания: 1. Допускается снижение разрушающей нагрузки переходных звеньев, кроме двойных на20%. 2. Пример условного обозначения цепи нормальной серии шага 19.05 мм сразрушающей нагрузкой 3180 Н: Цепь ПР-19,05- 3180- ГОСТ 13568-75

Таблица 13

Допускаемый коэффициент запаса прочности [S] для роликовых

(втулочных) цепей при z₁=15…30

Шаг р, мм	Частота вращения меньшей звездочки n1 об/мин.
12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8	7,1 7,2 7,2 7,3 7,4 7,5 7,6 7,7	7,3 7,4 7,8 7,6 7,8 8,1 8,3	7,6 7,8 8,3 8,6 8,9 9,2 9,5	7,9 8,2 8,4 8,9 9,4 9,8 10,3 10,8	8,2 8,6 8,9 9,5 10,2 10,8 11,4	8,5 8,9 9,4 10,2 11,8 12,5 –	8,8 9,3 9,7 10,8 11,8 12,7 – –	9,4 10,1 10,8 13,4 – – –	10,8 11,7 13,3 – – – –

Таблица 14

Шпонки призматические (по ГОСТ 23360-78)

Таблица 15

Нормальные линейные размеры (ГОСТ 6636–69), мм

Таблица 16

Двигатели, основные размеры

Рис. 7. Двигатели, основные размеры

Таблица 17

Конструкция и размеры зубчатых цилиндрических колес

Рис. 8. Номограмма для выбора сечения клинового ремня

Таблица 18

Размер клинового ремня, мм

Таблица 19

Номинальная мощность Р₀, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем

продолжение

продолжение

Таблица 20

Размеры канавки шкива для клинового ремня, мм