Определяю расчетное число ударов цепи о зуб звездочки:

(41)

определим [U]-допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки:

3,46с <13,3c - условие выполняется.

Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности S с его допускаемым значением [s].

Должно выполняться следующее условие:

, (42)

где -разрушающаяся нагрузка цепи, Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице, - окружная сила, передаваемая цепью, Н.

=127000 H

(43)

коэффициент из таблицы 8[1], - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви,

где - коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач =6 . ; m – масса цепи m=5,5 кг\м;

Н

- натяжение цепи от центробежных сил,

фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости равен

Условие запаса прочности выполняется. (S≥[S]) 38,65≥9,737

Определим силу давления цепи на валы F_п , Н:

Рассчитаем геометрические размеры ведущей звездочки:

- диаметр делительной окружности ведущей звездочки d_д1 , мм

-диаметр окружности выступов ведущей звездочки D, мм

),

где -коэффициент числа зубьев ведущей звездочки.

-геометрическая характеристика зацепления:

где - диаметр ролика цепи. Выбираем по таблицы Б1

λ=38,1/22,23=1,71

Рассчитаем диаметр

-рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки мм

Таблица 3- Размеры ведущей звездочки, мм.

Параметр (рисунок 5)	Формула		Расчет
Ширина зуба	b = 0,93∙b1 -0,15		b=0,93∙25,40-0,15=23,47
Угол скоса	γ=20° γ=20°
Фаски зуба	F=0.2·b		F=0.2·23,47=4,7
Радиус перехода	r=1.6…2.5		r=2
Толщина диска	С=b+2∙r		C=23,47+2∙2=27,47
Диаметр проточки	Dc=t∙ctg(180/Z1) -1.3h		D=38,1∙ctg(180/23)-1.3∙36,2=230,14.
Диаметр ступицы	dст=1.6∙db2		dст=1.6·48=76,8
Длина ступицы		Lст=(1,0 ... 1,5)·db2	Lст=(1,0 ... 1,5)·48=48…72 Примем Lст60

6 Проектный расчет валов

При работе вал 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 [ ]=15...20 МПа. Меньшее значение [ ] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала d_В1, мм, (рисунок 7) равен:

(44)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала d_В2. мм, (рисунок 8) равен:

(45)

где Т₂, Т₃- номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 1.4).

,

Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов _, 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.

Окончательно выбираем d_В1 = 34 мм, d_В2 =48 мм. Остальные размеры участков валов назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструкторских соображений.

Рисунок 7- Быстроходный вал (вал-шестерня)

Рисунок 8-Тихоходный (выходной) вал

Для быстроходного вала (рисунок 7):

d_У1= d_П1= 40 мм -диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1, с. 67, таблица Б.5). Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f, мм, (таблица 14[1]);

d_б1=45 мм - диаметр буртика для упора подшипника. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_б1 была больше или равна величине, рассчитанной по формуле d_П1+ 2·t = 40 + 2·2,5 = 45мм. Значения высоты буртика t, мм, приведены в таблице 10. В этом случае величина высоты буртика t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r, мм (таблица 14[1]), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;