Определяем число звеньев по формуле (7.36)[1]

6.10 Определяем число звеньев по формуле (7.36)[1]

где at ==50; ;

Тогда

округляем до чётного числа

6.11 Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37)[1]

=

Для свободного провисания цепи предусматривает возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т.е. на

6.12 Определим диаметры делительных окружностей звёздочек (см формулу(7.34)[1]

6.13 Определим диаметры наружных поверхностей звездочек (7.35)[1]

,

где d1 =10,16 мм- диаметр ролика цепи (табл.7.15)[1]

6.14 Силы, действующие на цепь:

6.14.1 Окружная

6.14.2 От центробежных сил

6.14.3 От провисания

6.15 Расчетная нагрузка на валы

 

6.16 Проверяем коэффициент запаса прочности

6.17 Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки dст =;  

принимаем =40 мм

толщина диска звёздочки 0,93 Ввн =,

где Ввн –расстояние между пластинками внутреннего звена

6.18 Размеры ведомой звездочки

, принимаем =60 мм

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии .

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса ;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса ;

в) принимаем расстояние между диаметром окружности вершин зубьев шестерни и внутренней стенкой корпуса (наружный диаметр подшипника меньше диаметра вершин зубьев шестерни).

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников  и .

По табл. П3[1] имеем:

Условное обозначение подшипника	d	D	B		Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм			C		C0
304 307	20 35	52 80	15 21		15,9 33,2	7,8 18

 Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер .

Замером находим расстояния на ведущем валу  и на ведомом валу .

Замером находим расстояние , определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно .

8. Проверка долговечности подшипника. Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем и ;; из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

вертикальная плоскость:

в плоскости XZ

В плоскости YZ

Проверка:

.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники 304 (табл. П3)[1]:

; ; ; С=1939 кН и С₀=7,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)[1]

,

в которой радиальная нагрузка P_r1=500H; осевая нагрузка P_a=0H; V=1 (вращается внутреннее кольцо); К_б=1 (табл. 7.2)[1]; К_т=1.05.

Отношения ;

Отношение  

.

Расчетная долговечность, млн. об. :

Расчетная долговечность, ч,

.

Ведомый вал.Из первого этапа компоновки  и ;

Реакции опор:

В плоскости XZ

Проверка:

В плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции:

;

.

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 3.

Шариковые радиальные подшипники 307 средней серии(см.П3):

; ; ; С=33,2 кН и С₀=18 кН.

Отношения ;

Отношение  

Расчетная долговечность, млн. об. :

Расчетная долговечность, ч,

;

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора) до 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала 304 имеют ресурс , а подшипники ведомого вала 307 имеют .

Строим эпюры:

Ведущий вал:

Ведомый вал: