Давление в шарнирах проверяем по формуле:

Р = F_tц K_Э / А_оп = 19241,25 / 105,8 = 22,7 МПа.

Уточняем допускаемое давление:

 = 22 [1+0,01(z₃ –17)] = 22 [1+0,01(27–17)] = 24,2.

Условие    выполнено.

Определяем число звеньев в цепи:

L_t = 2а_t + 0,5z_ + ² /a_t,

где a_t = a_ц / t =50, z_ = z₃ + z₄=27 +60 = 87.

 = (z₃ – z₄) / (2) = (60 – 27 ) / (2) = 5,25.

L_t = 250 +0,5  87 +5,25²/50 = 144,05.

Округляем до четного числа: L_t = 144.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:

а_ц = 0,25t (L_t – 0,5z_ +[(L_t – 0,5z_)² – 8 ]^0,5 ) =

= 0,2519,05 (144 – 0,587+[(144 – 0,587)² – 85,25²]^0,5) = 962,5.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 % , т.е. на 962,5 0,004 = 3,8 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

d_д3 = t / sin(180/z₃) = 19,05/sin(180/27) = 164 мм;

d_д4 = t / sin(180/z₄) = 19,05/sin(180/60) = 364 мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

D_e3 = t [ctg (180/z₃)+0,7] – 0,3d₁,

D_e4 = t [ctg (180/z₄)+0,7] – 0,3d₁,

где d₁=11,91 – диаметр ролика цепи (табл.П.3.19).

D_e3 = 19,05(ctg 180/27+0,7) – 0,3  11,91 = 172,2 мм;

D_e4 = 19,05(ctg 180/60+0,7) – 0,3  11,91 = 300,04 мм.

Силы действующие на цепь:

– окружная F_tц = 1924 H;

– от центробежных сил F_v = gv² = 1,9 1,63² = 5,05 H,

где g – масса одного метра цепи g = 1,9 кг/м (по табл. П.3.19);

– от провисания F_f = 9,81 K_f g a_ц = 9,81  1,5  1,9  0,962 = 26,9 H,

где K_f =1,5 при угле наклона передачи 45.

Расчетная нагрузка на валы:

F_в= F_tц+2 F_f= 1924 + 226,9= 1978 Н.

Проверим коэффициент запаса прочности цепи:

S=Q/ (F_tц K_д + F_v + F_f)=22700/(19241 + 5,05 +26,9)=11,6.

При n₂ = 190 об/мин и t = 19,05 мм нормативный коэффициент запаса прочности приводной цепи S=8,0 (табл. П.3.21), условие S  S  выполняется.

7. Первый этап компоновки редуктора

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

Компоновочный чертеж выполняют в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательно в масштабе 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальных линии – оси валов на расстоянии a_w = 140 мм.

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 А₁ = 1,2 ;

б) принимаем зазор от окружностей вершин зубьев колеса и шестерни до внутренней стенки корпуса А = ;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенки корпуса y = .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 25 мм и d_п2 = 40 мм. По табл. П.3.16 имеем:

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм				Грузоподъемность, кН
	d	D		B	C	CО
307	35		80	21	33,2	19,0
304	20		52	15	15,9	7,8

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластическую смазку. Для предотвращения смазки внутрь корпуса и вымывания пластического смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления зубчатых колес устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 10 мм.

Измеряем расстояние на ведущем валу l₁ =58 мм, на ведомом l₂ = 60 мм. Примем окончательно l₁ =l₂ = 60 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г = 1,5 В; для подшипника 307 В = 21 мм; l_г = 1,5 · 21 =31, 5 мм; примем 32 мм.

Толщину фланца ∆ крышки подшипника ведомого вала и диаметр отверстия в крышке d_o принимаем согласно табл. П.3.16 для наружного диаметра подшипника D = 80 мм: ∆ = 12 мм, d_o =12 мм.

Высоту головки болта примем 0,7 d_o = 0,7 ∙ 12 = 8,4 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца цепи l примем на 5 мм больше шага цепи t. Таким образом, l = t + 5 = 19,05 + 5 = 24 мм.

Измерив расстояние определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала, устанавливаем l₃ = 64 мм.

Толщину фланца ∆ крышки подшипника ведущего вала и диаметр отверстия в крышке d_o принимаем согласно табл. П.3.16 для наружного диаметра подшипника D = 52 мм: ∆ = 10 мм, d_o =10 мм.

Высоту головки болта примем 0,7 d_o = 0,7 ∙ 10 = 7 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом полумуфты. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом полумуфты, равный 10 мм.

Длину полумуфты определяем по табл. П.3.16.

Измерив определяющее положение середины полумуфты относительно ближайшей опоры ведущего вала, устанавливаем l₄ = 62 мм.

Предварительная компоновка редуктора приведена на рис.5.