Детали машин. 2

Содержание:

Введение………………………………………………………………………………5

1 Кинематический и  силовой расчёт………………………………….…………….6

1. Схема привода…………………………………………………….…………….6
2. Выбор электродвигателя……………………………………………………….7
1. Определение требуемой мощности электродвигателя…………………….…7
2. Определение требуемой частоты вращения вала…………………….....……7

1.2.3 Выбор электродвигателя………………………………………………….……7

3. Определение передаточных отношений отдельных передач………………..8
4. Кинематический и силовой расчёт………………………………………….…8
1. Определение мощностей на валах……………………………..………….….8
2. Частота вращения валов привода…………………………………..…….…..9
3. Скорость вращения валов…………………………………………..………...9
4. Моменты………………………………………………………………..……..9
2. Порядок расчёта цилиндрической зубчатой передачи………………………….11
1. Схема передачи; исходные данные; цель расчёта…………………………..…11
2. Критерий работоспособности и расчёта передачи………………………..…...11
3. Выбор материалов зубчатых колёс……………………………………..………12

2.4 Расчёт допускаемых  напряжений……………………………………….……...12

2.4.1 Расчёт допускаемых  контактных напряжений………………………..……..12

2.4.2 Расчёт допускаемых  изгибных напряжений…………………………..……..13

2.4.3 Расчёт допускаемых  предельных напряжений………………………..……..14

2.5 Ориентировочный расчёт  передачи……………………………………………15

2.6 Расчёт передач косозубыми  цилиндрическими колёсами по  контактным

 напряжениям……………………………………………………………………20

2.7 Определение геометрических размеров передачи………………………..…  20

2.8 Проверочные  расчёты передач…………………………………………….…....21

2.8.1 Определение окружной  скорости…………………………………….……....21

2.8.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям……………………..….21

2.8.3 Проверочный расчёт по напряжениям  изгиба………………………..……..21

2.9 Итоговая таблица параметров ………….……………………….……..………22

2.10 Расчет цепной передачи …………………………………………...……….…23

4 Предварительный расчёт валов……………………………………………..……26

4.1 Быстроходный (входной) вал 1……………………………………………..…..26

4.2 Промежуточный вал 2-3…………………………………………………..….…26

4.3 Выходной вал 4……………………………………………………………..……27

5 Подбор и проверка шпонок………………………………………………….……27

6 Выбор и проверка муфты…………………………………………………….…...29

7 Выбор типа подшипников и проверочный расчет подшипников………………30

7.1 Подбор подшипников……………………………………………………….…...30

7.2 Проверка долговечности подшипников………………………………………..32

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………………..……....35

9 Уточнённый расчёт вала………………………………………………...………..36

10 Выбор смазки…………..……….………………………………….…..….……..40

11 Подбор посадок и допусков……………………………………………..…..…..41

12 Сборка и регулировка редуктора……………………………………………….42

Список использованных источников ……………………………………….……..44

ВВЕДЕНИЕ

Согласно задания требуется  разработать привод мешалки кормов, состоящей из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора и цепной передачи.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые и цепную передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: корпуса редуктора, промежуточного вала, зубчатого колеса быстроходной ступени, крышек подшипников.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоте вращения. Зубчатые передачи рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются  на выносливость по коэффициенту запаса прочности. Параметры цепной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность.

Шпоночные соединения проверяются  на  смятие и размеры принимаются  в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора и рамы привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

 

 

      1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ

  

 1.1Схема привода

 

Рисунок 1.1 – Расчетная  схема привода

 

1.2 Выбор электродвигателя

          1.2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р’_эд = Р_вых / h_общ ,

где h_общ – общий КПД привода;

Р_вых – мощность на выходном валу привода, кВт.

h₁₂– КПД передачи 1-2;

h₃₄– КПД передачи 3-4;

h_ц – КПД цепной передачи;

h_п – КПД пар подшипников;

h_м – КПД муфты;

h_общ = 0.97 ×0.97 × 0.98 × 0.93 × 0.99⁴= 0.82

Р_вых= М×ω , где М – крутящий момент на звёздочке, Н ;

ω – угловая частота вращения цепи конвейера, рад/с;

 рад/с.

Р_вых = 1200 × 2,62= 3144 Вт.

Р’_эд = Вт.

1.2.2Определение требуемой  частоты вращения вала

    n_э.тр = n_вых×i₁₂×i₃₄×i₅₆ где, i₁₂ – передаточное отношение передачи 1-2

    i₃₄ – передаточное отношение передачи 3-4; i₅₆ - передаточное отношение передачи 5-6;

    n_вых – требуемая частота вращения на выходе привода

      об/мин по условию проекта.

         n_э.тр= 25*5,6*4,3*2,5=1500 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:

n_эд≈ n’_эд,

Р_эд ≥Р’_эд

Выбираем электродвигатель RAM112М4/1420

Р = 4 кВт , n = 1420 об/мин , d = 28 мм , Т_пуск /Т_ном = 2,2

 

 

Рисунок 1.2 – Эскиз электродвигателя

 

3. Определение передаточных отношений отдельных  передач

Общее передаточное отношение  равно:

i₁₆= n_эл.дв / n_вых = 1420/25 = 56,8

i_ред = i₁₂ * i₃₄ = 5,6 *4,3 =24,08

i₃₄  = i_ред =

i₁₂= i_ред / i₃₄ = 24/4,41 = 5,44

i₅₆= i₁₆ / i_ред = 56,8/24 = 2,37

где i₁₂, i₃₄– номинальные передаточные отношения

4. Кинематический и силовой расчёт

1.4.1 Определение мощностей  на валах

P₁=P^’_эд ×h_м×h₁₂

Р₁ = 3834 ×0,98×0,97 =  3645 Вт

Р₃ = Р₁×h₂₃×h_п

Р₃ = 3645×0,97×0,99 = 3450 кВт

Р₆ = Р₅₆×h₅₆×h_п

Р₆ = 3450 ×0,93×0,99 = 3222 кВт

где Р₁, Р₃, Р₆– мощности на соответствующих валах.

, что приблизительно соответствует полученным результатам.

 

   1.4.2 Частота вращения валов привода

n₁ = n_эд

n₁ = 1420об/мин

n₂₃ = n₁/i₁₂

n₂₃ = 1420/5,44 = 261 об/мин

n₄₅ = n₂₃/i₃₄

n₄₅ = 261 /4,41 = 59,2 об/мин

n₅₆ = n₄₅/i₄₅

n₆ = 59,2 /2,37 = 24,97 об/мин

3. Скорость вращения валов

w = p×n / 30

w₁ = 3.14 × 1420 / 30 = 148,63 рад/с

w₂₃ = 3.14 × 261/ 30 = 27,32 рад/с

w_{4 5}= 3.14 × 59,2 / 30 = 6,2 рад/с

w₆= 3.14 × 24,97 / 30 = 2,61 рад/с

1.4.4 Крутящие моменты на валах

Т = Р/w

Т₁ = 3834/148,63 = 25,8 Н×м,

Т₂₃ = 3645/27,32 = 133,4 Н×м

Т₄₅ = 3450/6,2 = 556,5 Н×м

Т₆ = 3222/2,61 = 1234,5 Н×м

 

 

 

 

 

 

Результаты кинематического и  силового расчёта:

   Таблица 1.1

Передача	Передаточ ное Отношение, U	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость w, рад/с	Момент          Т,       Н·м
1 - 2	5,44	1	1420	148,63	25,8
		2-3	261	27,32	133,4
3 - 4	4,41
		4-5	59,2	6,2	556,5
5 - 6	2,37	6	24,97	2,61	1234,5

 

 

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

     2.1 исходные данные; цель расчёта

 

Исходные данные (Таблица 1.1): Т₁ = 25,8 Н*м; Т₂₃ = 133,4 Н*м;

Т₄₅ = 556,5 Н*м; w₁ = 148,63 об/мин;   w₂₃ = 27,32 об/мин;  w₄₅ = 6,2 об/мин.

Цель расчёта:

1. Выбор материала зубчатых колёс
2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов
3. Назначение степени точности зубчатых колёс
2. Критерий работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят  из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрашивания  рабочих поверхностей зубьев

-  По причине усталостной  поломки зуба

-  Возможны статические  поломки 

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень  высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей  зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

s_Н < [s_Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

s_F < [s_F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

  

 

    2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

 

   Таблица 2.1

Звено	Марка	Dзаг, мм	ТО	Твёрдость		Средняя твердость	sт, МПа
				Сердцевина	пов-сть
Шестерня 1, 3	Сталь 40Х	до 125	Улучшение + ТВЧ	269..302	269..302	47,5HRC	750
Колесо 2, 4	Сталь 40Х	до 125	Улучшение	235..262	235..262	285,5HB	750

 

2.4 Расчёт допускаемых напряжений

   2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

[s]_H = 0.9 × s_{H lim} / S_H,

где S_H - коэф. безопасности (S_H=1.1);

s_{H lim}  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному  числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

s_{H lim =}s_{H lim B} × K_HL,

где s_{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

K_HL = ,

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений;

N_HЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

s_{H lim 1,3}=17×Н_НRC +200= 17×47,5+200 = 1007,5 Мпа

s_{H lim B 2,4}= 2×Н_НВ +70= 2×285,5 + 70 = 641 МПа

N_HO = 30 HB ^2.4

N_HO24 = 30 × 285 ^2.4 = 69957017,82

N_HE = 60 × n × c × t_S × ,

где с – число вхождений  зацепления зуба за 1 оборот (с=1);

где t_S - суммарное время работы передачи:

               t_S = Z_год × 365 × К_год ×24 · К_сут,                                          

где  Z_год – срок службы передачи;

К_год – коэффициент годового использования;

К_сут – коэффициент суточного использования;

 t_S = 7 × 365 × 0,8 × 24 · 0,3 = 14716,8 часов

N_{HE 2} = 60 × 261 × 1× 14716,8 × (1³×0,3 + 0,5³×0,65) =  87864815

N_{HE 4} = 60 × 59,2 × 1× 14716,8 × (1³×0,3 + 0,5³×0,65) =  19929491

K_HL24 =

 Таким образом принимаем  K_HL=1

       [s]_{H 13} = Мпа          

      [s]_{H 24} = МПа

    Для косозубых  передач в качестве расчётного принимается:

[s]_H12 = 0,45× ([s]_H13 +[s]_H24) = 0,45(524,4+755,62) = 587,3 МПа

   

2.4.2 Определение допускаемых  значений напряжений при расчёте  зубьев на усталостный изгиб.

                                                  

 где,  s_{F lim}   - предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

     S_F – коэффициент безопасности (S_F=1,7..2,2);

 S_F=1,75   табл. 4.2 [2]                              

s_{F lim}  =s⁰_{F lim} ^. K_FL

где,  s⁰_{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений [H/мм²];

K_FL - коэффициент долговечности;

 

 

s⁰_{F lim 24} = 1.8 Н_НВ     табл. 4.2 [2]

s⁰_{F lim 24} = 1.8 × 285,5 = 513,9 МПа

s⁰_{F lim 13} = 600 МПа       

K_FL = ,

где,  N_FO – базовое число циклов перемены напряжений;

N_FO = 4 ^. 10⁶

   N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

N_FE = 60 × n × c × t_S × ;

Для зубчатых колёс с  твёрдостью Н £ НВ350 принимаем m_f = 9.

N_FE = 60 × 1420 × 1 × 14716,8 × (1⁹×0,3 + 1,4⁹×0,65) = 1191177792

Таким образом принимаем  K_FL=1;

s_{F lim 1,3} = 600 ^. 1 = 600 МПа

 s_{F lim 2,4} = 513,9 ^. 1 = 513,9 Мпа

 

МПа              МПа

 

2.4.3 Расчёт допускаемых предельных  напряжений.

     

,

где s_Т - предел текучести материала при растяжении.

МПа

          МПа,

      примем МПа.

,

где, s _{F lim M} – предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого износа зуба;

         S_FM – коэффициент безопасности;

s_{F lim М} = 4,8HB 

S_FM13 = 1,75 ; S_FM24 = 1,1

 s_{F lim 1,3} = 2500 МПа

s_{F lim 2,4} = 4,8 ^. 285,5 = 1370,4 МПа

МПа               МПа

         

 

5. Проектный расчёт прямозубой цилиндрической передачи 3-4

    Определение межосевого расстояния.

    где  - межосевое расстояние передачи;

           i₁₂ – передаточное отношение передачи;

           Т₂₃ – крутящий момент на колесе;

           К_Н -  коэффициент нагрузки;                                         

            y_а – коэффициент ширины зубчатого венца;

Принимаем y_а = 0.4,

тогда y_bd =(0,15…0,2) × (u₃₄ + 1) = 6,44×0,153 = 0,985

Определение коэффициентов  К_Нb, К_Fb

Зависят от:

1. скорости передачи
2. твёрдости
3. относительной ширины зубчатого венцах

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчёте на контактную выносливость: К_Н = К_Нb × К_НV

при расчёте на изгибную выносливость: К_F = К_Fb × К_FV,

 

где К_Нb, К_Fb - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

К_НV, К_FV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления  зубчатых колёс находим значения коэффициентов:

К_Нb = 1,08

К_Fb = 1,17

Определяем динамические коэффициенты К_V:

Для цилиндрических передач  скорость в зацеплении определяется по:

,

где n_Ш – частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс

       С_V – вспомогательный коэффициент

       Т_К – момент на колесе рассчитываемой пары

Т = Т₂₃

С_V = 1600               м/с

Назначаем степень точности 8

Определяем коэффициенты К_НV и К_FV

К_НV = 1,04

К_FV = 1,11

Таким образом:

К_Н = 1,08 × 1,04 = 1.123

К_F = 1,17 × 1.11 = 1.3

мм

принимаем мм.

    

Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

     m₃₄ = 0.01 × 140= 1,4 мм.

принимаем m₃₄ =1,75;

Найдём суммарное число  зубьев:                            

где, b - угол наклона зубьев на делительном цилиндре. По условию проекта тихоходная ступень прямозубая, следовательно b = 0°.

    Принимаем   = 160

Число зубьев шестерни:    принимаем

Число зубьев на колесе:

Уточним передаточное отношение  передачи:

; 

   

Определим ширину зубчатого  венца колеса: мм

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

мм

   Определим диаметры делительных окружностей:

мм

мм

  Проверка межосевого расстояния: мм

     Определим диаметры окружностей вершин:

      d_a3 = d₃ + 2m = 52,5 + 2× 1,75 = 56 мм

      d_a4 = d₄ + 2m = 227,5 + 2× 1,75 = 231 мм

        Определим диаметры окружностей впадин:

      d_f3 = d₃ – 2.5m = 52,5 – 2,5×1,75 = 48,125 мм

              d_f4 = d₄ – 2.5m = 227,5 – 2,5×1,75 = 223,125 мм

    Проверочные расчёты

         

 

      Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

      Y_F3 = 3,85; Y_F4 = 3,75    табл.  2.10. [2]

      МПа < 342,85 МПа

      МПа < 293,65МПа

 

        Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:        H

Радиальная сила:     H

              Осевая сила:             Н                       

 

Итоговая таблица параметров

      Таблица 2.2

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	A34	мм	140
2. Число зубьев шестерни	Z3	мм	30
3. Число зубьев колеса	Z4	мм	130
4. Модуль зацепления	m	мм	1,75
5. Диаметр делительной окружности шестерни	d3	мм	52,5
6. Диаметр делительной  окружности колеса	d4	мм	227,5
7. Диаметр окружности  выступов шестерни	da3	мм	56
8. Диаметр окружности  выступов колеса	da4	мм	231
9. Диаметр окружности  впадин шестерни	df3	мм	48,125
10. Диаметр окружности впадин колеса	df4	мм	223,125
11. Ширина зубчатого  венца шестерни	b3	мм	61
12. Ширина зубчатого  венца колеса	b4	мм	56
13. Степень точности  передачи	-	-	8
14. Окружная сила в  зацеплении	Ft	Н	4892,3
15. Радиальная сила  в зацеплении	Fr	Н	1780,7
16. Осевая сила в  зацеплении	Fa	Н	0

 

2.6  Проектный расчёт косозубой цилиндрической передачи 1-2

    принимаем  мм.

 Модуль передачи

   m = (0.01…0.02) × a₁₂

       m₃₄ = (0.01…0.02) × 148 = 1,48…1,52 мм

    принимаем m₁₂ = 1,5 мм     табл. 6.2 [2]

             

Определение числа зубьев зубчатых колёс

    Определим  суммарное число зубьев:                                            

    

Определим число зубьев шестерни: принимаем = 28

     Число зубьев на  колесе:

      Уточняем передаточное  отношение:

               

       Определим ширину зубчатого венца колеса:

Для снижения влияний  погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

Уточним угол наклона  зуба:

     Минимальное  значение угла b ограничивается условием:

    Определим диаметры делительных окружностей:

мм

мм

   Проверка межосевого  расстояния: мм

     Определим диаметры окружностей вершин:

      d_a1 = d₁ + 2m = 42,84+ 2× 1,5 = 45,84 мм

      d_a2 = d₂ + 2m = 237,16 + 2× 1,5 = 240,16 мм

        Определим диаметры окружностей впадин:

      d_f1 = d₁ – 2.5m = 42,84 – 2,5×1,5 = 39,09 мм

              d_f2 = d₂ – 2.5m = 237,16 – 2,5×1,5 = 233,41 мм

  

 

 Проверочные расчёты

        

 

      Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

      Y_F1 = 3,85; Y_F2 = 3,75    табл.  2.10. [2]

      МПа < 342,85 МПа

      МПа < 293,65МПа

 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:        H

Радиальная сила:     H

              Осевая сила:             Н    

                 

 

    

 

      Итоговая таблица параметров

  Таблица 2.3

Рассчитываемый параметр		Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние		a12	мм	140
2. Число зубьев шестерни		Z1	мм	28
3. Число зубьев колеса		Z2	мм	155
4. Модуль зацепления		m	мм	1,5
5. Диаметр делительной  окружности шестерни		d1	мм	42,84
6. Диаметр делительной окружности колеса		d2	мм	237,16
7. Диаметр окружности  выступов шестерни		da1	мм	45,84
8. Диаметр окружности  выступов колеса		da2	мм	240,16
9. Диаметр окружности  впадин шестерни		df1	мм	39,09
10. Диаметр окружности  впадин колеса		df2	мм	233,41
11. Ширина зубчатого венца шестерни		b1	мм	40
12. Ширина зубчатого  венца колеса		b2	мм	35
13. Степень точности  передачи		-	-	8
14. Окружная сила в  зацеплении		Ft	Н	1125
15. Радиальная сила  в зацеплении		Fr	Н	417,7
16. Осевая сила в  зацеплении	Fa		Н	226,2

  

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

             

                         

            

3.1 Исходные данные

    - Вращающий  момент на валу ведущей звёздочки 

    - Передаточное  отношение  

    - Частота вращения ведущей звёздочки

    - Положение  цепи – угол наклона к горизонту 80 градусов;

    - Смазывание  и регулирование цепи- периодическое.

3.2 Число зубьев ведущей (малой) звёздочки [1, стр. 281]; принимаем

 Число зубьев ведомой  звездочки  ; принимаем  

3.2.1 Допускаемое давление в шарнирах цепи (ориентировочное)

       Для  цепей приводных роликовых   по нормам DIN 8195 допускаемые давления находятся в зависимости от скорости [1. стр. 283]. Она пока неизвестна и предварительно принимаем, что тогда

4.3 Коэффициент эксплуатации  передачи.

                                                  [1, стр. 283-284]

где  коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки;

 -коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния,

при   ;

     - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона передачи к горизонту, свыше  ;

- коэффициент, учитывающий способ  регулировки натяжения цепи. При  периодическом - ;

    - коэффициент, учитывающий способ смазки. Периодическая: ;

    - коэффициент, учитывающий число силы работы; при (по заданию на проект) - 1.

3.4 Шаг цепи (однородной)

Принимаем цепь ПР-50,8-227 ГОСТ 13568-75, имеющую шаг разрушающую нагрузку , масса цепи (1м)-9,7 кг; проекция площади шарнира

3.5 Скорость цепи

м/с

Скорости цепи оказалось  близкой к ориентировочной величине; значение допускаемого давления [p]=23,7 МПа.

Предварительное межосевое  растояние:

мм

Число звеньев в цепи:

мм

 

 

Уточненое межосевое  растояние:

 

3.6 Среднее давление в шарнирах цепи

 Н/м,

где -окружное усилие.

 

3.7 Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры

ведущей звёздочки  мм

ведомой мм

Диаметры окружностей  выступов

Ведущей звёздочки  мм

Ведомой звёздочки  мм

 Ширина зубчатого венца звёздочек мм

 

3.8 Расчётная нагрузка на валы цепной передачи Н

 

 

4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

По величине крутящего  момента на валу и, используя формулы, найдём номинальные диаметры валов.

   4.1 Быстроходный (входной) вал 1

 

, мм принимаем d = 25 мм (согласовав с электродвигателем и муфтой); хвостовик конический (М16´1, 5).