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:
Кэ = Kд · Kс ∙ Kθ ∙ KРЕГ ∙Kр (см. табл.12), тогда
Кэ = 1 ∙ 1,5 ∙ 1 ∙ 1,25 ∙ 1,25 = 2,34.
Z1 – число зубьев ведущей звездочки:
Z1 = 29 – 2 · u,
где u = 2,2 (см. раздел 1 «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.
[рц] – допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/нм2 (см. табл. 11), при
ω3 = 11,5 c-1, 
= 109,8 мин-1, [рц]=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 Uф 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:
ар = а / p = 30…50 – межосевое расстояние в шагах.
5. Определим число звеньев цепи Lр, шт:
.
Получаем:
= 120,5.
Принимаем Lр = 120.
6. Уточним межосевое расстояние в шагах:
.
Получим численное значение ар:
=39,71.
Тогда фактическое межосевое расстояние:
а = ар · p = 39,71 · 38,1 = 1512,95 мм.
Монтажное межосевое расстояние:
ам = 0,995 · а = 0,995 · 1512,95 = 1505,38 мм.
7. Определим длину цепи, L, мм:
L= Lр 
р
L= Lр 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; Кz – коэффициент числа зубьев;
КZ1 = сtg (180 
/Z1) = сtg (180°/25) = 7,92 – ведущей звездочки;
Кz2 = 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:
Dе1 = p × (К+Кz1 – 
) = 38,1× (0,7+7,9 – 
) = 324,8 мм
Dе2 = p × (К+Кz2 – ) = 38,1× (0,7+17,4 – ) = 689,5 мм.
Диаметр окружности впадин:
ведущей звездочки:
Di1 = d∂1 – (d1 – 0,175 × 
)
ведомой звездочки:
Di2 = d∂2 – (d1 – 0,175× 
).
Подставив известные величины определим:
Di1 = 304 – (11,1 – 0,175 × 
) = 295,9 мм
Di2 = 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.
12. 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.
13. Определяем окружную силу, передаваемую цепью Ft, H:
Ft = 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:
Ft = Р3 × 
/ V = 5,15 × 103 / 1,74 = 2954,5 Н.
14. Проверим давление в шарнирах цепи Рц, МПа:
Рц = Ft × Кэ / А ≤ [Рц],
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.
[Рц] = 35 МПа – допускаемое давление в шарнирах цепи.
Определим давление в шарнирах цепи:
Рц = Ft × Кэ / 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.
15. 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 = Kf × q × a × g,
где Kf – коэффициент провисания; Kf = 6 — для горизонтальных передач; Kf = 3 – для передач, наклонных к горизонту до 40°; Kf = 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 = Kf × 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:
= 
= 41,6.
41,6 > 8 , условие прочности выполняется, так как полученное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого коэффициента запаса прочности.
16. 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.