Ременные и цепные передачи

Министерствообразования и науки российской Федерации
Федеральноеагентство по образованию
Государственноеобразовательное учреждение
Высшегопрофессионального образования
Новосибирскийгосударственный технический университет
Кафедраприкладной механики
Самостоятельнаяработа №2 по курсу «Детали машин»
на тему:«Ременные и цепные передачи»
Факультет:
Группа:
Студент:
Преподаватель:
Новосибирск

Содержание
1.      Ременные передачи
1.1 Общие сведения
1.1.1 Классификация
1.1.2Схемы ременных передач
1.2 Достоинства и недостатки
1.3 Область применения
1.4 Кинематика
1.4.1 Силы и напряжения в ремне
1.5 Геометрия
1.5.1 Расчет геометрическихпараметров
1.5.2 Допускаемые углы обхватаременных передач
1.6 Расчет долговечности ремня
2. Цепные передачи
2.1 Общие сведения
2.2 Типы цепей
2.3 Достоинства и недостатки
2.4 Область применения
2.5 Кинематика
2.6 Геометрия
2.7 Критерии работоспособности
3. Список использованной литературы

1.Ременные передачи
1.1 Общиесведения
Ременныепередачи – это передачи гибкой связью (рис. 14.1), состоящие из ведущего 1 иведомого 2 шкивов и надетого на них ремня 3. В состав передачи могут такжевходить натяжные устройства и ограждения. Возможно применение нескольких ремнейи нескольких ведомых шкивов. Основное назначение – передача механическойэнергии от двигателя передаточным и исполнительным механизмам, как правило, спонижением частоты вращения.
ременнойпередача шкив вал
/>
Рис.
1.1.1 Классификацияпередач
По принципуработы различаются передачи трением (большинство передач) и зацеплением(зубчатоременные). Передачи зубчатыми ремнями по своим свойствам существенноотличаются от передач трением и рассматриваются особо в 14.14.
Ремни передачтрением по форме поперечного сечения разделяются на плоские, клиновые,поликлиновые, круглые, квадратные.
Условиемработы ременных передач трением является наличие натяжения ремня, которое можноосуществить следующими способами:
1. предварительнымупругим растяжением ремня;
2. перемещениемодного из шкивов относительно другого;
3. натяжным роликом;
4. автоматическимустройством, обеспечивающим регулирование натяжения в зависимости отпередаваемой нагрузки.
При первомспособе натяжение назначается по наибольшей нагрузке с запасом на вытяжкуремня, при втором и третьем способах запас на вытяжку выбирают меньше, причетвертом — натяжение изменяется автоматически в зависимости от нагрузки, чтообеспечивает наилучшие условия для работы ремня.
Клиновые,поликлиновые, зубчатые и быстроходные плоские изготовляют бесконечнымизамкнутыми. Плоские ремни преимущественно выпускают конечными в виде длинныхлент. Концы таких ремней склеивают, сшивают или соединяют металлическими скобами.Места соединения ремней вызывают динамические нагрузки, что ограничиваетскорость ремня. Разрушение этих ремней происходит, как правило, по местусоединения.
1.1.2 Схемыременных передач
Передачи содним ведомым валом
спараллельными осями валов
с непараллельнымиосями валов
с одинаковымнаправлением вращения
с обратнымнаправлением вращения
/>

/>
/>
/>
/>
/>
Передачи снесколькими ведомыми валами
/>
/>
/>
Примечания: 1. Схемы 1, 3, 5 — передачи с двумяшкивами; схемы 2, 4, 6, 7, 8, 9 — передачи с натяжными или направляющимироликами.
2. Обозначения: вщ — ведущий шкив; вм — ведомый шкив: HP — натяжной илинаправляющий ролик
1.2 Достоинства инедостатки
Достоинства
Недостатки
Возможность передачикрутящим моментом между валами, расположенными на относительно большомрасстоянии
Громоздкость
Плавность и бесшумностьработы передачи
Непостоянствопередаточного числа из-за проскальзывания ремня
Предельность нагрузки,самопредохранение от перегрузки. Способность ремня передать определенную нагрузку,свыше которой происходит буксование (скольжение) ремня по шкиву
Повышение нагрузки навалы и подшипники
Возможность работы свысокими скоростями
Невысокий КПД(0,92… .0,94)
Простота устройства,небольшая стоимость, легкость технического обслуживания
Необходимостьзащиты ремней от попадания
Малая стоимость
Необходимость защитыремней от попадания воды
Электризация ремня ипоэтому недопустимость работы во взрывоопасных помещениях
Ременныепередачи в основном применяются для передачи мощности до 50 кВт (зубчатыми до200, поликлиновыми до 1000 кВт)
1.3 Область применения
Ремни должны обладать достаточно высокой прочностью при действиипеременных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения при движении по шкиву ивысокую износостойкость. Ременные передачи применяются для привода агрегатов отэлектродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощныхдвигателей внутреннего сгорания. Наибольшее распространение в машиностроениинаходят клиноременные передачи (в станках, автотранспортных двигателях и т.п.). Эти передачи широко используют при малых межосевых расстояниях ивертикальных осях шкивов, а также при передаче вращения несколькими шкивами.При необходимости обеспечения ременной передачи постоянного передаточного числаи хорошей тяговой способности рекомендуется устанавливать зубчатые ремни. Приэтом не требуется большего начального натяжения ремней; опоры могут бытьнеподвижными. Плоскоременные передачи применяются как простейшие, сминимальными напряжениями изгиба. Плоские ремни имеют прямоугольное сечение,применяются в машинах, которые должны быть устойчивы к вибрациям (например,высокоточные станки). Плоскоременные передачи в настоящее время применяютсравнительно редко (они вытесняются клиноременными). Теоретически тяговаяспособность клинового ремня при том же усилии натяжения в 3 раза больше, чем уплоского. Однако относительная прочность клинового ремня по сравнению с плоскимнесколько меньше (в нем меньше слоев армирующей ткани), поэтому практическитяговая способность клинового ремня приблизительно в два раза выше, чем уплоского. Это свидетельство в пользу клиновых ремней послужило основанием дляих широкого распространения, в особенности в последнее время. Клиновые ремнимогут передавать вращение на несколько валов одновременно, допускают umax = 8 – 10без натяжного ролика.
Круглоременныепередачи (как силовые) в машиностроении не применяются. Их используют восновном для маломощных устройств в приборостроении и бытовых механизмах(магнитофоны, радиолы, швейные машины и т. д.).
1.4 Кинематикаременных передач
Окружныескорости ( м/с ) на шкивах:
/>и />
где d1 и d2 –диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; n1 и n2 – частоты вращения шкивов,мин-1.
Окружнаяскорость на ведомом шкиве v2 меньше скорости на ведущем v1 вследствиескольжения:
/>
Передаточноеотношение:
/>
Обычноупругое скольжение находится в пределах 0,01…0,02 и растет с увеличениемнагрузки.
1.4.1Силы инапряжения в ремне
Окружная силана шкивах (Н):
/>/>
где T1 –вращающий момент, Н м, на ведущем шкиве диаметром d1, мм; P1 – мощность наведущем шкиве, кВт.
С другойстороны, Ft = F1 — F2, где F1 и F2 — силы натяжения ведущей и ведомой ветвейремня под нагрузкой. Сумма натяжений ветвей при передаче полезной нагрузки неменяется по сравнению с начальной: F1 + F2 = 2F0. Решая систему двух уравнений,получаем:
F1 = F0 + Ft/2, F2 = F0 – Ft/2
Силаначального натяжения ремня F0 должна обеспечивать передачу полезной нагрузки засчет сил трения между ремнем и шкивом. При этом натяжение должно сохранятьсядолгое время при удовлетворительной долговечности ремня. С ростом силы />несущаяспособность ременной передачи возрастает, однако срок службы уменьшается.
Соотношениесил натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня без учета центробежных силопределяют по уравнению Эйлера, выведенному им для нерастяжимой нити,скользящей по цилиндру. Записываем условия равновесия по осям x и y элементаремня с центральным углом da. Принимаем, что
/>и />, тогда,

/>/>
/>/>
/>
Рис.
где dFn –нормальная сила реакции, действующая на элемент ремня от шкива; f –коэффициенттрения ремня по шкиву. Из имеем:
/>
Подставимзначение />впренебрегая членом />в связи сего малостью. Тогда

/> и/>
Послепотенцирования имеем: />
где e –основание натурального логарифма, b — угол, на котором происходит упругоескольжение, при номинальной нагрузке />.
Полученнаязависимость показывает, что отношение F1/F2 сильно зависит от коэффициентатрения ремня на шкиве и угла />. Но этивеличины являются случайными, в условиях эксплуатации могут принимать весьмаразличные значения из числа возможных, поэтому силы натяжения ветвей в особыхслучаях уточняют экспериментально.
Обозначая />и учитывая,что />, имеем
/>и />
Ремни обычнонеоднородны по сечению. Условно их рассчитывают по номинальным (средним) напряжениям,относя силы ко всей площади поперечного сечения ремня и принимая справедливымзакон Гука.
Нормальноенапряжение от окружной силы Ft:
/>
где A –площадь сечения ремня, мм2.
Нормальноенапряжение от предварительного натяжения ремня
/>.
Нормальныенапряжения в ведущей и ведомой ветвях:
/>и />.
Центробежнаясила вызывает нормальные напряжения в ремне, как во вращающемся кольце: />
где s ц –нормальные напряжения от центробежной силы в ремне, МПа; v1 – скорость ремня,м/с; /> — плотностьматериала ремня, кг/м3.
При изгиберемня на шкиве диаметром d относительное удлинение наружных волокон ремня какизогнутого бруса равно 2y/d, где y – расстояние от нейтральной линии внормальном сечении ремня до наиболее удаленных от него растянутых волокон.Обычно толщина ремня />.Наибольшие напряжения изгиба возникают на малом шкиве и равны:
/>
Максимальныесуммарные напряжения возникают на дуге сцепления ремня с малым (ведущим)шкивом:
/>

/>
Рис.
Этинапряжения используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работепередачи в ремне возникают значительные циклические напряжения изгиба и вменьшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущейи ведомой ветвей ремня.
1.5 Геометрия
Основныегеометрические параметры /> и /> — диаметры ведущего иведомого шкивов; а — межосевое расстояние; В — ширина шкива; L — длина ремня; /> — угол обхвата; /> — угол между ветвямиремня (рис.6).
/>
Рис. Основные геометрические параметры ременных передач
Углы /> и />, соответствующиедугам, по которым происходит касание ремня и обода шкива, называют угламиобхвата. Перечисленные геометрические параметры являются общими для всех типовременных передач.
1.5.1 Расчет геометрических параметров
1. Межосевое расстояние
/>
где L — расчетная длина ремня; D1 и D2 — диаметры ведущего и ведомого шкивов.
Для нормальной работы плоскоременной передачи должно соблюдаться условие:
/>
при этом а должно быть не более 15 м.
2. Расчетная длина ремня
на сшивку добавляют еще 100—300 мм.
3. Диаметр ведущего шкива (малого), мм
/>
где /> — мощность на ведущемвалу, кВт; /> — угловая скоростьведущего вала, рад/с.
4. Диаметр ведомого шкива

/>(5)
где и — передаточное число; /> — коэффициентскольжения.
При диаметре D > 300 мм шкивы изготовляют счетырьмя—шестью спицами. Для шкивов, имеющих отклонения от стандартныхразмеров, производят расчет на прочность. Обод рассчитывают на прочность каксвободно вращающееся кольцо под действием сил инерции; спицы рассчитывают наизгиб.
1.5.2 Допускаемые углы обхвата ременных передач
Вследствие вытяжки и провисания ремня при эксплуатации углы обхвата /> измеряютсяприближенно:
/>
В формуле выражение
/>
где /> — угол между ветвямиремня (для плоскоременной передачи ( />  между ветвями ремнявлияет на величину углов обхвата ( /> и />). Рекомендуетсяпринимать также значение диаметров шкивов ( />и />), чтобы соблюдалосьусловие
/>
где для плоскоременной передачи /> = 150°, дляклиноременной — /> = 120°.
1.6 Расчет долговечностиремня
Ременьиспытывает переменные циклические напряжения />, приводящие к усталостнымповреждениям ремня и выходу его из строя. Кривые усталости Велера для ремнейприближенно имеют вид
/>,
где m и C –постоянные, определяемые экспериментально;  max – максимальныенормальные напряжения в ремне; NE – эквивалентное число циклов нагружения засрок службы ремня.
/>
Здесь zш–число шкивов в передаче; Lh – ресурс ремня, ч.;  i – коэффициент,учитывающий разную деформацию изгиба ремня на меньшем и большем шкивах; L –длина ремня, м. При передаточном отношении />/>, с увеличением передаточногоотношения влияние изгиба на большем шкиве уменьшается, а />увеличивается,приближаясь к значению zш. Расчет ремней на долговечность требует накопленияэкспериментальных данных о параметрах кривых усталости, в связи с чем в настоящеевремя этот расчет пока применяют не для всех типов передач.

2.Цепные передачи
2.1 Общие сведения
Цепныепередачи – это передачи зацеплением и гибкой связью, состоящие из ведущей 1 иведомой 2 звездочек и охватывающей их цепи 3. В состав передачи также частовходят натяжные и смазочные устройства, ограждения. Возможно применениенескольких ведомых звездочек. Цепь состоит из соединенных шарнирно звеньев, засчет чего обеспечивается гибкость цепи. Передачи используют всельскохозяйственных, подъемно-транспортных, текстильных и полиграфическихмашинах, мотоциклах, велосипедах, автомобилях, нефтебуровом оборудовании.
/>
2.2 Типыцепей
Цепи поназначению разделяют на три группы:
1. грузовые –используют для закрепления грузов;
2. тяговые –применяют для перемещения грузов в машинах непрерывного транспорта (конвейерах,подъемниках, эскалаторах и др.);
3. приводные –используют для передачи движения.
Основные типыцепей: грузовые круглозвенная, пластинчатая шарнирная; тяговая пластинчатая; приводныероликовая однорядная, роликовая двухрядная, роликовая с изогнутыми пластинами,втулочная, зубчатая с внутренними направляющими пластинами, зубчатая с боковыминаправляющими пластинами, фасоннозвенная крючковая, фасоннозвеннаявтулочно-штыревая. Грузовые и тяговые цепи подробно рассматривают в курсеподъемно- транспортных машин, в данном курсе основное внимание уделяетсяприводным цепям.
Основнойгеометрической характеристикой цепи является шаг P – расстояние между осямисоседних шарниров. Большинство стандартных цепей имеют шаг, кратный 1 дюйму(25,4 мм).
/>
Наиболеешироко применяют роликовые цепи, которые образуются из последовательночередующихся внутренних и наружных звеньев. Внутренние звенья состоят извнутренних пластин 1 и запрессованных в их отверстия гладких втулок 2, накоторых свободно вращаются ролики 3. Наружные звенья состоят из наружныхпластин 4 и запрессованных в их отверстия валиков 5. Концы валиков после сборкирасклепывают. Благодаря натягу в соединениях наружных пластин с валиками ивнутренних пластин со втулками и зазору между валиком и втулкой образуетсяшарнирное соединение. Для повышения сопротивления усталости значения натяговпринимают значительно бόльшими, чем предусмотрено стандартными посадками.Пластическое деформирование пластин в зоне отверстий, неизбежное при стольбольших натягах, существенно повышает сопротивление усталости пластин (в1,6…1,7 раза). Многорядные цепи с числом рядов от двух до восьмисобирают издеталей с такими же размерами, что и однорядные, кроме валиков имеющихсоответственно большую длину. Нагрузочная способность цепей почти прямопропорциональна числу рядов, что позволяет в передачах с многорядными цепямиуменьшить шаг, радиальные габариты звездочек и динамические нагрузки.
При большихдинамических, в частности ударных нагрузках, частых реверсах применяют роликовыецепи с изогнутыми пластинами В связи с тем, что пластины работают на изгиб, ониобладают повышенной податливостью.
/>
При работецепных передач в условиях, вызывающих возрастание трения в шарнирах (запыленныеи химически активные среды) используют открытошарнирные пластинчатые цепи.Будучи открытым, шарнир такой цепи самоочищается от попадающих в негоабразивных частиц. Наружные звенья такой цепи не отличаются от аналогичныхзвеньев роликовой цепи. Внутренние звенья образуются из пластин 2, имеющихотверстия в форме восьмерки, и фасонных валиков 3, заменяющих втулку. Валик 4свободно проходит через отверстие в пластине 2 и взаимодействует с фасоннымваликом 3. Замена тонкостенных втулки и ролика не только удешевляет цепь, но ирезко повышает сопротивление усталости деталей цепи. Благодаря этомуоткрытошарнирные цепи оказались значительно долговечнее роликовых при работе втяжелонагруженных передачах.
Зубчатые цепи к настоящему времени вытеснены болеедешевыми и технологичными прецизионными роликовыми цепями, которые не уступаютзубчатым по кинематической точности и шумовым характеристикам. Зубчатые цепииспользуют преимущественно для замены разрушившихся цепей в старомоборудовании. Из-за ограниченности применения зубчатые цепи не рассматриваются.
Соединениеконцов роликовых, втулочных и открытошарнирных цепей в замкнутый контуросуществляют с помощью соединительных и переходных звеньев. Соединительноезвено, используемое при четном числе звеньев цепи, отличается от обычногонаружного тем, что одна из его пластин надевается на концы валиков свободно ификсируется на валиках замками и шплинтами. В случае необходимостииспользования цепи с нечетным числом звеньев применяют изогнутые переходныезвенья, которые являются слабым местом цепи.
В обозначенииприводных цепей указывают число рядов цепи (если оно больше одного), тип цепи,ее шаг и разрушающую силу. Пример обозначения в соответствии с ГОСТ 13568-75 — 2ПР-25,4-114000 – двухрядная приводная роликовая цепь с шагом />25,4 мм и разрушающейсилой />114000Н.
2.3 Достоинства инедостатки
Достоинства
Недостатки
Возможностьприменения в значительном диапазоне межосевых расстояний;
Неизбежностьизноса шарниров цепи из-за отсутствия условий для жидкостного трения;
Меньшие, чему ременных передач, габариты;
Непостоянствоскорости движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек;
Отсутствиепроскальзывания;
Необходимостьболее точной установки валов, чем для клиноременной передачи;
Относительномалые силы, действующие на валы;
Необходимостьсмазывания и регулировки.
Возможностьпередачи движения нескольким звездочкам;
Высокий КПД;
Возможностьлегкой замены цепи.
2.4 Область применения
Цепная передача применяются в сельзкохозяйственных машинах, велосипедах, мотоциклах,автомобилях, строительно-дорожных машинах, в нефтяном оборудовании и т.д.Преимущественное распространение имеют открытые Цепная передача, работающие безсмазки, или с периодической ручной смазкой, с однорядными втулочно-роликовымицепями, непосредственно встроенные в машины. Диапозон применения цепных передачнамного больше, чем ременных (у цепных передач намного выше диапозон межосевыхрасстояний, менее жесткие требования к габаритам).
2.5Кинематика
В ведущейветви цепи в процессе стационарной работы передачи действует постоянная сила />, состоящая изокружной силы />и силы натяжения ведомой ветви />.
/>.
Силанатяжения ведомой ветви
/>,
где /> — натяжениецепи от силы тяжести; /> — натяжение от центробежных сил.
Натяжениецепи от действия центробежных сил определяют по аналогии с ременными передачами
/>,
где /> — скоростьдвижения цепи, м/с.
Натяжение отсилы тяжести при горизонтальном (и близком к нему) положении линии, соединяющейоси звездочек, определяется как для гибкой нерастяжимой нити
/>,
где /> — погоннаямасса цепи, кг/м; /> — ускорение свободного падения, />; /> — межосевоерасстояние, м; /> — стрела провисания цепи, мм.
Привертикальном (и близком к нему) положении линии центров звездочек
/>.
Если ветвиремней параллельны, сила на валы/>. В общем случае, если ветви цепине параллельны, силу на вал определяют, как и для ременной передачи, изтреугольника ОАВ (рис. 14.9). Расчетная сила, действующая на валы передачи
/>,
где /> — коэффициент,учитывающий вес цепи, для горизонтальной передачи принимают />, для вертикальной />.
При работецепной передачи движение цепи определяется движением шарнира звена, вошедшегопоследним в зацепление с ведущей звездочкой. Скорость шарнира />(м/с) при постояннойугловой скорости ведущей звездочки />, 1/с

/>
/>,
где /> — делительныйдиаметр малой (ведущей) звездочки, мм.
Впроизвольном угловом положении звездочки, когда ведущий шарнир повернутотносительно перпендикуляра к ведущей ветви цепи под углом />, скорость цепи
/>.
Так как угол />изменяется впределах от 0 до />, то скорость цепи изменяется от />до />.
Поперечнаяскорость цепи
/>.
Мгновеннаяугловая скорость ведомой звездочки

/>,
где /> — делительныйдиаметр большой (ведомой) звездочки, мм; /> — угол поворота шарнира на ведомойзвездочке (по отношению к перпендикуляру на ведущую ветвь цепи), угол />изменяется впределах от 0 до />.
Мгновенноепередаточное отношение:
/>
Из зависимостиследует:
1. передаточноеотношение не постоянно;
2. равномерностьдвижения тем выше, чем больше числа зубьев звездочек, так как тогда />и />ближе кединице, основное влияние оказывает увеличение числа зубьев малой звездочки.
Непостоянствоскорости цепи вызывает динамические нагрузки и удары, не позволяет использоватьцепные передачи в приводах с высокими требованиями по кинематической точностивращения валов.
2.6 Геометрия
Мощности, для передачи которых применяютцепные передачи, изменяются от долей до сотен киловатт, обычно до 100 кВт; межосевыерасстояния достигают 8 м.
Частотывращения звездочек и скорость цепи ограничиваются величиной силы удара в зацеплении, износомшарниров и шумом передачи. Скорость цепи обычно до 15 м/с, но в передачахвысокого качества при эффективном смазывании достигает 35 м/с.
Средняяскорость цепи, м/c,
/>,
где />– число зубьевмалой звездочки; />– частота ее вращения, мин-1;
P – шаг цепи, мм.
Передаточноеотношение определяют изусловия равенства средней скорости цепи на звездочках :
/>
Отсюдапередаточное отношение
/> 
Здесь /> — число зубьевбольшой (ведомой) звездочки; /> — частота ее вращения, мин-1.
Передаточноеотношение ограничивается габаритами передачи, диаметром большой звездочки,малостью угла охвата цепью малой звездочки. Обычно u не превышает 7.
Числа зубьевзвездочек. Минимальныечисла зубьев звездочек ограничиваются износом шарниров, динамическиминагрузками и шумом передачи. Чем меньше число зубьев звездочки, тем большеизнос, так как угол поворота звена при набегании цепи на звездочку и сбегании снее равен />.
Минимальноечисло зубьев малой звездочки для силовых передач общего назначения выбирают поэмпирической зависимости
/>
При низкихчастотах вращения />может быть уменьшено до 13. Длявысокоскоростных передач с />м/с принимают />.
Число зубьевбольшой (ведомой) звездочки:
/>
По мереизноса шаг цепи увеличивается и ее шарниры поднимаются по профилю зубазвездочки на больший диаметр, что может привести в конечном счете к выходу цепииз зацепления со звездочкой. При этом предельно допустимое увеличение шага цепитем меньше, чем больше число зубьев звездочки. Поэтому максимальное числозубьев большой звездочки:
/>
Предпочтительнопринимать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой), что в сочетании счетным числом звеньев цепи способствует равномерному износу шарниров цепи изубьев звездочек. По этой же причине желательно выбирать число зубьев малойзвездочки из ряда простых чисел.
/>
Делительныедиаметры звездочек определяютпо расположению центров шарниров цепи на зубьях звездочек. Из рассмотрениятреугольника АОВ на схеме малой звездочки цепной передачи следует:
/>,
где /> — угловой шаг, />, /> — число зубьевмалой звездочки. Тогда делительные диаметры малой и большой звездочек (мм):
/> />

Межосевоерасстояние и длина цепи.Минимальное межосевое расстояние определяют из условий:
1. размещениязвездочек
/>,
где />и /> — наружныедиаметры звездочек.
2. />, где />
— угол охватацепью малой звездочки.
Оптимальноемежосевое расстояние
/>.
При />наблюдаетсяускоренный износ шарниров цепи в связи с повышенной частотой входа каждогошарнира в зацепление. При />даже небольшой износ каждогошарнира цепи вызывает значительное удлинение цепи, что приводит к нарушениюзацепления цепи с зубьями звездочек. Обычно межосевое расстояние ограничиваютвеличиной
/>
Формула дляопределения длины цепи получена по аналогии с формулой для длины ремня, числозвеньев получают делением длины цепи на шаг. Число звеньев цепи />зависит от межосевогорасстояния />,шага />ичисел зубьев звездочек />и />:
/>.
Полученноезначение />округляютдо ближайшего большего четного числа. Четное число звеньев цепи позволяетизбежать применения переходных звеньев при соединении концов цепи.
Межосевоерасстояние (без учета провисания цепи) определяют из как больший кореньквадратного уравнения:
/>
Цепь должнаиметь некоторое провисание во избежание повышенной нагрузки на цепь и валы отсилы натяжения и радиального биения звездочек. Для этого межосевое расстояниеуменьшают на (0,002…0,004)/>.
Окружная силана звездочках (Н):
/>,
где /> — вращающиймомент на ведущей звездочке, />,
/> — делительныйдиаметр ведущей звездочки, />,
/> — мощность наведущей звездочке, />,
/> — скоростьдвижения цепи, />.

2.7 Критерииработоспособности
Цепныепередачи выходят из строя по следующим причинам:
1.Износшарниров, приводящий кудлинению цепи, увеличению шага цепи и, как следствие, к нарушению еезацепления с зубьями звездочек.
2.Усталостноеразрушение пластин попроушинам, характерное для закрытых быстроходных тяжелонагруженных передач,работающих при хорошем смазывании, когда износ шарниров не являетсяопределяющим.
3.Проворачиваниеваликов и втулок впластинах в местах запрессовки, связанное с низким качеством изготовления.
4.Усталостноевыкрашивание и разрушение роликов.
5.Недопустимоепровисание ведомой ветвицепи, характерное для передач с нерегулируемым межосевым расстоянием приотсутствии натяжных устройств.
6.Износзубьев звездочек.
Ресурс цепныхпередач в стационарных машинах должен составлять 10…15 тыс. ч., он чаще всегоограничивается долговечностью цепи.

3.Списокисточников
1. http://www.bmstu.ru/~rk3/okdm/lect/lect_13.htm
2. http://www.bmstu.ru/~rk3/okdm/lect/lect_14.htm
3. ru.wikipedia.org/wiki/Цепная_передача
4. Детали машин:Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. –4-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.
5. Под ред.Скороходова Е. А. Общетехническийсправочник… — М.: Машиностроение, 1982. — С. 416.
6. Гулиа Н. В.,Клоков В. Г., Юрков С. А.Детали машин… — М.: Издательский центр «Академия», 2004. — С. 416. —ISBN 5-7695-1384-5