Передаточное отношение цепной передачи формула

В результате изучения студент должен знать:
— типы приводных цепей;
— основные параметры цепных передач;
— критерии работоспособности;
— метод расчета цепных передач.

8.1 Назначение и область применения цепных передач

Цепная передача относится к передачам зацеплением с гибкой связью. Цепные передачи применяют в станках, транспортных, сельскохозяйственных и других машинах для передачи движения между параллельными валами, расположенными на значительном расстоянии, когда зубчатые передачи непригодны, а ременные ненадежны. Наибольшее применение получили цепные передачи мощностью до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с. Она состоит из ведущей и ведомой звездочек и огибаемой их приводной цепи. КПД передачи зависит от потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и на перемешивание масла при смазывании погружением — .

Рисунок 2.7.1 Цепная передача роликовой цепью а), зубчатой цепью б)

8.2 Достоинства цепных передач

1. Передача движения зацеплением, а не трением позволяет передавать большие мощности, чем с помощью ремня;
2. Практически не требуется натяжение цепи, следовательно, уменьшается нагрузка на валы и опоры;
3. Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство среднего передаточного отношения;
4. Цепи могут устойчиво работать при меньших межосевых расстояниях и обеспечить большее передаточное отношение, чем ремённая передача;
5. Цепные передачи хорошо работают в условиях частых пусков и торможений;
6. Цепные передачи имеют высокий КПД.

8.3 Недостатки цепных передач

1. Износ цепи при недостаточной смазке и плохой защите от грязи;
2. Сложный уход за передачей;
3. Повышенная вибрация и шум;
4. По сравнению с зубчатыми передачами повышенная неравномерность движения;
5. Удлинение цепи в результате износа шарниров и сход цепи со звёздочек.

8.4. Классификация цепей

Главный элемент цепной передачи – приводная цепь, которая состоит из соединенных шарнирами звеньев.

Основными типами приводных цепей являются втулочные, роликовые и зубчатые, которые стандартизованы и изготовляются специализированными заводами.

В зависимости от передаваемой мощности втулочные и роликовые цепи изготовляют однорядными и многорядными с числом рядов 2…4.

Роликовые цепи рис.2.7.2 состоят из двух рядов наружных и внутренних пластин. В наружные пластины запрессованы валики, пропущенные через втулки, на которые запрессованы внутренние пластины. Валики и втулки образуют шарниры. На втулки свободно надеты закаленные ролики. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который перекатывается по зубу и уменьшает его износ. Кроме того, ролик выравнивает давление зуба на втулку и предохраняет ее от изнашивания. Роликовые цепи имеют широкое распространение.

Рисунок 2.7.2 Роликовая цепь

Втулочные цепи рис. 2.7.3 по конструкции аналогичны предыдущим, но не имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает ее массу, но увеличивает износ. Втулочные цепи применяют в неответственных передачах.

Рисунок 2.7.3 Втулочная цепь

Зубчатые цепи состоят из набора пластин зубообразной формы, шарнирно соединенных между собой. Число пластин определяет ширина цепи В рис. 2.7.4, которая зависит от передаваемой мощности. Рабочими гранями пластин являются плоскости зубьев, расположенные под углом 60 градусов, которыми каждое звено цепи садится на два зуба звездочки. Благодаря этой особенности зубчатые цепи обладают минимально возможным шагом и поэтому допускают более высокие скорости.

Рисунок 2.7.4 Зубчатая цепь

Для устранения бокового спадания цепи со звездочки применяют направляющие пластины, расположенные по середине цепи или по бокам ее. Зубчатые цепи по сравнению с другими работают более плавно, с меньшим шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку, но тяжелее и дороже.

Цепи должны быть износостойкими и прочными. Их изготавливают из сталей 50, 40Х.

Звездочки по конструкции отличаются от зубчатых колес только профилем зубьев. Для увеличения долговечности цепной передачи по возможности принимают большее число зубьев меньшей звездочки. При большем числе зубьев большее число звеньев находится в зацеплении. Это повышает плавность передачи, уменьшает износ цепи. Однако при большом числе зубьев даже у мало изношенной цепи в результате радиального сползания по профилю зубьев цепь соскакивает со звездочки. Поэтому максимальное число зубьев большой звездочки ограничено: для втулочной цепи , для роликовой , для зубчатой .Число зубьев малой звездочки z1 принимают из условия обеспечения плавности работы и минимальных габаритов. Для роликовых и втулочных цепей

Передаточное число цепной передачи:
Материал звездочек должен быть износостойким и хорошо сопротивляться ударным нагрузкам.

8.5 Геометрические соотношения и передаточное число цепной передачи

1) шаг « р » цепи является основным параметром цепной передачи. Он принимается по ГОСТу. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность цепи. Но при этом сильней удар звена о зуб в период набегания на звездочку, меньше плавность, бесшумность и долговечность передачи. При больших скоростях применяют цепи с малым шагом.
2) оптимальное межосевое расстояние принимают из условия долговечности цепи:
3) длина цепи (2.7.1),
ее измеряют числом шагов или звеньев. Для нормальной работы передачи ведомая ветвь должна иметь небольшое провисание, для чего межосевое расстояние уменьшают на (0,002…0,004)а…

По мере работы передачи стрела провисания ведомой ветви увеличивается. Регулировка натяжения цепи осуществляется нажимными роликами или оттяжными звездочками. Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большем удлинении два звена цепи удаляют.

8.6. Критерии работоспособности цепных передач

Основным критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая изнашиванием шарниров. В соответствии с этим за основной принят расчет цепных передач, обеспечивающий износостойкость шарниров. Цепи, выбранные из условия износостойкости, обладают достаточной прочностью. Долговечность приводных цепей по изнашиванию составляет 8…10 тыс. часов работы.

При проектировочном расчёте предварительно определяют шаг цепи по формуле:

(2.7.2),

где Кэ = КдКсК0КрегКр коэффициент эксплуатации;
Кд – коэффициент динамичности;
Кс – коэффициент смазывания передачи;
К0 – коэффициент наклона передачи к горизонту;
Крег – коэффициент способа регулирования;
Кр – коэффициент режима нагрузки;
Т1 – вращающий момент на ведущей звёздочке;
[p] – допускаемое среднее давление в шарнире;
m – число рядов цепи;
z1 = 29 – 2u – минимальное число зубьев ведущей звёздочки цепи.

После подбора цепи по стандарту выбранная передача проверяется на износостойкость по формуле:

(2.7.3),

где — окружная сила, d1 — делительный диаметр звездочки; – площадь проекции опорной поверхности шарнира, d0 – диаметр оси рис. 2.7.5, В – длина втулки.

Эти передачи состоят из ведущей и ведомой звездочек и гибкого звена – цепи (рис. 59). Цепные передачи применяют при средних и значительных межосевых расстояниях, когда применение зубчатых передач нерационально, а ременных – недостаточно надежно.

Различают цепи: 1) грузовые – для удержания груза при скорости цепи V -1 ; — число зубьев звездочки; — шаг цепи в мм.

Шаг цепи для стандартных цепей является основным параметром (мм) и стандартизован.

Оптимальное межосевое расстояние с точки зрения работоспособности цепной передачи является

.

Для нормальной работы цепной передачи необходимо провисание холостой ветви цепи, для чего расчетное межосевое расстояние уменьшают на (0,2…0,4)% и тогда стрела прогиба цепи должна быть (0,01…0,02).

Основной причиной отказов цепной передачи является износ шарниров цепи. В результате увеличивается шаг цепи, нарушается нормальное взаимодействие шарниров цепи со звездочкой, увеличиваются нагрузки на цепь и происходит разрыв цепи. Поэтому основным расчетом является проверка износостойкости цепи по условию

,

где — действующее и допустимое предельное давление в шарнире цепи.

Кроме того, стандартную цепь проверяют по её разрушающей нагрузке или допустимой передаваемой мощности. Все паспортные характеристики цепи приводятся в зависимости от шага цепи.

В соответствии с критерием работоспособности цепи – износостойкость – важным вопросом становится смазка цепи, для чего могут предусматриваться следующие способы смазки: капельная или консистентная смазка при скорости цепи V 10 м/с.

Достоинства цепных передач: 1) возможны значительные межосевые расстояния; 2) меньшие, чем у ременных передач, габариты; 3) отсутствие проскальзывания между цепью и звездочкой.

Недостатки: 1) износ элементов цепи из-за плохих условий смазки; 2) сложнее, по сравнению с ременными, в монтаже и эксплуатации; 3) непостоянство скорости движения цепи, так как цепь на звездочке образует многоугольник, а не окружность (чем больше , тем меньше динамика).

Пример расчета цепной передачи.

Схема: цепная передача наклонена к горизонту под углом α=30˚

Крутящий момент на входном валу

Частота вращения входного вала

Передаточное отношение цепной передачи

Режим установившийся частореверсируемый при

Работа в одну смену, смазка периодическая, срок службы

Числа зубьев ведущей и ведомой звездочек

Принимаем Z₁ =23(если бы получилось не целое число, а дробное, то округлили бы до ближайшего нечетного)*

Чем меньше Z₁, тем меньше срок службы цепи и больше шум передачи (Z_1min=9). Желательно, чтобы Z₁ было простым числом или хотя бы нечетным. Тогда в сочетании с четным числом звеньев цепи обеспечивается более равномерный износ элементов цепи и зубьев звездочки.

Принимаем Z₂= 69 (если бы было не целое, а дробное число , то округлили бы до ближайшего целого лучше нечетного).

Максимальное число Z₂≤120 ограничивается условием допустимой вытяжки цепи не более 1,25%.

где К_д – коэффициент динамичности

К_д =

К_а – коэффициент межосевого расстояния

К_а

где — шаг цепи

К_н – коэффициент наклона передачи к горизонту

К_н=

К_р— коэффициент способа регулирования натяжения цепи

К_р=

К_см – коэффициент смазки и загрязнения цепи

К_см=

К_п=

Выбираем допускаемое давление в шарнире цепи

Это давление зависит от частоты вращения малой звездочки n₁ и шага цепи P_ц. Так как шаг цепи ещё не известен, то либо им задаются и затем проверяют правильность выбора; либо определяют этот шаг по таблицам в зависимости от передаваемой мощности, частоты n₁ и числа зубьев z₁=25; либо ориентировочно определяют шаг цепи по формуле P_ц=4,5·, где в Н·м.

Воспользуемся последним способом:

P_ц=4,5·

Ближайшее стандартное значение шага цепи 38,1 мм и при n₁=51 мин -1 допустимое давление в шарнире цепи равно =35 МПа.

Предварительное определение шага цепи.

P_ц=2,8·

Где m – число рядов цепи.

P_ц=2,8·

Ближайшее стандартное значение шага цепи P_ц=31,75 мм. Выбираем цепь ПР-31,75-88,5 ГОСТ 13568-77

С параметрами: диаметр валика d=9,55 мм, диаметр ролика d₁=19,05мм, расстояние между внутренними пластинами В_вн=19,05мм, разрывное усилие (допустимая статическая нагрузка)Q=88,5 кН, допустимая передаваемая мощность =5,83 кВт (при n=50 мин -1 ), масса цепи q=3,73 кг/м, допустимая частота вращения мин -1 , площадь опорной поверхности шарнира А=262 мм 2 .

По частоте вращения

n₁ ; 51

По давлению в шарнире

P

Где P среднее действующее и допускаемое давление в шарнире.

Полезная окружная сила, передаваемая цепью

F_t=

Где N₁ – мощность на ведущей звездочке,

V_ц – скорость цепи

N₁=Т₁₁=

V_ц==

F_t=

Среднее давление в шарнире на единицу опорной поверхности

Р=,

Где F_t — окружная сила,

К_э – коэффициент эксплуатации

А – проекция площади опорной поверхности (либо берут из соответствующей таблицы, либо А= d·B, где d – диаметр валика цепи, В=(1,4…1,7)В_вн, В_вн – длина втулки (ширина внутреннего звена цепи)

Р=

Допускаемое давление в шарнире цепи

Допускаемое давление находят интерполяцией из соответствующей таблицы при известных n₁ и Р_ц. строим график для нашего случая и находим из подобия треугольников.

; х=

Так как условие P не выполняется, то выбираем другую цепь с шагом P_ц=38,1 мм, т.е. цепь ПР-38,1-127 по ГОСТ 13568-97 с d=11,12 мм, В_вн=25.4 мм, d₁=22,23 мм, q=5,5 кг/м, Q=127 кН, =550 мин -1 и А=394 мм 2

Тогда окружное усилие равно

F_t===

Среднее давление в шарнире цепи равно

Р=

Допустимое давление для цепи с шагом 31,75 мм и 38,1 мм одинаковое, т.е. =34,96 МПа, что больше, чем действующее в шарнире.

Отличие Р от достаточно большое и можно уменьшить числа зубьев ведущей звездочки в раз, т.е. Z₁ ‘ =Z₁·

Это значение округляем в большую сторону Z₁ ‘ =17

Определяем минимальное допустимое число зубьев

Таким образом, принимаем Z₁=17

Тогда окружное усилие равно

F_t===

В предлагаемой вашему вниманию статье представлена программа, выполняющая расчет цепной передачи с приводной роликовой цепью. Прочитав этот материал, вы познакомитесь с понятным, простым, пошаговым руководством по выполнению проектировочного расчета.

. цепной передачи. Передачи с зубчатыми и тяговыми пластинчатыми цепями рассматриваться в рамках этой статьи не будут.

Для подписчиков сайта в конце статьи размещена ссылка на скачивание рабочего файла с программой.

Если расчеты зубчатых передач, ременных в большой степени регламентированы ГОСТами, то расчет цепных, почему-то, ГОСТом никогда не регламентировался и выполнялся и выполняется по методикам различных авторов. Все корифеи «Деталей машин» — П. Ф. Дунаев, Д. Н. Решетов, А. А. Готовцев, И. П. Котенок, В. И. Анурьев, С. А. Чернавский — «приложили руки» и головы к созданию алгоритмов расчетов цепных передач. На протяжении многих лет своей карьеры инженера-конструктора, выполняя расчеты цепных приводов, я руководствовался чаще всего материалами В. И. Анурьева и С. А. Чернавского. Излагаемая далее методика базируется полностью на их материалах.

Цепная передача во многом схожа с ременной передачей, обе относятся к передачам с гибкой связью, но цепная обладает большей нагрузочной способностью при равных габаритах, является менее скоростной, более шумной и требует смазки. Эти качества и определяют основное «место жительства» цепной передачи – после редуктора до вала рабочего органа. Широчайшее применение данный вид передач нашел в приводах рольгангов, конвейеров и самых разнообразных станков и машин.

Я предлагаю вам решение, требующее от вас пошагового движения по пунктам расчета и ответов на простые короткие вопросы. При этом все необходимые формулы, материалы, таблицы и подсказки для ответов на эти вопросы размещены в примечаниях к ячейкам! То есть вам не нужно «лазить» по справочникам – все необходимое всегда будет у вас «под рукой»! Такой подход позволяет решать поставленные задачи за считанные минуты, увеличивая производительность труда в десятки раз!

Для получения информации о выходе новых статей и для возможности скачивать рабочие файлы программ прошу вас подписаться на анонсы в окне, расположенном в конце статьи или в окне вверху страницы.

Введите адрес своей электронной почты, нажмите на кнопку «Получать анонсы статей», подтвердите подписку в письме, которое тут же придет к вам на указанную почту!

Цепная передача. Проектировочный расчет в Excel.

Если на вашем компьютере нет программы MS Excel, то ее в данном случае можно полноценно заменить программой OOo Calc из пакета Open Office, который можно бесплатно скачать и установить.

Расчет будем делать для передачи с двумя звездочками, без специальных натяжных устройств. Схему роликовой цепной передачи вы видите на рисунке, расположенном чуть ниже. Начинаем работу — включаем Excel и открываем новый файл. Далее будет детально описан процесс создания программы расчета.

В ячейки со светло-бирюзовой заливкой будем писать исходные данные и данные, выбранные пользователем по таблицам или уточненные (принятые) расчетные данные. В ячейках со светло-желтой заливкой считываем результаты расчетов. В ячейках с бледно-зеленой заливкой помещены мало подверженные изменениям исходные данные. Синий шрифт – это исходные данные, красный шрифт – это результаты расчетов, черный шрифт – промежуточные и не главные результаты.

Еще раз напоминаю, что в примечаниях ко всем ячейкам столбца D размещаем пояснения, как и откуда берутся или по каким формулам считаются все значения в таблице файла.

Исходные данные (блок 1):

1. Коэффициент полезного действия передачи КПД (это КПД цепной передачи и КПД двух пар подшипников качения) пишем

в ячейку D2: 0,921

2. Предварительное значение передаточного числа передачи u’ записываем

в ячейку D3: 3,150

Цепная передача должна проектироваться с передаточными числами желательно не более 7, в особых случаях – не более 10.

3. Частоту вращения вала малой приводной звездочки n1 в об/мин вводим

в ячейку D4: 120,0

Частота вращения быстроходного вала передачи не должна превышать значений, указанных в примечании к ячейке D4!

4. Номинальную мощность привода (мощность на валу меньшей звездочки) P1 в КВт заносим

в ячейку D5: 5,000

Расчет цепной передачи (блок 1):

5. Определяем число зубьев ведущей малой звездочки z1

в ячейке D6: =ОКРВВЕРХ(31-2*D3;1) =25

z1 =31-2* u’ с округлением в большую сторону до целого числа (желательно до нечетного, еще лучше до простого числа)

6. Вычисляем вращательный момент на валу малой звездочки T1 в Н*м

в ячейке D7: =30*D5/(ПИ()*D4)*1000 =397,9

T1 =30* P1 /(π* n1 )

7. Определяем число зубьев ведомой большой звездочки z2

в ячейке D8: =ОКРУГЛ(D3*D6;0) =79

z2 = z 1 * u’ с округлением до целого числа

Число зубьев большой звездочки не должно превышать 120!

8. Уточняем окончательное передаточное число передачи u

в ячейке D9: =D8/D6 =3,160

u = z2 / z1

9. Рассчитываем отклонение передаточного числа окончательного от предварительного delta в %

в ячейке D10: =(D9-D3)/D3*100 =0,32

delta =( u — u ’ )/ u’

Отклонение передаточного числа желательно не должно превышать 3% по модулю!

10. Частоту вращения вала большой звездочки n2 в об/мин считаем

в ячейке D11: =D4/D9 =38,0

n2 = n1 / u

11. Мощность на валу большой звездочки P2 в КВт определяем

в ячейке D12: =D5*D2 =4,606

P2 = P1 * КПД

12. Вычисляем вращательный момент на валу большой звездочки T2 в Н*м

в ячейке D13: =30*D12/(ПИ()*D11)*1000 =1158,4

T2 =30* P2 /(3,14* n2 )

Исходные данные (блок 2):

Все значения коэффициентов в этом блоке назначаем в соответствии с рекомендациями, приведенными в примечаниях к соответствующим ячейкам.

13. Назначаем динамический коэффициент kд и записываем

в ячейку D14: 1,00

14. Выбираем коэффициент межосевого расстояния передачи kа и записываем

в ячейку D15: 1,00

15. Назначаем коэффициент наклона оси передачи к горизонту kн и записываем

в ячейку D16: 1,00

16. Назначаем коэффициент регулировки натяжения цепи kр и записываем

в ячейку D17: 1,25

17. Выбираем коэффициент способа смазки цепи kсм и записываем

в ячейку D18: 1,40

18. Выбираем коэффициент периодичности работы передачи kп и записываем

в ячейку D19: 1,25

Расчет цепной передачи (блок 2):

19. Вычисляем коэффициент условий эксплуатации передачи kэ

в ячейке D20: =D14*D15*D16*D17*D18*D19 =2,19

kэ = k д * k а * k н * k р * k см * kп

Далее пользователь работает с программой по циклу в диалоговом режиме.

20. Задаемся числом рядов цепи m и заносим

21. Принимаем предварительно допускаемое давление в шарнирах цепи (при z1 =17) [p’] в МПа

в ячейке D22: 27,0

Это примерно среднее значение при n 1 =120 об/мин по таблице в примечании к ячейке D22.

22. Вычисляем допускаемое давление в шарнирах цепи (при z1 =25) [p] в МПа

в ячейке D23: =ЕСЛИ(D21=1;D22*(1+0,01*(D6-17));D22*(1+0,01*(D6-17))*0,85) =29,2

при m =1: [ p ] = [ p ‘] *(1+0,01*( z 1 -17))

при m =2: [ p ] = [ p ‘] *(1+0,01*( z 1 -17))*0,85

23. Определяем расчетный минимальный шаг цепи t ’ в мм

в ячейке D24: =2,8*(D7*1000*D20/D6/D21/D23)^(1/3) =29,704

t ‘ =2,8*( T 1 * k э /( z 1 * [ p ] * m ))^(1/3)

24. Выбираем из стандартного ряда, приведенного в примечании к ячейке D25, ближайшее большее от расчетного значение шага цепи t в мм и записываем

в ячейку D25: 31,750

21/2. Возвращаемся к п.21 и записываем уточненное для выбранного шага цепи t =31.750 мм допускаемое давление в шарнирах цепи (при z1 =17) [p’] в МПа

в ячейку D22: 26,0

22/2. Считываем новое значение допускаемого давления в шарнирах цепи (при z1 =25) [p] в МПа

в ячейке D23: =ЕСЛИ(D21=1;D22*(1+0,01*(D6-17));D22*(1+0,01*(D6-17))*0,85) =28,1

23/2. Считываем новое значение расчетного минимального шага цепи t’ в мм

в ячейке D24: =2,8*(D7*1000*D20/D6/D21/D23)^(1/3) =30,080

Выбранный нами в п.24 шаг цепи t остался больше расчетного значения t’ . Это хорошо, иначе нам пришлось бы выбирать из стандартного ряда новое большее значение шага цепи t и повторять возврат к п.21 .

25. По выбранному шагу определяем из таблицы примечания к ячейке D26 площадь проекции шарнира цепи A в мм2 и записываем

в ячейку D26: 262

26. Рассчитываем линейную скорость цепи v в м/с

в ячейке D27: =D6*D25*D4/60000 =1,6

v = z1 * t * n1 /60000

Линейная скорость цепи желательно не должна превышать 7 м/с для открытых передач!

27. Окружную силу Ft в Н считаем

в ячейке D28: =D5*1000/D27 =3149,6

Ft = P 1 *1000/ v

28. Определяем расчетное давление в шарнирах цепи p в МПа

в ячейке D29: =D28*D20/D26 =26,3

p = Ft * kэ / A

29. На этом шаге программа сравнивает расчетное давление в шарнирах цепи p с допускаемым давлением [p] и выдает резюме

в объединенной ячейке B30C30D30E30: =ЕСЛИ(E29 [p]. ") = Все хорошо: p [p] .

Если p > [ p ] , то необходимо вернуться к п.20 и выполнить расчет вновь, увеличив рядность или шаг цепи

Если p [ p ] , то, как в нашем примере, все хорошо, можно переходить к завершающему блоку расчета цепной передачи

Расчет цепной передачи (блок 3):

30. Вычисляем минимальное рекомендуемое межцентровое расстояние передачи a min в мм

в ячейке D31: =30*D25 =953

a min =30* t

31. Вычисляем максимальное рекомендуемое межцентровое расстояние передачи a max в мм

в ячейке D32: =50*D25 =1588

a max =50* t

Межосевое расстояние цепной передачи не должно превышать 80* t !

32. Назначаем из определенного выше диапазона и конструктивных параметров предварительное межцентровое расстояние передачи a’ в мм и пишем

в ячейку D33: 1000

Межосевое расстояние желательно выбирать из диапазона: a min a a max

33. Вычисляем расчетное число звеньев цепи Lt’

в ячейке D34: =2*D33/D25+0,5*(D6+D8)+(((D8-D6)/(2*ПИ()))^2)/(D33/ D25) =117,3

Lt’ =2* a’ / t +0,5*( z1 + z2 )+((( z2 — z1 )/(2*π))^2)/( a’ / t )

34. Выбираем число звеньев цепи Lt , округлив полученное выше значение Lt’ до ближайшего целого четного значения и записываем

в ячейку D35: 118

35. Вычисляем окончательное уточненное межцентровое расстояние цепной передачи a в мм с учетом необходимого провисания цепи

в ячейке D36: =0,25*D25*(D35- (D6+D8)/2+((D35- (D6+D8)/2)^2-8*((D8-D6)/2/ПИ())^2)^0,5)*0,996 =1007

a =0,25* t *( Lt -0,5*( z1 + z2 )+(( Lt -0,5*( z1 + z2 ))^2-8*(( z2 — z1 )/(2* π))^2)^0,5)*0,996

36. Определяем делительный диаметр ведущей малой звездочки d1

в ячейке D37: =D25/SIN (ПИ()/D6) =253,3

d 1 = t /sin(π/ z 1 )

37. Вычисляем делительный диаметр ведомой большой звездочки d2

в ячейке D38: =D25/SIN (ПИ()/D8) =798,6

d 2 = t /sin(π/ z 2 )

Проектировочный расчет в Excel цепной передачи с двумя звездочками без специальных натяжных устройств выполнен. Определены основные параметры и габаритные размеры передачи на основе частично заданных силовых и кинематических характеристик. Полученные данные можно использовать для более детального геометрического расчета звездочек и проверочных силовых расчетов.

Всегда жду ваших отзывов, вопросов, комментариев на статью, уважаемые читатели.

Прошу УВАЖАЮЩИХ труд автора скачать файл ПОСЛЕ ПОДПИСКИ на анонсы статей.

Ссылка на скачивание файла: raschet-tsepnoy-peredachi (xls 55,5KB).