БИБЛИОТЕКА
МАШГИЗ
КОНСТРУКТОРА
'.Я башмаков
Я Дубинин
РАСЧЕТ
I ЦЕПНЫХ И РЕМЕННЫХ

МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ПРОМЫШЛЕННОЕ!
Киевская областная организация
В. П. БАШМАКОВ, А. Д. ДУБИНИН
РАСЧЕТ
И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
РЕМЕННЫХ И ЦЕПНЫХ
ПЕРЕДАЧ
МАШ ГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Киев Москва
В книге изложены основные принципы про-
ектирования цепных и ременных передач; даны
схемы проектирования; приведены расчеты узлов
и деталей в зависимости от режима работы и ус-
ловий эксплуатации, а также примерные расчеты
передач и указания по их изготовлению, монтажу
и эксплуатации.
Книга предназначена для техников-конструк-
торов.
Рецензент д-р техн, наук проф. В. Н. Левинсон
Редактор канд. техн. наук. доц. В. С. Радчик
ЮЖНОЕ ОТДЕЛЕНИЕ АЪАШГИЗА
Главный редактор ин ж. В. К. Сердюк
ПРЕДИСЛОВИЕ
Под механическими передачами обычно понимаются ме-
ханизмы, служащие для передачи механической энергии
от двигателя (либо ведущего вала) к исполнительному
механизму, причем передача механической энергии чаще
всего осуществляется с преобразованием скоростей, с из-
менением моментов и сил либо с преобразованием видов
и законов движения.
Передачи являются одним из важнейших узлов в ма-
шинах и поэтому конструктор должен уметь критически
подойти к анализу и оценке конструктивных и техноло-
гических особенностей проектируемой передачи.
Механические передачи обычно, разделяются на два
основных вида:
а)	передачи, осуществляемые гибкой связью — ремен-
ные, канатные и цепные;
б)	передачи, осуществляемые непосредственным ка-
санием тел, закрепленных на валах — фрикционные, зуб-
чатые, червячные и др.
В данной книге рассматриваются вопросы проектиро-
вания и расчета передач с гибкой связью и главным об-
разом ременные и цепные передачи.
Канатные передачи в настоящее время имеют ограни-
ченное применение и поэтому в данной работе они не
рассматриваются.
“ По характеру работы ременные и цепные передачи су-
щественно между собою различны, и поэтому методика про-
ектирования и расчета их различна и рассмотрена в дан-
ной работе раздельно.
В основу изложения вопросов расчета и конструиро-
вания передач с гибкой связью положены достижения
отечественной научной и технической мысли в области
3
г
проектирования передач с гибкой связью, а также существу-
ющие ГОСТы и технические условия по основам расчета
и выбора материалов деталей и узлов передач. Книга со-
ставлена по материалам отечественной литературы, подроб-
ный перечень которой приведен в конце книги.
По своему содержанию и объему книга рассчитана на
молодых конструкторов конструкторских бюро и проект-
ных организаций.
Авторы считают своим долгом выразить благодарность
редактору книги доц. В. С. Радчику, квалифицированная
и тщательная работа которого способствовала улучшению
‘качества настоящей работы.
I.	РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Ременная передача применяется для передачи враща-
тельного движения или механической работы с одного ва-
ла на другой. Такая передача осуществляется при помо-
щи двух шкивов, закрепленных на валах, и гибкого рем-
ня, огибающего с определенным натяжением шкивы
(фиг. 1).
Q
Фиг. 1. Ременная передача:
плоский ремень; б — клиновой ремень; в—круглый ремень; / — ведущий
вал; 2 — ведомый вал; J — гибкий ремень; / — шкивы.
В качестве гибкого ремня, передающего работу, при-
меняются плоские (а); клиновые (б) и круглые (в) ремни.
&
В ременной передаче движение с ведущего на ведомый
вал осуществляется за счет сил трения, которые возни-
кают между поверхностями ремня и шкивов. Если усилие,
которое фактически должен передать ремень, превышает
расчетное, то ремень проскальзывает, и это предохраняет
детали механизма от поломки.
Ременные передачи плавны и бесшумны в работе, мо-
гут применяться при больших межцентровых расстояниях
валов, несложны в изготовлении и относительно не до-
рогие. Основные недостатки ременных передач: непостоян-
ство передаточного числа, являющееся следствием про-
скальзывания ремня, высокие давления на валы и электри-
зация ремня в процессе работы. Электризация ремня
и делает невозможным применение ременных передач во
взрывоопасных помещениях.
По форме сечения ремня различают:
а)	плоскоременные передачи;
б)	клиноременные передачи;
в)	круглоременные передачи.
Плоскоременные передачи
/. Конструктивные схемы. Плоскоременные передачи
применяются для мощностей до 2000 л. с. при окружных
скоростях вращения, равных 5 — 25 м/сек. В высокоско-
ростных приводах передаваемые скорости могут значитель-
но превышать указанные значения.
В зависимости от расположения ремня различают
четыре основные конструктивные схемы плоскоременных пе-
редач: открытую, перекрестную, полуперекрестную и уг-
ловую.	.	
Открытая передача представлена схематически на
фиг. 2,а. Применяется она при параллельно расположенных
валах, вращающихся в одном направлении. Эта передача
работает в наиболее благоприятных условиях по сравне-
нию с передачами других конструктивных схем. Допуска-
ет значения передаточного числа до 5.
Перекрестная передача (фиг. 2, б) применяется при па-
раллельно расположенных валах, вращающихся в разные
стороны.
В перекрестной передаче углы обхвата шкивов больше,
чем в открытой передаче, и поэтому здесь предельно
допускаемое значение передаточных чисел i возрастает
до 6. Однако в перекрестной передаче ремень претер- •/
 » • л
певает значительные деформации; помимо этого, ветви его
в процессе работы трутся друг о друга. Все это снижает
работоспособность ремня так, что мощность, передаваемая
им в перекрестной передаче, должна быть на 20—25 %
меньше по сравнению с той, которую этот же ремень
при прочих равных условиях мог бы передавать в от-
крытой передаче.
Фиг. 2. Конструктивные схемы плоскоре1менных передач:
а — открытая; б — перекрестная; в ~ полуперекрестная; г — угловая.
Полуперекрестная передача (фиг. 2, в) применяется
при скрещивающихся валах. Сползание ремня при пере-
мене направления вращения делает передачу по этой схе-
ме нереверсивной. Наибольшее допускаемое передаточное
число 1 — 3. Предельно допускаемая мощность на 25—30%
ниже, чем при аналогичных условиях для открытой пе-
редачи.
Угловая передача (фиг. 2, г) применяется при скре-
щивающихся валах в тех случаях, когда конструктивно
невозможно осуществить полуперекрестную передачу или
требуется обеспечить реверсивность привода.
Направляющие ролики, которые вводятся в угловую
передачу, сообщают ремню необходимое направление
7
и создают одновременно натяжное усилие. Наибольшее
допускаемое передаточное число i — 4. Допускаемая
мощность такая же, как и для полуперекрестной пере-
дачи.
2.	Плоские ремни. Отечественной промышленностью
изготовляются следующие плоские приводные ремни: ко-
жаные, хлопчатобумажные прорезиненные, хлопчатобумаж-
ные шитые, хлопчатобумажные тканые и шерстяные
тканые.
Кожаные ремни изготовляются из плотных частей
шкур крупного рогатого скота, специально обработанных.
Кожаные ремни обладают большой упругостью, эла-
стичностью, хорошо сопротивляются износу в перекрест-
ных передачах и легко переносят ударные нагрузки.
Кожаные ремни пригодны для работы в помещениях
с умеренной температурой и нормальной влажностью воз-
духа и применяются для передачи малых и средних мощ-
ностей с окружной скоростью до 40 м/сек.
Плоские кожаные ремни изготовляются одинарные
и двойные и поставляются длиной 25 м или длиной крат-
ной 25 м.
Двойные ремни изготовляются путем склеивания
и прошивания двух одинарных ремней по всей их длине.
Размеры плоских кожаных одинарных и двойных ремней,
выпускаемых промышленностью согласно ОСТ НКЛП
5773/176, приведены в табл. 1.
Таблица 1
Размеры кожаных ремней
(по ОСТ НКЛП 5773/176)
Толщина ремней 3 в мм
Ширина ремней Ъ в мм
одинарных двойных
20; 25; 30
(35); 40; (45); 50
60; 70; (75); 80
(85); 90; (95; 100); (115)
125; 150
175; 200; 225
250; (275); 300
3,0—3,5
3,5—4,0
4,0—4,5
4,5—5,0
5,0—5,5
5,5—6,0
7,5—8,0'
8,5—9,0
9,5—10,0^
Примечание. Размеры, взятые в скобки, по возможности не применять
Ремни шириной свыше 300 мм изготовляются по особому заказу.
Предел прочности на растяжение для кожаных пло-
ских ремней, согласно стандарту, должен быть:
для одинарного по целому месту . .
»	»	по месту клейки . .
> двойного по целому месту . . •
.	250 кг^см2
. ав	220 »
. ов	220 »
При напряжении 100 кг{см2 удлинение должно быть не
более 10 %.
Прорезиненные плоские ремни изготовляют-
ся из нескольких слоев хлопчатобумажной ткани, скреп-
ленных между собой вулканизированной массой каучука.
Фиг. 3. Строение прорезиненных ремней:
д— нарезной; 1 —с обкладками; 2 —без обкладок;
б — завернутый; 1 — без обкладки; 2 — с обкладкой.
Прорезиненные ремни наиболее распространены. Они проч-
ны, эластичны, мало чувствительны к сырости и колеба-
ниям температуры, хорошо работают в разных условиях
без смазки. Прорезиненные плоские ремни применяются
для передач разных мощностей с окружной скоростью до
30 м/сек-, нормально работают на шкивах средних диаметров.
При малых диаметрах шкивов нити продольной
прошивки рвутся и ремень быстро расслаивается.
К недостаткам прорезиненных ремней следует отнести
их чувствительность к маслу, щелочи, бензину и другим'
веществам, влекущим расслоение материала.
Прорезиненные ремни изготовляются нарезные (с об-
кладками и без обкладок) и завернутые (с обкладками
и без обкладок ГОСТ 101-54).
Строение прорезиненных ремней приведено на фиг. 3.
Для придания нарезным ремням большей гибкости
последние выпускаются с резиновыми прослойками (сквид-
жами), размещенными между прокладками ремня.
По ГОСТ прорезиненные ремни поставляются скатан-
ными в рулоны (круги) следующей длины:
При ширине ремня до 80 мм наименьшая длина 8 м
»	»	»	от 100 до 250 мм	»	» 20 м
»	»	»	от 350 и более	»	» 30 м
Размеры прорезиненных ремней в соответствии с ГОСТ
101-54 приведены в табл. 2.
Таблица 2
Размеры прорезиненных ремней
(по ГОСТ 101-54)
Ширина ремней b в мм	Рекомендуе- мое число прокладок 2 В ШТ.	Номинальная толщина ремней 6 в мм	
		завернутых (и нарезных) без прослоек	нарезных с прослойками
20; 25; 30; (35);= 40	2	2,5	1	—«»
	3	3,75	1	 —
50; 60; 70	3	3,75	4,5
	4	5,0	6,0
	5	6,25	7,5
80; 100; (115)	3	3,75	4,5
	4	5,0	6,0
	5	6,25	7,5
	6	7,5	9,0
125; 150; 175; 200; 225	4	5,0	6,0
	5	6,25	7,5
	6	7,5	9,0
250; 30	4	5,0	6,0
	5	6,25	7,5
	6	7,5	9,0
	7	8,75	10,5
350; 400; 450	5	6,75	8,0
	6	8,1	9,6
	7	9,45	11,2 12,8
	8	10,8	
500	5	6,75	8,0
	6	8,1	9,6
	7	9,45	11,2 12,8
	8	10,8	
	9	12,15	14,4
Примечание. Прорезиненные ремни шириной более 500 мм выпускаются по
«специальному заказу, дальнейшее увеличение ширины должно быть кратно 100.
Предел прочности на растяжение для прорезиненных
ремней по ГОСТ должен быть:
для одной прокладки номинальной толщины ремней
без прослоек . •................Ьб~440 кг/см2
с прослойками . . •.......о<? »370 » »
Для прорезиненных ремней с двумя и более проклад-
ками допускается снижение предела прочности:
при двух прокладках..................на 2 %
» трех »	..............на 10 %
» четырех »	. •............на	15 %
Удлинение при разрыве должно быть не более 18 %
и упругое удлинение— 12 % при нагрузке 144 кг/см2.
Хлопчатобумажные шитые плоские приводные
ремни изготовляются из ряда слоев хлопчатобумажной
ткани, сшитых между собой крученой хлопчатобумажной
нитью. В процессе изготовления ремни подвергаются про-
питке составом, содержащим битум.
Хлопчатобумажные ремни используются для роботы
при спокойной и равномерной нагрузке в помещениях
с умеренной температурой и нормальной влажностью возду-
ха и при шкивах, имеющих значительные размеры диа-
метров, При работе в передачах с малыми диаметрами
шкивов ремень быстро расслаивается и выходит из строя.
Хлопчатобумажные плоские приводные ремни при-
меняются для передачи разных мощностей с окружной
скоростью до 25 м/сек.
Хлопчатобумажные шитые приводные ремни изготовля-
ются по ОСТ НКТП 3156-37 и поставляются рулонами
(кругами) ненормированной длины (табл. 3).
Таблица 3
Размеры хлопчатобумажных ремней
(по ОСТ НКТП 3156-37)
Ширина ремней b в мм
Толщина ремней
3 в мм
Количество слоев
50; 60; 75; 90; 100; 115; 125; 150
150; 175; 200; 225; 250; 300; 350
200; 225; 250; 300; 350; 400;
450; 500
5,6
8,0
11,0
Предел прочности при растяжении ов=350 кг]см*.
Относительное удлинение при разрыве не более 35%.
Хлопчатобумажные тканые приводные ремни
изготовляются цельноткаными из хлопчатобумажной тка-
ни и тканые прошивные, состоящие из коренной основы,
прижимной основы и утка. Ремни пропитываются озокери-
том (горным воском), битумом, парафином и другими ве-
ществами.
Хлопчатобумажные приводные ремни легкие, гибкие
и относительно упругие; они пригодны для работы при пе-
ременной нагрузке средней интенсивности и для работы
на шкивах небольших диаметров.
Для работы в перекрестной передаче, в передачах со
ступенчатыми шкивами (при наличии отводок), а также
для работы в сырых помещениях с большими колебания-
ми температуры применять эти ремни не рекомендуется.
Хлопчатобумажные тканые ремни применяются для
передачи малых и средних мощностей с окружной ско-
ростью до 20 м[сек.
Хлопчатобумажные тканые приводные ремни изготов-
ляются по ГОСТ 6982-54 и поставляются промышленно-
стью рулонами (кругами) длиною не менее 30 м. Размеры
хлопчатобумажных тканых приводных ремней приведены
в табл. 4.
Таблица 4
Размеры хлопчатобумажных тканых ремней
(по ГОСТ 6982-54)
Ширина ремней Ъ в мм
Толщина ремней
8 в мм
Количество слоев
Цельнотканые ремни
30; 40; 50; 60; 75
30; 40; 50; 60; 75: 90; 100; 115;
195- 150- 175
50; 75; 90; 100; i 15; 125; 150;
175; 200; 225; 250
4
6
8
4,0
6,5
8,5
Тканые прошивные ремни
60; 75; 90
100; 115; 125
5
6
Пределы прочности на растяжение для хлопчатобумаж-
ных приводных ремней по ГОСТ должны быть:
12
Й
для хлопчатобумажных цельнотканых 350 кг/см2
>	» тканых прошивных ав > 380	»
Относительное удлинение при разрыве должно состав-
лять:
для хлопчатобумажных цельнотканых 35%
»	»	тканых прошивных 25%
Шерстяные тканые ремни изготовляются из тка-
ней ленты с шерстяной основой и содержат в себе шер-
стяные и хлопчатобумажные нити. В готовом виде такие
ремни пропитываются специальным составом и окраши-
ваются суриком.
Шерстяные ремни применяются для работы с неравно-
мерной нагрузкой, в сырых помещениях с переменной
температурой и при шкивах небольших диаметров. Эти
ремни применяются для передачи средних и относительно
больших мощностей с окружной скоростью до 30 м/сек.
Шерстяные приводные ремни изготовляются по ОСТ
НКЛП 3157-37 трех,-четырех- и пятислойные. Постав-
ляются промышленностью в рулонах (кругах) длиною не
менее: трехслойные—150 м, четырехслойные—120 л/, пя-
тислойные—70 м.
Размеры шерстяных приводных ремней, поставляемых
промышленностью, приведены в табл. 5.
Таблица 5
Размеры шерстяных ремней
(по ОСТ НКЛП 3157-37)
Ширина ремней Ъ в «иле
Толщина ремней
о в мм
Количество слоев
50; 60; 75; 90
100; 115; 125; 150; 175
200; 225; 250; 300; 350; 400;
450; 500
Предел прочности на растяжение для шерстяных тка-
ных ремней по ГОСТ ав 300 кг/см2, относительное удли-
нение при разрыве должно быть не более 60%.
Приводные плоские ремни, не бывшие в употреблении,
перед монтажом необходимо подвергать предварительной
вытяжке. Ремни, пущенные в эксплуатацию без предвари-
тельной вытяжки, будут быстро терять натяжение и про-
буксовывать.
Вытяжку ремней следует производить на шкивах диамет-
ром D > (40-4-50) о в течение 2—3 суток (где о — толщина
ремня).
Усилие вытяжки должно быть в 2—3 раза больше
того натяжения, которому ремень будет подвергаться во
время работы.
Ремни, предназначенные для передач с неизменяемыми
межцентровыми расстояниями и без натяжных устройств,
должны подвергаться предварительной вытяжке до сращи-
вания их концов.
3.	Соединение концов ремней. Соединение концов плос-
ких ремней производят путем их склеивания, сшивки
и скрепки.
Лучшим способом сращивания (соединения) концов
ремней является их склеивание, так как склеенный ремень
работает весьма спокойно, надежно и имеет достаточно
высокую прочность в месте склейки.
Склеивание, как способ сращивания, применяется при
сращивании кожаных и резиновых ремней. Подлежащие
склейке концы ремня срезают (кожаного — под углом,
прорезиненного — уступами по числу прокладок ремня),
затем грубым напильником слегка обдирают поверхности
соединения и смазывают их, в зависимости от материала
ремня, клеем для кожи или для резины; после этого
концы ремней аккуратно накладывают один на другой
и сжимают их, причем нажим должен распределяться на
все места соединения. Просушивание склеенных мест про-
изводят под давлением.
Длина участка, отведенного под склейку кожаного
ремня, равна 100—200 мм, прорезиненного—200—400 мм.
Хорошо склеенный ремень допускает окружную скорость
в передаче до 30 м сек.
Сращивание концов ремней сшиванием осуществляется
сыромятными ремешками и жильными струнами. Сшивку
производят внахлестку, с накладками и в стык.
Сращивание концов ремней путем сшивки их внахлестку
и с накладкой приводит к утолщению и утяжелению места
соединения и вызывает дополнительные динамические уси-
лия и биение во время работы передачи. Такой способ
сшивки ремней допускается для тихоходных передач со
скоростью до 10 м/сек.
Сращивание концов ремня путем сшивки их встык жиль-
ными струнами позволяет полупить достаточно высокую
14
прочность места соединения, экономию в длине ремня;
и спокойную без биения работу передачи.
Жильные струны изготавливаются из сухого соленого
кишечного сырья в виде круглой нити с гладко отшлифо-
ванной поверхностью по всей длине. Они обладают высо-
кой прочностью = 15-н20 кг/лм/2 при относительном уд-
линении 10—15%. Диаметр струны 1,5—3,5 мм при длине
Я от 0,3 до 1,5 м.
Производить сшивку ремней жильными струнами для
передач, работающих в сырых помещениях либо при вы-
соких температурах не рекомендуется, так как при работе
Фиг. 4. Жесткое соединение концов ремня (гребешком),
ремня в этих условиях может происходить разрушение
жильных струн от пересыхания или растрепывания их от
увлажнения.
Сращивание концов ремня путем скрепки металличес-
кими соединениями позволяет получить жесткое и шар-
нирное соединение стыка.
Жесткое соединение ремней осуществляется путем скреп-
ления концов (гребенками, фиг. 4), накладками с винтами
(фиг. 5), аллюминиевыми или медными заклепками. Та-
кой способ скрепления концов ремня позволяет получить
достаточно прочное соединение, ио в месте стыка проис-
ходит увеличение веса ремня, что приводит к появлению
дополнительных динамических усилий и биению ремня во
время работы. Кроме этого, указанное соединение ремней
не допустимо в передачах с натяжными, нажимными и на-
правляющими роликами и требует, с точки зрения техники
безопасности, особых ограждений.
Шарнирное соединение ремней осуществляется при по-
мощи проволочных крючков или спиралей (фиг. 6). Такой
15-
Фиг. 5. Сращивание концов ремня шинами с винтами.
Фиг. 6. Шарнирное соединение концов ремня
проволочными крючками
‘ч
16
способ скрепления ремней позволяет получить достаточно
прочное соединение и равномерную, без биения, работу
ремня.
Проволочные соединения допускают скрепление всех
рассмотренных видов ремней. Шарнирные соединения рем-
ней лучше жестких; ремни, соединенные при помощи спи-
ралей, допускают работу на передачах со скоростью до
25 м/сек и на шкивах малых диаметров.
При шарнирном соединении концов ремней применяются
металлические оси шарниров, а также жильные струны
(стержни), которые более эластичны и долговечны.
Качество соединения концов ремня влияет на работо-
способность передачи, поэтому на выбор способа соедине-
ния и его выполнение необходимо обращать особое вни-
мание, руководствуясь конкретными условиями работы пе-
редачи.
4.	Шкивы плоско ременных передач. Шкивы для ремен-
ных передач изготовляются: чугунные литые; стальные
литые; стальные сварные; комбинированные сборные; де-
ревянные. Шкивы бывают цельные и разъемные.
Шкивы состоят из следующих элементов: обода — ци-
линдрического иливыпуклого, ступицы—цельной или разъем-
ной, спиц либо диска. Для соединения частей разъемных
шкивов применяют болты, стяжные кольца и хомуты.
Обод и ступица шкива должны представлять собою
правильное тело вращения; центр тяжести их должен сов-
падать с осью вращения шкива. Неуравновешенные шкивы
являются причиной неспокойного хода передачи, вызывают
добавочный изгиб вала от центробежной силы. Поэтому
после изготовления шкивы следует подвергать баланси-
ровке; чем больше число оборотов шкива, тем тщательней
он должен быть отбалансирован.
Наружная поверхность обода шкива должна тщательно
обрабатываться (не ниже 7-го класса), так как грубая ше-
роховатая поверхность вызывает быстрый износ ремня.
Для предотвращения сползания ремня обод одного из
шкивов выполняют выпуклым. Обычно это шкив с боль-
шим диаметром, так как на нем деформация ремня меньше,
чем на шкиве с малым диаметром.
Основные размеры шкивов (фиг. 7) для открытых пе-
редач рекомендуется выбирать по ОСТ 1655, выдержки из
которого приведены в табл. 6.
2 1438	17
Основные размеры шкивов в мм
(по ОСТ 1655)
Таблица 6
Диаметры ' D 9		Ширина обода В	Стрела вы- ну клости обода	Применяется при ширине ремня
50	560	40		30
63	630	50	1	40
80	710	60		50
90	800	70		60
100	900	85	1,5	(70) и 75
112	1000	100		80, 85 и 90
125	1120	125		100
140	1250	150	2	125
160	1400	175		150
180	1600 .	200	2,5	175
200	1800	225		200
225	2000	250		225
250	2250	300		250 и 275
280	2500	350	и	300
320	2800	400		350
360	3200	450	л	400
400	3600	500		450
450	4000	600		500 и 550
500	—			
Фиг. 7. Стандартный чугунный

шкив.
Чугунные шкивы. Наиболее широкое распростра-
нение получили чугунные литые шкивы. Их применяют
в передачах с окружной скоростью до 30
18
Шкивы отливаются из чугуна марки СЧ 12-28 и в
отдельных случаях, для ответственных передач, из марки
СЧ 15-32.
УКЛОН 1/25-1/40
Фиг. 8. Конструкции цельного литого шкива:
а —- с одним рядом спиц; б — с двумя рядами спиц,
Чугунные шкивы могут быть по конструкции цельными
и разъемными. Цельные чугунные шкивы (фиг. 8) изго-
товляются со спицами в один или в два ряда, шкивы ма-
лых диаметров изготовляются со сплошным диском. Спицы'
шкивов обычно имеют эллиптическое сечение с большой
осью, расположенной в плоскости шкива. Малая ось эл-
липса спицы принимается равной (0,4—0,5) Л, где h—
большая ось спицы.
В шкивах с одним рядом спиц число их i устанавли-
вается в зависимости от диаметра шкива:
D	до 500	500-1600	1600—3000
i	4	6	8
5
2*
19
Шкивы, у которых ширина обода В > 300 мм из готов-
ляются с двумя рядами спиц (фиг. 8 б).
Размеры сечения спицы определяют по напряжениям
изгиба от передаваемого окружного усилия. При этом де-
лается допущение, что рабочую нагрузку воспринимает
только г/з всех спиц, тогда условие прочности на изгиб
^изг
iW
(1)
^3
где — Мизг = Рр- R\
Рр—расчетное окружное усилие на ободе в кг;
R— радиус шкива в см;
W — момент сопротивления сечения спицы.
Для эллиптического сечения (фиг. 8) момент сопротив-
ления равен
W -
nah2 о
он' СМ ,
(2)
где а — малая ось эллипса в см;
h— большая ось эллипса в см.
Если принять а = 0,4Л, то после совместного решения
уравнений (1) и (2) и -преобразования получим:
з _____
h = 4,25 Л/~ РрР см.	(3)
Для чугунных шкивов допускаемое напряжение на
изгиб
[с]„ — 300 кг: см21.
Малая ось сечения спицы у обода а' ~ 0,8 а.
Большая ось сечения у обода hf ~ 0,8 h.
Толщина обода у края s — 0,005 D ф- 3 мм,
где D — диаметр шкива в мм.
Диаметр ступицы шкива di = (1,8 — 2) d мм,
где d — диаметр вала в мм.
Длина ступицы выбирается равной ширине обода. В ши-
роких шкивах ступицу можно делать короче обода. Од-
нако для достаточной надежности крепления шкива на
валу необходимо выдержать условие
где d —диаметр вала в мм.
20
Крепление шкивов чаще всего производится при по-
мощи шпонок. Шпоночный паз в ступице следует распо-
лагать против спиц.
Разъемные шкивы (фиг. 9) удобно устанавливать,
снимать, перемещать вдоль вала, но они несколько тяже-
лее и дороже цельных.
Соединение обеих половин разъемного шкива осуществ-
ляется с помощью болтов (шпилек), размещенных у обода
и ступипы.
Так как шлиц разъема шкива обычно проходит по
спице, необходимо, чтобы момент сопротивления каждой
половины
Й7Т = V2IF ,
где 117 — момент сопротивления цельной спицы.
Иначе говоря,
где пи аг — малые диаметры эллиптических сечений цель-
ной и разъемной спиц;
h и hx — соответственно большие диаметры этих спиц.
Если принять а —
то
Л1 1,4Л.
Во время работы разъемного шкива на болты, скреп-
ляющие обод, действуют следующие усилия: вес шкива, цен-
тробежное усилие, окружное усилие, усилие предвари-
тельной затяжки.
Точный расчет болтов по указанным усилиям пред-
ставляет собой сложную задачу. Поэтому для определе-
ния номинального диаметра болта de пользуются следую-
щими формулами:
для обода при одном скрепляющем болте
do = 0,45 YsB + 5 мм;	(4)
при двух скрепляющих болтах
do — 0,35 V sB ф- 5 мм; 	(5)
для ступицы при одном скрепляющем болте
do = 0,15d -j- (8	15) мм;	(6)
при двух скрепляющих болтах
d6 = 0,12d+ (8-ь 15) мм.	(7)
21
f
Фиг. 9. Разъемный литой шкив.
22
\ В этих формулах:
s — толщина обода у края в мм\
В — ширина обода в мм\
d—диаметр вала в мм.
Чугунные разъемные шкивы могут изготовляться раз-
бивными или с обработанным стыком.
В разбивных шкивах (фиг. 9) обе половины заформо-
вываются в опоке как одно целое; после отливки шкив
разбивают на две половины, причем места разлома оста-
ются необработанными.
Вес цельного чугунного шкива после механической
обработки ориентировочно можно определить из выраже-
ния
G = 3 + -С В (3,5 + 0,450 + 0,4В) кг. (8)
Здесь диаметр шкива D и ширина В в дециметрах.
Разъемные шкивы принимают на 20% тяжелей цельных-
Стальные шкивы применяют в передачах с боль-
шими окружными скоростями. Обычно стальные шкивы
выполняются сварной или сборной конструкции и вполне
надежно работают при скоростях, достигающих 60 м/сек.
Реже, при скоростях менее 45 м/сек, могут применяться
шкивы из стального литья.
Сварные шкивы (фиг. 10) бывают однодисковые и двух-
дисковые.
Однодисковые сварные шкивы (фиг. 10, а) рекоменду-
ются для мощностей, не превышающих 40 л. с, и при
ширине обода В < 350 мм.
Для более высоких мощностей и ширине обода В>
> 350 мм шкивы выполняются двухдисковыми (фиг. 10,6).
Диски шкивов необходимо усиливать ребрами жесткости.
В передачах с мощностью менее 40 л. с. могут уста-
навливаться также многоэлементные сварные шкивы
(фиг. 11), в которых вместо дисков имеются спицы, изго-
товленные из труб или из полосовой стали. Число спиц
в двух рядах в зависимости от диаметра D сварного шкива
принимается следующее:
D	500—800	800—1000	1000—1500	1500—2500	2500—4000
i	12	16	24	30	40 и более
23
Для ступиц сварных шкивов выбирается круглый про-
кат из стали не ниже марки Ст. 5; диски и ободы изго-
товляются из стали Ст. 5, Ст. 3 или марок, им равноценных.
Фиг. 10. Сварные шкивы:
а — однодисковый; б — двухдисковый.
Толщина обода для сварных шкивов
s = 0,002 (D + 2&) + 3 мм.	(9)
Толщина Si диска устанавливается из расчета на срез
по сечению, прилегающему к ступице.
При этом, ввиду неравномерности распределения уси-
лий, в расчет вводят только х/3 периметра ступицы, тогда
толщина диска
=	(10)
1т1ср
24
где di — наружный диаметр ступицы в см;
— допускаемое напряжение на срез (500 кг/см2).
Для однодисковых шкивов ширина спиц должна быть
не менее 8 мм, двухдисковых — не менее 6 мм.
Фиг. 11. Многоэлементные сварные шкивы:
в— со спицами, изготовленными из труб; б — со спицами, изготовленными
из полосовой стали.
Ширину спиц h определяют из расчета на изгиб от
передаваемого окружного усилия Рр* причем делается
допущение, что нагрузка воспринимается только 1/3 всех
спиц.
Уравнение прочности на изгиб
i sdi2 r-1 п D
3 6
Отсюда ширина спиц
где [о ]пзг — допускаемое
— 1100 кг/см2).
Прочие размеры в соответствии с фиг. 10:
^=0,86; s2 = (0,7н-0,8)Si; /1 > (3-ь4) 5ь /1 = 0,8^.
у ступицы
/~18 • К
напряжение на изгиб (1000—
(П)
Расчет шва, соединяющего диск со ступицей, произ-
водят с учетом того, что между этими деталями до сварки
25
существовал зазор. Тогда суммарные напряжения среза,
возникающие в шкиве, должны включать напряжения от
передаваемого крутящего момента Мкр и напряжения от
поперечной силы s, определяющей натяжение ветвей ремня.
Для учета неравномерности распределения усилий
в расчет вводится г/3 площади сечения швов.
Напряжение в шве от передаваемого момента
3
Т1	• о,7 6X1
где Мкр — передаваемый крутящий момент в кг/см\
ai — размер катета шва у ступицы в см\
z±— число швов у ступицы (два — при одном диске;
четыре — при двух дисках).
Напряжение среза от поперечной силы
та = .. . 3±-—.	(13)
Условие прочности
UXkp 3	35
т = Т1 + ,2 = — .	017— < [ЧР.
Отсюда минимально допустимый размер шва у ступицы
Мер
4,3S
Н---------*— см\
[т]ср
(14)
(15)
[TLp — допускаемое напряжение среза ~ 500 -ь 600 кг/сж2.
Расчет шва, соединяющего диск с ободом, производится
по напряжениям среза с учетом, что в работе участвует
7з периметра шва. Произведя расчеты, аналогичные пре-
дыдущим, найдем размер шва у обода
8(6М^
2 - ^г1 [т]ср >
где D — диаметр шва в см\
zx — число швов.
Размер шва, крепящего ребра жесткости
tz3 = 0,55s2 мм ,
где s2 — толщина ребра в мм.
Размеры швов должны быть не менее 4x4 мм.
Сборные комбинированные шкивы состоят
из обода, свернутого из листового проката, спиц и чугун-
ной ступицы (фиг. 12).
Спицы одним концом ввертываются в ступицу, дру:
гим — крепятся на ободе путем клепки.
При ширине шкива В 50
в один ряд, при более широких
Фиг. 12. Комбинированный
сборный шкив.
мм спицы располагаются
шкивах — в два ряда.
Расчет элементов сбор-
ного шкива производится
так же, как и элементов
сварных шкивов.
Деревянные шки-
вы изготовляются сбор-
ными из отдельных частей,
которые соединяются ме-
жду собой болтами или при
помощи болтов и нагелей.
Фиг. 13. Основные размеры
деревянного шкива.
Для обода применяют древесину липы, тополя, ольхи,
ивы, бука; для спиц — бука или дуба. Чтобы избежать
коробления шкива при усушке, отдельные детали его из-
готовляются так, чтобы направление волокон после сборки
было различным.
Деревянные шкивы обладают малым весом, имеют луч-
шее сцепление с ремнем по сравнению с металлическими
шкивами.
Допускаемая окружная скорость v до 15 м!сек.
Основные размеры деревянных шкивов определяются
по следующим данным:
Максимальная толщина обода (фиг. 13) для шкивов
диаметра D < 950 мм

мм;
27
Для шкивов D 900 мм
40
Максимальная ширина спиц
, _ о
h 50
+ 4° + VD мм,
Ал
где d(l— диаметр отверстия ступицы.
5.	Натяэшые устройства. Для передачи движения
или работы с одного вала на другой необходимо, чтобы
гибкий ремень имел достаточное натяжение и прижимался
с некоторой силой к поверхности шкива, так как от нор-
мальных сил, действующих между ремнем и шкивом, за-
висит сила трения, а следовательно, и тяговая способность
передачи гибким ремнем.
В ременных передачах расстояние между опорами мо-
жет быть постоянным и переменным.
При постоянном расстоянии между опорами натяжение
ремня в передаче осуществляется за счет первоначального
натяжения, создаваемого при надевании ремня на шкив
или путем постановки специальных натяжных, нажимных,
прижимных и направляющих роликов.
Ролики устанавливаются таким образом, что в про-
цессе работы их можно периодически (или автоматически)
перемещать, благодаря чему можно обеспечить необходи-
мое натяжение ремня и увеличить угол обхвата шкива.
При переменном расстоянии между опорами необходи-
мое натяжение ремня сообщается за счет смещения опор.
На фиг. 14 представлена конструкция передачи, в ко-
торой натяжение создается смещением двигателя по на-
правляющим салазкам, а на фиг. 15 — за счет веса дви-
гателя.
В настоящее время, ввиду широкого применения инди-
видуального привода машин, к передачам с гибким рем-
нем повысились требования, что привело к широкому при-
менению малых межцентровых расстояний, значительных
передаточных чисел, малых размеров шкивов, повышенных
нагрузок и скоростей. В связи с этим в конструкциях
ременных передач широко используются переставные на-
правляющие и натяжные ролики (фиг. 16). Наличие на-
тяжных роликов благоприятно сказывается на работе:
поддерживается постоянное натяжение ремня, устраняется
28
Фиг. 14. Натяжение ремня перемещением двигателя
по салазкам.
Фиг. 15. Натяжение ремня силой веса двигателя.
е.
необходимость в частой перешивке ремня, увеличивается
угол обхвата шкива и пр.
К недостаткам передач с натяжным роликом можно
отнести увеличение числа перегибов ремня (что делает ре-
мень менее долговечным) и затруднения, которые возникают
при конструировании реверсивных передач.
Фиг. 16. Натяжение ремня оттяжным роликом.
Натяжные ролики выполняются в виде отдельного
устройства, состоящего из системы рычагов, стойки, ро-
лика и принудительного натяжного устройства.
По способу крепления оси ролика натяжные ролики
бывают однорычажные и двухрычажные.
Принудительное нажатие на ролик может осуществ-
ляться за счет груза, непосредственно размещенного на
рычаге через систему направляющих блоков (фиг. 17), ли-
бо за счет постановки пружины, действующей на рычаг
ролика.
Конструкция натяжного устройства должна обладать
большой жесткостью во избежание перекоса ролика,
31
Фиг. 17. Однорычажный натяжной ролик.
32
простотой регулировки давления ролика на ремень и на-
дежностью в работе.
Натяжные ролики должны свободно вращаться на своих
осях, поэтому их устанавливают обычно на шариковых
или роликовых подшипниках.
Фиг. 18. Типовая конструкция однорычажного натяжного устройства.
Однорычажная система натяжного ролика применяется
при ширине ролика В 300 мм. Ось ролика в такой
системе закреплена в рычаге неподвижно, а ролик вра-
щается на оси.
Регулировку положения оси ролика производят путем
перемещения оси вращения, связанного с подвижной стой-
кой, либо поворотом рычага ролика. Давление на ролик
регулируется за счет перемещения груза на грузовом
плече.
3 1438
33
На фиг. 18 представлена схема однорычажного натяж-
ного ролика, основные размеры которого приведены в
табл. 7.
Таблица 7
Основные размеры однорычажного натяжного ролика (фиг. 18)
Обозначе-
ние роли-
ка
Ра-ме-
ры го-
лика в
мм
Размеры в мм
60-Т-100 60-Т-125	60	100 125	125 175	200 300	280	190	200 250	500	200 205	6 65	45	175	125	175	125	19
60-Т-175	150	175	275	400	405	275	360	800	290	100	60	280	200	210	130	25
Двухрычажная система натяжного ролика применяется
при ширине ролика В > 300 мм. Эта система натяжного
устройства выполняется с неподвижной или вращающейся
осью ролика, опирающегося на два рычага, жестко свя-
занных между собой.
Регулировка давления на ролик осуществляется за счет
перемещения груза на грузовом плече, а положение оси
ролика—путем поворота рычагов.
На фиг. 19 представлена схема типового двухрычаж-
ного ролика, изготовляемого промышленностью, основные
размеры которого приведены в табл. 8.
Таблица 8
Основные размеры двухрычажного натяжного ролика (фиг. 19)
Обоз в а ч е-
ние роли-
ка
Ра •м?-
ры 1)0-
л ика в
мм
Размеры в мм
Усилие нажатия ролика на ремень R должно урав-
новешиваться натяжением S2, действующим вдоль ремня
34
Фиг. 19. Типовая конструкция двухрычажного натяжного устройства.
3*
35
(фиг. 20). Условия равновесия ролика под действием при-
ложенных к нему сил можно написать:
~ S2 + S2
или
R == 2S2 sin ,
Фиг. 20. Давление на ролик
натяжного устройства.
ролика.
Натяжение в ремне Sj
можно выразить через
окружное усилие
$2 = 1 *
Усилие нажатия роли-
ка на ремень определится:
/? = 2P^ZTsin т (1б)
С*	J.
Вес груза натяжного
ролика определяется из
условия равновесия рычага
под действием приложен-
ных сил.
пренебрегая собствен-
можно определить из вы-
Необходимый вес груза ролика
ным весом ролика и рычагов
ражения
(17)
где h и t — плечи сил.
Натяжные ролики обычно устанавливаются на ведомой
ветви ремня ближе к меньшему шкиву с тем, чтобы в нем
увеличить угол обхвата.
Диаметр натяжного ролика принимается в пределах
Dp = (l-H0,8)Dmin,
где Dm!n — диаметр меньшего шкива. Ширина ролика при^
нимается равной ширине шкивов Во = В.
6. Кинематический и геометрический расчепу При ра-
боте передачи натяжение ведущей ветви ремня Si больше
натяжения S2 ведомой ветви. Это означает, что и удли-
нение в обеих ветвях различно. А так как скорости всех
точек обода шкива одинаковы, то изменение удлинений,
36
происходящее в ремне в процессе оббегания шкива, вызы-
вает его скольжение, исчезающее затем под действием
внутренних сил упругости в материале ремня (упругое
скольжение).
Совершенно очевидно, что упругое скольжение по своей
природе отличается от проскальзывания (пробуксовки),
происходящего за счет потери сцепления между поверх-
ностями шкива и ремня при перегрузках.
Упругое скольжение ремня вызывает неизбежную по-
терю скорости v2 на ведомом шкиве, так что
и2 = (1 — е)и1;	(18)
где е — коэффициент упругого скольжения « 0,01 — 0,04;
Hi — скорость на ободе ведущего шкива.
Если, в общем случае, скорость точек обода шкива
° ~ 60 • 1000 м'сек'>
то передаточное число передачи найдется:
i = = тт-^гГ 	(20)
п2 (1 —E)Z)X	'
При проектировании повой ременной передачи исход-
ными данными обычно являются: передаваемая мощность
Мл. с., число оборотов ведущего и ведомого шкивов и
П2 об/мин, расположение передачи в агрегате и условия
ее работы.
Габаритные размеры передачи устанавливаются на ос-
новании диаметра Di малого шкива.
Если известна окружная скорость ремня v, то диаметр
Di можно определить из уравнения (19). Чем выше ско-
рость, тем выгодней используется передача; однако с уве-
личением v ремня возрастают диаметры шкивов и, следо-
вательно, габариты всей передачи.
Пределы скорости вращения ориентировочно устанав-
ливаются в зависимости от передаваемой мощности.
При N до 10 л. с. v 5 ч- 15 м/сек
При N выше 10 л. с. v 10 ч-25 м/сек
Приближенно диаметр малого шкива можно вычислить
по эмпирической зависимости, предложенной М. А. Саве-
риным:
з
Di = (1000 н-1200)1/ — ,	(21)
I/ max
37
где N— мощность передачи в л. с.;
Яггах — число оборотов в минуту быстроходного вала.
Найденный диаметр Dr необходимо округлить до бли-
жайшего размера, предусмотренного ОСТ = 1655 (табл. 6).
Диаметр большого шкива D2 определяется по уравне-
нию (20) с учетом проскальзывания.
В соответствии с выбранным диаметром скорость
ремня, вычисленная по уравнению (19), не должна превы-
шать предельно допустимой скорости v для плоскоремен-
ных передач.
Междуцентрозое расстояние А выбирается так, чтобы
было сохранено условие
^min 2 (D1 + П2).	(22)
Увеличение межцентрового расстояния свыше 5 (Dr Т
+ Р2) может вызвать хлопанье ветвей ремня и неправиль-
ное его движение.
Если А определено, то при заданных значениях и
О2 геометрическую длину ремня (без учета натяжения,
провисания и т. п.) можно найти по формулам:
для открытой передачи
L = 2А + 1,57 (£>2 + Ох) 4- (°2 ~ А)2 мм; (23)
для перекрестной передачи
L = 2 А + 1,57 (D2 + DA + (-2 4'C~ мм< (24)
для полуперекрестной передачи
L = 2А + 1,57 (D2 + DA + мм. (25)
Л /1
Исходя из условий долговечности ремня, необходимо,
чтобы число пробегов в секунду было
« = А <3-^-5,	. (26)
где v — окружная скорость ремня в м/сек.
Длина ремня, исходя из условия долговечности, выра-
зится так:
Рассчитанную по приведенным формулам длину L не-
обходимо увеличить на величину, предназначенную для
сшивки ремня и удлинения его при одевании на шкивы.
38
Угол обхвата а на малом шкиве определяется с доста-
точной степенью точности для практики:
при открытой передаче
а 180° —	60°;	(27)
/1
при перекрестной передаче
а — 180° -P2t °' 60° ;	(28)
при полуперекрестной передаче
а = 180°60°.	(29)
/1
Для увеличения угла обхвата на шкивах рекомендуется
устанавливать ведущую ветвь ремня в горизонтальных и
наклонных открытых передачах внизу, а ведомую — вверху,
так как при провисании верхней ветви углы обхвата уве-
личиваются.
7. Расчет ремня. Наиболее совершенным следует счи-
тать метод расчете! ремня по кривым скольжения, разра-
ботанным ЦНИИТМАШ.
В основу этого метода положено определение усилия,
ограничивающего область упругого скольжения ремня, так
как превышение его приводит к пробуксовке.
Основными рабочими характеристиками являются экс-
периментально установленные кривые, связывающие отно-
сительное скольжение е с коэффициентом тяги ср.
Из уравнения (20) следует:
e = (l-g^)(100%)
(при нормальной работе передачи е =
Под коэффициентом тяги подразумевается отношение
(30)
где Si и S2 — рабочие натяжения ведущей и ведомой вет-
вей ремня;
Р — окружное усилие;
So—натяжение ветвей в состоянии покоя (или
свободное натяжение при холостом ходе).
39
Отсюда рабочее натяжение ведущей ветви
(31)
(32)
рабочее натяжение ведомой ветви
Фиг. 21. Зависимость скольжения еик, п. д. от степени тяги ср.
Переход прямолинейного участка в криволинейный
осуществляется в критической точке ср0 и указывает на-
ступление буксования. При значении коэффициента тяги
(р=:сртах ремень полностью пробуксовывает.
Из фиг. 21 также следует, что тяговая возмож-
ность ремня недоиспользуется, об этом можно судить и
на основании кривой к. п. д. (%).
Значения полученные экспериментальным путем, при-
ведены в табл. 9.
Таблица 9
Виды ремней
Кожаные .............
Прорезиненные........
Хлопчатобумажные шитые
Хлопчатобумажные тканые
Шерстяные тканые . . .
То
0,59
0,62
0,50
0,47
0,39
40
I
У
Способность ремня нести кратковременную перегрузку
выражается отношением . Средние значения это о от-
ношения для различных ремней приведены в табл. 10.
Таблица 10
Виды ремней	?гпа х.
Кожаные	 Прорезиненные	 Хлопчатобумажные шитые . Хлопчатобумажные тканые . Шерстяные тканые ....	1,35-н 1,50 1,15-с- 1,30 1,20 -н 1,35 1,25 ч- 1,40 1,35 ч- 1,50
*
I
г
Если в уравнении (30) числитель и знаменатель раз-
делить на площадь поперечного сечения ремня F = ЬЪ
(Ь — ширина ремня, о — толщина), то
(33)
•у Р	Sq
где Кп = р и а0 = у ;
Кп — полезное напряжение в ремне;
а0—напряжение от начального натяжения So.
Для критического значения коэффициента тяги ср0 будем*
иметь
/Со = 2а0(р0.
Принимают для плоских ремней значение 18 кг]см\
Тогда допускаемое полезное напряжение в ремне
гЛ
(
(
сч
h
I
I
/С0 = 36ср0 кг!см2.	(34)
В общем случае коэффициент тяги ср0 и, следовательно,
допускаемое полезное напряжение KQ зависят от диаметра
малого шкива, определяющего степень изгиба ремня и
толщины ремня 8.
На основании опытных данных, при а0 = 18 кг!см\
угле обхвата малого шкива а — 180°, окружной скорости
V— 10 м1сек и спокойной без ударов нагрузке /Со может
быть определено по одной из формул:
для ремней кожаных
Хо = 29 - 300 ~ кг/см2, ( ’ )	< ’ :
in in	V7 min / рекам
41
для ремней прорезиненных
Ао = 25-Ю0 * кг/слЛ f/-)
min	\ niin / раком
для ремней хлопчатобумажных шитых
/<0 = 23 - 200 /- кг/см*, )	< 1;
tniin	cmin / раком
для ремней хлопчатобумажных тканых
Ао = 21 — 120/-кг,'сл2, (/-)	<1;
mln	X^min/раком.
для ремней шерстяных тканых
Хо = 18-150/- кг!см\	'
min	\ mln /рекам	ои
где о — толщина ремня,
Dmin —диаметр меньшего шкива передачи.
Как видно из приведенных формул, работоспособность
и долговечность ремней в передаче возрастают с увеличени-
ем диаметра меньшего шкива и уменьшением толщины ремня.
Минимально допустимые диаметры меньших шкивов в
зависимости от толщины кожаных и прорезиненных рем-
ней рекомендуется принимать согласно данным, приведен-
ным в табл. 11, а для текстильных ремней — в табл. 12.
Таблица 11
Минимальные диаметры шкивов для кожаных и прорезиненных
ремней
Вид ремня	Толщина о в мм	Слойность ?	Минимальные диаметры шкива Т)1П]П в мм	
			рекомендуе- мые	допустимые
	3,0		100	80
	3,5		125	100
Кожаный	4,0 4,5		160 180	125 140
одинарный	5,0		200	160
	5,5		225	180
	6,0		250	200
	7,5		360	280
	8,0		400	320
Кожаный	8,5		45)	360
двойной	9,0		500	400
	9,5		560	450
	10,0		630	500
42
Продолжение табл. 11
Вид ремня	Толщина 6 в мм	Слрйиость 2	Минимальные диаметры шкива Z)m(n в мм	
			рекомендуе- мые	допустимые
Г л	Прорезиненные (при b < 300 мм) -V		1 2 3 4 5 6 7	100 160 225 280 360 450 1	80 125 180 250 320 400
	4		5	320	280
	Прорезиненные		6	400	360
	(при b > 300 мм)		7	500	450
			8	630	560
			9	800	710
Таблица 12
Минимальные диаметры шкивов для текстильных ремней
Вид ремня	Толщина S в мм	СлойНОСТЬ Z	Минимальные диаметры шкива b.njn в мм	
			рекомендуе- мые	допустимые
Хлопчатобумаж-	5,6	4	280	250
ный шитый	8,0	6	450	400
	11,0	8	710	630
•X г.“- Хлопчатобумаж-	4,0	4	112	100
ный целыютканый	6,5	6	200	180
	8,5	8	320	280
Хлопчатобумаж-	5,0	3	160	125
ный тканый про- шивной	6,0	4	200	160
Шерстяной тка-	6,0	3	180	160
ный	9,0	4	320	280
	11,0	5	450	400
Для расчета передач, имеющих условия работы, отли-
чающиеся от тех, для которых построены формулы, в
расчет вводятся поправочные коэффициенты.
43
Площадь поперечного сечения F ремня в соответствии
с установленным и допускаемым напряжениями Ко может
быть определена:
F = bb =
Ко’
где Р — окружное усилие
75 N
N — передаваемая мощность в л. с.
С учетом конкретных условий работы формула для
площади сечения ремня принимает вид
или
F = b% =
Р
Ко
см2
F=--bb =
75/V
CoCLC2C3KoV
CM2,
(35)
(36)
где Gj, C2, C3— корректирующие коэффициенты;
Co — коэффициент, зависящий от конструктив-
ной схемы передачи.
Для открытой передачи или передачи с направляющим
роликом Со= 1. Для перекрестной передачи Со = 0,8. Для
полуперекрестной передачи Со = 0,75;
Ci — геометрический коэффициент, учитывающий вли-
яние угла обхвата малого шкива. Определяется
по формуле
С1 == 1—0,003(180° — а);	(37)
С2—скоростной коэффициент, учитывающий влияние
центробежной силы на степень сцепления ремня
со шкивом
С2 = 1,04 — 0,0004 v2;	(38)
v — окружная скорость в м/сек;
С3 — коэффициент режима, учитывающий характер и
продолжительность работы передачи. Выбирается
из данных табл. 13.
Толщину ремня при данном диаметре малого шкива О}
можно найти по данным табл. 11 и 12.
Окончательный выбор ремня в соответствии с вычи-
сленной площадью сечения F и толщиной В производится
по данным одной из табл. 1, 2, 3, 4 и 5.
44
Таблица 13
Класс
машин
Характер нагрузки
Наименование машин
II
i
I
I
i
III
IV
Легкая пусковая нагрузка
до 120% нормальной
Почти постоянная рабо-
чая нагрузка
Пусковая нагрузка —до
150% нормальной
Незначительные колеба-
ния рабочей нагрузки
Пусковая нагрузка — до
200% нормальной
Значительные колебания
рабочей нагрузки
Пусковая нагрузка—го
300% нормальной
Весьма неравномерная и
даже ударная рабочая
нагрузка
Небольшие вентиляторы и
воздуходувки
Насосы и компрессоры
центробежные. Токарные,
сверлильные и шлифоваль-
ные станки. Ленточные
транспортеры
Станки фрезерные, зубофре-
зерные, револьверные и
автоматы. Поршневые на-
сосы и компрессоры с отно-
сительно тяжелыми махо-
виками. Пластинчатые
транспортеры
Станки строгальные, долбеж-
ны и зубодолбежные.
Поршневые насосы и ком-
прессоры с относительно
легкими маховиками. Тран-
спортеры винтовые и скреб-
ковые. Элеваторы. Винто-
вые и эксцентриковые прес-
сы с относительно тяже-
лыми маховиками
Подъемники, экскаваторы,
драги. Бегуны, глиномял-
ки. Ножницы, молоты, дро-
билки
1.0
0,9
0,8
0,7
Примечания: 1. При работе в две смены табличное значение С8 снижать на
G, 1; при работе в три смены — на 0,2. 2. Для привода от электродвигателей
постоянного тока и от паровых турбин принимаются те же значения С,, что и
указанные. При приводе от синхронных элекгродвига гелей, паровых машин
и двигателей внутреннего сгорания значения С, принимать на 0,1 ниже ука-
занных.
Коэффициенты режима и длительности работы (С3) при
передаче от асинхронного электродвигателя переменного
тока с короткозамкнутым ротатором при односменной par
боте приведены в табл. 13.
Ширина ремня b дает возможность определить ширину
шкива В: значение В должно быть впоследствии округ-
лено до стандартного размера по данным табл. 6.
45
8.	Нагрузки на валы. Если ветви ремня параллельны
(фиг. 22, а), нагрузка на вал
Q = Sj 4" *^2,
или же
Фиг. 22. Нагрузка на вал ременной передачи:
G- ветви, ремня параллельны; б— ветви ремня непараллельны
С учетом запаса натяжения
мается
нагрузка па вал прини
Q = 1,5 Q' ~ За0Г.	(39)
При непараллельных ветвях (фиг. 22, б) нагрузка на
вал
Q — (Si + >$2) sin 777 £
с учетом запаса натяжения
Q = 1,5 Q = 3 а0 F sin 41,
где $ — коэффициент, учитывающий изменение
угла у.
46
(40)
тяги ср ОТ

Значение его может быть вычислено по формуле
(41)
или найдено по табл. 14.
Таблица 14
11 ри ут ле обхг а та у
Коэффициент тяги
180°
I 50°
120°
коэффициент 6
0,4
0,6
0,8
1,00
1,00
1,00
1,01
1,01
1,02
1,03
1,05
1,07
Для приближенных расчетов принимают Q^3-P0Kp.
9.	Особенности расчета передач с натяжным роликом.
Условия работы ремня в передаче с натяжным роликом
несколько отличаются от условий в открытой передаче. Од-
нако отсутствие надежных опытных данных по передачам
с натяжным роликом заставляет вести расчет по нормам
и формулам для открытой передачи.
При наличии ролика угол а обхвата малого шкива
заметно увеличивается и поэтому выбор коэффициента в
этих передачах следует производить по формуле
Cj = 1 + 0,006 (а — 180°).	(42)
Увеличение указывает на то, что в передачах с
натяжным роликом допускаемое окружное усилие может
быть выше, чем в открытой передаче; или же при одина-
ковых окружных усилиях площадь сечения ремня в пер-
вом случае будет заметно меньше, чем во втором.
Коэффициент С2 в рассматриваемой передаче может
приниматься равным единице, так как действие центро-
бежных сил компенсируется натяжным устройством.
Так как наличие ролика увеличивает число перегибов
ремня,то из условия долговечности, которая определяется чи-
слом его пробегов в секунду, желательно, чтобы длина ремня
Схема нагрузки на валы представлена на фиг. 23.
Qj = 2S0 cos v = 2 F cos ;
(43)
Q2 — 2S0cos^ = 2o0Fcos^ ,	(44)
где —начальное напряжение в ремне ~ 18 кг]см?.
47
Углы Ki и Т2 устанавливаются измерением после гра-
фического построения передачи.
При автоматической регулировке прижатия ремня запас
натяжения в формулы для определения давлений не вво-
дится.
Фиг. 23. Нагрузка на вал передачи с натяжным роликом.
10.	Особенности расчета быстроходных, передач.
Быстроходные плоскоременные передачи обычно приме-
няются для передачи движения к быстроходным станкам,
центрофугам, дезинтеграторам и другим агрегатам, в ко-
торых ремни работают со скоростями от 30 до 60 Mjcen
и выше.
Быстроходная передача с бесконечным тонким длоским
ремнем (фиг. 24) является, как правило, передачей, повы-
шающей число оборотов; приводится в движение от быстро-
ходных моторов с числами оборотов пг = 1500—3000 об/мин,
а доводит их на ведомом валу п2 до 20000 и выше обо-
ротов в минуту.
Диаметры шкивов на ведущем валу Di устанавли-
ваются до 300—400 мм, а на ведомом Л2—до 50—100 мм.
48
Передаточные числа в быстроходных простых пере-
1 1
дачах доходят до —-т-v- , а с натяжным роликом до
ч о
1^1
8 ’ 10 ‘
В качестве приводного элемента в этих передачах при-
меняется плоский тонкий прорезиненный, хлопчатобумаж-
ный или шелковый ремень. Ремни для быстроходных пе-
редач изготовляются бесконечными. Сшивка концов исклю-
чена.
Фиг. 24. Схема быстроходной передачи:
а — без натяжного ролика; б — с натяжцым роликом.
Бесконечные прорезиненные ремни изготовляются со-
гласно норм Главкорда Минлеспрома СССР по ТУ 1298-51
длиной от 900 до 2900 мм, а бесконечные тканые полу-
льняные ремни по ТУ 1298-51 длиной от 1000 до
1800 мм.
Основные размеры указанных ремней приведены в
табл. 15 и 16.
Расчет быстроходной плоскоременной передачи произ-
водят так же, как и расчет обычной передачи. Межцен-
тровое расстояние А для быстроходных передач опреде-
ляется из условий долговечности ремня; на основании
этого условия длина ремня L должна быть
>юл<’
4 1438
Таблица 15
Основные размеры прорезиненных ремней
(по ТУ Главкорда 1298-51)
Ширина р< мн я
b в мм
Слояность
ре мн я
Толщина
6 в мм
Предел проч-
ности при
растяжении в
кг 'с м2
*
Относительное
удлинение при
разрыве в %
300
16
4
6
8
Таблица 16
Основные размеры тканых полульняных ремней
(по ТУ Главкорда 1298-51)
Ширина ремня b в мм	Толщина ремня о в мм	Предел проч- ности при растя- жении в кг/см*	Относ итсл иное удлинение при разрыве в "/₽
15—55	1,75	Ж	10
Геометрический коэффициент С\, учитывающий влияние
угла обхвта, подсчитывается по формуле
С1 == 1—0,005 (180° — а),	(45)
где а—угол обхвата меньшего шкива назначается не ме-
нее 150°.
Скоростной коэффициент С2 подсчитывается по фор-
мулам:
для хлопчатобумажных ремней (для скоростей vmax =
= 50 лфе/с)
С2 = 1,02 — 0,0002 и2.	(46)
Для прорезиненных ремней (для скоростей ~
— 40 м/сек)
С2 = 1,03 — 0,0003 v2.	(47)
Коэффициент, зависящий от рода и расположения пе-
редачи Со, принимается равным 0,7—1,0.
Допускаемое полезное напряжение /<0 для быстроход-
ных передач определяется по следующим формулам:
для хлопчатобумажных шитых и прорезиненных рем-
ней	• •
Ко = 23 — 200^- кг {см*.
50
Для тканых хлопчатобумажных, льняных и шелковых
ремней
Л0 = 21 — !50j- кг/см2.
Отношение толщины ремня к диаметру меньшего шкива
?)
D
должно находиться в пределах:
для ремней шитых хлопчатобумажных . .
»	»	шитых прорезиненных . . . .
»	»	тканых хлопчатобумажных,
льняных, шелковых
40^50
1 1
30	40
25 ^”30
По найденной площади ремня подбирают его сечение
таким образом, чтобы толщина ремня о была по возмож-
ности меньшей, а ширина его b возможно большей, доби-
ваясь получения более топкого ремня при заданной его
площади.
Допускаемое окружное усилие определится по урав-
нению
P = Ct -С2 -	кг,	(48)
а допускаемая мощность передачи
(49)
/7. Примерный расчет. Произвести расчет плоскоре-
менной открытой передачи по следующим данным:
Передаваемая мощность . . . N — 50 л. с
Число оборотов ведущего вала пг = 360 об/мин
Число оборотов ведомого вала /?2 ~ 250 об/мин
Ориентировочное межцентровое
расстояние.................А ~ 4000 мм
Пусковая нагрузка............150% от рабочей
Работа передачи предполагается в одну смену
Расчет
1. Диаметр малого шкива:
з
))]/ А (юоо
V th
—5204-623 мм.
BI
г
Принимаем Di — 630 мм (табл. 6).
Тогда окружная скорость ремня
________ tzD^ ____tz 630 • 360
V 60. 1000	60  1000
= 11,8 м!сек,
что не превышает наибольшего значения скорости v,
рекомендуемой для обычных ременных передач.
2.	Диаметр ведомого шкива
D2 =	(1 - е) = --°25,/60 0,99 = 900 мм.
Диаметр D находится в соответствии с ОСТ-1655 (табл. 6).
Скольжение е принято 0,01.
При найденных значениях Di и D2 минимально до-
пустимое межцентровое расстояние
Лт1п - 2 (Di + D2) = 2 (630 + 900) = 3060 мм,
что меньше заданного межцентрового расстояния.
3.	Рабочая длина ремня
L----2A+ 1,57 (О2 + Т)^ + —= 2-4 + 1,57(0,9 +
,	, (0,9—0,63)2	.
+ 0,6) + —4 т^-— = Ю,4 м.
I
Минимальная допустимая длина ремня из условия дол-
говечности
4.	Угол обхвата малого шкива
а = 180° —	. 60° = 176°.
/1
5.	Выберем для передачи прорезиненный ремень.
Площадь сечения ремня
77 АХ	75N
г* О 0 = ---------
СоСДС^зКо V
Для открытой передачи Со= 1.
Геометрический коэффициент	1—0,003 (180°—176°)^
0,99.
Скоростной коэффициент С2 = 1,04—0,0004 и2 == 1,04—
—0,0004 . 11,82 - 0,98.
Коэффициент режима работы (табл. 13) С3 ==0,9.
Назначим толщину ремня 3 = 9 мм (эта величина &
о \
находится в пределах допустимого отношения-т——) .
^min /
52
Тогда допускаемое полезное напряжение
Ко = 25—100	25—100 Л- = 23,5 кг/см2.
Uy	ио
Площадь сечения ремня
75 • 50
1 • 0,99 • 0,98 • 0,9 > 23,5-11,8
15,4 см2.
Ширина ремня
, F 15,4
& — — —	— 17 см.
В соответствии с данными табл. 2, для прорезиненных
ремней ближайшая ширина ремня Ь~ 175 мм.
6.	Ширина обода шкива при заданной ширине ремня
(табл. 6) В = 200 мм,
7.	Давление на вал (ветви ремня не параллельны)
Q = За/ . sin  $ = 3  18 • 15,4 sin ф • 1 % 825 кг.
Величина $ — 1 (табл. 14).
Клиноременные передачи
12. Общие сведения. Конструктивные схемы. В клино-
ременной передаче в качестве гибкого элемента исполь-
зуется ремень с трапецоидальной формой сечения.
Соответствующая форма сечения сообщается и канавкам,
выточенным на шкивах.
Передача движения при помощи клиновых ремней на-
чала применяться сравнительно недавно и благодаря ряду
преимуществ, в сравнении с другими передачами, получила
за последнее время широкое применение в промышленности.
Передача клиновыми ремнями отличается плавной, бес-
шумной и спокойной работой при любом ее положении.
Благодаря лучшему сцеплению ремня со шкивом, допус-
каются относительно большие передаточные числа (до 7—
—10) и малые межцентровые расстояния. Несмотря на ряд
существенных преимуществ, передачи клиновыми ремнями
в сравнении с пложоременными имеют и некоторые не-
достатки— меньший к. п. д., меньшая долговечность ра-
боты ремня и большая стоимость изготовления шкивов.
Клиновые ремни используют в тех случаях, когда бо-
лее простая передача плоским ремнем не может быть при-
менена из-за большого передаточного числа либо из-за
'	53
о о о о о о о о о
ООООООООО"
\OOOOOOOOj
Фиг. 25. Строение клинового
ремня:
/—прорезиненная к нь; 2— mHvn
(корд); ,3 — резина.
из прорезин нно'1 ткани
4 — охтчкэ
малого расстояния между осями валов. Не рекомендуется
применять клиноременную передачу вместо плоскоремен-
ной без особой необходимости—клиноременная дороже
и менее долговечна, чем плоскоремеипая.
Клиноременные передачи могут выполняться по сле-
схемам:
1.	Открытая передача с кли-
новыми канавками на ободах
ведущего и ведомого шкивов,
максимально допустимое переда-
точное число /тах — 8.
2.	Открытая передача с кли-
новыми канавками на ободе ма-
лого шкива и гладкой поверх-
ностью обода большего шкива.
Минимально допустимое переда-
точное ЧИСЛО Zmln~3.
При малых передаточных чис-
лах (/ < 3) такая передача имеет
малую тяговую способность и работает хуже простой
клипоременной передачи.
3.	Передача с несколькими ведомыми валами приме-
няется для передачи движения в сложных схемах, у ко-
торых ведомые и ведущие шкивы изготовляются с клино-
выми канавками.
4.	Передача с натяжным роликом применяется в тех
случаях, когда конструкция не предусматривает возмож-
ности регулировать расстояние между валами.
5.	Полуперекрестная передача применяется при малых
передаточных числах и относительно больших межцентро-
вых расстояниях.
13. Клиновые ремни. Клиновые ремни трапецеидальной
формы поперечного сечения изготовляются двух видов
(фиг. 25):
а)	корд-тканевые — состоящие из нескольких слоев про-
резиненной ткани, тонких шнуров (корд), резинового за-
полнения и обертки, изготовленной из прорезиненной ткани;
применяются в передачах общего назначения;
б)	корд-шнуровые—состоящие из толстых шнуров (корд),
размещенных по нейтральной линии ремня, резинового
заполнения и обертки, изготовленной из прорезиненной
ткани; применяются в передачах, работающих в особо слож-
ных условиях.
54
В сравнении с корд-тканевыми ремнями корд-шнуро-
вые более гибки и более долговечны в работе.
Для придания рем-
ням высокой гибкости
их изготовляют с гофром
на нижней стороне или
одновременно на ниж-
ней и верхней сторонах
(фиг. 26).
Клиновые ремни об-
щего назначения изго-
товляются по ГОСТ
1284-45 семи сечений (ти-
пы О, А, Б, В, Г, Д
и Е, фиг. 27).
Основные размеры
приводных клиновых
ремней приведены в
габл. 17.
A-k-l
Фиг. 26. Клиновые ремни с гофром.
Фиг. 27. Сечение
клинового ремня.

Ремни изготовляются замкнутыми и только определен-
ных длин.
Сращивание концов ремня производится на заводе-из-
готовителе путем образования плотно-гладко заделанного
стыка, обеспечивающего высокую прочность в местах сое-
динения.
Длина клиновых ремней, выпускаемых промышлен-
ностью согласно указанному ГОСТ, приведена в табл. 18.
55
Таблица 17
Основные размеры клиновых ремней
(по ГОСТ 1284-45)
Тип ремня	Номинальные размеры ремней						
	Ширина а в мм	Высота h в мм	'э в гра- дусах	Площадь сечения в см*	Координаты центра тяжести		
					ацт	2цпг	<1-1
О	10	6	40	0,47	8,	2,7	-5,6
А	13	8	40	0,81	10,4	3,6	7,2
Б	17	10,5	40	1,38	13,6	4,7	9,3
В	22	13,5	40	2,30	17,6	6,1	12,2
Г	32	19	40	4,76	25,7	8,6	18,2
	38	23,5	40	6,92	30,3	10,6	20,9
Ег	50	30	40	11,70	40,1	13,6	28,2
Примечание.
Площадь сечения F
по ГОСТ не регламентирована.
Таблица 18
Длина клиновых ремней
(по ГОСТ 1284-45)
Внутрен-
няя длина
ремня
в мм
Расчетная длина ремнец в мм
500
560
630
710
800
900
1000
1120
1250
1400
1600
1800
1900
2000
2120
2240
2360
2500
2650
2800
3150
3550
4000
519
579
649
729
819
919
1019
1139
1269
1419
1619
1819
2019
2259
2519
525
585
655
735
825
925
1025
1145
1275
1425
1625
1825
2025
2265
2525
2825
3175
3575
4025
663
743
833
933
1033
И 3
1283
1433
1633
1833
2033
2273
2533
2833
3183
3583
4033
1844
1944
2044
2164
2284
2404
2544
2694
2844
3194
3594
4044
6210
3610
4060
56
Продолжение табл. 18
Внутрен- няя длина ремня в мм	Расчетная длина ремней в мм						
	О	А	Б	в	г	д	
4500			4533	4544	4560	4574	
5000			5033	5044	5060	5074	
5600			5633	5644	5660	5674	
6300			6333	6344	6360 7160	6374	6395
7100				7144		7174	7195
3000				8044	8060	8074	8095
9000				9044	9060	9074	9095
10000					10050	10074	10095
1 W W 11200					111260	11274	11295
12500						12574	12595
14000					•	14074	14095
Номинальной длиной ремня является его внутренняя
длина.
Расчетная длина ремня, в отличие от номинальной (внут-
ренней длины), определяется по нейтральной линии и от-
личается от нее на x=2r;h—
Клиновые ремни обычно эксплуатируются с рабочей
скоростью 20—25 м!сек\ предельно допустимые скорости
могут достигать до 30—35 Mtce&.
Кроме рассмотренных типов ремней, согласно ГОСТ
5813-51, выпускаются специальные, вентиляторные корд-
шнуровые клиновые ремни для автомобилей, тракторов
и комбайнов; они предназначены для передачи движения
от вала двигателя к вентилятору, насосу и генератору.
Ремни изготовляются бесконечными с плотно и гладко
заделанным стыком оберточной ткани. Продольный стык
располагают на нерабочей поверхности ремня.
Основные размеры сечений и внутренних длин ремнец
приведены в табл. 19 (ГОСТ 5813-51).
Эти ремни в рабочем состоянии не теряют упругости
и работоспособности при изменении температуры окружаю-
щей среды в пределах от —30° до -|-80о и могут работать
с окружной скоростью до 30 мсек.
Долговечность клиновых ремней зависит от величины
и характера действия натяжения и часосты циклов полез-
ной нагрузки, диаметра меньшего шкива, передаточного
числа, скорости, межцентрового расстояния и пр.
57
Таблица 19
Основные размеры вентиляторных клиновых ремней
(по ГОСТ 5813-51 (фиг. 27)
Номера сечений		1	2	3	4	5
Размеры се- чений рем- ней в мм	а	15	17	19	22	25
	h	9	10	11	12,5	14
		40°	40°	40° 1	40°	40°
Внутренняя длина рем- ней в мм	^вн	560 630 710 800 850 900 950 1000 1060 1120	560 630 710 800 850 900 950 1000 1080 1120 ИЗО 1250 1320 1400	900 950 1000 1080 1120 1180 1250 1320 1400 •	950 1000 1060 1120 1180 1250 1320 1400	950 1000 1060 1120 1180 1250 1320 1400
Расчетные длины рем- ней в мм	L	4 38	L6H +42	L,H 436	Len +S2	L.H 4-59
Фиг. 28. Положение ремня в канавке шкива.
Большую роль в работе передачи играет угол наклона
непараллельных сторон трапеций сечения ремня и поло-
жение ремня в канавке шкива (фиг. 28). Чем меньше угол
58
Фиг. 29. Шкивы клпноре-
менной передачи.
СО ОСТАЛЬНОЕ
59
наклона ср, тем больше значение коэффициента трения
ремня в канавке у/ —
sin т/2 *
где р. — коэффициент трения
плоского ремня.
При слишком малых углах наклона ср может происхо-
дить заклинивание ремня в канавках шкива.
Угол наклона непараллельных сторон трапеции ср при-
нимают не менее 35—38°.
Для клиновых ремней, изготовляемых в СССР, угол
наклона <р принят равным 40°.
14. Шкивы. Шкивы для клиновых ремней изготовля-
ются литыми чугунными, точеными и сборными из сталь-
ных штампованных дисков (фиг. 29).
Боковые стенки канавок шкивов после изготовления
Фиг. 30. Обозначение размеров
клиновых каналов.
должны быть гладкими,
без повреждений, рако-
вин, шероховатостей и
царапин.
При огибании шкива
ремнем, вследствие де-
формации профиля рем-
ня, происходит умень-
шение угла наклона бо-
ковых граней трапеции ср.
Поэтому угол наклона
боковых граней канавок
шкивов назначают не-
сколько меньше угла ср сечения ремня.
Геометрические размеры профиля канавок шкивов
(фиг. 30) в зависимости от принятого для передачи номе-
ра стандартного ремня и диаметра меньшего шкива изго-
товляют на основании данных, приведенных в табл. 20.
В полуперекрестных передачах и передачах между вер-
тикальными валами возможно сбегание ремня со шкивов.
Поэтому канавки шкивов для этих передач рекомендуется
делать более глубокими.
Для передач с одним клиновым ремнем, при отсутствии
жестких требований к точности передаточного числа, конт-
роль изготовления канавки производят по ее ширине Ь.
Геометрические размеры профилей обода шкива для
вентиляторных ремней устанавливаются согласно данным,
приведенным в табл. 21.
60
61

Таблица 21
Размеры канавок шкивов для вентиляторных ремней
(по ГОСТ 5813-51)
Номера сечения	1	2	3	•4	5
Ширина верхнего основания в мм . Глубина / в мм	 Уклон клина	15 15 Угол р ме'	17 17 слипа ь ньше у	19 19 ;анавок гла кл^	22 22 шкиво ша реп	25 25 в на 6° 1НЯ
Соотношение геометрических размеров шкива для кли-
новых ремней принимают:
наружный иаметр шкива DH = D 4- 2с ;
внутренний диаметр шкива De — DH— 2е\
ширина шкива В — (г — 1) t + 2S,
где D — расчетный диаметр шкива;
z—число канавок шкива.
Толщина обода шкива принимается, примерно, в сле-
дующих пределах:
Гии ремней
Топ щи на обода мм . .
Прочие размеры конструктивных элементов шкива уста-
навливают по нормам, аналогичным плоскоременным шки-
вам.
Если в передаче имеется наружный оттяжной ролик,
то диаметр его
Dp 1,5Dt,
Di—диаметр малого шкива.
Оттяжной ролик изготовляется гладким.
Чтобы избежать обратного изгиба ремня, чаще ролик
устанавливают изнутри (оттяжной ролик).
Диаметр оттяжного ролика
Оттяжной ролик может иметь клиновые канавки.
15. Расчет передачи. Выбор параметров пе-
редачи, Установление параметров клиноременной пере-
62
дачи необходимо производить, исходя из показателей тя-
говой способности, долговечности ремня и экономичности
работы передачи. Как показывают опыты, тяговая способ-
ность ремня увеличивается с увеличением натяжения ремня,
но при этом резко снижается долговечность работы ремня.
Для нормальной работы клиноременной передачи реко-
мендуется принимать натяжение ремня о0 = 12 — 15
При длительной работе передачи с большим числом
пробегов ремня в секунду и на шкивах малых диаметров
рекомендуется уменьшать натяжение до <зр — 9 кг!см?.
Для получения указанных натяжений необходимо меж-
центровое расстояние А увеличить на величину Д/1 со-
гласно данным, приведенным в табл. 22.
Таблица 22
Увеличение межцентрового расстояния ДЛ для натяжения ремня
Натяжения в кг/сж2	Межцентровое расстояние ДА (в %) для ремн Ы обычных клиновых	вентиляторных
9 12 15	0,4	0,15 0,5	0,20 0,6	0,25
Примечание. В горизонтальных передачах со средним и крупным учением
А А необходимо уменьшить на 50%.
Диаметры меньшего шкива для передач с клиновыми
ремнями, изготовляемыми по ГОСТ 1284-45, рекомендуется
выбирать по табл. 23.
Таблица 23
Минимально допустимые расчетные диаметры шкивов для клиновых
ремней
(по ГОСТ 1284-45)
Типы	ремней	о	А	Б	в	Г	Д	Е
Dmin в мм	• • • • *	70	100	140	200	320	500	800
Для вентиляторных клиновых ремней, изготовляемых
по ГОСТ 5813-51, диаметры меньшего шкива выбираются
по табл. 24.
63
Таблица 24
Минимально допустимые диаметры шкивов для вентиляторных
ремней
(по .’ГОСТ 5813-51)
Номера ремней	1	2	3	4	5
Dmin в мм , , . .	80	90	105	125	149
Коэффициент полезного действия клиноременной пере-
дачи несколько ниже, чем плоскоременной, и находится
в пределах ц = 0,88 — 0,97, причем величина его зависит
главным образом от отношения диаметра шкива D к вы-
соте ремня п. Чем больше это отношение, тем выше к, п. д.
передачи.
Межцентровое расстояние А в клиноременных передачах
может изменяться в широких пределах.
Минимально допустимое значение межцентрового рас-
стояния
Amin = D1 + 3/2 мм ,	(50)
где /г — высота сечения ремня.
При малых межцентровых расстояниях происходит
большое число изгибов ремня в секунду, что отражается
на долговечности работы ремня, поэтому необходимо стре-
миться к тому, чтобы межцентровое расстояние было боль-
ше минимально допустимого.
Максимально допустимое межцентровое расстояние
должно быть не более
Лтах~2(О1+ £>2) •	(51)
Если фактическое межцентровое расстояние А превос-
ходит указанный предел, необходимо проверить возмож-
ность применения плоскоременной передачи.
Угол обхвата меньшего шкива колеблется в пределах
от 90° до 180° и определяется по формуле
а — 180° —(Рг . Р1) • 60°.	(52)
/1
Основы расчета передачи. Исходными данными
для расчета передачи являются: передаваемая мо дность N,
число оборотов валов в минуту и n2t назначение пе-
редачи и режим ее работы.
64
В зависимости от передаваемой мощности и скорости
движения ремня выбирается наиболее подходящий тип
ремня согласно данным, приведенным в табл. 25,
Таблица 25
Выбор сечения ремня в зависимости от мощности и скорости
Передаваемая
мощность /V л. с.
PeKOMi ндуемый тип ре.мня при скорости v м/сек
До 5
От 5 до 10
Св. 10
0,5—1
1—3
3—5
5—10
10—25
25—50
50— 100
100—200
Свыше 200
При выборе типа ремня согласно приведенной таблице
необходимо учитывать, что ремни меньшего сечения при
одинаковых диаметрах меньшего шкива более долговечны,
поэтому желательно принимать тип ремня меньшего сече-
ния при условии, если расчетное количество их получится
не слишком большим.
По выбранному типу ремня согласно данным табл, 23
устанавливают диаметр меньшего шкива Dr и определяют
диаметр большего шкива.
Расчетный диаметр большего шкива
D2 =	(1 — е),
«2
где е — скольжение ремня. Для обычных клиновых рем-
ней е^0,02.
Полученный размер округляют до ближайшего стан-
дартного размера. Окружная скорость ремня
~бсГ
м]сек.
Исходя из числа оборотов ремня в секунду, определяют
допустимую длину ремня
(53)
6 1433
65
Если межцентровое расстояние известно, длину ремня
определяют по формуле
L = 2А + 1,57 (Dt + D2) + & =	.	(53а)
Полученную длину ремня округляют до стандартных
размеров (табл. 18) и определяют затем уточненное меж-
центровое расстояние J -	<
А = а + 1/Г а2 —b,	(536)
где а = 0,25[Л—1,57(Di + Д2)1 и & =
Для получения предварительного натяжения и облег-
чения надевания ремня на шкивы необходимо предусмат-
ривать в передаче возможность изменения межцентрового
расстояния на величину 2Л в сторону уменьшения рас-
стояния и на величину ДА (табл. 22) в сторону его уве-
личения (где h — высота ремня).
Если в передаче имеется натяжной (оттяжной) ролик,
то длина ремня и межцентровое расстояние определяются
так же, как и для передачи без ролика. При этом име-
ется в виду, что во избежание дополнительного изгиба ро-
лик лишь незначительно огибает ремень.
Необходимое число ремней в передаче определится:
Р _	75W
C^C^F ~ C^C^F . и ’
(54)
где Р — окружное усилие в кг\
N— мощность в л. с,\
F — площадь поперечного сечения выбранного типа
ремня в см2 (табл. 17);
v — окружная скорость в м!сек,\
Ко— допустимое полезное напряжение, определяемое
опытным путем для различных размеров диамет-
ров меньшего шкива DmIn и предварительного на-
тяжения о0 при угле обхвата а = 180°, скорости
движения ремня v= 10 MjceK,, при спокойной на-
грузке, приведено в табл. 26.
По данным табл. 26 напряжение с0 от начального на-
тяжения ремня следует принимать:
при нормальных условиях работы передачи а0
= 12 кг/см2',
66
Таблица 26
Допускаемые полезные напряжения
(при а= !80°, и= 10 м/сек и спокойной нагрузке)
	Расчетной ттия-	При натяжении а0 в кг/см*		
1жп ремня по гост	метр малого шки- РЙ /)	R	1/	9	12	1	15
	м ^min ь мм	Допускаемое полезное нап в кг/см*		ряжение
	63	11,0	13,5	
о	70	11,8	14,5	16,2
V	80	12,8	15,7	17,4
	90 и более	«к*	16,5	18,6
<	90	11,0	13,5	
	103	12,3	15,1	16,7
	112	13,1	16,1	18,0
	125 и более		17,0	19,1
	125	11,0	13,5		1
R	140	. 12,3	15,1	16,7
м	160	13,6	16,7	18,8
	180 и более		17.4	20,5
	180	11,0	13,5	
	200	12,3	15,1	16,7
в	225	13,8	16,9	18,9 ’
	250	1	18,4	20,7
	280 и более		19,1	22,4
	300	11,4	14,0	
	320	12,3	15,1	16,7
г	360	14,0	17,2	19,3
	400		19,1	21,6
	450 и более	л	19,2	22,4
	450	10,7	13,2	
п	500	12,3	15,1	16,7
г*	560	14,0	17,2	19,3
	630 и более		19,2	22,4
	710	10,5	13,0	
р	800	12,3	15,1	16,7
	900		17,3	19,5
	1000	в*	19,2	22,4
при кратковременных промежутках работы и больших
диаметрах шкивов передачи о0= 15 кг/сж2.
Если клиноременная передача осуществляется по по-
луперекрестной схеме или между вертикально располо-
женными валами, допустимое полезное напряжение не-i
обходимо уменьшить на 20% против табличного значения,
ь*	бг
Геометрический коэффициент Clf учитывающий влияние
угла обхвата на меньшем шкиве передачи, принимается
согласно данным, приведенным в табл. 27.
Таблица 27
Угол обхвата	180	170	160	150	140	130	120	.113	юо	90	80
Коэффициент Cj	1,0	0,98	0,96	0,93	0,90	0,87	0,83	0,79	0,74	0,68	0,62
Коэффициент скорости С2, учитывающий влияние цен-
тробежной силы, под действием которой уменьшается сцеп-
ление ремня со шкивом
С2- 1,05 — 0,0005г2-	(55)
Коэффициент скорости С2 можно определить по дан-
ным, приведенным в табл. 28.
Таблица 28
Скорость ремня v
в м/сек
Коэффициент С2
1,05
Для передач с автоматическим натяжением коэффици-'
ент скорости С2 принимается равным 1.
Коэффициент режима работы С3, учитывающий число
рабочих смен, характер перегрузки и пр., определяется
по нормам, предусмотренным для плоскоременных пере-
дач.
Число ремней в передаче рекомендуется принимать не
больше 8—10 и в исключительных случаях, когда пере-
дача выполняется наиболее тщательно и имеются доста-
точные условия для равномерного распределения усилий
между ремнями, количество ремней может быть доведено
до 16.
Давление на валы может быть найдено по формуле
Q = 2о0Л • z sin у,	(56)
где а — угол обхвата малого шкива.
Расчет вентиляторных передач (по ГОСТ
5813-51). Установление основных параметров и размеров
передачи производится аналогично ранее рассмотренной
методике-
Сечение ремня выбирают в зависимости от окружной
скорости и величины передаваемой мощности. Чем больше
скорость ремня, тем меньше сечение следует выбирать,
при этом желательно выбирать такое сечение, которое
обеспечило бы передачу мощности одним вентиляторным
ремнем.
Мощность, передаваемая одним ремнем при угле об-
>♦' хвата а =180° в зависимости от окружной скорости
и диаметров шкивов, приведена в табл. 29.
Таблица 29
* Мощность, передаваемая одним вентиляторным ремнем
*	при угле обхвата а ~ 180°
Размеры се-
чения ремня
в (b X L) мм
Диаметр шки-
ва D в мм
Передаваемая одним ремнем мощность в
л. с. при скорости ремня v в м/сек
15 X 9
17 X 10
19 X И
22 X 12,5
25 X 14
80	0,9	1,8	2,4	2,9	3,0	2,7
125 и выше	1,2	2,5	3,4	4,1	4,2	3,7
90	1,0	1,9	2,6	3,1	3,2	2,8
140 и выше	1,3	2,7	3,8	4,4	4,6	4,0
105	1,1	2,1	3,0	3,5	3,6	3,2
160 и выше	1,6	3,1	4,3	5,1	5,3	4,7
125	1,8	2,6	3,6	4,3	4,4	3,9
180 и выше	2,0	3,9	5,4	6,4	6,6	5,9
140	1,5	3,0	4,1	4,9	5,1	4,5
200 и выше	2,4	4,8	6,6	7,8	8,1	7,1
Примечание > Величины передаваемых мощностей являются ориентиро-
вочными.
Диаметры шкивов ре-
комендуется выбирать не
менее указанных в табл. 24.
Расчетный диаметр шки-
ва D (фиг. 31) определяется
по формуле
D ~ DHap 2/3/х,
где DHap — наружный диа-
Фиг. 31. Шкив клиноременной
передачи.
метр шкива;
h — толщина ремня.
Угол обхвата меньшего шкива при работе на двух
шкивах определяется по формуле (52) при работе на трех
шкивах (фиг. 32) из выражений
69
ai == 180° — Ji — Pi,2 — рзд ;
а2 = 180° — у2 — р1,2“Ьр2,з>	(57)
а3 = 180° — Тз + Рг.з + Рз,1 ,
где р — углы, образованные ветвями ремня и линиями,
соединяющими центры шкивов;
Y — углы, заключенные между линиями, соединяющими
центры шкивов.
Фиг. 32. Определение угла обхвата.
Индексы 1 — относятся к меньшему шкиву, 2 — к сред-
нему, 3 — к большему.
Для передачи с двумя шкивами угол обхвата должен
быть не менее 120°. Для передачи с тремя шкивами угол
обхвата шкива, передающего меньшую мощность, должен
быть не менее 90°, а для двух других — не менее 120°.
Длина ремня определяется: для ремня, работающего
на двух шкивах, по формуле (53а), а для ремня, рабо-
тающего на трех шкивах, из выражения
Ь Дцг + ^2,з + ^зл + 1,57	-|- D2 D3) —
— 360	+ ^2^2 +^Тз)>
где А—межцентровое расстояние;
D — расчетные диаметры шкивов;
7 — углы, заключенные между линиями,
щими центры шкивов.
соединяю-
1,2 -Г
2А
Углы у можно определить из формул
,1 ~ д2,3 ,
* ^3,1
зл
cos v = -ЬЪ;2^2-
А? 3 ”Ь
C0S Ъ = ~^2А
z/12,3^3,1
Расчетную длину ремня округляют до ближайшего
стандартного размера и уточняют величину межцентрового
расстояния.
При работе ремня на трех шкивах окончательное меж-
центровое расстояние определяют графически либо, задав-
шись размерами двух межцентровых расстояний, третье
подсчитывается по формуле (536).
Число ремней в передаче ориентировочно определяют
по формуле

(59)
• С2 ’
где N— мощность, которую требуется передать;
Д^о — мощность, передаваемая одним ремнем;
Ci — коэффициент, учитывающий перегрузки в пере-
даче, определяется согласно данным, приведен-
ным в табл. 30.
Таблица 30
Толчкообра?ная перегрузка
в % к нормальной нагрузке
25
50
75
100
0
Коэффициент С
0,90
0,85
0,75
0,70
Коэффициент угла обхвата С2 определяется согласно
данным, приведенным в табл. 31.	* .
Таблица 31
Угол обхвата а°	180	170	160	150	140	130	120	110	100	90
Коэффициент Са	1,0 *	0,97	0,94	0,91	0,88	0,85	0,82	0,79	0,76	0,73
71
В хорошо спроектированных передачах гарантийный
срок работы вентиляторных ремней на автомобилях уста-
навливается не менее 25000 км, на тракторах и комбай-
нах не менее 2000 час. работы.
16. Примерный расчет* Произнести расчет клиноре-
менной открытой передачи последующим данным:
передаваемая мощность . . . N — 50 л. с.
число оборотов ведущего вала пх = 960 об/мин.
число оборотов ведомого вала п2 = 400 об/мин.
ориентировочное межцентровое
расстояние...............А	= 1650 мм
передача работает с умеренными толчками
работа передачи предполагается в три смены
Р а с ч ет.
Для мощности N == 50 л. с. согласно таблице могут
быть использованы типы ремней В и Г. Для сравнитель-
ной оценки произведем расчет обоих вариантов.
I.	Размеры сечений (табл. 17).
Тип В а х h — 22 х	13,5;	F	—	2,3	см2;
Тип Г а х h ~ 32 х	19;	F	=	4,76	см2.
2.	Назначим диаметры малого шкива:
тип В Di = 250 мм;
тип V Dx~ 400 мм.
3.	Диаметры ведомого шкива:
тип В D2 =	(1 — е) = -5О-С3— . 0,99 = 593 мм-,
•р	400 • 960 л
тип Г D2 = —— • 0,99 = 950 мм.
В соответствии с ОСТ 1655 (табл. 8) принимаем:
тип В D2 — 560 мм;
тип Г D2 = 1000 мм.
4.	Угол обхвата а°:
тип В а°=180° — 60° (°2 ~7 Р1) =
= 180° — 60° -60~п— = 72,4°;
1650	’
тип г а= 180° — 60° '00? ~ 4— = 158°.
Окружная скорость ремней:
о TtD^ 3,14 . 250. 960
тип В v— 11
тип Г
60 . 1000	60 . 1000
3,14  400 960 _ 2f) 2	,
60. 1000	~ 20,2 м1сек*
= 12,6 м/сек;
72
6. Геометрический коэффициент Сг (табл. 27):
тип В Сг = 0,98;
тип Г Cj = 0,96.
7. Скоростной коэффициент С2:
тип ВС2 = 1,05 — 0,0005 v2 = 1,05 — 0,0005- 12,62 =
= 0,97;
тип Г С2 = 1,05 — 0,0005.20,22 = 0,85
в
ициент режима С3 (табл.
13)
С3 = 0,9.
9.	Назначим о — 12 кг/см2; тогда
ное напряжение Ко (табл. 26):
тип В Ко = 18,4 кг!см2\
тип Г Кв — 19,1 кг/см2.
10.	Необходимое число ремней:
допускаемое полез-
п	75 А/
тип В Z =-^ F------------=
Сх СъСзКъги
75-50	—
= 0,98 • 0,97 • 0,9 • 18,4 • 2,3 - 12,6
75 • 50
тип Г z 0,дб . 0,85 ' t 19д
Таким образом, при типе В необходимо установить 9
ремней, при типе Г — 3 ремня.
Остановимся на втором варианте.
11.	Необходимая расчетная длина ремня
Г = 2А + 1,57(D1 + D2) +
—2 - Di^ 2	1б50 +
Л /л	1
+ 1,57 (1000 4-400) 4-
(1000 —400)2
4 • 1650
= 5555 мм.
Ближайшая по стандарту расчетная длина (табл. 18)
L — 5660 мм = 5,66 м.
12.	Минимально-допустимая длина ремня
v 20’2 = 2,02 м.
^mln 10	10
73-
13.	Уточненное межцентровое расстояние
АI = а + /а8 — 6 = 865 + / 8652 — 45000 = 1705 мм;
а = 0,25\L — 1,57 (Dx + Г>2) ] = 0,25 [5660 —
— 1,57 (1000 + 400)] = 0,25 • 3460 = 865 мм;
Ь _ е-щ. = wo-w _ 45000 мм
14.	Давление на валы
Q = 2ooF • г • sin j = 2 • 12 • 4,76 • 3sin79° =
— 2.12.4,76 • 30,985 = 340 кг.
Передачи круглыми ремнями
Фиг. 33. Формы сечений ка-
навок шкивов круглоремен-
ной передачи.
Передача движения при помощи круглых ремней (шну-
ров) применяется в приводах небольших станков и машин
мощностью до 0,5 л. с. при
малых межцентровых рассто-
яниях и небольших диаметрах
шкивов (настольные метал-
лорежущие станки, машины
домашнего обихода).
Передача круглыми рем-
нями отличается плавной, бес-
шумной и спокойной работой
при любом ее положении,
при скоростях ремня р—2 —
ч-15 м/сек.
Передаточные числа для
передач с круглыми ремнями
•обычно принимаются в пределах i— ^-->3.
Передача круглыми ремнями (шнурами) отличается от
плоскоременных и клиновых передач формой сечения
ремня и конструкцией шкивов.
Гибкие круглые ремни изготовляются из крученой или
строганой кожи, хлопчатобумажной ткани и прорезиненные
диаметром d = 3— 12 мм.
Шкивы для передач с круглыми ремнями могут быть
литыми чугунными и точеными стальными, снабженными
канавками полукруглого или клиновидного профиля
(фиг. 33).
74
В шкивах с канавками клиновидного профиля угол
наклона боковых стенок принимается а = 40°.
Стенки канавок шкива после изготовления должны
быть гладкими без повреждений, раковин, шероховатостей
и царапин.
Минимальные диаметры шкивов для передач с круг-
лыми ремнями всех видов рекомендуется принимать
Dmln >(20-Г- 30) d,	(60)
где d — диаметр круглого ремня.
Число пробегов ремня в секунду рекомендуется при-
нимать
t/ = T<5-	(61)
/7. Расчет передачи. Расчет передачи с круглым рем-
нем производят аналогично рассмотренной методике рас-
чета плоскоременной передачи.
Установление основных геометрических данных пере-
дачи, расчет шкивов, валов и других конструктивных
элементов производят по формулам, приведенным в рас-
четах плоскоременной передачи.
Определение полезного напряжения для различных
«	d
ремней в зависимости от отношения производят по
следующим формулам:
для кожаных ремней
Ко = 29 — 300 £ кг/см\
для хлопчатобумажных ремней
/Со = 21 —150^- кфи»;
для прорезиненных ремней
/С0 = 23—ЮОдКг/сл2.
Сечение круглого ремня определяется по формуле
Коэффициенты Си С2, С3 имеют те же значения, что
а в расчете плоскоременных передач.
Так как скорость v в круглоременных передачах не
превышает 12—15 м[се&, коэффициент С2 можно принять
равным единице.
II.	ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
1.	Общие сведения. Цепные передачи применяются
в тех случаях, когда необходимо обеспечить передачу
движения между валами с постоянным передаточным чи-
слом при относительно большом расстоянии между осями,
когда применение зубчатых передач становится нецелесо-
образным.
Благодаря зацеплению звеньев с зубьями звездочек,
в цепной передаче полностью устраняется возможность
проскальзывания гибкого элемента (цепи), которое сопут-
ствует передаче движения ремнем. Поэтому в цепной
передаче нет надобности в предварительном натяжении
цепи, и, следовательно, усилия, воспринимаемые валами,
здесь значительно меньше, чем при тех же условиях в
передаче гибким ремнем.
Область применения цепных передач в исполненных
конструкциях определяется следующими основными пара-
метрами: скорость вращения до 15 м/сек., передаточное
число до 7, наибольшее межосевое расстояние — 6 м,
передаваемая мощность до 2000 л. с.
В отдельных конструкциях эти данные оказались прев-
зойденными.
К. п. д. новой передачи достигает 0,97. Широкое при-
менение цепные передачи нашли в качестве приводного
органа непосредственно от двигателя. В этих случаях
передачу часто выполняют в виде отдельно стоящего цеп-
ного редуктора или редуктора, в котором цепная пере-
дача комбинируется с передачами другого вида — зубча-
той, ременной и др.
Цепные передачи используются почти во всех областях
машиностроения: в металлорежущих станках, сельскохо-
зяйственных машинах, транспортных машинах и т, п.
76
На фиг. 34 приведена конструкция ' четырехскорост-
ных лебедок для бурения скважин, в которой единствен-
ным видом привода является цепная передача.
Говоря о недостатках цепной передачи, следует отме-
тить высокую стоимость приводных цепей и звездочек,
а также скорую вытяжку цепи за счет износа шарниров.
Фиг. 34. Цепная передача четырехскоростной лебедки.
Цепные передачи не допускают (без пауз) реверсивных
движений, требуют тщательного монтажа в отношении
параллельности валов и внимательного ухода при эксплуа-
тации. Каждая цепная передача состоит из следующих
основных элементов: а) цепи; б) звездочек; в) натяжных
устройств; г) смазочного приспособления; д) ограждения.
Цепи общего назначения, применяемые в машиностро-
ении, в зависимости от характера выполняемой работы
делятся на приводные, тяговые и грузовые.
В настоящей книге будут рассмотрены только привод-
ные цепи, применяемые в качестве приводных (пере-
даточных) гибких органов в различных машинах и меха-
низмах.
2.	Приводные цепи. В цепной передаче (фиг. 35) дви-
жение от ведущего вала 1 к ведомому валу 2 передается
при помощи приводной цепи 3 и звездочек, жестко на-
саженных на вадах 1 и 2.
77
•ГД
Приводные цепи, применяемые в передачах, по кон-
структивному виду можно разделить на 3 типа: а) пла-
стинчатые зубчатые; б) пластинчатые втулочные и втулочно-
роликовые; в) фасоннозвенные крючковые и втулочно-
штыревые.
Пластинчатые зубчатые цепи. Пластинчатые
зубчатые цепи изготовляются с простыми шарнирами, с
шарнирами, имеющими вкладыши, и с шарнирами трения
качения.
Фиг. 35. Цепная передача:
< —ведущий вал двигателя; 2 — ведомый вал; 3 — пластинчатая зубчатая цепь
Соединение звеньев простым шарниром осуществляется
при помощи соединительного валика, который проходит
через гнезда, просверленные в блоках пластин.
При натяжении цепи с простыми шарнирами сопри-
косновение каждого валика с гнездом происходит не по
всей цилиндрической поверхности; это приводит к высо-
ким удельным давлениям в элементах шарнира. Чтобы
избежать усиленного изгиба гнезд, в блоки пластин каж-
дого звена запрессовываются втулки. Однако неравномер-
ность нагружения валиков этим не устраняется и поэтому
цепи с простыми шарнирами быстро приходят в негод-
ность. Применяют их только для легко нагруженных пе-
редач. Конструкция шарнира с вкладышами показана на
фиг. 36.
Два стальных вкладыша 1 вставлены в гнезда так,
78
чтобы один из них неизменно был связан со звеном 2 и
поворачивался вместе с ним, а другой — со звеном 3.
Крепление всего шарнира производится валиком 4.
Фиг. 36. Зубчатая цепь с шарнирами, имеющими вкладыши:
/ — вкладыш; 2 и 3 — звенья цепи; 4 — валик.
Из фиг. 36 видно, что нагружение сопряженных по-
верхностей вкладышей и валика происходит по всей дли-
не образующей цилиндра. Поворот звена вокруг оси шар-
нира на угол ?^25° в зависимости от конструкции мо-
жет осуществляться в одну сторону либо в обе стороны.
В табл. 32 приведены размеры пластин зубчатых це-
пей с шарнирами описанной конструкции (фиг. 37).
Таблица 32
Основные размеры пластин, вкладышей и валиков зубчатых цепей»
изготовляемых в СССР
(фиг. 39)
Параметры
Обозна-
чение
Размеры в мм
Шаг цепи..................
Шаг пластины .......
Радиус внешнего округления
пластины..................
Радиус спинки пластины . .
Радиус округления среднего
выреза в пластине . . . .
Радиус среднего выреза
пластины .................
Высота от центра шарнира
до основания..............
Радиус закругления рабо-
чих оснований •	. • .
t
Т
R
Ri
$2
Н.
г
12,70
12,62
5,0
16,08
4,5
1,9
7,0
1,0
15,87
15,78
6,0
19,85
5,5
2,5
8,5
1,0
19,05
18,94
7,0
23,63
6,5
3,2
10,0
1,5
25,40
25,27
10,0
33,38
9,0
4,0
13,0
1,5
31,75
31,58
12,5
42,73
11,0
5,1
17,0
1,75
79
Продолжение табл. 32
Параметры	Обоз- наче- ние	Размеры в мм				
Расстояние от осевой линии до кривой рад. R3 . . . .	ь	1,2	1,5	1,5	2,0	2,5
Расстояние между центрами окружностей радиуса . .	Тг	15,00	18,75	21,93	31,75	38,97
Толщина пластины ....	S	1,5	1,5	1,5	2,0	2,0
Радиус отверстия под валик	Ri	1,75	2,0	2,5	3,0	4,0
Радиус отверстия располо- жения вкладышей ....	Rs	2,75	3,0	3,75	4,25	5,5
Общая высота пластины . .	И	14,0	17,0	20,0	26,0	34,0
Угол вклинивания ....	а	60”	60°	60°	60°	60°
Внутренний радиус вкладыша	Ri	1,75	2,0	2,5 3,75	3,0	4,0
Наружный радиус вкладыша	Rs	2,75	3,0		4,25	5,5 6,05
Рабочая ширина вкладыша	а	2,60	3,0	3,75	4,5	
Толщина вкладыша ....	Д	1,0	1,0	1,25	1,25	1,5
Диаметр валика		d	3,5	4,0	5,0	6,0	8,0
Наиболее совершенными следует признать зубчатые
цепи с шарнирами трения качения. Схематически устрой:
ство такого шарнира приведено на фиг. 38.
Цилиндрический сегмент 1 неподвижно укреплен в
лыске звена 3, а сегмент 2— в лыске звена 4»
Поворот звеньев осуществляется перекатыванием од-
ного сегмента по другому. Для того чтобы исключить
возможность перемещения цепи поперек звездочек, в каж-
дое звено вводятся направляющие пластины.
38. Зубчатая цепь с шарнирами
1 — сегменты; 5 и 4~ звенья
трения качения:
цепи.
Фиг,
По расположению направляющих пластин различают
цепи типа Б, имеющие эти пластины по внешним сторо-
нам (фиг. 39)? и типа В, у которых направляющие плас-
тины установлены внутри (фиг. 40).
Фиг. 39. Зубчатая цепь с боковыми направляющими пластинами
(тип Б).
В зависимости от величины передаваемого усилия
возможно применение одного из трех типов цепей с внут*
ренними пластинами:
типа В 1x1 с одним центральным рядом одинарных
пластин (фиг, 40, а);
6 Н38	81
Фиг. 40. Зубчатая цепь с внутренними направляющими пластинами (тип b):
с одним центральным рядом одинарных пластин; б —с одним центральным рядом сдвоенных пластин;
в — с двумя рядами сдвоенных пластин.
типа В 1x2 с одним центральным рядом сдвоенных
пластин (фиг. 40, б);
типа В 2x2 с двумя симметрично расположенными
рядами сдвоенных, пластин (фиг. 40, в),.
Зубчатые цепи типа Б при боковом смещении произ-
водят удары о торец звездочки, что неблагоприятно ска-
зывается на креплении шарнира. В цепях типа В это
явление устраняется, вследствие чего их рекомендуют
применять в ответственных и скоростных передачах. Од-
нако цепи с внутренними направляющими пластинами
требуют устройства круговых проточек на звездочках, что
несколько усложняет конструкцию.
В табл. 33 и 34 приведены основные данные по плас-
тинчатым зубчатым цепям.
Таблица 33
Зубчатые цепи с боковыми направляющими пластинами типа Б
(фиг. 39)
Шаг цепи t в мм
Ширина b
в мм
Разрушаю-
щая на-
грузка Q
в кг
I в мм
19,0
23,5
29,5
36,0
42,0
49,5
54,5
69,0
81,5
94,0
107,5
29,5
36,0
42,0
48,5
54,5
69,0
81,5
94,0
107,5
126,0
36,0
42,0
48,0
1900
2350
2950
3600
4200
4850
5450
6900
8150
9400
10750
3540
4320
5040
5820
6540
8280
9780
11280
12900
15120
5350
6250
7200
25,0
29,5
35,5
42,0
48,0
54,5
60,5
75,0
87,5
100,0
113,5
35,5
42,0
48,0
54,5
60,5
75,0
87,5
100,0
113,5
132,0
42,0
48,0
54,5
[ в мм S в мм
Вес
1 пог. м
q в кг
4,0	1,5	1,13
4,0	1,5	1,43
4,0	1,5	1,79
4,0	1,5	2,19
4,0	1,5	2,56
4,0	1,5	2,94
4,0	1,5	3,32
4,0	1,5	4,18
4,0	1,5	4,95
4,0	1,5	5,71
4,0	1,5	6,45
4,5	1,5	2,15
4,5	1,5	2,57
4,5	1,5	3,00
4,5	1,5	3,44
4,5	1,5	3,85
4,5	1,5	4,85
4,5	1,5	5,72
4,5	1,5	6,60
4,5	1,5	7,51
4,5	1,5	8,75
5,0	1,5	2,97
5,0	1,5	3,42
5,0	1,0	3,94
15,87 у g* J
Продолжение табл. 33
Шаг цеци 1 в мм	Ширина Ъ в мм	Разрушаю- щая на- грузка Q в кг	I в мм	fB мм	S в мм	Вес 1 пог. м q в кг
	54,5	8100	60,5	5,0	1,5	4,42
	69,0	10250	75,0	5,0	1,5	5,58
	81,5	12100	87,5	5,0	1,5	6,58
/ 3 \ 19,05 j	94,0	14000	100,0	5,0	1,5	7,58
	107,5	16100	113,5	5,0	1,5	8,66
	126,0	18900	132,0	5,0	1,5	10,14
	138,5	20800	144,0	5,0	1,5	11,14
	151,0	22300	157,0	5,0	1,5	12,40
	176,0	26400	182,0	5,0	1,5	14,14
	201,5	30200	207,5	5,0	1,5	16,28
	55,5	9400	63,5	6,0	2,0	7,04
	80,5	13600	88,5	6,о	2,0	10,16
	97,5	16400	105,0	6,0	2,0	12,22
	105,0	17700	113,0	6,0	2,0	13,22
25,4 (Г)	125,0	21200	133,0	6,0	2,0	16,16
	158,5	26800	166,5	6,0	2,0	19,91
	183,5	31000	191,5	6,0	2,0	23,03
	208,5	35200	216,5	6,0	2,0	26,16
	257,5	43500	265,5	6,0	2,0	30,90
4	1	82,0	20500	90,0	7,0	2,0	13,18
	107,5	26900	115,5	7,0	2,0	17,26
	126,5	31600	134,5	7,0	2,0	20,30
31,75 (Р/Г)	152,0	38000	160,0	7,0	2,0	24,38
	203,0	50800	211,0	7,0	2,0	32,54 .
	253,0	63200	261,0	7,0	2,0	40,54
.	1	278,5	69500	286,5	7,0	2,0	44,62
Таблица 34
Зубчатые цепи с внутренними направляющими пластинами типа В
(фиг. 40).
Шаг цепи t в мм &	Шпри- ца b в мм i	Разру- шаю- щая нагруз- ка Q в кг	Тип цепи	1 в мм	f в мм	S в мм	п в мм 1	т в мм	Вес 1 пог. м q в г$г
	20,5	2050		26,5	4,0	1,5 :		• />•	1,3
ь	26,5	2650		32,5	4,0	1,5			1,7
	33,0	3300		39,0	4,0	1,5			2,1
	39,0	3900	В1Х1	45,0	4,0	1,5			2,4
	45,5	4550		51,5	4,0	1,5	й		2,8
12,7	51,5	5150		57,5	4,0	1,5			3,2
/ 1 \	63,0	6300		69,0	4,0	1,5			4,0
1 2" )	78,5	7850		84,5	4,0	1,5			4,8
84
Продолжение табл. 34


I
Шаг цепи t в мм	Шири- на Ъ в мм	Разру- шаю- щая нагруз- ка Q । в кг \	Тип цепи	•% 1 в мм	/ в мм	S в мм	п в мм	т в мм	Вес 1 пог. м q в кг
	91,0	9100	В 2x2	97,0	4,0	1,5			5,6
	104,5	10450		110,5	4,0	1,5		*	6,3
	26,5	3180	•	32,5	4,5	1,5			1.9
	33,0	3960		39,0	4,5	1,5			2,3
	39,0	4680		45,0	4,5	1,5			2,7
	45,5	5460	В 1X1	51,0	4,5	1,5			3,2
	51,5	6180		57,5	4,5	1,5			3,6
	63,0	7560		69,0	4,5	1,5			4,6
15,87	78,5	9420		84,5	4,5	1,5			5,4
/ 5 \	91,0	10920	В 1x2	97,0	4,5	1,5			6,3
\8* )	104,5	12540		110,5	4,5	1,5	36,5	50,0	7,2 8,5
\ W	9	123,0	14760	В 2X2	129,0	4,5	1,5			
	33,0	4900		32,0	5,0	1,5			2,7 3,1
	39,0	5800		45,0	5,0	1,5			
	45,5	6800	В 1X1	51,5	5,0	1,5			3,7
	51,5	7700		57,5	5,0	1,5			4,1
	63,0	9445		69,0	5,0	1,5			5,3
19,05	78,5	11700		84,5	5,0	1,5			6,3
/ 3 А	91,0	13600	В 1x2	97,0	5,0	1,5			7,3
\ 4* /	104,5	15600		110,5	5,0	1,5	36,5	50,0	8,4
	123,0	18400		129,0	5,0	1,5			9,8
	135,5	20300		141,5	5,0	1,5	36,25	63,0	10,8
	148,0	22200	В 2x2	154,0	5,0	1,5	42,5	63,0	11,8
	173,0	25000		179,0	5,0	1,5	49,76	73,5	13,8
	198,0	29700		204,5	5,0	1,5	55,25	88,0	16,0
	51,5	8700		59,5	6,0	2,0			6,4
	76,5	13000		84,5	6,0	2,0			9,6
	93,0	15800	\Blxl	101,0	6,0	2,0			11,6
25,4	101,0	17100		109,0	6,0	2,0		50,0	12,6
(!')	121,0	20500		129,0	6,0	2,0	35,5		15,6
	154,5	26200		162,0	6,0	2,0	44,0	66,5	19,3
	179,5	30500	В 2x2	137,5	6,0	2,0	48,0	83,5	22,4
	204,5	34700		212,5	6,0	2,0	60,5	83,5	25,6
	253,5	43000		261,5	6,0	2,0	76,75	100,0	30,3
31,75	78,0	19500	-	86,0	7,0	2,0			12,5
/ и \	103,5	25800	В 1X1	111,5	7,0	2,0		50,5	16,6
( 4* )	122,5	30600		130,5	7,0	2,0	36,0		19,6
\ * *	148,0	37000		156,0	7,0	2,0	40,25	67,5	23,7
	199,0	49700	В 2x2	207,0	7,0	2,0	57,0	85,0	31,8
	249,0	62200		257,0	7,0	2,0	73,75	101,5	39,8
	274,5	68600	Л	282,0	7,0	2,0	78,0	118,5	43,9
85
Угол вклинивания рабочих граней звена обычно ра-
вен 60°.
Цепи с четным числом звеньев соединяются соедини-
тельными пластинами (фиг. 41, а). При нечетном числе
звеньев применяются пластины изогнутой формы (фиг. 41, б).
Фиг. 41. Соединительное звено:
а — с прямыми пластинами; б — с изогнутыми пластинами.
По сравнению с другими видами приводных цепей
зубчатые цепи бесшумны и эластичны в работе благодаря
Фиг. 42. Втулочно-роликовая цепь:
1 и 2 — пластины; 3 — втулка; 4 ~ валик; 5 — ролик.
хорошим условиям зацепления. Применяются они преиму-
щественно для главных передач, работающих в интервале
скоростей З-т-25 м/сек.
Пластинчатые втулочно-роликовые и вту-
лочные цепи. Пластинчатая втулочно-роликовая цепь
£6
Фиг. 43. Двухрядная втулочно-роликовая цепь:
а — соединительное звена; 6 — переходное йвено.
•V.
(фиг. 42) представляет собой набор пластин 1 и 2, соеди-
ненных между собой втулками 3 и валиками 4. Для пе-
рекатывания звеньев по зубьям звездочек на втулки сво-
бодно насажены ролики 5.
Основные данные втулочно-роликовых цепей приведе-
ны в табл. 35. В пластинчатых втулочных цепях ролики
отсутствуют и поэтому вес этих цепей относительно мень-
ший и стоят они дешевле.
Фиг. 45. Соединительные и переходные звенья втулочно-роликовых
цепей:
а — соединительное звено для цепей с шагом ! больше 15 мм; б — соединитель-
ное звено для цепей шагом меньше 15 мм.
Однако отсутствие роликов может привести к повы-
шенному износу зубьев звездочек и втулок цепи.
Многорядные втулочно-роликовые цепи по конструк-
ции аналогичны однорядным и состоят из двух или трех
соответствующих однородных цепей, соединенных между
собой удлиненными валиками (фиг. 43). Эти цепи допус-
кают передачу больших усилий.
Для соединения концов цепей заводом-изготовителем
поставляются специальные соединительные звенья, форма
которых указана на фиг. 44 и 45.'
При шаге цепи более 15 мм крепление звеньев осу-
ществляется шплинтами, как указано на фиг. 45, а. Если
шаг менее 15 мм, применяются разрезные пластины, вхо-
дящие в прорези валиков (фиг. 45, 6).
В тяжелых условиях работы, при толчкообразной на-
грузке, успешно работают втулочно-роликовые цепи
89
с изогнутыми пластинами (фиг. 46). Изогнутые пластины
являются как бы амортизаторами, поглощающими удары.
Втулочно-роликовые цепи общего назначения изготов-
ляются в СССР по ГОСТ 586-41, основные выдержки из
которого приведены в таблице 35, 36 и 37.
Втулочно-роликовые цепи специального назначения из-
готовляются по следующим общесоюзным стандартам: ве-
лосипедные цепи по ГОСТ 3609-47, мотоциклетные цепи —
ГОСТ-3896-47, цепи сельскохозяйственные—ГОСТ 2599-44.
Фиг. 46. Втулочно-роликовая цепь с изогнутыми пластинами.
При прочих равных условиях вес 1 пог. м втулочно-
роликовой цепи, а также и стоимость значительно мень-
ше, чем зубчатой цепи.
Однако по мере износа зацепление роликов (втулок)
с зубьями звездочек нарушается, это приводит к появле-
нию толчков и усиленному шуму при работе. Поэтому
применять втулочно-роликовые и втулочные цепи для вы-
сокоскоростных передач не рекомендуется.
Фасоннозвенные цепи бывают двух основных
видов: крючковые и комбинированные.
Звенья крючковой цепи (фиг. 47) изготовляются из
ковкого чугуна. Соединение звеньев между собой произ-
водится при помощи крючков и валиков, отлитых заодно
с телом звена.
Крючковые цепи применяются для относительно не-
больших усилий при скорости вращения не более 3 м/сек.
Конструкция комбинированной (штыревой) цепи при-
ведена на фиг. 48. Звенья этой цепи изготовляются из
90

Фиг. 47. Крючковая цепь.
Фиг. 48. Комбинированная (штыревая) цепь.
								Таблица 35			
	Нагрузки, размеры и вес приводных пластинчатых										
			втулочно-роликовых цепей								
			(по ГОСТ Е		>86-41,	фиг. 44).					
		Цепь					Соединительные			X X X	
3	1 «3 X	* и	S		а пласти- в мм ах	X в		звенья		а а)	Л •
со S с	0) Ц) X £ □ са 2^ пз чУ	1 ние ме; гр. пла Cemin	•р роли i мм	валика > мм		в • с- о		вал и- в мм IX	сое- 1лика 1 мм	вали- оси це- конца в мм	S со X со * В * ГГ1 «А	i?
Шаг цс	Раз рун ГруЗКИ	Расстси ДУ ВНу- тинами в мм	Диамет d	г max	Длина g	в max 1		Ширин ны Ъ ш	Вес 1 г q в кг	Длина ка ,	m2	Длина ДИН. В2 2s	Е max	Длина ка от - пи до  Si шах	Harpy; шага £	U > >»
8	200	3	5	И	7	0,22	11	а.	6,5	5	
	315	3	6	11	7	0,24	И	  “	6,5	5	
10	500	6,5	6,5	14	9	0,43	15		8,5 9	8	
	800	6,5	6,5	14	9	0,48	16			8	
12	800	8	8	17	11	0,69	19	1		11	12	
	1250	8	8	19	11	0,82	21	» 	12	12	
15	1250	10	10	21	14	1,10	24	Й.	13	18	
	2000	10	10	23	14	1,24	26		14	18	
20	500	6,5	6,5	14	9	0,34	15	15	8,5	32	
	2000	13	13	26	18	1,73	29	31	15	32	
	3150	13	13	28	18	1,98	31	33	17	32	
25	800	8	8	17	11	0,46	20	20	И	50	
	3150	16	16	34	22	2,68	37	39	20	50	
	5000	16	16	36	22	2,91	39	41	21	50	
	1250	10	10	21	14	0,70	24	24	13	75	
	4000	19	19	37	27	3,36	40	42	22	75	
	6300	19	19	39	27	3,91	42	44	23	75	
35	2000	13	13	27	18	1,22	29	31	16	100	
	5000	22	22	40	31	4,27	44	46	24	100	
	8000	22	22	44	31	4,91	48	50	26	100	£
40	3150	16	16	34	22	2,04	37	39	20	130	
	6300	24	24	44	34	4,97	48	51	26	130	
	10000	24	24	48	34	5,78	52	55	28	130	к
45	4000	19	19	37	27	2,56	40	42	22	160	W. I*
	8000	27	27	51	37	6,43	57	60	32	160	
	12500	27	27	55	37	7,17	61	64	34	160	•
50	5000	22	22	40	31	3,43	44	46	24	200	
	10000	30	30	54	43	7,94	60	63	33	200	
	16000	30	30	58	43	8,81	64	67	35	200	
92
Таблица 36
Нагрузки, размеры и вес двухрядных втулочно-роликовых цепей
J	по ГОСТ 586-41 (фиг. 45)
Шаг цепи t в мм	Разрушающая на- грузка Q в кг	Цепь						Соединительные звенья			Нагрузка измерения шага в кг
		Расстояние меж- ду внутр, пласт. Св в мм	Диам. ролика d в мм	Длина валика g в мм	Ширина пласти- ны b в мм	Расстояние меж- ду осями рядов цепи п в мм	Вес 1 пог. м цепи q в кг 										
								Длина вали- ка g1 в мм	Длина соед. валика gt в мм	Длина вали- ка от оси це- пи до конца f в мм	
8	400	3	5	18	7	7	0,44	19	—		6,5	10
	600	3	5	18	7	7	0,48	19		6,5	10
10	1000	6,5	6,5	26	9	11,5	0,86	28	W	*	8,5	15
	1500	6,5	6,5	28	9	12,5	0,96	30	* —	9	15
12	1600	8	8	33	11	15	1,40	35		И	22
	2500	8	8	37	11	17	1,64	39	-	12	22
15	2500	10	10	40	14	18	2,20	43	1		13	34
	4000	10	10	44	14	20	2,48	47	-	14	34
20	4000	13	13	51	18	23	3,46	54	56	16	60
	6300	13	13	55	18	25	3,96	58	60	17	60
25	6300	16	16	66	22	30	5,36	69	71	20	100
	10000'	16	16	70	22	32	5,82	73	75	21	100
30	8000	19	19	72	27	33	6,72	75	77	22	140
	12500	19	19	76	27	35	7,82	79	81	23	140
35	10000	22	22	78	31	36	8,52	82	84	24	190
	15000	22	22	87	31	40	9,82	91	93	26	190
40	12500	24	24	87	34	40	9,95	91	94	26	240
	2 000	24	24	95	34	44	11,60	99	102	28	240
45	16000	27	27	102	37	47	12.90	108	111	32	300
	25000	27	27	НО	37	51	14,40	116	119	34	300
50	20000	30	30	108	43	50	16,00	114	117	33	380
	31500	30	30	116	43	54	17,70	122	.125	35	380
Таблица 37
Нагрузки, размеры и вес втулочно-роликовых цепей
с изогнутыми пластинами по ГОСТ 586-41 (фиг. 46)
Шаг цепи 1 в мм	Разрушающая на- грузка Q в кг	Расстояние между пластинами С„ , в min в мм	Диаметр ролика d в мм	Ширина пластины Ь в мм	Соединит, валик		Вес 1 пог. м цепи q в кг	Нагрузка измерения шага -в кг
					Длина gmax в мм				1 Длина от оси конца валика /max в мм		
40	8000	22	20	25	52	28	I 4,5 ;	130
50	12500	28	24	32	65	35	6,9 ,	200
60	20000 •	30	28	35	82	44	10,5	290
80	31500	38	36	45	96	51	15,3	510
100	500Q0	’ 48	44	55'	124	66	24,5	800
93
	Э91ГО9 ан *гя	
	я Ь иг "jou I зад	
		
4J		
		
		
о		4	04
tQ _		
		СО OJ
	cq	сч
		
►—<		1
-41 (с	q- ээп1Ч1гооивн	32 40
		
		00	00
о	и аатч1го9иен	»s
		см см
		** <*.
о		с~2~ о*о
	£	-н -н
©		
		<%	4ъ
ев		
X		СМ О)
		
		"Н -Н
о		•»
		
°		
		
сс		С_*)	^2.^
S CQ 5С		оо <х5
я—-4		
СП -Q		т —4
X сх		•*
<D		
X S		
с £2		
ts CU		СМ	и o' J*
	О	
*0? 3		+ S
X		lQ Ю г- см
		«р»
©		оо
ю		г—4
го		
га		
Q,		^22)	С20
<и	"О*	+ +
аэ		С"Э	^2)
		
		
2		
		
X		+1 -н
<и м		LQ LQ
		<г\	<Г\
X		C_Q)	{^2*)
<		
©		
£С	гн а & зип*	с~_'э
ММ	-изА acHOHdeBj	с <2^
с		
		LO to
	/ ИЦЭл! звгп	OJ см •ч	*к О	ОО
		со со
; внэае авт
Примечание. Разрывное усилие должно быть не менее 2500 к*.
94
ковкого чугуна, валики (штыри) — из стали. Такое со-
четание материалов, а также закрытая конструкция шар-
ниров сообщают комбинированной цепи более высокую,
по сравнению с крючковой цепью, износостойкость.
Комбинированные цепи допускают передачу окружных
скоростей до 4 м/сек.
В Советском Союзе фасоннозвенные цепи изготовля-
ются по ГОСТ 1054-41 (табл. 38 и 39).
Широкое применение фасоннозвенные цепи нашли в
передачах сельскохозяйственных машин.
3.	Звездочки, Надежность работы и долговечность цепной
передачи в равной степени зависят от качества цепи и звез-
дочек.
При скоростях вращения менее 5 м/сек или при числе
зубьев г > 40, ведомые звездочки могут выполняться ли-
тыми из чугуна или из стали.
Малые звездочки, зубья которых претерпевают боль-
шое число зацеплений в минуту, следует изготовлять из
углеродистых сталей марок 40, 45, 50 с последующей
закалкой и отпуском.
Для звездочек ответственных передач выбирают хро-
мистые (15Х? 20Х, 40Х) или даже хромоникелевые ста-
ли (40ХН) с последующей закалкой и отпуском.
В цепных передачах, в которых требуется обеспечить
плавность и бесшумность работы, при передаваемой мощ-
ности не более 6 л, с. ведущие и ведомые звездочки мо-
гут быть выполнены из текстолита.
Вообще же, ведущая (малая) звездочка работает в бо-
лее тяжелых условиях, поэтому ее следует изготовлять из
более прочного материала.
Звездочки для фасоннозвенных цепей могут выпол-
няться из серого чугуна марки СЧ 15-32 и более прочных
чугунов. Эти звездочки подвергаются закалке до Нб=280—
420 или же отбеливаются при заливке на глубину не бо-
лее 1/3 толщины зуба, но не менее 2 мм.
Зубья литых звездочек для фасоннозвенных цепей
обычно механической обработке не подвергаются.
Звездочки с необработанными зубьями могут приме-
няться и для втулочно-роликовых и втулочных цепей,
если число зубьев г > 50 и передаваемая скорость
V < 3 м/сек.
95
Для обеспечения надежной работы цепной передачи
необходимо уделять особое внимание качеству изготовле-
ния звездочек. Шаг зубьев звездочки должен быть равным
или меньшим шага цепи.
Зубья звездочек повышенного класса точности (1-го
класса) рекомендуется изготовлять профильной фрезой ме-
тодом деления на зубофрезерных станках либо червячной
0!!б
ч^иг. звездочки для приводных цепей:
а — целая; б — составная.
фрезой методом обкатки на зубофрезерных станках с по-
следующим шлифованием рабочих профилей зубьев. Чис-
тота обработки рабочих профилей зубьев должна соответ-
ствовать 7—8 классам чистоты.
При изготовлении звездочек нормальной точности (2-й
класс) допускается производить обработку зубьев про-
фильной фрезкой методом деления с помощью делительной
головки.' Чистота обработки профилей зубьев должна со-
ответствовать 5—6 классам чистоты.
Повышенный класс точности изготовления звездочек
применяется для скоростных и сверхскоростных цепных
передач, работающих при скорости движения цепи v>
> 15 м/сек.
На фиг. 49 приведены некоторые конструкции звездо-
чек.- Звездочки средних и больших размеров могут быть
цельными (фиг. 49, а) или составными со съемным венцом
96
(фиг. 49,6). Последнее позволяет произвести замену-рабо-
чей части по мере износа зубьев. Если конструкция узла
затрудняет смену венца, его выполняют разрезным.
При проектировании звездочки исходными параметрами
являются шаг цепи / и число зубьев звездочки г.
Фиг. 50. Построение профиля зуба звездочки зубчатой
приводной цепи.
(63)
Диаметр начальной окружности для звездочек цепей
всех типов подсчитывается по формуле
sin ---•
г
Построение профиля зуба звездочки для пластинчатых
зубчатых цепей производится следующим образом (фиг. 50):
1.	Из центра О описывается дуга диаметра начальной
окружности Do и дуга диаметра наружной окружности,
определенной по формуле
Г) =	f
ls нар	180л *
tn----
s 2
(64)
1	1438
97
i
2.	В начальную окружность диаметра DH. 0 вписы-
вается многоугольник со стороной, равной шагу цепи
вершины которого соединяются с центром О лучами аО,
aiO и т. д,
~	-	/л	360°
Тогда центральный угол аО%\ — ср = —.
3.	Затем проводятся биссектрисы углов ср и от точек пе-
ресечения их с окружностью DHap откладываются внутрь
отрезки, равные высоте зуба /г.
Через конечную точку каждого отрезка проводится
перпендикуляр к нему, на котором от биссектрисы откла-
дываются в обе стороны отрезки, равные 0,5 Г2.
4.	Из конечных точек этих перпендикуляров прово-
дятся прямые под углом = 30° к биссектрисе угла ср
до пересечения с лучами Оа и 0%i (точки С и СД и с
наружной окружностью Dнар в точках b и blf где а— угол
вклинивания. Указанные прямые являются рабочими сто-
ронами впадин между зубьями звездочки и вместе с тем
боковыми сторонами зубьев.
5.	Из точек С и Ci под углом р = а—ср проводятся пря-
мые до пересечения с хордой DHap — точки Ь2^3- Отрезок
хорды между этими прямыми является вершиной зуба
звездочки.
6.	Из центра О описывается окружность впадин диаметром
Нен = & нар Ь>
где h — высота зуба звездочки (Л = Hi + е);
Hi — расстояние от центра шарнира цепи до основания
зуба пластины (табл. 32);
е — радиальный зазор. Обычно е = 0,08 /,
где t—шаг цепи (звездочки).
Впадины зуба ограничиваются линиями, проведенными
под углом 90° к биссектрисе (фиг. 50).
Ширина обода звездочки для зубчатой цепи с боко-
выми направляющими пластинами (тип Б, фиг, 51)
В — Св #rnlib
Ce = b — 2s,
где b — ширина цепи;
S —толщина пластины. Значения Ь и S даны в табл, 33;
йшш — минимальный боковой зазор, равный 2—3 мм.
Высота фаски наружной части обода С — 0,3 h.
Для зубчатых цепей с внутренними направляющими
пластинами типов В 1x1, В 2x1 и В 2x2 поперечный
98
Фиг. 51. Поперечные профили зубьев звездочек зубчатых пепей;
а—для цепи типа Б; б — для цепи типа В1X1; в — для цепи типа В 2x1
профиль зуба звездочки (фиг. 51, а и б) определяется сле-
дующими размерахми:
Ширина зуба
где b — ширина цепи по пластинам (табл. 34);
t — шаг цепи (звездочки).
B = & + 0,16f,
Ширина канавки под направляющие пластины
£ = S + Sx,
где S— ширина пластины цепи (табл. 34);
Si—ширина направляющей пластины.
Для цепей типа В 1 х 1 имеем Si = S.
Для цепей типа В 2x1 и В 2x2, очевидно, Si = 2S.
Глубина канавки
hi h -р 0,161,
где h — высота зуба звездочки.
Для цепей типа В 2x2 расстояние между осями на-
правляющих канавок
mi — т + OiO мм,
где tn — расстояние между осями направляющих пластин
цепи (табл. 34).
Минимальная толщина спиц для стальных звездочек
?min^0,5Z, ДЛЯ чугунных—(/min = 0,7/.
В табл. 40 приведены допуски на элементы звездочек
для пластинчатых зубчатых цепей.
Таблица 40
Допуски на элементы звездочек для зубчатых цепей
Элемент	Класс точности	Число зубьев	Номинальный шаг t в мм				
			12,7	15,87	| 19,05	25,4	31,75
			Отклонения в мк				
Предельное откло- нение действитель- ного шага	Повыш.	Для всех чисел	0 — 30	0 — 35	0 — 40	0 — 45	0 - 45
	Норм.		0 — 60	0 — 7 0	0 — 80	0 — 90	0 — 100
Предельное откло- нение диаметра окружи, выступов ®нар	Повыш.	17—100	с3	Сз	С3	Сз	с8
	Норм.	17—100	с4	С*	с4	с*	
Наибольшее ради- альное биение ок- ружности высту- пов	Повыш.	<20 21—45 46—70 >70	30 30 35 45	30 35 45 60	35 45 45 60	35 45 60 60	35 45 60 80
	Норм.	<20 21—45 46-70 >70	100 ПО 130 140	100 130 140 160	ПО 130 140 180	ПО 140 160 180	110 140 180 220
100
	Продолжение табл.	40
	Номинальный шаг t в	мм
Элемент	Класс	Число	12>7 15>87 ,9 05 25 4 точности	зуоьев 			31,7S
	Отклонения в мк	
%.	<20	— 30— 30— 30— 40	— 40
	Пппкш, 21~45	- 40- 40-40-50	— 50
	иовыш. 46_„70	— 50— 50— 50 — 60	— 60
	>70	— 60— 60 — 60— 70	— 70
Предельное откло-		
некие хорды зуба	1	
	<20	— 451- 45— 45 — 60	— 60
	„ „„	21—45	— 60 — 60— 60— 75	— 75
	Н°РМ- 46—70	— 75 — 75 — 75 — 90	— 90
	>70	— 90— 90 — 90—100	-100
	• <20	60	30	30	40	40
	Пппкпп	21“45	40	50	50	60	60
	иовыш. 46_70	60	60	60	80	80
	>70	60	80	80 100	120
Наибольшее торце-	1	
вое биение звез-		
дочки	<20	60	80	80 100 21—45	100
	Норм.	
	46—70	
	>70	120 160 160 200	225
Наибольшее откло-	Повыш. 17—100 — 20 — 20 — 20 — 20	— 20
некие угла профиля		
зуба в мин.	Норм. 17—100 — 45— 45— 45— 45	— 45
	Повыш. 17—100 —100—125 —150 —175	-200
Допуск на ширину		
звездочки	Норм. 17—100 —100—150—200—250	—300
Допуск посадоч-	Повыш. 17-100 Не ,,иже 2’г%^аХ нести по ОСТ 1012	точ- 1
кого отверстия	inn Не ниже 3-го класса точ ПОрМ.	17—1U0	л	/лг^тг 1ЛЮ 1	ности по ОСТ 1013	
Примечание. Повышенный класс точности назначен при скорости цеп>		
о>15 м/сек.	•	
Зубья звездочек для пластинчатых втулочно-ролико-
вых и втулочных цепей общего назначения профилируются
в соответствии с ГОСТ 591-41. ГОСТ 591-41 устанавли-
вает две формы зубьев: одну для звездочек с z от 9 до
19, другую с z более 19.
101
При построении профиля для звездочки с г = 9-4-19
в соответствии с фиг. 52 следует придерживаться следую-
щего порядка;
1.	Из центра О описать дугу начальной окружности
О9 и дугу наружной окружности диаметра
DHap О о И- 0,9 d,	(05)
где d — диаметр ролика (втулки) по табл. 35 и 36.
Фиг. 52. Построение профиля зуба звездочки втулочно-роликовой
цепи (при г — 9-4—19):
< — поперечный профиль зуба для однорядной цепи; б—тоже для двухрядкой
цепи
2.	Вписать в начальную окружность многоугольник,
вершины которого соединить с центром лучами Oalf Оа
« т. д.
Длина стороны многоугольника выбирается равной
тагу t цепи.
3.	Из точек а, описать окружность радиуса
г = 0,505 d.
4,	Провести под углом 60° в обе стороны от лучей
аО, а^О... прямые и из точек &, лежащих на этих пря-
ных, описать дуги, касательные к окружностям впадин.
102
Радиус R касательной окружности выбирается:
\при числе зубьев звездочки от 9 до 12
I	7? = 1,2/;
при числе зубьев звездочки от 13 до 19
7? = 3/.
Построение профиля зуба для звездочек с z> 19 от"
личйется тем, что рабочая часть зуба образуется прямыми»
проведенными касательно к окружностям впадин (фиг. 53).
Фиг. 53. Построение профиля зуба звездочки втулочно-роликовой
цепи (при гтТ9).
Угол <р наклона, образующийся лучами аО и агО, выби-
рается в зависимости от отношения шага цепи к диаметру
d ролика:
при -^-<1,6 угол <р= 58°;
при -~= 1,6 угол <? = 60°;
при 1,7 угол <р = 62°.
Профиль поперечного сечения зуба вибирается в соот-
ветствии с фигурами 52, а, б.
103
Ширина зуба звездочки для однорядной цепи /
1 = 0,93 Св — 0,15 мм\	/
для двухрядной цепи
I = 0,90 Св 0,15 мм,
где Св — расстояние между внутренними пластинами цепи
по табл. 35, 36 или 37.
Радиус закругления профиля зуба
R2 = 1,7 d.
Центр для радиуса R2 выбирается на горизонтальной
прямой, отложенной на расстоянии К от вершины зуба,
К = 0,8d.
Расстояние между осями зубьев
q = п + 0,03 Св9
где п — расстояние между осями рядов цепи (по табл. 36)-
Диаметр обода звездочки
Dc = t ctg - 1,3 b,	(66)
где b — ширина пластины цепи (по табл. 35, 36 и 37).
В табл. 41 приведены допуски на элементы звездочек
для втулочно-роликовых цепей.
Построение зубьев звездочек для велосипедных и мо-
тоциклетных цепей следует производить по ГОСТ 3310-46
и ГОСТ 4000-48,
Зубья звездочек для фасоннозвенных цепей профили-
руются по ГОСТ 1055-53 («Машины сельскохозяйственные,
звездочки с несобранными зубьями для приводных цепей»).
Построение зубьев звездочек для фасоннозвенных це-
пей производится следующим образом:
1.	Из центра О описать дугу начальной окружности
Описать наружную окружность диаметра
DНар = Do	2 Г
и внутреннюю окружность диаметра
. D вн —	2 г,
где г—радиус ножки зуба.
2.	Вписать в начальную окружность многоугольник,
вершины которого соединить с центром лучами Оа, Оаг,
Длина стороны многоугольника выбирается равной
шагу t цепи.
104
h
я
П родолжение табл. 41
Элемент	Класс точности	Число зубьев	Номинальный шаг ! в мм, отклонение в мк									
			8—10	12,0— 12,7	15,0— 15,87	19,05- 20,0-	25,0— 25,4	30,0- 31,75	35,0— 38,1	40,0— 41,3	44,45— 45,0	50,0— 50,8
Наибольшее торцевое	Повыш.	10—10 21—45 46—70 > 70	20 30 40 50	30 40 60 60	30 50 60 80	30 50 60 80	40 60 80 100	40 60 80 120	50 80 100 120	60 100 120 120	60 100 120 120	60 120 150 150
биение звездочки	Норм.	10—20 21—45	40	60	80	80	100	100	ПО	120	120	120
		46—70 > 70	100	120	160	160	200	225	225	250	250	300
Предельное отклонение диаметра окружности впадин D Of L	Новы н.	10—100	^за	> С_я 33	с I зз	С 33	'"за	зэ	3<з	счя □ а	ЗЯ	Ся 3<d
	Норм.	10—100	с.	с.	С,	Св	с5	С,	Св	С,	С,	с5
Допуск на профиль	Повыш.	10—20 21—45 46—7) > 70	8 10 12 15	8 12 15 18	10 15 18 22	12 18 22 25	15 22 25 30	18 25	20 30	25 35	30 40	40 45
Норм.
Допуск не устанавливается
10—1Q0
Продолжение табл. 41
Номинальный шаг t в мм, отклонение в мк.
Элемент
Допуск на ширину
звездочки
Допуск посадочного
отверстия
Класс
точности
Повыш.
Норм.
Повыш
Норм.
Число
зубьев
10—100
10—100
10—100
10—100
8—10
12,0—
15,0-
19,05—
20,0
25,0-
25,4
30,0—
31,75
35,0—
38,1
40,0— 44,45—
41,3	45,0
50,0-
50,8
-50 -100 +125 +150 -1-175 -200 -225 -250 -275 -300
-50 -100 -150 -200 -250 -300 -350 -400 -450 -500
Не ниже 2-го класса точности по ОСТ 1012
Не ниже 3-го класса точности по ОСТ 1013
3
Примечание. Повышенный класс точности казна
чать при скорости цепи v > 15 м/сек.
3.	Отложить на начальной окружности по обе стороны
от лучей aO,aYO отрезки ad=-^-,
где S—ширина зуба по начальной окружности.
Из центров, лежащих на сторонах многоугольника,
провести через точки d дуги радиуса
4.	Из точек С, лежащих на начальной окружности,
описать дуги радиуса г, касательные к дугам R и внут-
ренней окружности D6H.

Фиг. 54. Построение профиля зуба звездочек с необработанными
звеньями.
г
Построение профиля поперечного сечения зуба видно
из фиг. 54.
Значения г, s, R и В приведены в табл. 42.
Таблица 42
Основные размеры звездочки по ГОСТ 1055-53
(фиг. 54)
Шаг звездочки
t в мм
на зуба
s в мм
Радиус
ножки г
в мм„
Радиус
ГОЛО! К и
В в мм
Ширина
зуба В
в мм
Примечание
19,05 + 0,2	5,5	6	12	10±	1
25,4 +0,2	7	8	16	12 +	1
30 + 0,2	9	8	20	16 +	1
38 + 0,2	12	8	20	18±	1
41,3 ±0,2	14	8	20	18 ±	1
41,3 + 0,2	14	10	20	22 ±	1,2
Ддя крючковой цепи
из штампованных
звеньев
Для втулочно-роли-
ковой цепи
Если число зубьев z превышает 25, допускается рас-
положение их по начальной окружности через шаг.
108
Если условия работы втулочно-роликовой цепи до-
пускают постановку литой звездочки с необработанными
зубьями, то построение профиля зуба в этом случае такое
же, как и построение для звездочки фасоннозвенной цепи.
4,	Натяжные устройства. По мере износа шарниров
происходит вытяжка цепи.	/
При точно заданном расстоянии между осями, исклю-
чающем подвижность одной из осей, устанавливают на-
тяжные устройства.
Натяжные устройства в цепных передачах применяют-
ся для регулирования провисания и создания необходи-
мого предварительного натяжения в цепях, а также для
увеличения угла обхвата меньшей звездочки ветвями
цепи.
Натяжные устройства (фиг. 55) в зависимости от рас-
положения цепной передачи и условий ее работы могут
выполняться по различным конструктивным схемам.
Натяжение цепи может производиться за счет:
1) регулирования натяжных и оттяжных звездочек
(или роликов) и 2) передвижения или перестановки опор
звездочек.
На работу цепной передачи оказывает большое влия-
ние расположение ведущей и ведомой ветвей цепи.
Лучшим расположением считается такое, при котором
линия центров звездочек проходит в горизонтальной
плоскости или составляет с ней угол до 45°.
Вертикальное расположение линии центров звездочки
считается наименее благоприятным, так как при такой
схеме передачи для создания натяжения цепи необходимо
постоянное регулирование расстояния между центрами
звездочек. Провисание цепи под действием ее веса ухуд-
шает условия зацепления с нижней звездочкой.
Натяжное устройство состоит из двух основных ча-
стей: натяжной звездочки или ролика и приспособления
для регулировки. Число зубьев натяжной звездочки долж-
но быть таким же, как на малой звездочке передачи.
При передачах с углом наклона ветвей к горизонту
свыше 60° и больших передаточных числах вместо звез-
дочек рекомендуется применять гладкие ролики.
Регулирующее приспособление может осуществлять
необходимое прижатие звездочки ролика к цепи либо ав-
томатически, либо путем перестановки звездочки по мере
ослабления цепи. В последнем случае звездочке должно
Ю9
Фиг. 55. Схема цепных передач с натяжными устройствами:
а —₽ с автоматической регулировкой; б —с п?редвижаой планкой;
в — со спиральной пружиной.
по
* г
1 *


быть обеспечено такое наибольшее перемещение, чтобы
при устранении чрезмерной вытяжки цепи можно было
бы сократить ее на два звена.
Иногда в качестве натяжного устройства применяют
спиральную пружину, изготовленную из полосовой стали,
которая совмещает в себе одновременно функции и на-
тяжного ролика и регулирующего приспособления.
Натяжную звездочку следует устанавливать на ведо-
мой ветви ближе к ведущей звездочке с таким расчетом,
чтобы цепь огибала первую из них по дуге не менее
чем трех зубьев. Если конструкция передачи допускает
раздвижку опор звездочек передачи, то надобность в натяж-
ном устройстве исчезает.
5.	Смазка цепных передач. Смазку цепных передач
можно осуществлять периодически или непрерывно. Пе-
риодическая смазка производится при помощи ручных
масленок, масляных щеток или путем разового погруже-
ния снятой цепи в масляную ванну. Погружение в ван-
ну особенно практикуется при смазке мазями. Мазь, про-
никая на внутренние поверхности шарниров цепи, удер-
живается там долгое время. Так обычно смазываются
открытые цепи сельскохозяйственных машин, мотоциклов
и др.
Погружение цепи производят в подогретую до 40°
мазь.
Вообще же, периодический способ смазки цепных
передач является наиболее несовершенным и применяется,
главным образом, в неответственных передачах со ско-
ростями движения цепи 4—5 м/сек.
Цепь, смазанная мазью, допускает скорость передачи
до 8 м/сек.
Непрерывная смазка осуществляется при помощи ка-
пельных масленок, лубрикаторов, разбрызгиванием в ма-
сляной ванне (картере), а также с помощью масляных
насосов.
Для капельной смазки применяются обычные капель-
ные устройства, при этом отводы для масла рекомендует-
ся устанавливать на всю ширину цепи.
Смазка в масляных ваннах может быть осуществлена
либо окунанием цепи, либо разбрызгиванием масла.
В первом случае уровень масла должен достигать плас-
тин цепи в месте ее низшего расположения. Увеличение
111
уровня приводит к возрастанию сопротивления и к вспе-
ниванию.
При смазке разбрызгиванием по схеме (фиг. 56) на
одной из звездочек устанавливается разбрызгивающее
устройство /. Отражатель 2 направляет капли масла на
цепь.
В тяжело нагруженных передачах при скоростях
движения цепи более 8 м[сек подачу масла производят
насосом.
Маслоподводящими каналами могут служить просвер-
ленные отверстия в валу и в приводной звездочке.
Фиг. 56. Смазка разбрызгиванием:
2 — разбрызгиватели; 2 — отражатель; 3 — кожух.
Цепные передачи с непрерывной смазкой закрываются
кожухом, который изолирует цепь от попадания пыли
и посторонних предметов, заглушает шум и обеспечивает
безопасность обслуживающего персонала. По этим сооб-
ражениям целесообразно закрывать кожухом все виды
цепных передач.
Для смазки цепных передач применяются жидкие
и консистентные масла (мази). Масло выбирается в зави-
симости от удельного давления в шарнирах и скорости
движения цепи.
Марки и сорта масел, рекомендуемые для смазки цеп-
ных передач, приведены в табл. 43.
Применять мази следует в тех случаях, когда непре-
рывную подачу масла осуществить невозможно. Наиболее
распространенными сортами мазей являются солидол и
консталин. Применяются также и другие мази, составлен-
ные из ряда компонентов. Состав этих мазей и области
их применения приведены в табл. 44.
112


£

02 3
О1ЧХЭОМ
-ев я
ь
о.
о
о
X
02 3
СНЧ1ЭОЯ
-ЕВ а
к
02 3
0141 ЗОЯ
-евд
02 7
0141 ЗОЯ
-EK Q
Примечание. Данные таблицы соответствуют нормальной температуре среды, окружающей оередачу (20®С).
8 1438
113
Таблица 44
Марки и сорта мазей, рекомендуемых для смазки цепей
Марка
мази
Наименование компонентов
Область применения
лтл
Сало техническое или
солидол
Битум № 3
Графит чешуйчатый се-
ребристый
Канифоль
Стеарин
ТРИ
Мар-
фарак
Б
Масло цилиндровое
Мыло
Г рафит
Масло 38 (цилиндровое
«6»)
Сало техническое
Едкий натр
45
35
17
2
1
78
12
10
60
20
20
При тяжелых режимах рабо-
ты во влажных условиях
с переменной температу-
рой окружающей среды
от >ф30 до —30 °C
При тяжелых режимах ра-
боты цепи с ударами и
меняющимися нагрузками
При тяжелых режимах ра-
боты цепей с • крупным
шагом, с меняющимися
условиями
температура)
труднении
смазывания
работы
(влажность,
и при за-
повторного
в процессе
6.	Кинематический и геометрический расчет. Исход-
ными данными для проектирования цепной передачи ма-
лой и средней скорости обычно являются: передаваемая
мощность N л. с., числа оборотов ведущего и ведомого
валов л?! и п2 и конструктивное расположение передачи
в агрегате.
Расчет цепной передачи сводится к установлению наи-
более рационального числа зубьев звездочек, типа и раз-
меров цепи, межцентрового расстояния между звездочками
и условия регулирования и смазки цепи. После расчета
проектируются звездочки, валы, опоры и другие элементы
передачи.
Передаточное число определяется по выражению
щ = £2
ц2 ч'
(67)
где Пх и п2 — числа оборотов в минуту ведущей и ведо-
мой звездочек;
—Г	О	О
zt и z2 —числа зубьев ведущей и ведомой звездочек.
I
114
Значение передаточного числа i при заданном меж-
центровом расстоянии ограничивается допустимым углом
обхвата ф.
С уменьшением ср уменьшается число зубьев, входящих
в зацепление, и нагрузка на один зуб звездочки увели-
чивается,
Для цепных передач рекомендуется принимать i не
более 7 и угол ср не менее 120°. Число зубьев ведущей
звездочки обычно устанавливается в зависимости от
передаточного числа по выражению (67). Число зубьев
звездочки оказывает большое влияние на долговечность
работы передачи и плавность ее хода. Дугу рабочего хода
для одного зуба можно определить:
2тс
= у •
С уменьшением г дуга возрастает, что отрицательно
сказывается на износ зуба и плавность зацепления.
С другой стороны, увеличение г приводит к завышен-
ным габаритам передачи.
Наименьшее число зубьев малой звездочки для зуб-
чатой цепи—14—15, для втулочно-роликовой—10—12.
Выбор z для малой звездочки в зависимости от пере-
даточного числа I можно произвести по табл. 45.
Таблица 45
а- i				1  - — —-			 -—“ 2 ~ при втулооно-ролико- вой цепи	? — при зубчатой цепи
	От 1 до 2	27—31	32—35
	» 2 » 3	25—27	30—32
	» 3 » 4	23—25	27—30
	» 4 » 5	21—23	23—27
	» 5 » 6	17—21	19—23
В целях равномерного износа зубьев звездочки и цепи
рекомендуется брать при четном числе звеньев нечетное
число зубьев малой звездочки, при нечетном же числе
звеньев цепи число зубьев малой звездочки может быть
четным и нечетным.
Число зубьев большой звездочки z2, которая обычно
является ведомой, определяется выбранным значением числа
зубьев звездочки гк (ведущей) и передаточным числом i
г2 = Zi • Л	(68)
8*	115
Число зубьев большой звездочки не должно быть
слишком большим. Максимальное число зубьев большой
звездочки устанавливается, исходя из допустимого увели-
чения шага цепи за счет износа в шарнирах цепи.
Сильно вытянутая цепь во время работы передачи мо-
жет соскакивать со звездочек. Относительная вытяжка
Д/	1 НС
цепи в приводах — допускается в пределах от 1,25 до
2,5%, где Д/ — абсолютная вытяжка по шагу (износа),
I — шаг.
Максимальное число зубьев звездочки рекомендуется
принимать в пределах:
для втулочной цепи zmax -.90
« втулочно-роликовой цепи гтах — 120
« зубчатой цепи z__Y — 140
*	ill d А
Шаг цепи t не должен быть слишком большим, так
как при этом резко возрастает сила удара шарнира при
набегании его на зубья звездочек.
Предельные значения t для вновь проектируемой пере-
дачи проверяются по эмпирическим формулам:
для зубчатой цепи
,	4760
t "з----- ММ\	(69)
л/ ~
V ">71
для втулочно-роликовой цепи
,	5800
I < ------- ММ,
V п1 ч
(70)
где Пг и Zi — число оборотов в минуту и число зубьев
малой звездочки.
При заданном шаге цепи предельная окружная ско-
рость ее может быть установлена:
для зубчатой цепи
Отах	ю j/ у м/сек;	(71)
для втулочно-роликовой цепи
Ртах	7,3 м/сек.	(72)
П6
Действительная окружная скорость цепи определяется
по формуле
• ° = 66 • 100 м/сек-	(73)
Длина цепи
ZL —• / • /и,
где t — шаг цепи в мм,
tn — число звеньев цепи
т — 5L5 _L Z1 d~ I. г1)2 • ,{	/7ЛЛ
т t 2	39,5 А 9	'
где Л — межцентровое расстояние передачи в мм.
Наименьшее значение А ограничивается условием
д &\нар 4“
^mln	g	»
где Dixap и О^нар — наружные диаметры звездочек.
Если исходить из минимально допустимого угла об-
хвата <pmin — 120°,
то
4га1п >	• t.	(75)
*
Наибольшее межцентровое расстояние допускается до
4=80/. Однако высокие значения А могут привести
к недопустимым провисаниям ветвей цепи. Поэтому можно
считать нормальным, когда межцентровое расстояние А
находится в пределах (30-н 60) /.
После окончательного выбора числа звеньев цепи
уточненное межцентровое расстояние может быть подсчи-
тано по
формуле
(76)
Здесь
2
и b =
а — т —
того чтобы сохранить необходимое монтажное
полученное расчетом, значение А еле-
Для
провисание цепи,
дует уменьшить на 0,5 /, где f—провисание ведомой
ветви; f следует принимать примерно равным /^0,02 А.
Если натяжение цепи по мере ее вытяжки осуществ-
ляется раздвиганием опор звездочек, то конструкция
117
должна обеспечить изменение межцентрового расстояния
на величину ДА — 1,5 Л
7.	Проверочный расчет цепи. Проверочный расчет вы-
бранной цепи ведется в двух направлениях: на долговеч-
ность и на прочность цепи на разрыв,
Для нормальной работы передачи 'необходимо, чтобы
наибольшее допустимее усилие Т в цепи, которое устана-
вливается из соображений износоустойчивости шарниров,
было больше или равно расчетному окружному усилию,
передаваемому цепью
Т > Рр.
Так как расчетное окружное усилие
(77)
то необходимо, чтобы
В свою очередь,
(78)
где F— площадь проекции опорной поверхности шарнира
в л/л/2.
Для зубчатой цепи
F-0,76 db-
для втулочно-роликовой
F-0,76 dl,
где d — диаметр валика шарнира в мм\
h — ширина зубчатой цепи в мм\
I — длина валика втулочно-роликовой цепи в мм.
Исходя из условий долговечности, необходимо, чтобы
для зубчатой цени
100  ка
---г ли/;	(79)
[р] v • d
для втулочно-роликовой цепи
75 NK
-----т л/л/,	(80)
[,г)\ v  d
где N — передаваемая мощность в л. с.;
v — окружная скорость в л//сек;
118
[р]—допустимое удельное давление в шарнире звена
цепи в кг/мм2;
Кэ— коэффициент эксплуатации, учитывающий уело-
»	вия работы передачи и ее конструкцию.
Допускаемое удельное давление в шарнире звена цепи
(р) зависит от скорости цепи, числа зубьев и пр. Причем,
чем больше скорость цепи, тем меньше его значение.
I	Расчетные значения удельных давлений (р) для зуб-
чатых цепей (при г — 17 -=—35), втулочно-роликовых цепей
(при z = 15—£— 30) в зависимости от шага цепи и числа
оборотов меньшей звездочки приведены в табл. 46.
’3
V
Таблица 46
Допускаемые удельные давления для зубчатых и втулочно-роликовых
цепей
\ Шаг цепи \ t в мм	Зубчатые цепи			Втулочно-роликовые цепи			
	12,7—15,87	19,05—25,4	31,75	12-15	20-25	30—35	40—50
Чи^ло \ обор о ов \	Допустимые удельные дагления (				р) в кг 1см при К		Q~d
в мин. \							
50	2,0	2,0	2,0	3,5	3,5	3,5	3,5
200	1,00	1,70	1,64 1,40	3,15	3,00	2,87	2,62
400	1,64	1,50		2,87	2,62	2,42	2,10
еоо	1,50	1,32	1,20	2,62	2,34	2,10	1,75
€00	1,40	1,20	1,05	2,42	2,10	1,85	1,50
1000	1,32	1,10	0,95	2,24	1,90	1,66	1	" ~ ~ ’
1200	1,20	1,00	0,72	2,10	1,75	1,50	
1000	1,05	0,86	 »	1,85	1,50	—	
2000	0,95	0,72		1,66			* 	1
2400	0,86		»	1,50				
2000	0,78	 1 1	1	1,37					—	—
3200	0,72	»— 	—	*	—		
Коэффициент эксплуатации К3 учитывает условия ра-
боты передачи: характер нагрузки (спокойная, перемен-
ная), регулировку расстояния между звездочками (регу-
лируемое, нерегулируемое), положение передачи (наклон-
ит ная, ненаклонная), смазку (непрерывная, капельная, пе-
риодическая), режим работы (односменная, двухсменная)
и т. д.
Значение коэффициента эксплуатации определяется:
Кэ - К1 •	• /<3 • К4 • /<5 •
119
где Ki — коэффициент, учитывающий характер нагрузки:
при спокойной нагрузке Ki=l, при перемен-
ной— Ki = 1,25 ч-1,5;
Kt— коэффициент, учитывающий способ регулировки
натяжения цепи: при передвигающейся опоре
/<2 = 0,9, при натяжной звездочке или ролике
Кг = 1,1, при отсутствии регулировочного устрой-
ства К 2 = 1,5;
Kt — коэффициент, зависящий ст отношения числа
звеньев цепи к сумме z, 4- z2 и от межцентрового
расстояния А: при - т < 1 и А 251 Кя~
?1 “Г г2
= 1,5, при > 1,5 и Л = (30 ч-50) К3 = 1,0,
<1 I <2
при > 2,0 и А = (604-80) кз= 0,8;
I г2
К4 — коэффициент, учитывающий угол наклона а ли*
нии центров к горизонту: при а < 60° 1Д
при а > 60°К4 — 1,3;
К5— коэффициент, учитывающий способ смазки пере-
дачи: при смазке в ванне или насосом К5 = 0,8,
при капельной смазке К& = 1, при периодической
смазке К5 — 1,5;
KQ — коэффициент, учитывающий продолжительность
работы передачи: при работе в одну смену /<Г) == 1,
при работе в две смены К6 = 1,2, при работе
в три смены =1,5.
Рекомендуемые значения коэффициента эксплуатации:
для зубчатой цепи /<э<2,5;
для втулочно-роликовой цепи Кэ < 2.
Предельные значения Кэ для всех цепей равно 4.
Проверочный расчет цепи на разрыв заключается
в определении фактического запаса прочности
jt >	(31)
где Q — разрушающая нагрузка выбранной цепи в кг\
PQ — общее натяжение ведущей ветви
Ро ~ Рр ~г Рц + Р/ >	(82)
где Рр — расчетное окружное усилие;
Рц — натяжение от действия центробежных сил;
Р/натяжение от провисания ведомой ветви.
120
ft
Натяжение цепи, возникающее от действия центро-
бежной силы, следует учитывать, если скорость v> 5 м[сек\
при этом
рч = ^кг,	(83)
где q — вес 1 пог. м цепи. Выбирается по таблицам для
соответствующего типа цепи.
Натяжение, связанное с провисанием ведомой ветви,
- Р> ~ Kf тйо кг'	<84>
где К/ — коэффициент, учитывающий наклон линии цен-
тров передачи к горизонту;
А — межцентровое расстояние в мм.
Значение К/ для передач:
вертикальной 1;
с углом наклона к горизонту до 60° К/= 2;
горизонтальной К/ = 2,5.
Выбранная цепь должна удовлетворять условию:
Пф>П,
где п — табличное значение коэффициента запаса проч-
ности .
Значения коэффициентов запаса прочности для зубча-
тых цепей (при z = 17-7-35) и втулочно-роликовых цепей
(при z= 15-г-ЗО), в зависимости от числа оборотов мень-
шей звездочки, приведены в табл. 47.
8. Нагрузка на валы. Нагрузка на валы цепной пере-
дачи зависит главным образом от полезного (рабочего)
усилия и определяется из зависимости
5б= 1,15 Рр,	(85)
где Рр— полезное окружное усилие в соответствии с урав-
нением (14).
Давление на опоры определяется в соответствии с рас-
стояниями опор до звездочек и нагрузки Se.
9. Примерный расчет. Произвести расчет цепной пере-
дачи по следующим данным:
передаваемая мощность	N = 15 л. с.
число оборотов ведущего вала — 960 об/мин
число оборотов ведомого вала п2 = 320 об/мин
ориентировочное межцентровое
расстояние	А = 650 мм
угол наклона линии центров
к горизонту	а — 2Q°
121
Таблица 47
Коэффициенты запаса прочности для зубчатых и втулочно-
роликовых цепей
\ Шаг цепи \ t в мм 11 исло \ оэ/мин \	Зубчатые цепи	В тул очно-роликовые цепи		
	12,7—15,87 19,05—25,4 31,75	12-15	20—25	30—35	40—50
	Коэффициент запаса прочности			
.<50
200
400
600
800
1000
1200
1600
2000
2400
2800
3200
20,0
22,2
24,4
26,7
29,0
31,0
33,4
37,8
42,0
46,5
51,0
55,5
20,0	20,0	7,0
23,4	25,8	. 7,8
26,7	32,0	8,55
30,0	36,7	9,35-'
33,4	41,5	10,2
36,8	46,5	11,0
40,0	51,0	Н,7
46,5	.	13,2
53,5	—	14,8
—		16,3
		—	—	18,0
♦w.—	<					
7,0	7,0	7,0
8,2	8,55	9,35
9,35	10,2	11,7
10,3	11,7	14,0
11,7	13,2	16,3
12,9	14,8			
Регулировка натяжения предполагается при помощи
смещения двигателя но салазкам. Смазка — капельная.
Работа передачи предназначается в три смены.
Расчет
1.	Передаточное число передачи —3.
2.	Число зубьев малой (ведущей) звездочки (табл. 45)
-30.
Число зубьев большой (ведомой) звездочки z2 =
- izr - 3 • 30 - 90.
3.	Выберем для передачи зубчатую цепь.
Шаг цепи (предельный)
I „ ™. =	„ 18.8 л,.«
О	о
V п\гл	]А)602-30
По табл. 34 ближайший шаг зубчатой! цепи t — 19,05 лш.
При этом шаге минимально допустимое межцентровое
расстояние
Лппп > ——} t -	19,05	364 мм.
ТС	0,1 тс
122
4.	Скорость движения цепи
гх . nxt 30-960-19,05 л ,
v 60 • юоо ~	60 • юоо ~ 9J4 м/сек.
При столь высоком значении целесообразно выбрать
зубчатую цель типа В.
5.	Число звеньев в цепи
__ 2Л г, 4- г2 (г2 - г,)2 г' 650	30 -|- 90
t 2 “Г 39,5 А 2 19,05	2	+
. (90 —ЗО)2- 19,05 „ Q , м , Ор7_. пл г
, 650	2,67 — 130,5.
Примем т = 130. Тогда общая длина цепи
L^mt= 130 • 19,05 = 2476,5 мм.
6.	Уточненное межцентровое расстояние
.	1а+ Ка2 —8/Л .	/70 4- j/ 70J	— а 91 \ 1Г> САГ,
/1 =	I---------11 = ———-------------- 19,05	= 640	мм
\	4	/ у	4	у
где
а = т — Л+£? = 130—^4— = 70;
90 — 30 \2
2 • 3,14 ]
7.	Коэффициент эксплуатации
К, - KiK2K3KJ^KQ = Ь 0,9 • 1 • 1 • 1 ♦ 1,5 - 1,35,
так как по условиям расчитываемой передачи Кх=1;
/<2-0,9; /<3=1;	= 1;	1; К, - 1,5.
Коэффициент К3 найдем из условия
А
t
Диаметр d
согласно табл.
Допустимое
при заданном числе оборотов (табл. 46).
(р) = 1,1 ке/мм2.
Ширина цепи должна быть:
= —^н-^33,6, тогда Кз= 1.
валика зубчатой цепи с шагом /=19,05
32 d = 5 мм.
удельное давление для выбранной цепи
10C/V /<	100 15-1,35
г—i--7 “ “то—пгт—с-- = 40 ММ.
(р| v d •	1,1	9,14	5
Принимаем b = 45,5 мм (табл. 34).
123
а
ft-
li-
X
и
L
т
t
I
*
8. Общее натяжение ведущей ветви цепи
Расчетное окружное усилие
d _ 75М _ 75 • 15
v “ 9,14
так как скорость v > 5 м/сек, вводим в расчет центробеж
ную силу
= 123 кг
$
2
4 — 9,81
где q — 3,7 кг — вес 1
Натяжение в цепи,
ветви
= 31,7 кг,
9,81
пог. м выбранной цепи (табл. 34)
связанное с провисанием ведомой
* ’	1000	1000	’ ,vv*
где /Q — при заданном угле наклона равен 2.
Тогда
Разрушающая нагрузка для цепи по табл. 34
Q — 6800 кг.
Фактический коэффициент запаса
— Я — 6800 ~ 42 7
П#~~ PQ 159	,Z*
Табличное значение коэффициента (по
Птабл^ 36,8.
Следовательно, условие
п<*> п
табл.
47)

Ж
‘лч
я
эд
*)
j

выдержано.
9. Нагрузка на вал звездочки
кг.
равен
Таким образом, спроектированная передача имеет еле
дующие данные:
число зубьев малой (ведущей) звездочки гх = 30;
число зубьев большой (ведомой) звездочки г2 = 90;
межцентровое расстояние А = 640 мм\
цепь типа В 1 X 1; шаг цепи /-
цепи b = 45,5 мм.
Кв при а < 40° и спокойной нагрузке
1,15.
л.
г

19,05 мм; ширина
О*
г


bi
if

•гЖ .
$
ж
.JM
чр 
И
.г- t

5

чд.;'
4 75’>
Ч

Л
ал
fid 4 ’
* n ivUth.
. 1 ц
Ж
6
1,
•'.л

Ж
А
••Ж
Д’
i
". 1'с
Ж-i®.
ЛИТЕРАТУРА
1,	Детали машин, Сборник материалов по расчету и конструи-
рованию, под редакцией проф. Саверина М. А., Машгиз, 1951.
2.	Детали машин, Сборник материалов по расчету и конструиро-
ванию под редакцией проф. Ачеркана, кн. 1, Машгиз, 1954,
3.	Поляков В. С., Кудрявцев В. Н. и др., Детали машин, под ре-
дакцией проф. Колчина И. И., Машгиз, 1954.
4.	Воробьев И. В., Цепные передачи, .Машгиз, 1951.
5.	Добровольский В. А., Детали машин, Гостехиздат УССР,
Киев, 1954.
6.	Боков К. И., Ицкович Г. М., Киселев В . 4., Чернявский С. А.,
Курсовое проектирование деталей машин, Машгиз 1956.
7.	Дашкевич Б. П., Дьяченко С. К,- Столбовой С. 3.f Атлас де-
талей машин (передачи), Гостехиздат УССР, 1955.
Б. Энциклопедический справочник «Машиностроение», т. 2, Маш-
гиз, 1948.
^1952^ 581 $'5Т ремни вентиляторные клиновидные, Стандарт-
СОДЕРЖАНИЕ
Предисловие............................................... 3
7.	Ременные передачи.....................................	5
Плоскоременные передачи............................. 6
1.	Конструктивные схемы . .......................... 6
2,	Плоские ремни ................................... 8
3.	Соединение концов ремней.................•	, . .	14
4.	Шкивы плоскоременных	передач .................. 17
5.	Натяжные устройства	...................... 28
6.	Кинематический и геометрический расчет.......... 36
7.	Расчет ремня ..........................	. . . .	39.
8.	Нагрузки на валы	 .................. 46
9.	Особенности расчета	передач с натяжным	роликом .	47
10.	Особенности расчета	быстроходных передач....... 48
11.	Примерный расчет............................... 51
Клиноременные передачи............................. 53
12.	Общие сведения. Конструктивные схемы........... 53
13.	Клиновые ремни............54
14.	Шкивы...................... .................. 60
15.	Расчет передачи ...........................  .	62
16.	Примерный расчет...........................'	.	72
Передачи круглыми	ремнями.......................... 74
17.	Расчет передачи............................  .	75
77.	Цепные передачи ..................................... 76
1.	Общие сведения.................................. 76
2.	Приводные цепи............................... .	77
3.	Звездочки........................................95
4.	Натяжные устройства.............................109
5.	Смазка цепных передач.........................  ill
6.	Кинематический и геометрический расчет..........114
7.	Проверочный расчет цепи	. ......................118
8.	Нагрузка на валы .............................  121
9.	Примерный расчет................................121
Литература ........................................125
л
Ли,.
V
Cl
Ж





я
ж
...
Башмаков, Виктор Петрович, Дубинин Александр Дмитриевич
Расчет и проектирование ременных и ценных передач
Редактор издательства Г. Д. Тыняный.
Корректоры: О, С. Ковальчук и Р. С. Коган.
БФ 22069, Подписано к печати 19/1 1950 г. Формат 84 X 108/32. Печ. лист. 6-56.
Уч.-изд. лист. 6,41. Тираж 17000. Зак. № 1438.
Южное отделение Машгиза. Киев, уд. Парижской Коммуны, 11.
Типография № 4 Углетехиздата. Харьков, ул. Энгельса 11