Przekładnie łańcuchowe

1. Ogólna charakterystyka przekładni łańcuchowych

Rys.1.1 Schematycznie przedstawiona przekładnia łańcuchowa

Przektadnia łańcuchowa składa się z dwóch lub więcej kół uzębionych, opasanych cięgnem w postaci łańcucha (rys. 1.1). Łańcuch składa się z szeregu ogniw połączonych przegubowo. Przekładnia łańcuchowa pracuje bez poślizgu, zachowując stałe średnie przełożenie przy stosunkowo dużej sprawności. Łagodzi gwałtowne szarpnięcia i uderzenia. Mniej obciąża wały i łożyska niż przekładnia pasowa. Do wad przekładni łańcuchowych należy zaliczyć: nierównomierność ruchu spowodowaną osiadaniem łańcucha na wieloboku, głośną pracę, nieprawidłową współpracę wyciągniętego łańcucha z uzębieniem kół, konieczność smarowania ze względu na zużywanie się przegubów, wykluczenie możliwości cyklicznych zmian kierunku ruchu ze względu na szarpnięcia przy gwałtownym napinaniu luźnego cięgna.

W porównaniu z przekładnią pasową przekładnia łańcuchowa nie wymaga dużego napięcia wstępnego. W większości przypadków dostateczne napięcie Jest wywołane silą ciężkości cięgna lub silą odśrodkową w przekładniach szybkobieżnych.

Przełożenie na ogół nie przekracza i = 6, wyjątkowo dla wolnobieżnych przekładni można przyjąć i = 10, a nawet 15. Liczba zębów z\ na małym kole (napędzającym) nie może być zbyt mała; zwykle z₁ = 12, wyjątkowo z₁ = 9. Dla przekładni bardzo odpowiedzialnych o wymaganej dużej pewności i płynności pracy należy przyjmować liczbę zębów małego koła nie mniejszą niż z₁ = 19.

Im mniejsza liczba zębów, tym większa nierównomierność biegu i tym większy hałas, gdyż kinematycznie ruch przekładni można sprowadzić do ruchu obrotowego wieloboku opisanego cięgnem (rys. 1.5). Podziałkę łańcucha należy przyjmować możliwie małą. Wzrasta wtedy liczba zębów małego koła, ruch staje się bardziej równomierny, zmniejszają się obciążenia dynamiczne i hałas. Zalecane liczby zębów podano w PN-73/M-84161 i PN-79/M-84163. Największa liczba zębów nie powinna przekraczać 150. Uprzywilejowane liczby zębów kół dla łańcuchów tulejkowych i rolkowych wynoszą: 17,19,21,23,25,38,57,76,95,114.

Najmniejsza odległość osi kół powinna zapewniać możliwość usunięcia dwóch ogniw łańcucha po jego wydłużeniu spowodowanym zużyciem się przegubów. Zalecane są następujące proporcje wymiarowe.

gdzie: a — rozstawienie osi kół łańcuchowych,

p — podziałka łańcucha,

d₂ — średnica podziałowa większego koła łańcuchowego.

Utrata zdolności użytkowych łańcucha następuje najczęściej w wyniku zużycia powierzchni ślizgowych przegubów. Zwiększa się wtedy podziałka i łańcuch osiada na kole na coraz większej średnicy (rys. 1.2), aż wreszcie zeskakuje z niego. Dopuszczalny wzrost podziałki łańcucha wynosi zwykle ok. 2%.

Rys. 1.2. Osiadanie zużytego łańcucha drabinkowego na większej średnicy koła, spowodowane zwiększoną podziałka ogniw

W zależności od budowy i przeznaczenia rozróżnia się łańcuchy drabinkowe, zębate, kształtowe i pierścieniowe.

1.2. Obciążenie ogniwa w czasie obiegu łańcucha

Napięcie w ogniwie zmienia się w czasie obiegu łańcucha. Ogólny charakter tej cyklicznej zmiany napięcia przedstawiono na rys. 1.3.

Rys. 1.3. Charakter zmian napięcia w ogniwie łańcucha w czasie pełnego obiegu

Najwyższy punkt wykresu odpowiada wejściu ogniwa na ząb koła napędzającego. Występuje wtedy uderzenie ogniwa o ząb i szarpnięcie.

Napięcie w ogniwie łańcucha w czasie zazębiania się z kołami łańcuchowymi jest również zmienne. Zmiany te odbywają się skokami. Pierwszy ząb koła napędzającego wchodzący we współpracę z ogniwem obciążony jest najbardziej, każdy następny coraz mniej. Oczywiście, identycznie są obciążone ogniwa. W przybliżeniu te skokowe zmiany (rys. 1.4) odbywają się według ciągu

Si=qSc, S₂=q²S_c, S₃=q³Sc

gdzie:

q — iloraz ciągu geometrycznego.

Rys. 1.4. Napięcia w ogniwach łańcucha zazębiających się z kołem napędzającym geometrycznego

Część robocza łańcucha jest obciążona siłą S_c pomiędzy roboczymi bokami zębów koła napędzającego i napędzanego, podczas gdy cięgno luźne jest obciążone siłą S_b pomiędzy nieroboczymi bokami zębów na obu tych kołach.

Przegub ogniwa, znajdujący się na kole napędzającym, zachowuje swoje niezmienne położenie względem koła prawie na całym kącie opasania. Dopiero gdy napięcie w ogniwie zmaleje poniżej wartości napięcia S_b w cięgnie luźnym, przegub zostaje przeciągnięty na nieroboczą stronę zęba. Natomiast na kole napędzanym przeguby łańcucha osiadają na nieroboczych bokach zębów i dopiero w końcowym etapie są przeciągane na stronę roboczą. Główna część obciążenia na kołach jest przenoszona zaledwie przez kilka zębów. Dlatego nie jest wymagany duży kąt opasania koła przez łańcuch.

1.3. Nierównomierność biegu łańcucha

Przyczyną nierównomierności ruchu jest osiadanie łańcucha na wieloboku (rys. 1.5). Ogniwo łańcucha przemieszczając się od położenia a-b do położenia a'-b' osiada na boku wielokąta. Cięgno zmienia wtedy swoje położenie o wartość w. W wyniku tej cyklicznej zmiany położenia cięgna występują zmiany prędkości oraz związane z tym przyspieszenia i drgania przekładni.

Rys. 1.5. Nierównomierność biegu cięgna napędowego wywołana osiadaniem łańcucha na wieloboku

2. Łańcuchy drabinkowe

Łańcuchy drabinkowe stosowane są jako cięgna napędowe i dźwigniowe. Rozróżnia się łańcuchy drabinkowe sworzniowe, tulejkowe (bezrolkowe) i rolkowe (rys. 1.6).

Łańcuchy mogą być pojedyncze, podwójne i wielokrotne, jeżeli jeden sworzeń łączy w nich jeden, dwa lub większą liczbę rzędów równoległych płytek, tulejek i rolek. Odpowiadają im pojedyncze, podwójne i wielokrotne koła łańcuchowe.

Łańcuchy sworzniowe składają się z płytek (pł) i sworzni (sw) (rys. 1.6a). Nie znajdują obecnie zastosowania w napędach maszyn ze względu na małą trwałość, spowodowaną zużywaniem się przegubów mających zbyt małą powierzchnię roboczą.

Łańcuchy tulejkowe składają się z płytek (pł), sworzni (sw) i tulejek (tl) (rys. 1.6b). Stosuje się je w maszynach wolnobieżnych lub napędach pomocniczych. Na przykład w niektórych samochodach stosuje się je do napędu rozrządu. Nie są one stosowane w silnie obciążonych napędach głównych. Brak rolki powoduje znacznie większe zużywanie się tulejek i zębów na kołach oraz zmniejsza sprawność przekładni. Powszechnie stosowanymi łańcuchami napędowymi są obecnie łańcuchy rolkowe i zębate.

Rys. 1.6. Łańcuchy drabinkowe: a) sworzniowy, b) tulejkowy, c) rolkowy

Łańcuch rolkowy (rys. 1.6c) z płytkami prostymi składa się z ogniw wewnętrznych i zewnętrznych. Elementami łańcucha rolkowego są płytki, sworznie, tulejki i rolki (r). Łańcuchy rolkowe dwu- i więcej rzędowe powstają przez łączenie łańcuchów jednorzędowych odpowiednio wydłużonymi sworzniami. Na rysunku 1.7 przedstawiono łańcuch rolkowy dwurzędowy. Ogniwo wewnętrzne składa się z dwóch płytek połączonych ze sobą ciasno wtłoczonymi tulejkami, na których są luźno osadzone rolki.

Rys 1.7. Łańcuch rolkowy dwurzędowy

Ogniwo zewnętrzne składa się również z dwóch płytek połączonych ze sobą i z sąsiednimi ogniwami za pomocą sworzni. Sworznie są luźno osadzone w tulejkach i ciasno wtłoczone w otwory płytek. W ten sposób sworznie i tulejki są zabezpieczone od obrotu w płytkach, a luzy pomiędzy sworzniem a tulejką oraz tulejką a rolką umożliwiają przedostawanie się smaru. Dla ułatwienia montażu łańcuch ma ogniwo złączne zabezpieczone zatrzaskiem sprężynującym, nakrętkami, zawleczką lub drutem (rys. 1.8).

Rys. 1.8. Zabezpieczenie ogniwa ziącznego od przesunięć poprzecznych: a) zatrzask sprężynujący stosowany dla p < 19,05 mm, b) nakrętki stosowane dla p > 25,4 mm, c) drut lub zawleczka dla dowolnych podzialek

Rozróżnia się ogniwa złączne proste i wygięte. Ogniwo zlączne proste stosuje się przy parzystej liczbie ogniw łańcucha, natomiast ogniwo ztączne wygięte przy liczbie nieparzystej. Przyjmuje się, że obciążenie Pr zrywające łańcuch z ogniwem złącznym wygiętym wynosi 0,8 wartości podanych w tabl. 1.1 lub w odpowiednich normach. Ogniwo złączne wygięte przedstawiono na rys. 1.9 Do wyrobu łańcuchów stosuje się stale konstrukcyjne węglowe 55 lub 65 albo stopowe 40H, 45H, 35HM hartowane i odpuszczane do 38—49 HRC. Sworznie są wykonywane ze stali do nawęglania 10 lub 15 albo stopowych

Rys. 1.9. Ogniwo ziączne wygięte stosowane w przypadku nieparzystej liczby ogniw łańcucha

Tablica 1.1. Łańcuchy napędowe rolkowe

15H, 15HM utwardzanych do 50—62 HRC. Do wyrobu tulejek i rolek stosuje się stale 10 lub 15 nawęglane i utwardzane do 48—60 HRC.

Podziałka łańcuchów jest calowa lub milimetrowa. Łańcuchy są produkowane masowo przez wyspecjalizowane wytwórnie i są towarem rynkowym. Zadaniem konstruktora maszyny jest odpowiedni dobór łańcucha na podstawie obliczeń.

Podstawowe parametry powszechnie stosowanych łańcuchów napędowych rolkowych jedno-, dwu- i trzyrzędowych podano w tabl. 1.1. Szczegółowe parametry tych łańcuchów zawiera PN-77/M-84168. Łańcuchy napędowe rolkowe o podziałce wydłużonej opisuje PN-78/M-84167. Specjalne łańcuchy rolkowe typu S, przewidziane do pracy w warunkach, w których występują duże zanieczyszczenia, opisano w PN-77/M-84165; są one stosowane w konstrukcjach maszyn rolniczych i budowlanych, w przenośnikach materiałów sypkich itp. Łańcuchy typu S wykonuje się w wielu odmianach w zależności od przeznaczenia, np. kształt płytek z przyłączami pozwala na bezpośrednie mocowanie do nich elementów przenośnika. W innym wykonaniu łańcuch jest wyposażony w specjalne zabieraki, co upraszcza budowę przenośnika np. skrzynek na owoce lub przenośnika detali maszyn przy dużym kącie nachylenia linii transportu.

Obciążalność łańcucha zależy od nacisków jednostkowych w przegubach i od naprężeń rozciągających w płytkach łańcucha.

Od wartości nacisków jednostkowych w przegubach w dużym stopniu zależy trwałość łańcucha, która dla różnych napędów przyjmowana jest w granicach 2000—15000 h. Naciski powinny być na tyle małe, aby nie był wyciskany smar spomiędzy powierzchni współpracujących sworznia i tulejki oraz tulejki i rolki (rys. 1.7). Wartość nacisku jednostkowego p₁ między sworzniem a tulejką i wartość nacisku jednostkowego p₂ między tulejką a rolką można wyznaczyć z następujących wzorów według rys. 1.7

gdzie:

Su — siła użyteczna przenoszona przez łańcuch,

j — liczba rzędów w łańcuchu,

d_s— średnica sworznia,

d_t — średnica tulejki,

a — długość tulejki (równa szerokości wewnętrznego ogniwa łańcucha),

b — długość rolki,

p_d — dopuszczalny nacisk jednostkowy (dla łańcuchów rolkowych przyjmuje się p_d=20MPa, a dla łańcuchów zębatych przyjmuje się p_d =35MPa),

C — współczynnik warunków pracy.

Współczynnik warunków pracy C = C₁ C₂ C₃ C₄ C₅ C₆ C₇ przekładni łańcuchowych przyjmuje się z tabl. 1.2 (C₁ — współczynnik prędkości obrotowej małego koła wyznacza się z wykresu przedstawionego na rys. 1.10).

Rys. 1.10. Wspólczynnik prędkości obrotowej C₁małego koła; n₁- prędkość obrotowa małego koła.

Tablica 1.2. Współczynniki warunków pracy przekładni łańcuchowych

Ponieważ w przegubach łańcucha występują małe poślizgi współpracujących powierzchni oraz duże naciski, nie można tam uzyskać tarcia płynnego. Zużycie polegające na ścieraniu się powierzchni ślizgowych jest tym większe, im większe są naciski i poślizgi. Najbardziej zużywa się sworzeń oraz wewnętrzna powierzchnia tulejki. Miarą zużycia przegubów jest wzrost podziałki łańcucha.

Obciążenie użyteczne łańcucha S_u można obliczyć ze wzoru:

gdzie:

M₁ — moment obciążający małe koło,

z₁ — liczba zębów małego koła,

p — podziałka łańcucha.

W praktyce obliczenie napędu opiera się na obciążeniu zrywającym łańcuch (tabl. 1.1), podawanym przez wytwórcę lub w normach, i na odpowiednim współczynniku bezpieczeństwa.

Wybrany łańcuch można sprawdzić pod względem wytrzymałości na zerwanie, obliczając współczynnik bezpieczeństwa na zerwanie x_r według następującego wzoru:

gdzie:

Pr — obciążenie zrywające łańcuch (tabl. 1.1),

C₂ — współczynnik statyczności obciążenia (tabl. 1.2),

x_Rwym — wymagany współczynnik bezpieczeństwa na zerwanie z wykresu na rys. 1.11 (dopuszcza się przyjmować ogólnie dla łańcuchów drabinkowych x_Rwym = 10 + 3v, (gdzie v jest prędkością łańcucha w m/s),

S_u — obciążenie użyteczne łańcucha (ze wzoru (1.4)) w N,

S_v — napięcie łańcucha wywołane siłą odśrodkową

Rys. 1.11. Wymagany współczynnik bezpieczeństwa na zerwanie dla łańcuchów rolkowych i zębatych x_Rwym, n₁ — prędkość obrotowa małego koła, p — podziałka w mm

Tablica 1.3. Masa 1m łańcucha rokowego

gdzie:

q — masa łańcucha odniesiona do jednostki długości w kg/m (orientacyjna masa 1m łańcuchów podana jest w tabl. 1.3);

S_f — napięcie wywołane zwisem łańcucha

gdzie:

x — współczynnik nachylenia płaszczyzny osi kół względem poziomu (tabl. 1.4),

a — odległość osi kół łańcuchowych w m,

g — przyspieszenie ziemskie w m/s².

Tablica 1.4. Współczynnik x nachylenia płaszczyzny osi kół względem poziomu (b — kąt nachylenia płaszczyzny osi kół względem poziomu)

Przy wchodzeniu łańcucha na koło następuje uderzenie. Liczba uderzeń łańcucha o zęby koła na jednostkę czasu nie może być zbyt duża. Dlatego istotna jest liczba obiegów łańcucha na sekundę v/ L i prędkość obrotowa małego koła n\. Stąd warunki ograniczające, które można wyrazić następująco

gdzie:

v — prędkość obwodowa łańcucha w m/s,

L — długość łańcucha w m, z₁ — liczba zębów małego koła,

n₁ — prędkość obrotowa małego koła w obr/min,

m —liczba ogniw w łańcuchu obliczona ze wzoru (1.9),

(v/L)dop — dopuszczalna największa liczba obiegów łańcucha na sekundę (tabl. 1.5), n_max — największa prędkość obrotowa małego koła (tabl. 1.5).

Liczba ogniw w łańcuchu

gdzie:

L — długość łańcucha,

p — podziałka łańcucha,

a — odległość pomiędzy osiami kół,

z_1,2 — liczby zębów małego i dużego koła.

Tablica 1.5. Graniczne wartości prędkości obrotowych małego koła nniax oraz prędkości obwodowych łańcucha fmax i liczby obiegów łańcucha na sekundę (v/L)dor,

Liczbę ogniw w łańcuchu można również obliczyć według PN-81/M-84100. Liczbę ogniw łańcucha określa się łącznie z ogniwem złącznym. Obliczenie przekładni łańcuchowych rolkowych według Niemanna jest następujące. Przyjmuje się trwałość łańcucha T = 10⁴ h.

Dla przekładni z łańcuchem rolkowym moment na małym kole:

gdzie:

M₀₁ — dopuszczalny moment na małym kole w warunkach wzorcowych (C = l) dla łańcucha rolkowego jednorzędowego (j = l) (rys. 1.12),

j — liczba rzędów w łańcuchu rolkowym,

C — współczynnik warunków pracy przekładni,

z₁ — liczba zębów małego koła, m — liczba ogniw w łańcuchu,

i = z₂/z₁ — przełożenie,

Co = C₀₁C₀₂ C₀₃— współczynnik zewnętrznych warunków pracy (niezależny od parametrów geometrycznych przekładni),

C₀₁ — współczynnik statyczności obciążenia (tabl. 1.6),

C₀₂ — współczynnik sposobu smarowania (tabl. 1.7),

C₀₃ — współczynnik gatunku łańcucha, przy czym dla łańcuchów wyższej jakości C₀₃ = 1,0, dla łańcuchów zwykłej jakości C₀₃ = 0,8.

Tablica 1.6. Współczynnik statyczności obciążenia C₀₁ (wg Niemanna)

Na rysunku 1.12 podano dopuszczalny moment M₀₁ na małym kole przekładni z łańcuchem rolkowym w warunkach wzorcowych w zależności od prędkości obrotowej n₁ małego koła (według Niemanna).

Inny sposób praktycznego podejścia do obliczania przekładni napędowych z łańcuchami rolkowymi, częściowo zaczerpnięty z PN-81/M-84100, jest następujący. Znając moc przenoszoną przez przekładnię i liczbę obrotów koła napędzającego, wygodnie jest dokonać wyboru łańcucha z wykresów przedstawionych na rys. 1.13. W tym celu oblicza się moc skorygowaną N s, wyrażającą się wzorem:

gdzie:

N — moc przenoszona przez przekładnię obciążoną statycznie;

f₁ — współczynnik uwzględniający warunki pracy maszyny, przy czym f₁ = l przyjmuje się dla napędów obciążonych równomiernie o spokojnej, ciągłej pracy bez nadwyżek dynamicznych, np. w mieszalnikach cieczy, pompach odśrodkowych, walcach papierniczych, rozlewaczkach, dmuchawach, f₁ =1,5 — dla napędów obciążonych nierównomiernie, ze znacznymi nadwyżkami dynamicznymi, np. w betoniarkach, młynach kulowych, prasach mimośrodowych, pompach tłokowych o malej liczbie cylindrów i bez koła zamachowego, przeciągarkach, podnośnikach czerpakowych, nożycach do blach, f₁ = 2 — dla napędów pracujących z przerwami, często włączanych, jak np. urządzenia dźwigowe, lub też w maszynach pracujących udarowo (np. łamacze szczękowe, kruszarki walcowe);

f₂ — współczynnik uwzględniający liczbę zębów mniejszego koła łańcuchowego (rys. 1.14) . rysunki i tablice poniżej.

Rys. 1.12. Dopuszczalny moment M₀₁ na małym kole przekładni z łańcuchem rolkowym (w warunkach wzorcowych) w zależności od prędkości obrotowej n₁ małego koła (wg Niemanna); p — podziałka w mm

Tablica 1.7. Zalecane i dopuszczalne sposoby smarowania łańcuchów oraz wartości współczynnika sposobu smarowania Co2

Rys. 1.13. Wykresy dla doboru łańcucha rolkowego (wg PN-81/M-84100) w zależności od skorygowanej mocy N_s i prędkości obrotowej n₁ koła napędzającego:

a) łańcuchy uprzywilejowane (mające w symbolu literę B),

b) łańcuchy nieuprzywilejowane (mające w symbolu literę A) (patrz tabl. 1.1)

Rys. 1.14. Wspóczynnik f₂ zależny od liczby zębów z₁ koła napędzającego, uwzględniany w obliczaniu skorygowanej mocy N_s przekładni z łańcuchem rolkowym (według PN-81/M-84100)

Moc N przenoszoną przez przekładnię można obliczyć ze wzoru

gdzie:

S_u — statyczne (użyteczne) napięcie łańcucha w N, obliczone ze wzoru (1.4),

v — prędkość obwodowa łańcucha w m/s.

Znając wartość mocy skorygowanej N_s i prędkość obrotową n₁ koła napędzającego, można wybrać łańcuch z wykresów na rys. 1.13a, na których są umieszczone symbole łańcuchów uprzywilejowanych, lub też z wykresów na rys. 1.13b. Parametry łańcuchów o symbolach zaznaczonych na wykresach z rys. 1.13 znajdują się w tabl. 1.1 oraz w PN-77/M-84168. Obciążenie P_r zrywające wybrany łańcuch odczytuje się również z tabl.1.1. Całkowite napięcie statyczne łańcucha S_cst wyznacza się ze wzoru

gdzie:

S_u — napięcie statyczne łańcucha obliczane ze wzorów (1.4) lub (1.12),

S_v — napięcie łańcucha wywołane siłą odśrodkową, obliczane ze wzoru (1.6),

S_f — napięcie wywołane zwisem łańcucha, obliczane ze wzoru (1.7).

Całkowite napięcie dynamiczne łańcucha S_cd oblicza się ze wzoru

gdzie

S_d. = S_uf₁ Jest napięciem dynamicznym łańcucha.

Współczynnik bezpieczeństwa na zerwanie łańcucha przy obciążeniu statycznym x_Rst można obliczyć ze wzoru:

gdzie:

P_r — siła zrywająca, odczytana z tabl. 1.1 po dokonaniu wyboru łańcucha z wykresu na rys. 1.13,

S_cst — całkowite napięcie statyczne obliczone ze wzoru (1.13).

Współczynnik bezpieczeństwa na zerwanie przy obciążeniu dynamicznym x_Rd można obliczyć ze wzoru:

gdzie:

S_cd — całkowite napięcie dynamiczne łańcucha obliczone ze wzoru (1.14).

Dobierając łańcuch z wykresów na rys. 1.13 należy wziąć pod uwagę to, że wartości mocy skorygowanej N_g podano tam dla: łańcuchów o liczbie ogniw m = 100, koła napędzającego o liczbie zębów z₁ = 19 (f₂ = 1)i napędu równomiernego (f₁ = l), przełożenia i = 3, założonej trwałości łańcucha T = 10000 h i prawidłowego smarowania (zgodnego z wymaganiami PN-81/M-841001, PN-78/M-84160).

3. Koła zębate dla łańcucha rolkowego

Zarys zębów i wymiary obwodowe koła łańcuchowego przedstawiono na rys. 1.15.

Rys. 1.15. Koło zębate dla łańcucha rolkowego. Wymiary obwodowe uzębienia

Zależności geometryczne dla koła współpracującego z łańcuchem rolkowym o podziałce normalnej są następujące: (1.17)

Przekrój osiowy koła łańcuchowego jedno-, dwu- i trzy rzędowego przedstawiono na rys. 1.16. Zależności geometryczne przekroju wzdłuż osi koła łańcuchowego współpracującego z jedno- i dwurzędowym łańcuchem rolkowym o podziałce normalnej są następujące (1.24)

Rys. 1.16. Kolo zębate dla łańcucha: a) jednorzędowego, b) dwurzędowego, c) trzyrzę-dowego. Wymiary uzębienia wzdłuż osi koła

Tablica 1.8. Szerokość wieńca koła łańcuchowego b_f1

b_f1 — z tabl. 1.8

gdzie:

b_fn — szerokość wieńca koła dla j krotnego łańcucha,

j — krotność rzędów łańcucha,

p_t — podziałka rozstawienia wieńców kół dla łańcucha wielorzędowego według rys. 1.16 i tabl. 1.1,

h — grubość płytki ogniwa łańcucha według rys. 1.7

Obliczanie podstawowych parametrów kół łańcuchowych współpracujących z łańcuchami napędowymi tulejkowymi i rolkowymi podano w PN-73/M--84161. Jako materiał na koła łańcuchowe stosuje się najczęściej stale utwardzane powierzchniowo do 40-50 HRC. Gdy warunki pracy są lekkie, stosuje się żeliwo modyfikowane lub tworzywa sztuczne. Obróbka zębów — najczęściej frezowaniem obwiedniowym lub na frezarkach sterowanych numerycznie.

Opracowano na podstawie:  ?Podstawy konstrukcji maszyn t.3” pod redakcją Marka Dietricha , autor rozdziału Tadeusz Kacperski WNT W-wa