При виборі кроку ланцюга враховують міжцентровану відстань передачі і переданої потужності. Для дволанкових ланцюгових передач обраний крок повинен задовольняти умову [12]:

18.13

де А – міжцентрова відстань.

Якщо за умовами міцності може бути використаний ланцюг із меншим кроком, її варто приймати як більш кращу в порівнянні з ланцюгом більшого кроку, обраного по частоті обертання зірочки.

Число рядів вибирають на основі розрахунку ланцюга на статичну міцність або витривалість і зносостійкість. Ланцюги розраховують на міцність по граничних навантаженнях, що викликає в небезпечних перетинах деталей граничні напруги, рівні межі міцності або межі утоми:

18.14

де Р_ПР – граничне навантаження;

_ПР – гранична напруга;

F – площа небезпечного перетину деталей ланцюга, що залежить від типу і кроку ланцюга.

Площа небезпечних перетинів роликових ланцюгів визначається по формулах:

для внутрішніх пластин

; 18.15

для зовнішніх пластин

18.16

де m – число однойменних пластин в одному ряду;

b – ширина вушка внутрішньої пластини;

b₁ – ширина вушка зовнішньої пластини;

dвт – зовнішній діаметр втулки;

d – діаметр валика;

s – товщина пластини.

У розрахунках на статичну міцність граничне навантаження можна знайти по межі міцності матеріалу пластин, а в розрахунках на витривалість – по граничній амплітуді напруг проміжних пластин. Як вказувалося раніше, для ланцюгів бурових установок гранична амплітуда проміжних пластин приймається рівною 50 МПа.

Знаючи число зубів і крок зірочки, розрахунок ланцюга на міцність зручно виконувати по граничному моменті:

18.17

де dд – діаметр ділильного кола;

z₁ – число зубів меншої зірочки;

t – крок зірочки (ланцюга).

Гранична потужність, передана ланцюгом заданого типорозміру:

18.18

де ₁, n₁ – кутова швидкість і частота обертання меншої зірочки.

Ланцюги розраховують на статичну міцність незалежно від числа циклів їхнього навантаження. Умова статичної міцності ланцюга визначається виразом

18.19

де S – коефіцієнт запасу по руйнуючому навантаженню;

_Р – руйнуюче навантаження;

Р_max – максимальне навантаження;

[S]=3.5 – коефіцієнт запасу, що допускається, по руйнуючому навантаженню.

Максимальне навантаження на ланцюг визначається:

— у приводі піднімального механізму – по максимальному навантаженню на гаку для відповідної швидкості підйому;

— для тихохідної передачі на піднімальний вал – по навантаженню , що допускається, на гаку;

— у приводі бурових насосів і ротора

18.20

де Р – навантаження на ланцюг, розрахований виходячи з потужності або моменту, переданих насосу і столу ротора;

К_П – коефіцієнт перевантаження.

Навантаження на ланцюг або корисне колове зусилля визначається по радіусі ділильного кола зірочки і складають залежно:

— від обертального моменту

; 18.21

від потужності

18.22

де М – момент, що крутить переданою зірочкою;

N - потужність, передана ланцюгом;

Р - навантаження на ланцюг;

t - крок ланцюга;

z - число зубів зірочки;

n - частота обертання зірочки.

Значення коефіцієнта перевантаження К_П, що враховує вплив на статичну міцність і витривалість динамічних навантажень, для ланцюгових передач бурових установок із дизельно-гідравлічним приводом і електроприводом на постійному струмі приведені нижче.

Буровий насос	Двохпоршневий	Трьохпоршневий
Передача, що працює в приводі бурового насоса	1,80	1,55
Передачі, сумуючої трансмісії, що працюють у приводі бурових насосів, у випадку передач на насос
ланцюгова	1,8	1,55
клинопасова	1,4	1,25
Передачі, що працюють у приводі ротора	1,25
Передачі, що працюють у приводі піднімального механізму	1

При дизель механічному приводі й електроприводі на змінному струмі значення коефіцієнта перевантаження варто збільшити в 1,2 рази.

Досвід показує, що при достатньому мастилі працездатність ланцюгових передач лімітується опором пластин утоми. Відповідно до прийнятих рекомендацій, ланцюги розраховують на опір утоми, якщо число циклів їхніх навантажень N10⁴. Формули, що визначають опір ланцюга втоми, приведені нижче.

Рисунок 8.6 Графік для визначення граничної потужності , яка передається одним рядом багаторядного ланцюга типу Н- 38,1

Коефіцієнт запасу

; 18.23

; 18.24

Рисунок 8.7. Графік для визначення граничного крутного моменту,якийпередається одним рядом багаторядного ланцюга типу Н- 38,1