апруг в ведучою? 1 і веденої? 2 гілках ременя при робочому ході на малій швидкості (без урахування впливу відцентрових сил), тобто
? 1 -? 2=kп,
Величиною kп оцінюється тягова здатність пасової передачі.
. Напруга вигину? Та. Виникає в ремені при обгинанні шківів. За законом Гука? Та =? Е, де?=Ymax /?- Відносне подовження волокон на опуклій стороні ременя при вигині.
ymax=0,56? і?=0,5 (D +?), отже,
.
Нехтуючи величиною? в порівнянні з D, отримуємо
(14)
де?- Товщина ременя;
Е - модуль поздовжньої пружності матеріалу ременя.
З формули (14) випливає, що найбільшу напругу вигину в ремені виникає на малому шківі D1. Зазвичай з міркувань компактності прагнуть приймати невеликі значення D1 тому? И1 може в кілька разів перевищувати всі інші напруги в ремені. На практиці величина? И1 обмежується мінімально допустимим значенням? / D1 / 1,2 /. Напруга вигину не впливає на тягову здатність передачі. Змінюючись за отнулевому циклу, воно є головною причиною втомного руйнування ременя.
. Напруга від відцентрових сил
.
Найбільше сумарне напруга? max (див. креслення 3) виникає в поперечному перерізі ременя в місці його набігання на малий шків (ця ж величина напруги зберігається на всій дузі спокою)
. Допускаються ПИТОМИЙ ОКРУЖНЕ ЗУСИЛЛЯ
Тягова здатність пасової передачі обумовлюється зчепленням ременя зі шківами. Досліджуючи тягову здатність, будують графіки криві ковзання і ккд (см графік на кресленні 4) на їх базі розроблений сучасний метод розрахунку ремінних передач.
В результаті дослідження кривих ковзання, побудованих за досвідченим даними, встановлюють зв'язок між корисним навантаженням - окружним зусиллям Р і попереднім натягом ременя S0 залежно від коефіцієнта ковзання?. По осі абсцис графіка відкладають навантаження, виражену через коефіцієнт тяги:
; (17)
по осі ординат - коефіцієнт ковзання? і к.к.д. передачі?.
При побудові кривих поступово підвищують корисне навантаження Р при постійному натягу S1 + S2=2S0, заміряючи при цьому ковзання і к.к.д. передачі. При зростанні коефіцієнта тяги від нуля до критичного значення? 0, спостерігається тільки пружне ковзання. У цій зоні пружні деформації ременя наближено підкоряються закону Гука, тому крива ковзання близька до прямої. При значенні? 0 окружне зусилля Р досягає величини максимальної сили тертя, дуга спокою? П1 зникає, а дуга ковзання? С1 поширюється на весь кут обхвату (див. креслення 2).
При збільшенні коефіцієнта тяги від? 0 до? max робота передачі стає нестійкою. До пружному ковзанню додається часткове буксування, яке у міру збільшення? зростає, ремінь швидко зношується, к. п. д. передачі різко падає. При? Max настає повне буксування, ведений шків зупиняється, к.к.д. падає до нуля.
Згідно кривої ковзання, коефіцієнт тяги? слід приймати близьким? 0 якому відповідає? max. Робота при?>? 0, допускається тільки при короткочасних перевантаженнях, наприклад, в період пуску. Значення? 0 встановлюють експериментально для кожного типу ременя.
Таким чином, крива ковзання відображає явища, що відбуваються в пасової передачі та спільно з кривою к.к.д. характеризує її роботу в даних умовах. Критерієм раціональної роботи ременя служить...
