Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 13
1.1. Анализ существующих конструкций косилочных устройств 13
1.2. Анализ надежности и долговечности привода роторов косилки для окашивания штамбов плодовых деревьев и выбор типа ремня 16
1.3. Обзор конструкций зубчато-ременных передач 18
1.4. Упругие характеристики зубчатых ремней
1.5. Нагруженность зубьев на дуге обхвата 26
1.6. Напряженно-деформированное состояние зубчатого ремня 29
1.7. Выводы по главе, цель и задачи исследований 33
2. Теоретическое исследование закономерностей силового взаимодействия в передаче зубчатым ремнем и расчет нагрузок в зацеплении 34
2.1. Постановка задачи и математическая модель 34
2.2. Влияние упруго-жесткостных характеристик зубчато-ременной передачи на распределение нагрузки 41
2.2.1. Особенности конструкции зубчатых ремней .41
2.2.2. Влияние жесткости корда и зубьев ремня на распределение нагрузки на дуге обхвата
2.3. Применение метода итерации к расчету нагрузок в зацеплении 49
2.4. Влияние разношаговости зубьев на распределение нагрузки между зубьями ремня 56
2.5. Влияние диаметра шкива на распределение нагрузки между зубьями ремня 67
2.6. Выводы по главе 73
3. Исследование напряжнно-деформированного состояния зубчатого ремня 75
3.1.Исследование напряженно-деформированного состояния зубчатого ремня при различных случаях нагружения
3.2. Расчет долговечности зубьев ремня 104
3.3. Выводы по главе 107
4. Программа и методика проведения экспериментальных исследований 109
4.1. Программа экспериментального исследования .109
4.2. Методика проведения экспериментальных исследований
4.2.1. Описание установки для определения жесткости зубьев зубчатого ремня и методика проведения эксперимента 109
4.2.2. Описание установки для исследования неравномерности распределения нагрузки по зубьям дуги обхвата и методика проведения эксперимента 111
4.2.3. Описание установки для определения характеристик окашивающей косилки и методика проведения эксперимента 114
4.3. Математические методы планирования эксперимента 117
4.3.1. Выбор типа модели и схемы ее планирования .118
4.3.2. Статистический анализ планов второго порядка
4.3.2.1. Определение коэффициента регрессии 121
4.3.2.2. Оценка значимости коэффициентов регрессии 124
4.3.2.3. Проверка адекватности математической модели 125
4.3.2.4. Проверка воспроизводимости математической модели 126
4.3.3. Выводы по главе 127
5. Экспериментальные исследования привода окашивающей косилки 129
5.1. Экспериментальное определение жесткости зубьев зубчатого ремня 129
5.2. Экспериментальное исследование неравномерности распределения нагрузки по зубьям дуги обхвата 131
5.3. Экспериментальное исследование характеристик окашивающей косилки с зубчато-ременной передачей 135
5.3.1. Реализация матрицы планирования 143
5.3.2. Определение коэффициентов регрессии .
5.3.3. Оценка значимости коэффициентов регрессии .
5.3.4. Проверка адекватности математической модели
5.3.5. Проверка воспроизводимости математической модели
5.3.6. Математическая модель поверхности отклика .
5.4. Выводы по главе .
6. Реализация результатов исследования и экономическая эффективность модернизированного привода косилки 152
6.1. Реализация результатов исследования. , .152
6.2. Экономическая эффективность окашивающей косилки с модернизированным приводом 154
6.3. Выводы по главе 158
Выводы 159
Литература
- Анализ надежности и долговечности привода роторов косилки для окашивания штамбов плодовых деревьев и выбор типа ремня
- Влияние упруго-жесткостных характеристик зубчато-ременной передачи на распределение нагрузки
- Расчет долговечности зубьев ремня
- Описание установки для определения жесткости зубьев зубчатого ремня и методика проведения эксперимента
Анализ надежности и долговечности привода роторов косилки для окашивания штамбов плодовых деревьев и выбор типа ремня
В настоящее время существует множество косилочных устройств. Их классифицируют по общности траекторий движения режущих элементов [18, 103], по динамическому признаку: инерционные с возвратно-поступательным движением ножа и безинерционные или ротационные.
Новиков Ю.Ф. делит в свою очередь ротационные аппараты на две группы: с поступательным движением рабочих органов и с их вращательным движением вокруг вертикальной или горизонтальной оси [85]. Черей Н.Н. выделяет режущие аппараты с поступательным движением рабочих органов в отдельную группу, как занимающие промежуточное положение между режущими аппаратами с вращательным и поступательным движением рабочих органов. Фомин В.И. [120] относит к ротационным только режущие аппараты бесподдорного резания.
Шекихачев Ю.А. [122] после детального анализа конструкций различных типов косилочных устройств, пришел к выводу, что наиболее эффективной и перспективной конструкцией режущего аппарата, наиболее надежной и рациональной схемой агригатирования с транспортным средством является конструкция с вращательным движением ножа с вертикальной осью вращения ротора, подразделяющиеся на режущие аппараты с нижним, верхним и комбинированным приводом. В иностранной литературе таковые аппараты называются дискового и барабанного типа.
В нашей стране серийно выпускаются ротационные косилки с нижним приводом К-24А, К-48Б, ККД-1, 5, КРН-2,1 и др. Аналогичные типы ротационных косилок выпускаются зарубежными фирмами "Mort", "Kuhn", "Fahr", "Welger", "Taarap" и другие, а также с верхним приводом: "Zweegers", "Krone", "Claas", "Deuts Fahr" и другие. Диски роторов имеют разнообразные формы: круглые, эллипсоидные, треугольные, типа усеченного конуса. Формы самих режущих элементов также весьма разнообразны: плоские, изогнутые правильной и неправильной форм, круглого поперечного сечения.
Таким образом, ротационный режущий аппарат получил преимущество вследствие высокой эффективности срезания растительности, простоты агрегатирования с транспортными средствами, высокого качества работы, большой производительности и т.д.
Однако, при всей эффективности ротационных косилочных устройств, использование данных типов устройств в некоторых случаях затруднительно, а порой и невозможно, что объясняется конструктивными особенностями косилочных устройств, а также террасной спецификой горного и предгорного садоводства. Большой интерес представляет роторная косилка, внедренная на Кабардино-Балкарской опытной станции садоводства (КБСХОСС), КБР в 1977 году. Роторная косилка базируется на почвообрабатывающей фрезе ФА-0.76 (Болгария) с автоматически отклоняющейся секцией.
Ротационная косилка фирмы "Cabe" (Италия) предназначена для скашивания растительности с междурядий и приствольных полос и содержит один ротор с защитным ограждением по периметру.
По типу привода косилочные устройства делятся на косилки с электрическим, механическим, и гидравлическим приводом. Электрический привод не нашел широкого применения в косилочных устройствах из-за проблематичности питания таковых устройств. Механический привод применяется в зерноуборочных и силосоуборочных комбайнах, а также широко в косилочных устройствах. В общем случае режущий аппарат приводится в движение от вала отбора мощности (ВОМ) трактора через карданный вал, клиноремен-ную, зубчатую или цепную передачу. Гидравлический привод получил достаточно широкое применение, он позволяет получать высокий крутящий момент и высокие числа оборотов ротора при достаточной компактности и надежности. По характеру агрегатирования с транспортным средством косилочные устройства бывают навесные, полунавесные, прицепные. Наибольшее распространение получили навесные устройства из-за большей маневренности, высокой производительности, возможности оперативного регулирования высоты срезания растительности и перевода в транспортное нерабочее положение. Навеска может быть фронтальной, боковой, задней и комбинированной.
В косилочных устройствах используются различные типы механизма привода ножа: дезаксиальный кривошипно-шатунный, кривошипно-шатунный с колебательным валом, кривошипно-шатунный с водилом, механизм с качающейся шайбой, кривошипно-шатунный с коромыслом.
Анализ приведенных механизмов привода ножа косилочных устройств показывает, что они имеют следующие недостатки: сложность и громоздкость конструкции, невысокие надежность и долговечность, наличие больших инерционных сил, приводящих к вибрации косилки, невозможность в большинстве случаев ремонта в полевых условиях [122].
Условия работы машин для удаления растительности в садах с междурядий и с пространства вокруг штамбов плодовых деревьев ограничивается шириной междурядий, размерами наземной части плодовых насаждений.
После прохождения серийных машин в плодоносящих садах под кронами плодовых деревьев остается необработанная полоса шириной до 1.5м. Существующие косилочные устройства не в состоянии обработать эту полосу. В молодых садах эти машины вообще неэффективны, так как их конструктивные особенности и параметры следящих систем не позволяют среагировать на молодые гибкие саженцы.
Влияние упруго-жесткостных характеристик зубчато-ременной передачи на распределение нагрузки
Корд ремня изготавливается из различных материалов, это может быть металлотрос, вискозный шнур, шнур из арамидных или кевларовых, а также капроновых и стекловолокон. Корды из синтетических материалов являются предпочтительными, так как ремни на их основе имеют меньшую изгибную жесткость, большую разрывную прочность и большую адгезионную активность к эластомеру массива ремня по сравнению с металлотросами.
Тяговый слой ремня должен иметь высокую прочность, быть практически нерастяжимым при рабочих нагрузках, чтобы обеспечить постоянство шага зубьев ремня и правильное его зацепление со шкивом, иметь высокую изгибостойкость, хорошую прочность связи с резиной или полиуретаном, не иметь усадки в процессе изготовления при воздействии высоких температур.
Металлокорд, как правило, изготавливают из латунированной проволоки диаметром 0.12 мм. Для ремней с модулями 1-3 мм применяют металлокорд 7Л12, для ремней с модулем 4-7 мм металлокорд 21Л12. Металлокорд имеет ряд недостатков, такие как низкая изгибостойкость, коррозия в условиях повышенной влажности, раскручиваемость при обрезке на отдельные пряди и проволоки.
Стеклокорд обладает рядом преимуществ по сравнению с металлокор-дом. Ремни со стеклокордом работоспособны в любых климатических условиях, так как он не подвержен коррозии, стеклокорд не раскручивается, обеспечивает большую эластичность ремня. Однако при этом у стеклокорда имеются и низкая стойкость к ударным нагрузкам, хрупкость, малая изгибостойкость.
Чтобы обеспечить достаточную прочность связи стеклокорда с резиной, повысить его изгибостойкость и технологические свойства, его подвергают пропитке латексными составами: на основе латексов ДМВП-10Х; бума-текс ВП, полисар-81; тройного сополимера дивинила, и др. Прочность связи стеклокорда, имеющего покрытие на основе латекса бунатекс ВП, с резиной на основе хлоропренового каучука составляет 6-7 МПа, тогда как для покрытия на основе латекса ДМВП-10Х этот показатель равен 3-4 МПа [117].
Для высокоэластичных зубчатых ремней повышенной надежности используют корды из синтетических арамидных нитей, прочность и изгибо-стойкость которых значительно выше, чем у стеклокорда.
Как показывают исследования [81] силы адгезии оказывают значительное влияние на продольную жесткость ремней, так как одной из особенностей зубчатого ремня является взаимодействие отдельных спиралей кордш-нура между собой, осуществляемое через силы адгезии спиралей к эластомеру. Чем выше значения этих сил, тем большую продольную жесткость имеет ремень. Так, ремни, изготовленные с одним и тем же кордшнуром, например металлотросом диаметром 0.36 мм, с использованием одинаковой технологии изготовления, например литья, но с различными эластомерами- резиной и полиуретаном, имеют разную продольную жесткость, и она меньше у полиуретанового ремня, так как силы адгезии металлотроса к полиуретану в 1.3 раза меньше, чем к резине [81].
Эластомер для массива должен иметь достаточно высокие прочность, сопротивляемость разрыву, динамическую выносливость, твердость, теплостойкость, маслобензостойкость, а в последнее время к эластомерам предъявляются требования по озоностойкости и антистатичности, а также хорошие технологические свойства при переработке.
В зубчатых ремнях применяют главным образом резины на основе хлоропренового каучука. Резины должны иметь твердость по Шору А65-75 единиц для ремней малых модулей с повышенной эластичностью и 70-80 единиц для более крупных размеров. Содержание каучука в резинах 45-55%, наполнителей от 32 до 40% по массе.
Ремни типа "Вгесо" (Германия, Англия) изготавливают методом экструзии из полиуретанового термоэластопласта со следующими показателями [127-130,134,135]: Условная прочность при растяжении, Мпа Относительное удлинение при разрыве, % Твердость по Шору А Предельная температура работоспособности, С 40-45400-50085-9680
Для покрытия зубьев ремней модуля 1-2 мм, изготавливаемых методом сборки, применяют тонкую эластичную ткань из полиамида, для ремней большего модуля- ткань капроновую, арт. 56320. Основные характеристики тканей для покрытия зубьев ремней различных модулей приведены в таблице 2.5. Для того, чтобы ткань не отслаивалась от резины, в сборочных ремнях ее обрабатывают клеевыми составами на основе хлоропренового каучука концентрацией 20-30% [1171.
Целью настоящего раздела является рассмотрение особенностей распределения нагрузки по зубьям ремня на дуге обхвата в зависимости от сочетания упруго-жесткостных характеристик несущего слоя и зубьев ремня, и их оптимизация для достижения более равномерного распределения нагрузки.
В работах [81, 72, 19, 123] и других, исследовались упругие характеристики ремней, но систематизированных данных по влиянию упруго-жесткостных характеристик составляющих ремня на распределение нагрузки по дугам обхвата нет.
Расчет долговечности зубьев ремня
На дуге обхвата шкива ремнем находится 12 зубьев. Как видно из рис.2.9, некоторые значения зазоров имеют отрицательную величину, что соответствует случаю, когда шаг ремня меньше шага шкива (tp t ), то есть ремень входит в зацепление с натягом. Такой случай требует некоторых изменений в методике расчета, поэтому натяг принимался как зацепление без зазора (At=0).
Расчет нагрузок, действующих в контактирующих парах зубьев ремня и шкива проводился на ЭВМ по разработанной программе для решения системы уравнений (2.1), но вместо слагаемого At, постоянного (At=const) в работах [20, 107], подставлялись значения Ati, то есть текущие величины зазоров (рис.2.9), (Atj const): (Pfri-PiOAp=a (Fi-(EPj)yf-Ati, 2Рі=Рокр (2.29) На основе полученных результатов были построены трехмерные графики или поверхности распределения усилий (Р), возникающих в контактах зубьев (z), расположенных на дуге обхвата, для разных значений коэффициента тяги \У. РиС.2.10, 2.її, 2.12, 2.ІЗ соответствуют кривым зазоров Ati 1,2,3,4 (рис.2.9), величины которых, соответственно и подставлялись в систему уравнений (2.29). Как видно из первых трех графиков, нагрузка между зубьями ремня распределяется крайне неравномерно. Даже при значении коэффициента тяти w=i.O, в контакте находится 5-6 зубьев из 12 возможных, а при малых значениях коэффициента - всего 2-3 зуба, которые и воспринимают все усилие. Величина нагрузки Р тем выше, чем больше зазоры. На рис.2.11, при несколько большей равномерности соответствующей ему кривой 2, (рис.2.9), по сравнению с кривой 1, значения Р больше, чем на рис.2.10. Это объясняется меньшей величиной зазоров на первых зубьях (линия 1, рис.2.9), но график на рис.2.10 имеет более крутой спад от зуба к зубу, следовательно и меньшую равномерность (как и кривая 1, рис.2.9) распределения нагрузки. На графике рис.2.і 1 нагрузки имеют меньшие величины; при малых значениях коэффициента тяги в контакте находится большее число зубьев, в сравнении с двумя предыдущими случаями, что объясняется меньшими зазорами (кривая 3, рис.2.9). Наиболее благоприятным является четвертый случай (рис.2.13), с постоянной величиной зазора (кривая 4, рис.2.9). В данном примере нагрузка Р имеет меньшую амплитуду, что становится возможным за счет большего числа контактирующих зубьев. Здесь в контакте находятся уже все 12 зубьев дуги обхвата, начиная с величины коэффициента тяги ф=0.8. Рис.2.10. Распределение нагрузки по зубьям
Распределение нагрузки по зубьям Имеется, также тенденция к большей пологости самих кривых нагрузки Р, то есть к большей равномерности распределения нагрузки между контактирующими зубьями.
Отрицательные значения нагрузки Р соответствуют случаям, когда зубья ремня вступают в контакт с зубьями шкива своей противоположной стороной, из-за больших величин накопленной погрешности.
Таким образом, полученные результаты говорят о том, что распределение нагрузки между контактирующими зубьями ЗРП и ее величина пропорциональны величинам зазоров в контактирующих парах, а характер кривых распределения зазоров оказывает влияние на характер кривых распределения нагрузок. В связи с этим, исключительно за счет монтажа ЗРП можно найти такое относительное начальное положение шкивов и ремня, в котором, при прочих равных условиях, количество контактирующих зубьев будет наибольшим, наименьшими контактные нагрузки в зацеплении, а характер их распределения наиболее равномерным, что, соответственно, позволит повысить ресурс использования зубчатых ремней и зубчато-ременной передачи вцелом.
На рис.2.14 и 2.15 представлены диаграммы накопленных погрешностей по результатам измерения зубчатого ремня и шкива.
То обстоятельство, что изменение нагрузки от зуба к зубу на дуге обхвата нелинейно даже при линейном законе изменения приращения шагов зубьев стало предпосылкой к корректировке параметра Atj с целью нахождения такого закона изменения шагов зубьев шкива или ремня, при котором обеспечивается выравнивание распределения нагрузки по дуге обхвата.
Вместо величины приращения разности шагов At const или изменяющейся по случайному закону, как в предыдущем случае, в расчетную систему уравнений (2.29) вводились величины Atj, изменяющиеся по различным нелинейным законам (2.31-2.35). Система уравнений (2.29) с учетом корректировок имеет вид:
Описание установки для определения жесткости зубьев зубчатого ремня и методика проведения эксперимента
Расчет долговечности по оценке изгибных или контактных напряжений, применяемый для расчета металлических деталей, в частности зубчатых передач, не может быть использован в оценке долговечности зубчатого ремня, так как здесь величина деформации зубьев при действии рабочих нагрузок соизмерима с геометрическими размерами самих зубьев. Напряжения, соответствующие деформациям зубьев ремня: изгибные, контактные, сдвиговые - действуют в совокупности. При этом деформация зубьев ремня ограничивается жесткостью зубьев и прочностью их крепления к каркасу. Как отмечают многие авторы [81, 72], усталостное разрушение зубьев ремня носит не только адгезионный характер. Распространение усталостной трещины проходит как вдоль адгезионного слоя: резина - стальной трос, так и в массиве эластомера зуба. Причиной возникновения усталостной трещины у основания зуба ремня является концентрация напряжений у основания зуба, как это было показано выше. Таким образом, при расчете долговечности зубьев ремня нет необходимости выделять расчет на смятие или контактную прочность, так как эти виды деформации не имеют критериев разрушения.
С учетом характера разрушения можно выделить из суммарной деформации зубьев их сдвиговую составляющую, по которой и необходимо проводить расчет долговечности ремня. Известно [72], что долговечность резинотехнических изделий при циклическом нагружении вполне успешно можно определять из зависимости: NHs2/si)P , (3.3) где T] - напряжение, соответствующее разрушению при однократном нагружении, которое можно принять равным пределу прочности; 7Ї - амплитуда напряжения; Ni - количество циклов нагружения до разрушения; В - коэффициент сопротивления усталости резины.
Необходимо учитывать также, влияние обкладки зубьев, наличие которой повышает стойкость зубьев к образованию трещины. По данным [72] коэффициент повышения стойкости к образованию трещины за счет обкладки Коб составляет 1.2... 1.7 в зависимости от амплитуды напряжения. Выражение (3.3) с учетом влияния обкладки примет вид: NK M/K , (3.4) Таким образом, следуя этой методике можно сравнить долговечность стандартного зуба и зуба предложенной конструкции. Сравнительный анализ данных показывает, что при диаметре отверстия, равного 1.0мм, при данных геометрических параметрах зубьев долговечность ремня повышается на величину до 5% за счет снижения уровня напряжений внутри зуба.
Для образования усталостной трещины необходимо некоторое число циклов нагружения, и оно тем меньше, чем больше амплитуда напряжений. Образование трещины характеризуется скоростью, равной отношению длины трещины li к числу циклов N.. Выделяется две фазы усталостного разрушения зубьев: фаза накопления повреждений, заканчивающаяся локальным разрушением некоторого объема зуба с образованием усталостной трещины у ос 106 нования зуба, и фазу развития трещины вплоть до отрыва зуба. Из этого следует, что при усталостном разрушении зубьев ремня повышаются требования в отношении снижения концентрации напряжений.
При сравнении скорости образования трещины и интенсивности износа зуба, обусловленного входным трением, усталостная трещина не успевает зародиться в поверхностном слое из-за износа. Следовательно, разрушение зубьев от того или иного вида дефектов следует рассматривать как результат конкуренции двух одновременно протекающих процессов: зарождения трещины и износа в поверхностном слое у основания зубьев. Снижение входного трения создает условия для усталостного разрушения зубьев. Возникновение дефекта значительно ускоряется при истирании обкладки. По данным [72], подтверждением реализации того или иного механизма разрушения зубьев является отмечаемое при испытаниях передачи си=1 наличие износа зубьев ремня со стороны, сопрягающейся с ведущим шкивом, и усталостного разрушения со стороны, сопрягающейся с ведомым шкивом. Кроме того, установлено [72], что выход из строя ремня обусловлен разрушением группы зубьев ремня, значение шага которых отличается от номинального. В этом случае усталостное разрушение зубьев рассматривается как следствие на-гружения циклическими нагрузками, амплитуда которых соответствует максимальной нагрузке Pz max, обусловленной отклонениями шага зубьев шкива и ремня. Погрешность шага зубьев согласно 8-й степени точности зубчатых передач вызывает изменение нагруженности до 6-12% при z=10.I]fe коррекции диаметров шкивов необходимо учитывать, что при увеличении диаметра ведущего шкива, выполняемого для разгрузки входящих в зацепление зубьев (Pz вх стремящимся к 0), максимальная нагрузка на выходящих из зацепления зубьях возрастает до 2Р2 ср, что может быть причиной усталостного разрушения зубьев.
Соотношение диаметров шкивов или передаточное отношение также влияет на характер разрушения зубьев. Зубья ремня разрушаются со стороны, сопрягающейся с меньшим из шкивов и в зависимости от передаточного числа разрушение зубьев происходит из-за износа при и 1, усталостного разрушения при и 1 или износа и усталостного разрушения, протекающих одновременно при и=1. Долговечность зубчатого ремня зависит от того, какой вид разрушения реализуется в данной передаче. При малом входном трении, когда скорость образования дефекта выше скорости износа, зубья ремня выходят из строя из-за образования усталостной трещины, поэтому крайне важным является обеспечение снижения концентрации напряжений, чему способствует предложенная конструкция ремня с отверстием. Расчетным путем установлено, что уровень напряжений в зубе с отверстием снижается в сравнении со стандартным зубом, при диаметре отверстия, находящимся в пределах 0.12...0.15т.
В стандартном зубе ремня трапецеидальной и полукруглой формы напряжения концентрируются у основания, а также у вершины трапеции. В полукруглом профиле напряжения в массиве зуба распределяются более равномерно. Сквозное отверстие позволяет повысить податливость зуба на величину до 20% практически без снижения прочностных характеристик и продольной жесткости ремня. При этом, при диаметре отверстия 1.0мм, как для трапецеидальных, так и для полукруглых зубьев уровень напряжений имеет величину, меньшую, чем в цельном стандартном зубе. Однако податливость зуба в этом случае остается недостаточной. Увеличение диаметра отверстия приводит к резкому увеличению напряжений. Диаметр 1.5мм является критическим, при котором напряжения имеют максимум значений. При дальнейшем увеличении диаметра напряжения уменьшаются. Рекомендуемыми диаметрами сквозных отверстий необходимо считать 2.0мм для полукруглого профиля и 2.5мм для трапецеидального зуба, что соответствует величине 0.35m и 0.28m соответственно. Понижение жесткости зубьев повышает равномерность распределения нагрузки по дуге обхвата ремня. Наиболее благоприятными условиями нагружения зубьев ремня следует считать схемы, при которых нагрузку равномерно воспринимает весь профиль зуба или основная боковая часть и галтель у основания. Такое нагружение имеет место при полном совпадении профилей зубьев шкива и ремня, и когда зуб шкива несколько выше зуба ремня, соответственно. Введенный коэффициент напряженности к (3.2) является удобным универсальным параметром оценки напряженно-деформированного состояния зуба ремня, не зависящим от формы зуба и величины приложенной нагрузки и может использоваться при оценке напряженно-деформированного состояния ремней любого профиля и геометрических размеров.
Выход из строя зубьев ремня является результатом конкуренции двух видов разрушения зубьев: износа от входного трения и усталостного разрушения входе образования и развития трещины у основания зуба. В современных моделях ремней с трением в зацеплении успешно борются путем ввода в обкладочную ткань антифрикционных смесей. Поэтому крайне важно искать пути снижения концентрации напряжений в зубьях ремня. В ремнях предложенной конструкции с отверстием, диаметр которого равен 0.12...015т уровень напряжений ниже, чем в стандартных цельных зубьях, что повышает долговечность ремня в среднем на величину до 5% и более.
