желобчатого канатоведущего шкива

Наибольшее натяжение имеет ветвь каната, набегающая на шкив наименьшее — ветвь, сбегающая со шкива III — S_{3 сб}. На остальных участках канат имеет следующие натяжения:

Как видно, наибольшее окружное усилие развивается на I шкиве (или на первом желобе шкива), а наименьшее — на III шкиве, причем при одинаковых радиусах каждого шкива и одинаковых для них значений показателя х тяговое усилие каждого последующего шкива будет снижаться пропорционально величине е^х.

Общее тяговое усилие такой передачи определяется как сумма окружных усилий, реализуемых на каждом канатоведущем шкиве или по дуге обхвата каждого желоба шкива.

Канатоведущие передачи с зажимными шкивами. Увеличение угла обхвата канатоведущих шкивов, связанное обычно с увеличением их ширины, массы или числа, приводит к усложнению конструкции привода и увеличению его размеров. Этого недостатка можно избежать, заменив обычные канатоведущие шкивы специальными, на ободе которых крепятся автоматически действующие зажимы (рис. 49, а).

Рис 49. Канатоведущий шкив с автоматически действующими зажимами:

а -конструкция зажима; б -силы, действующие на участке обхвата каната зажимом

Принцип действия зажимов основан на том, что натяжения S_{i нб} и S_{i cб} набегающего и сбегающего с i-гo зажима участков каната создают радиальное усилие Ri, которое смещает ось зажима вниз, к центру шкива (рис. 49,6); при этом нижние плечи рычага зажима, опирающиеся на обод шкива, расходятся и зажим, действуя как ножницы, зажимает канат. При выходе каната из зажима усилие Ri исчезает и рычаги зажима с помощью стягивающей их пружины (или другого устройства) освобождают канат.

Основной характеристикой зажимов является их передаточное отношение i₃,

равное отношению усилия Qi сжимающего канат, к силе Ri:

Важным условием нормальной работы канатоведущих шкивов с зажимами является отсутствие проскальзывания каната в зажимах. Установим, когда оно выполняется.

Сила трения между канатом и рабочими поверхностями зажима

где приведенный коэффициент трения.

Из-за разности натяжений каната в зажиме возникает касательное усилие

стремящееся сместить канат в направлении своего действия, и радиальное усилие

где а_z—центральный угол между соседними зажимами шкива.

Очевидно, что проскальзывание каната в зажиме будет отсутствовать, если или

Преобразуем это выражение, разделив обе его части на

Получим

Обозначим через к₀ правую часть неравенства (23):

Тогда выражение (23) получит вид

Таким образом, условие отсутствия проскальзывания каната в i –м зажиме канатоведущего шкива выполняется, если отношение натяжений участков каната, набегающего и сбегающего с данного зажима, не превосходит величины к₀, определяемой по формуле (24).

Последним выражением, по существу, определяется то же условие, что и уравнением Эйлера (21), но для случая, когда угол a_z не равен нулю, а число граней z в воображаемой многоугольной призме равно некоторому конечному значению, а не стремится к бесконечности, как это принималось в задаче Эйлера.

Очевидно, что с условием отсутствия проскальзывания каната в зажимах канатоведущего шкива должно быть связано и определение необходимого числа рабочих зажимов z_р.

Рис. 50. Номограмма для определения параметров канатоведущих шкивов

При этом можно воспользоваться номограммой, представленной на рис. 50. Кроме z_p по номограмме можно найти общий угол обхвата а.

Расчет натяжения гибкого тягового органа. От натяжения гибкого тягового органа во многом зависит нормальная работа фрикционной передачи. Слишком малое натяжение является причиной проскальзывания тягового органа на барабанах или канатоведущих шкивах и, как следствие этого, повышенного их износа и потери мощности привода. Излишне большое натяжение приводит к усиленной вытяжке гибкого тягового органа, увеличению нагрузок на опоры барабанов и шкивов и соответственному увеличению сопротивления их вращению.

При выборе монтажного (начального) натяжения гибкого тягового органа привода Sсб следует исходить из условия достаточного его сцепления с барабаном или канатоведущим шкивом и возможности преодоления сопротивлений движению благодаря тяговому усилию привода

В общем случае суммарное сопротивление движению гибкого тягового органа складывается из сопротивлений, обусловленных трением скольжения или качения гибкого тягового органа по направляющей плоскости, образованной настилом или роликами (в ленточных транспортерах), Wп огибанием барабанов или шкивов привода W0, а также сопротивлением на разгрузочном устройстве Wp, значение которого зависит от типа последнего.

Для ленточного транспортера

где q — погонная масса, равная для груженого участка транспортера сумме погонных масс перемещаемого груза и ленты, а для порожнего участка— погонной массе ленты; g — ускорение свободного падения; L—длина прямолинейного (груженого или порожнего) участка транспортера; Ψ— коэффициент сопротивления трения между, лентой, и опорной плоскостью транспортера (при наличии роликовых опор Ψ— приведенный суммарный: коэффициент трения качения ленты по роликам и трения в опорах роликов; для прорезиненных лент и роликов на подшипниках скольжения Ψ , для роликов на подшипниках угол наклона прямолинейного участка транспортера к горизонту; — натяжение ленты в точке ее набегания на натяжной или направляющие барабаны; коэффициент, учитывающий сопротивления, вызванные огибанием лентой натяжного или направляющих барабанов,

Для ленточных, а также канатных транспортеров натяжение определяют методом последовательного обхода замкнутого контура гибкого тягового органа; при этом принимают, что натяжение гибкого тягового органа в каждой последующей по его ходу точке равно натяжению предыдущей точке плюс сопротивление на участке между этими точками.

Поясним этот метод на примере (см. рис. 45, в).