CC BY
4
Ад. UNIVERSUM:
№1(118)_& ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ_январь. 2024 г.
DOI - 10.32743/UniTech.2024.118.1.16697
РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ ГЕОМЕТРО-КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ С СОСТАВНЫМ ШКИВОМ
Юнусов Салохиддин Зуннунович
д-р техн. наук,
кафедра материаловедения и машиностроения, Ташкентский государственный транспортный университет,
Республика Узбекистан, г. Ташкент Е-mail: ysz19 79@gmail.com
Кенжаев Сирожиддин Нематуллаевич
Ассистент,
кафедра материаловедения и машиностроения, Ташкентский государственный транспортный университет,
Республика Узбекистан, г. Ташкент Е-mail: xpert_01 @bk.ru
Махмудова Шахноза Абдувалиевна
Ph.D,
кафедра материаловедения и машиностроения, Ташкентский государственный транспортный университет,
Республика Узбекистан, г. Ташкент Е-mail: maxmudovash88@mail.ru
RESULTS OF STUDIES OF GEOMETRICAL-KINEMATIC PARAMETERS OF A FLAT-BELT TRANSMISSION WITH A COMPOSITE PULLEY
Salokhiddin Yunusov
Dr. tech. sciences, professor of the Department of Materials Science and Mechanical Engineering,
Tashkent State Transport University, Republic of Uzbekistan, Tashkent
Sirozhiddin Kenjayev
Assistant,
of the Department of Materials Science and Mechanical Engineering,
Tashkent State Transport University, Republic of Uzbekistan, Tashkent
Shakhnoza Makhmudova
Ph.D.,
of the Department of Materials Science and Mechanical Engineering,
Tashkent State Transport University, Republic of Uzbekistan, Tashkent
АННОТАЦИЯ
В статье приводится анализ исследований усовершенствования конструкции ремённой передачи по устранению основных недостатков, то есть непостоянство передаточного отношения из-за проскальзывания ремня; постепенное растяжение ремней и т.д. Предлагается новая конструкция шкива для плоскоременной передачи, при этом приводится расчёт геометро-кинематических параметров плоскоременной передачи с составным шкивом. С целью увеличения коэффициента трения контактная поверхность шкива с ремнём покрыта эластичным композитным материалом (ЭКМ). Более того, в статье рассматривается влияние изменения параметров (ЭКМ) толщины и коэффициента относительного сжатия на рабочий диаметр шкива, угол изгиба ремня, а также сила натяжения на ведущей и ведомых ветвях ремённой передачи.
Библиографическое описание: Кенжаев С.Н., Юнусов С.З., Махмудова Ш.А. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ И РАСЧЕТОВ ГЕОМЕТРО-КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ С СОСТАВНЫМ ШКИВОМ // Universum: технические науки : электрон. научн. журн. 2024. 1(118). URL:
https://7universum. com/ru/tech/archive/item/1669 7
A UNIVERSUM:
№1(118)_Д. ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ_январь. 2024 г.
ABSTRACT
The article provides an analysis of research on improving the design of flat belt to eliminate the main disadvantages, that is, the inconstancy of the gear ratio due to belt slippage; gradual stretching of belts, etc. A new pulley design for a flat-belt is proposed, and a calculation of the geometric-kinematic parameters of a flat belt transmission with a composite pulley. In order to increase the coefficient of friction, the contact surface of the pulley with the belt is covered with an elastic composite material (ECM). Moreover, the article examines the effect of changing the parameters (ECM) of thickness and relative compression ratio on the working diameter of the pulley, the bending angle of the belt, as well as the tension force on the drive and driven branches of the belt drive.
Ключевые слова: ремённая передача, ведущий шкив, ведомый шкив, угол охвата, относительное сжатие, сила вращения, натяжение ремня.
Keywords: belt drive, drive pulley, driven pulley, coverage angle, relative compression, rotational force, belt tension.
Введение. Известно, что в машинах и техно -логических процессах широко используются различные передачи, в том числе и ремённые. Главным преимуществом при использовании ремённых приводов является наличие эластичного (ремешкового) элемента. Ленточный элемент (ремень) действует как гаситель избыточных вибрационных нагрузок и вибраций во время рабочего процесса. При этом основными факторами служат величина сил технологического сопротивления, воздействующих на ремённую передачу, внутренние деформации и напряжения.
Представлены результаты экспериментального исследования, проведённого при определении изменений натяжения в плоской ремённой передаче, где натяжение ремня определялось путём измерения его деформации с помощью тензометрических датчиков. Результатам исследования предшествуют ссылки на теорию ремённой передачи, в частности на модели Грасхофа и Фирбанка. Что касается модели Фирбанка, то для лучшей интерпретации результатов эксперимента были проведены некоторые оригинальные расчёты на основе статьи Фирбанка. Результаты испытаний показали эффективность модели Grashofc точки зрения наличия как адгезивных, так и скользящих дуг, которые соответственно уменьшаются и увеличиваются с увеличением усилия, передаваемого на устройство, и в то же время показали эффективность Firbank. достоверность модели в отношении наличия как деформации сдвига, так и различных углов скольжения на ведущем и ведомых шкивах [6].
Конг и Паркер [13] изучают стационарное поведение плоской ремённой передачи с двумя шкивами из однородного материала; они включают жёсткость ремня на изгиб, а также радиальную и т-образную угловую инерцию, и авторы расширили модель Фирбанка [10], включив в неё инерцию ремня. Ремень состоит из несущего элемента и эластомерной оболочки. В них не используется стандартное приблизительное условие совместимости Ti + T2 = const. для постоянного расстояния между центрами. Предложен итерационный метод поиска полной стационарной механики трансмиссии.
Автором предложен новый испытательный стенд с системой сбора данных, а на станке было размещено вспомогательное оборудование. Концепции решения для конкретных компонентов оценивались с помощью морфологического анализа [17]. Плоские
ремни просты в монтаже, не требуют особого обслуживания и экономичны, а их высокая энергоэффективность (до 98 %) делает их привлекательным выбором. Поскольку они передают мощность за счёт трения, они подвержены износу и поэтому являются расходуемыми деталями. Следовательно, существует необходимость в увеличении срока службы плоских приводных ремней, чтобы сократить затраты и время простоя из-за выхода ремня из строя. Это требует более глубокого понимания фундаментальной механики передачи плоских ремней, а также механизма отказа, который ограничивает срок их службы. Экспериментальные исследования являются ключом к достижению обеих целей. Существующие испытательные установки не способны воспроизвести высокопроизводительные приложения и ускорить оценку срока службы плоских лент из-за ограниченных возможностей по усилию и скорости ленты. Поэтому автор статьи предлагает новый инновационный испытательный стенд с максимальным натяжением ремня 1500 Н и максимальной скоростью ленты 50 м/с, обеспечивающий передачу 75 кВт.
Рассмотрена проблема, возникающая при контакте ремня газораспределительного механизма ГРМ со шкивом. Как известно, эти явления существенно различаются в зависимости от диапазона размеров ленты. Нет указаний на то, какие решения являются оптимальными для приводных ремней [8].
Анализ процесса работы сцепления и эксплуатационные испытания показали, что приводной ремень должен иметь корд с очень хорошими механическими свойствами, а сторона дорожки качения должна быть изготовлена из материала с низким коэффициентом трения для материала шкива. Плоский ремень в системах передачи электроэнергии и конвейерах взаимодействует с несколькими элементами, состоящими из зубчатых шкивов, натяжителей или направляющих. В трансмиссиях с зубчатыми ремнями они сильно зависят от характеристик технологического процесса, а также от типа сцепления. В последних разработках производители зубчатых ремней очень озабочены получением как можно более скользкой поверхности. В статье описывается проблема трения на различных поверхностях, а также его влияние на срок службы зубчатых колес. Результаты исследований подтверждают, что на многих поверхностях ожидается более высокий коэффициент трения.
В.И. Кумаран предлагает аналитическую модель устойчивой плоскоременной передачи с несколькими ведущими и ведомыми шкивами. Лента характеризуется новым описанием билинейной упругой конструкции с наложением остаточной деформации, обусловленной вязкоупругими эффектами, такими как релаксация, и учётом эффектов инерции. Рассматриваются оба распространённых способа натяжения привода: Натяжение ремня до заданного предварительного натяжения и использование натяжного шкива для обеспечения надлежащего натяжения привода [16].
Качество шкивов оказывает значительное влияние на сцепление ремня ГРМ со шкивом. Это связано с проблемой точности движения и смещения. Большая часть транспортировки осуществляется с помощью конвейерных лент. Параллельные конвейеры, манипуляторы и электроприводы перемещаются с помощью зубчатых лент. Точность ремённой передачи ГРМ зависит от качества ремённой передачи, особенно качества шкива. Их измерения показывают ряд погрешностей, влияющих на кинематику и динамику всей транспортной системы. Это также один из важнейших параметров, влияющих на долговечность ремня ГРМ. Качество колес также зависит от выбранной технологии производства, которая связана с материалом и возможностями производителя [7].
Ремённые передачи представляют собой механические фрикционные передачи с гибким соединением и используются, если необходимо передавать нагрузку между валами, расположенными на значительных расстояниях, и при отсутствии строгих требований к передаточному числу. Несмотря на эти недостатки, в промышленности и народном хозяйстве ремённые передачи занимают второе место после зубчатых [15].
Ремни должны обладать достаточно высокой прочностью при действии переменных нагрузок, иметь высокий коэффициент трения при движении вдоль шкива и обладать высокой износостойкостью.
Ремённые передачи используются для привода агрегатов от электродвигателей малой и средней мощности; для привода от маломощных двигателей внутреннего сгорания. Использование плоскоременных передач ограничено, поскольку их эксплуатационные характеристики хуже, чем у других типов
ремённых приводов. Исключение составляют перспективные трансмиссии с плоскими синтетическими ремнями [19].
К основным недостаткам относятся следующие: непостоянство передаточного отношения из-за проскальзывания ремня; постепенное растяжение ремней, их хрупкость; необходимость постоянного ухода (установка и натяжение ремней, их переделка и замена в случае обрыва); относительно большие габариты трансмиссии; высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня; опасность попадания масла на ремень; низкая долговечность при высоких скоростях (от 1000 до 5000 ч) [5;11].
В плоскоременных передачах поверхность контакта шкива с ремнём имеет сферическую форму, что обеспечивает посадку ремня по центру шкива. При передаче энергии трение вдоль натяжения ремня шкива должно быть обеспечено на требуемом уровне [23].
Это приводит к дополнительной нагрузке шкивов на их опоры. Основным научным направлением считается контроль нагрузок на фундаменты и поддержание их в пределах безопасного интервала.
Расстояние между ведущим и ведомым шкивами плоских ремённых передач составляет до 15 м, а скорость вращения ремня - до 100 м/с [9].
Плоские ремни изготавливаются из нескольких слоев высокопрочной ткани, которые снаружи покрыты вулканизированной резиной (элемент ремня), что обеспечивает структурную целостность ремня и его защиту от агрессивных сред (Таблица 1). В промышленности в основном используются три типа плоских лент [2; 3]:
• при скорости ленты до У=30 м/с;
(Тип А) для шкивов малого диаметра образуется путём прикрепления резиновых слоев между тканью ремня;
• при скорости ленты до У=20 м/с;
(Тип В) представляет собой ремень, изготовленный путём покрытия ткани ремня резиной, и используется для ремней с тяжелыми условиями эксплуатации;
• при скорости ленты до У< 15 м/с ткань ленты образуется за счёт спирального вращения, резина не используется.
Таблица 1.
Некоторые характеристики плоских ремней с резиновым покрытием
Типы ремней
A B V
Ширина ремня Ь, Количество Ширина ремня Ь, Количество Ширина ремня Ь, Количество
мм прокладок мм прокладок мм прокладок
20; 25; 30; 40; 45; 50; 60; (65); 70; 75 3-5 20; 25; 30; 40; 45; 2 20; 25; 30; 40; 3
80; 85; 90; 100 3-6 50; 60; (65); 70; 75 3-5
80; 85; 90; 100 3-6
(115; 120); 125; 150; (175); 200; (225); 250; 4-6 150; 200; 250; 4-6 125; 150; 200; 250; 4-6
Примечание: количество прокладок указано для ремней, изготовленных из ткани B-820. Толщина одной прокладки с резиновым слоем составляет 1,5 м, без резинового слоя - 1,25 мм. По возможности не следует использовать размеры, указанные в скобках.
В настоящее время создание новых высокопроизводительных машин и механизмов является одной из актуальных задач народного хозяйства и машиностроительной отрасли. При этом особое внимание уделяется на изучение неравномерного переменного движения рабочих органов технологических машин. Для более эффективного выполнения этих работ важно спроектировать передаточные механизмы новой конструкции. Также можно отметить, что это один из актуальных вопросов, учитывая высокий уровень эффективности этих механизмов в машиностроении и других областях промышленности, при создании конструкций механизмов нового типа.
Основной целью исследования является изучение влияния на изменение коэффициента трения. Контактная поверхность шкива с ремнём покрыта эластичным композитным материалом (ЭКМ), и рассматривается влияние изменения параметров (ЭКМ) толщины и коэффициента относительного сжатия на рабочий диаметр шкива, угол изгиба ремня, а также сила натяжения на ведущие и ведомые ветви ремённой передачи.
2. Методы. Во всех исследованиях, приведённых выше, шкивы, на которые наматывается ремень, считаются жёсткими. Важно провести исследования ремённых передач, в которых ведущий и ведомые шкивы покрыты (ЭКМ).
Геометро-кинематические зависимости передачи с плоским ремённым приводом.
1. Расстояние между ведущим и ведомым шкивами А
15т > А > 2ф1+Б2)
2. Общая длина полосы равна сумме основных контуров полосы, то есть прямых и изогнутых.
п (р2 — О-, )2
2К 1 2 4А,
3. Угол зацепления приводных шкивов:
а, = 180 — 2у° бу ерда у0 = агсБт[ф2 — В-)/ (2А)];
Рекомендуется, чтобы угол соприкосновения а, был больше 1500.
4. Передаточное число
щ w1
Му
П2 W2 0-(1— £) М-ц.
где; п, и п2-число оборотов ведущего и ведомого шкивов, (мин-1);,
w1 и ю2 - угловые скорости ведущего и ведомого шкивов, (сек-1);,,,.
£ - 0,01^0,02относительное трение между шкивом и ремнём.
М, и М2 - моменты затяжки на ведущем и ведомом шкивах, (Н);
П КПД передачи является основным в ремённых передачах.
Расчёт и проектирование плоских ремённык передач
Ремни плоскоременных передач трутся и изнашиваются во время эксплуатации из-за упругого смещения углов охвата а,и а2на шкивах. Кроме того, в результате внешнего и внутреннего трения наблюдается температурный обмен, т.е. процесс нагрева. Периодически в результате перемещения ремня по шкивам из-за силы натяжения наблюдается процесс разрушения (обрыва) через усталость. Расчёт полос должен осуществляться с учётом вышеуказанных обстоятельств. Расчёт ремённых передач начинается с определения значений мощности и угловых скоростей шкивов [4; 20; 21; 24].
Расчёт основных параметров ремённой передачи
1. В плоскоременных передачах тип ремня выбирается с учётом условий работы. Если для расчёта мы примем мощность за N = 5 кВт, а скорость ленты за V = 5-10 м/с, то тип ленты соответствует А и В.
2. Определение диаметра приводного шкива:
Б, = (520 + 610)уЩ
w
если мы примем п число оборотов приводного вала за пЛ = 1000 мин^, то
пп 3,14 * 1000
— =-= 104,7 сек^
, 30 30
в таком случае
Б, = (520 + 610)
= (520 + 610)\15/104,7 = 187,2 + 219,6 мм
определённый диаметр приводного шкива выбирается по ГОСТ - 17383-83, здесь:
О, = 200мм, тип В, начальное напряжение растяжения а0 = 2,01 Н/мм2.
Если мы примем во внимание, что приводные шкивы составные, т.е. они покрыты эластичным композитным материалом (ЭКМ) в рабочей зоне, и толщина этого композитного материала зависит от величины вращательной силы, действующей на шкив, и диаметра шкива в результате смятия композитного материала под воздействием крутящего момента, мы предположим, что значение ¿^является переменным. Состав ремённого передаточного шкива, степень измельчения композитного материала и сила натяжения в ведущем и ведомом секторах зависят от значения ¥, как показано ниже (рисунок 1).
В расчётной схеме это вызывает изучение влияния системы сил между шкивом и ремнём на расчёт дробления ЭКМ. То есть рабочий диаметр шкива сила натяжения изменяется под влиянием крутящего момента и радиальных сил.
Основными характеристиками ЭКМ (резины) являются прочность, эластичность, однородность, устойчивость к трению.
В качестве условия прочности можно назвать прочность на растяжение и сжатие [12; 18; 22].
• мягкая резина, изготовленная из натурального каучука, предел прочности 18-25 МПа.
• 30-35 МПа для специальных поверхностей из мягкой резины.
• синтетический каучук прочность резины 15-25 МПа.
Показатель эластичности резины - это её относительное и остаточное удлинение при разрыве под воздействием многократной механической деформации, сжатия или смятия под воздействием предельной нагрузки. Эти значения получены в процентах по сравнению со значениями до деформации и нагружения. Для некоторых типов резины относительное сжатие составляет 40^50%.
3. Результаты и обсуждения. В конструкции шкива с композицией ЭКМ используется ремень, а в качестве элемента используется резина (рис. 1). Изменение технологических нагрузок влияет на натяжение ленты или увеличивает приложенные к ней нагрузки. Если учесть, что обвязочный элемент относительно сжат в диапазоне X =20+40% [22-24], то номинальный диаметр изменяется следующим образом (таблица 2).
Таблица 2.
Изменение общего диаметра в зависимости от относительного сжатия X толщины
элемента шкивного ремня
относительное сжатие, к Изменение диаметра шкива
Нр = 4мм Нр = 5мм Hp = 6мм
20 % 199,2 199 198,8
30 % 198,8 198,5 198,2
40 % 198,4 198 197,6
Изменение Di влияет на другие геометро- равной Нр = 4 + 6 mm тогда а = 180 - 57
кинематические параметры ремённой передачи. Рас- „ А
r r r г В этом случае следует учитывать, что угол охвата
смотрим изменение угла охвата а^ремня на ведущем ,- -■ > ^q0 \q 9 ш в
шкиве. В таблице 3 приведены расчётные значения _ [ '
изменения угла покрытия при толщине ЭКМ,
Таблица 3.
Влияние изменения диаметра ведущего шкива Л на угол охвата ремня
Нр = 4мм Нр = 5мм Нр = 6мм
1 20 % 30 % 40% 20 % 30 % 40 % 20 % 30 % 40 %
В, 199,2 198,8 198,5 198,8 198,2 197,6 162,83 162,86 162,85
а 162,85 162,83 162,81 162,85 162,83 162,81 162,85 162,82 162,79
Изменение угла охвата и диаметра влияет на величину крутящего момента ремённой передачи [3].
где:Мг - крутящий момент на приводном шкиве (Н-М)
Я1 - радиус приводного шкива (мм)
МЛ
- N
'/а
Определены напряжения Тг и Т2 в ведущей и ведомой ветвях ремённой передачи (таблица 4). Учитывая, что Т2 = Р, если Р = Тг - Т2, то Тг=2Р. Итак, начальное натяжение ремня:
Та=-
тл + т2
2
где: М- мощность приводного вала (кВт)
юг - угловая скорость приводного вала (сек-1-) Мы определяем крутящий момент Мг по мощности и углу наклона приводного вала. Затем с учётом изменения радиуса Я1 определяются значения вращательной силы.
Изменение толщины ЭКМ зависит от силы вращения Р,
в ведущих ветвях
Если мы предположим, что материал группы подчиняется закону Хука, то
Т, = То ехр(/о', <р!); То = Т2 ехр^; <р2);
где; (р, и <р2 - углы смещения ремня из-за трения об угол охвата шкива.
Таблица 4.
ремённой передачи и зависимости напряжений от Т1 и Т2.
относительное сжатие, "к Нр = 4мм Нр = 5мм Нр = 6мм
Р 20 % 0,479473 0,47995 0,48044
30 % 0,480438 0,48116 0,48189
40 % 0,481406 0,48238 0,48336
Т1 20 % 0,95895 0,95991 0,96088
30 % 0,96088 0,96233 0,96378
40 % 0,96281 0,96476 0,96671
Т0 20 % 0,71921 0,71993 0,72066
30 % 0,72066 0,72175 0,72284
40 % 0,72211 0,72357 0,72503
4. Анализ полученнык результатов. Принимая элемента, Нр =4 + 6 мм, вращательное усилие Р в
во внимание изменение относительного сжатия ленты ведущих и ведомых ветвях ремня привода относи-
элемента на ремённом шкиве, Л, когда он изменяется тельных изменений напряжений Т, и Т2ЛР, ЛТг, ЛТо
от 20 % до 40 %, и в зависимости от толщины ленты представлены в таблице 5.
Таблица 5.
Р, Т1 и Т2 изменения толщины и относительного сжатия ЭКМ зависят от относительного изменения
относительное сжатие, к Нр = 4мм Нр = 5мм Нр = 6мм
АР 20-40% 1,933 2,43 2,92
ДТ1 20-40% 3,86 4,85 5,83
АТ0 20-40% 2,9 3,64 4,37
Анализ полученных результатов расчёта показывает, что при изменении толщины составного шкива на Яр = 4 + 6 мм вращательная сила Р, натяжение в ведущем и ведомом секторах ремённой передачи положительно влияют на 7\ и Г2, т.е. Яр = 4 + 6 мм. На относительное изменение вращательной силы при изменении ДР=1,933+2,92 103 N относительное изменение силы натяжения в ведущей сети ремня ДТ:=3,86^5,83 103 N и относительное изменение силы натяжения в ведущей сети ДТ2=2,9^4,37 103 Н. Таким образом, длина ремённого элемента шкива ремённой передачи прямо пропорциональна его относительному коэффициенту сжатия.
Кроме того, влияние изменения ведущего на угол охвата а ремня, представленное в таблице 3, показало, что относительное сжатие элемента ремня в шкиве составляет Х=20^40 %, а толщина ремня шкива
изменяется на Яр =4 + 6 мм. Угол охвата ремня на ведущем шкиве обратно пропорционален значениям а и диаметру шкива D1.
Заключение. Исследования геометра-кинема-тических параметров плоскоременной передачи с составным шкивом показали что, изменение технологических нагрузок влияет на натяжение ленты и увеличивает приложенные к ней нагрузки которое приводит к относительному сжатию X толщины ЭКМ шкива, последнее влияет на изменение общего диаметра шкива £>х. Из кинематики ремённой передачи известно, изменения диаметра ведущего шкива D1 влияет на угол охвата ремня а и непосредственно на крутящий момент приводного шкива. Таким образом, варьируя толщину ЭКМ на шкиве, можно влиять на угол охвата ремня а и силу трения между шкивом и ремнём.
Список литературы:
1. Белов М.И. К расчёту ременной передачи // Universum: технические науки: электрон. научн. журн. 2017. № 5 (38). URL: https://7universum.com/ru/tech/archive/item/4815 (дата обращения: 12.01.2024).
2. Крагельский И.В. Основы расчётов на трение и износ. - М.: Машиностроение, 1977. - 526 с.
3. Машнев M.M., Красковский Е.Я., Лебедев P.A. Теория механизмов и машин и детали машин. - Ленинград: Машиностроение. Ленинградское отд-ние 1980. - 512 с.
4. Станько Д.Г. К вопросу теории ремённой передачи // Известия Томского Политехнического Института им. С.М. Кирова. - 1951. - Т. 68. - Вып. 1. - С. 317-337.
5. Choudhury P., Kumar R., Singh S. Power Loss Optimization in a Flat Belt Drive // Advances in Manufacturing Technology: Computational Materials Processing and Characterization. 2022. Pp. 121-133.
6. Della Pietra L., Timpone F. Tension in a flat belt transmission: Experimental investigation // Mechanism and Machine Theory. 2013. Vol. 70. Pp. 129-156.
7. Domek G. Identification of the Quality of Timing Belt Pulleys // Journal Procedia Engineering. Vol. 177. 2017. P. 275-280.
8. Domek G., Krawiec P., Wilczynski M. Timing belt in power transmission and conveying system // MATEC Web of Conferences. EDP Sciences. 2018. Vol. 157. P. 04001.
9. Fedorov S.V. Energy model of friction coefficient, regularities of tribosystem's evolution and practical states of maximum tribosystems efficiency // Tribological Journal Bultrib. 12 th International Conference on Tribology BULTRIB'16, 27-29 October, 2016, Sofia, Bulgaria. Vol. VI. Number 06. Printing House of the Technical University Sofia. Pp. 12-31.
10. Firbank T.C. Mechanics of the belt drive // International Journal of Mechanical Sciences. 1970. Vol. 12(12). Pp.1053-1063.
11. Hamasaki Y. Energy saving technology of flat belts: Meandering control of belts // Toraibarojisuto Journal of Japanese Society of Tribologists. 2018. Vol. 63(8). Pp. 532-538.
12. Kenjayev S., Yunusov S., Abdurakhimov M., Ahmedova D. Influencing engagement angle on power parameters in flat-belt gears // E3S Web of Conferences. 2023. Vol. 401. P. 05005.
13. Kong L., Parker R.G. Steady mechanics of belt-pulley systems // Journal of Applied Mechanics. 2005. Vol. 72 (1). Pp. 25-34.
14. Krawiec P. Analysis of selected dynamic features of a two-wheeled transmission system // Journal of Theoretical and Applied Mechanics. 2017. (Poland), 55 (2). pp. 461-467. DOI: 10.15632/jtam-pl.55.2.461.
15. Krawiec P., Wargula L., Walus K.J., Gawronska E., Sagova Z., Matijosius J. Efficiency and Slippage in Draw Gears with Flat Belts // Energies. 2022. Vol. 15 (23).
16. Kumaran V.U. Analytical flat belt drive model considering bilinear elastic behaviour with residual strains // Mechanism and Machine Theory. 2023. Vol. 190. P. 105466.
17. Kumaran V.U. et al. Design of a test stand for lifetime assessment of flat belts in power transmission // Procedia CIRP. 2020. Vol. 91. Pp. 356-361.
18. Pozhbelko V.I. Limiting traction of flat-, round-, and V-belt transmissions // Russian Engineering Research. 2015. Vol. 35 (6). Pp. 403-406. DOI: 10.3103/S1068798X15060155
UNIVERSUM:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
19. Stehlikova B., Molnar V., Fedorko G., Michalik P., Paulikova A. Research about influence of the tension forces, asymmetrical tensioning and filling rate of pipe conveyor belt filled with the material on the contact forces of idler rolls in hexagonal idler housing // Journal of the International Measurement Confederation. 2020.
20. Stehlikova B., Molnar V., Fedorko G., Michalik P., Paulikova A. Research about influence of the tension forces, asymmetrical tensioning and filling rate of pipe conveyor belt filled with the material on the contact forces of idler rolls in hexagonal idler housing // Journal of the International Measurement Confederation. 2020. DOI: 10.1016/j .measurement.2020.107598.
21. Ubaydullaev G., Riskaliev D., Ergashev N., Rashidov A., Shadiev S. Determination of installation bases of parts during their mechanical processing // E3S Web of Conferences. 2021. Vol. 264. P. 05046.
22. Yunusov S.Z., Kenjayev S.N., Makhmudova S.A. Shafts of technological machines with combined supports // E3S Web of Conferences. 2023. Vol. 401. P. 01059.
23. Yunusov S.Z., Kenjayev S.N., Makhmudova S.A., Islamova G.X. Full factorial experiment in research the parameters of a combined shaft of technological machines // E3S Web of Conferences. 2023. Vol. 401. Pp. 03043.
24. Zhang W., Wang C., Zhang F. The performance analysis and research about a type of new tubular belt // Key Engineering Materials. 2013. Vol. 561. Pp. 255-259. DOI: 10.4028/www.scientific.net/KEM.561.255
