Ременная Напряжения в ремнях

Кожаный ремень шириной 15 сл и толщиной 6 мм перекинут через шкив диаметром 1 м и передает 28 л. с. Шкив вращается с постоянной скоростью и делает 450 об/мин. Вес I см ремня равен 1 г. Определить напряжение в ремне без учета и с учетом возникающих в нем сил инерции, если отношение усилий в набегающей и сбегающей ветвях ремня равно 2,5. [c.302]

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно (рис. 17.6). Различают следующие виды напряжения в ремне [c.246]

Основные критерии расчета ременной передачи 1) тяговая способность или сцепление ремня со шкивом 2) долговечность ремня. Если нарушается первое условие, возникает буксование передачи, если не выдержано второе условие, требуется частая замена ремней. Для проведения расчета передачи необходимо определить силы и напряжения в ремне. [c.376]

Для проведения практических расчетов ременных передач коэффициент тяги ф может быть выражен через напряжение в ремне, тогда уравнение (30) перепишется в следующем виде [c.209]

При проектировании ременных передач, когда мы встретимся с условиями, отличными от указанных выше, будут введены поправочные коэффициенты, позволяющие найти практическое полезное (действительное для любых условий работы) напряжение в ремнях, которое обозначим через Стп- Поэтому расчет передач следует вести не по допускаемому полезному напряжению а по напряжению Оп вследствие введения необходимых поправочных коэффициентов. [c.210]

Механизмы с цепной или ременной передачей применяют при приводе от вала Машины. Поскольку длина цепи или ремня относительно большая и в процессе работы они вытягиваются, то стабильной точностью они не обладают. Кроме того, поскольку диаметры шкивов небольшие, то долговечность ремней мала, так как напряжения в ремне возрастают с уменьшением диаметра шкива, особенно ведущего. [c.61]

Центробежные силы повышают напряжение в ремне. Для его снижения при скорости выше 25 м/с требуются легкие ремни. Этому условию лучше всего удовлетворяет капроновый ремень толщиной 0,5 мм просвечивающего переплетения, масса (< о) 1 м которого при сечении 1 см равна 0,07 кг. Напряжения в ремне от действия центробежных сил приведены ниже. [c.15]

Расчет плоскоременной передачи базируется на рассмотренной выше общей теории ременных передач и экспериментальных данных. В этом расчете формулу Эйлера, определяющую тяговую способность передачи, и формулу (8.18) для суммарного напряжения в ремне, определяющую его прочность и долговечность, непосредственно не используют. Их учитывают в тех рекомендациях по выбору геометрических параметров (а. В, а м пр.) и допускаемых напряжений [ор]о, [о ], которые используют при расчете. [c.136]

ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАСЧЕТА РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ. УСИЛИЯ И НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЯХ, КРИВЫЕ СКОЛЬЖЕНИЯ И ДОПУСКАЕМЫЕ ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ [c.217]

Значительное снижение скорости при работе на малых диаметрах ведущего колеса повышает при той же мощности передаваемое окружное усилие. Увеличение же скорости выше определенного предела вызывает вибрации, неспокойную работу передачи в ременных вариаторах, кроме того, возрастают напряжения в ремне и снижается тяговая способность. Предельные значения скорости зависят от типа и конструкции вариаторов. [c.13]

В передачах с натяжением за счет упругости ремня центробежные силы повышают общее напряжение в ремне, ремень удлиняется. При неизменном межцентровом расстоянии усилие прижатия ремня к шкиву уменьшается. [c.65]

Начальное натяжение ремня 8 выбирают по условию, при котором ремень мог бы сохранять это натяжение достаточно длительное время, не получая большой вытяжки, и имел бы удовлетворительную долговечность. Для плоских ремней прорезиненных, хлопчатобумажных и шерстяных принимают начальное напряжение в ремне сгд = 18 кгс/см . При наличии автоматических натяжных устройств, при которых вытяжка автоматически компенсируется, допустимо повышать а до 20 кгс/см . [c.214]

Полезное напряжение в ремне (по табл. 6.1) о = 2,25 МПа при 01/8 = 40. Толщина ремня 5 = 300/40 = 7,5 мм. Принимаем ремень из шести прокладок без прослоек. [c.106]

Габариты ременных передач в значительной степени определяются минимально допустимыми диаметрами шкивов. Последние, в свою очередь, определяют напряжения изгиба и долговечность ремней. [c.285]

Как уже было отмечено, передача энергии ременными передачами основана на использовании сил трения. Чтобы сила трения между ремнем и шкивами была достаточной, ремень должен быть надет на шкивы с некоторым предварительным натяжением Величину Ко выбирают так, чтобы для плоских ремней соответству-юш,ее напряжение в поперечных сечениях ремня Оо находилось в пределах 1,5. .. 2,0 МПа. Величину Р определяют из соотношения [c.420]

Долговечность ремня определяется в основном его сопротивлением усталости, которое зависит не только от значений напряжений, но также и от частоты циклов напряжений, т. е. от числа изгибов ремня в единицу времени. Под влиянием циклического деформирования и сопровождающего его внутреннего трения в ремне возникают усталостные разрушения — трещины, надрывы. Ремень расслаивается, ткани перетираются. На сопротивление усталости ремня оказывает влияние и высокая температура, которая повышается от внутреннего трения в ремне и скольжения по щкивам. Для уменьщения напряжения изгиба [см. формулу 1 ЛА)] рекомендуется выбирать возможно больший диаметр малого шкива й, что благоприятно влияет на долговечность, а также и на тяговую способность передачи. [c.251]

Долговечность ремня определяется его усталостной прочностью. При работе в ремне возникают циклически изменяющиеся напряжения, в результате чего появляются усталостные разрушения (трещины, надрывы), которые, развиваясь, выводят ремень из строя. Усталостная выносливость ремня определяется величиной возникающих напряжений а ах и числом циклов нагружения за весь период службы [c.283]

Растягивающее ремень усилие V кг (см. выще) создаёт в ремне напряжение растяжения [c.446]

Напряжение в работающем ремне. Статическая прочность ремня и ее значение при расчете ременной передачи [c.203]

Из диаграммы напряжений (см. рис. 17) можно видеть, что приводной ремень есть деталь, работающая при переменных напряжениях, меняющихся за один пробег ремня четыре раза. При оценке каждой из величин Oi, Gg, а , составляющих суммарное напряжение в работающем [c.205]

Из диаграммы распределения суммарного напряжения (рис. 32.3), следует, что наибольшие напряжения ремень испытывает в месте набеган ия на ведущий (малый) шкив, т. е. в точке А. Расчет напряжения важен для расчета ремней на долговечность. [c.388]

Наибольшие напряжения (Оп,ах) ремень испытывает в точке контакта ведущей ветви ремня с малым шкивом передачи Оно может быть определено по формуле [c.194]

В передачах приборов ремень проверяют на прочность редко из-за малых нагрузок. При расчете следует учитывать, что напряжения в гибком элементе изменяются по закону асимметричного цикла. От натяжений и Fj в материале гибкого элемента возникают напряжения растяжения = F IA н = FJA, где А — площадь поперечного сечения гибкого элемента. Эпюры напряжений условно повернуты на 90°, показаны на рис. 10.7. Площадь сечения ремня обычно выбирают по полезным напряжениям Оп = FJA [(Тц]. Допускаемые полезные напряжения [оц] зависят от материала и толщины ремня, диаметра шкива и других факторов значения [стц приведены в литературе по деталям машин. Для стандартных ремней [о ] изменяется в диапазоне от 1,2 МПа (шерстяные ремни) до 2,3 МПа (кожаные и прорезиненные ремни). [c.118]

Ремень надет на шкивы с предварительным натягом, вызывающим напряжение в поперечном сечении ремня ао==18 кГ/см . [c.210]

Применение натяжных роликов в пластмассовых ременных передачах существенно снижает долговечность ремня, так как число его изгибов за каждый пробег увеличивается до трех, причем ремень на ролике подвергается обратному перегибу, что увеличивает коэффициент асимметрии цикла напряжения в нем. Поэтому, учитывая то обстоятельство, что пластмассовые передачи хорошо работают без натяжных роликов и при больших передаточных отношениях (до шести) в конструкциях пластмассовых ременных передач не рекомендуется применять натяжные ролики. [c.118]

Кроме пластмассовых ремней, в ременных передачах могут быть использованы пластмассовые шкивы. В этом случае полезные допускаемые напряжения для ремней из кожи, тканей, прорезиненных ремней можно увеличить на 15—20% по сравнению с существующими рекомендациями. [c.120]

При перемещении элемента ремня вместе с ободом ведущего шкива I от точки А к точке В он переходит из зоны большего напряжения в зону меньшего напряжения длина его при этом уменьшается. Таким образом, точка ремня, совпадавшая с точкой А шкива, придет в точку В позднее, чем точка А. Ремень, сокращаясь, как бы отстает от шкива его скорость меньше окружной скорости шкива. [c.113]

При перемещении элемента ремня вместе с ободом ведущего шкива 1 от точки А к точке Вон переходит из зоны большего напряжения в зону меньшего напряжения длина его при этом уменьшается. Таким образом, точка ремня, совпавшая с точкой А шкива, придет в точку В позднее, чем точка А. Ремень, сокращаясь, как бы отстает от шкива его скорость меньше окружной скорости шкива. На ведомом шкиве 2 (в пределах дуги СО), наоборот, шкив отстает от ремня. Поэтому окружная скорость ведомого шкива меньше скорости ведущего на суммарную величину отставания ремня от ведущего шкива и ведомого шкива от ремня. [c.488]

В качестве примера рассмотрим расчет тонкостешюго кольца, равномерно вращающегося в своей плоскости с угловой скоростью со (рис. 25.5, а). Полученная в результате расчета формула напр [жений используется при расчете ободов маховиков и напряжений в ремнях ременных передач. [c.285]

Эпюра напряжений в ремне. Пользуясь составляющими напряжений, можно определить напряжения в различных точках ремня. Если изобразить эти напряжения отрезками соответствующей длины, откладывая их перпендикулярно поверхности ремня, то получим эпюру суммарных напряжений в ремне открытой передачи (рис. 8.17). Как видно, в процессе работы каждый элемент ремня испытывает перемен1 ые напряжения. Теоретически ремень должен изгибаться лишь при контакте со шкивом. Практически изгиб начинается несколько раньше — в набегающей ветви [c.229]

Ременные передачи, работающие на больших скоростях и с малыми межосевымн расстояниями, рассчитывают на усталость. Расчетом на усталость определяют число циклов изменения напряжений в ремне до его разрушения. Максимальное напряжение за цикл ремень испытывает на ведущей ветви при огибании малого шкива передачи. Величина максимальных напряжений определяется по формуле [c.411]

Начальную силу натяй ения ремня 5о (предварительное натяжение) принимаю такой, чтобы ремень мог сохранять это натяжение достаточно длительное время, не подвергаясь большой вытяжке и не теряя требуемой долговечности. Соответственно этому начальное напряжение в ремне о о принимают равным [c.179]

Начальную силу натяжения ремня Р (цредварительное натяжение) принимают такой, чтобы ремень мог сохранять это натяжение достаточно длительное время, не подвергаясь большой вытяжке и не теряя требуемой долговечности. Соответственно этому нача.гьное напряжение в ремне для плоских стандартных ремней без автоматических натяжных устройств ао = 1,8 МПа с автоматическими натяжными устройствами СТо = 2МПа для ютиновых стандартных ремней с7о = 1,2... 1,5 МПа для полиамидных ремней ст,, = 3...4 МПа. [c.132]

Напряжения в ремне. При работе ременной передачи напряжения в различных сечениях по длине ремня неодинаковы. Изобразим эти напряжения отрезками соответствующей длины, проведя их перепендикулярно поверхности ремня. Получим эпюру суммарных напряжений (рис. 6.13). Различают следующие виды напряжения в ремне. [c.219]

Рассмотрим несколько подробнее работу открытой ременной передачи (рис. 337). Чтобы сила трения между ремнем и шкивами была достаточной, ремень должен быть надет на шкивы с некоторым предварительным натяжением. При этом в поперечных сечениях ремня возникает некоторое усилие (сила предварительного натяжения) 5о. Это усилие во всех поперечных сечениях ремня одинаково. Величину 5о выбирают так, чтобы для плоских ремней соответствующее напряжение в поперечных сечениях ремня (его обозначают Оо) лежало в пределах 1,5-г-2,0 н1мм . Величину определяют из соотношения [c.345]

Наибольшие напряжения ремень испытывает в точке А контакта всдуш,ей ветви ремня с малым шкивом передачи, точнее — на некоторой дуге покоя АН = а — [c.720]

Усталостное разрушение. Изгиб ремня при набегании на шкивы сопровождается внутренним трением между его элементами, которое при циклическом деформировании приводит к усталостному разрушению—ремень расслаивается, ткани перетираются. С увеличением суммарного напря -кенпя в ремне (сд . рис. 9.10) и частоты циклов этих напряжений срок службы ремня уменьшается. [c.246]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...