Ремни Напряжения допускаемые

Тип ремня Минимальное допускаемое Допускаемое приведенное полезное напряжение /и /—---- min [c.234]

Расчет на тяговую способность. Расчет передач с плоским ремнем сводится к определению ширины ремня Ь по заданной окружной силе материалу ремня и допускаемому полезному напряжению [К] = ([Р,] — допускаемая по- [c.302]

Расчетная ширина ремня В при допускаемом для резинотканевых ремней напряжении [ап]=2,25 МПа равна [c.64]

Расчет вариаторов со стандартными ремнями производят так же, как и нерегулируемых передач. При широких ремнях передачи рассчитывают по полезному напряжению, допускаемая величина которого [c.613]

Он проводится по полезному напряжению, допускаемая величина которого [f l установлена по опытным данным. Исходное полезное напряжение к при а = 180°, I) = 10 м/сек и спокойной работе задается (табл. 27) в зависимости от напряжения Oq, сечения ремня и диаметра шкива. [c.403]

Напряжения допускаемые для заклепок прочных швов 670 —— для клиновых ремней 482, 483 [c.835]

Для расчета ремня по тяговой способности вычислим расчетное допускаемое полезное напряжение [ ]. Допускаемое полезное напряжение для ремня при начальном напряжении ст,, = 1,8 МПа, скорости V = 10 м/с, а = 180° и отношении диаметра d меньшего шкива к толщине 5 ремня ,/5 = 50[<го] = 2,3 МПа. Значения корректирующих коэффициентов из табл. 11.3 = 0,95 к,= 0,91 = 0,8. [c.152]

Для выбранного типа ремня определяют допускаемое полезное напряжение [А[ ] [формула (6.43)1, для чего из табл. 6.1 выбирают допускаемое приведенное полезное напряжение [/ lo и из табл. 6.6 поправочные коэффициенты /Сь Кг, /Сз, /С. [c.229]

Тип ремня И Допускаемое приведенное полез ное напряжение н/мм . [c.492]

Коэффициент трения между ремнем и шкивом понижается с повышением нормального давления, которое при прочих равных условиях зависит от диаметра шкива и толщины ремня, поэтому допускаемое полезное напряжение зависит от диаметра шкива и толщины ремня. Экспериментально установлена следующая зависимость [ 1о от отношения 8 0 [c.219]

Расчетная прочность зубьев ремня. Действующие в зубе ремня напряжения сдвига определяют по формуле (3.7) и сравнивают с допускаемыми, принятыми с учетом режима работы [c.28]

Определить допускаемое полезное напряжение [kj для прорезиненного ремня при следующих условиях толщина ремня [c.131]

Табл. 8.10. Допускаемые полезные напряжения [а ]о для клиновых ремней при ffo = а = 180 ", v = 10 mj и спокойной работе передачи

Исходные положения расчета по тяговой способности. Расчет ремней при этом методе сводится к определению площади поперечного сечения ремня Р из расчета на растяжение (см. формулу (23.11)]. При этом допускаемые напряжения [к] и ряд параметров ременных передач назначают таким образом, чтобы обеспечить оптимальную тяговую способность и усталостную прочность ремня [c.359]

Характер кривых скольжения не зависит от материалов и размеров ремней, размеров передач и прочих факторов, влияющих на работоспособность ремней. Поэтому с помощью кривых скольжения устанавливают нормы тяговой способности для различных условий эксплуатации ременных передач. Однако численные значения коэффициента тяги сро и допускаемых напряжений k, а также усталостная прочность ремней зависят от схемы передачи, условий эксплуатации и других факторов (см, ниже). Из формулы (23.12) по критическому значению коэффициента (ро тяги можно определить полезные напряже 1ия к [c.360]

Допускаемое напряжение от передаваемой нагрузки синтетических ремней оо [c.291]

Для синтетических ремней в пределах толщин 0,4...1,2 мм установлены следующие значения допускаемого напряжения в зависимости от начального напряжения оо (табл. 14.7). [c.291]

Допускаемое напряжение для ремней нормальных сечений и узких в реальных условиях эксплуатации [c.293]

Расчет передачи. При расчете определяют модуль ремня, исходя из условия отсутствия усталостного разрушения зубьев по напряжениям сдвига. Для упрощения расчета ряд величин — коэффициент ширины ремня фр=Ь/т, допускаемое напряжение сдвига для зубьев ремня [т р], допускаемое число зубьев меньшего шкива Zi и число зубьев ремня 2о, находящихся в зацеплении с малым шкивом,— взяты в осредненном значении и объединены постоянным числовым коэффициентом. При этих допущениях модуль ремня [c.327]

В формулах (5.11) и (5.11, а) К —удельное окружное напряжение (полезное напряжение), т. е. величина окружного усилия, приходящаяся на единицу площади поперечного сечения ремня Ft — окружная сила А —площадь поперечного сечения ремня (Л = Ьб, где Ь — ширина ремня, б — его толщина) [/( 1 —допускаемое удельное напряжение. [c.424]

Приводные валы, кроме кручения, испытывают также изгиб, вызываемый действием усилий между зубьями или натяжением ремней, цепей, а также весом самих валов и посаженных на них деталей. При упрощенном расчете валов учитывается только кручение, но при этом допускаемые напряжения заведомо занижаются, например для валов из углеродистой стали [т]=12-э 15 МПа, Если вал длинный, то его рассчитывают на прочность и жесткость и выбирают большее значение. [c.125]

В уточненном расчете учитывают увеличение допускаемой мощности для одного ремня при увеличенных значениях передаточного отношения В связи со снижением напряжений изгиба на большем шкиве. [c.303]

Пример 81. Вал контрпривода (рис. 186, а) получает крутящий момент через шкив / горизонтальной ременной передачи и передает его дальше при помощи шкива И вертикальной ременной передачи. Определить диаметр вала, если натяжения ведущих частей ремней шкивов / и // соответственно равны 600 и 300 кГ, а ведомых частей—300 и 150 кГ допускаемое напряжение материала вала [о] = = 600 к/ /сле , весом шкивов пренебрегаем. [c.316]

Таблица 20.5. Значения допускаемого приведенного полезного напряжения клиновых ремней при otj = 180°, ц = 10 м/с и спокойной нагрузке

Таблица 20.6. Значения допускаемого полезного напряжения плоских ремней при = 1,75 Н/мм , ф = 180°, ц = 10 м/с при спокойной нагрузке

Для кожаных ремней, например, допускаемое рабочее напряжение принимается 12,5 кГ1см . [c.330]

Допускаемые полезные напряжения в ремне. Определив по кривым скольжения <ро, находят полезное допускаемое напряжение для кспы-vye,vio i передачи (см. предыдущую формулу) [c.230]

Крисые скольжения получают при испытаниях ремней на типовых стендах при типовых условиях а=180", v= 0 м/с, нагрузка равиомер- шя, передача горизонтальная. Данные заносят в тaбл п ы. Допускаемые нолеиные напряжения в плоских ремнях МПа, при Оо== = 1,8 МПа приведены в табл. 12.1 [c.230]

У1етодика расчета передачи. Расчет плоскоремениой передачи базируется на рассмотренной выше обш,ей теории ременных [юредач и экспериментальных данных. В этом расчете формулу Эйлера (12.11), определяющую тяговую способность передачи, и формулу (12.18) для суммарного напряжения в ремне, определяюш,ую его прочность и долговечность, непосредственно не используют. Их учитывают в рекомендациях но выбору геометрических параметров (а, d, а и пр.) и допускаемых напряжений ст,] , [ст,1. которые используют при расчете. [c.234]

Допускаемое полезное напряжение 1 я1 = ka p d = 2,23 106. 1 15. 0,977 0,8 1 = 2,02 10 н м . Требуемое сечение ремня [c.138]

Табл 8.9 Допускаемые полезные напряжения [а ]о, Нjмм для плоских ремней при Oq = 1,8 Н 1мм , а = 180°, v = 10 м с, спокойной работе передачи и горизонтальном расположении межосевой линии [c.149]

Численные значения критического коэффициента сро тяги и полез ых напряжений зависят также от величины угла обхвата мен зшего шкива а1, скорости ремня и, характера нагрузки и кон-стр кции передачи. Влияние этих факторов на величину допускаемых полезных напряжений [к] учитывают с помощью корректирующих коэффициентов, полученных также опытным путем [c.361]

Пример 2.43. Определить диаметр й вала, приводимого во вращение ременной передачей через шкив диаметром 0=600 мм, который насажен на консоли вала (см. рис. 319). Расстояние от середины подшипника до середины шкива /=200 мм отношение натяжений ведущей и ведомой ветвей ремня 5] 5г=2 угловая скорость я= 200 об1мин вал передает мощность N=15 кет. Допускаемое напряжение [о]=50 н1мм . [c.310]

Задача 2.30. Определить требуемый диаметр вала (рис. 321), на котором насажен шкив диаметром 0=1,5 м и весом 0=3 кн. Расстояние между серединами подшипников/= 1,2 щ. Натяжение ведущей, ветви ремня 51=6 кн, ведомой 5а=3 кн. Допускаемое напряжение [о]=60 н1мм . [c.311]

Пример 2.54. Определить, применив гипотезу наибольших касательных напряжений, диаметр d вала, приводимого во вращение ременной передачей через шкив диаметром D = 600 мм, который насажен на консоли вала (рис. 2.151). Расстояние от середины подшипника до середины шкпва I = 200 мм.- отношение натяжений ведущей и ведомой ветвей ремня 5 = 2 угловая скорость п = = 200 об/мин вал передает мощность /V = 15 кет. Допускаемое напряжение [а] = 50 н1мм . [c.302]

Два одинаковых шкива А л В насажены на вал (см. рисунок). Ведущий шкив А передает 10 л. с. при 100 об/мин. Обе ветви ремня на шкиве А горизонтальны, на шкиве В—вертикальны. Натяжение ремня 7 =150 кг. Диаметры шкивов равны 60 см. Весами шкивов можно пренебречь. Исходя из условия прочности по теории касательных напряжений, определить необходимый диаметр вала при допускаемом напряжении [ст] = 800 Kzj M . [c.243]

Пример 90. На валу насажены три шкива, из которых шкив А соединен со шкивом двигателя при помощи ремня и получает мощность Л/а = 40 кет, а шкивы В и С эту мощность отдают станкам, соответственно Nb = = 2Б кет и N = 5 кет (рис. 90, а). Определить диаметры вала di и с 2, если допускаемое напряжение (т] = = 30 н1мм , а угловая скорость вала m= I6 рад]сек. Определ,ить угол поворота сечения, совпадающего с серединой шкива С по отношению к сечению А, есл И /1 = 2 ж, /2=1,5 м, С=в-10 н/мм . [c.146]

Натяжение ведущей части ремня, надетого на шкив, равно 600/сГ, а ведомой—300 кГ. Определпть диаметр вала, если допускаемое напряжение [а] =500 [c.315]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...