Ремни коэффициент тяги передачи

Высокие значения коэффициента тяги передачи с ремнем сечением Л, особенно при Оо= 1,5+2 МПа, объясняются лучшим сцеплением ремня без обертки со шкивами. Однако при этом наблюдается повышенный износ рабочих поверхностей ремня и забивание его впадин резиной, что приводит к нарушению контакта ремня со шкивами. Это указывает на то, что ремни сечением Л и М должны изготовляться из более твердой резины или иметь обертку рабочих поверхностей. [c.61]

Коэффициент тяги ф позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения ремня Fa используется полезно для передачи нагрузки Ft, т. е. характеризует степень загруженности передачи. Целесообразность выражения нагрузки [c.229]

Первый член формулы (12.32) следует из формулы для коэффициента тяги ф, где без, учета корректирующих коэффициентов Fi PUv, а значение коэффициента тяги ф принято равным 0,6. Для передач с автоматическим натяжением (см. рис. 12.12) / = =0. Мри периодическом подтягивании ремня определяют по формуле (12.13), где р 1250 кг/м- А — по ГОСТ (см. также табл. 12.2) v при расчетной частоте вращения. [c.240]

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]

Тяговая способность ремня характеризуется кривыми скольжения и к. п. д. (рис. 3.74), устанавливающими зависимость относительного скольжения е и к. п. д. передачи 1] от нагрузки, которую выражают через коэффициент тяги ф, показывающий, какая часть предварительного натяжения ремня полезно используется для передачи нагрузки [c.320]

Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность и долговечность. Тяговая способность определяется силами сцепления между ремнем и шкивами. Расчет ремня основан на кривых скольжения (рис. 23.10), построенных в координатах коэффициент тяги ср — относительное упругое скольжение Коэффициент тяги представляет относительную нагрузку [c.266]

В клиноременной передаче добавляются еще потери на радиальное скольжение ремня в канавке и на его сжатие. К. п. д. передачи резко снижается при относительно малых нагрузках — малых г > (см. рис. 6). Для коэффициентов тяги, близких по значениям к фо, к. п. д. достигает наибольшей величины. [c.489]

Таким образом, предел рационального использования ремня характеризуется значением коэффициента тяги ф . Зона частичного буксования характеризует способность передачи переносить кратковременные перегрузки. Оптимальными считаются значения коэффициента тяги фд = 0,4...0,6 для плоскоременных передач (в зависимости от материала ремня) и фд = 0,6...0,75 для клиноременных передач. [c.82]

Прочность сцепления ремня со шкивом характеризует тяговую способность передачи. Ее принято оценивать коэффициентом тяги — относительной нагрузкой в предположении, что Тц = о [c.298]

КПД ременной передачи зависит от коэффициента тяги ср и соответствующего ему относительного скольжения ремня (рис. 18.8). По мере увеличения относительной нагрузки до некоторого значения ф наблюдается линейное нарастание скольжения ремня от упругих деформаций, сопровождаемое ростом КПД из-за уменьшения влияния потерь холостого хода. [c.300]

Тяговая способность. Расчет по тяговой способности является основным расчетом, обеспечивающим требуемую прочность ремней. Тяговая способность ремня характеризуется кривыми скольжения и КПД (рис. 8.21), устанавливающими зависимость относительного скольжения е и КПД передачи i] от полезной нагрузки (окружной силы F,), которую выражают через коэффициент тяги vj>, показывающий, какая часть предварительного натяжения ремня полезно используется для передачи нагрузки [c.138]

При малых углах 6 приведенный коэффициент трения f<х> и может возникнуть заклинивание ремня в желобе, во избежание чего угол 9 стандартизован в пределах 38—40°. Увеличение сцепления клинового ремня со шкивом приводит к соответствующему возрастанию коэффициента тяги k. Это позволяет применять меньшие углы обхвата ai и, следовательно, осуществлять большие передаточные отношения i i2 при тех же межцентровых расстояниях а. Поэтому клиноременная передача получается компактнее аналогичной плоскоременной. [c.316]

Таким образом, кривая скольжения отражает явления, происходящие в ременной передаче, и совместно с кривой к. п. д. характеризует ее работу в данных условиях. Критерием рациональной работы ремня служит коэффициент тяги фо, значение которого определяет допускаемую окружную силу [Л]. Из формулы (17.17) [c.250]

Явления упругого скольжения в ременных передачах аналогичны таким же явлениям в передачах фрикционных. Опытами ЦНИИТМАШ было установлено, что в ременных передачах коэффициент упругого скольжения представляет собой линейную зависимость коэффициента тяги. Последний выражает отношение окружного усилия на шкивах к предварительному натяжению ремня. Таким образом коэффициент упругого скольжения зависит от нагрузки, приложенной к ведомому шкиву ременной передачи. Полная аналогия явлений, происходящих в ременной и фрикционной передачах, определяет полную аналогию их динамического исследования. [c.193]

Кривые скольжения получают экспериментально при постоянных Fq и Vi постепенно повышают полезную нагрузку — окружную силу на шкивах Ff и измеряют относительное скольжение. Испытания ременных передач проводят при типовых условиях V, = 10 м/с, tti = 180°. До некоторого критического значения коэффициента тяги кривая скольжения имеет прямолинейный характер, так как скольжение вызывается упругими деформациями ремня, которые пропорциональны коэффициенту тяги. [c.381]

При работе передачи возникают потери на упругий гистерезис на скольжение ремня по шкивам в окружном направлении на преодоление аэродинамических сопротивлений на трение в подшипниках. В клиноременной передаче из-за значительной высоты профиля добавляются потери на радиальное скольжение и на поперечное сжатие ремня в канавке. Наибольшая доля потерь приходится на гистерезис при изгибе, особенно для клиноременных передач. Потери при изгибе и аэродинамические не зависят от нагрузки на передачу, поэтому КПД передачи при малых нагрузках низок. КПД достигает максимума при критическом коэффициенте тяги (рис. 14.8), затем начинает уменьшаться в связи с потерями на буксование. Кривую изменения КПД получают экспериментально. [c.382]

Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременной передачи лежит в зоне критического коэффициента тяги, где КПД наибольший. При меньших нагрузках возможности передачи используются не полностью. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустим только при кратковременных перегрузках. Работа в этой области связана с повышенным износом ремня, потерями энергии в передаче и снижением скорости на ведомом шкиве. Средние значения, полученные из испытаний при типовых режимах, для клиновых ремней составляет примерно 0,7, для плоских синтетических — 0,5, для прорезиненных — 0,6. Оптимальные значения окружной силы и передаваемой мощности находят по формулам [c.382]

Коэффициент тяги ср позволяет судить о том, какая часть предварительного натяжения ремня Fo используется полезно для передачи нагрузки F т. е. характеризует степень загруженности [c.278]

Во время испытаний нагрузка на передачу с помощью тормозного приспособления постепенно увеличивалась, причем рост величины нагрузки непрерывно контролировался пока не наступало полное буксование ремня.Число оборотов ведущего и ведомого шкивов замерялось при заданных значениях окружных усилий Р на ремне, которые строго соответствовали определенным величинам коэффициента тяги ф эти величины имели следующий ряд чисел 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 и т. д. [c.206]

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]

Однако увеличение вызывает резкое уменьшение долговечности ремня, поэтому на практике для плоских ремней принимают ао = 1,8 МПа. Оптимальное значение ао устанавливают на основе анализа зависимостей (рис. 7.7), связывающих относительное скольжение е с коэффициентом тяги ф = Ор 2а . Для плоских ремней экспериментально установлены следующие средние значения фд, при которых КПД передачи максимален для прорезиненных и кожаных ремней фо = 0,6, для ремней из синтетических материалов фо = 0,4-ь0,5. [c.395]

Расчет ремней. В настоящее время основным методом расчета ремней является расчет их по тяговой способности, разработанный ЦНИИТМашем. Этот расчет обеспечивает отсутствие буксования ремня, достаточную его долговечность и высокий к. п. д. передачи. Тяговая способность ремня характеризуется экспериментальными кривыми скольжения (рис. 32. 6), выражающими зависимость относительного скольжения е и к. п. д. передачи т) от нагрузки. Доля суммарного натяжения ветвей ремня, используемая для передачи. полезной нагрузки, оценивается коэффициентом тяги ф [c.391]

Одной из наибольших является потеря при изгибе ремня на шкивах. Эта потеря, а также потери аэродинамические и Б подшипниках ке зависят от нагрузки и остаются той же величины и при холостом ходе. Поэтому КПД передачи при малых нагрузках низкий (см. рис. 8.19). С увеличением нагрузки КПД растет, достигает максимального значения в интервале коэффициентов тяги я з = 0,5...0,8 и затем с ростом скольжения резко падает. [c.232]

Метод расчета ременных передач, разработанный ЦНИИТМАШ, основан на определении по кривым, полученным из опыта, полезного напрян ения в ремне при критическом значении коэффициента тяги ср,, когда наилучшим образом используются тяговые способности ремня. [c.377]

Тяговая способность зависит от фрикционных свойств ремня и поверхности шкива, угла обхвата, предварительного натяжения, диаметра шкива, угла канавки, от воздействия центробежных сил и от вида передачи. Относительная тяговая способность оценивается коэффициентом тяги [c.399]

В качестве исходных рабочих характеристик приводных ремней приняты кривые скольжения. Максимально допускаемая нагрузка по кривой скольжения определяется в критической точке — на перегибе кривой скольжения, где коэффициент тяги (относительная нагрузка передачи) [c.9]

Экспериментально исследуя ременную передачу и откладывая по одной оси координат значения коэффициента тяги ф, а по другой — коэффициента скольжения ремня s, получают кривую тяговой характеристики передачи, аналогичную приведенной для фрикционных передач (рис. 13.2, г). [c.191]

Наибольший коэффициент тяги передачи с ремнем сечением Л (рис. 25) составляет фо=1,2 при Оо= 1,5+2 МПа и =1,7%. В этом случае /7ю= 119ч-158,5 даН и п=3,6ч-4,8 МПа. [c.61]

Кривые скольжения и КПД показывают, что оптимальная нагрузка ременных передач лежит в зоне критических значений коэффициента тяги, где наиболее высокий КПД. При меньших нагрузках передача недоиспользуется. Переход за критическое значение коэффициента тяги допустим только при пиковых нагрузках и весьма кратковременных перегрузках. Работа в этой области связана с повышенным износом ремня и потерей скорости. [c.290]

Кривые скольжения для всех типов ремней получают экспериментально. При постоянном натяжении Рк+р2—2Рв постепенно повышают полезную нагрузку а следовательно, и коэффициенттягиф и измеряют значение коэс нциента скольжения г (точнее, VI и Уг), а также к. п. д. передачи 11. При возрастании коэффициента тяги ф от нуля до критического значения фо наблюдается только упругое [c.320]

Совместно с кривой к. п. д. она характеризует работу ременной передачи от холостого хода, когда 1 ) = О, до предельной нагрузки i tnax. при которой происходит буксование ремня. Часто за допустимую принимают нагрузку, соответствующую коэффициенту тяги I o = [c.487]

Имея значение коэффициента тяги ф (0,5—0,6 — для плоских ремней 0,7—0,9 для клиновых) и выбрав оо, можно найти напряжение в ремне от полезного усилия Р. Однако допустимое напряжение от полезного усилия Р в ремне зависит от действительных условий эксплуатации — скорости V, величины передаточного отношения I, а также от величины изгибающих напряжений, определяемых отношением толщины ремня б к диаметру меньшего шкива 0. Поэтому конкретные условия работы передачи учитываются введением И 1правочных коэффициентов. [c.351]

Из рисунка видно, что сначала в соответствии с формулой (12.6) скольжение растет пропорционально окружному усилию, характеризуемому величиной к. При этом дуга скольжения постепенно увеличивается. При к = к,п дуга скольжения несколько меньше дуги обхвата, что соответствует оптимальному значению е , и наибольшему значению т]тах. При дальнейшем увеличении к скольжение распространяется на всю дугу обхвата, увеличивается скорость скольжения, а к. п. д. падает, что приводит к недопустимому нагреванию передачи. Наконец, дальнейшее увеличение нагрузки ремня становится невозможным из-за исчезновения связи между величиной окружной силы и скоростьюскольжения, которая может беспредельно расти, не вызывая увеличения окружной силы. Это явление называют буксованием ремня. Сказанное позволяет определить оптимальное значение коэффициента тяги кт и соответствующее ему полез- [c.314]

На рис. 20.5 представлена полученная экспериментально зависимость коэффициента тяги плоскоремснной передачи от относительного скольжения ремня по шкиву (где А — зона упругого скольжения В и С — зоны частичного и полного буксования). [c.363]

Кривые скольжения и КПД. Работоспособность ременной передачи принято характеризовать кривыми скольжения и 1СПД (рис. 12.11). Такие кривые являются результатом испытаний ремней различных типов и материалов. На графике по оси ординат отсчитывают относительное скольжение е и КПД, а по оси абсцисс — нагрузку передачи, которую выражают через коэффициент тяги [c.278]

Следовательно, необходимобыло отыскать такие пределы рационального использования ремней, при которых коэффициент тяги ф был бы максимальным, а упругое скольжение ремня устойчивым, т. е. величина е, находясь на грани буксования (при нормальной работе передачи), не переходила бы этой грани. [c.207]

По данным проф. Б. А. Пронина, значение FQ при работе передачи следует определять по фактическим натяжениям ведущей FI и ведомой F2 ветвей ремня FQ = 0,5 (Fi -f- f 2), где FI =г == mF,tl(m — 1), Fz — Ftl(m — 1) m — коэффициент, определяющий сцепление ремня со шкивом m = ef a = (1 -f )/(l — л э) e = 2,718 f. — //8т(0,5Л) A — угол профиля клинового ремня А — 40° f — коэффициент трения между ремнем и шкивом ас — угол скольжения на дуге обхвата ремнем шкива —рабочий коэффициент тяги i )= ij30 aG tyQ — исходный коэффициент тяги, соответствующий m = 5 чр0 = 0,67 Ср — коэффициент режима при односменной работе (табл. 7.11) Ft — окружная сила Ft = 103Р/о. [c.94]

Расчет клиноременных нормальных и поликлиновых ремней проводят для определенных стандартных условий для двухшкивной передачи при условной долговечности Ьн — 24 ООО ч, коэффициент тяги принят а1з = 0,67, что соответствует т = 5. Для нормальных клиновых и поликлиновых ремней [c.234]

Пределом рационального использования ремня является коэффициент тяги Фо — 1 ритяческая точка кривой скольжения. При малых значениях <р ремень недоиспользуется кроме того, и к. п. д. ременной передачи низок (рис. 42). [c.366]

Испытания, проведенные в ЭНИМСе, на долговечность опытных зубчатых ремней сечением 63x20, 50X16 и 40X13 мм при скорости 10 м/с и наименьших расчетных диаметрах шкивов показали, что оптимальное среднее давление 0,7—0,75 МПа будет при Оо = 0,5 МПа. Это подтверждается и тяговыми характеристиками передач (табл. 37), которые показывают, что при 0о>О,5 МПа коэффициент тяги снижается. [c.114]

Основным расчетом ремней считается расчет по тяговой способности. Расчет ремней на долговечность производится обычно как проверочный. Тяговая способность ремня характеризуется экспериментальными кривыми скольжения (рис. 11.12), которые строят следующим образом по оси ординат откладывают относительное скольжение ремня и к. п. д. передачи г , %, а по оси абсцисс — коэффициент т.ч-ги передачи ф = Р,/(2Го), который представляет собой относительную нагрузку передачи. С ростом нагрузки упругое скольжение ремня увеличивается по закону прямой линии, при этом значительно увеличивается к. п. д. передачи. Эта закономерность наблюдается до так называемого критического значения коэффициента тяги ф , соответствующего наибольшей допускаемой нагрузке на ремень. С увеличением нагрузки свыше допустимой дополнительно возникает проскользывание ремня и суммарное скольжение быстро возрастает (появляется частичное буксование), сопровождаясь резким падением к. п. д. передачи. При пре- [c.138]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...