Формула Саверина

Выбрав вид ремня, определяют диаметры шкивов. При понижающей передаче малым диаметром будет (при повышающей D ) если он не дан, как нормальный шкив у электродвигателя, то его определяют конструктивно или по формуле Саверина [c.567]

Диаметр ведущего шкива (на электродвигателе) определяем по формуле Саверина [c.394]

Определить диаметр меньшего шкива по формуле Саверина [c.337]

Диаметр определим по формуле Саверина [c.342]

Для определения угла обхвата можно пользоваться номограммой на рис. 10. Минимально допустимый диаметр малого шкива О х-а может быть определен по формуле Саверина М. М. [c.200]

Решение. Диаметр Ощ.п = определяем по формуле Саверина [c.126]

Диаметр меньшего шкива определяют по формуле Саверина [c.61]

Диаметры шкивов (см. рис. 3.63) следует брать возможно большими (если позволяют габариты), это повышает долговечность, к. п. д. и тяговую способность передачи. При проектировочном расчете передач резинотканевыми ремнями диаметр di меньшего шкива рекомендуется определять по формуле М. А. Саверина [c.315]

Диаметры шкивов следует брать возможно большими, это уменьшает напряжение изгиба в ремне, повышает его долговечность, к. п. д. и тяговую способность передачи, уменьшаются окружное усилие и сечение ремня. При проектном расчете диаметр меньшего шкива (мм) рекомендуется определять по формуле М. А. Саверина [Ij [c.493]

Расчет плоскоременных передач. При проектном расчете плоскоременных передач прежде всего выбирают тип ремня, а затем определяют минимальный диаметр малого шкива по формуле М. А. Саверина [c.86]

Во-вторых, что более удобно, меньший диаметр передачи может быть ориентировочно определён по формуле, предложенной проф. М. А. Савериным [c.458]

По формуле проф. М. А. Саверина ориентировочно определить диаметр меньшего шкива, мм [c.497]

При предварительном расчете, когда dl я 5 еще не известны, размер малого шкива можно приближенно оценить по формуле М. А. Саверина мм (размерность Ту — Н м) [c.285]

Заметим, что при работающих фрикционных катках формула (19), хотя и не учитывает касательных сил трения (Q/= Р), действующих в зоне контактной площадки одновременно с силой сжатия Q, тем не менее определяемая по ней величина ст. ах служит надежным критерием для суждения о работоспособности (усталостной прочности) фрикционных катков. Исследования напряженного состояния при совместном действии радиальной и касательной нагрузок были выполнены советскими учеными Б. С. Ковальским и М. Л1. Савериным. [c.190]

D — диаметр меньшего шкива d м, определяется по заданной мощности и числу оборотов по формуле (38) М. А Саверина. [c.201]

Определяют диаметры шкивов следующим образом. Диаметр меньшего шкива выбирают конструктивно или находят по ориентировочной формуле, предложенной проф. М. А. Савериным [c.725]

Диаметр малого (обычно ведущего) шкива (мм) может быть определен по формуле М. А. Саверина [c.239]

Диаметр меньшего шкива предварительно рассчитываем по формуле проф. М. А. Саверина [c.209]

Минимально допустимый диаметр малого шкива О может быть определен по формуле М. М. Саверина [c.122]

Определяют диаметр меньшего шкива по эмпирической формуле М. А. Саверина [c.117]

Практика и эксперименты М. М. Саверина показали, что при работе всухую наблюдается отслаивание, причем разрушение начинается на глубине. При работе фрикционных пар со смазкой имеет место усталостное выкрашивание рабочих поверхностей. Развитие трещин усталости при этом начинается с поверхности. Состояние исследований этого вопроса еще не позволяет установить надежных критериев прочности для данного напряженного состояния. Практика работы аналогичных пар показывает, однако, что формула Герца—Беляева достаточно хорошо отражает закономерность явления. Необходимо лишь, чтобы допускаемые напряжения устанавливались из экспериментов и по практическим данным по этой же зависимости. [c.261]

Для зубчатых колес с твердостью НВ 350 выкрашивание, как уже отмечалось, имеет прогрессивный характер. Это заставляет относиться к повышению допускаемых контактных напряжений для них с большой осторожностью, в работе [66] дано теоретическое обоснование предельного контактного напряжения для хрупких материалов, предложенное М. М. Савериным. Проделанный им анализ показал, что опасным здесь являются поверхностные напряжения, определяемые по формуле [c.314]

В проектном расчете диаметр меньшего шкива передачи выбирают конструктивно или определяют ориентировочно по эмпирической формуле М. А. Саверина [c.554]

Саверина формула 554 Сборка ступенчатых валов 377 [c.968]

В монографии И. В. Кудрявцева, М. М. Саверина, А. В. Рябченкова [45] даны некоторые теоретические обоснования влияния качества поверхностных слоев на усталостную прочность деталей. Полученные результаты могут помочь технологам выбрать оптимальные режимы обработки деталей, позволяют улучшить контроль качества их поверхности и указывают пути дальнейших исследований в этой области. Однако в настоящее время еще отсутствует возможность отразить все параметры, характеризующие качество поверхностных слоев в расчетных формулах. [c.655]

При проектном расчете передачи для ориентировочного выбора диаметра меньшего шкива (мм) рекомендуется формула М. А. Саверина [c.18]

Минимальное значение диаметра ё (мм) малого шкива определяют по следующей зависимости (формула М.А.Саверина) [c.201]

Пример расчета с применением формулы М. А. Саверина приведен в 59. [c.242]

Определяем диаметр малого (ведущего) шкива по формуле проф. М. А. Саверина [c.449]

Ремни из других материалов (кожаные, шерстяные, хлопчатобумажные) имеют очень ограниченное применение и здесь не рассматриваются. Расчет и выбор размеров и параметров передачи. 1. Определение диаметра меньшего шкива (мм) производят одним из следуюш,их методов а) по формуле М. А. Саверина [c.6]

Определяем минимальный диамгтр малого шкива по формуле М. А. Саверина, учитывая, что ji =nW)/30 = i 1440/30= 150 рад/с. Тогда = = (0,052...0,061)У>1/ш, =(0,052...0,061) 10 150 = 0,187...0,22 м. Принимаем стандартное значение диаметра ),=200 мм. Тогда /)2=4 200 = 800 мм, что соответствует стандарту. [c.89]

В 1924—1925 гг. под руководством проф. А. Д. Гатцука был разработан проект стандарта Допуски для пригонок , который послужил основой нашей государственной системы допусков. В проекте предусматривалось четыре класса точности со сравнительно полным для того времени набором посадок и асимметричным расположением полей допусков для основных валов и отверстий. Зависимость допуска от диаметра устанавливалась формулой д = С V й. В 1929 г. проект, доложенный председателем специальной Комиссии проф. м. А. Савериным, был утвержден Комитетом по стандартизации при Совете Труда и Обороны в качестве общесоюзного стандарта, обязательного для всех предприятий и организаций СССР. Этот стандарт по широте охвата типоразмеров и посадок стоял выше аналогичных зарубежных стандартов того времени. После утверждения стандартов на допуски цилиндрических деталей были разработаны и в 1931 г. утверждены стандарты на гладкие калибры. [c.8]

Все величины в правой части последней формулы, за исключе- нием Сз зависят от диаметра меньшего нпсива Поэтому обычно расчет ременной передачи начинакзт с определения причем часто пользуются формулой М. А. Саверина [c.242]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...