Ременная Коэффициент тяги

На рис. 8.4 даны кривые скольжения и к. п. д. ременной передачи в зависимости от коэффициента тяги ф для прорезинен- [c.131]

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]

К. п. д. передачи растет с ростом нагрузки вследствие уменьшения роли потерь холостого хода н достигает максимума в зоне критического значения коэффициента тяги. В зоне частичного буксования к. п. д. резко снижается вследствие увеличения потерь на скольжение, при этом ремень быстро изнашивается. Поэтому рабочую нагрузку рекомендуется выбирать вблизи критического значения фо. В этом случае значение к. п. д. принимают для плоскоременных передач т)ж0,97, для клиноременных ti 0,96. [c.321]

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]

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]

Критическое значение коэффициента тяги ij/g характеризует предел рационального использования ремня. Значение v /q соответствует наибольшей нагрузке на ремень F,, до которой отсутствует буксование. Из выражения (8.25) находим [c.139]

Коэффициент тяги. В покое натяжение ветвей ременной передачи будет одинаковым — Го [c.349]

При увеличении коэффициента тяги от фо до ф ах работа передачи становится неустойчивой. К упругому скольжению прибавляется частичное буксование, которое по мере увеличения ф растет, ремень быстро изнашивается, к. п. д. передачи резко падает. При фтах наступает полное буксование, ведомый шкив останавливается, к. п. д. падает до нуля. [c.249]

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]

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]

Числовые значения коэффициента тяги ф и коэффициента скольжения е зависят от вида ремня, его толщины, диаметра шкивов, скорости и т. д. Однако характер кривой скольжения остается постоянным при любой комбинации перечисленных факторов. Это положение позволило установить общие нормы работоспособности ремня с учетом влияния различных параметров. Так, например, условия работы ременной [c.208]

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]

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]

При дальнейшем нагружении передачи (когда дуга скольжения распространяется на всю дугу обхвата, а дуга покоя исчезает) достигается известный предел фо — критическая точка, в которой прямолинейный участок кривой скольжения переходит в криволинейный, что указывает на появление буксования — вредного скольжения (обычно на малом шкиве). С дальнейшим увеличением полезной нагрузки последнее быстро возрастает, и при некотором значении коэффициента тяги ремень нол-ностью буксует. При этом последний участок кривой скольжения асимптотически приближается к вертикали, соответствующей Фта , и практически сливается с нею. [c.366]

На рис. 3—4 даны кривые скольжения этих ремней при скорости 15 м/с и диаметре шкивов 100 мм, откуда видно, что приводной ремень с полиамидным покрытием имеет наибольший коэффициент тяги фо=0,3 (рис. 3, а) при оо = 3 МПа (2 5о = = 15 даН). [c.11]

Допускаемая нагрузка на ремень определена по начальному натяжению и коэффициенту тяги. Поскольку ремни работа- [c.75]

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]

Поэтому разработаны методы расчета ремней, базирующиеся на экспериментальных данных по исследованию в лабораторных условиях передач, оснащенных ремнями серийного или опытного изготовления. Так, в последнее время широко применяют метод расчета ременных передач на основе опытных данных по установлению тяговой способности, функционально связанной с коэффициентом тяги фт [18], который определяется зависимостью [c.86]

Кривые скольжения и КПД передачи. Для оценки работоспособности ременной передачи на основе экспериментальных данных строят кривые скольжения (рис. 7.9). На графике по оси ординат отмечают значения относительного скольжения и КПД, по оси абсцисс — значения коэффициента тяги ф. [c.121]

Формула (15.16) указывает основные способы повышения тяговой способности ременной передачи увеличение усилия о начального натяжения ветвей ремня увеличение коэффициента тяги за счет увеличения угла обхвата а и коэффициента трения между ремнем и шкивом увеличение диаметра ведущего шкива. [c.131]

Конвейеры с постоянным давлением груза на желоб имеют различные законы движения прямого и обратного хода. Желоб / конвейера (рис. 75, а) совершает возвратно-поступательное движение в горизонтальной плоскости на опорных катках 2 при помощи двухкривошипного привода 5. От электродвигателя и ременной передачи с постоянной частотой п (об/мин) вращается кривошип 3 радиусом г. От кривошипа через тягу и качающийся кривошип 4 движение передается на шатун и связанный с ним желоб. В начале прямого хода (рис. 75, б) груз перемещается вместе с желобом ( ж = Ур), силы трения при этом удерживают груз в неподвижном относительно желоба состоянии, так как 5 < f g (здесь /в — коэффициент трения покоя). [c.246]

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]

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]

Соотношенйе по формуле (3.123) между усилиями в ременной передаче оценивается коэффициентом тяги ф, зависящим от коэффициента т, учитывающего изменение сцепления гибкого звена со шкивом в зависимости от условий работы (материалов, угла обхвата, скорости и т. п.). [c.349]

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]

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]

Кордшнуровой прорезиненный ремень имеет фо = 0,27 пр Оо = 2 МПа (рис. 3, б). При этих значениях получаем ро = =2,4 даН/см, ц,=0,18, о=1,1 МПа и рср=0,12 МПа. С увеличением диаметра шкива от 100 до 220 мм коэффициент тяги повышается с 0,27 до 0,52 (рис. 5, б). При 0=220 мм и (то = = 2 МПа имеем Ро=6,2 даН/см, (х = 0,37, ко=2, МПа и рср = = 0,05 МПа. [c.14]

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]

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 ф , величина которого определяет максимальное окружное усилие Рщах-которого ременная передача при предварительном натяжении ремня 5(, может работать в нормальных условиях. [c.243]

По ЭТИМ кривым устанавливают максимально допустимый коэффициент тяги ремня (отношение полезного усилия к общему натяжению ремня) и определяют экономичность работы при данном режиме на основании коэффиДиента полезного действия. На рис. 4.5 представлены кривые скольжения и коэффициента полезного действия, полученные для клинового ремня сечения В. Максимально допустимый коэффициент тяги ф определяют в точке, где кончается прямолинейный участок кривой скольжения (в данном случае он равен 0,73). Далее ремень начинает буксовать, что приводит к усиленному теплообразованию и быстрому выходу его из строя. [c.126]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...