Напряжения для клиновых ремней

Допускаемое полезное напряжение для клиновых ремней [к] вычисляется по формуле [c.101]

Полезное допускаемое напряжение для клиновых ремней Ко = 16,7 кГ/см . Коэффициент полезного действия плоскоременной передачи 0,96 и клиноременной 0,95. [c.411]

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

Угол а профиля канавок для клиновых ремней зависит от расчетного диаметра dp шкивов и колеблется в пределах а = 34...40° (рис. 6.14, а). Это связано с тем, что при огибании шкива ремень изгибается эпюра напряжений изгиба и положение нейтральной оси (Н. О.) показаны на рис. 6.14, б. В зоне [c.102]

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

Допускаемые исходные полезные напряжения А, , для клиновых ремней при а = 180 , V = 10 м/с и спокойной нагрузке [c.195]

Для клинового ремня максимальные напряжения изгиба в крайних волокнах [c.131]

Допускаемые приведенные полезные напряжения [кпо] Для клиновых ремней [14] [c.250]

Как показывают эксперименты, прочность сцепления ремня со шкивом зависит от отношения 6/di, поэтому допустимые полезные напряжения в плоских синтетических и резинотканевых и клиновых ремнях даются в зависимости от 6/d,. Для других ремней вводится коэффициент [c.292]

Современными стандартами предусматривается сравнительно небольшое число сечений клиновых и поликлиновых ремней. Так имеется (в порядке возрастания их размеров) шесть нормальных сечений (2, А, В, С, D, Е) и четыре узких сечения клиновых ремней (SPZ, SPA, SPB, SP ), а также три сечения (К, Л, М) поликлиновых ремней. Для ремней этих сечений накоплен достаточный объем данных о параметрах кривых усталости. Поэтому расчет базируется одновременно на тяговой способности [см. выражение (14.17)] и долговечности ремня, определяемой кривой усталости (14.27). Решая совместно (14.17), (14.20), (14.23) и (14.27) с учетом (14.21) и (14.22), получаем зависимость для допускаемого напряжения от окружной силы [c.384]

Напряжение от предварительного натяжения Oq для узких клиновых ремней принимают равным 3 МПа, площадь сечения ремня А находят по табл. 14.1. Сила предварительного натяжения [c.391]

Конструкция клинового ремня должна обладать достаточной гибкостью для уменьшения напряжений изгиба и в то же время иметь значительную продольную и поперечную жесткость. Применяют ремни с различной структурой поперечного сечения. Одно из типичных и наиболее распространенных сечений изображено на рис. 12.22. Слои шнурового (или тканого) корда 1 являются основным несущим элементом ремня. Они расположены в зоне нейтрального слоя Ар для повышения гибкости ремня. Тканевая обертка 3 увели- [c.287]

Оу — напряжение от предварительного натяжения ремня, установившееся после начала работы Лучше прочих держат натяжение клиновые ремни, затем кожаные и шерстяные последнее место занимают хлопчатобумажные ремни. Рабочее напряжение, т. е. установившееся через определенное число часов работы, для плоских приводных ремней всех видов принимают = 8 Зак. 176 209 [c.209]

Расчет передачи. Расчет клиновых ремней по тяговой способности заключается в определении требуемого для проектируемой передачи количества ремней г и основан на тех же предпосылках, что и расчет плоскоременной передачи (см. выше). Расчет ведется по допускаемому полезному напряжению по формуле [c.398]

В клиновых и плоских ремнях сложной конструкции наибольшие напряжения будут в крайних волокнах силового слоя (корда), обладающего значительно большим модулем упругости, чем резиновое и полиамидное наполнение. Поэтому для таких ремней координата у берется по этим волокнам. [c.228]

Для узких клиновых ремней при условной долговечности Ь/г = 25 ООО ч исходное полезное напряжение определяется по зависимости [c.234]

При большой высоте сечения клинового ремня превалирующее значение имеет напряжение изгиба поэтому на долговечность ремня сильно влияет диаметр малого шкива. Так, по опытам для ремня сечением В относительное число изгибов 2 составляет [c.401]

По результатам испытаний в ЭНИМСе статический модуль упругости при растяжении клиновых ремней нормального сечения с несущим слоем из капроновой ткани колеблется от 60 до 236 МПа в зависимости от конструкции ремня, сечения, нагрузки, вытяжки и других факторов. Если ремень подвергнуть нескольким циклам нагружение — разгрузка в пределах напряжений до 3 МПа, то модуль упругости, например, для ремня сечения Б повышается до 400 МПа и становится стабильным для ремней данного сечения и конструкции. [c.49]

Для расчета на долговечность клиновых ремней с несущим слоем из химических волокон требуется экспериментально установить зависимости между частотой циклов напряжений, испытываемых ремнем до разрушения, и наибольшим напряжением, затем определить постоянные С и а для ремней различных конструкций и сечений [см. формулу (7)]. Зная предел [c.54]

Сравнительные расчеты показывают, что для стандартизованных профилей клиновых ремней отношение удельного давления к растягивающему напряжению (отнесенному условно ко всей площади поперечного сечения ремней) в 4,5—5 раз [c.197]

Для иллюстрации влияния величины напряжений изгиба на долговечность в табл. 8.2 приведены результаты испытаний клинового ремня (тип В) при различных диаметрах шкива [22] [c.125]

Конструкция клинового ремня должна обладать достаточной гибкостью для уменьшения напряжений изгиба и в то же время иметь значительную поперечную жесткость во избежание глубокого заклинивания в канавках шкивов. [c.141]

По — напряжение предварительного натяжения ремней для плоских ремней ад 18 кГ/см"-, для клиновых 00=12 кГ/см--, [c.220]

Полезное напряжение для клиновых ремней k, соответствующее спокойной работе передачи при v = = 10 Mj eK, угле а = 180° начальном напряжении [c.101]

Приведенное напряжение для плоских ремней при Сто = 1,76 н мм = 0,18 кГ1мм указано в табл. 10.4, а для клиновых ремней — в табл. 10.5. [c.324]

V — скорость ремня, м/с Ь — расчетная длина ремня, м Ш1г — допускаемое число пр( гов ремня за 1 с. Для клиновых ремней [Я] < 10 /с, а в отдельных случаях П г = И ч- 12V . Допускаемая величина напряжения на изгиб в клиновом ремне ограничивается не отношением [c.230]

Влияние диаметра шкива на продолжительность работы клиновых ремней сечения В показано на рис. 6.2. Здесь долговечность ремня при работе на шкивах диаметром 222 мм принята за 100%. Как видно из рисунка, при уменьшении диаметра шкива резко снижается долговечность ремня. Влияние диаметра шкива на продолжительность его службы отмечалась также в рабо-те где приведены данные, показывающие, что при увеличении диаметра шкива с 125 до 180 мм можно удвоить величину допускаемого напряжения для кордшнуровых ремней сечения Б. [c.147]

Сила предварительного натяжения ремня [см. формулу (7.11)] с учетом напряжения ао=1,6МПа для клиновых ремней и площади поперечного сечения ремня А= 138 мм (см. табл. 7.2) [c.132]

Начальное напряжение в ремне Оо выбирается так, чтобы обеспечить максимальную долговечность гибкого звена. Для плоских и клиновых ремней оно принимается в пределах 12—18 кПсм . Эти значения получены на основании экспериментов, проведенных при постоянной скорости V = 10 м сек, передаточном отношении I = 1 и на чугунных шкивах. [c.351]

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]

Примечания 1. Указанные значения полезных напряжений относятся к оптимальным з.чачениям напряжений начального натяжения 18/сГ/сл для плоских ремней и 12 кГ/с-и- для клиновых. С увеличением начального натяжения полезная нагрузка пропорционально растет, однако значительно снижается долговечность ремня. Практика показала, что если в результате перетяжки ремня напряжения начального натяжения превышают указанные оптимальные значения, то после нескольких часов работы они выравниваются приблизительно до оптимальных, по которым и предлагается вести расчет. [c.671]

Для алпюстра1ЩИ влияния значении напряжений изгиба на долговечность ниже приведены результаты испытаний клинового ремня [типа С(В)] при различных диаметрах шкива [10] [c.276]

Величины допускаемых мощности Nq и окружного усилия для оптимальных начальных напряжений = 18 иГ/сж (плоские ремни) и Oq = = 12 кГ/смЗ (клиновые ремни) при н = 1000 o6 muh, скорости v — 10 Aij en и угле обхвата а = 180° приведены в табл. 1 и 2 . [c.236]

Разработаппыс новые конструкции клиновых ремней потребовали создания специальных стендов для испытания ремней. Так, предложены стенды для оценки долговечности (продолжительности работы до разрушения) ремней [10], а также устройство для автоматической регистрации времени испытания на стендах [11]. Исследовали влияние ряда факторов как производственного характера [12], так и условий работы стенда (способ натяжения ремней [13], тип тормозного устройства [14], схема нагружения [15]). Для прогнозирования срока службы клиновых ремней, применяемых на крутильных машинах (в производстве пряжи), использовали метод планирования эксперимента [16]. Экспериментальную проверку осуществляли на специальном стенде [17]. Установлена зависимость числа пробегов и от напряжения 0р, возникающих при установке ремня, от напряжений изгибов в ремне на ведущем шкиве аизг. вед и на отклоняющем ролике Оизг. р [c.78]

Исследования показали, что деформации клинового ремня не подчиняются закону Гука. На рис. 21 приведены кривые растяжения, а на рис. 22 — кривые зависимости Ер,пр от напряжения для трех кордшнуровых и одного кордтканевого ремня. Кривые получены из опытов с целыми ремнями, чтобы исключить влияние защемления в зажимах разрывной машины. Эксперименты проводились на машине для испытаний на долговечность. Из приведенных диаграмм видно, что модуль упругости Ер,пр возрастает с увеличением напряжения. [c.55]

Д. Н. Решетов и 3. М. Левина [75] расчет клиновых ремней на долговечность ведут по верхним волокнам ремня, напряжения в которых находят по формуле (66). Для этих условий они дают показатель кривой выносливости р = 8 и предел усталости при Z = 10 Оу — 92 кПсм-. Очевидно, что этот расчет не характеризует действительной напряженности опасных волокон ремня и поэтому неточно отражает влияние отдельных параметров. [c.128]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...