Прокладки в ремне работают в динамическом переменном режиме нагружения, и влияние этого режима на р, Z, Еиз и мт выяснено недостаточно. С другой стороны, прочность бельтинга Кв расчетом не связана непосредственно с его тяговой способностью. Отсюда в последнее время получил широкое применение метод расчета ременных передач, базирующийся на опытных данных по установлению тяговой способности ремней серийного производства в лабораторных условиях и экспериментально найденных при этом характеристиках передач.
Будучи не пригодным для разработки проектных конструкций ремней, такой эмпирический истод удобен для расчетов передач с применением ремней известных и исследованных уже типов. Расчет ремней по тяговой способности разработан В. Н. Беляевым. В основе расчета лежит использование экспериментально найденной зависимости коэффициента скольжения ес от коэффициента тяги ф
Коэффициент скольжения ес зависит от величины диаметра меньшего шкива D1. С уменьшением этого диаметра уменьшаются ес и ф, следовательно, работоспособность ремня падает.
Вспомогательный характер имеет зависимость ф от коэффициента полезного действия n
Графическая зависимость ес, n и ф дана на рис. 178. Линейный участок кривой ес — ф отражает упругое скольжение, обусловленное разностью натяжений, а следовательно, и упругих удлинений ведущей и ведомой ветвей ремней. Когда упругое скольжение, неизбежное при наличии полезной нагрузки, достигает некоторого предела — критической точки фо, — прямолинейный участок переходит в криволинейный. Именно в этот период появляется вредное скольжение, буксование, обычно на малом шкиве.
Оно быстро возрастает с ростом полезной нагрузки и, наконец, ремень начинает полностью буксовать. Кривая n — ф повторяет изложенное — ее максимум относительно близок к ф. Отсюда предел использования кривой скольжения — критическая точка ф. Этот предел в данном методе расчета определяет рациональный режим работы — лучшую тяговую способность. Приняв фо и fо, можно рассчитать К — практическое допускаемое (полезное) напряжение ремня, а следовательно, и Р = Ks.
Согласно заданного окружного усилия Р или передаваемой мощности N, можно по уравнению (10.24) рассчитать площадь поперечного сечения ремня s и установить размеры b и б. Как практически наиболее оправданное предлагается принимать в среднем f= 18-10 Н/см2 и контролировать натяжение, обеспечивающее это напряжение, по провесу ветви ремня в состоянии покоя под действием определенного груза.
В результате обработки опытных материалов по кривой скольжения установлена следующая зависимость
Значение допускаемого приведенного полезного напряжения Ко дано в табл. 18.
Значение практического допускаемого полезного (рабочего) напряжения К может быть получено по уравнению
Отношением б/ D1 задаются или вычисляют его. предварительно задаваясь б из ряда стандартных толщин ремней. Для этого, по принятому типу и конструкции ремня, рекомендуемому числу прокладок i для ремней данной ширины и средним толщинам прокладок в ремне, устанавливают значение б. Приняв б или определив его из принятого отношения 6/D1 по уравнениям (10.27) или (10.27′) находят ширину ремня Ь, округляют ее до стандартных размеров и проверяют совместную применимость Ь и б. При несовместимости этих размеров расчет производят вновь, принимая иные значения D1 или v.
Минимальное рекомендуемое отношение b/D > 0,025; минимально допустимое b/D ^ 0,033.
Примеры расчета. Задано: ремень, передающий мощность N = 88 кВт, работает на шкивах диаметром D2 = 710 мм и D1 — 450 мм с числом оборотов последнего n1 = 700. Расстояние между осями шкивов l = 2800 мм, ширина ремня Ь — 300 мм.Ремень назначается для работы в обычных заводских условиях; передача открытая. Требуется найти число прокладок i.
Расчет по способу А. Исходя из условий работы, можно предложить нарезной ремень с резиновыми прослойками без резиновой обкладки из бельтинга Б-820. По данным таблицы 18 (при D1 = 450 мм) возможно i — 4—8.Пользуясь вспомогательными формулами и табл. 15 и 16 и предположительно приняв i= 7, устанавливаем:
Расчет по способу Б. При диаметре шкива D1 = 450 мм можно применять ремни из бельтинга Б-820 в 4—8 прокладок. Толщина б ремня, принимая его как и в предыдущем расчете в 7 прокладок, составит 7 • 1,50 = 10,5 мм, что дает 6/D1= 0,0234, Скорость v = 16,5 м/с, Угол обхвата на малом шкиве а= 174°,
Отсюда ремень шириной 300 мм имел бы излишек мощности 7%, Если же принять к расчету ремень в 6 прокладок, то найдем Ь m 32,0 см; его недостаток по ширине составил бы 6%.