Максимально допускаемую (расчетную) рабочую нагрузку .ремня по основе рассчитывают, умножая величину максимально допускаемой рабочей нагрузки одной прокладки по основе на ширину ремня в миллиметрах (сантиметрах) и число прокладок каркаса.
  Максимально допускаемая рабочая нагрузка прокладки ремня должна соответствовать табл. 10.
  Ремни по физико-механическим показателям должны соответствовать нормам, приведенным в табл. 11.

10. Максимально допускаемая рабочая нагрузка прокладки, Н/мм ширины

ПРАВИЛА МОНТАЖА
И УСЛОВИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ
ПЛОСКИХ ПРИВОДНЫХ РЕМНЕЙ

  1. При транспортировании и хранении ремней при минусовой температуре монтаж ремней проводят только после выдержки их в течение суток при температуре плюс 15—25°С или в течение 30 мин при температуре плюс 50°С.
  2. Рабочая поверхность шкивов должна быть ровной, так как всякие неровности обусловливают и неправильную работу ремня и вызывают преждевременный износ его.
  3. Шкивы должны быть тщательно отцентрированы и вращаться без заметной вибрации.
    4. Стык ремня, прилегающий к шкиву, должен быть обращен в сторону, обратную движению ремня.
  5. Ремни должны устанавливаться на шкивы при помощи натяжного приспособления и не должны быть перекошены от неправильной сшивки.
  6. В целях отвода статического электричества в огнеопасных местах необходимо устанавливать заземленные металлические щитки вблизи шкивов.
  7. Натяжение ремней должно быть таким, чтобы не было пробуксовки.
  8. Переключение ремней с одной скорости на другую должно производиться при минимальном обороте передачи.
  9. Ширина шкивов В в мм должна быть для передач:
      открытых В= 1,10b+10;
      перекрестных В = b+50;
      полуперекрестных В = 1,5b,
      где b — ширина ремня, мм.
  10. Диаметр минимального шкива передач в зависимости от скорости и числа прокладок приводного ремня должен соответствовать указанному в табл. 12.
  11. Число прокладок в ремне z вычисляют по формуле

  где Т — тяговая сила на всю ширину ремня, Н, определяемая потребителем в зависимости от условий работы ремня;
  Т_{раб — максимальная допускаемая рабочая нагрузка прокладки, Н/мм ширины (см. табл. 10)}
  12. При продолжительном простое оборудования ремни следует снять со шкивов либо ослабить натяжение.

11. Физико-механические показатели резинотканевых ремней

12. Диаметр шкива в зависимости от скорости и числа прокладок ремня

  Условное обозначение ремня должно содержать буквенные и цифровые индексы, обозначающие вид ремня, его ширину в миллиметрах, число тканевых прокладок каркаса, сокращенное наименование ткани, расчетную толщину наружных резиновых обкладок в миллиметрах, класс обкладоч-ной резины и обозначение настоящего стандарта.
  Примеры условных обозначений
  Ремень морозостойкий шириной 200 мм с тремя прокладками из ткани БКНЛ-65 с наружными резиновыми обкладками толщиной 3,0 мм и 1,0 мм из резины класса В.

Ремень М-200-3-БКНЛ-65-3,0-1,0-В ГОСТ 23831-79

  Ремень антистатический шириной 400 мм с пятью прокладками из ткани ТК-200—2 с наружными резиновыми обкладками толщиной по 2 мм с каждой стороны из резины класса Б.

Ремень А-400-5 ТК-200-2-2,0-2,0-Б ГОСТ 23831-79

  Примечание. Условное обозначение ремней для районов с тропическим климатом дополняют индексом в соответствии с ГОСТ 15152.

ПРИВОДНЫЕ ХЛОПЧАТОБУМАЖНЫЕ
ЦЕЛЬНОТКАНЫЕ ПРОПИТАННЫЕ РЕМНИ

  Цельнотканые приводные ремни из хлопчатобумажной пряжи в несколько слоев, пропитанные специальным составом, работают при скорости не более 25 м/с.
  Изготовляют следующие типы ремней: четырехслойные, шестислойные, восьмислойные.
  В зависимости от наличия пороков внешнего вида и количества разрезов устанавливают два сорта ремней: первый и второй.
  В первом сорте пороки внешнего вида и разрезы не допускаются.
  Во втором сорте допускаются два разреза. Длина отреза должна быть не менее 3 м.
  Длина ремня в рулоне от 30 до 300 м.
  По размерам и физико-механическим показателям ремни должны соответствовать требованиям, указанным в табл. 13.

13. Физико-механические показатели ремней

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ С ХЛОПЧАТОБУМАЖНЫМИ
ЦЕЛЬНОТКАНЫМИ ПРОПИТАННЫМИ РЕМНЯМИ

  Расчетные данные. Для проектного расчета передачи должны быть известны:
    назначение и режим работы передачи;
    тип двигателя на ведущем валу;
    N - передаваемая мощность, кВт;
    n₁ и n₂ — частота вращения соответственно ведущего и ведомого шкивов, мин^-1;
    а - приблизительное межосевое расстояние (рис. 2), м;
    D - диаметр одного из шкивов, м.
  Диаметры шкивов. Если ни один из диаметров не известен, то можно задаться им в соответствии с рекомендуемыми минимальными диаметрами (табл. 14) или исходя из ориентировочной скорости v=10÷20 м/с (иногда 5—25 м/с).
  Зная один из диаметров, другой находят из уравнения

D₂ = iD₁ ,

  где i = n₁ / n₂ - передаточное отношение.
  Диаметр D₁ ведущего шкива, как правило, округляют до ближайшего большего, а ведомого D₂ - до ближайшего меньшего значения.
  Межосевое расстояние. Если межосевое расстояние а не известно, то можно определить минимальную его величину по эмпирическим формулам:
    для обыкновенной открытой передачи
                                                                            a_min ≥ 2( D₁+ D₂);
    для передачи с натяжным роликом
                                                                           a_min = D₁ + D₂.

  Угол обхвата. Угол обхвата ремнем шкива (меньшего из двух) для открытой передачи рассчитывают по приближенной формуле

  Рекомендуется принимать а не менее 150°, иначе придется увеличить межосевое расстояние а или применить натяжной ролик. Углы обхвата для передачи с роликом лучше всего определять графически по схеме передачи, вычерченной в масштабе (рис. 3).
  Для перекрестной передачи a = 180° +((D₁+ D₂)/a×60°)

Рис. 2. Основные геометрические данные
 для расчета передачи

  Натяжной ролик. Диаметр ролика  D₀= D_min + 0,8D_min .
  Помещать ролик (на ведомой ветви) желательно так, чтобы угол 2φ , огибая его ремнем, был не более 120° , а центр ролика располагался от центра малого шкива на расстоянии А ≥  D₀+ (0,5÷1)D_min .
  Применение натяжного ролика возможно лишь при соответствующем соединении концов ремня. При натяжном ролике передаточное отношение

Рис. 3. Схема для графического определения
 угла обхвата передачи с роликом

  Длина ремня. Определив а и диаметры шкивов, вычисляют длину ремня. Для открытой передачи

  Для передачи с натяжным роликом  

по вычерченной в масштабе схеме передачи, зная  D₁ ,  D₂  и  D₀, определяют углы a₁ , a₂ и a₀ = π - 2φ  ^{(выражая их в радианах) и находят длины прямолинейных участков λ ,  λ}₁ ^{и λ}₂ ^{с учетом масштаба.}
  Полученная длина L является геометрической длиной ремня, к которой необходимо прибавить отрезок ΔL , зависящий от способа соединения концов.

  Число пробегов. Для обеспечения нормальной долговечности приводных ремней рекомендуется проверить число пробегов ремня в единицу времени (в секунду)

u= v / L ,

 где L - длина ремня, М;
 v= πDn/60— скорость ремня, м/с. 
  Число пробегов должно быть: в открытой передаче u  ≤ u_max≤ 3 (в крайнем случае ≤ 5); в передаче с натяжным роликом u  ≤ u_max ≤ 2 (в крайнем случае ≤ 3).
  Если число пробегов превышает предельные значения, то для снижения и необходимо соответственно увеличить межосевое расстояние а и длину ремня L, иначе ремень будет иметь пониженный срок службы.

  Ширина ремня, мм,

 где P=1020N/v    (N в кВт), или  P=2M_кр /D -  окружная сила, Н;  v =πDn/60 -  окружная скорость, м/с, р - допускаемая удельная окружная сила на единицу ширины, Н/мм (см. табл. 14); c₀ - поправочный коэффициент, зависящий от рода и расположения передачи (табл. 15); c₁ - поправочный коэффициент на влияние угла обхвата (табл. 16); c₂ - поправочный коэффициент на влияние скорости (табл. 17); с₃ - поправочный коэффициент на влияние режима работы (табл. 18); М_кр - крутящий момент, Н-м; D - диаметр шкива, м.
  Ширину ремня b округляют до стандартного размера (см. табл. 13), как правило, в большую сторону.
  Ширину шкивов В выбирают по ширине ремня b . Ширину натяжного ролика принимают равной ширине шкивов.
  Допускаемая нагрузка. Передаваемые силы на единицу ширины принимают для обыкновенных передач по табл. 14.
  При поверочном расчете допускаемая окружная сила, Н,

                                                              Р = pbc₀c₁c₂c₃ , 
  допускаемая мощность, кВт,

N =Pv/1020

  Работоспособность ремня зависит от его рабочего натяжения σ₀=1, 6÷2,0 МПа.
  σ₀=1,6 МПа следует вводить в расчет передач с а = const при коротком межосевом расстоянии либо при почти ^{вертикальном расположении привода:}
  σ₀^{=1,8 МПа рекомендуется принимать при расчете передач а = const , но при достаточном межосевом расстоянии и при угле наклона привода к горизонту не более 60° и с a =var, но когда ремень подтягивается периодически;}
  σ₀^{=2,0 МПа можно вводить в расчет передач с автоматическим регулируемым натяжением, как при а = const (натяжной ролик), так и при a =var (самонатяжные приводы).}

14. Допустимые удельные окружные силы р (в Н/мм)
в зависимости от толщины δ ремня и диаметра D шкива (в мм),
(меньшего из двух в передаче)

15. Коэффициент с₀

16. Коэффициент c₁

17. Скоростной коэффициент c₂

18. Коэффициент режима работы с₃

   Приведенное напряжение, МПа,

  где с_a=2,3 при  σ₀=1,6 МПа; с_а=2,5 при  σ₀=1,8 МПа; с_а=2,7 при σ₀=2,0 МПа.

  Формула приведенного напряжения относится к открытой передаче с углом обхвата а=180° и скоростью
 v=10 м/с, при спокойной и равномерной нагрузке и нормальных условиях в помещении, где находится передача. Для иных режимов работы вводят поправочные коэффициенты, позволяющие найти полезное напряжение k в МПа:

k =k₀c₀c₁c₂c₃ ,

  где c₀, c₁ ,c₂ ,c₃  - коэффициенты по табл. 5-8.

ДАВЛЕНИЕ НА ВАЛЫ

  При параллельных ветвях ремня и для самонатяжных передач (рис. 4) нагрузка на валы, Н,

Q = 2σ₀F .

  У передач простых и натяжных после перетяжек при полуторном запасе натяжения (так как новым или долгое время не работавшим ремням сообщают начальное натяжение приблизительно в 1,5 раза больше нормального) на валы будет действовать сила, Н,

Q_max = 1,5Q = 3σ₀F ,

  где  σ₀- натяжение ремня, равное 1,6; 1,8 и 2,0 МПа; F - площадь поперечного сечения ремня, мм².
  При непараллельных ветвях ремня (а ≠ 180° ) и для самонатяжных передач (рис. 5) нагрузка на валы в Н

  Для простых и натяжных передач при полуторном запасе натяжения нагрузка на валы, Н,

  где а - угол обхвата на малом шкиве, не менее 150°.
  Угол в отклонения сил от линии центров передачи находят по формуле

  где  k- полезное напряжение, МПа (см. выше).

Рис. 4. Схема сил при параллельных ветвях ремня

Рис. 5. Схема сил для непараллельных ветвей 
ремня и для самонатяжных передач

  Коэффициент полезного действия при нормальных условиях работы можно принимать в среднем η=0,95 для расчета ременных передач со всеми видами плоских приводных ремней (кроме быстроходных).
  Скольжение ремней прорезиненных и хлопчатобумажных ≤ 1%.
  Сроки службы станочных ремней, работающих при средних скоростях, составляют 2000—2500 ч для прорезиненных ремней и 1500—2000 ч для хлопчатобумажных.
  ^{Отношение D}min ^{/δ  минимального диаметра шкива к толщине ремня для первоначальных ориентировочных расчетов приведено в табл. 19.}

19. Отношение D_min /δ

20. Минимальные диаметры шкивов