ZESPÓŁ SZKÓŁ TECHNICZNYCH

W OLECKU

TECHNIKUM MECHANICZNE

CZĘŚCI MASZYN

ZESZYT 3

Skrypt pod kierunkiem inż. Mieczysława Aniśko

napisał Artur Dubiński

Tylko do użytku wewnętrznego

OLECKO 2001

Spis treści

1. Przekładnie cierne.........................................................................................................................3

1. Wiadomości ogólne........................................................................................................................................

2. Zasady obliczania przekładni ciernych...........................................................................................................

3. Przekładnie cierne stożkowe...........................................................................................................................

2. Przekładnie cięgnowe..................................................................................................................10

1. Przekładnie pasowe.......................................................................................................................................

2. Pasy płaskie...................................................................................................................................................

3. Obliczanie przekładni z pasem płaskim........................................................................................................

4. Przekładnie pasowe z pasem klinowym........................................................................................................

5. Przekładnie łańcuchowe...............................................................................................................................

3. Sprzęgła.......................................................................................................................................28

1. Podział sprzęgieł...........................................................................................................................................

2. Normalizacja oraz dobór sprzęgieł................................................................................................................

3. Sprzęgła łubkowe..........................................................................................................................................

4. Sprzęgła samonastawne................................................................................................................................

5. Sprzęgła zębate przegubowe.........................................................................................................................

6. Sprzęgła sterowane........................................................................................................................................

7. Sprzęgła tarczowe.........................................................................................................................................

8. Mechanizmy przełączania sprzęgieł.............................................................................................................

4. Hamulce.......................................................................................................................................47

1. Klasyfikacja i charakterystyka hamulców......................................................................................................

2. Hamulce klockowe.........................................................................................................................................

3. Hamulce szczękowe wewnętrzne..................................................................................................................

4. Hamulce cięgnowe........................................................................................................................................

5. 
   Mechanizmy................................................................................................................................57

1. Rodzaje mechanizmów i ich klasyfikacja....................................................................................................

2. Mechanizmy dźwigniowe..............................................................................................................................

3. Mechanizmy do otrzymywania ruchu przerywanego...................................................................................

4. Mechanizmy krzywkowe..............................................................................................................................

1. Przekładnie cierne

1.1 Wiadomości ogólne

Przekładnia cierna bezcięgnowa - przeniesienie napędu odbywa się dzięki sile tarcia (bezpośrednio lub przez element pośredniczący).

Koła przekładni ciernych mogą być w różnych kształtach (koła walcowe, stożkowe lub o zarysie krzywoliniowym). Mogą być różnie ustawione względem siebie, tworząc przekładnie zewnętrzne lub wewnętrzne, równoległe lub kątowe.

Najczęśceij stosuje się koła o gładkich powierzchniach ciernych (bez rowków klinowych).

Przekładnie cierne pracują na sucho (prędkość obwodowa nie większa niż 7m/s i moc nie przekraczająca 10kW).

Zalety przekładni ciernych:

• prosta budowa;

• płynność pracy;

• cichobieżność;

• łatwość zmiany przełożenia;

• możliwość stosowania przekładni odciążonych.

Wady przekładni ciernych:

• duże naciski na wały i łożyska;

• niska sprawność;

• niestałe przełożenie;

• przenoszenie małych sił (do 15 kW).

Materiały na te przekładnie muszą:

• być odporne na zużycie;

• mieć duży współczynnik tarcia;

• mieć duży nacisk jednostkowy;

• mieć duży moduł sprężystości;

• mieć mały współczynnik tarcia wewnętrznego;

• dobrze odprowadzać ciepło;

• być niewrażliwe na wilgoć i zmiany temperatur (mała higroskopijność).

Kombinacje materiałów:

1. Stal hartowana po stali hartowanej.

2. Żeliwo po żeliwie.

3. Masy plastyczne na stali lub żeliwie.

Przekładnie cierne bezpośredniego styku o niezmiennym przełożeniu

• o osiach równoległych (rys.1.1 a, b, c);

• o osiach pod kątem (rys.1.1 d);

• planetarna (rys.1.1 e);

Rys.1.1

Przekładnie bezstopniowe o zmiennym przełożeniu (rys.1.2)

Rys.1.2

Zamiana ruchu posuwowego na ruch postępowy (rys.1.3)

Rys.1.3

1.2 Zasady obliczania przekładni ciernych

Rys.1.4 Schemat przekładni ciernej walcowej o kołach gładkich

Przy uwzględnieniu poślizgu przełożenie wyniesie (rys.1.4):

i =

ε - wartość poślizgu (0,2 ÷ 3%). Wyznaczenie tej wartości jest dość trudne, więc wpływ poślizgu na wartość przełożenia pomijamy i stosujemy ogólną zależność.

Rozstaw osi:

a = = D₁ ⋅ [I]

Po przekształceniu wzoru [I] wyznaczymy średnicę kół D₁ i D₂:

D₁ =

D₂ = D₁ ⋅ i =

Jak wynika z wzoru Hertza przy obliczaniu nacisków powierzchniowych (p) uwzględniamy promienie krzywizn stykających się walców ρ₁ i ρ₂.

Dla kół ciernych wprowadzamy zastępczy promień krzywizny powierzchni styku ρ:

ρ = [III]

Wprowadzając wzory [II] do wzoru [III] otrzymujemy:

ρ = [IV]

Szerokość kół czynnych wg zaleceń:

ϕ = 0,2 ÷ 0,4

b = ϕ ⋅ a ⇒ b = (0,2 ÷ 0,4)a

b - wg uznania (mogę przyjąć inną wartość).

Koła cierne są dociskane siłą F_n. Zależność między F_n, a przenoszoną siłą obwodową F (równą sile tarcia) wynosi:

F_n ⋅ μ = β ⋅ F [V]

μ - współczynnik tarcia poślizgu;

β - współczynnik pewności β = (1,4 ÷ 2).

Praktycznie obliczenia wytrzymałościowe na naciski powierzchniowe (p) realizujemy ustalając wskaźnik układu k (współczynnik Stribecka) porównując go z naciskami dopuszczalnymi k_o.

k = ≤ k_o [VI]

k_o - wg tbl. 1.1

Na podstawie wzorów [V] i [VI] wyprowadzamy wartość siły obwodowej, jaką może przenieść przekładnia:

F ≤ = 2ρ ⋅ b ⋅ k_o ⋅ [VII]

Możemy też wyznaczyć jednostkowe obciążenie liniowe q, (nacisk na jednostkę długości styku) które wyniesie:

q = = 2ρ ⋅ k = k ⋅ [VIII]

Największą moc na wale czynnym, jaką może przenieść przekładnia cierna, oblicza się z wzoru:

P₁ = F ⋅ v₁ = 2ρ ⋅ b ⋅ k_o ⋅ ⋅ v₁ [IX]

gdzie: v₁ = ω =

lub po podstawieniu zależności [II], [IV] i [V], otrzymując:

P₁ = F ⋅ v₁ =
[X]

PRZEKŁADNIE WALCOWE Z KOŁAMI ROWKOWYMI

Dążąc do zmniejszenia F_n dla przekładni ciernych walcowych szukać będziemy par materiałów o dużym μ, lub zastosujemy przekładnie z rowkami (rys.1.5). W kołach tych przeniesienie F następuje w wyniku działania F_n1 prostopadłej do współpracujących powierzchni ciernych.

Na każdej powierzchni siła F_n1 jest równa:

F_n1 =

gdzie:

• z - liczba powierzchni współpracujących (po dwie na każdym rowku).

Całkowita siła docisku:

F_n = z ⋅ F_n1 ⋅ sinα = = ⋅ sinα

gdzie:

• α - półkąt rozwarcia rowka (α = 15° ÷ 22,5°).

Stąd wynika, że w przypadku kół rowkowych potrzebna jest kilkakrotnie mniejsza siła docisku dla uzyskana tej samej siły obwodowej F.

Znając średnice kół D_z1 i D_z2 wyznaczamy a (rozstaw osi):

a = - t

gdzie:

- t - głębokość rowka (t ≤ D_min/16).

Przełożenie dla tych przekładni ustalamy na podstawie tzw. średnic skutecznych D₁ i D₂ (odpowiadają one średnicom zastępczym kół gładkich, dla tego samego a i i).

D₁ = D_z1 - 1.6t

D₂ = D_z2 - 0,4t

1. Przekładnie cierne stożkowe

Przekładnie te stosuje się do przenoszenia napędu pomiędzy wałami o przecinających się osiach (zwykle pod kątem 90°) jeżeli wierzchołki stożków znajdują się w jednym punkcie wówczas nie występuja (teoretycznie) poślizgi geometryczne, co zwiększa sprawność przekładni. W przypadku kół ciernych stożkowych, których osie przecinaja się pod kątem 90° przełożenie oblicza się podobnie jak w kołach zębatych stożkowych.

Rys.1.6 Przekładnia cierna stożkowa (kątowa)

i =
= tgδ₂ = ctgδ₁

Długość tworzącej oraz wymiary średnic kół z zależności:

l = =

D₁ = = 2l ⋅ sinδ₁

D₂ =

Regulacę siłęy docisku Fw uzyskuje się np. przez przesuwanie koła (zwykle mniejszego) wzdłuż osi wału.

Wartość siły docisku:

F_w =F_n ⋅ sinδ₁ =

PRZEKŁADNIE CIERNE ODCIĄŻONE

Stosując je uzyskujemy odciążenie łożysk od sił poprzecznych, zmniejszenie gabarytów przekładni, duże przełożenia:

• przekładnie planetarne bebnowe od i=30 do i=2,5;

• kulowe od i=10 do i= -6.

• przekładnie te przenoszą niewielkie moce (N≤12kW);

• są prostej konstrukcji (np. bębnowe);

• 
  zapewniaja nawrotność (np. bębnowe, kulowe);

Wg. rysunku 1.7 koło D3 stanowiące grubościenny pierścień stalowy lub żeliwny jest nieruchom. Satelity D2 obracaja się do okoła swoich czopów razem z jarzmem. Siła docisku Fn między satelitami D2 a kołami D1 D3 jest łatwo regulowana przez wzdłużne przesunięcie stożkowych satelitów.

PRZEKŁADNIE CIERNE O ZMIENNYM PRZEŁOŻENIU

Zasadnicza cecha - uzyskanie zmian prędkości w sposób płynny.

Zakres regulacji przełożeń:

k = =

gdzie:

k - zakres regulacji przełożeń.

Rozróżniamy wariatory bez elementu pośredniczącego, z elementem pośredniczącym oraz planetarne.

Jedną z najprostrzych konstrukcji stanowi wariator tarczowy (k=3÷4).

2. Przekładnie cięgnowe

1. Przekładnie pasowe

Przekładnia pasowa - to dwa lub więcej kół + podatne cięgno (pas).

Zalety przekładni pasowej:

• zapewnienie płynności ruchu i cichobieżności (łagodzi przeciążenia);

• zabezpiecza mechanizm napędu od nadmiernych przeciążeń (poślizg);

• umożliwia znaczną dowolność rozstawu kół (15m. - przekładnie pasowe, 8m. - przekładnie łańcuchowe);

• przenoszenie różnych mocy od minimalnych do 1500 kW - pasowe i 3500 kW - łańcuchowe;

• przekładnie łańcuchowe do 15m/s, pasowe do 50m/s.

Wady przekładni:

• mała zwartość;

• wyciąganie i niszczenie pasa;

• duże naciski na wały i łożyska;

• niezbyt wysoka sprawność;

• elektryzacja pasa;

• niestałość przełożenia.

Rozróżniamy zależnie od cięgna przekładnie:

• pasowe (pas-płaski, klinowy, okrągły, zębaty);

• łańcuchowe (łańcych-płytkowy, zębaty).

Przenoszona moc i moment obrotowy za pomocą sił tarcia lub przez zazębianie się koła z cięgnem.

1

Rys.2.1 Przekładnie cięgnowe: a) z pasem płaskim, klinowym lub okrągłym, b) łańcuchowe, c) rodzaje pasów i łańcuchów

Układy przekładni i warunki pracy:

• przekładnie otwarte (z przesuwną rolką kierującą, z rolkami kierującymi);

• półskrzyżowane (z rolką kierującą lub bez);

• przekładnie skrzyżowane (gdy następuje zmiana kierunku obrotu).

W przekładniach pasowych koła pasowe maja wieńce gładkie lekko wypukłe. Naciąg pasa stwarza docisk między pasem a kołami w wyniku czego powstaja siły tarcia.

Rys.2.2 Rodzaje przekładni pasowych: a), b), c) otwarte, d), e) półskrzyżowane, f) skrzyżowane

Aby wywołać siły tarcia stosujemy tzw. wstępny naciąg pasa.

Rolki napinające - zwiększają naciąg pasa i kąt opasania.

Rolki kierujące - powodują uzyskanie odpowiedniego toru biegu pasa.

Regulacja napięcia pasa w sposób:

• ciągły;

• okresowy.

Rys.2.3

Rys.2.4

Rozróżniamy przekładnie:

• zależnie od stosowania rolek - bezrolkowe;

• z rolką napinającą;

• z rolką napinającą na sprężynie osadzoną na nie obciążonym cięgnie;

• z jedną lub dwoma rolkami kierującymi.

Rys.2.5

Zmiana prędkości obrotowej:

• skokowo;

• w sposób ciągły.

Rys.2.6 Przekładnie pasowe o zmiennym przełożeniu: a), skokowo, b) w sposób ciągły

1. Pasy płaskie

Wymagania w stosunku do pasów:

• mocne sprzężenie pasa z kołem;

• wysoka sprawność przekładni;

• odpowiednia wytrzymałość i żywotność pasa..

Wybór materiałów pasa zależy od:

• warunków pracy;

• wymiarów pasa;

• średnicy kół;

• prędkości obrotowej;

• środowiska.

Łączenie pasów:

• zszywanie (trokiem lub dratwą) - czołowe lub na tzw. zakładkę gubioną;

• klejenie lub zszywanie z klejeniem;

• za pomocą elementow metalowych;

• spawanie lub zgrzewanie (dla taść metalowych).

Materiały na pasy płaskie:

• skóra (cena wyeliminowała je z użytkowania);

• guma (warstwa nośna + tkanina bawełniana + guma);

• balat lub naturalny kauczuk;

• bawełna;

• wełna;

• tworzywa sztuczne (poliamid + wtopione linki stalowe);

• stal ( 0,3÷1) - małe μ;

• tkaninowo-gumowe (kilka warstw + tkaniny).

Niektóre pasy tekstylne oraz pasy z tworzyw sztucznych są produkowane jako pasy bez końca o określonych długościach handlowych. Pozostałe maja końce łączone.

KOŁA PASOWE

Konstrukcja uwarunkowana jest średnicą kół.

d < 100 mm - koła pełne lub tarczowe z wybraniami, toczone lub kute.

Koła duże v > 25 m/s - koła spawane z ramionami z rur lub płaskowników.

v < 25 m/s - koła żeliwne - odlewy z pojedynczym lub podwójnym rzędem ramion.

Tworzywo koła w zależności od „v”_max:

• dla kół żeliwnych v < 30 m/s;

• dla kół staliwnych v < 45 m/s;

• stal zwykła v < 60 m/s;

• stopy lekkie v < 80 m/s;

• stal stopowa lub duraluminium v < 100 m/s;

• tekstolit v < 25 m/s;

• drewno v < 15 m/s.

Średnice kół staramy się dobrać z szeregu średnic normalnych: 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315, 400, 500, 560, .... , 4000 [mm] (mniejszego w górę, większego w dół).Wg tablicy 7.1 „Politechniki Białostockiej”.

Szerokość wieńca koła pasowego ustalamy z zależności:

B = 1,1b + ( 5 ÷ 15) mm - przekładnie otwarte.

B = 1,4b + 10 mm - przekładnie półskrzyżowane i skrzyżowane.

Wg Rutkowskiego Cz. m. przy b = (30 ÷ 90) mm

B = b + 10 mm

przy b = (100 ÷ 275) mm

B = b + 25 mm

przy b = (300 ÷ 550) mm

B = b + 50 mm

Rys.2.8

y = (0,01 ÷ 0,02)B

s = 0,005D + (3 ÷ 5) mm - dla kół żeliwnych

s = 0,002(D + 2b) + 3 mm - dla kół stalowych

Wypukłość koła pasowego przeciwdziała spadaniu pasa. W przekładniach wolno i średniobieżnych wypukłe jest zwykle jedynie większe koło przekładni. W przekładniach szybkobieżnych oba koła mają wieńce wypukłe. Koło wypukłe (rys.2.8a) Zastępowane jest niejednokrotnie kołem z obrzeżami stożkowymi (rys.2.8b). Kształt ten jest prostszy, stosowany szczególnie przy szerokich wieńcach. Zewnętrzna powierzchnia wieńca powinna mieć chropowatość mniejszą niż R_a = 2,5μm.

Koła żeliwne o średnicach D ≤ 280 mm wykonywane są jako tarczowe. Podstawowe wymiary kół żeliwnych (rys.2.9 , 2.10):

• grubość brzegu wieńca s = 0,005D + 3 mm

• średnica piasty d₁ = (1,8 ÷ 2)d

• długość piasty L = (1,5 ÷ 2)d; dla B < 1,5d

L = B

• grubość tarczy a = (0,25 ÷ 0,35)d - minimum 8 mm

• 
  zgrubienie wieńca e = s + 0,02 B

B≤300[mm] ramiona rozmieszczamy w jednym rzędzie, koła szersze w dwurzędach. Liczba ramion zależna od średnicy koła - do 500[mm] - 4 ramiona;

• od 500 do 1600[mm] - 5 ramion;

• od 500 do 600[mm] - koła spawane.

1. Obliczanie przekładni z pasem płaskim

Jako podstawowe przyjmujemy założenia, którymi są:

• moc P₁;

• prędkość obrotowa n₁ (koło napędzające);

• wartość przełożenia i;

• materiał pasa;

• dodatkowo a (przeważnie a ≈ (1,5 ÷ 2)(D₁ + D₂)

Wg tych wartości wyznaczamy wymiary przekładni (średnice kół i ich rozstawienie) oraz wymiary pasa.

Tok obliczeń dla przekładni o i > 1

i = = =

gdzie:

- g - grubość pasa;

- ε - poślizg sprężysty (ε = 0,01 ÷ 0,02).

Wymiary średnic obliczeniowych ustalamy na osi obojętnej pasa (D+g). W obliczeniach wstępnych g można pominąć ze względu na mały stosunek g/D.

Średnicę obu kół możemy przyjąć wg założeń konstrukcyjnych (nie obliczamy), ewentualnie z zależności:

D₁ = (0,2 ÷ 0,3) ⋅

gdzie:

D₁ - orientacyjna wartość średnicy małego koła;

= (1 ÷ 2) _min

wg tablicy 2.1

P₁ - przenoszona moc [kW];

K - współczynnik przeciążenia (dla przekładni pasowych - tablica 13.2 Cz.m);

k_r - naprężenia dopuszczalne dla materiału pasa.

Wyznaczone średnice zaokrąglamy do znormalizowanych

Prędkość pasa - 30 ÷ 60 m/s ( ograniczona własnościami wytrzymałościowymi - v_max - tablice)

Po założeniu D₁ i D₂ sprawdzamy v_pasa

W przekładniach o dużych mocach i szybkobieżnych, dążymy do v_max - D₁ wyznaczamy z wzoru:

≤ v_1max

Podstawowe parametry geometryczne przekładni:

α - kąt opasania na małym kole;

γ - kąt rozwarcia cięgien;

a - rozstawienie osi kół (1,5÷2);

L - długość pasa napiętego (mierzona na osi obojętnej);

D₁,D₂ - średnice obliczeniowe kół.

Rys.2.11 Przekładnia pasowa: a) w stanie spoczynku, b) w ruchu

Kąt opasania wyznacza się następująco:

sin =

ponieważ

= - = -

zatem

cos =

Długość pasa L oblicza się jako sumę długości odcinków prostoliniowych i długości odcinków opasujących koła:

L = 2a ⋅ cos + (D₂ + D₁) + γ(D2 - D1)

Dla pasów płaskich zaleca się: α = 120° , tj. π [rad] (na małym kole)

Cięgno - w spoczynku lub ruch jałowy - powinno być napięte z siłą F_o (napięcie wstępne) wówczas naprężenie w pasie wyniesie:

σ_o =

gdzie:

S - pole przekroju pasa;

Fo - napięcie wstępne.

Aby uzyskać żądane napięcie wstępne (w ramach odkształceń sprężystych pasa), przed założeniem pas powinien być krótszy o wielkość ΔL.Wartość tę wyznaczę zgodnie z prawem Hookea wg wzoru:

ΔL = L - L_o =

gdzie:

E - moduł sprężystości pasa;

L_o - długość swobodna pasa (pierwotna).

Powyższy wzór przekształcamy tak, aby otrzymać wzór na L_o (przekładnia o „a” stałym).

L_o =

Uruchamiamy przekładnię - wskutek tarcia między pasem a powierzchnią kół część czynna cięgna (nachodząca na koło czynne) jest dodatkowo rozciągana i napięcie jej rośnie od F_o do F₁. W części biernej pasa napięcie maleje do F_2.

Porównujemy wartość napięć w cięgnie czynnym i biernym w czasie spoczynku i podczas ruchu:

Wyznaczamy:

F_o = 0,5 (F₁ + F₂)

Napięcie użyteczne:

F_u = F₁ - F₂ = F

Napięcie użyteczne stanowi siłę obwodową F wg której określamy M_o przenoszony przez pas.

Przenoszoną moc wyznaczamy z zależności:

P₁ = F ⋅ v₁ = F_u ⋅ v₁ [P₁] = N ⋅ m/s = W

Moc obliczeniowa:

P = =

gdzie:

η - sprawność przekładni pasowej, (0,94 ÷ 0,98) - przeciętne warunki pracy.

Podstawą do obliczeń napędów cięgnowych jest wzór Eulera, określający stosunek napięć w cięgnie czynnym i biernym.

F₁ = F₂ ⋅ e ^{μ ⋅ α}

gdzie:

e - podstawa logarytmu naturalnego (e ≈ 2,7182);

α - kąt opasania dla mniejszego koła [rad];

μ - współczynnik tarcia między pasem a kołem (wg tablicy 13.1 Cz.M.).

Dla uproszczenia wprowadza się wartość:

m = e ^{μ ⋅ α}

Wówczas

F₁ = F₂ ⋅ m

Z podanej zależności wynika, że mając wartość siły obwodowej (F = F_u), jaką powinna przenieść dana przekładnia pasowa, oraz wartość m (dla danego α i μ) obliczamy wartość poszczególnych napięć:

F₁ = F ⋅

F₂ = F ⋅

F_o = = ⋅

WYTRZYMAŁOŚĆ PASÓW

Naprężenia w pasie powstają w wyniku działania sił:

• rozciągających;

• zginających;

• 
  bezwładności - pod wpływem siły odśrodkowej.

Rys. Rozkład naprężeń panujących w pasie.

Naprężenia rozciągające

σ₁ =

Naprężenia zginające - występują w pasie przy jego wejściu i schodzeniu z koła pasowego.

Założenie - odkształcenia wywołane zginaniem mieszczą się w granicach odkształceń sprężystych.

Wartość naprężeń zginających w pasie wyznaczamy na podstawie prawa Hooke′a .

σ_g = E_g ⋅ ≈ E_g ⋅

gdzie:

E_g - moduł sprężystości pasa przy zginaniu (tablica 13.1 Cz.m.).

Z wzoru wynika, że największe naprężenia zginające występują w małym kole. Dlatego dążymy do doboru:

- wg tablic - mała wartość

Obciążeniem powodującym powstawanie w pasie dodatkowych naprężeń rozciągających są siły bezwładności (siły odśrodkowe) F_b.

F_b = δ ⋅ S ⋅ v² [N]

σ_b = = δ ⋅ v² [Pa]

gdzie:

δ - (delta) - gęstość materiału pasa [kg/m³];

S - pole przekroju pasa [m²];

v - prędkość pasa [m/s];

Fb - siła bezwładności.

Wartość naprężeń σ_b wywrze swój wpływ na wytrzymałość pasa. przy v > 30 m/s, przy v < 10 m/s - pomijamy.

Warunek wytrzymałości pasa:

σ_z = σ₁ + σ_gmax + σ_b ≤ k_r

ZDOLNOŚĆ NAPĘDOWA PRZEKŁADNI PASOWEJ

Pod tym pojęciem rozumieć należy zdolność pasa do przeniesienia takiego max obciążenia - przy którym w czasie pracy nie wystąpi poślizg trwały.

Sprawdzenie stopnia wykorzystania zdolności napędowej jest obliczanie tzw. współczynnika napędu ϕ z zależności:

ϕ = < ϕ_gr

Dla pasów płaskich ϕ_gr = 0,4 ÷ 0,6 (określone doświadczalnie).

Trwałość pasa - zdolność pasa do długotrwałej pracy bez objawów zużycia. Miernik trwałości, to taka liczba obiegów pasa, po których nastąpią drobne pęknięcia i wykruszenia w pasie (zniszczenie zmęczeniowe). Ustalamy trwałość pasa z zależności:

G = z ⋅ ≤ G_max

gdzie:

z - przegięcie pasa (liczba kół i rolek);

Gmax- z tablicy 13.1 Cz.m.

1. Przekładnie pasowe z pasem klinowym

W/w przekładnie są otwarte i mogą pracować w każdym układzie.

Najprostsza - dwa koła rowkowe opasane pasem klinowym

W porównaniu do pasa płaskiego, pas klinowy ma większą przyczepność do koła, co pozwala zmniejszyć kąt opasania do 70°, a zatem:

• zwiększyć przełożenie;

• zmniejszyć rozstaw osi kół;

• przenosić napęd na jeden lub trzy wały, także pod pionowym ustawieniem wałów;

• zmniejszyć napięcie wstępne pasa (mniejsze naciski na wały i łożyska).

Wady:

• mniejsza żywotność pasa;

• mniejsza sprawność przekładni (większe naprężenia gnące);

• trudność łączenia pasa - stosujemy pas bez końca + urządzenie do napinania;

Najczęściej stosuje się przekładnie pasowe z kół wielorowkowych i z odpowiedniej liczby równoległych pasów. Mogą przenosić Mo na 1 do 3 wałów

Rys.2.12 Przekrój i budowa pasa klinowego

Pasy klinowe - zastosujemy dla małego rozstawu kół i dużych przełożeń. Są to pasy bez końca.

Pasy klinowe są znormalizowane (przekrój, długość). Rozróżniamy: Z, A, B, C, D, E i odpowiednie do nich szerokości rowków.

Pas klinowy - kąt rozwarcia - 40°. Rowek koła - kąt rozwarcia - 34°, 36°, 38°.

Wymiary rowków są tak ustalone aby pas nie wystawał poza średnicę zewnętrzną koła i nie opierał się o do rowka.

Wieńce kół dobieramy wg PN - 66/M - 85202. Piasta, tarcza, ramiona - wg konstruktora.

Powierzchnie robocze koła pasowego bardzo gładkie ∇ , koła powinny być lekkie i wyważone.

Regulacja napięcia pasa: - jal dla przekładni pasowej z pasem płaskim lub wykorzystując rozwiązania konstrukcyjne umożliwiające ustalenie dmax i dmin.

OBLICZANIE PRZEKŁADNI Z PASAMI KLINOWYMI

Zależności z obliczeń dla przekładni pasowych z pasem płaskim obowiązują dla przekładni z pasem klinowym. Drobne różnice sprowadzają się do:

• kąt opasania α na małym kole przyjmuje się już powyżej 70° (dla pasów płaskich - powyżej 120°), co wynika m.in. z mniejszych odległości osi;

• odległość osi przyjmuje się orientacyjnie w granicach 0,5(d_p1 + d_p2) + 50 mm < a ≤ 2 (d_p1 + + d_p2);

• dla pasów klinowych przyjmuje się współczynnik napędu ϕ_gr = 0,5 ÷ 0,7 oraz dopuszczalną częstotliwość zginania G_max = 20 ÷ 40s ^{- 1}_;

• zamiast średnic kół gładkich wykorzystujemy we wzorach śrdnice skuteczne (dp) .

Metodyka obliczeń wg PN - 67/M - 85203.

Powinniśmy mieć założenia konstrukcyjne: P₁, n₁, i, (dodatkowo może być a).

1. Na podstawie złożeń konstrukcyjnych przyjmujemy średnice skuteczne d_p1, d_p2.

2. W zależności od i przyjmujemy k₁ i obliczamy średnice równoważne.

D_e = d_p1 ⋅ k₁

gdzie:

k₁ = 1 dla i = 1

k₁ = 1,15 dla i = 0,55 ÷ 1,8

d_p1 - średnica koła mniejszego.

3. Obliczamy prędkość pasa.

V₁ =

4. Sprawdzamy warunek odległości osi a.

0,5(d_p1 + d_p2) + 50 < a < 2(d_p1 + d_p2)

5. Obliczamy kąt opasania koła mniejszego α.

cos =

6. Obliczamy kąt rozwarcia cięgien γ.

γ = π - α π = 180°

7. Obliczamy długość pasa.

L = 2 ⋅ a ⋅ cos + (d_p1 + d_p2) + γ(d_p2 - d_p1)

γ - [rad]

8. Dobieramy L znormalizowane wg trybu pasa.

9. Obliczamy liczbę pasów.

z₁ =

gdzie:

P - moc przenoszona przez przekładnię;

P₁ - moc przenoszona przez jeden pas klinowy;

kT - współczynnik trwałości pasa zależny od h (pracy na dobę kT = (1 ÷ 1,8);

k_L - współczynnik trwałości pasa zależny od typu i długości k_L = (0,72 ÷ 1,2);

k_ϕ(α) - współczynnik kąta opasania k_ϕ = (0,7 ÷ 1);

ϕ - kąt opasania;

10. Sprawdzamy trwałość pasa.

G = z ⋅ < G_max

G_max = 40 s ^{- 1}

dla dwóch kół z = 2

dla dwóch kół i rolki z = 3

11. Przyjmujemy

Przykład oznaczenia pasów klinowych o przekroju C i L =2000[mm].

1. dla pasa pojedyńczego: pas klinowy C 2000 PN-66/M-85201;

2. dla zespołu pięciu pasów klinowych pracujacych w przekładni:

zespół pasów klinowych 5 C 2000 PN-66/M-85201

Przykład oznaczenia wieńca koła rowkowego z pięcioma rowkami wielkości C o średnicy skutecznej dp =315[mm].

Wieniec rowkowy 5 C 315 PN-66/M-85202

Przekładnie z pasami okrągłymi - są stosowane wyłącznie do przenoszenia bardzo małych mocy, a więc w przypadkach, gdy zależy nam przede wszystkim na otrzymaniu przekładni o lekkiej budowie i stosunkowo niewielkich wymiarach. Pasy okrągłe są wykonywane z nici bawełnianych, tworzyw sztucznych poliamidowych lub ze skóry; średnice pasów wynoszą 3 ÷ 10 mm .

Stosuje się koła z rowkiem półokrągłym o promieniu równym promieniowi pasa lub koła z rowkiem trapezowym o kącie rozwarcia 40°.

Przekładnie z pasami zębatymi - stanowią specjalną odmianę przekładni pasowych, ponieważ pasy są powiązane kształtowo z kołami, co upodabnia je do przekładni łańcuchowych. Przekładnie te nie wymagają wstępnego napinania pasa i pozwalają na uzyskanie przełożeń do i = 30. Przy i > 3,5 duże koło może być gładkie.

Pasy zębate wykonuje się ze sztucznej gumy (np. neoprenowej) lub z poliuretanu, odznaczających się bardzo dobrymi własnościami sprężystymi i odpornością chemiczną. Warstwę nośną w tych pasach stanowią linki stalowe lub poliamidowe.

1. Przekładnie łańcuchowe

Przekładnie łańcuchowe - to dwa (lub więcej) koła łańcuchowe o specjalnym zarysie zębów, oraz opasający je łańcuch, złożony z ogniw łączonych przegubowo.

Wady przekładni łańcuchowych:

• nierównomierność biegu w przypadku zbyt małej liczby zębów w kole;

• duży koszt i dokładność wykonania łańcucha;

• konieczność smarowania łańcucha i regulacji zwisu;

• pewna nierównomierność ruchu, na skutek układania się łańcucha na wielokącie;

• hałas, nierównomierność przenoszenia momentu przy osiach wichrowatych;

• niezabezpieczenie innych mechanizmów napędu od przeciążeń.

Zalety przekładni łańcuchowych:

• stałość przełożenia;

• brak poślizgu;

• małe obciążenie łożysk;

• łatwy montaż i demontaż;

• duża trwałość i zwartość konstrukcji;

• przenoszenie dużej siły obwodowej;

• przenoszenie napędu na dwa lub więcej wały przy ich pionowym ustawieniu.

• duża sprawność η = 0,96 ÷ 0,98%.

ZASTOSOWANIE - trudność zastosowania przekładni zębatych lub pasowych, przy dużym a, dużej sile obwodowej i i = const.

Łańcuchy napędowe:

• nośne (dźwigowe);

• transportowe (podnośnikowe);

• napędowe.

Rys.2.16 Łańcuchy: a) sworzniowy, b) tulejkowy, c) rolkowy, d) zębaty

Do napędów ręcznych stosujemy łańcuchy ogniwowe o ogniwach krótkich, wg PN. Materiał to drut o średnicy 3 ÷ 6 mm, zgrzewany, kalibrowany.

Łańcuch płytkowy - podstawowa grupa łańcuchów napędowych. Ogniwa łańcucha składają się z cienkich płytek stalowych, połączonych przegubowo ze sworzniami (łańcuch Galla).

Łańcuch sworzniowy - składa się z płytek wewnętrznych, osadzonych luźno na czopach sworzni i płytek zewnętrznych, osadzonych na wcisk. Prędkość do 0,5 m/s (znikome zastosowanie).

Łańcuch tulejowy - na sworzeń jest osadzona obrotowo tulejka hartowana. Płytki wewnętrzne są osadzone na wcisk na tulejkę, a płytki zewnętrzne również wciskowo na sworzeń. Prędkość do 15 m/s.

Łańcuch rolkowy - składają się na przemian z ogniw zewnętrznych i wewnętrznych, o konstrukcji podobnej do łańcucha tulejkowego. Wprowadzono dodatkową rolkę obracającą się swobodnie względem tulejki osadzonej na sworzniu.

Łańcuch zębaty - ogniwa złożone są z cienkich płytek (1,5 ÷ 2mm) o specjalnym zarysie ułożonych na przemian parami i połączonych przegubowo. Płytki mają zęby, w których powierzchnie robocze tworzą kąt α = 60°. Jako zabezpieczenie od przesunięć bocznych służą płytki prowadzące umieszczone w środku łańcucha lub po bokach. Biorą one udział w przenoszeniu siły. Pożądana parzysta liczba ogniw.

Łączenie łańcuchów - za pomocą ogniw złącznych. Mają one dłuższy sworzeń z nakrętką, zatrzaskiem, zawleczką lub drutem. Nieparzysta liczba ogniw (niewskazane) - ogniwo złączne musi mieć płytki odpowiednio wygięte.

Przykład oznaczenia

ŁAŃCUCH 15M - 102 PS

Łańcuch napędowy tulejkowy o podziałce t = 15 mm, średnicy tulejki d₁ = 9 mm, rozstawie płytek wewnętrznych b₁ = 14 mm, składający się ze 102 ogniw wraz z ogniwem złącznym prostym, zabezpieczonym zatrzaskiem sprężynującym.

P - ogniwo złączne proste;

W - ogniwo wygięte;

S - zatrzask sprężynujący;

Z - zawleczka;

D - drut.

Zwiększyć trwałość łańcucha możemy poprzez chronienie go przed pyłem i zanieczyszczeniami (wg możliwości eksploatacyjnych).

Smarowanie - zależy od warunków pracy (bez osłon, z osłoną, w zamkniętej obudowie) i od v (prędkości obwodowej).

Przekładnie bez osłon i przy małym v - smarowanie okresowe.

Przekładnie w obudowie - smarowanie ciągłe (rozbryzgowe, natryskowe, zanurzeniowe).

Koła łańcuchowe - profil zęba koła łańcuchowego, oraz jego przekrój poprzeczny jest objęty normą. Ogólne zasady budowy kół, jak przy kołach zębatych i pasowych.

Rys.2.17 Przykłady konstrukcji kół

Kształt poprzeczny przekroju koła zależy od stosunku szerokości wieńca zębatego do średnicy piasty. Zbyt mała grubość wieńca w stosunku do średnicy piasty może wywołać drgania poprzeczne wieńca koła.

Wieniec koła i piasta - różne materiały.

Materiały - żeliwo szare, modyfikowane, stal: St5, St6, 40, 50, 40Cr, 40NiCr.

Przekładnie szybkobieżne - HRC > 45

Żeliwne v < 3 m/s

Rys.2.18

Regulacja zwisu łańcucha.

Rys.2.19 Regulacja zwisu łańcucha

Zgodnie z rys.2.19 osie kół należy umieszczać w płaszczyźnie poziomej lub pod kątem 60°. Część czynna cięgna na górze.

W/w przekładnie nie wymagają napięcia wstępnego. Prawidłowe napięcie wstępne łańcucha zapewnia zgodność teoretycznej (wg wymiarów przekładni) i rzeczywistej długości łańcucha (dobre układanie się łańcucha - zwis (1÷ 2%)a.

Praktyka - napięcie od ciężaru łańcucha i prawidłowe ułożenie kół.

Regulacja - przez przesuwanie osi koła, zastosowanie rolek napinających, wyrzucanie ogniw (skrócenie do 1,5% L) - nie więcej niż dwa ogniwa.

Obliczanie przekładni łańcuchowych

Przy doborze liczby zębów kierować się należy następującymi zaleceniami:

1. Dobór zębów w małym kole z = f(v):

z = 6 ÷10 - napęd ręczny

z = 8 ÷ 10 - v < 1 m/s

z = 11 ÷ 13 - v < 4 m/s , t < 20 mm

z = 14 ÷ 16 - v < 7 m/s , spokojna praca

2. Zbyt mała liczba zębów na z₁ spowoduje nierównomierność biegu, przeciążenie, hałas;

3. Zbyt duża liczba zębów na z₂ - przy wydłużeniu łańcucha nastąpi jego zeskakiwanie;

4. Zalecane liczby zębów w zależności od przełożenia, wg tablic ( i jest ograniczone przez z_{1 min} i z_{2 max});

5. Podziałkę t łańcucha dobieramy wg katalogu (przekładnia szybkobieżna, t - możliwie małe);

6. Średnicę podziałową (łańcuch tulejkowy, rolkowy) wyznaczamy z zależności:

D_p = =

7. Odległość osi a - generalnie wg założeń konstrukcyjnych. Im mniejsze a, tym większy kąt opasania α, który powinien być α = 120°;

8. Gdy α > 120° przyjmuje się a:

i ≤ 3 a_min = + (30 ÷ 50)mm

i > 3 a_min = ⋅

D₁, D₂ - średnice zewnętrzne kół łańcuchowych.

Praktyka: a = (30 ÷ 50)t

9. Długość łańcucha L i liczba ogniw są związane zależnością:

m = = + + ⋅ [I]

skąd:

L = m ⋅ t

We wzorze [I] wykorzystano uproszczenie: π ⋅ D = z ⋅ t

10. Wyznaczenie średniej prędkości łańcucha:

v =

11. Obliczenia wytrzymałościowe łańcuchów - na zerwanie oraz naciski powierzchniowe - można zrealizować wg PN - 81/M - 04100;

12. W praktyce - należy sprawdzić warunek:

x = > x_R

gdzie:

x - rzeczywisty współczynnik bezpieczeństwa;

x_R - wymagany współczynnik bezpieczeństwa (x_R > 5);

F_r - obciążenie zrywające;

F - siła obciążająca łańcuch.

13. Wartość siły obwodowej:

F =

gdzie:

P - przenoszona moc;

v - prędkość łańcucha;

K₁ - współczynnik zależny od warunków pracy k₁ = (0,63 ÷ 4,55).

14. Wyznaczanie liczby obiegów łańcucha:

≤

- wg tablic

3. Sprzęgła

1. Podział sprzęgieł

Sprzęgłem - nazywamy zespół układu napędowego, przeznaczony do łączenia wałów i przekazywania momentu obrotowego z wału czynnego na bierny, bez zmiany kierunku ruchu obrotowego.

Zastosowanie sprzęgieł:

• upraszczają rozwiązania konstrukcyjne;

• pozwalają na stosowanie uniwersalnych silników;

• zwiększają obciążenia skrętne wału;

• pozwalają rozłączać napęd;

• zabezpieczają przed przeciążeniami.

PN wyodrębnia 36 rodzajów sprzęgieł (normy określają warunki pracy, wartość maksymalnych obciążeń, gabaryty, ciężar).

Sprzęgło składa się z:

• członu czynnego;

• członu biernego;

• łącznika.

Łącznik - określa sposób przenoszenia M_o i jednocześnie charakteryzuje dane sprzęgło (kołki, śruby, elementy podatne, ciecz).

Oprócz przenoszenia M_o sprzęgła spełniają dodatkowe zadania:

• pozwalają na pewien uchyb współosiowości (sprzęgła luźne lub podatne);

• wiążą w jedną sztywną całość ogniwa napędu, przez co umożliwiają przeniesienie M_s (sprzęgła sztywne);

• łagodzą gwałtowne zmiany obciążeń (sprzęgła podatne);

• tłumią drgania skrętne (s. podatne);

• pozwalają łączyć wały ustawione pod znacznym i zmiennym kątem (s. wychylne);

• zabezpieczają mechanizmy napędu przed przekroczeniem granicznego obciążenia (s. bezpieczeństwa) i granicznej prędkości (s. odśrodkowe);

• umożliwiają przełączanie sprzęgieł (s. sterowane).

3.2 Normalizacja oraz dobór sprzęgieł

Podstawowy parametr charakteryzujący sprzęgło to przenoszony M_o. Wyznaczamy go z wzoru liczbowego:

M = 9550 ⋅ [N ⋅ m] P - w [Kw], n - [obr/min]

Chcąc uwzględnić możliwość występowania przeciążeń w czasie pracy sprzęgła stosujemy współczynnik przeciążeń K i ustalamy maksymalny moment obrotowy.

M_max = M ⋅ K

Gdzie:

K - wg tablicy 14.1 Cz.m.

W zależności od zastosowanego sprzęgła określić możemy jego rodzaj, oraz ustalić ewentualne przeciążenia, które uwzględniamy przy doborze współczynnika przeciążeń K.

Sprzęgła nierozłączne - sprzęgła, w których człony czynny i bierny są połączone trwale. Dzielimy je na:

• sprzęgła sztywne - uniemożliwiają przesunięcia względne miedzy członami w czasie pracy.

• sprzęgła samonastawne - niewielkie przesunięcia wzdłużne i poprzeczne wałów;

• sprzęgła podatne - łącznikiem jest element sprężysty.

Sprzęgła sztywne - tulejowe, łubkowe, kołnierzowe. Wymagają współosiowości łączonych wałów.

Sprzęgło tulejowe kołkowe - tuleja jest członem czynnym i biernym a kołki i wpusty łącznikiem.

Rys.3.1 Sprzęgło sztywne tulejowe z kołkami: 1 - wał czynny, 2 - wał bierny, 3 - tuleja, 4 - kołki

Rys.3.2 Sprzęgło sztywne tulejowe z wpustami: 1 - wał czynny, 2 - wał bierny, 3 - tuleja, 4 - wpusty, 5 - wkręt ustalający

Rys.3.3 Sprzęgło sztywne tulejowe z tuleją stożkową: 1 - wał czynny, 2 - wał bierny, 3 - tuleja sprzęgłowa z otworem stożkowym, 4 - tuleja cienkościenna ze stożkiem zewnętrznym, 5 - wkręty zamykające otwory doprowadzenia oleju przy rozłączaniu

Obliczenia sprowadza się do ustalenia wymiarów łącznika z warunków wytrzymałościowych.

Kołki narażone są na ścinanie:

τ_t = ≤ k_t

gdzie:

d_k - średnica kołka;

n - liczba przekrojów ścinanych.

F = =

gdzie:

d - średnica wału.

Przy zastosowaniu wpustu - obliczenia na naciski.

Osadzanie tulei na wale - pasowanie mieszane J8/h7 lub M8/h7.

W połączeniach skurczowych - pasowanie ciasne U8/h7.

Wymiary tulei: l = 3d, D = 2d.

Wada tych sprzęgieł - konieczność znacznych przesunięć osiowych.

3.3 Sprzęgła łubkowe

Sprzęgło łubkowe - składa się z dwóch łubków obejmujących końce łączonych wałów oraz elementy złączne. Pomiędzy łubkami pozostawiona jest szczelina (1 do 2 mm).

Rys.3.4 Sprzęgło sztywne łubkowe śrubowe

Parametry sprzęgieł łubkowych:

M_t - realizuje przenoszenie M_o. Wpust służy jako dodatkowe (przeciążeniowe) zabezpieczenie przed poślizgiem.

Zakres średnic - 25 ÷ 140 mm

Maksymalny moment - 160 ÷ 12500 Nm

Masa elementu - 3 ÷ 120 kg

Zalety - łatwy montaż i demontaż.

Wady - duże wymiary, masa, niemożność wyważenia (tylko do napędów wolnobierznych).

Sprzęgła tarczowe (kołnierzowe)

Dwie tarcze złączone śrubami, osadzamy na wałach przy pomocy wpustów. Aby zapewnić współosiowość wykonywane są wytoczenia środkujące na płaszczyznach czołowych.

Rys.3.5 Sprzęgło sztywne tarczowe bez obrzeży ochronnych

Rys.3.6 Sprzęgło sztywne tarczowe z obrzeżami ochronnymi

Rys.3.7 Sprzęgło sztywne tarczowe z wkładką środkującą: 1 - tarcze, 2 - wkładka

Rys.3.8 Sprzęgła sztywne kołnierzowe: a) z kołnierzami odkutymi łącznie z wałem, b) z kołnierzami spawanymi, c) z kołnierzami osadzonymi skurczowo

Sprzęgła stosujemy do łączenia wałów o:

Zakresie średnic - 25 ÷ 200 mm

Maksymalny moment - 310 ÷ 60000 Nm

Masa elementu - 6 ÷ 250 kg

Oznaczenie sprzęgła kołnierzowego o średnicy otworu d = 60 mm:

SPRZĘGŁO KOŁNIERZOWE 60 PN - 66 /M - 85251

Sprzęgła te wymagają przy demontarzu rozsunięcia tarcz. Chcąc tego uniknąć zamiast wytoczeń zastosuję dwudzielną przedkładkę środkującą.

1. Sprzęgła samonastawne

Sprzęgła samonastawne - umożliwiają niewielkie zmiany względnego położenia osi i wałów. Zmiany te mogą mieć charakter trwały lub wolno zmieniający się w czasie. Przemieszczenia względne wałów mogą być:

• poprzeczne;

• wzdłużne;

• kątowe (poprzeczne, wzdłużne, kątowe).

Rys.3.9 Przemieszczenia osi wałów: a) poprzeczne, b) wzdłużne, c) kątowe

Sprzęgła te mogą kompensować przemieszczenia jednego rodzaju lub złożone. Charakteryzują się luzami i możliwością ślizgania się współpracujących części po sobie.

Małe obciążenia i wymiary - występ na powierzchni czołowej jednego z wałów jest wprowadzony w wycięcie drugiego z wału.

Sprzęgła kłowe - przesunięcie wzdłużne wałów w granicach luzu osiowego. Łącznikiem są kły. Wymiary i liczby kłów - wg warunków wytrzymałościowych i technologicznych. Możliwość środkowania.

Rys.3.10 Sprzęgło kłowe

Rys.3.11 Sprzęgło samonastawne kłowe: a) środkowane w otworze członu, b) środkowane za pomocą tulejki

Sprzęgło OLDHAMA - przesunięcie poprzeczne x, oraz odchylenia kątowe β - kompensacja przemieszczeń.

Tarcze osadzone na wałach - łącznikiem jest osobna tarcza współpracująca z kłami obu tarcz.

Maksymalna wartość przesunięć x ≤ 0,1d oraz β ≤ 4°.

Łączymy wały: d - 40 ÷ 120 mm, M - 650 ÷ 8000 Nm, n_max - 200 obr/min, duże - 130 obr/min.

Rys.3.12 Sprzęgło Oldhama: a) z kłami prostymi, b) z wkładką tekstolitową, c) z kłami o zarysie ewolwentowym.

4. Sprzęgła zębate, przegubowe

Rys.3.13 Sprzęgło zębate dwustronne

Sprzęgła zębate - kompensują wszystkie rodzaje przemieszczeń. Tarcze uzębione osadzane są na wałach, współpracują z tulejkami o uzębieniu wewnętrznym. Obie tuleje połączone są śrubami.

Sprzęgła zębate dzielimy na:

• jednostronne;

• dwustronne.

Oba rodzaje mają jednakowe parametry:

• d = 20 ÷ 280 mm;

• M = 630 Nm ÷ 160 kNm;

• n = 500 ÷ 3000 obr/min.

Uniwersalny charakter pracy tych sprzęgieł wynika ze specjalnych kształtów zębów oraz luzów międzyzębnych. Dla uzębień wewnętrznych stosuje się zęby niskie o wysokości głowy zęba h_a = 0,8m a dla uzębień zewnętrznych zęby normalne.

Rys.3.14 Zęby sprzęgieł: a) proste, b) łukowe

Sprzęgła przegubowe (Cardana) - służą do łączenia wałów, których osie przecinają się. Sprzęgła te nie kompensują innych odchyłek położenia osi.

Rys.3.15 Sprzęgło Cardana pojedyńcze.

Chwilowy stosunek prędkości kątowych łączonych wałów nie jest stały - zależy od kąta γ jaki tworzą osie wałów. Wadę tę wyeliminuje sprzęgło podwójne lub zdwojony przegub Cardana.

Rys.3.16 Podwójny przegub Cardana z wałkiem pośrednim zapewniający równość prędkości kątowych wałka biernego i wałka czynnego: a) wały czynny i bierny o osiach równoległych przesuniętych, b) wały czynny i bierny o osiach tworzących kąt 2δ

Rys.3.17 Zdwojony przegub Cardana

Stałą, chwilową prędkość kątową wałów zapewniają sprzęgła ze zdwojonymi przegubami.

Prędkości kątowe wałów I i II są stałe wówczas, gdy kąty odchylenia wałów od wałka pośredniego 2 są jednakowe oraz gdy widełki 1 wałka pośredniego leżą w jednej płaszczyźnie

Stałą prędkość kątową wału napędzanego zapewniają sprzęgła przegubowe - kulowe.

Rys.3.18 Sprzęgło przegubowe kulowe synchroniczne: 1 - wał, 2 - trzpień prowadzący, 3 - koszyk, 4 - wał, 5 - główka wału, 6 - kulki, 7 - obudowa, 8 - koszyk, 9 - sprężyna, 10- trzpień

Sprzęgła podatne

Sprzęgła podatne - podstawowym elementem jest łącznik podatny sprężysty, którego zadaniem jest umożliwienie chwilowego względnego obrotu wału biernego w stosunku do czynnego.

Dzięki podatności łącznika możemy zmniejszyć obciążenie dynamiczne występujące w układzie napędowym, łagodzić drgania.

Sprzęgła kabłąkowe (oponowe) - dwie tuleje z przyspawanymi tarczami, rolę łączników spełniają cztery taśmy gumowe przykręcone śrubami (łącznikiem może być opona gumowa). Sprzęgła
tego typu mają średnicę zewnętrzną 180÷350 [mm] i przenoszą max. Mo=250÷3000[Nm].

Rozróżniamy również:

• sprzęgła wkładkowe tulejkowe (palcowe);

Rys.3.20 Sprzęgło podatne tarczowe sworzniowe z wkładkami gumowymi: 1,2 - człony sprzęgła, 3 - sworzeń, 4 - wkładka, 5,6 - podkładki, 7 - nakrętka, 8 - pierścień osadczy

• 
  sprzęgła z pakietami sprężyn płaskich;

Rys.3.21 Sprzęgło podatne z pakietami sprężyn płytkowych ustawionych promieniowo: 1,5 - człony sprzęgła, 2 - kołnierz, 3 - pierścień dystansowy, 4 - śruby łączące, 6 - uszczelnienie

• sprzęgła ze sprężyną wężykową.

Rys.3.22 Sprzęgło podatne ze sprężyną wężykową: 1,2 - człony sprzęgła, 3 - występy, 4 - sprężyna, 5,6 - połówki obejmy

Rys.3.23 Odkształcenie sprężyny wężykowej w sprzęgle o charakterystyce nieliniowej

4. Sprzęgła sterowane

Sprzęgła sterowane - są to sprzęgła wyposarzone w urządzenia za pomocą, których można

dokonywać łączenia i rozłączania napędu przenoszącego Mo.

Sprzęgła sterowane dzielimy na:

• sprzęgła przełączalne synchroniczne (kształtowe);

• sprzęgła przełączalne asynchroniczne (cierne).

Sprzęgła kłowe - składają się z dwóch tarcz, jednej spoczynkowej na wale napędowym, drugiej przesuwnej na wpuście lub wielowypuście na wale napędzanym.

Sprzęgła zębate - dwie tarcze, jedna z uzębieniem zewnętrznym a druga z wewnętrznym. Podobnie jak w sprzęgłach kłowych zębom nadaje się kztałty ułatwiajace

włączanie.

Różnice prędkości obu tarcz:

V₂ - V₁ ≤ 0,7 ÷ 0,8 m/s ( do 1500 obr/min)

Przekrój kłów - zazwyczaj trapezowy z kątem przyporu 2° ÷ 8° po stronie roboczej.

Po stronie nieroboczej kąt 50° ÷ 70° w celu łatwego wyłączenia sprzęgła.

Rys.3.24 Sprzęgło włączalne kłowe

Rozłącznie sprzęgła może odbywać się bez żadnych ograniczeń, natomiast sposób łączenia uzależniony jest od specyficznych jego cech konstrukcyjnych.

Rodzaje kłów:

• trapezowe;

• trójkątne: symetryczne i niesymetryczne;

• z ułatwionym włączaniem;

• prostokątne.

Rys.3.26 Sprzęgło zębate przełączalne: a) sprzęgło, b) kształty zębów, c) sprzęgło z synchronizatorem: 1 - uzębienie, 2 - łącznik, 3 - człon czynny (synchronizator), 4 - sprzęgiełko cierne stożkowe

Sprzęgła asynchroniczne

Zasada działania - tarcze sprzęgieł są dociskane siłą wywołującą na powierzchniach ciernych siłę tarcia przenoszącą M_o z wału czynnego na bierny.

Podstawowa cecha - możliwość włączenia przy różnych obrotach członów. Od włączenia do pełnej synchronizacji następuje poślizg - nagrzewanie i zużywanie tarcz.

Poślizg - nagrzewanie i zużywanie tarcz.

Żądane właściwości materiału na powierzchnie cierne:

• duże współczynnik tarcia (μ);

• duża wytrzymałość mechaniczna;

• dobre przewodnictwo cieplne;

• odporność na zużycie;

• brak skłonności do zatarć.

Sprzęgła pracują:

• na sucho;

• ze smarowaniem - mniejsze zużycie, mniejszy współczynnik tarcia, możliwość przeniesienia większych nacisków powierzchniowych + chłodzenie.

3.7 Sprzęgła tarczowe

Zabezpieczamy się przed szybkim zużyciem, przyjmując:

M_T ≥ M_max = M ⋅ K

Wartość K z tablicy 3.1 a wartość M z wzoru liczbowego.

Ponieważ T zależy od F_w (T = F_w ⋅ μ)

gdzie:

T - siła tarcia.

M_T = F_w ⋅ μ ⋅ 0,5D_m [I]

D_m = [II]

gdzie:

D_m - średnia średnica tarcia;

Fw - siła docisku.

Rys.3.27 Sprzęgło cierne tarczowe

Wymiary tarcz przyjmujemy wg zaleceń:

Sprzęgła tarczowe:

D_m = (4 ÷ 6)d

Sprzęgła wielopłytkowe:

D_m = (2 ÷ 4)d

Sprzęgła stożkowe:

D_m = (3 ÷ 10)d

gdzie:

d - średnica wału pod sprzęgło

Wartość nacisków powierzchniowych:

p = = [III]

Oznaczamy szerokość powierzchni ciernej jako b a pole powierzchni styku tarcz jako S:

S = (D_z² - D_w²) = 2D_m ⋅ 2b = π ⋅ D_m ⋅ b [IV]

Podstawiając zależność [I] i [IV] do wzoru [III] otrzymujemy warunek na naciski powierzchniowe:

p = ≤ k_o [V]

k_o - z tablicy 3.2

Uwaga: zwiększenie żywotności sprzęgieł, uzyskujemy zmniejszając k_o, (szczególnie przy dużych n), dla sprzęgieł rzadko włączanych - wyższe wartości.

Zapewnić prawidłowy rozkład nacisków możemy poprzez przyjęcie:

b = (0,15÷0,3)D_m - sprzęgła tarczowe + sztywna konstrukcja tarczy.

b = (0,1 ÷ 0,25)D_m - sprzęgła wielopłytkowe + sztywna konstrukcja tarczy.

W sprzęgłach ciernych może ulec zamianie na ciepło do 50 % energii. Zapobiegamy temu przyjmując:

M_T ≥ M_max

Nagrzewanie sprzęgieł zależy od:

• przewodności cieplnej materiałów ciernych;

• powierzchni odprowadzania ciepła;

• liczby włączeń (na godzine).

W obliczeniach uwzględniamy, że jednostkowa praca tarcia (μ = const) jest proporcjonalna do (p⋅v). Wartość v wyznaczamy na D_m.

Ponieważ od jednostkowej pracy tarcia zależy ilość ciepła wyzwalającego się na jednostce powierzchni sprzęgła, możemy napisać warunek na rozgrzewanie:

(p ⋅ v)_rzecz ≤ (p ⋅ v)_dop [MN/(m⋅s)]

(p ⋅ v)_dop - wg zaleceń

Sprzęgło cierne wielopłytkowe

Tok obliczeń jest taki sam jak przy obliczaniu sprzęgieł tarczowych, ale uwzględniamy większą liczbę powierzchni ciernych. Jeżeli ilość płytek wynosi i, to ilość powierzchni ciernych i - 1.

p = ≤ k_o

(p ⋅ v)_dop - 2 ÷ 4 razy mniejsze

Rys.3.29 Sprzęgło cierne wielopłytkowe z włączaniem mechanicznym produkcji FUMO: 1 - człon sprzęgła (tuleja), 2 - człon sprzęgła (zabierak), 3 - dźwignia, 4 - pierścień włączający, 5 - nakrętka regulacyjna, 6 - płytka zewnętrzna, 7 - płytka wewnętrzna, 8 - płytka dociskowa

Rys.3.30 Ogólny widok sprzęgła wielopłytkowego firmy Ortlinghaus

Sprzęgło cierne stożkowe

Rys.3.31 Sprzęgło cierne stożkowe

Zaleta - możliwość uzyskania M_T jak w sprzęgle tarczowym przy mniejszej F_w

Do obliczeń wprowadzamy siłę F_n wywołującą tarcie:

F_n = [I]

gdzie:

Fn - siła nacisku;

Siła tarcia na powierzchniach ciernych

T = F_n ⋅ μ = [II]

α = 15° ÷ 20° (zalecane)

Podobnie jak przy obliczeniach tarcia w gwintach wprowadzamy pozorny współczynnik tarcia.

μ′ = [III]

M_T obliczamy jak dla sprzęgła tarczowego uwzględniając α:

M_T = = 0,5 ⋅ F_w ⋅D_m ⋅ μ′ [IV]

Na podstawie powyższych zależności:

p = = ≤ k_o [V]

gdzie:

p - wartośc nacisków powierzchniowych.

Podstawiając wartość F_w z wzoru [IV] otrzymamy warunek na naciski zgodny z wzorem [V] dla sprzęgieł tarczowych:

p = =
≤ k_o

4. 
   
   Mechanizmy przełączania sprzęgieł

Rys.3.33 Mechanizm przełączania sprzęgieł

Sprzęgła sterowane wymagają stosowania mechanizmów służących do włączania i wyłączania, a w przypadku sprzęgieł ciernych do wywierania siły docisku F_w, zapewniającej przeniesienie momentu obrotowego z członu czynnego na bierny.

W widełkach dźwigni 1 (rys.3.33b) są osadzone obrotowo kamienie 2, umieszczone w kanałku nasuwy 3. Przesuw dźwigni w prawo (wg strzałki na rys) powoduje przesunięcie nasuwy w lewo wzdłuż wału i odwrotnie. Przy wymaganych niewielkich ruchach wzdłużnych nasuwy obrotowe osadzenie kamienia na widełkach dźwigni umożliwia równoległe ustawienie płaszczyzn kamienia względem kanałka nasuwy w obu jej skrajnych położeniach.

W innych rozwiązaniach konstrukcyjnych nasuwa przesuwa się wzdłuż tulei osadzonej na wale.

Mechanizmy przełączania muszą zapewniać:

• włączanie i wyłączanie sprzęgła oraz pokonywanie związanych z tym oporów;

• zabezpieczenie sprzęgła przed samoczynnym włączaniem i wyłączaniem (nasuwa w skrajnych położeniach powinna być odciążona od sił zewnętrznych, mechanizm powinien być samohamowny);

• wywieranie równomiernych nacisków w czasie pracy sprzęgła, przy czym siła docisku powierzchni ciernych powinna być prawie stała;

• możliwość regulacji siły docisku w miarę powstawania luzów wywołanych zużyciem się powierzchni roboczych sprzęgła i części mechanizmu.

Mechanizmy włączania mogą być uruchamiane:

• pneumatycznie;

• hydraulicznie;

• elektromanetycznie.

Sprzęgła samoczynne

Sprzęgła samoczynne - umożliwiają łączenie lub rozłączanie wału bez obsługi. Najczęściej wykorzystujemy siłę bezwładności, zmianę kierunku ruchu obrotowego na zmianę M_o:

Dzielimy je na:

• odśrodkowe;

• jednokierunkowe;

• bezpieczeństwa (przeciążeniowe).

Rys.3.39 Sprzęgło bezpieczeństwa z łącznikiem trwałym

Rys.3.40 Sprzęgło bezpieczeństwa kłowe: 1 - człon czynny, 2 - człon bierny, 3 - tuleja, 4 - sprężyna, 5 - nakrętka ustalająca, 6 - łożysko oporowe

4. Hamulce

4.1 Klasyfikacja i charakterystyka hamulców

Hamulce - to urządzenia służące do zatrzymywania, zwolnienia lub regulacji ruchu maszyn.

Najczęściej spotykamy hamulce cierne. Hamulce te działają na podobnej zasadzie jak sprzęgła cierne, lecz ich działanie jest odwrotne, ponieważ zadaniem sprzęgieł ciernych jest nadanie ruchu obrotowego członowi biernemu poprzez cierne sprzęgnięcie go z obracającym się członem czynnym, natomiast zadaniem hamulca jest zatrzymanie części czynnej hamulca poprzez sprzęgnięcie jej z częścią nieruchomą.

Rys.4.1 Hamulce: a) stożkowy, b) wielopłytkowy, c) jednoklockowy, d) cięgnowy

Zależnie od rodzaju mechanizmu włączającego i wyłączającego rozróżniamy hamulce:

• cierne mechaniczne;

• hydrauliczne;

• pneumatyczne;

• elektromagnetyczne.

Hamulce cierne mechaniczne dzielimy na:

• hamulce tarczowe - stożkowe i wielopłytkowe;

• klockowe (szczękowe);

• cięgnowe (taśmowe).

Ze względu na charakter pracy dzielimy je na:

• luzowe;

• zaciskowe.

Hamulce luzowe - są stale zaciśnięte na bębnie hamulcowym i luzowane przed uruchomieniem maszyny.

Hamulce zaciskowe - są stale swobodne, tzn. że część stała i ruchoma są odłączone i współpracują ze sobą tylko w czasie hamowania.

1. Hamulce klockowe

Hamulce klockowe - dzielimy je na jedno- lub dwuklockowe. Moment tarcia na bębnie hamulcowym ma zwrot przeciwny do zwrotu momentu obrotowego. W celu zahamowania bębna M_T musi pokonać moment obrotowy i bezwładności hamowanego układu.

M_T = (1,75 ÷ 2,5)M_o

Większe M_T przyjmujemy, gdy jest duża prędkość obrotowa układu hamowanego oraz gdy żądamy, aby czas hamowania był krótszy.

Wartość nacisku siły klocka na bęben wynosi:

M_T = T ⋅ = F_n ⋅ μ ⋅

F_n =

Siłę F_n będziemy traktować jako siłę skupioną zastępującą obciążenie ciągłe wynikające z nacisku klocka na bęben.

Obliczanie hamulców jednoklockowych, polega na wyznaczeniu siły F, którą należy przyłożyć do dźwigni hamulca, aby zahamować bęben, na ustaleniu wymiarów szczęki hamulcowej z warunku na naciski powierzchniowe, oraz sprawdzenia hamulca na rozgrzewanie.

Na elementy cierne hamulców stosujemy te same elementy co na sprzęgła cierne.

Rys.4.2

W hamulcu jak na rys.4.2 dźwignia hamulcowa jest zamocowana przegubowo w punkcie 0, a klocek jest połączony sztywno z dźwignią za pomocą dwóch sworzni. Na dźwignię działa siła F_n, siła F potrzebna do zahamowania bębna oraz siła tarcia T między klockiem a bębnem.

Dla dźwigni zwrot siły tarcia T jest zgodny z kierunkiem M_o, a dla bębna przeciwny.

Siły tworzą dowolny płaski układ - możemy więc wyznaczyć wartość siły F z warunku równowagi:

F ⋅ l - F_n ⋅ a + T ⋅ e = 0 [I]

Podstawiając do wzoru [I] wartość T otrzymamy:

T = F_n ⋅ μ

F ⋅ l - F_n ( a - e ⋅ μ) = 0 [II]

Wprowadzając do wzoru [II] wartość F_n otrzymujemy:

F_n =

F = F_n ⋅ = ⋅ [III]

Zakładam przeciwny kierunek ruchu obrotowego bębna niż na rysunku.

Tak samo jak wyżej wyznaczamy F

F = F_n ⋅ = ⋅ [IV]

Z porównania wzoru [III] i [IV], wynika, że hamulec ten nie nadaje się do pracy przy zmianie kierunku ruchu obrotowego, ponieważ należałoby regulować wartość siły F.

Jeżeli kierunek ruchu obrotowego bębna ma być zmienny, można stosować konstrukcje jak na rys.4.3.

Rys.4.3

Wygięcie dźwigni w ten sposób, aby jej punkt obrotu 0 leżał na linii działania siły tarcia T powoduje, że ramię tej siły e = 0 i wobec tego e ⋅ μ = 0.

Wartość siły F koniecznej do zahamowania bębna wynosi wówczas:

F = F_n ⋅ = [V]

Nie zależy ona w tym przypadku od kierunku ruchu obrotowego.

Taki sam efekt uzyskamy mocując klocek jak na rys.4.4

Rys.4.4

Siłę nacisku F₁ traktujemy jako siłę działającą na sworzeń. Wprowadzamy w osi sworznia zerowy układ sił T, otrzymujemy siłę T działającą na sworzeń wzdłuż osi dźwigni oraz moment od pary sił T.

Moment ten dąży do obrócenia klocka i nie wpływa na obliczenia dźwigni. Przy tej konstrukcji wartość siły F wyznaczymy wg wzoru [V].

Obliczenia wymiarów klocka z warunku na naciski powierzchniowe:

p = ≤ k_o

gdzie:

t - długość klocka (mierzona po cięciwie łuku);

b - szerokość klocka;

k_o - naciski dopuszczalne.

Zakładamy konstrukcyjnie „D” i „b”

Zalecenia D = 120 [mm] i b = 40 [mm] (160 - 50, 200 - 55, 250 - 80, 320 - 100, 400 - 125,

500 - 160, 630 - 200, 710 - 220, 800 - 250).

Szerokość bębna przyjmujemy o 10 mm > od b, natomiast t:

t = (0,52 ÷ 0,78)D

co odpowiada kątowi pokrycia ϕ = 60° ÷ 90°.

Hamulec sprawdzamy na rozgrzewanie wg wzoru:

(p ⋅ v)_rzecz ≤ (p ⋅ v)_dop [MN/m⋅s]

Hamulce jednoklockowe - średnica wału do 50 mm i przenoszenie niewielkich M_o.

Hamulce dwuklockowe - siły F_n równoważą się i umożliwiają hamowanie przy mniejszych F_n.

Rys. 4.5 Schemat hamulca dwuklockowego z luzownikiem: 1 - klocki hamulcowe, 2 ÷ 5 dźwignie, 6 - ciężar, 7 - luzownik

Rys.4.6 Hamulec dwuklockowy zwierany sprężyną i zwalniany luzownikiem elektromagnetycznym

2. Hamulce szczękowe wewnętrzne

W hamulcu takim szczęki umieszczone są wewnątrz hamulca. Są to hamulce zaciskowe - szczęki odsunięte od bębna dzięki sprężynom.

Zadziałanie dzięki siłom włączającym działających na swobodne części szczęk - dociśnięcie szczęk do bębna.

Gdy występują jednakowe siły włączające (W₁ i W₂) mamy rozwiązania w których wartości F_n1 i F_n2 są różne (rys. 4,7a) lub jednakowe (rys. 4.7b).

Rys.4.7 Schematy hamulców szczękowych wewnętrznych

Rys.4.8 Hamulec stożkowy, stosowany w obrabiarkach: 1 - część nieruchoma hamulca z okładziną cierną,

2 - część ruchoma hamulca, 3 - korpus obrabiarki, 4 - przełącznik, 5 - sprzęgło cierne wielopłytkowe

3. Hamulce cięgnowe

Hamulce cięgnowe - charakteryzują się większą skutecznością hamowania stosujemy, gdy występują duże M_o. Prosta konstrukcja, zwarta budowa.

Wada: zginanie wału pod wpływem naciągu cięgna.

Cięgna - cienka taśma stalowa wyłożona materiałem ciernym. Gdy niewielkie M_H - nie ma okładziny.

Obliczanie tych hamulców polega na określeniu M_T, niezbędnego do zahamowania bębna, obliczeniu wartości sił w cięgnie oraz obliczeniu siły F jaką należy przyłożyć do końca dźwigni.

Wartość M_T ustalamy z założenia:

M_T = (1,75 ÷ 2,5)M

Gdy będziemy mieli ustaloną średnicę bębna D ( z warunków konstrukcyjnych), możemy określić siłę tarcia T potrzebną do zahamowania bębna.

T =

Rys.4.9 Hamulce cięgnowe: a) zwykły, b) różnicowy, c) sumowy

Hamulec zwykły - (rys 4.9a) cięgno współpracujące z bębnem na części jego obwodu (odpowiada to kątowi α).

W cięgnie wyróżniamy:

• część czynną - nabiegającą na bęben - działa w niej siła F₁;

• część bierną - działa w niej siła F₂.

siła F₁ > F₂

ponieważ część czynna cięgna obciążona jest dodatkowo siłą tarcia wywołaną momentem obrotowym T.

Z warunku równowagi:

T = F₁ - F₂ [I]

Stosunek sił F₁ i F₂ określa zależność (wzór Eulera). Określa on stosunek napięć w cięgnach:

F₁ = F₂ ⋅ m gdzie m = e ^{μ ⋅ α} [II]

Przyjmujemy α = 180° ÷ 270° (od π do 1,5π rad)

gdzie:

α - kąt opasania.

Na podstawie wzorów [I] i [II] wprowadzamy zależność między T a F₁ i F₂.

T = F₁ ( 1 - ) oraz T = F₂ ( m - 1) [III]

Wartość siły F potrzebnej do zahamowania wyznaczamy z warunku równowagi sił działających na dźwignię. Wyznaczać je będziemy względem punktu 0, przyjmując kierunek ruchu obrotowego jak na rysunku (rys. 4.9 a, b, c)

W hamulcu zwykłym ( rys. 4.9 a) część czynna cięgna zamocowana w punkcie obrotu dźwigni - na dźwignię działają siły: F₂ oraz F

Warunek równowagi przyjmie postać:

F ⋅ l - F₂ ⋅ a = 0

F = F₂ ⋅ [IV]

Zalecane przełożenie dźwigni l/a = 3 ÷ 6

Gdy zmienimy kierunek ruchu obrotowego, wówczas część czynna będzie pełnić funkcje części biernej i odwrotnie.

F = F₁ ⋅ [V]

Hamulec różnicowy - (rys.4.9b)

Warunek równowagi dla hamulca różnicowego:

F ⋅ l + F₁ ⋅ a₁ - F₂ ⋅ a₂ = 0

stąd:

F = [VI]

Po zmianie kierunku ruchu obrotowego:

F = [VII]

Hamulec sumowy - (rys.4.9c)

Warunek równowagi dla hamulca sumowego (a₁ = a₂ = a)

F ⋅ l - F₁ ⋅ a - F₂ ⋅ a = 0

stąd:

F = [VIII]

Po zmianie kierunku ruchu obrotowego bębna (w stosunku do podanego na rysunku c) wówczas częścią czynną cięgna będzie dotychczasowa część bierna i odwrotnie.

F = (F₁ + F₂) [IX]

Na podstawie przeprowadzonej analizy hamulców:

1. Hamulec zwykły i różnicowy zastosujemy tam, gdzie jest stały kierunek ruchu obrotowego bębna i wału.

2. W hamulcu różnicowym odpowiednio dobierając długości dźwigni a₁ i a₂ - regulujemy F (przy niewłaściwej długości tych dźwigni F = 0 lub F< 0 (samozakleszczanie).

Aby uniknąć samozakleszczenia spełniamy warunek:

≥ m

3. Hamulec sumowy (a₁ = a₂ = a) - siła obciążająca F jest jednakowa dla obydwu kierunków obrotu ale dość duża jej wartość przekreśla zastosowanie tego hamulca.

4. Przy ruchu dwukierunkowym - hamulec dwuklockowy.

Hamulce dzielimy na:

• zaciskowe;

• luzowe.

Rys.4.10 Konstrukcja hamulca taśmowego zwykłego: 1 - taśma, 2 - zwalniak, 3 - obciążnik, 4 - dźwignia

Rys.4.11 Hamulec zwrotny: 1 - śruba, 2 - wał, 3 - bęben, 4 - zapadki, 5 - sworzeń zapadki, 6 - koło zapadkowe, 7 - wieniec koła hamulcowego, 8 - dźwignia hamulca, 9 - taśma hamulca

Hamulce tarczowe

Hamulce tarczowe stosowane w samochodach (rys.4.12). Płytki hamulca nie są w tym przypadku wykonywane jako tarcze, ale w postaci nakładek zajmujących część obwodu. Płytki hamulcowe, pokryte okładzinami ciernymi, dociskane są do tarczy hamulcowej wykonanej z żeliwa lub stali. Zaciskanie odbywa się za pomocą siłownika hydraulicznego. Ciśnienie w siłowniku wywołuje się za pomocą pompy napędzanej pedałem naciskanym przez kierowcę. W większości przypadków stosuje się wspomaganie,
wykorzystując do napędu pompy podciśnienie występujące w rurze ssącej.

5. Mechanizmy

1. Rodzaje mechanizmów i ich klasyfikacja

Mechanizm - zespół części maszynowych połączonych ze sobą tak, aby ruch jednej z nich powodował ściśle określone ruchy użyteczne pozostałych części danego zespołu.

Układ powiązanych ze sobą części maszynowych mogących wykonywać określone ruchy w wyniku pobranej energii mechanicznej. Poszczególne części mechanizmu nazywamy członami (ogniwami).

Wyodrębniamy:

• człon czynny (napędzający);

• człon bierny (napędzany);

• podstawę, którą stanowi człon nieruchomy lub człon względem którego określimy ruchy innych członów.

Człon bierny jest napędzany przez człon czynny bezpośrednio lub za pomocą członów pomocniczych - łączników.

Członami mechanicznymi mogą być elementy sztywne (tłoki, wały, korby) lub odkształcalne (sprężyny, cięgna: pasy; łańcuchy). Rolę członu mogą spełniać ciecze lub gazy, znajdujące się w cylindrach lub przewodach.

Człony łączą się ze sobą w węzłach - miejsca w których odbywa się zmiana rodzaju (kierunku ruchu).

Połączenie ruchowe dwóch członów tworzy parę kinematyczną. Przykład: łożysko ślizgowe i wał, śruba z nakrętką.

Klasyfikacja par kinematycznych i mechanizmów.

Każdy człon przed połączeniem z innym członem w parę kinematyczną może mieć sześć stopni swobody. W wyniku połączenia członów w parę kinematyczną liczba stopni swobody dla każdego członu zostaje ograniczona zależnie od rodzaju zastosowanych więzów.

Liczbę stopni swobody ustalamy z zależności:

a = 6 - s

gdzie:

a - liczba odebranych stopni swobody;

s - liczba stopni swobody danej pary kinematycznej.

Pary kinematyczne dzielimy na klasy (nr klasy określa liczbę odebranych stopni swobody).

Odrzucamy przypadek, gdy a = 6 - otrzymujemy pięć klas par oznaczonych liczbami od V do I.

Pary kinematyczne klasy V mają odebrane pięć stopni swobody - mogą wykonywać tylko jeden ruch (obrotowy lub posuwowy).

Pary kinematyczne klasy IV - mogą obracać się i niezależnie przesuwać wzdłuż osi (koło zębate przesuwne).

Klasa III - przegub kulisty.

Najczęściej stosujemy klasę V. Pary kinematyczne są łączone w zespoły tworzące łańcuchy kinematyczne. W układzie jak na rys. 5.1 kolejne pary kinematyczne tworzą człony: - łożysko - wał wykorbiony - korbowód - tłok - tuleja cylindra (korpus).

Rys.5.1 Schemat układu korbowego silnika

Zespoły par mogą tworzyć bardzo złożone łańcuchy kinematyczne ( układ napędowy obrabiarki).

Zależnie od liczby członów i liczby par kinematycznych można określić liczbę stopni swobody łańcucha - ruchliwość mechanizmu.

Dla łańcuchów płaskich - tory ruchu poszczególnych członów leżą w jednej płaszczyźnie - ruchliwość mechanizmu wyznaczamy wg zależności:

w = 3(n - 1) - 2p₅ - 1p₄

gdzie:

n - liczba członów;

w - ruchliwość mechanizmu płaskiego;

p₅ - liczba par klasy V;

p₄ - liczba par klasy IV.

W budowie maszyn spotykamy mechanizmy:

• ruchu obrotowego (zębate, cierne, cięgnowe);

• śrubowe;

• dźwigniowe;

• krzywkowe;

• o przerywanym ruchu członu biernego (krzyż maltański);

• z elementami sprężystymi.

1. Mechanizmy dźwigniowe

Rys.5.2 Czteroczłonowy łańcuch dźwigniowy

Podstawowy mechanizm dźwigniowy (rys.5.2) - składa się z czterech członów połączonych ze sobą przegubowo w węzłach.

1 - podstawa, 2 i 4 - ramiona, 3 - łącznik.

Poszczególne człony są sztywne, ich długości niezmienne, wobec powyższego ruchy członów odbywają się po ściśle określonych torach (zależne tylko od wymiarów członu).

Korba - ramię czworoboku wykonujące pełne obroty.

Wahacz - ramię, które wykonuje ruchy wahadłowe.

Rys.5.3 Mechanizmy dźwigniowe: a) korbowo - wahaczowy, b) dwuwahaczowy, c) dwukorbowy

Spełnić musimy warunek:

Suma długości członu najdłuższego i najkrótszego < od sumy długości pozostałych członów.

Mechanizm korbowy składa się z:

• dwóch członów;

• korby;

• korbowodu;

• trzech węzłów: A,B,C.

Rys.5.4 Schematy mechanizmów korbowych: a) symetrycznego, b) niesymetrycznego

Rys.5.5 Schemat mechanizmu jarzmowego

Ramieniem jest jarzmo z prowadnica, w ktorej przesuwa się kamien (węzeł B) połączony przegubowo z korbą. Ruch obrotowy korby powoduje ruch wachadłowy jarzma, który za pośrednictwem dalszych członów jest zamieniany na ruch postepowo zwrotny napedzanego elementu.

1. Mechanizmy do otrzymywania ruchu przerywanego

Najczęściej służą one:

• do uzyskania ruchu przerywanego jednokierunkowego;

• do przenoszenia ruchu obrotowego w sposób nieciągły (do obrotu głowic rewolwerowych);

• do przenoszenia ruchu prostoliniowego w sposób nieciągły (napęd posuwu przerywanego obrabiarek).

Mechanizmy zapadkowe - składają się z koła zapadkowego uzębionego, zapadki oraz dźwigni.

Rys.5.6 Schemat mechanizmu zapadkowego: a) jednokierunkowego, b) dwukierunkowego

Rys.5.7 Mechanizm posuwu strugarki poprzecznej: a) schemat mechanizmu, b) konstrukcja zapadki

Krzyż maltański - mechanizm służący jako przekładnia przenosząca ruch obrotowy w sposób przerywany (skokowo). Składa się z:

• tarczy z promieniowymi rowkami;

• korby, w której na promieniu R znajduje się czop wchodzący w rowki krzyża;

• tarczy o promieniu r zamocowanej w osi obrotu korby.

Zależnie od liczby rowków z na każdy obrót korby przypadnie obrotu krzyża. W momencie wejścia i wyjścia czopa korby z rowka krzyża oś rowka powinna być styczna do koła o promieniu R (zakreślonego przez czop). Wycięcia w krzyżu ro współpracują z tarczą korby o promieniu r w okresach gdy czop korby jest poza rowkiem korby i służy do chwilowego uruchamiania krzyża.

Rys.5.8 Krzyż maltański

Odległość osi a wyznaczamy z zalezności:

gdzie:

Liczba rowków z zależy od zadań jakie spełnia krzyż maltański (z=3÷6).

Zastosowanie:

- mechanizmy podziałowe (np. obrót głowic rewolwerowych).

Korba może pracować ze stałą prędkością obrotową lub być uruchamiana okresowo.

1. Mechanizmy krzywkowe

Mechanizm krzywkowy - umożliwia otrzymanie dowolnego ruchu elementu napędzanego. Ruch ten zależy głównie od rodzaju ruchu krzywki i jej kształtu.

Mechanizm krzywkowy składa się z:

• krzywki;

• popychacza.

Kształt krzywki ustala się w zależności od programu pracy mechanizmu krzywkowego, na który składa się:

• rodzaj ruchu krzywki (obrotowy, wahliwy, postępowy);

• rodzaj ruchu popychacza (najczęściej postępowo - zwrotny o zmiennej prędkości, w tym również z możliwością postoju lub wahadłowy);

• sposób przekazywania ruchu (ruch elementu napędzanego otrzymuje się bezpośrednio od popychacza lub za pośrednictwem mechanizmu dźwigniowego, zębatego itd).

Elementem napędzającym mechanizmu (członem czynnym) jest zwykle krzywka, a członem napędzanym (biernym) - popychacz.

Rys.5.9 Schemat mechanizmu krzywkowego

Warunkiem koniecznym dla uzyskania prawidłowej pracy mechanizmu jest nieprzerwany (ciągły) styk powierzchni roboczej krzywki z popychaczem.

Spełnienie tego warunku uzyskuje się przez:

• wykorzystanie siły ciężkości popychacza (często wraz z układem napędzanym przez popychacz);

• działanie sprężyn dociskających;

• nadanie odpowiedniego kształtu powierzchni roboczej krzywki (np. przez prowadzenie popychacza w kanałku w krzywce).

Rys.5.10 Rodzaje mechanizmów krzywkowych: a), b) z krzywką płaską, c) z krzywką tarczową, d), e) z krzywką walcową

Rys.5.11 Końcówki popychaczy: a) płaska, b) ostrzowa, c) rolkowa

Mechanizmy krzywkowe nie mogą przenosić dużych obciążeń, ponieważ powierzchnie robocze krzywek i popychaczy są wówczas narażone na szybkie zużycie (ścieranie). Z tego powodu mechanizmy krzywkowe są stosowane przeważnie do sterowania ruchem, a rzadko - do przenoszenia ruchów roboczych.

4

[II]

Rys.1.5 Przekładnia cierna walcowa z kołami rowkowymi

Rys.1.8 Wariator tarczowy

Rys.1.9 Wariator wielotarczowy

a)

b)

c)

d)

e)

Wartości nacisków dopuszczalnych k_o oraz współczynnika tarcia μ przyjmowanych w przekładniach ciernych

Tablica 1.1

Rys.1.7 Przekładnia cierna obiegowa

Rys.2.7

b)

a)

Rys.2.10

Rys.2.9

Tablica 2.1

Charakterystyczne współczynniki dla pasów płaskich

Rys.2.13 Kształty i wymiary koła pasowego rowkowego: a) z jednym rowkiem, b) z kilkoma rowkami

5

Rys.2.14 Koła pasowe do pasów okrągłych

Rys.2.15 Przekładnie z pasem zębatym

Rys.3.25 Sprzęgła kłowe: a, b) przekroje wzdłużne tarcz, c) rodzaje kłów

Tablica 3.1

Orientacyjne wartości współczynnika przeciążenia K dla sprzęgieł

Rys.3.28 Sprzęgło cierne tarczowe włączane mechanicznie firmy Ortlinghaus: 1 - tarcza cierna, 2 - tarcza dociskowa, 3 - piasta, 4 - dźwignia, 5 - pierścień dociskowy, 6 - tarcza zabierakowa

Tablica 3.2

Charakterystyka materiałów ciernych - wartości orientacyjne

1

1

3

2

Rys.3.32 Sprzęgło cierne z dwiema tarczami stożkowymi firmy Lohman i Stolterhoft: 1 - tarcze cierne, 2 - dźwignia włączająca, 3 - sworzeń łączący tarcze cierne z członem

3.8

P_s

1

2

4

3

Rys.3.34 Mechanizm przełączania sprzęgła: 1 - nasuwa, 2 - pierścień ślizgowy, 3 - przegub, 4 - dźwignia

Rys.3.36 Sprzęgło odśrodkowe klockowe firmy SUCO: 1 - wirnik, 2 - klocki, 3 - sprężyny, 4 - nakładki cierne, 5 - pierścienie zabezpieczające, 6 - człon bierny

Rys.3.35 Sprzęgło odśrodkowe cierne

Rys.3.38 Konstrukcja sprzęgła zapadkowego: 1 - zapadki, 2 - dźwigienki włączające

Rys.3.37 Schemat sprzęgła jednokierunkowego zapadkowego

Rys.4.12 Hamulec tarczowy samochodowy: 1 - strzemię, 2 - tarcza hamulcowa, 3 - nakładka cierna, 4 - tłoczek siłownika hydraulicznego, 5 - pokrywa, 6 - pierścień sprężynujący

3

5

8

10 12

15 19

22

28

28

30

32

34

38

39

44

47

48

51

52

57

58

60

61

1 - powierzchnia zewnętrzna;

2 - powierzchnia wewnętrzna;

3 - powierzchnia boczna;

4 - powierzchnia skuteczna;

5 - warstwa rozciągana;

6 - warstwa nośna;

7 - warstwa podatna;

8 - taśma płucienna.

Wymiary:

lo - (ho) - szerokość (wysokość);

lp - szerokość skuteczna.

L

Rys.3.19 Sprzęgło kabłąkowe

---