دانلود تحقیق ترمز های غلتکی

) ظرفیت نیرو: (d) مقدار اندازه (s) که باعث می شود ترمز خود به خود قفل کند.

داریم: سرعت 250rpm است.a=500mm c=150mm s=25mm r=200mm w=60mm =270 راه حل: a) در مسائل استفاده از Eq.

(13.45) ما داریم: F1 = wrpmax = (0..06)(0.2)(375) = 4.5kN با بکار بردن Eq.

(13.44) F= بنا بر این معادله Eq.(13.42) ارائه میدهد که T = (4.5-1.095)(0.2) = 0.681 kN.

m.

b) با معادله Eq.

(13.46) داریم: C) از معادله1.15) Eq .( داریم: d) با استفاده از معادله13.46) Eq.

( ما داریم Fa = 0 برایs=150(1.095)/4.5=16.5mm تفسیر: ترمز خود قفل شونده است اگر s>36.5mm باشد.

- ترمز های غلتکی با کفشک کوتاه این ترمز شامل کفشک کوتاه است که بر روی یک غلتک گردان توسط یک اهرم فشار داده شده است.

طرح شماتیک این ترمز در شکل 20-13 ارائه شده است.

از آنجایی که بعنوان کفشک نسبتاً کوچک است، توزیع فشار یکنواخت می تواند بین غلتک و کفشک صورت بگیرد به دنبال آن نیروی نرمال و نیروی اصطکاک بر مرکز محل تماس داده شده و بر آن اثر می کند.

سطح طراحی شده A برای کفشک از حاصلضرب پهنای آن در طول وتر ترسیم شده روی آن تحت کمان و به میزان شعاع غلتک بدست می آید.

براساس شکل این طرح، داریم، و نیروی نرمال وارده بر کفشک برابر است با: از قبل داریم: نیروی نرمال = Fn حداکثر فشار بین غلتک و کفشک = Pmax شعاع غلتک = r زاویه برخورد = پهنای کفشک = w مقدار نیروی اصطکاک برابر با f Fn است.

مجموع گشتاورهای حول نقطه O برای یک نمودار ایستایی در غلتک از مجموع ظرفیت و توان گشتاور برای ترمزگیری بصورت زیر بدست می آید.

T = f Fnr کمیت f نشان دهنده ضریب اصطکاک است.

اکنون اهرم را بصورت ایستا و پایدار در نظر می گیریم با احتساب گشتاور های حول A داریم: مطالب قبلی در ارتباط نیروی محرکه بشرح زیر است: که در آن b , a و c نشان دهنده فواصل در شکل 20-13 هستند.

ترمزهای قفل شونده خودکار و دارای نیروی خودکار برای ترمزی با جهت چرخش نشان داده شده در شکل، گشتاور نیروی اصطکاک برای اعمال نیرو کفشک و غلتک بکار می رود این امر سبب تحریک شدن خودکار می شود.

اگر b=fc یا bترمز قفل شونده خودکار نیاز به کفشک برای تماس با غلتک دارد تا بتواند غلتک را در خلاف جهت چرخش بارگذاری کند.

ویژگی نیروی خودکار مفید است اما تأثیر قفل شوندگی خودکار معمولاً نامطلوب و غیر قابل انتظار است.

برای اطمینان از عملکرد بهتر تأثیر نیروی خودکار در برابر قفل شوندگی خودکار، مقدار b باید حداقل 25-50% بیشتر از fc باشد.

توجه کنید که اگر چرخش غلتک ترمز خلاف جهت آنچه در شکل 20-13 نشان داده شده باشد علامت fc در رابطه (49-13) مشخص شده و ترمز دارای نیروی خودکار می شود.

همین طور اگر محور در طرف دیگر مسیر عملکرد f Fn باشد.

چنانکه توسط خط چین در شکل نشان داده شده نیروی اصطکاک برداشته شدن از روی کفشک دارد.

در این حالت دارای نیروی خودکار نمی باشد.

هر دو وضعیت محور بحث شد که اگر جهت چرخش معکوس شد، محور نیز معکوس می شود.

مطالعه مورد 13-2 طرح ترمز از یک ماشین برش با سرعت بالا: یک ترمز با کفشک کوچک در یک drum استفاده شده است که توسط تغییر مرکزی یا شفت با سرعت بالا کلید می شوند که در شکل 13.9 نشان داده شده است.

قرقره راه اندازی شده با آن تغییر کلید می شود برای جزئیات رجوع شود به مطالعه نمونه 13-1 .

نیروی تحریکی Fa را تعیین کنید.

فرضیات: مواد کفشک ترمز با آسبست مدل سازی شده است این drum ازآهن ساخته شده است.

لاستیکهای آستر در مقابل سطح صاف drum خشک کار میکند.

داریم.

شعاع drum: r=3in .

T=2701b.in..

گشتاور a=12in.

b=1.2in.

d=2.5in.

w=1.5in., در جدول 13.11 pmax=200psi , و p=0.35 عوامل لازم کفشک خود تحریک شونده باشد راه حل: نیروی نرمال در حال استفاده ازEq.(13.48) بدین صورت است.

زاویه ثابت با معادله Eq.(13.47) بکار میرود و بنابر این: نیروی تحریکی از معادله Eq.(13.49) با d=c به شرح زیر بدست می آید: تفاسیر= در حالیکه یک مقدار منفی Fa به مفهوم ترمزی است که خود انرژی دهنده است که این عامل ضروری است.

طراحی یک ترمز Drum کفشک طویل : یک ترمز کفشک بلند با یک مکانیسم تحریک شده که یک نیروی را استخراج می کند تعیین کنید .

(a) ماکزیمم فشار (b) گشتاور ظرفیتهای نیرو شکل 13.22 مثال 13.8 تصمیم طراح : آستر یک آزبست قالبی بوده که دارای ضریب اصطکاک f=0.35 و عرض w=75mm است .

راه حل : زاویه تماس یا رادیان است از ژنومتری است بنابراین به صورتی که (a) در میان استفاده از معادله (13.53) با بکاربردن معادله (13.55) ما بنابراین داریم () با استفاده از معادله (13.57) با معادله (1015) نیروی مرتبط بدین صورت است .

14-13- ترمزهای غلتکی دارای کفشک بلند وقتی زاویه تماس بین کفشک و غلتک حدود 0 45 یا بیشتر باشد، روابط کفشک کوتاه دارای نتایج نادرست و همراه با خطا خواهند بود.

اکثر ترمزهای کفشکی می تواند زاویه تماسی 0 90 یا بیشتر داشته باشند.

بنابراین برای این حالت تحلیل دقیق تری لازم است.

مسأله اصلی مربوط به تعیین توزیع فشار است.

تحلیلی که شامل اثرات انحراف است.

پیچیده بوده و در اینجا قابل طرح نیست.

در این حالت از فرض ساده سازی استفاده می کنیم: فشار مستقیماً بر حسب فاصله از محور کفشک تغییر می کند.

این امر معادل با آن است که بگوییم سایش و تماس دقیقاً محصول فشار و سرعت است.

وقتی زاویه تماس بین کفشک و غلتک حدود 0 45 یا بیشتر باشد، روابط کفشک کوتاه دارای نتایج نادرست و همراه با خطا خواهند بود.

ترمزهای غلتکی دارای کفشک بلند خارجی شکل 21-13 این ترمز را نشان می دهد، فشار P در نقطه ای دلخواه تحت زاویه و متناسب با وارد می شود وقتی C ثابت است، P مستقیماً برحسب تغییر می کند.

در نتیجه داریم: شکل 13.21 که در آن Pmax = حداکثر فشار بین لنت ترمز و غلتک است و مساوی حداکثر مقدار است.

براساس شکل هندسی آن داریم: با توجه به رابطه (52-13)، حداکثر فشار در محلی که دارای است، رخ می دهد، ترمزهای دارای کفشک بلند خارجی اکثراً برای , , طراحی می شوند که در آن زاویه تماس است.

فرض کنید w پهنای لنت ترمز باشد.

آنگاه سطح یک جزء کوچک توسط شعاع دارای زاویه بریده شده و برابر خواهد بود.

با ضرب فشار P و بازوی و انتگرال گیری بر روی کل کفشک گشتاور نیروهای نرمال، Mm و حول محور A اعمال شده داریم: و از آن داریم: به روشی مشابه، گشتاور نیروهای اصطکاکی Mf و حول A بصورت زیر نوشته می شود.

اکنون با جمع کلیه گشتاورها حول نقطه محوری A ، نیروی محرکه بصورت زیر بدست می آید.

در این رابطه، علامت بالا برای ترمز فعال شونده خودکار و علامت پائین برای ترمز غیر فعال شونده خودکار است.

قفل شدن خودکار زمانی رخ می دهد که: (13.56) چنانکه قبلاً اشاره شد، اغلب تمایل داریم تا فعال شدن خودکار کفشک ترمز را شاهد باشیم نه قفل شدن خودکار آن را.

این امر را می توان توسط تخصیص مقدار بیش از 0.7 برای انجام داد.

توان و ظرفیت گشتاور در ترمزگیری توسط یافتن مقادیر گشتاورهای نیروهای اصطکاکی حول مرکز غلتک O بدست آورد با این کار داریم: و از آن خواهیم داشت: در نتیجه، عکس العملهای پین (میله) در A و O را می توان براحتی توسط روابط مربوط به نیروی عمودی و افقی بدست آورد.

توجه کنید که معکوس شدن جهت چرخش سبب تغییر علامت عبارتهایی می شود که دارای ضریب اصطکاک در روابط قبلی هستند.

یک ترمز کفشک بلند با یک مکانیسم تحریک شده که یک نیروی را استخراج می کند تعیین کنید .

راه حل : زاویه تماس یا رادیان است از ژنومتری است بنابراین به صورتی که (a) در میان استفاده از معادله (13.53) با استفاده از معادله 13.54 با بکاربردن معادله (13.55) ما بنابراین داریم () با استفاده از معادله (13.57) با معادله (1015) نیروی مرتبط بدین صورت است ترمزهای غلتکی با کفشک بلند داخلی شکل 23-13 این ترمز را نشان می دهد.

این نوع ترمز دارای کاربرد گسترده در اتومبیل است.

طبق شکل می بینیم که دو محور کفشک در اطراف پینها تکیه گاه قرار دارند.

و در جهت خلاف سطح داخلی غلتک نیرو اعمال می کنند این امر توسط یک پیستون که در انتهای سیلندر چرخ هیدرولیک قرار گرفته، صورت می گیرد.

نیروهای عمل کننده و محرکه بصورت هیدرولیکی و توسط پیستونها اعمال می شوند.

خاصیت فنری با برگشت پذیری نرم برای وارد شدن بر کفشک بکار می رود.

هر بادامک بعنوان یک عامل توقف بکار می رود و برای حداقل فاصله بین کفشک و غلتک استفاده می شود.

روش تحلیل و عبارتهای حاصله برای ترمزهای داخلی به همراه ترمزهای غلتکی خارجی دارای کفشک بلند مورد بحث قرار گرفت.

روابط (51-13) تا (54-13) برای ترمزهای غلتکی دارای کفشک داخلی اعمال می شوند.

توجه کنید که پاسخ مثبت برای Mn نشان دهنده گشتاور پادساعتگرد حول A در کفشک چپ یا ساعتگرد حول B در کفشک طرف راست است.

مقادیر مثبت یافتن برای گشتاور اصطکاکی Mf باید به روش مشابه برای ترمز دارای کفشک خارجی نیز محاسبه شوند.

بطور نمونه در شکل 23-13 کفشک چپ بصورت فعال شونده خودکار و کفشک راست غیر فعال شونده است.

جهت چرخش باید معکوس شود.

کفشک راست باید فعال شونده خودکار و کفشک چپ نباید این چنین باشد.

برای نیروی عمل کننده مطرح شده، توان و ظرفیت ترمزگیری با دو کفشک فعال شونده خودکار بیشتر از حالت استفاده از یک کفشک است.

بعنوان مثال ترمزهای اتومبیل از این نوع بوده و در نتیجه دارای قدرت ترمزگیری بیشتر می باشند.

اخیراً ترمزهای دیسکی نوع گاز انبری مطرح شده اند که در بخش 10-13 مطرح شده اند.

و جایگزین ترمزهای غلتکی شده اند بدین ترتیب مسافران اتومبیل احساس راحتی بیشتری می کنند.

15-13- جذب انرژی و خنک سازی قانون اول در ترمز، جذب انرژی و خارج کردن حرارت حاصله بدون افزایش دمای بیش از حد است.

کلاچها انرژی را جذب کرده و حرارت را با سرعت آهسته تری از دست می دهند این حرارت در اثر برخورد و تماس دو سطح ایجاد می شود.

کیفیت و چگونگی دفع حرارت به عواملی نظیر اندازه، شکل و وضعیت سطح قطعات مختلف وابسته است.

واضح است که هر چه سطح تماس بیشتر باشد و جریان هوای بهتری برقرار باشد، این ابزار بهتر خنک می شود.

علاوه بر آن زمان ترمزگیری و فواصل زمانی بین آنها می تواند بر میزان دما، تأثیرگذار باشد.

با افزایش دما در قسمت ترمز ضریب اصطکاک آن کاهش می یابد.

در نتیجه میزان کارآیی آن بشدت کاهش می یابد.

توان و گشتاور ترمزگیری بدین ترتیب به ویژگیهای مواد بکار رفته و توانایی این بخش در خارج کردن حرارت وابسته است.

بدین ترتیب برای ایجاد یک عملیات ترمزگیری مطلوب باید از افزایش بیش از حد حرارت و تجهیزات ترمز جلوگیری شود.

منابع انرژی رابطه انرژی به نوع حرکت وسیله وابسته است.

اگر فرض کنیم وزن وسیله w و جرم و مکان اینرسی این جرم حول محور دوران I باشند.

منابع انرژی که از طریق تجهیزات و بدنه و توسط کلاچ یا ترمز جذب می شوند نقش مهمی را ایفا می کنند.

انرژی جنبشی حاصله در اثر حرکت برابر است با: انرژی جنبشی در اثر چرخش برابر است با: انرژی پتانسیل برابر است با: در این رابطه V = سرعت و سرعت زاویه و h = فاصله (طول) عمودی هستند.

برای آشکار شدن میزان وابستگی ترمزها به انرژی جنبشی و پتانسیل به شکل 4-1 مراجعه کنید.

در آنجا بیان شد که جرثقیل دارای جرم m و وزن انتقال دهنده w در مدت زمان t1 با سرعت v1 به ارتفاع h1 و محورهای چرخ دنده دارای مکان اینرسی I دوار با سرعت زاویه ای است.

محورها باید با سرعتهای متفاوت بچرخند.

اگر در زمان t1 ترمز داخلی اعمال شود، در زمان t2 مقادیر به v2 , , h2 کار انجام شده توسط اصطکاک در حال چرخش اصطکاک تکیه گاه (یاتاقان) و مقاومت هوا است و wm کار انجام شده توسط موتور محرک است طبق قانون بقای انرژی لازم است که کل کار برابر با تغییر در انرژی باشد: در اینجا نتیجه بدست آمده مربوط به ضرب مکان های اینرسی مختلف است که در سرعتهای زاویه ای مختلف بدست آمده اند.

زمان لازم برای ترمزگیری تا توقف، کند شدن حرکت یا نگهداشتن سرعت در مقداری معین توسط حل کردن رابطه مربوط به wb بدست می آید.

این رابطه، انرژی مکانیکی تبدیل شده به حرارت در اثر ترمز را محاسبه کرده و میزان افزایش دما را پیش بینی می کند.

توجه کنید که در بسیاری از ماشین آلات نظیر جرثقیل وینچ و بالابر، wr و wm نادیده گرفته می شود.

به روشنی می توان دریافت با اعمال آنها در محاسبات، نتایج دقیق تری بدست خواهد آمد و می توان طراحی ترمز با ایمنی بیشتر را انجام داد.

افزایش دما وقتی یک جسم در حال حرکت توسط ترمز یا عملکرد کلاچ با کاهش سرعت مواجه می شود.

انرژی حاصل از اصطکاک افزایش یافته و بصورت حرارت در وسیله ظاهر می شود.

این افزایش دما که مرتبط با جذب انرژی است بصورت حرارت خواهد بود و توسط رابطه زیر محاسبه می شود: که در آن = افزایش دما E = انرژی حاصل از اصطکاک بدلیل عملکرد کلاچ یا ترمز بوده و باید جذب شود.

J C = حرارت مشخصه (از برای فولاد یا چدن استفاده کنید) m = جرم اجزای کلاچ یا ترمز kg انرژی حاصل از اصطکاک E ، قبلاً مورد بحث قرار گرفت: با استفاده از رابطه (61-13)، افزایش دما در قطعات کلاچ یا ترمز بدست می آیند.

محدودیتهای دمایی در اکثر ترمزها و کلاچهای متداول در نظر گرفته می شود که در جدول 11-13 ارائه شده اند این دماها بیشترین دماهای مجاز کاری برای عملکرد پایدار این تجهیزات هستند.

روابط (58-13) تا (61-13) نشان دهنده اتفاقاتی هستند ک در فرآیند ترمزگیری یا در کلاچ رخ می دهند بسیاری از متغیرها اعمال شده اند، با این حال نتایج حاصل از تحلیل با داده های آزمایشی دارای اختلاف ناچیزی است در عمل میزان انرژی جذب شده در کلاچ یا ترمز دارای بیشترین اهمیت است.

سازندگان ترمز و لنت ترمز به میزان دفع حرارت مناسب برای مقادیر PV که نتیجه ضرب PV است در طراحی انواع مختلف ترمزها و شرایط سرویس دهی بکار گرفته می شود.

مقادیر نامی PV که در صنعت بکار می روند در جدول 13-13 ارائه شده اند.

مسائل بخش 13.1 تا 13.7 (13.1) یک تسمه مسطح با عرض 4in وضخامت in در یک قرقره به قطر 5inو15inکار میکند و10 hpرا انتقال میدهد0تعیین کنید: (a) کششهای مورد نیاز تسمه (b)طول تسمه داریم: سرعت قرقره کوچک1500rpm و قرقره ها 5ft از هم فاصله دارند.

ضریب اصطکاک 0.30 است و وزن مواد تسمه 0.04lb/in3 است.

(13.2) یک تسمه مسطح پلاستیکی با عرض60mm و ضخامت 0.5mm دارد .

و 10KW نیرو انتقال می دهد.

محاسبه کنید: a) گشتاور در قرقره کوچک b) زاویه تماس c) ماکزیمم کشش و تنش در تسمه داریم: قرقره ورودی دارای قطر 300mm است.

این عامل در 2800rpm می چرخد و سرعت قرقره خروجی 1600rpm است.

قرقره ها از هم 700mm فاصله دارند.

ضریب اصطکاک 0.2 و وزن تسمه 25 است.

فرضیات: راه انداز یک موتور گشتاور با سرعت بالا بوده و ماشین راه اندازی شده تحت یک فشار شوک واسطه قرار دارد.

13.3- یک تسمه v شکل دارای یک شکاف کوچک به قطر 200mm با زاویه تماس 170 درجه و زاویه 38 included درجه است.

ضریب اصطکاک 0.15 و سرعت راه انداز 1600rpm است.

وزن تسمه 8N/m است.

و کشش کناری محکم 3KN است.

ظرفیت نیروی راه انداز را تعیین کنید.

13.4 - یک راه انداز تسمه دارای زاویه 38 included درجه است.

وزن تسمه 3N/m و مساحت مقطع عرضی145mm2 است.

ظریب اصطکاک 0.25 است.

محاسبه کنید: (a) ماکزیمم نیروی انتقال یافته (b)ماکزیمم تنش در این تسمه 13.5 - یک راه انداز تسمه V شکل با زاویه included 34 درجه دارای ظر فیت 15 KW بر اساس ضریب اصطکا ک0.2 بوده و وزن تسمه 2.5N/m است ماکزیمم کشش مورد نیاز تسمه را در فشار کامل تعیین کنید0 فرضیات: راه انداز یک موتور گشتاور نرمال بوده و ماشین راه اندازی شده شوکهای سنگین را در بر میگیرد 0 تصمیمات طراحی : سرعت از 2700rpm به 1800rpm با استفاده از یک شیار کوچک 200mm کاهش می یابد 0 تسمه ها 500mm از هم فاصله دارند 0 13.6- یک زنجیر استوانه ای با 5/8 in در چرخ دنده ای دارای 22 دندانه با سرعتrpm 4000 کار کرده و یک چرخ دنده راه اندازی شده در 1000rpm میچرخد حداقل فاصله از مرکز را محاسبه کنید 0 13.7 - یک زنجیر معکوس با گام 9/16in در یک چرخ دنده 14 دندانه ای که در سرعت 4600rpm میچرخد کار میکند 0حداقل فاصله از مرکز را محاسبه کنید0 بخشهای (13.8) تا(13.11) - 13.w داخل سایت www.sepac.com را جستجو کنید.

انتخاب فاکتورها را برای بررسی وانتخاب یک ترمز یا کلاج را فهرست کنید.

(13.8) یک کلاج صفحه ای با سطوح اصطکاک، قطر خارجی 250mm و قطر داخلی150mm وجود دارد.

ماکزیمم فشار و ظرفیت گشتاور را تعیین کنید و از فرضیات زیر استفاده کنید.

a) پوشش یکنواخت b) فشار یکنواخت داریم: ضریب اصطکاک (0.3) بوده و نیروی بر انگیختن مساوی 6kN است - 13.9 یک کلاچ دیسکی دارای دو طرف موُثر است.

یک قطر خارجی چهار برابر قطر داخلی که در یک کاربرد استفاده شده جائیکه40hp در500rpm توسعه یافته است با استفاده از شرایط پوشش یکنواخت تعیین کنید.

a) نیروی برانگیختگی مورد نیاز b) فشار متوسط بین دیسکها 13.12- یک کلاج مخروطی به قطر خارجی 10in با زاویه مخروطی 8 درجه 50hp رادر 800rpm انتقال می دهد، عرض سطحی w مخروط را بر اساس فرض فشار یکنواخت محاسبه کنید .

تصمیمات طراحی:فشار استر ماکزیمم 60psi بوده وضریب اصطکاک f=0.3 است0 13.13 - مساله (13.12) با استفاده از شرایط پوششی یکنواخت حل کنید 0 13.14 - یک کلاج مخروطی دارای قطر متوسط 500mm است0زاویه مخروطی 5درجه است0و عرض سطح مخروطی w=80mmاست0 با استفاده از فرض پوششی یکنواخت را تعیین کنید0 (a) نیروی بر انگیختگی و ظرفیت گشتاور (b)ظرفیت نیرو برای سرعت 500rpm تصمیمات طراحی : 13.15- یک کلاج مخروطی دارای قطر متوسط250mm است.یک زاویه مخروطی 12درجه و f=0.2 است.گشتاوری را محاسبه کرده که ترمز انتقال میدهد فرضیات: یک فشاریکنواخت 400KPa است.

نیروی بر انگیختگی مساوی با 5kN است.

13.16 - براساس فرضیات شار یکنواخت , نیروی برانگیختگی و ظرفیت گشتاور را برای یک کلاج مخروطی تعیین کنید که توسط معادلات (13.60) و (13.61) ارائه شده است.

(بخش 13.12 ) 13.17 - در یک ترمز باندی یک آستر موجدار به عرض 100mm را استفاده کرده که دارای مقادیر طراحی f=0.3 است و Pmax=0.7MPa است , کششهای پیوند و ظرفیت نیرو را در 150rpm تعیین کنید.

داریم : r=200mm و 13.18 - drumیک ترمز باندی در شکل 13.18 نشان داده شده است .

دارای مولفه اینرسی drum در نرخ =200 است.

توجه کنید که گشتاور با T=Ix بیان میشود.

داریم in a=12 , r=5 , f=0.3 و 13.19- ترمز باندی در شکل 13.18 نشان داده شده که دارای ظرفیت نیروی 40kw در 600rpm است .

کششهای تسمه را تعیین کنید 13.20 - ترمز باندی در شکل 13.18 با استفاده از آستر موجدار پیش بینی شده که دارای مقادیر طراحی pmax = 0.6MPa و f=0.4است محاسبه کنید.

(a) کششهای باندی و نیروی بر انگیختن (b) ظرفیت نیرو در 200rpm داریم: عرض پیوند w=75mm و =240 و r =150mm و a=400m و 13.21- ترمز دیفرانسیل پیش بینی شده در شکل (13.21) i=150mm 200rpm را جذب میکند.

عیین کنید.

a) زاویه wrop ( پیچش) b) طول بازوی s از ژنوتوری ترمز داریم: ماکزیمم فشار بین استرد drum 0.8mpu است.

F=0.14 و w=60mm شکل p(13.12) (13.22) ترمز دیفرانسیل از شکل 13.19 پیش بینی شده که دارای a=12in و و و n=300rpm s=3.2 r=4in و =210o است .

اگر این عمل در جهت بالا صورت گیرد ظرفیت را به اسب بخار محاسبه نمائید .

13.23 – ترمز باندی دیفرانسیل در شکل (13.19) نشان داده شده است که دارای a=250 mm و c=100mm و s=50 mm و r=200 mm و و مواد آستر موجدار با f=0.4 وجود دارد و نیروی برانگیختگی ضروری Fa را تعیین کنید .

آیا ترمز خود قفل شونده است ؟

(13.24) مساله (13.23) را برای چرخش در جهت خلاف عقربه های ساعت از drum انجام دهید.

REFERENCES 1-Shigley, J.

E., and C.R.

Mischke.

Mechnaical Engineering Design, 6th ed.

: McGraw – Hill, 2001.

2-Firbank, T.C.

“Mechanics of the .” International Journal of Mechanical Science 12 (1970) , pp.

1053-63.

3-Wallin, A.

W.

“Efficiency of Synchronous Belts and V-Belts.” Proceedings of the National Con-ference Power Transmission, vol.

5.

Illinois Institute of Technology, , , pp.

265-71.

4-Gerbert, B.

G.

“Pressure Distribution and Belt Deformation in V-Belt Drives.” Journal of Engineering for Industry, Transactions of the ASME 97 (1975) , pp.

976-82.

5-Alciatore, D.

G., and A.

E.

Traver.

“ Mechanics: Creep Theory vs.

Shear Theory.” Journal of Mechanisms, Transmission, and Automation in Design, Transactions of the ASME 112 (1990), pp.

65-70.

6-Burr, A.

H., and J.

B.

Cheatham.

Mechanical Analysis and Design, 2nd ed.

: Prentice Hall, 1995.

7-Deutcshman, A.

D., W.

J.

Michels, and C.

Wilson.

Machine Design: Theory and Practice.

: Macmillan, 1975.

Design Manual.

: Gates Rubber Co., 1995.

9-Spotts, M.

F., and T.

Shoup.

Design of Machine Elements, 7th ed.

: Prentice Hall, 1998.

10-Rubber Manufacturers Association.

Specifications for Drives Using Classical Multiple V Belts.

American National Standard, IP-20.

: Rubber Manufacturers Association, 1988.

11-Erickson, W.

D.

Belt Selection and Application for Engineers.

: Marcel Dekker, 1987.

12-American Chain Association (ACA).

Chains for Power Transmission and Material Handling.

: Marcel Dekker, 1982.

13-Binder, R.

C.

Mechanics of .

: Prentice Hall, 1956.

14-ANSI/ASME.

Precision Power Transmission Roller Cains, Attachments, and Sprockets.

ANSI/ ASME Standard B29.

1M.

: ASME, 1993.

فصل 14 فنرها فهرست کلی 1-14 مقدمه 2-14 میله های پیچشی 3-14 فنرهای گشتی و تراکمی مارپیچ 4-14 مواد و جنس فنر 5-14 فنرهای تراکمی مارپیچی 6-14 پیچش و کمانش فنرهای تراکمی مارپیچی 7-14 خشکی فنرها 8-14 طراحی فنرهای تراکمی مارپیچی برای خستگی بارگذاری 9-14 فنرهای کششی مارپیچی 10-14 فنرهای پیچشی 11-14 فنرهای تیغه ای 12-14 فنرهای متفرقه 1-14 مقدمه فنرها برای نیروها یا گشتاورهای عمل کننده در یک مکانیسم برای ذخیره انرژی بارهای – باری استفاده می شوند.

این قطعات انعطاف پذیر اغلب به تعداد زیاد برای تنشهای شدید مربوط بارهای متغیر بکار گرفته می شوند.

فنرهای پیچشی دارای سیم گرد یا چهارگوش هستند و فنرهای مسطح دارای بیشترین کاربرد هستند.

فنرها در انواع مختلف نظیر گرد، حلقه ای، مارپیچی و میله پیچشی ساخته می شوند.

استانداردهای متعددی در رابطه با فرنها مطرح هستند.

شکل 14-1 فنرهای تراکمی، کششی و پیچشی را نشان می دهد.

طراح باید بصورت کامل از تئوری عملکرد انواع فنرها آگاهی داشته باشد تا نوع مناسب را برای کار ویژه مورد نظر انتخاب کند.

فنرهای پنوماتیک دارای انواع بسیار زیادی هستند و از فریت و ویژگی قابلیت تراکم پذیری الاستیک گازها توسط بهره گیری از هوای فشرده در جذب کننده های هوای اتومبیل استفاده می کنند در موارد استفاده از نیروهای زیاد برای جابجایی های کوچک،‌ فنرهای هیدرولیک دارای عملکرد بسیار مطلوبی هستند.

در این بخش اشکال هندسی متداول فنر ارائه و بررسی می شوند.

این فنرها اکثر براساس تنش طراحی شده اند.

عموماً میزان جابجایی در این رابطه اهمیت کمی دارد.

در این موارد میزان انحراف و خمش فنر بصورت جدی در نظر گرفته می شود، تا در محدوده معقول و قابل قبول باشد با این حال میزان جابجایی از نظر محاسبه و طراحی طول دارای اهمیت است.

در اکثر کاربردهای فنر میزان انحراف و خمش عاملی مهم و تأثیر گذار است.

2-14- میله های پیچشی (تورشن بار) تورشن بار یک میله سخت یا توخالی صاف است که یک انتهای آن ثابت و به دور انتهای دیگر پیچیده شده است و توسط آن حفاظت شده است.

این طرح ساده ترین شکل فنر است و بصورت قطعه AB در شکل a2-14 نشان داده شده است کاربردهای متداول آن متوازی سازی تقابلی برای کابوتهای اتومبیل و دریچه ای ترانک است.

یک میله پیچشی (تورشن بار) با دو انتهای دندانه دار (شکل b 2-14) بعنوان فنر اتصالی یا میله مایل بکار گرفته می شود.

معمولاً یک انتها در یک بست (حفره) ثابت می شود و دیگری دارای انتهای گردان بصورت یک بازو است.

بازو بخشی از اتصال است و امکان بالا آمدن چرخ و پائین آمدن آن را فراهم می کند.

در یک اتومبیل سواری این میله می تواند دارای طول و قطر 25mm و چرخش30 تا45 باشد.

تنش در میله پیچشی یک تنش پیچشی است.

روابط مربوط به تنش، جابجایی زاویه ای و سختی و استحکام در بخش 5-3 و 3-4 ارائه شده اند.

با بررسی شکل a2-14 می توان نوشت:‌ (14) , , که در آن زاویه پیچشی برای یک میله پیچشی محکم همان اینرسی برابر است با بنابراین می توان روابط زیر را نوشت: که در آن: = تنش برشی پیچشی P = بار = جابجایی نسبی بین دو انتها K = سرعت فنر G = مدول (ضریب) سختی d = قطر میله R = بازوی گشتاور L = طول میله در این رابطه، روابط پایداری مطرح شده اند و روابط مربوط به فنرهای پیچش با سطح مقطع غیر دایره ای در جدول ارائه شده اند.

توجه کنید که قطعات فنر که بین اجزای B و A قرار ندارند، بصورت نیروی برشی P بوده و نیروی برشی عمل کننده بر سطح مقطع مربوطه محسوب می شود.

اثرات خمیدگی و خمش در این قطعات میله نادیده گرفته می شود.

در زمان طراح یک تورشن بار «میله پیچشی» قطر d که عامل اصلی است توسط رابطه (1-14) بدست می آید براساس تنش برشی مجاز، رابطه (2-14) برحسب طول میله L نیاز است تا بتوان خمش و انحراف لازم را محاسبه کرد.

3-14- تنش مارپیچی و فنرهای تراکمی در این بخش توجه ویژه ای بر روی تنش مارپیچی استاندارد و فنرهای تراکمی صورت می گیرد.

این فنرهای نیروهای حل دهنده و کشنده (Rush, Pull) را ایجاد کرده و توانایی ایجاد خمش زیاد را دارند.

شکل استاندارد آن دارای قطر سیم پیچ (فنر)، طول گام و سرعت فنر ثابت است.

این فنر جزء متداولترین و رایجترین نوع فنر است.

فنرهای دارای گام متغیر، خمره ای و ساعت شفی (Hour Glass) برای بدست آوردن لرزش و تکانهای حداقل، طراحی و استفاده می شود.

یک فنر مارپیچی با سطح مقطع دایره ای از یک سیم باریک به شکل حلزون با قطر D زاویه گام تشکیل شده است.

بخش بالا از فنر متراکم تفکیک شده و این امر در شکل a3-14 و b3-14 نشان داده شده است.

بخش عمود بر محور سیم فنر می تواند بصورت عمودی در نظر گرفته شود.

بار واقع در مرکز P به فنر در حالی اعمال می شود که نیروی برشی معکوس P و گشتاور T=PD/2 بر سطح مقطع سیم پیچ اعمال می شود.

شکل c3-14 یک فنر کششی مارپیچ را نشان می دهد.

برای یک فنر مارپیچی، نسبت قطر سیم پیچ اصلی به قطر سیم بصورت شاخص فنر C تعریف می شود و داریم: در فنرهای دارای شکل هندسی معمول C>3 و در اکثر فنرها، C از 6 تا 12 تغییر می کند.

در C>12 ، فنر شبیه تسمه فازی است دارای اجزای در هم تنیده است.

قطر خارجی و قطر داخلی به گونه ای در نظر گرفته می شوند که دارای مقدار حداقل باشند.

معمولاً اختلاف قطری بین و حفره و و یک پین برای حدود 0.I D و یا برای برابر 0.050 است.

تنشها یک تحلیل دقیق بصورت تئوری در رابطه با الاستیسیته نشان می دهد که تنش برشی مستقیم یا معکوس که بر روی یک مؤلفه در قطر داخلی سیم پیچ اعمال می شود، بصورت زیر است: این عبارت را می توان بصورت زیر نوشت: تنش برشی پیچشی با صرفنظر از انحراف و خمش اولیه در سیم بصورت زیر است.

با در نظر گرفتن تنشهای قبلی، حداکثر تنش یا تنش کل در سیم و در بخش داخلی سیم پیچ بصورت زیر بدست می آید: از قبل داریم: و به آن ضریب برش مستقیم می گویند.

برای یک سیم باریک، C دارای مقادیر بزرگ است و تنش برشی حداکثر بصورت اولیه توسط پیچش ایجاد و اعمال می شود.

در این حالت فنر متراکم مارپیچی یا کششی می تواند بصورت یک میله پیچشی گرد به دور یک مارپیچ پیچیده شده در نظر گرفته شود.

از طرف دیگر یک فنر سنگین که در آن C دارای مقادیر کوچک است، تأثیر تنش برشی مستقیم را می توان نادیده گرفت تمایل در جهت افزایش تنش پیچشی سبب انحراف و خمش می شود.

ارتباط دقیق بهتر توسط رابطه Wahl بدست می آید که شامل اثر خمش و انحراف است و داریم: ضریب Kw , Wahl بصورت زیر تعریف می شود: در بخش اول رابطه (9-14) که برای محاسبه خمش و انحراف بکار می رود، اصولاً یک ضریب تمرکز تنش وجود دارد.

بخش دوم، ضریب اصلاح را تنها برای تنش مستقیم ارائه می کند.

ضریب Wahl می تواند برای اکثر محاسبات بکار گرفته شود.

یک تئوری دقیق با دقت 2% برای ارائه شده است شکل 4-14 تغییر Kw را بعنوان تابعی از C نشان می دهد.

پس از جمع بندی بارگذاری استاتیک، منحنی تمرکز تنشی موضعی مواد بکار رفته در فنر متناسب با میزان خمیدگی و انحراف ترسیم می شود.

ما از روابط (8-14) و (14-6) برای بارگذاری متناوب و استاتیکی و یا بارگذاری میانگین استفاده می کنیم، در این رابطه می توان نوشت: که در کاربردهای استاتیک برای فنرهای متراکم استفاده می شود و به جای رابطه (7-14) بکار می رود.

این رابطه براساس این فرض مطرح شده که تنشهای برشی معکوس دارای توزیع یکنواخت و یکپارچه در بارگذاری استاتیک هستند.

نمودار ایستاتیکی شکل b3-14 دارای شرایط بدون نیروی خمشی برای فنرهای سیم پیچی شده است.

برای فنرهای با زاویه گام بیشتر از و میزان خمش و انحراف هر سیم پیچ بزرگتر از است.

تنشهای خم کننده باید در نظر گرفته شود.

علاوه بر آن بندرت امکان تعیین دقیق نیروی محوری مرکزی P وجود ندارد و نمی توان بصورت دقیق تغییرات بازوی گشتاور پیچشی را محاسبه کرد.

براساس شکل b3-14 علاوه بر تنش برشی معکوس مؤلفه کوچکی از نیروی P توسط تراکم محوری در سیم فنر ایجاد شده است.

در طرحهای فنر مهم و ویژه که دارای مقادیر نسبی هستند، این ضریب باید در نظر گرفته شود.

انحراف و خمش در تعیین خمش یک فنر سیم پیچی شده بصورت متراکم، متداول است که تأثیر تنش مستقیم نادیده گرفته شود.

بنابراین علل پیچش یک انتها، پیچیدان مؤلفه به میزان زاویه است،‌ که در آن برای میزان انحراف و خمش در محور فنر می توان نوشت:‌ خمش کل ، در طول فنر برابر است با: که در آن = تعداد سیم پیچهای فعال و a = Gضریب سختی است مطالب بدست آمده از این رابطه با استفاده از تئوری Castigliano توضیح داده می شوند.