مقاله در مورد ترمزهای غلتکی

توجه : به همراه فایل word این محصول فایل پاورپوینت (PowerPoint) و اسلاید های آن به صورت هدیه ارائه خواهد شد

 مقاله در مورد ترمزهای غلتکی دارای ۳۵ صفحه می باشد و دارای تنظیمات در microsoft word می باشد و آماده پرینت یا چاپ است

فایل ورد مقاله در مورد ترمزهای غلتکی  کاملا فرمت بندی و تنظیم شده در استاندارد دانشگاه  و مراکز دولتی می باشد.

توجه : در صورت  مشاهده  بهم ریختگی احتمالی در متون زیر ،دلیل ان کپی کردن این مطالب از داخل فایل ورد می باشد و در فایل اصلی مقاله در مورد ترمزهای غلتکی،به هیچ وجه بهم ریختگی وجود ندارد

---

بخشی از متن مقاله در مورد ترمزهای غلتکی :

ترمزهای غلتکی

(c) ظرفیت نیرو:
(d) مقدار اندازه (s) که باعث می شود ترمز خود به خود قفل کند.
داریم: سرعت ۲۵۰rpm 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 معادله۱۱۵) Eq .( داریم:

d) با استفاده از معادله۱۳۴۶) Eq. ( ما داریم Fa = 0 برایs=150(1.095)/4.5=16.5mm
تفسیر: ترمز خود قفل شونده است اگر s>36.5mm باشد.
۱۳-۱۳- ترمزهای 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 ۲۰-۱۳ 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:
(۴۷-۱۳)

شکل ۱۳۲۰ ترمز با کفشک کوتاه
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.
(۴۸-۱۳) T = f Fnr
کمیت f نشان دهنده ضریب اصطکاک است. اکنون اهرم را بصورت ایستا و پایدار در نظر می گیریم با احتساب گشتاورهای حول A داریم:

مطالب قبلی در ارتباط نیروی محرکه بشرح زیر است:
(۴۹-۱۳)
که در آن b , a و c نشان دهنده فواصل در شکل ۲۰-۱۳ 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 b<fc. نیروی برای فعال کردن ترمز لازم است به مقدار ۰ یا منفی برسد. در صورتی ترمز، قفل شونده خودکار نامیده می شود که
(۵۰-۱۳)
ترمز 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 ۲۵-۵۰% بیشتر از fc باشد. توجه کنید که اگر چرخش غلتک ترمز خلاف جهت آنچه در شکل ۲۰-۱۳ نشان داده شده باشد علامت fc در رابطه (۴۹-۱۳)

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 ۱۳-۲ 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 ۱۳۹ نشان داده شده است. قرقره راه اندازی شده با آن تغییر کلید می شود برای جزئیات رجوع شود به مطالعه نمونه ۱۳-۱ . 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 ۱۳۱۱ 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 <45 ترمزdrum با کفشک تو یک تقریب زده میشود.
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 ۱۳۲۲ مثال ۱۳۸

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 (۱۳۵۳)

با بکاربردن معادله (۱۳۵۵) ما بنابراین داریم
() با استفاده از معادله (۱۳۵۷)
با معادله (۱۰۱۵) نیروی مرتبط بدین صورت است .
۱۴-۱۳- ترمزهای غلتکی دارای کفشک بلند
وقتی زاویه تماس بین کفشک و غلتک حدود ۰ ۴۵ یا بیشتر باشد، روابط کفشک کوتاه دارای نتایج نادرست و همراه با خطا خواهند بود. اکثر ترمزهای کفشکی می تواند زاویه تماسی ۰ ۹۰ 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.
– ترمزهای غلتکی دارای کفشک بلند خارجی
شکل ۲۱-۱۳ 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 ۱۳۲۱
(۵۱-۱۳)
که در آن Pmax = حداکثر فشار بین لنت ترمز و غلتک است و مساوی حداکثر مقدار است. براساس شکل هندسی آن داریم:
(۵۲-۱۳)
با توجه به رابطه (۵۲-۱۳)، 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:
(۵۳-۱۳)
به روشی مشابه، گشتاور نیروهای اصطکاکی Mf و حول A بصورت زیر نوشته می شود.

(۵۴-۱۳)
اکنون با جمع کلیه گشتاورها حول نقطه محوری A ، نیروی محرکه بصورت زیر بدست می آید.
(۵۵-۱۳)
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:
(۱۳۵۶)
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 ۰۷ 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:
(۵۷-۱۳)
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 .
(a) ماکزیمم فشار (b) گشتاور ظرفیتهای نیرو
شکل ۱۳۲۲ مثال ۱۳۸
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 (۱۳۵۳)

با استفاده از معادله ۱۳۵۴

با بکاربردن معادله (۱۳۵۵) ما بنابراین داریم
() با استفاده از معادله (۱۳۵۷)
با معادله (۱۰۱۵) نیروی مرتبط بدین صورت است

ترمزهای غلتکی با کفشک بلند داخلی
شکل ۲۳-۱۳ 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 (۵۱-۱۳) تا (۵۴-۱۳) 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 ۲۳-۱۳ 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 ۱۰-۱۳ مطرح شده اند. و جایگزین ترمزهای غلتکی شده اند بدین ترتیب مسافران اتومبیل احساس راحتی بیشتری می کنند.
۱۵-۱۳- 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:
(۵۸-۱۳)
انرژی جنبشی در اثر چرخش برابر است با:
(۵۹-۱۳)
انرژی پتانسیل برابر است با:
(۶۰-۱۳)
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 ۴-۱ 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:
(۶۱-۱۳)
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 (۶۱-۱۳)، 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 ۱۱-۱۳ ارائه شده اند این دماها بیشترین دماهای مجاز کاری برای عملکرد پایدار این تجهیزات هستند.
روابط (۵۸-۱۳) تا (۶۱-۱۳) 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 ۱۳-۱۳ ارائه شده اند.

مسائل
بخش ۱۳۱ تا ۱۳۷
(۱۳۱) یک تسمه مسطح با عرض ۴in وضخامت in در یک قرقره به قطر ۵inو۱۵inکار میکند و۱۰ hpرا انتقال میدهد۰تعیین کنید:
(a) کششهای مورد نیاز تسمه
(b)طول تسمه
داریم: سرعت قرقره کوچک۱۵۰۰rpm و قرقره ها ۵ft از هم فاصله دارند. ضریب اصطکاک ۰۳۰ است و وزن مواد تسمه ۰۰۴lb/in3 است.
(۱۳۲) یک تسمه مسطح پلاستیکی با عرض۶۰mm و ضخامت ۰۵mm دارد . و ۱۰KW 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 ۳۰۰mm است. این عامل در ۲۸۰۰rpm می چرخد و سرعت قرقره خروجی ۱۶۰۰rpm است. قرقره ها از هم ۷۰۰mm فاصله دارند. ضریب اصطکاک ۰۲ و وزن تسمه ۲۵ است.
فرضیات: راه انداز یک موتور گشتاور با سرعت بالا بوده و ماشین راه اندازی شده تحت یک فشار شوک واسطه قرار دارد.
۱۳۳- یک تسمه v شکل دارای یک شکاف کوچک به قطر ۲۰۰mm با زاویه تماس ۱۷۰ درجه و زاویه ۳۸ included درجه است. ضریب اصطکاک ۰۱۵ و سرعت راه انداز ۱۶۰۰rpm است. وزن تسمه ۸N/m است. و کشش کناری محکم ۳KN است. ظرفیت نیروی راه انداز را تعیین کنید.
۱۳۴ – یک راه انداز تسمه دارای زاویه ۳۸ included درجه است. وزن تسمه ۳N/m و مساحت مقطع عرضی۱۴۵mm2 است. ظریب اصطکاک ۰۲۵ است.
محاسبه کنید: (a) ماکزیمم نیروی انتقال یافته

(b)ماکزیمم تنش در این تسمه
۱۳۵ – یک راه انداز تسمه V شکل با زاویه included 34 درجه دارای ظر فیت ۱۵ KW بر اساس ضریب اصطکا ک۰۲ بوده و وزن تسمه ۲۵N/m است ماکزیمم کشش مورد نیاز تسمه را در فشار کامل تعیین کنید۰
فرضیات: راه انداز یک موتور گشتاور نرمال بوده و ماشین راه اندازی شده شوکهای سنگین را در بر میگیرد ۰
تصمیمات طراحی : سرعت از ۲۷۰۰rpm به ۱۸۰۰rpm با استفاده از یک شیار کوچک
۲۰۰mm کاهش می یابد ۰ تسمه ها ۵۰۰mm از هم فاصله دارند ۰

۱۳۶- یک زنجیر استوانه ای با ۵/۸ in در چرخ دنده ای دارای ۲۲ دندانه با سرعتrpm 4000
کار کرده و یک چرخ دنده راه اندازی شده در ۱۰۰۰rpm میچرخد حداقل فاصله از مرکز را محاسبه کنید ۰
۱۳۷ – یک زنجیر معکوس با گام ۹/۱۶in در یک چرخ دنده ۱۴ دندانه ای که در سرعت ۴۶۰۰rpm میچرخد کار میکند ۰حداقل فاصله از مرکز را محاسبه کنید۰
بخشهای (۱۳۸) تا(۱۳۱۱)
– ۱۳w داخل سایت www.sepac.com را جستجو کنید. انتخاب فاکتورها را برای بررسی وانتخاب یک ترمز یا کلاج را فهرست کنید.
(۱۳۸) یک کلاج صفحه ای با سطوح اصطکاک، قطر خارجی ۲۵۰mm و قطر داخلی۱۵۰mm 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 (۰۳) بوده و نیروی بر انگیختن مساوی ۶kN است
– ۱۳۹ یک کلاچ دیسکی دارای دو طرف موُثر است. یک قطر خارجی چهار برابر قطر داخلی که در یک کاربرد استفاده شده جائیکه۴۰hp در۵۰۰rpm توسعه یافته است با استفاده از شرایط پوشش یکنواخت تعیین کنید.

a) نیروی برانگیختگی مورد نیاز
b) فشار متوسط بین دیسکها
۱۳۱۲- یک کلاج مخروطی به قطر خارجی ۱۰in با زاویه مخروطی ۸ درجه ۵۰hp رادر ۸۰۰rpm انتقال می دهد، عرض سطحی w مخروط را بر اساس فرض فشار یکنواخت محاسبه کنید .
تصمیمات طراحی:فشار استر ماکزیمم ۶۰psi بوده وضریب اصطکاک f=0.3 است۰
۱۳۱۳ – مساله (۱۳۱۲) با استفاده از شرایط پوششی یکنواخت حل کنید ۰
۱۳۱۴ – یک کلاج مخروطی دارای قطر متوسط ۵۰۰mm است۰زاویه مخروطی ۵درجه است۰و عرض سطح مخروطی w=80mmاست۰ با استفاده از فرض پوششی یکنواخت را تعیین کنید۰
(a) نیروی بر انگیختگی و ظرفیت گشتاور
(b)ظرفیت نیرو برای سرعت ۵۰۰rpm
تصمیمات طراحی :
۱۳۱۵- یک کلاج مخروطی دارای قطر متوسط۲۵۰mm است.یک زاویه مخروطی ۱۲درجه و f=0.2 است.گشتاوری را محاسبه کرده که ترمز انتقال میدهد
فرضیات: یک فشاریکنواخت ۴۰۰KPa است. نیروی بر انگیختگی مساوی با ۵kN است.
۱۳۱۶ – براساس فرضیات شار یکنواخت , نیروی برانگیختگی و ظرفیت گشتاور را برای یک کلاج مخروطی تعیین کنید که توسط معادلات (۱۳۶۰) و (۱۳۶۱) ارائه شده است.
(بخش ۱۳۱۲ )

۱۳۱۷ – در یک ترمز باندی یک آستر موجدار به عرض ۱۰۰mm را استفاده کرده که دارای مقادیر طراحی f=0.3 است و Pmax=0.7MPa است , کششهای پیوند و ظرفیت نیرو را در ۱۵۰rpm تعیین کنید.
داریم : r=200mm و
۱۳۱۸ – drumیک ترمز باندی در شکل ۱۳۱۸ نشان داده شده است . دارای مولفه اینرسی drum در نرخ =۲۰۰ است. توجه کنید که گشتاور با T=Ix بیان میشود.
داریم in a=12 , r=5 , f=0.3 و

۱۳۱۹- ترمز باندی در شکل ۱۳۱۸ نشان داده شده که دارای ظرفیت نیروی ۴۰kw در ۶۰۰rpm است . کششهای تسمه را تعیین کنید
۱۳۲۰ – ترمز باندی در شکل ۱۳۱۸ 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 ۲۰۰rpm
داریم: عرض پیوند w=75mm و =۲۴۰ و r =150mm و a=400m و
۱۳۲۱- ترمز دیفرانسیل پیش بینی شده در شکل (۱۳۲۱) 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)
(۱۳.۲۲) ترمز دیفرانسیل از شکل ۱۳۱۹ پیش بینی شده که دارای a=12in و و و n=300rpm s=3.2 r=4in و =۲۱۰o است .
اگر این عمل در جهت بالا صورت گیرد ظرفیت را به اسب بخار محاسبه نمائید .
۱۳۲۳ – ترمز باندی دیفرانسیل در شکل (۱۳۱۹) 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 ؟

(۱۳۲۴) مساله (۱۳۲۳) را برای چرخش در جهت خلاف عقربه های ساعت از drum انجام دهید.
REFERENCES
۱-Shigley, J. E., and C.R. Mischke. Mechnaical Engineering Design, 6th ed. New York: McGraw – Hill, 2001.
۲-Firbank, T.C. “Mechanics of the Belt Drive.” International Journal of Mechanical Science 12 (1970) , pp. 1053-63.
۳-Wallin, A. W. “Efficiency of Synchronous Belts and V-Belts.” Proceedings of the National Con-ference Power Transmission, vol. 5. Illinois Institute of Technology, Chicago, November 7-9, 1978, pp. 265-71.
۴-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.
۵-Alciatore, D. G., and A. E. Traver. “Multiple Belt Drive Mechanics: Creep Theory vs. Shear Theory.” Journal of Mechanisms, Transmission, and Automation in Design, Transactions of the ASME 112 (1990), pp. 65-70.

۶-Burr, A. H., and J. B. Cheatham. Mechanical Analysis and Design, 2nd ed. Upper Saddle River, NJ: Prentice Hall, 1995.
۷-Deutcshman, A. D., W. J. Michels, and C. E. Wilson. Machine Design: Theory and Practice. New York: Macmillan, 1975.

۸-Gates Rubber Co. V-Belt Drive Design Manual. Denver, CO: Gates Rubber Co., 1995.
۹-Spotts, M. F., and T. E. Shoup. Design of Machine Elements, 7th ed. Upper Saddle River, NJ: Prentice Hall, 1998.
۱۰-Rubber Manufacturers Association. Specifications for Drives Using Classical Multiple V Belts. American National Standard, IP-20. Washington, DC: Rubber Manufacturers Association, 1988.
۱۱-Erickson, W. D. Belt Selection and Application for Engineers. New York: Marcel Dekker, 1987.
۱۲-American Chain Association (ACA). Chains for Power Transmission and Material Handling. New York: Marcel Dekker, 1982.
۱۳-Binder, R. C. Mechanics of Roller Chain Drive. Upper Saddle River, NJ: Prentice Hall, 1956.
۱۴-ANSI/ASME. Precision Power Transmission Roller Cains, Attachments, and Sprockets. ANSI/ ASME Standard B29. 1M. New York: ASME, 1993.
– فصل ۱۴ فنرها
فهرست کلی
۱-۱۴ مقدمه
۲-۱۴ میله های پیچشی

۳-۱۴ فنرهای گشتی و تراکمی مارپیچ
۴-۱۴ مواد و جنس فنر
۵-۱۴ فنرهای تراکمی مارپیچی
۶-۱۴ پیچش و کمانش فنرهای تراکمی مارپیچی
۷-۱۴ خشکی فنرها
۸-۱۴ طراحی فنرهای تراکمی مارپیچی برای خستگی بارگذاری
۹-۱۴ فنرهای کششی مارپیچی
۱۰-۱۴ فنرهای پیچشی
۱۱-۱۴ فنرهای تیغه ای
۱۲-۱۴ فنرهای متفرقه
۱-۱۴ 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.سطح 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 ۱۴-۱ 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.
۲-۱۴- 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 ۲۵mm و چرخش ۳۰ تا ۴۵ باشد. تنش در میله پیچشی یک تنش پیچشی است. روابط مربوط به تنش، جابجایی زاویه ای و سختی و استحکام در بخش

۵-۳ و ۳-۴ ارائه شده اند. با بررسی شکل a2-14 می توان نوشت:‌
(۱۴) , ,
که در آن زاویه پیچشی برای یک میله پیچشی محکم همان اینرسی برابر است با بنابراین می توان روابط زیر را نوشت:
(۱-۱۴)
(۲-۱۴)
(۳-۱۴)
(۳-۱۵)

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