Dimenzování ozubených kol klasických automobilních diferenciálů

Save this PDF as:
 WORD  PNG  TXT  JPG

Rozměr: px
Začít zobrazení ze stránky:

Download "Dimenzování ozubených kol klasických automobilních diferenciálů"

Transkript

1 imenzování ozubených kol klasických automobilních diferenciálů Zpracováno v rámci projektu IM 0568 Výzkumné centrum automobilů a spalovacích motorů Josefa Božka II. Vypracovali: prof. Ing. Vladimír Moravec, CSc. doc. Ing. Zdeněk Folta, Ph.. Ing. Šárka Hurníková, Ph.. 8 VCJBA40/00 VŠB-TU Ostrava

2 Obsah. Úvod. Základní typy diferenciálů 3. Geometrie ozubení automobilních diferenciálů 3. Kuželové diferenciály 3. iferenciály s čelními ozubenými koly 4. Zatížení diferenciálů 4. Smluvní momentové zatížení 4. Silové zatížení 4.3 Otáčkové zatížení 4.4 Spektra zatížení 5. imenzování ozubených kol automobilních diferenciálů 5. Výpočet napětí 5. Přípustné zatížení ozubených kol diferenciálů 5.3 Výpočet bezpečnosti a životnosti 5.4 Závěry k dimenzování diferenciálů 6. Závěr Literatura [] IN 3990 T T5 Tragfähigkeitsberechnung von Stirnrädern. Teil 5. eutsche norm 987. [] ISO Calculation of load capacity of spur and helical gears. Part 5. International standard first edition 996. [3] ČSN část 5 Pevnostní výpočet čelních a kuželových ozubených kol [4] ČSN ISO Výpočet únosnosti čelních ozubených kol s přímými a šikmými zuby. Překlad z roku 998. [5] ČSN ISO Výpočet únosnosti čelních ozubených kol a přímými a šikmými zuby. Část 5. Údaje o pevnosti a kvalitě materiálů. ČTN srpen 005. [6] IN 3990 T4 Tragfähigkeitsberechnung von Stirnrädern, Anwendungsnorm fűr Fahrzeuggetriebe. eutsche norm 990. [7] Moravec, V.: Kontrolní výpočet děličů a diferenciálů osobních a nákladních automobilů s výjimkou samosvorných diferenciálů. Výzkumná zpráva ÚVMV Z-74/7, Praha 97. [8] Moravec, V.: Kontrolní výpočet mezinápravového diferenciálu s korunovými koly. Interní zpráva TATRA č Kopřivnice 994. [9] Folta, Z.: Analýza zátěžného spektra diferenciálu osobního automobilu (zpracováno v rámci VCJB). [0] Folta, Z., Hrudičková, M.: Zpracování zátěžných spekter převodovky osobního automobilu za různých jízdních podmínek. Zpráva č. 4-VCJB 3.3.3/008, Ostrava /008.

3 . Úvod Tato práce si klade za cíl provést rozbor konstrukčního řešení klasických, mechanických, automobilních diferenciálů a navrhnout způsob jejich dimenzování. Navrhované výpočtové postupy se budou vztahovat k ozubení diferenciálů s čelními i kuželovými tvary zubů, s různým poměrem dělení (J = nebo J >). Rozbory se budou týkat pouze geometrie a pevnosti ozubení, nikoliv dimenzování ostatních částí diferenciálů jako je uložení kol, uzávěrky, nosné a spojovací části. Ozubení mechanických diferenciálů je z hlediska kinematiky záběru i způsobu zatěžování výrazně odlišné od ostatních částí pohonů s ozubenými koly. Relativní obvodové rychlosti jsou velmi malé (například ozubení osového diferenciálu má při přímé jízdě relativní obvodovou rychlost blízkou nule). Četnost zátěžných cyklů na všech hladinách zatížení je proto velmi nízká a tím se přístup k dimenzování liší od kinematických převodů. Tyto okolnosti budou zohledněny při rozboru a případném zpracování návrhu pro úpravu výpočtových postupů.

4 . Základní typy diferenciálů ělící poměr diferenciálů je definován vztahem (.) T J, T T, TU T T (.) T kde indexy, jsou označeny výstupní krouticí momenty, jejichž součet T u je krouticí moment na unašeči diferenciálu. Na obr.. je jako příklad uvedeno schéma plně pohonného vozidla 6x6, kde jsou vyznačeny jednotlivé typy diferenciálů. T M T R N T P T Z N M N dělič momentů J =T Z /T P > T Z [Nm] krouticí moment pohánějící zadní dvounápravu (tandem) T P [Nm] pohon přední nápravy M mezinápravový diferenciál (dělič) J = N osové (nápravové) diferenciály J = T R, T L [Nm] momenty pohánějící pravou (R) a levou (L) polonápravu Obr.. Schéma pohonu vozidla 6x6 T L ále je uveden přehled užívaných diferenciálů s uvedením silového zatížení. Přehled základních typů diferenciálů je třeba uvést nejčastěji užívaným diferenciálem tj. kuželovým, s poměrem dělení J = podle schématu na obr... Tento typ může být použit jako osový (nápravový) nebo mezinápravový (pohon tandemu) nebo jako dělič u aplikace 4x4. Tyto diferenciály se montují se nebo 4 satelity.

5 T ; U U z S z z F = F T T, z z J T U T T [Nm] u [sec - ] d m, d m, T ; T ; Obr.. Schéma kuželového diferenciálu Příklad konstrukčního řešení osového diferenciálu s kuželovými koly a 4 satelity je uveden na obr..3. Obr..3 Příklad konstrukčního řešení kuželového osového diferenciálu

6 Tentýž diferenciál použitý jako mezinápravový je uveden na obr..4. Schéma uspořádání obou diferenciálů v pohonu zadních náprav vozidla 6x6 je patrné z obr..5. Obr..4 Příklad konstrukčního řešení kuželového mezinápravového diferenciálu Obr..5 Schéma pohonu zadní dvounápravy (tandemu) vozidla 6x6 (8x8) s kuželovými diferenciály

7 Méně často se užívá jako diferenciál s čelními koly a s poměrem dělení J = diferenciál podle schématu na obr..6. T ; U U 3 z S z z S z F T 3 d =d z S z F T z z J T U T T [Nm] u [sec - ] T ; T ; z z S Obr..6 Schéma diferenciálu s čelními koly Tento diferenciál lze použít jako osový nebo mezinápravový. Příklad konstrukčního řešení je uveden na obr..7 Obr..7 iferenciál s čelními koly, příklad konstrukčního řešení

8 Mimořádné konstrukční řešení diferenciálu s J = pro přenosy velmi vysokých točivých momentů bylo realizováno v podniku TATRA, který pro těžké nákladní automobily používá výhradně diferenciály s čelními koly. Návrh a výpočet podle [8]. Schéma diferenciálu s čelními (korunovými) koly s vnitřním ozubením je na obr..8 z z S z z z F T 3 T ; U U z S z S 3 F T d =d T ; T ; T Z,, 3 označení bodů záběru - z z vnitřní ozubení J T U T T [Nm] u [sec - ] Obr..8 Schéma diferenciálu s čelními koly s vnitřním ozubením Tento diferenciál má při stejných zástavbových rozměrech momentovou kapacitu až 3 krát větší v porovnání s diferenciálem podle obr..6 resp..7. Lze jej použít s úpravami vstupu a výstupu jako dělič nebo mezinápravový diferenciál. Příklad konstrukčního řešení realizovaného v sériové výrobě je na obr..9.

9 Obr..9 Konstrukční provedení diferenciálu s vnitřním ozubením (s korunovými koly) iferenciály s čelními koly lze použít pro pohon tandemu. Schéma takového zapojení u vozidla s kyvnými nápravami je uvedeno na obr..0 (obdoba obr..5 s kužel. diferenciály. Obr..0 Schéma pohonu zadní dvounápravy vozidlo 6x6 (8x8) pomocí čelních diferenciálů Zajímavé řešení diferenciálu s dělením J = se objevilo u osového diferenciálu vozidla Tornado. Je to v podstatě planetový diferenciál s dvojicemi satelitů podle schématu na obr... Hnacím členem je korunové kolo s počtem zubů z a hnanými členy, které tvoří unašeč satelitů (se satelity z s ) a centrální kolo s počtem zubů z. Odvození platnosti výrazů, rozbor kinematiky a silového působení je provedeno v práci [7]. Tento diferenciál může být použit také jako mezinápravový s malým poměrem dělení J,,7, kde klasický planetový mezinápravový diferenciál (dělič) dosti dobře nelze realizovat. Hodí se především pro úzkou zástavbu, kde není omezení vnějším průměrem. Běžně se tento typ diferenciálu nepoužívá.

10 d T ; T ; z z z S z S u T ; U U z F t F ts S z z S z S F t z J z T T T U z U z Obr.. Planetový diferenciál s poměrem dělení J = (typu Tornádo) Aplikaci osového diferenciálu s čelními koly podle schématu na obr..8 nabízí firma INA v časopise Automotive ENGINEER, September 0. Tato úprava je především vhodná pro osobní automobily s motorem uloženým napříč, kde unašeč diferenciálu je poháněn čelním ozubeným kolem. Na obr.. je zřejmý rozdíl v zástavbových rozměrech (šířka) i hmotnosti (firma uvádí úsporu 30%). Obr.. Porovnání osového diferenciálu s kuželovými a čelními koly Planetový dělič momentů (mezinápravový diferenciál) se používá pro pohon předních a zadních náprav pro J >>. Velikost poměru dělení je závislá na formuli pohonu a celkovém zatížení, resp. na poměru zatížení zadních a předních náprav. Mechanický dělič momentů se realizuje pomocí planety podle schématu na obr..3. z F z z S u T ; T T ; U U z S d Z F z z S F S z z J T V z T,75 5 T U z z Obr..3 Planetový diferenciál (dělič)

11 Poměr dělení se pohybuje v rozmezí J,7 5. Nejčastěji se vyskytuje převod J pro aplikaci 4x4 se zadní dvojmontáží nebo 6x6 s jednoduchou montáží. Pro těžká terénní vozidla (sklápěče) může být poměr zatížení náprav u aplikace 6x6 se zadní dvojmontáží značně větší ( J 3 5). Při volbě převodu děliče je nutno počítat s tím, že prakticky ve všech jízdních režimech, s výjimkou brzdění, se zadní nápravy přitěžují (akcelerace, výjezd, stoupání atd.). Příklad realizace mezinápravového diferenciálu s převodem J v zástavbě s přídavnou převodovkou je uveden na obr..4. Obr..4 Mezinápravový diferenciál s poměrem dělení J

12 3. Geometrie ozubení automobilních diferenciálů 3. Kuželové diferenciály Tvary zubů a rozměry ozubení kuželových diferenciálů jsou závislé na technologii výroby. Vzhledem k tomu, že jde téměř vždy o hromadnou výrobu se značnou mírou unifikace, jedná se o vysoce výkonné výrobní zařízení založené na třískovém opracování (např. Gleason Revacycle, Klingelnberg Steroid aj.) nebo na jiných způsobech výroby (tváření kování lití atd.). Obecně je tvar zubů satelitů (index ) i centrálních kol (index ) uveden bez indexů na obr. 3.. Zde je naznačen pastorek s kladnou korekcí x m. Používá se téměř výhradně systém korekcí VN. Hlavový, roztečný a patní úhel mají zde společný vrchol (bod 0), což není pravidlem. Modul soukolí je proměnný po šířce zubů a definuje se na vnějším doplňkovém kuželi. Úhel os 90a úhel šroubovice 0 (zadání A podle tab. 3.). Obr. 3. Základní rozměry kuželového kola diferenciálu

13 Tab. 3. Zadání A modul na vnějším doplň. kuž. m [mm] počet zubů z, z [-] posunutí profilu (korekce) x x x [-] šířka zubů b [mm] základní profil: úhel záběru [ ] poměrná výška hlavy h ao [-] poměrná výška paty h [-] poměrné zaoblení paty Potom úhly roztečných kuželů fo fo, z arctg z průměry roztečných kružnic d, m z, délka povrchové přímky d R d sin,, Tyto rozměry jsou společné pro různé technologie výroby. Většinou se hlavové a roztečné kužely neprotínají ve společném vrcholu 0, ale mají obecný průběh podle schématu na obr. 3.. Obr. 3. Tvar zubů kuželových diferenciálů (rewacycle)

14 V případě tvaru ozubení podle obr. 3. je nutno mimo parametry podle zadání A doplnit úhly hlavového a patního kužele a, f (nebo úhly hlavy a paty a, f ) podle obr. 3.. Ve výkresové dokumentaci se častěji setkáme se zadáním B (tab. 3.), kde místo hodnot h, h a fo v zadání A je třeba zadat: Tab. 3. Zadání B výška hlav zubů h a, [mm] výška pat zubů h f, [mm] patní vůle c c c a a a [mm] úhel hlavového kužele a [ ] úhel patního kužele f [ ] Paty a hlavy satelitu a centrálního kola jsou obvykle rovnoběžné. Potom platí: - poměrné posunutí profilu (na vnějším kuželi): ha hf ca - satelit x m ha hf ca - centrální kolo x m ao fo kde h h a f h h f a c a c a - úhly hlavového a patního kužele centrálního kola (zadáno, a a ) 90 a f 90 - úhly hlavy a paty obou a, a f, pak budou: a f f a f a a Pevnostní výpočet ozubených kol kuželových diferenciálů se provádí pro náhradní (čelní soukolí s virtuálním počtem zubů s profilem ve středu společné šířky kol b (obr. 3. a 3.) (bod M). Parametry náhradního soukolí ( 0): b sin b sin - modul m m m m [mm] z z - virtuální počet zubů z v, z, cos - výška hlavy a paty zubu v bodě M, h h f am, fm, a h h a, f, f b tg b tg a, f,

15 - celková výška zubů hm, ham, hfm, - poměrné posunutí profilu v bodě M (obvykle xm xm ) ham hfm ca ham hfm xm, xm mn m - poměrné rozměry základního profilu * ham mn xm ham 0 m h * fm0 h fm m ca ca0 mn Obvyklé základní parametry kuželových diferenciálů: - počet zubů pastorku (satelitu) z 8 (nejčastěji 0) - počet zubů centrálního kola (podle rozměru a konstr. provedení) z základní profil - úhel záběru 8 [úhl.st.] - výška hlavy zubu (0,8 ) m [-] h a n m x n n m n c - patní vůle (0, 0,5) m [-] c a - poloměr zaoblení paty 0, 3 m (maximální pro záběr) f - modul m 5 [mm] - šířka zubu b 0, 3 Rd [mm] U diferenciálů se nekladou vysoké nároky na kvalitativní ukazatele. Trvání záběru profilu se většinou blíží hodnotě. Hodnocení skluzových rychlostí nemá smysl, protože ozubená kola zabírají s velmi malou obvodovou rychlostí. Boční křivka se v závislosti na technologii výroby často podélně modifikuje především u pastorků (satelitů). a 3. iferenciály s čelními ozubenými koly Tento typ diferenciálů je vhodný pro výrobu v menších sériích s užitím standardního výrobního zařízení. Zcela jednoznačně se užívá pro planetové děliče momentů. S převodem J se téměř výhradně používá pro dělení momentů s kyvnými nápravami (TATRA, STEYER-PUCH). Má totiž souosé vstupy a výstupy a umožňuje snadnou kombinaci pohonu víceosých vozidel (obr..0). Bez problému by mohla být i zástavba osového diferenciálu, je však náročnější na rozměry. Základní geometrické parametry jsou shodné s kuželovými diferenciály podle kap. 3.. Počet zubů centrálních kol je závislý na počtu dvojic satelitů, který bývá nebo 3 pro vnější ozubení, max. 4 pro vnitřní ozubení (obr..8,.9). Počet satelitů u planetového děliče momentů je závislý na převodu J p. Obvykle bývá 3 pro větší převodový poměr nebo 5 pro menší převodové poměry. Počty zubů a podmínky smontovatelnosti jako u planetových převodů. Výpočet geometrie podle standardních programů pro výpočet čelních soukolí s přímými zuby.

16 4. Zatížení diferenciálů 4. Smluvní momentové zatížení Zatížení diferenciálů pro kontrolu dimenze jejich částí se definuje jen velmi obtížně. Obvykle se stanoví smluvní hodnota krouticího momentu od motoru a od adhezního zatížení působí na skříň (klec) diferenciálu příslušné nápravy resp. skupin náprav. Schéma pohonu automobilu může být velmi různorodé, jak je naznačeno v tab. 4.. Tab. 4. Schéma pohonu automobilů formule pohonu počet (celkový schéma náprav počet kol x (příklad, nejčastěji používaný pohon) vozidla počet hnaných kol poznámka, legenda 4 x 4 x 4 řízená náprava nehnaná řízená náprava hnaná 3 6 x x 8 neřízená náprava nehnaná neřízená náprava hnaná osový diferenciál >5 např. 0 x 4 0 x 8 x 4 x 8 Řeší se obvykle přidáním dalších nehnaných náprav vzadu k aplikacím 8x4 nebo 8x8, nebo hnaných náprav připojením bez mezin. diferenciálů. mezináprav. diferenciál mezináprav. diferenciál (dělič) nebo vypínání předního pohonu

17 iferenciál je zatížen od motoru momentem působícím na klec diferenciálu podle vztahu (4.) TM TM im m M [Nm] (4.) kde T M - max. točivý moment motoru [Nm] i M - max. převodový poměr mezi motorem a klecí diferenciálu [-] M, pro porovnávací výpočet obvykle zanedbáváme účinnosti m - poměrná část krouticího momentu příslušející na kontrolovaný diferenciál mp - přední náprava, mz - zadní nápravy Např. bude podle tab x m (pro přední i zadní) - 4x4 m 0, 5 pro dělič J J - 6x6 pro dělič s provedením J bude mp, mz (4.) J J Např. pro J bude m 0, 33 pro přední nápravu, m 0, 67 pro zadní nápravy p z Není-li vozidlo vybaveno mezinápravovým diferenciálem (děličem), pak hypoteticky předpokládáme, že poměr dělení J je dám poměrem zatížení náprav pak J Gz / Gp. V případě, že pohon přední nápravy je vypínatelný pak podle vztahů () bude m /( J ) p a m z pro aplikaci 4x4 nebo m z 0, 5 pro aplikaci 6x6. Podobně u aplikace 8x8. Tato úvaha platí za předpokladu, že mezinápravový diferenciál v tandemu (dvojnápravě) má vždy převod J. Kontrola zatížení diferenciálu z hlediska schopnosti náprav přenést zátěžný krouticí moment se provede pomocí výpočtu adhezního momentu podle vztahu (4.3) Rd TA GN g Rd 9, 8GN [Nm] (4.3) i i kde N G N - zatížení nápravy (dvojnápravy), které jsou diferenciálem poháněny [kg] g 9,8- zrychlení zemské [m s - ] - smluvní součinitel adheze [-] R - dynamický poloměr pneu [m] i - převod mezi počítaným diferenciálem a pneu [-] N Zatížení nápravy (dvojnápravy) volíme obvykle podle statického rozložení hmotnosti. Skutečné dynamické zatížení se v provozu mění. Zadní nápravy jsou zatěžovány více právě v mezních stavech (maxima) jako je jízda do svahu, přetížení nebo akcelerace. Pro hodnocení únosnosti lze pro diferenciál přední nápravy (náprav) brát v úvahu statické zatížení GN GP. Pro výpočet adhezního momentu zadní nápravy (náprav) lze předpokládat vyšší zatížení než statické v poměru cca NZ (,,5 ) tedy GN (,,5 ) GZ, kde G P a GZ jsou statické (jmenovité) zatížení nápravy (náprav). Například nákladní terénní vozidlo 6x6 se statickým zatížením náprav G P 6t a G Z x0t bude poměr dělení podle statické hmotnosti J 0/6 3, 33 a podle dynamické J (,,5) 0/6 3,67 5. (Větší hodnota pro dynamická vozidla s větším přebytkem hnací síly). Podle této úvahy je vhodné například volit planetový dělič momentů. o vztahu

18 (4.3) pak dosazujeme za hodnotu G N pro přední nápravu (nápravy) statické zatížení a pro zadní nápravu (nápravy) zatížení větší. Výsledný zátěžný kroutící moment působící na klec diferenciálu, v případě, že T A > T M se uvažuje max. krouticí moment od motoru TM - vztah (4.). Když je adhezní moment menší, dimenzujeme podle adhezního momentu TA - vztah (4.3). Někteří výrobci komponent hnacího ústrojí automobilu (např. spojky, statické zatížení hřídelů) doporučují pro dimenzování střední hodnotu (pro T M > T A ) TM TA T [Nm] (4.4) To zřejmě platí především tam, kde neuvažujeme přetížení zadních náprav. Výsledné smluvní krouticí momenty působící na unášeč satelitů (klec diferenciálu) pro porovnávací pevnostní výpočty jsou shrnuty pro různé provozní stavy do tab. 4.. Tab. 4. Zatěžovací mezní momenty diferenciálu poměr zatěžovacích výpočtový zatěžovací moment vhodné pro dimenzování momentů velikost vztah diferenciálu T T T 4. předních i zadních M < T A M T M >> T A o více než 50% T T A T (,,5 ) T A TM T A TM T do 50% T 4.3 pouze předních zadních (záleží na dynam.vlastnostech vozidla a zkušenostech) A 4.4 zadních kde: T maximální smluvní točivý moment působící na hnací člen diferenciálu [Nm] T M maximální točivý moment od motoru [Nm] T A maximální točivý moment od adheze pro součinitel adheze φ= [Nm] 4. Silové zatížení Síly mezi zuby všech diferenciálů se vypočítají ze vztahu (4.5) podle schémat všech diferenciálů uvedených v kapitole. 000 TU FT [N] (4.5) d n kde T U =T točivý moment [Nm] podle tab.4. působící na hnací člen diferenciálu (obvykle unášeč satelitů) podle schémat v kap. n počet satelitů (dvojic satelitů) δ součinitel nerovnoměrnosti rozložení sil (tab. 4.3) d průměr [mm] působení síly na hnacím členu diferenciálu (obvykle unášeč satelitů) tab. 4.3

19 Tab. 4.3 Parametry pro stanovení zatížení diferenciálů typ diferenciálu průměr působení síly na schéma hnacím členu diferenciálu (č.obr.) d [mm] d d m kuželový. střední roztečný průměr centr. kol čelní d (přímé vnější.6 m n z roztečný průměr centr. kol zuby) s ozubením vnitřní.8 d mn z centr. kol roztečný průměr korun. kol čelní typu Tornado. d d U m n ( z z S ) planetový. osová vzdálenost mezi čepy satelitů součinitel nerovnoměrnosti rozložení sil δ pro n nebo pro n 4 - volné čepy, pro n 4 - pevné čepy pro n, 3 n pro n > 3 n Takto vypočtené síly se dají považovat za mezní, resp. za maximální hodnoty v provozním spektru zatížení. 4.3 Otáčkové zatížení Při přímé jízdě po rovné vozovce jsou otáčky ozubených kol diferenciálu teoreticky nulové. K protáčení ozubených kol diferenciálů dochází za těchto podmínek: - pneumatiky hnaných kol mají rozdílné valivé poloměry a rozdílní zatížení, - hnaná kola nebo nápravy se pohybují po nestejné délce trati (zatáčky, příčné a podélné nepravidelné nerovnosti), - dochází k nestejnému prokluzu pneumatik ne jedné nápravě nebo nápravách (mezinápravové diferenciály) v důsledku nestejné adheze nebo různých skluzových charakteristik pneumatik. Četnost otáček a tím zatěžujících cyklů ozubených kol diferenciálů dále závisí na rychlosti jízdy, zatížení vozidla, hustotě provozu, klimatických podmínkách a celé řadě dalších okolností (adheze, terénní nerovnosti). Stanovit zátěžné provozní spektrum pro ozubená kola diferenciálu (závislost počtu zátěžných cyklů otáček na zatížení) je tedy obecně úloha velmi obtížná. Pro orientaci a základní představu o všech závislostech bylo v rámci této práce provedeno měření s osobním automobilem ŠKOA FABIA,4 TI 55 kw podle zprávy [9] a [0]. etailní informace o vozidle a rozsahu měření jsou uvedeny v citovaných zprávách. Pro vyhodnocení spekter zatížení ozubených kol diferenciálu byly měřeny průběhy zátěžných točivých momentů a otáček na pravé a levé straně přední poloosy. Vzhledem k tomu, že náprava je hnaná a řízena, jsou naměřené hodnoty zatížení a především počtu cyklů poněkud vyšší, než u neřízené nápravy. Příklad záznamu, potřebného pro vyhodnocení zatížení diferenciálu je uveden na obr. 4.(převzato ze zprávy [9].

20 5 Otáčky lev é kolo [ot/s] Otáčky prav é kolo [ot/s] T_na_v ýstupu [Nm] Obr. 4. Příklad záznamu (město 5 km, 7 min) 0 [s] Při měření byly přímo zaznamenány okamžité hodnoty otáček n L (levé kolo) a n P (pravé kol). Okamžitý rozdíl otáček centrálních kol bude: n n L n P (4.) Hodnota rozdílu otáček nebývá kladné a záporné hodnoty. Pro výpočet zatížení diferenciálu jsou dále uvažovány rozdíly otáček v absolutní hodnotě: n n n (4.) a L P Příklad průběhu rozdílu a četnosti otáček kol ze záznamu městského provozu je uveden na obrázku 4..,8 Rozdíl otáček L-P [ot/s], 0,6 0-0,6 -, -,8 Rozdíl L-P absolutní [ot/s],6, 0,8 0, Obr. 4. Vyhodnocení rozdílu otáček ze záznamu na obr. 4. 0

21 Pro posouzení životnosti soukolí diferenciálu je nutno stanovit četnost otáček diferenciálu nikoliv v závislosti na čase, ale na ujeté dráze. K tomuto účelu byly ze záznamů měřených jízd odečteny hodnoty průměrné rychlosti v p, času jízdy t a vyhodnocena průměrná hodnota relativních otáček n pro každou vyhodnocovanou trasu (záznam). a élka trasy je vypočtená z měřených hodnot podle vztahu (4.3) vp t l (4.3) 3600 a počet otáček na km: na t nl. (4.4) l Výpočet četnosti otáček na ujetou dráhu n S ( km) byl proveden podle vztahu (4.5) n 3600 a nl. (4.5) vp Pro přepočet otáček centrálního kola nl na počet otáček satelitů diferenciálu ns pro počet zubů satelitů z S a zubů centrálního kola z C byl použit vztah (4.6) n z l C ns (4.6) zs V tabulce 4. je uveden přehled vyhodnocených tras s výslednou četností otáček centrálních kol diferenciálu testovacího vozidla na km ujeté dráhy.

22 Tab. 4. Výsledky vyhodnocení typ vozovky dálnice město silnice I.třídy mimo město silnice II.třídy okruh Tatra označení záznamu FAB00 FAB00 FABE0033 FAB003 FAB0035 FAB0036 FAB0037 FAB004 FAB005 měřený úsek měřené hodnoty doba průměrná jízdy rychlost t [sec] v p [km/h] délka úseku vztah (4.3) l [km] vypočtené hodnoty rozdíl otáček vztah (4.3) Δn a [ot/sec] počet otáček centrálního kola na km podle vztahu (4.5) Δn i [ot/km] na úseku dálnice směr Bohumín I 0,4 86,6,44 0, ,540 dálnice směr Bohumín II 463,58 8,3 0,46 0,03458,53 Klimkovice - Pustiměř 3600,0,35,35 0,494 4,77 Ostrava Přívoz areál VŠB-TU 653,0 3,8 5,06 0,0674 7,397 Ostrava centrum O.Michálkovice 36,0 30,06 9,49 0,085 0,06 O.Michálkovice - O.Radvanice 60,0 8,97,88 0,0899,093 O.Radvanice areál VŠB-TU 39,6 3,34 0,79 0, ,54 areál VŠB-TU Petřvald 386,34 43,5 6,65 0, ,90 Petřvald - Kopřivnice 004,9 5,9 4,60 0,0937 6,360 průměr 3,083 9,059 5,75 FAB0006 Opava - Bílovec 068,4 50,00 8,73 0,08 5,84 5,84 FAB006 FAB009 -rychlostní okruh, doleva 86,473 63,97,54 0,94 6,78 -rychlostní okruh, doleva 78,368 73,65,60 0,07 8,390 (6,554) celkem silniční provoz 6, Spektra zatížení Hypotetické spektrum zatížení automobilních diferenciálů bylo vytvořeno z hodnot měřených na osobním vozidle na tratích uvedených v tab. 4.. Celý proces vyhodnocení byl popsán ve zprávě [0]. Spektrum zatížení se obvykle vyjadřuje jako závislost zatížení na příslušné hladině (točivý moment, síla, napětí) na počtu cyklů v absolutních nebo relativních hodnotách. Spektrum se stanoví pro určitou definovanou dobu (u automobilu délka trati). Pro stanovení hypotetického spektra zatížení byly vybrány a zvlášť vyhodnoceny záznamy na úsecích podle tab. 4.. Spektra zatížení na jednotlivých úsecích jsou vyjádřeny na obr. 4.5 až 4.8 jako závislost středních hladin točivého momentu v [Nm] na relativní četnosti počtu cyklů (max. počet cyklů = ). Pro další použití při výpočtech životnosti byly provedeny matematické náhrady spekter zatížení podle vztahu 4.7: M S i N p Ni NC N (4.7) C kde N i kumulativní počet cyklů zatížení v i-té hladině N C celkový počet cyklů spektra

23 Střed hladiny točivého momentu, Nm N P počet cyklů na nejvyšší hladině M i poměrná střední hodnota točivého momentu na i-té hladině s stupně agresivity spektra uvedeny u příslušných obrázků a v tab. 4. Na obrázku 4.4 je uveden příklad vyhodnocení záznamů podle obr. 4. (T U ) a 4. ( ). na Střed hladiny točivého momentu, Nm Rozdíl otáček poloos, /s , Četnost výskytu hladiny, % 0,076 0,8 0,38 0,533 0,685 0,838 0,99,4,9 0,0 0,,45,6,75,9,06, ,0 Obr. 4.4 Příklad vyhodnocení celkového spektra zatížení Matematická náhrada Kumulativní četnost Relativní četnost ,0E-06,0E-05,0E-04,0E-03,0E-0,0E-0,0E+00 Otáčková relativní četnost výskytu hladiny Obr. 4.5 Silnice I.třídy mimo město (s=,9)

24 Střed hladiny točivého momentu, Nm Střed hladiny točivého momentu, Nm Matematická náhrada Kumulativní četnost Relativní četnost ,0E-06,0E-05,0E-04,0E-03,0E-0,0E-0,0E+00 Otáčková relativní četnost výskytu hladiny Obr. 4.6 Silnice II.třídy mimo město (s=,07) Matematická náhrada Kumulativní četnost Relativní četnost ,0E-06,0E-05,0E-04,0E-03,0E-0,0E-0,0E+00 Otáčková relativní četnost výskytu hladiny Obr. 4.7 álniční provoz (s=,)

25 Střed hladiny točivého momentu, Nm Matematická náhrada Kumulativní četnost Relativní četnost ,0E-06,0E-05,0E-04,0E-03,0E-0,0E-0,0E+00 Otáčková relativní četnost výskytu hladiny Obr. 4.8 Městský provoz (s=,) Součet všech uvedených spekter je proveden za předpokladu, že podíl všech uvažovaných úseků v celkovém spektru je shodný (váha = 0,5). Výpočet je proveden v tab.4. pro poměrné zatížení, přičemž hodnota naměřeného maxima (město) je roven. Tím vznikl velký počet hladin. Pro zjednodušené použití takto sestrojeného spektra byla provedena matematická náhrada spektra podle vztahu 4.7. Tab. 4. Celkové poměrné spektrum zatížení diferenciálu Váha trasy St. agr. s =,3 Poměrná hladina momentu Silnice I. tř. Silnice II. tř. álnice Město Relativní - souhrn s váhou Kumulativní - souhrn s váhou Číslo hladiny Poměrný moment Počet cyklů,000 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 6,89E-06,7E-06,7E-06 3,000,7E-06 0,955 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 3,93E-06 9,84E-07,7E-06 0,955 3,75E-06 0,909 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 3,8E-06 8,0E-07 3,5E-06 0,909 8,08E-06 0,864,6E-04 0,00E+00 0,00E+00 6,39E-06 3,06E-05 3,4E ,864,7E-05 0,88 9,59E-05 0,00E+00 0,00E+00 6,3E-05 3,95E-05 7,37E ,88 3,63E-05 0,773,E-04 0,00E+00 0,00E+00,03E-04 5,59E-05,30E ,773 7,54E-05 0,77,08E-04 0,00E+00 0,00E+00,83E-04,3E-04,53E ,77,55E-04 0,68,7E-04,3E-05 0,00E+00 5,8E-04,05E-04 4,58E ,68 3,4E-04 0,636 5,7E-04 7,35E-06 0,00E+00 4,74E-04,63E-04 7,E ,636 6,7E-04 0,59 7,5E-04,35E-04 9,74E-04 4,97E-04 5,90E-04,3E ,59,3E-03 0,545 9,97E-04,08E-03 3,33E-03,4E-03,66E-03,97E ,545,39E-03 0,500,66E-03 3,56E-03,49E-03 3,38E-03,77E-03 5,74E-03 0,500 4,56E-03 0,455 4,07E-03,7E-03 8,0E-04 4,73E-03 3,08E-03 8,8E-03 0,455 8,55E-03 0,409 7,4E-03 4,83E-03 7,0E-03 6,55E-03 6,47E-03,53E-0 0 0,409,57E-0 0,364 9,88E-03,36E-0 3,5E-03 9,73E-03 9,8E-03,45E-0 9 0,364,84E-0 0,38,9E-0,6E-0,97E-03,7E-0,75E-0 4,0E-0 8 0,38 5,00E-0 0,73 3,74E-0 3,49E-0 7,6E-03,73E-0,4E-0 6,6E-0 7 0,73 8,6E-0 0,7 4,55E-0 7,78E-0,46E-0 3,78E-0 4,64E-0,3E-0 6 0,7,45E-0 0,8 9,03E-0 9,79E-0 7,86E-0 6,7E-0 8,3E-0,95E-0 5 0,8,35E-0 0,36 9,05E-0,3E-0 3,3E-0 8,76E-0,56E-0 3,5E-0 4 0,36 3,70E-0 0,09,50E-0,6E-0,77E-0,65E-0,63E-0 6,4E-0 3 0,09 5,56E-0 0,045,78E-0,44E-0,73E-0,50E-0,36E-0 8,50E-0 0,045 7,88E-0 0,000,53E-0,09E-0 9,67E-0,39E-0,50E-0,00E+00 0,000,00E+00

26 Poměrná hladina točivého momentu Porovnání vyhodnoceného spektra a jeho náhrady je patrné z obr ,9 0,8 Relativní - souhrn s váhou Kumulativní - souhrn s váhou St. agr. s =,3 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0, 0, 0,0E-06,0E-05,0E-04,0E-03,0E-0,0E-0,0E+00 Obr. 4.9 Poměrná kumulativní Otáčková četnost výskytu výskytu hladiny momentu hladiny momentu Průběh takto stanoveného poměrného spektra zatížení z měřených hodnot je možno hypoteticky přijmout jako základ pro odhad zatížení všech typů vozidel s přihlédnutím k jejich specifickému určení. Za maxima zatížení lze považovat napětí odpovídající maximu točivého momentu stanoveného v kap. 4. (tab. 4.) resp. sílu mezi zuby podle vztahu 4.5. Za maximum počtu cyklů lze dosadit pro centrální kolo počet otáček na kilometr (tab. 4.) vynásobený odhadem očekávané životnosti vozidla v kilometrech podle vztahu 4.8. příklad odhadu počtu cyklů spektra zatížení pro základní typy vozidel je uveden v tab Celková délka spektra (počet cyklů pro životnost vozidla) NC L nsi [cyklů] (4.8) kde L - odhad životnosti vozidla [km] n si - střední hodnota počtu cyklů na km Tab. 4.3 Odhady počtů cyklů spekter zatížení automobilů

27 5. imenzování ozubených kol automobilních diferenciálů K dimenzování ozubených kol automobilních diferenciálů je nutno volit jiný přístup než u ostatních agregátů hnacího ústrojí automobilů z těchto důvodů: - diferenciály jsou součástí náprav, kde četnost maximálního zatížení je nízká a bývá často omezená adhezí, - počet zátěžných cyklů je odvozen od rozdílů otáček poháněných částí (náprav, polonáprav) a je velmi nízký (při přímé jízdě nulový), - je málo pravděpodobné, že ke vzniku vyšších relativních otáček dojde při vysokém momentovém zatížení, - protože obvodové rychlosti v záběru ozubených kol diferenciálu jsou velmi nízké, nedochází ke vzniku vnitřních dynamických sil. Obecně jsou ozubená kola automobilních diferenciálů zatěžována v oblasti nízkocyklické únavy. To znamená, že maximální napětí se vyskytuje při počtech cyklů v řádech menších než 0 4 cyklů (viz odhady podle tab. 4.3). Kontrola únosnosti se provádí podle upravených postupů podle normy ISO [], která je prakticky shodná s normou IN 3990 T4 [6], která je určena pro dimenzování ozubených kol automobilů. 5. Výpočet napětí Pro porovnávací výpočty smluvního napětí ozubených kol diferenciálu v ohybu i dotyku zanedbáváme vliv součinitelů přídavných zatížení v ohybu i dotyku podle vztahu (5.) K K K K K K K K K K (5.) F A Fv F F H kde K A součinitel vnějších dynamických sil K K součinitel vnitřních dynamických sil (index F-ohyb, H-dotyk) K K Fv F F K K Hv H H A Hv H H součinitel nerovnoměrnosti zatížení po šířce součinitel podílu zatížení jednotlivých zubů U kuželových kol se provádí výpočet napětí pro náhradní čelní soukolí s modulem m n ve středu šířky zubu a s náhradními počty zubu z v podle kapitoly 3.. Pro výpočet napětí v ohybu soukolí automobilních diferenciálů je vhodné použít metodu C citovaných norem, která uvažuje působení síly na hlavě zubu podle obr. 5..

28 Smluvní ohybové napětí pro ozubení s přímými zuby bude podle vztahu 5.: Obr. 5. Schéma zatížení pro výpočet napětí v ohybu Ft F YFa YSa Y (5.) b m f n kde T Ft obvodová síla [N] podle kap. 4. d T smluvní točivý moment podle typu diferenciálu, b f šířka zubů [mm] pro výpočet na ohyb m n normálný modul [mm] d průměr působení síly na hnacím členu diferenciálu 4.3) (tab. Součinitele pro výpočet napětí v ohybu: hfa cos Fan mn YFa 6 - součinitel tvaru zubu, s Fn cosn m n 0,75 Y 0,5 - součinitel vlivu záběru profilu, kde - trvání záběru soukolí, Y Sa, 0,3 L a qs - součinitel koncentrace napětí, kde,3, La sfn sfn La, qs podle obr. 5.. h Pro výpočet smluvního mezního napětí v dotyku se používá upravený Herzův vztah 5.3 pro dotyk zubů v pólu Ft u H ZH ZE Z (5.3) d b u kde F t obvodová síla shodná s výpočtem v ohybu, d průměr roztečné kružnice satelitu (u kužel. kol náhradního čelního soukolí) [mm], b společná záběrová šířka pro výpočet v dotyku [mm], u převodový poměr z /z u kužel.kol náhradního soukolí z v /z v cos wt Z H - součinitel tvaru spoluzabírajících zubů, cos t sin wt Z E 90 MPa - (ocel-ocel) součinitel mech. vlastností materiálů, 4 Z - součinitel součtové délky dotykových křivek boků zubů. 3 Fa Fn

29 5. Přípustné zatížení ozubených kol diferenciálů Při stanovení přípustných napětí v ohybu i dotyku vycházíme z únavových vlastností definovaných v citovaných normách ISO a IN. Ozubená kola automobilních diferenciálů se vyrábí téměř výhradně z cementačních ocelí legovaných CrMo nebo CrMn se střední jakostí (MQ). Obecně lze únavové vlastnosti v ohybu i dotyku popsat podle schématu na obr. 5.. Obr. 5. Únavové vlastnosti ozubených kol diferenciálů Podle normy IN 3990 Teill 4 jsou parametry únavových křivek ozubených kol pro materiály podle ČSN EN MnCr5 (,747) a 0MoCr4 (,73) stanoveny přímo a jsou uvedeny v souhrnné tabulce 5.. Norma ISO 6336 jejíž 5 díl byl převeden do češtiny jako ČSN ISO uvádí únavové vlastnosti obecně vztahem 5.4: F lim H lim A X B A X B (5.4) kde X je tvrdost povrchu HV A, B konstanty pro jakost Q Hodnoty X jsou pro cementační oceli nulové. Pro mez únavy v ohybu F lim je stanovena v normě ISO jeho amplituda kmitu, kdežto v normách IN i ČSN se uvádí rozkmit (míjivý cyklus) takže platí: FEN (5.5) F lim V tabulce 5. jsou meze únavy v ohybu i dotyku zjednodušeně označeny lim. Maximální dovolené (pseudostatické) napětí podle obr. 5.: P FEN YNT pro ohyb, P H lim ZNT pro dotyk.

30 Tab. 5. Únavové charakteristiky cementovaných ozubených kol obecný parametr ohyb dotyk Wőhlerovy ČSN ISO IN 3990 T4 ČSN ISO IN 3990 T4 křivky HRC [MPa] 9 (000) lim [MPa] neuvádí 840 (300) neuvádí 400 P N lim neuvádí YNT Z NT neuvádí (,5) neuvádí,6 N P neuvádí 3 0 neuvádí 0 5 q neuvádí,5 (8,3) neuvádí 3, Hodnoty v tab. 5. platí pro pravděpodobnost poškození P = %. Hodnoty v závorce platí pro oceli s vyšším obsahem uhlíku (podle ISO menší hodnota pro pevnost v jádře min. 850 MPa, větší hodnota v závorce pro pevnost v jádře min. 000 MPa) Výpočet bezpečnosti a životnosti Bezpečnost proti porušení ozubených kol diferenciálu, které jsou namáhány v oblasti nízkocyklické únavy lze definovat obecnou nerovností podle schématu na obr. 5. a vztahem 5.5 kde S lim (5.5) P P - max. přípustné zatížení ( statická pevnost), tab mez únavy, tab. 5. lim Pro namáhání v ohybu lze výraz 5.5 upravit do tvaru: S F FEN FEN Y NT F lim Y F lim NT Y F 0,5 0,4,5 (5.6) pro dotyk do tvaru: S H H lim Z H lim NT Z NT 0,65 (5.7) Míra nerovností podle výrazů 5.6 a 5.7 obecně závisí na počtu a velikosti zátěžných cyklů čili tvaru spektra provozního zatížení. Toto spektrum je silně závislé na provozních podmínkách, druhu vozidla a typu diferenciálu (osový, mezinápravový). V kapitole 4.4 bylo vytvořeno hypotetické jednotkové spektrum, které lze použít pro porovnávací výpočet životnosti ozubených kol diferenciálu. Toto spektrum bylo nahrazeno analyticky podle vztahu 4.7.

31 Pro matematickou náhradu průběhu kumulativního poměrného spektra zatížení byl použit postup odvozený v kapitole 4. Výpočet životnosti byl realizován pro všechny aplikace automobilů podle tab Jako maximální zatížení max bylo voleno na horní hranici nejvyšší třídy (p=0), která odpovídá úrovni max. statického dovoleného zatížení σ P podle tab. 5.. Je to vlastně nejvyšší zatížení, pokud nepřipustíme zatěžování diferenciálu nad mezi kluzu. Jako minimální napětí spektra v nejnižší třídě (p=) volíme min 0. Počty cyklů spektra N P a N C podle tab Výpočet byl proveden programem ZIVOT. Za výsledek je považována intenzita poškození takto zavedeného spektra podle HAIBACHOVY hypotézy. Příklad výsledků výpočtů je uveden pro nákladní automobil v terénu s maximálním napětím spektra 300 MPa (85 střed třídy 0). Příklad výpisu celého zadání i výsledků je patrný z tab. 5.. Pro minimální bezpečnosti podle vztahů 5.6 a 5.7 jsou intenzity poškození uvedeny spolu se zadáním v tab Intenzita poškození se vztahuje k délce spektra v km, která je dána odhadem požadované životnosti vozidla. Z hlediska posuzování únosnosti podle bezpečností v dotyku a ohybu je nutno vzít v úvahu polohu šikmé větve Wőhlerovy křivky. Ta je dána počtem cyklů N lim a exponentem q (tab. 5.). Při stejném zatížení dojde k případnému poškození ohybem při daleko menším počtů cyklů než k poškození boků zubů. Také s ohledem na malé obvodové a tím skluzové rychlosti se poškození pittingem nedá očekávat. To se jednoznačně prokázalo také při výpočtech životnosti pro odhad zatížení na hranici statického napětí pro hypotetické porovnávací spektrum odvozené z měření podle kap. 4.

32 Tab. 5. Příklad výpočtu životnosti Parametry spektra byly vypočteny z následujících hodnot: Vstupy pro osu X Absolutní maximum zatížení Smax = Absolutní minimum zatížení Smin = 0.0 Agresivita spektra s =.300 Vstupy pro osu Y Kumulované cykly na nejnižší hladině Nl = 4E+7 Kumulované cykly na nejvyšší hladině Np = 4E+ Výsledky výpočtu životnosti Palmgren Miner Haibach Corten-olan Celková intenzita poškození c [-] Ekvivalentní napětí Sigmae [MPa] Poměrné ekvivalentní zatížení KA [-] Životnost Lc [cyk].343e+7.459e+7.49e E+6 Bezpečnost k mezi únavy Kc = 0.4 Statická bezpečnost (k meznímu zatížení) Kst =.053 Průběh poškození na jednotlivých hladinách Hladina Palmgren Miner Haibach Corten-olan

33

34 Wőhler podle tab. 5. spektrum podle tab. 5. a 4.3 Tab. 5.3 Výsledky výpočtu životnosti pro max. možné zatížení diferenciálu auto osobní užitková nákladní provoz rovnatý kopcovitý lehký těžký kombinovaný terén poškození ohyb dotyk ohyb dotyk ohyb dotyk ohyb dotyk ohyb dotyk ohyb dotyk σ P N P 7, N C 7,5e5,3e6,5e6 5e6 e7 4e7 S,3,3,3,3,3,3 σ lim celk.životnost (délka spektra) [km] intenzita poškození (Haibach) minimální bezpečnosti N lim 3e6 3e6 5e7 3e6 3e6 5e7 3e6 3e6 5e7 3e6 3e6 5e7 3e6 3e6 5e7 3e6 3e6 5e7 q,5 8,3 3,,5 8,3 3,,5 8,3 3,,5 8,3 3,,5 8,3 3,,5 8,3 3, ,03 0,0074 0,000 0,0369 0,096 0,000 0,0709 0,74 0,0004 0,48 0,353 0,0009 0,567,409 0,0035,34,883 0,0069 0,5 0,4 0,6 0,5 0,4 0,6 0,5 0,4 0,6 0,5 0,4 0,6 0,5 0,4 0,6 0,5 0,4 0,6

35 6. Závěr Cílem této práce bylo provést analýzu různých typů automobilních diferenciálů,rozbor jejich namáhání a navrhnout postup při dimenzování. Úloha byla řešena v rámci úkolu VCJB VO Mechanické převodovky a děliče výkonu v letech 00 až 0. Byl navržen postup výpočtu napětí pro dimenzování diferenciálů, který vychází z norem ISO a IN. Na základě provedených měření zatížení diferenciálu osobního automobilu bylo vyhodnoceno a zobecněno hypotetické spektrum zatížení, použité pro výpočty životnosti. Bylo prokázáno, že intenzita poškození na diferenciálu pro vozidla u nichž jsou požadavky na 6 celkovou životnost menší (cca ( 0,5 ) 0 km) je velmi nízká. U těžkých nákladních vozidel jsou výsledky výpočtu životnosti víceméně v souladu s požadovanými minimálními bezpečnostmi (tab. 5.3). Na základě provedených výpočtů a rozborů lze odvodit, že dimenzování diferenciálů automobilů lze s dostatečnou spolehlivostí kontrolovat mírou bezpečnosti k mezi únavy podle vztahů odvozených v kapitole 5.3. Bezpečnost v dotyku (S H <0,65) není nutno respektovat na základě provedených porovnávacích výpočtů životnosti, takže lze navrhnout úpravu výrazů (5.6) a (5.7) do podoby Slim S F S H > 0, 5 (6.) S ohledem na přetížení v různých provozních podmínkách a zejména v terénu je vhodné nerovnost (6.) upravit pro různé typy automobilů. Vozidla určené pro smíšený a terénní provoz jsou vybavována mechanickými uzávěrkami diferenciálu. Příklady konstrukčního řešení jsou patrné z obr..4 a.7. Spojením dvou členů mechanismu (obvykle unašeč satelitů s jedním centrálním kolem) se diferenciál stane nefunkčním. Tím se zabrání prokluzování pneumatik při snížené adhezi. Zablokování diferenciálu však způsobí vždy vznik tzv. parazitních momentů, které zvyšují zatížení a tím vznikají vyšší požadavky na únosnost diferenciálů. S ohledem na rozdíly v zatěžování lze za dostatečné bezpečnosti považovat pro různé vozidla tyto bezpečnosti: osobní automobily v provedení 4x s klasickými diferenciály bez uzávěrek: S lim 0,5 0,6 užitkové a nákladní vozidla pro silniční provoz bez uzávěrek diferenciálů: S lim 0,6 0,7 nákladní vozidla a vozidla určené pro terénní provoz a všechna vozidla s uzávěrkami diferenciálů S > 0,7. lim

Výzkumné centrum spalovacích motorů a automobilů Josefa Božka 2. kolokvium Josefa Božka, Praha 31. 1. 1. 2. 2007

Výzkumné centrum spalovacích motorů a automobilů Josefa Božka 2. kolokvium Josefa Božka, Praha 31. 1. 1. 2. 2007 Obecné cíle Zlepšení parametrů: Mechanická převodná ústrojí: Výzkum vlastností čelních ozubených kol automobilových převodů. Vývoj metodiky predikce pittingu na čelním ozubení automobilových převodovek.

Více

Fakulta strojního inženýrství VUT v Brně Ústav konstruování. KONSTRUOVÁNÍ STROJŮ převody. Přednáška 6

Fakulta strojního inženýrství VUT v Brně Ústav konstruování. KONSTRUOVÁNÍ STROJŮ převody. Přednáška 6 Fakulta strojního inženýrství VUT v Brně Ústav konstruování KONSTRUOVÁNÍ STROJŮ převody Přednáška 6 Pevnostní výpočet čelních ozubených kol Don t force it! Use a bigger hammer. ANONYM Kontrolní výpočet

Více

Pastorek Kolo ii? 1.0. i Výpočet bez chyb.

Pastorek Kolo ii? 1.0. i Výpočet bez chyb. Čelní ozubení Čelní ozubení s přímými s přímými a šikmými a šikmými zuby [mm/iso] zuby [mm/iso] i Výpočet bez chyb. Pastorek Kolo ii? 1. Informace o projektu Kapitola vstupních parametrů Volba základních

Více

Bakalářská práce. Návrh planetové redukce pro vůz Formula Student

Bakalářská práce. Návrh planetové redukce pro vůz Formula Student České vysoké učení technické v Praze Fakulta strojní Ústav automobilů, spalovacích motorů a kolejových vozidel Bakalářská práce Návrh planetové redukce pro vůz Formula Student 2015 Prohlášení Prohlašuji,

Více

Výpočet únosnosti šnekového soukolí (Výukový text výběr z normy DIN 3996)

Výpočet únosnosti šnekového soukolí (Výukový text výběr z normy DIN 3996) Technická univerzita v Liberci Fakulta strojní Katedra částí a mechanismů strojů Výpočet únosnosti šnekového soukolí (Výukový text výběr z normy DIN 3996) Zpracoval: doc. Ing. Ludvík Prášil, CSc. Liberec

Více

Dynamická pevnost a životnost Přednášky

Dynamická pevnost a životnost Přednášky DPŽ 1 Dynamická pevnost a životnost Přednášky Milan Růžička, Josef Jurenka, Martin Nesládek, Jan Papuga mechanika.fs.cvut.cz martin.nesladek@fs.cvut.cz DPŽ 2 Přednášky část 13 Ozubená soukolí únosnost

Více

21E403: Výzkum provozních podmínek mechanických automobilních převodovek.

21E403: Výzkum provozních podmínek mechanických automobilních převodovek. 21E403: Výzkum provozních podmínek mechanických automobilních převodovek. Popis aktivity: Realizace měření zátěžných spekter mechanické automobilní převodovky pomocí měřicího vozidla Škoda Fabia na vybraných

Více

Dynamická pevnost a životnost Přednášky

Dynamická pevnost a životnost Přednášky DPŽ 1 Dynamická pevnost a životnost Přednášky Milan Růžička, Josef Jurenka, Martin Nesládek, Jan Papuga mechanika.fs.cvut.cz martin.nesladek@fs.cvut.cz DPŽ 2 Přednášky část 13 Ozubená soukolí únosnost

Více

3. Mechanická převodná ústrojí

3. Mechanická převodná ústrojí 1M6840770002 Str. 1 Vysoká škola báňská Technická univerzita Ostrava 3.3 Výzkum metod pro simulaci zatížení dílů převodů automobilů 3.3.1 Realizace modelu jízdy osobního vozidla a uložení hnacího agregátu

Více

Je-li poměr střední Ø pružiny k Ø drátu roven 5 10% od kroutícího momentu. Šroub zvedáku je při zvedání namáhán kombinací tlak, krut, případně vzpěr

Je-li poměr střední Ø pružiny k Ø drátu roven 5 10% od kroutícího momentu. Šroub zvedáku je při zvedání namáhán kombinací tlak, krut, případně vzpěr PRUŽINY Která pružina může být zatížena silou kolmou k ose vinutí zkrutná Výpočet tuhosti trojúhelníkové lisové pružiny k=f/y K čemu se používá šroubová zkrutná pružina kolíček na prádlo Lisová pružina

Více

Verifikace výpočtových metod životnosti ozubení, hřídelů a ložisek na příkladu čelní a kuželové převodovky

Verifikace výpočtových metod životnosti ozubení, hřídelů a ložisek na příkladu čelní a kuželové převodovky Katedra částí a mechanismů strojů Fakulta strojní, VŠB - Technická univerzita Ostrava 708 33 Ostrava- Poruba, tř. 7.listopadu Verifikace výpočtových metod životnosti ozubení, hřídelů a ložisek na příkladu

Více

Části a mechanismy strojů 1 KKS/CMS1

Části a mechanismy strojů 1 KKS/CMS1 Katedra konstruování strojů Fakulta strojní Části a mechanismy strojů 1 KKS/CMS1 Podklady k přednáškám část F3 Prof. Ing. Stanislav Hosnedl, CSc. a kol. Tato prezentace je spolufinancována Evropským sociálním

Více

Rozvodovky. Konstrukčně nenahraditelná, propojuje převodovku a rozvodovku Je konstantním činitelem v celkovém převodovém poměru HÚ

Rozvodovky. Konstrukčně nenahraditelná, propojuje převodovku a rozvodovku Je konstantním činitelem v celkovém převodovém poměru HÚ TU v iberci akulta strojní atedra voidel a motorů 4 ovodovka + Diferenciál ovodovky onstrukčně nenahraditelná, propojuje převodovku a rovodovku Je konstantním činitelem v celkovém převodovém poměru HÚ

Více

Šnek Kolo ii Informace o projektu?

Šnek Kolo ii Informace o projektu? Šnekové Šnekové ozubení ozubení i Výpočet bez chyb. Šnek Kolo ii Informace o projektu? Kapitola vstupních parametrů 1.0 1.1 Volba základních vstupních parametrů Jednotky výpočtu SI Units (N, mm, kw ) 1.2

Více

OPTIMALIZACE DOPRAVNÍCH TRAS PÁSOVÉ DOPRAVY

OPTIMALIZACE DOPRAVNÍCH TRAS PÁSOVÉ DOPRAVY The International Journal of TRANSPORT & LOGISTICS Medzinárodný časopis DOPRAVA A LOGISTIKA OPTIMALIZACE DOPRAVNÍCH TRAS PÁSOVÉ DOPRAVY ISSN 1451-107X Horst Gondek 1, Jan Šamárek 2, Wladyslaw Bochenek

Více

4. Tenkostěnné za studena tvarované prvky. Návrh na únavu OK.

4. Tenkostěnné za studena tvarované prvky. Návrh na únavu OK. 4. Tenkostěnné za studena tvarované prvky. Návrh na únavu OK. Výroba, zvláštnosti návrhu, základní případy namáhání, spoje, navrhování z hlediska MSÚ a MSP. Návrh na únavu: zatížení, Wöhlerův přístup a

Více

VY_32_INOVACE_C 08 09

VY_32_INOVACE_C 08 09 Název a adresa školy: Střední škola průmyslová a umělecká, Opava, příspěvková organizace, Praskova 399/8, Opava, 74601 Název operačního programu: OP Vzdělávání pro konkurenceschopnost, oblast podpory 1.5

Více

NÁVRH ŠNEKOVÉHO PŘEVODU POHONU VÝTAHU

NÁVRH ŠNEKOVÉHO PŘEVODU POHONU VÝTAHU VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF AUTOMOTIVE ENGINEERING

Více

Obecný rozbor sil působících na kola osobního automobilu

Obecný rozbor sil působících na kola osobního automobilu Katedra částí a mechanismů strojů Fakulta strojní, VŠB - Technická univerzita Ostrava 78 33 Ostrava- Poruba, tř. 7.listopadu 59732342, 59732236; fax.: 5973239 Obecný rozbor sil působících na kola osobního

Více

Pohon zařízení s planetovou převodovkou a pojistnou spojkou. Jiří Macourek

Pohon zařízení s planetovou převodovkou a pojistnou spojkou. Jiří Macourek Pohon zařízení s planetovou převodovkou a pojistnou spojkou Jiří acourek Bakalářská práce 007 ABSTRAKT Bakalářská práce analyzuje planetové převody, výhody a nevýhody planetových převodů a planetových

Více

Zabezpečovací pohon výrobního zařízení se šnekovou převodovkou a pojistnou spojkou. Pavla Hradilová

Zabezpečovací pohon výrobního zařízení se šnekovou převodovkou a pojistnou spojkou. Pavla Hradilová Zabezpečovací pohon výrobního zařízení se šnekovou převodovkou a pojistnou spojkou Pavla Hradilová Bakalářská práce 2013 ABSTRAKT Ve své bakalářské práci se zaměřuji na ozubené převody a to konkrétně

Více

ŠROUBOVÉ SPOJE VÝKLAD

ŠROUBOVÉ SPOJE VÝKLAD ŠROUBOVÉ SPOJE VÝKLAD Šroubové spoje patří mezi rozebíratelné spoje s tvarovým stykem (lícovaný šroub), popřípadě silovým stykem (šroub prochází součástí volně, je zatížený pouze silou působící kolmo k

Více

BAKALÁŘSKÁ PRÁCE. Návrh rozměru čelních ozubených kol je proveden podle ČSN ČÁST 4 PEVNOSTNÍ VÝPOČET ČELNÍCH A OZUBENÝCH KOL.

BAKALÁŘSKÁ PRÁCE. Návrh rozměru čelních ozubených kol je proveden podle ČSN ČÁST 4 PEVNOSTNÍ VÝPOČET ČELNÍCH A OZUBENÝCH KOL. Příloha č.1.: Výpočtová zpráva - převodovka I Návrh čelních ozubených kol Návrh rozměru čelních ozubených kol je proveden podle ČSN 01 4686 ČÁST 4 PEVNOSTNÍ VÝPOČET ČELNÍCH A OZUBENÝCH KOL. Návrhovým výpočtem

Více

Tiskové chyby vyhrazeny. Obrázky mají informativní charakter.

Tiskové chyby vyhrazeny. Obrázky mají informativní charakter. Technický přehled Čelní převodovky ROBUS Snadná kontrola a údržba. Minimální nároky na údržbu. Převodovky všech rozměrů jsou dodávány se syntetickým olejem s dlouhou životností. IEC příruba a dutá hřídel.

Více

Projekt: Autodiagnostika pro žáky SŠ - COPT Kroměříž, Registrační číslo: CZ.1.07/1.1.38/01.0006. Převodná ústrojí

Projekt: Autodiagnostika pro žáky SŠ - COPT Kroměříž, Registrační číslo: CZ.1.07/1.1.38/01.0006. Převodná ústrojí Převodná ústrojí Problematika převodných ústrojí je značně rozsáhlá, domnívám se, že několikanásobně překračuje možnosti a rámec tohoto projektu. Ve své práci zdůrazním jen vybrané pasáže, které považuji

Více

Petr Macher Západočeská univerzita v Plzni Univerzitní 8, 306 14 Plzeň Česká republika

Petr Macher Západočeská univerzita v Plzni Univerzitní 8, 306 14 Plzeň Česká republika KONSTRUKČNÍ NÁVRH PŘEVODOVKY PRO POHON DVOJKOLÍ REGIONÁLNÍHO VOZIDLA S ELEKTRICKÝM MOTOREM SVOČ FST 2014 Petr Macher Západočeská univerzita v Plzni Univerzitní 8, 306 14 Plzeň Česká republika ABSTRAKT

Více

Obr. 1 Schéma rozměrového obvodu pro zadání A - L

Obr. 1 Schéma rozměrového obvodu pro zadání A - L Zadání programů z předmětu 347-32/3 - Základy strojnictví ( ZS ), kombinovaná forma studia, FS Str. 1 PROGRAM č. 3 - VÝPOČET ROZMĚROVÉHO OBVODU Podle individuálního zadání z tabulek proveďte výpočet rozměrového

Více

2.2 VÁLEČKOVÝ DOPRAVNÍK

2.2 VÁLEČKOVÝ DOPRAVNÍK Katedra konstruování strojů Fakulta strojní K 9 MANIPULAČNÍ ZAŘÍZENÍ PRO HUTNÍ PRŮMYSL 2.2 VÁLEČKOVÝ DOPRAVNÍK VÝPOČTOVÁ ZPRÁVA doc. Ing. Martin Hynek, PhD. a kolektiv verze - 1.0 Tento projekt je spolufinancován

Více

Zabezpečovací pohon výrobního zařízení s planetovou převodovkou a pojistnou spojkou. Tomáš Adámek

Zabezpečovací pohon výrobního zařízení s planetovou převodovkou a pojistnou spojkou. Tomáš Adámek Zabezpečovací pohon výrobního zařízení s planetovou převodovkou a pojistnou spojkou Tomáš Adámek Bakalářská práce 2006 Vložit oficiální zadání bakalářské práce PODĚKOVÁNÍ Na tomto místě bych rád chtěl

Více

Horské kolo (Downhill, freeride) Downhill (neboli sjezd) je cyklistická MTB disciplína. Historie

Horské kolo (Downhill, freeride) Downhill (neboli sjezd) je cyklistická MTB disciplína. Historie Horské kolo (Downhill, freeride) Horské kolo bylo zkonstruováno na přelomu 70-80 let,často též označované zkratkou MTB (z anglického mountain bike), je bicykl navržený pro jízdu v horských oblastech, jízdu

Více

Sborník vědeckých prací Vysoké školy báňské - Technické univerzity Ostrava číslo 1, rok 2010, ročník X, řada stavební článek č. 17.

Sborník vědeckých prací Vysoké školy báňské - Technické univerzity Ostrava číslo 1, rok 2010, ročník X, řada stavební článek č. 17. Sborník vědeckých prací Vysoké školy báňské - Technické univerzity Ostrava číslo 1, rok 2010, ročník X, řada stavební článek č. 17 Lenka LAUSOVÁ 1 OSOVĚ ZATÍŽEÉ SLOUPY ZA POŽÁRU AXIALLY LOADED COLUMS DURIG

Více

Jednotný programový dokument pro cíl 3 regionu (NUTS2) hl. m. Praha (JPD3)

Jednotný programový dokument pro cíl 3 regionu (NUTS2) hl. m. Praha (JPD3) Jednotný programový dokument pro cíl 3 regionu (NUTS2) hl. m. Praha (JPD3) Projekt DALŠÍ VZDĚLÁVÁNÍ PEDAGOGŮ V OBLASTI NAVRHOVÁNÍ STAVEBNÍCH KONSTRUKCÍ PODLE EVROPSKÝCH NOREM Projekt je spolufinancován

Více

SPOJE. Slouží ke spojení částí nosných systémů (rámy) i pohybujících se komponent (členy mechanismů).

SPOJE. Slouží ke spojení částí nosných systémů (rámy) i pohybujících se komponent (členy mechanismů). SPOJE Slouží ke spojení částí nosných systémů (rámy) i pohybujících se komponent (členy mechanismů). Řeší se : pouze úpravou spojovaných součástí (přímé spoje) úpravou a použitím spojovacích součástí (nepřímé

Více

VÝZKUMNÁ ZPRÁVA NÁVRH TECHNOLOGIE PRO POHONNÉ JEDNOTKY SPECIÁLNÍCH ŘETĚZOVÝCH DOPRAVNÍKŮ

VÝZKUMNÁ ZPRÁVA NÁVRH TECHNOLOGIE PRO POHONNÉ JEDNOTKY SPECIÁLNÍCH ŘETĚZOVÝCH DOPRAVNÍKŮ KATEDRA KONSTRUOVÁNÍ STROJŮ VÝZKUMNÁ ZPRÁVA NÁVRH TECHNOLOGIE PRO POHONNÉ JEDNOTKY SPECIÁLNÍCH ŘETĚZOVÝCH DOPRAVNÍKŮ Autor: doc. Ing. Jaroslav Krátký, Ph.D. Ing. Eva Krónerová, Ph.D. Číslo projektu: Číslo

Více

3. Mechanická převodná ústrojí

3. Mechanická převodná ústrojí 1M6840770002 Str. 1 Vysoká škola báňská Technická univerzita Ostrava 3.1 Výzkum vlastností čelních ozubených kol automobilových převodů 3.1.1 Optimalizace geometrických parametrů ozubení s prodlouženým

Více

K 9 MANIPULAČNÍ ZAŘÍZENÍ PRO HUTNÍ PRŮMYSL

K 9 MANIPULAČNÍ ZAŘÍZENÍ PRO HUTNÍ PRŮMYSL Katedra konstruování strojů Fakulta strojní K 9 MANIPULAČNÍ ZAŘÍZENÍ PRO HUTNÍ PRŮMYSL 2. VÝPOČTOVÁ ZPRÁVA doc. Ing. Martin Hynek, PhD. a kolektiv verze - 1.0 Tento projekt je spolufinancován Evropským

Více

4 Spojovací a kloubové hřídele

4 Spojovací a kloubové hřídele 4 Spojovací a kloubové hřídele Spojovací a kloubové hřídele jsou určeny ke stálému přenosu točivého momentu mezi jednotlivými částmi převodného ústrojí. 4.1 Spojovací hřídele Spojovací hřídele zajišťují

Více

TZB - VZDUCHOTECHNIKA

TZB - VZDUCHOTECHNIKA VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ FAKULTA STAVEBNÍ JIŘÍ HIRŠ, GÜNTER GEBAUER TZB - VZDUCHOTECHNIKA MODUL BT02-11 HLUK A CHVĚNÍ VE VZDUCHOTECHNICE STUDIJNÍ OPORY PRO STUDIJNÍ PROGRAMY S KOMBINOVANOU FORMOU

Více

Témata pro přípravu k praktické maturitní zkoušce z odborných předmětů obor strojírenství, zaměření počítačová grafika

Témata pro přípravu k praktické maturitní zkoušce z odborných předmětů obor strojírenství, zaměření počítačová grafika Témata pro přípravu k praktické maturitní zkoušce z odborných předmětů obor strojírenství, zaměření počítačová grafika Práce budou provedeny na PC pomocí CAD, CAM, Word a vytištěny. Součástí práce může

Více

Návrh krmného závěsného valníku

Návrh krmného závěsného valníku Česká zemědělská univerzita Technická fakulta Návrh krmného závěsného valníku Semestrální práce Konstruování s podporou počítačů I 1. Úvod... 2 2. Krmný valník... 2 2.1 Popis... 2 2.2 Základní požadavky...

Více

VYMEZENÍ A POROVNÁNÍ PARAMETRŮ NÁVRHOVÉHO POMALÉHO VOZIDLA DLE NORMY ČSN 736101

VYMEZENÍ A POROVNÁNÍ PARAMETRŮ NÁVRHOVÉHO POMALÉHO VOZIDLA DLE NORMY ČSN 736101 VŠB-Technická univerzita Ostrava Fakulta stavební Studentská vědecká odborná činnost školní rok 2005-2006 VYMEZENÍ A POROVNÁNÍ PARAMETRŮ NÁVRHOVÉHO POMALÉHO VOZIDLA DLE NORMY ČSN 736101 Předkládá student

Více

7 Prostý beton. 7.1 Úvod. 7.2 Mezní stavy únosnosti. Prostý beton

7 Prostý beton. 7.1 Úvod. 7.2 Mezní stavy únosnosti. Prostý beton 7 Prostý beton 7.1 Úvod Konstrukce ze slabě vyztuženého betonu mají výztuž, která nesplňuje podmínky minimálního vyztužení, požadované pro železobetonové konstrukce. Způsob porušení konstrukcí odpovídá

Více

Ing. Petra Cihlářová. Odborný garant: Doc. Ing. Miroslav Píška, CSc.

Ing. Petra Cihlářová. Odborný garant: Doc. Ing. Miroslav Píška, CSc. Vysoké učení technické v Brně Fakulta strojního inženýrství Ústav strojírenské technologie Odbor obrábění Téma: 11. cvičení - Výpočty při výrobě ozubení Okruhy: Základní parametry ozubených kol Určení

Více

NÁVRH ČELNÍHO SOUKOLÍ SE ŠIKMÝMI ZUBY VŠB TECHNICKÁ UNIVERZITA OSTRAVA FAKULTA STROJNÍ, KATEDRA ČÁSTÍ A MECHANISMŮ STROJŮ. Vysokoškolská příručka

NÁVRH ČELNÍHO SOUKOLÍ SE ŠIKMÝMI ZUBY VŠB TECHNICKÁ UNIVERZITA OSTRAVA FAKULTA STROJNÍ, KATEDRA ČÁSTÍ A MECHANISMŮ STROJŮ. Vysokoškolská příručka VŠB TECHNICKÁ UNIVERZITA OSTRAVA FAKULTA STROJNÍ, KATEDRA ČÁSTÍ A MECHANISMŮ STROJŮ NÁVRH ČELNÍHO SOUKOLÍ SE ŠIKMÝMI ZUBY Vysokoškolská příručka Květoslav Kaláb Ostrava 2010 1 OBSAH Zadání 3 1 Návrh ozubeného

Více

Materiály charakteristiky potř ebné pro navrhování

Materiály charakteristiky potř ebné pro navrhování 2 Materiály charakteristiky potřebné pro navrhování 2.1 Úvod Zdivo je vzhledem k velkému množství druhů a tvarů zdicích prvků (cihel, tvárnic) velmi různorodý stavební materiál s rozdílnými užitnými vlastnostmi,

Více

Šnekové soukolí nekorigované se šnekem válcovým a globoidním kolem.

Šnekové soukolí nekorigované se šnekem válcovým a globoidním kolem. .. Zadání. Program: Konstrukce převodové skříně převodového motoru Zadání: xxx Navrhněte, vypočtěte a zkonstruujte převodovou skříň jako součást jednotky převodového motoru. Převodová skříň bude řešena

Více

Třetí Dušan Hložanka 16. 12. 2013. Název zpracovaného celku: Řetězové převody. Řetězové převody

Třetí Dušan Hložanka 16. 12. 2013. Název zpracovaného celku: Řetězové převody. Řetězové převody Předmět: Ročník: Vytvořil: Datum: Stavba a rovoz strojů Třetí Dušan Hložanka 6.. 03 Název zracovaného celku: Řetězové řevody Řetězové řevody A. Pois řevodů Převody jsou mechanismy s tuhými členy, které

Více

Tahače. Všeobecné informace o tahačích. Doporučení. Rozvor

Tahače. Všeobecné informace o tahačích. Doporučení. Rozvor Všeobecné informace o tahačích Všeobecné informace o tahačích Tahače jsou určeny k tažení návěsů, a proto jsou vybaveny točnicí, která usnadňuje výměnu přívěsů. Pro optimální využití tahače a nenarušování

Více

BAKALÁŘSKÁ PRÁCE ZÁPADOČESKÁ UNIVERZITA V PLZNI FAKULTA STROJNÍ. Studijní program: B 2341 Strojírenství

BAKALÁŘSKÁ PRÁCE ZÁPADOČESKÁ UNIVERZITA V PLZNI FAKULTA STROJNÍ. Studijní program: B 2341 Strojírenství ZÁPADOČESKÁ UNIVERZITA V PLZNI FAKULTA STROJNÍ Studijní program: B 234 Strojírenství Studijní zaměření: Konstrukce průmyslové techniky BAKALÁŘSKÁ PRÁCE Planetové převodovky v převodu mechanických lisů

Více

Otočný stůl nové koncepce pro multifunkční obráběcí centrum

Otočný stůl nové koncepce pro multifunkční obráběcí centrum Otočný stůl nové koncepce pro multifunkční obráběcí centrum Ing. Ondřej Kubera Vedoucí práce: Ing. Lukáš Novotný, Ph.D. Abstrakt Příspěvek popisuje novou koncepci otočného stolu s prstencovým motorem,

Více

BAKALÁŘSKÁ PRÁCE ABSTRAKT ABSTRACT. Ústav výrobních strojů, systémů a robotiky. Str. 5

BAKALÁŘSKÁ PRÁCE ABSTRAKT ABSTRACT. Ústav výrobních strojů, systémů a robotiky. Str. 5 Str. 5 ABSTRAKT Bakalářská práce obsahuje odbornou rešerši zabývající se principem činnosti planetových převodovek a jejich využitím v praxi. Tato práce definuje základní vlastnosti evolventního ozubení,

Více

Obr. 1 Stavební hřebík. Hřebíky se zarážejí do dřeva ručně nebo přenosnými pneumatickými hřebíkovačkami.

Obr. 1 Stavební hřebík. Hřebíky se zarážejí do dřeva ručně nebo přenosnými pneumatickými hřebíkovačkami. cvičení Dřevěné konstrukce Hřebíkové spoje Základní pojmy. Návrh spojovacího prostředku Na hřebíkové spoje se nejčastěji používají ocelové stavební hřebíky s hladkým dříkem kruhového průřezu se zápustnou

Více

KALOVÁ ČERPADLA PRO ČERPÁNÍ SUSPENZÍ

KALOVÁ ČERPADLA PRO ČERPÁNÍ SUSPENZÍ Vysoká škola báňská Technická univerzita Ostrava Fakulta strojní KALOVÁ ČERPADLA PRO ČERPÁNÍ SUSPENZÍ Studijní opora Prof.Ing. Jaroslav Janalík, CSc Ostrava 011 Tyto studijní materiály vznikly za finanční

Více

Zvýšení spolehlivosti závěsného oka servomotoru poklopových vrat plavební komory

Zvýšení spolehlivosti závěsného oka servomotoru poklopových vrat plavební komory Zvýšení spolehlivosti závěsného oka servomotoru poklopových vrat plavební komory Miroslav Varner Abstrakt: Uvádí se postup a výsledky šetření porušení oka a návrh nového oka optimalizovaného vzhledem k

Více

+ ω y = 0 pohybová rovnice tlumených kmitů. r dr dt. B m. k m. Tlumené kmity

+ ω y = 0 pohybová rovnice tlumených kmitů. r dr dt. B m. k m. Tlumené kmity Tlumené kmit V praxi téměř vžd brání pohbu nějaká brzdicí síla, jejíž původ je v třecích silách mezi reálnými těles. Matematický popis těchto sil bývá dosti komplikovaný. Velmi často se vsktuje tzv. viskózní

Více

s.r.o. NOVÁKOVÝCH 6, PRAHA 8, 180 00 266310101, 266316273 www..pruzkum.cz e-mail: schreiber@pruzkum.cz PRAHA 7 HOLEŠOVICE

s.r.o. NOVÁKOVÝCH 6, PRAHA 8, 180 00 266310101, 266316273 www..pruzkum.cz e-mail: schreiber@pruzkum.cz PRAHA 7 HOLEŠOVICE s.r.o. NOVÁKOVÝCH 6, PRAHA 8, 180 00 266310101, 266316273 www..pruzkum.cz e-mail: schreiber@pruzkum.cz PRAHA 7 HOLEŠOVICE PŘÍSTAVBA KLINIKY SV. KLIMENTA INŽENÝRSKOGEOLOGICKÁ REŠERŠE Mgr. Martin Schreiber

Více

Pastorek Kolo ii Informace o projektu?

Pastorek Kolo ii Informace o projektu? Kuželové Kuželové ozubení ozubení s přímými, s přímými, šikmými šikmými a zakřivenými a zakřivenými zuby [inch/agma] zuby [inch/agma] i Výpočet bez chyb. Pastorek Kolo ii Informace o projektu? Kapitola

Více

10 Navrhování na účinky požáru

10 Navrhování na účinky požáru 10 Navrhování na účinky požáru 10.1 Úvod Zásady navrhování konstrukcí jsou uvedeny v normě ČSN EN 1990[1]; zatížení konstrukcí je uvedeno v souboru norem ČSN 1991. Na tyto základní normy navazují pak jednotlivé

Více

Hřídelové spojky. Spojky přenáší krouticí moment mezi hnacím a hnaným strojem nebo mezi jednotlivými částmi stroje či mechanismu.

Hřídelové spojky. Spojky přenáší krouticí moment mezi hnacím a hnaným strojem nebo mezi jednotlivými částmi stroje či mechanismu. Hřídelové spojky Spojky přenáší krouticí moment mezi hnacím a hnaným strojem nebo mezi jednotlivými částmi stroje či mechanismu. Další funkce spojek přerušení nebo omezení přenosu M k jako ochrana před

Více

1. Obecná struktura pohonu s napěťovým střídačem

1. Obecná struktura pohonu s napěťovým střídačem 1. Obecná struktura pohonu s napěťovým střídačem Topologicky můžeme pohonný systém s asynchronním motorem, který je napájen z napěťového střídače, rozdělit podle funkce a účelu do následujících částí:

Více

2 Materiály, krytí výztuže betonem

2 Materiály, krytí výztuže betonem 2 Materiály, krytí výztuže betonem 2.1 Beton V ČSN EN 1992-1-1 jsou běžné třídy betonu (C12/15, C16/20, C20/25, C25/30, C30/37, C35/45, C40/50, C45/55, C50/60) rozšířeny o tzv. vysokopevnostní třídy (C55/67,

Více

Zhodnocení vlastností převodovky MQ 100 v porovnání s převodovkami zahraničních výrobců

Zhodnocení vlastností převodovky MQ 100 v porovnání s převodovkami zahraničních výrobců Katedra částí a mechanismů strojů strojní fakulta, VŠB - Technická univerzita Ostrava 708 33 Ostrava- Poruba, tř. 17.listopadu 15 596993402, 596991236; fax.: 597323090 e-mail : hana.drmolova@vsb.cz Zhodnocení

Více

MINISTERSTVO DOPRAVY ČR ODBOR POZEMNÍCH KOMUNIKACÍ ZPOMALOVACÍ PRAHY TECHNICKÉ PODMÍNKY. Schváleno MD - OPK č.j... s účinností od

MINISTERSTVO DOPRAVY ČR ODBOR POZEMNÍCH KOMUNIKACÍ ZPOMALOVACÍ PRAHY TECHNICKÉ PODMÍNKY. Schváleno MD - OPK č.j... s účinností od TP 85 MINISTERSTVO DOPRAVY ČR ODBOR POZEMNÍCH KOMUNIKACÍ ZPOMALOVACÍ PRAHY TECHNICKÉ PODMÍNKY Schváleno MD - OPK č.j.... s účinností od Nabytím účinnosti se ruší a nahrazují v celém rozsahu TP 85 Zpomalovací

Více

6. Střídavý proud. 6. 1. Sinusových průběh

6. Střídavý proud. 6. 1. Sinusových průběh 6. Střídavý proud - je takový proud, který mění v čase svoji velikost a smysl. Nejsnáze řešitelný střídavý proud matematicky i graficky je sinusový střídavý proud, který vyplývá z konstrukce sinusovky.

Více

OVMT Mechanické zkoušky

OVMT Mechanické zkoušky Mechanické zkoušky Mechanickými zkouškami zjišťujeme chování materiálu za působení vnějších sil, tzn., že zkoumáme jeho mechanické vlastnosti. Některé mechanické vlastnosti materiálu vyjadřují jeho odpor

Více

Vysokovýkonné válečkové řetězy IWIS

Vysokovýkonné válečkové řetězy IWIS Vysokovýkonné válečkové řetězy IWIS - Všechny komponenty jsou vyrobeny z vysokojakostních ušlechtilých ocelí s maximální přesností. V souladu s předpokládaným namáháním komponentu jsou tepelně zušlechtěny

Více

Šroubovitá pružina válcová zkrutná z drátů a tyčí kruhového průřezu [in] 1.3 Provozní teplota T 200,0 1.4 Provozní prostředí

Šroubovitá pružina válcová zkrutná z drátů a tyčí kruhového průřezu [in] 1.3 Provozní teplota T 200,0 1.4 Provozní prostředí Šroubovitá pružina válcová zkrutná z drátů a tyčí kruhového průřezu i ii Výpočet bez chyb. Informace o o projektu? 1.0 1.1 Kapitola vstupních parametrů Volba režimu zatížení, provozních a výrobních parametrů

Více

VI. Zatížení mimořádná

VI. Zatížení mimořádná VI. Zatížení mimořádná 1 VŠEOBECNĚ ČSN EN 1991-1-7 uvádí strategie pro zabezpečení staveb proti identifikovaným i neidentifikovaným mimořádným zatížením. Jsou zde pravidla a hodnoty zatížení pro nárazy

Více

Trojfázové asynchronní motory nakrátko, zavøené 1LA7. 0,04-18,5 kw. Katalog K 02-0104 CZ

Trojfázové asynchronní motory nakrátko, zavøené 1LA7. 0,04-18,5 kw. Katalog K 02-0104 CZ Trojfázové asynchronní motory nakrátko, zavøené 1LA7 0,04-18,5 kw Katalog K 02-0104 CZ Výrobní program Trojfázové asynchronní motory nakrátko, zavøené 1LA7 Obsah Všeobecné údaje Normy 3 Základní provedení

Více

Části a mechanismy strojů 1 KKS/CMS1

Části a mechanismy strojů 1 KKS/CMS1 Katedra konstruování strojů Fakulta strojní Části a mechanismy strojů 1 KKS/CMS1 Podklady k přednáškám část F4 Prof. Ing. Stanislav Hosnedl, CSc. a kol. Tato prezentace je spolufinancována Evropským sociálním

Více

Fakulta strojního inženýrství VUT v Brně Ústav konstruování. KONSTRUOVÁNÍ STROJŮ převody. Přednáška 1

Fakulta strojního inženýrství VUT v Brně Ústav konstruování. KONSTRUOVÁNÍ STROJŮ převody. Přednáška 1 Fakulta strojního inženýrství VUT v Brně Ústav konstruování KONSTRUOVÁNÍ STROJŮ převody Přednáška 1 Informace o kurzu Cíl, osnova a hodnocení kurzu. Učební texty. Obsah Převody Druhy převodů. Mechanické

Více

Výpočtový program DYNAMIKA VOZIDLA Tisk výsledků

Výpočtový program DYNAMIKA VOZIDLA Tisk výsledků Zadané hodnoty: n motoru M motoru [ot/min] [Nm] 1 86,4 15 96,4 2 12,7 25 14,2 3 16 35 11 4 93,7 45 84,9 5 75,6 55 68,2 Výpočtový program DYNAMIKA VOZIDLA Tisk výsledků m = 1265 kg (pohotovostní hmotnost

Více

Únosnosti stanovené níže jsou uvedeny na samostatné stránce pro každý profil.

Únosnosti stanovené níže jsou uvedeny na samostatné stránce pro každý profil. Směrnice Obsah Tato část se zabývá polyesterovými a vinylesterovými konstrukčními profily vyztuženými skleněnými vlákny. Profily splňují požadavky na kvalitu dle ČSN EN 13706. GDP KORAL s.r.o. může dodávat

Více

Rev. Datum Důvod vydání dokumentu, druh změny Vypracoval Tech. kontrola. IČO 241580 tel. 241 940 454 podatelna@psary.cz

Rev. Datum Důvod vydání dokumentu, druh změny Vypracoval Tech. kontrola. IČO 241580 tel. 241 940 454 podatelna@psary.cz Rev. Datum Důvod vydání dokumentu, druh změny Vypracoval Tech. kontrola Objednatel: Zhotovitel: Projekt Obec Psáry Pražská 137 252 44 Psáry HW PROJEKT s r.o. Pod Lázní 2 140 00 Praha 4 IČO 241580 tel.

Více

Železobetonové patky pro dřevěné sloupy venkovních vedení do 45 kv

Železobetonové patky pro dřevěné sloupy venkovních vedení do 45 kv Podniková norma energetiky pro rozvod elektrické energie ČEZ Distribuce, E.ON Distribuce, E.ON ČR, Železobetonové patky pro dřevěné sloupy venkovních vedení do 45 kv PNE 34 8211 3. vydání Odsouhlasení

Více

SYLABUS PŘEDNÁŠKY 6a Z INŽENÝRSKÉ GEODÉZIE (Polohové vytyčovací sítě) 4. ročník bakalářského studia studijní program G studijní obor G

SYLABUS PŘEDNÁŠKY 6a Z INŽENÝRSKÉ GEODÉZIE (Polohové vytyčovací sítě) 4. ročník bakalářského studia studijní program G studijní obor G SYLABUS PŘEDNÁŠKY 6a Z INŽENÝRSKÉ GEODÉZIE (Polohové vytyčovací sítě) 4. ročník bakalářského studia studijní program G studijní obor G říjen 2014 1 7. POLOHOVÉ VYTYČOVACÍ SÍTĚ Vytyčení je součástí realizace

Více

1 Rešerše stávajícího stavu

1 Rešerše stávajícího stavu 1 Rešerše stávajícího stavu 1.1 Přeprava lodí obecně Lodě se ve většině případů přepravují na přívěsech za osobními automobily, lodě větší konstrukce a hmotnosti se pak přepravují pomocí nákladních automobilů

Více

DESKRIPCE PŘEVODOVEK TYPU CYCLO-DRIVE

DESKRIPCE PŘEVODOVEK TYPU CYCLO-DRIVE VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV VÝROBNÍCH STROJ, SYSTÉMU A ROBOTIKY FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF PRODUCTION MACHINES, SYSTEMS

Více

ÚSTAV PRO VÝZKUM MOTOROVÝCH VOZIDEL, s.r.o. Lihovarská 12, 180 68 Praha 9

ÚSTAV PRO VÝZKUM MOTOROVÝCH VOZIDEL, s.r.o. Lihovarská 12, 180 68 Praha 9 Lihovarská, 8 8 Praha 9 L Laboratoř ovladatelnosti a jízdního pohodlí Tel: () Fax: () Typ: Škoda Felicia - validační zkoušky Strana Protokol č. 8- Úvodní validační zkoušky na vozidle Škoda Felicia Jízda

Více

Spoje se styčníkovými deskami s prolisovanými trny

Spoje se styčníkovými deskami s prolisovanými trny cvičení Dřevěné konstrukce Spoje se styčníkovými deskami s prolisovanými trny Úvodní poznámky Styčníkové desky s prolisovanými trny se používají pro spojování dřevěných prvků stejné tloušťky v jedné rovině,

Více

RODINNÉ DOMY v rámci 3. výzvy k podávání žádostí

RODINNÉ DOMY v rámci 3. výzvy k podávání žádostí Metodický pokyn k upřesnění výpočetních postupů a okrajových podmínek pro podprogram NZÚ RODINNÉ DOMY v rámci 3. výzvy k podávání žádostí Podoblast podpory C.3 Instalace solárních termických a fotovoltaických

Více

Mechanické pohony. Doc. Ing. Antonín Havelka, CSc.

Mechanické pohony. Doc. Ing. Antonín Havelka, CSc. Mechanické pohony Doc. Ing. Antonín Havelka, CSc. Porovnání vlastností signálů pro řízení (přenos informace) Porovnání vlastností signálů pro přenos výkonu KRITÉRIUM/ SIGNÁL Síla při přímočarém pohybu

Více

Výzkumné centrum spalovacích motorů a automobilů Josefa Božka - 5. kolokvium Josefa Božka 2009, Praha, 2. 12. 3. 12. 2009 -

Výzkumné centrum spalovacích motorů a automobilů Josefa Božka - 5. kolokvium Josefa Božka 2009, Praha, 2. 12. 3. 12. 2009 - Obecné cíle 3.1 Výzkum vlastností čelních ozubených kol automobilových převodů. 3.2 Vývoj metodiky predikce pittingu na čelním ozubení automobilových převodovek. 3.2 Životnostní zkoušky, metodiky rozboru

Více

R-05 MOST V UL. PRVOMÁJOVÁ PŘEPOČET ZATÍŽITELNOSTI MOSTU PO OPRAVĚ

R-05 MOST V UL. PRVOMÁJOVÁ PŘEPOČET ZATÍŽITELNOSTI MOSTU PO OPRAVĚ R-05 MOST V UL. PRVOMÁJOVÁ PŘEPOČET ZATÍŽITELNOSTI MOSTU PO OPRAVĚ únor 2014 Ing. P. Milek Obsah : 1. Průvodní zpráva ke statickému výpočtu... 3 1.1. Úvod... 3 1.2. Identifikační údaje stavby... 3 1.3.

Více

NEXIS 32 rel. 3.50. Generátor fází výstavby TDA mikro

NEXIS 32 rel. 3.50. Generátor fází výstavby TDA mikro SCIA CZ, s. r. o. Slavíčkova 1a 638 00 Brno tel. 545 193 526 545 193 535 fax 545 193 533 E-mail info.brno@scia.cz www.scia.cz Systém programů pro projektování prutových a stěnodeskových konstrukcí NEXIS

Více

Tiskové chyby vyhrazeny. Obrázky mají informativní charakter.

Tiskové chyby vyhrazeny. Obrázky mají informativní charakter. Lineární jednotky MTV s pohonem kuličkovým šroubem Charakteristika Lineární jednotky (moduly) MTV s pohonem kuličkovým šroubem a integrovaným kolejnicovým vedením umožňují díky své kompaktní konstrukci

Více

Elektronický učební text pro podporu výuky klasické mechaniky pro posluchače učitelství I. Mechanika hmotného bodu

Elektronický učební text pro podporu výuky klasické mechaniky pro posluchače učitelství I. Mechanika hmotného bodu Elektronický učební text pro podporu výuky klasické mechaniky pro posluchače učitelství I Mechanika hmotného bodu Autor: Kateřina Kárová Text vznikl v rámci bakalářské práce roku 2006. Návod na práci s

Více

9 Spřažené desky s profilovaným plechem v pozemních stavbách

9 Spřažené desky s profilovaným plechem v pozemních stavbách 9 Spřažené desky s profilovaným plechem v pozemních stavbách 9.1 Všeobecně 9.1.1 Rozsah platnosti Tato kapitola normy se zabývá spřaženými stropními deskami vybetonovanými do profilovaných plechů, které

Více

Způsoby napájení trakční sítě

Způsoby napájení trakční sítě Způsoby napájení trakční sítě Trakční síť je napájená proudem z trakční napájecích stanic. Z důvodů omezení napájecích proudů a snadnější lokalizace poruch se síť dělí na jednotlivé napájecí úseky, které

Více

4 Vibrodiagnostika elektrických strojů

4 Vibrodiagnostika elektrických strojů 4 Vibrodiagnostika elektrických strojů Cíle úlohy: Cílem úlohy je seznámit se s technologií měření vibrací u točivých elektrických strojů a vyhodnocováním diagnostiky jejích provozu. 4.1 Zadání Pomocí

Více

MATURITNÍ OKRUHY STAVBA A PROVOZ STROJŮ TŘÍDA: 4SB ŠKOLNÍ ROK: 2015-2016 SPEZIALIZACE: TECHNICKÝ SOFTWARE

MATURITNÍ OKRUHY STAVBA A PROVOZ STROJŮ TŘÍDA: 4SB ŠKOLNÍ ROK: 2015-2016 SPEZIALIZACE: TECHNICKÝ SOFTWARE 1.A. VALIVÁ LOŽISKA a) dělení ložisek b) skladba ložisek c) definice základních pojmů d) výpočet ložisek d) volba ložisek 1.B. POHYBLIVÉ ČÁSTI PÍSTOVÉHO STROJE a) schéma pohyblivých částí klikového mechanismu

Více

Nová konstrukce srdcovky s kuželovými vložkami

Nová konstrukce srdcovky s kuželovými vložkami DT - Výhybkárna a strojírna, a.s. Dolní 3137/100, 797 11 Prostějov, Česká republika www.dtvm.cz, e-mail: dt@dtvm.cz EN ISO 9001 EN ISO 3834-2 EN ISO 14001 OHSAS 18001 Nová konstrukce srdcovky s kuželovými

Více

FAKULTA STAVEBNÍ VUT V BRNĚ PŘIJÍMACÍ ŘÍZENÍ DO MNSP STAVEBNÍ INŽENÝRSTVÍ PRO AKADEMICKÝ ROK 2008 2009

FAKULTA STAVEBNÍ VUT V BRNĚ PŘIJÍMACÍ ŘÍZENÍ DO MNSP STAVEBNÍ INŽENÝRSTVÍ PRO AKADEMICKÝ ROK 2008 2009 FAKULTA STAVEBNÍ VUT V BRNĚ PŘIJÍMACÍ ŘÍZENÍ DO MNSP STAVEBNÍ INŽENÝRSTVÍ PRO AKADEMICKÝ ROK 2008 2009 OBOR: POZEMNÍ STAVBY (S) A. MATEMATIKA TEST. Hladina významnosti testu α při testování nulové hypotézy

Více

OZUBENÁ KUŽELOVÁ KOLA

OZUBENÁ KUŽELOVÁ KOLA Poznámka: tyto materiály slouží pouze pro opakování STT žáků SPŠ Na Třebešíně, Praha 10; s platností do r. 2016 v návaznosti na platnost norem. Zákaz šíření a modifikace těchto materiálů. Děkuji Ing. D.

Více

VY_32_INOVACE_C 08 05

VY_32_INOVACE_C 08 05 Název a adresa školy: Střední škola průmyslová a umělecká, Opava, příspěvková organizace, Praskova 399/8, Opava, 74601 Název operačního programu: OP Vzdělávání pro konkurenceschopnost, oblast podpory 1.5

Více

Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy

Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy Mendelova zemědělská a lesnická univerzita v Brně Agronomická fakulta Ústav techniky a automobilové dopravy Rozvoj materiálového poškození při záběru ozubených kol a jeho vizualizace Diplomová práce Vedoucí

Více

3. D/A a A/D převodníky

3. D/A a A/D převodníky 3. D/A a A/D převodníky 3.1 D/A převodníky Digitálně/analogové (D/A) převodníky slouží k převodu číslicově vyjádřené hodnoty (např. v úrovních TTL) ve dvojkové soustavě na hodnotu nějaké analogové veličiny.

Více

Ing. Petr Porteš, Ph.D.

Ing. Petr Porteš, Ph.D. Teorie vozidel Akcelerační vlastnosti Ing. Petr Porteš, Ph.D. Akcelerační vlastnosti Výkon motoru Omezení přilnavostí pneumatik TEORIE VOZIDEL Akcelerační vlastnosti 2 Průběh točivého momentu je funkcí

Více

Vysoké učení technické v Brně. Ústav soudního inženýrství

Vysoké učení technické v Brně. Ústav soudního inženýrství Vysoké učení technické v Brně Ústav soudního inženýrství ZKOUŠENÍ VOZIDEL Ing. Vladimír Panáček Brno 2012 Tyto e-learningové studijní opory byly napsány a vytisknuty za přispění prostředků z operačního

Více

Tvorba technické dokumentace

Tvorba technické dokumentace Tvorba technické dokumentace Požadavky na ozubená kola Rovnoměrný přenos otáček, požadavek stálosti převodového poměru. Minimalizace ztrát. Volba profilu boku zubu. Materiály ozubených kol Šedá a tvárná

Více