vÝpoČtovÁ zprÁva: v.Ř.m. - kks.zcu.cz

Katedra konstruování strojů

Fakulta strojní

KA 10 - VULKANIZAČNÍ LIS

VÝPOČTOVÁ ZPRÁVA: V.Ř.M.

doc. Ing. Martin Hynek, PhD. a kolektiv

Tento projekt je spolufinancován Evropským sociálním fondem a státním rozpočtem České republiky

verze - 1.0

Hledáte kvalitní studium?

Nabízíme vám jej na Katedře konstruování strojů Katedra konstruování strojů je jednou ze šesti kateder Fakulty strojní na Západočeské univerzitě v

Plzni a patří na fakultě k největším. Fakulta strojní je moderní otevřenou vzdělávací institucí

uznávanou i v oblasti vědy a výzkumu uplatňovaného v praxi.

Katedra konstruování strojů disponuje moderně vybavenými laboratořemi s počítačovou technikou,

na které jsou např. studentům pro studijní účely neomezeně k dispozici nové verze předních CAD

(Pro/Engineer, Catia, NX ) a CAE (MSC Marc, Ansys) systémů. Laboratoře katedry jsou ve všední dny

studentům plně k dispozici např. pro práci na semestrálních, bakalářských či diplomových pracích, i

na dalších projektech v rámci univerzity apod.

Kvalita výuky na katedře je úzce propojena s celouniverzitním systémem hodnocení kvality výuky, na

kterém se průběžně, zejména po absolvování jednotlivých semestrů, podílejí všichni studenti.

V současné době probíhá na katedře konstruování strojů významná komplexní inovace výuky, v rámci

které mj. vznikají i nové kvalitní učební materiály, které budou v nadcházejících letech využívány pro

podporu výuky. Jeden z výsledků této snahy máte nyní ve svých rukou.

V rámci výuky i mimo ni mají studenti možnost zapojit se na katedře také do spolupráce s předními

strojírenskými podniky v plzeňském regionu i mimo něj. Řada studentů rovněž vyjíždí na studijní stáže

a praxe do zahraničí.

Nabídka studia na katedře konstruování strojů:

Bakalářské studium (3roky, titul Bc.)

Studijní program B2301: strojní inženýrství („zaměřený univerzitně“)

B2341: strojírenství (zaměřený „profesně“)

Zaměření Stavba výrobních strojů a zařízení Dopravní a manipulační technika

Design průmyslové techniky Diagnostika a servis silničních vozidel Servis zdravotnické techniky

Magisterské studium (2roky, titul Ing.)

Studijní program N2301: Strojní inženýrství

Zaměření Stavba výrobních strojů a zařízení Dopravní a manipulační technika

Více informací naleznete na webech www.kks.zcu.cz a www.fst.zcu.cz

Západočeská univerzita v Plzni, 2014

ISBN © doc. Ing. Martin Hynek, Ph.D.

Ing. Jakub Jirásko Ing. Šimon Pušman Ing. Zdeněk Raab, Ph.D. Ing. Petr Votápek, Ph.D.

http://www.kks.zcu.cz/

http://www.fst.zcu.cz/

Obsah:

1. Technická data

2. Rozbor zatížení VŘM

3. Rovnováha sil

4. Výpočet tuhostí jednotlivých částí VŘM4.1 Tuhost tubusu4.2 Tuhost cylindru4.3. Tuhost sestavy tubusu4.4 Tuhost pláště hydromotoru4.5 Tuhost talířových pružin4.6 Tuhost sestavy hydromotoru

5. Výpočet zátěžných stavů5.1 Výpočet 1. zátěžného stavu5.2 Výpočet 2. zátěžného stavu

6. Šroub cylindru6.1 Utahovací moment šroubu cylindru6.2 Tlak v závitech šroubu cylindru

7. Kontrola šroubových spojů víka 4 a tubusu

Přílohy:

Příloha 1 - MITCalc výpočet talířových pružin

Příloha 2 - MITCalc kontrolní výpočet šroubových spojů víka 4 a tubusu

Non-Commercial Use OnlyStránka 3

1. Technická data

Válec řízení membrány (dále VŘM) je součástí membránového vulkanizačního lisu. Hlavní funkcí VŘM je ovládání membrány vulkanizačního lisu, což zajišťuje správné zaformování polotovaru pneumatiky před a během vulkanizace. Dále pak VŘM zajišťuje vytržení pneumatiky z formy po skončení procesu vulkanizace.V rámci této výpočtové zprávy bude vypracován rozbor zatížení VŘM. Na základě tohoto rozboru bude řešena rovnováha sil pro VŘM a budou stanoveny dva zatěžovací stavy. Hodnoty určené v těchto zatěžovacích stavech budou sloužit jako vstupní hodnoty pro kontrolní výpočty vybraných částí VŘM.

Okrajové podmínky:

≔Δtmin 0 minimální teplotní rozdíl pláště hydromotoru a sestavy tubusu

≔Δtmax 25 maximální teplotní rozdíl pláště hydromotoru a sestavy tubusu

≔pprac 10 pracovní tlak oleje středového hydromotoru


Obr. 1 - Válec řízení membrány


Obr. 2 - Válec řízení membrány - zasunutý (vlevo), vysunutý (vpravo)


Obr. 3 - Válec řízení membrány v řezu


2. Rozbor zatížení VŘM

Při provozu vulkanizačního lisu dosahuje teplota ve vulkanizační komoře hodnot cca180°C, zatímco běžná teplota okolí lisu je cca 20°C. Tyto teplotní diference umožňují vedení tepla z oblasti vulkanizační komory do ostatních částí lisu. Teplotní změny způsobené vedením tepla vyvolají teplotní dilatace částí stroje. Obzvláště při rozběhu jsou jednotlivé díly lisu zahřáté na různé teploty.U VŘM, viz obr. 4., se tento jev týká zejména pláště středového hydromotoru (poz. 1) a tubusu. Tubus je svařen z trubky tubusu (poz. 2), víka 1 (poz. 3) a víka 2 (poz. 4). Na jedné straně je tubus spojen s pláštěm hydromotoru víkem 4 (poz. 5), zatímco na straně druhé jsou tyto dvě součásti spojeny přes talířové pružiny (poz. 6), cylindr (poz. 7) a šroub cylindru (poz. 8). Víko 4, spodní část hydromotoru a šroub cylindru vykazují při zatíženíosovou silou deformace řádově menších hodnot než ostatní díly VŘM. Lze je tedy chápat jako absolutně tuhá tělesa. Víko 2 bylo pro potřeby zjednodušení analytických výpočtů chápáno také jako absolutně tuhé těleso.Tubus a cylindr se při zatížení osovou silou, působící na šroub cylindru, chovají jako dvojice pružin spojených do série. Pro zjednodušení bude tato dvojice dále brána jako jeden celek nazývaný sestava tubusu. Plášť středového hydromotoru a talířové pružiny představují, při zatížení osovou silou, také pružiny spojené do série. Dále bude tato skupina nazývána sestavou hydromotoru.

180

20

Obr. 4 - Prvky sestavy tubusu a sestavy hydromotoru


3. Rovnováha sil

Zahřátí pláště středového hydromotoru oproti tubusu VŘM o ∆t, vyvolá snahu pláště hydromotoru dilatovat jinak než sestava tubusu.Pokud se tedy začne plášť hydromotoru vlivem nárůstu teploty prodlužovat, bude současně natahovat sestavu tubusu. Systém bude tedy odpovídat schématu viz obr. 5, kdy je sestava hydromotoru znázorněna jako tlačná pružina, zatímco pružina tažná představuje sestavu tubusu. Aby bylo dosaženo stabillity soustavy jsou síly FTSDmax a FHSDmax stejné velikosti a opačného směru.

Obr. 5 - Pružinový model VŘM

LHS délka sestavy hydromotoru za normální teploty (20°C)

LTS délka sestavy tubusu za normální teploty (20°C)

ΔLHt prodloužení pláště středového hydromotoru, vlivem nárůstu teploty o Δt

ΔLTS natažení sestavy tubusu, vlivem prodloužení pláště středového hydromotoru


＝LHSPZ +LHS ΔLHt délka sestavy hydromotoru se zahřátým pláštěm hydromotoru, neovlivněná sestavou tubusu

＝LHSPS +LHS ΔLTS délka sestavy hydromotoru se zahřátým pláštěm hydromotoru ovlivněná sestavou tubusu

＝＝ΔLHS −LHSPZ ΔLHSPS −ΔLHt ΔLTS stlačení sestavy hydromotoru

kHS tuhost sestavy hydromotoru

kTS tuhost sestavy tubusu

＝＝FHSDmax ⋅kHS ΔLHS ⋅kHS ⎛⎝ −ΔLHt ΔLTS⎞⎠ maximální síla působící v sestavě tubusu od teplotní dilatace

＝FTSDmax ⋅kTS ΔLTS maximální síla působící v sestavě hydromotoru od teplotní dilatace

＝FTSDmax FHSDmax rovnováha sil

＝⋅kHS ⎛⎝ −ΔLHt ΔLTS⎞⎠ ⋅kTS ΔLTS

＝−⋅kHS ΔLHt ⋅kHS ΔLTS ⋅kTS ΔLTS

＝⋅kHS ΔLHt +⋅kTS ΔLTS ⋅kHS ΔLTS

＝⋅kHS ΔLHt +ΔLTS ⎛⎝ +kHS kTS⎞⎠

＝ΔLTS ――――⋅kHS ΔLHt

⎛⎝ +kTS kHS⎞⎠

＝FTSDmax ⋅kTS

⎛⎜⎝――――

⋅kHS ΔLHt

⎛⎝ +kTS kHS⎞⎠

⎞⎟⎠

výsledný vztah pro výpočet maximální síly působící v sestavě tubusu od teplotní dilatace


4. Výpočet tuhostí jednotlivých částí VŘM

Jednotlivé části VŘM pro které bude počítána tuhost, jsou vyrobeny z oceli, čemuž odpovídá modul pružnosti v tahu.

≔Eoc 210000 modul pružnosti oceli v tahu

4.1 Tuhost tubusu

Tubus je vyroben jako svařenec z víka 1, víka 2 a trubky. Obě víka jsou uvažována jako absolutně tuhá tělesa. Dále byla tedy počítána pouze tuhost trubky tubusu.

Obr. 6 - Tubus

Vstupní hodnoty:

≔DT 400 vnější průměr trubky tubusu

≔dT 381 vnitřní průměr trubky tubusu

≔LT 1445 délka trubky tubusu

Výstupní hodnoty:

≔ST =―――――⋅ ⎛⎝ −DT

2dT

2 ⎞⎠

4

⎛⎝ ⋅1.165 104 ⎞⎠

2 pruřez trubky tubusu

≔kT =―――⋅Eoc ST

LT

⎛⎝ ⋅1.694 106 ⎞⎠ ―― tuhost tubusu


4.2 Tuhost cylindru

Cylindr je vyroben jako svařenec z trubky cylindru, desky a žeber. Žebra a deska nebudou ve výpočtu uvažovány. Dále bude počítána tuhost trubky cylindru. Uvažována bude pouze délka truby mezi deskou, kterou je cylindr opřen o víko 2 tubusu a koncem závitu, ve kterém je našroubován šroub cylindru.

Obr. 7 - Cylindr

Vstupní hodnoty:

≔Dtr 155 vnější průměr trubky cylindru

≔dtr 117 vnitřní průměr trubky cylindru

≔Ltr 95 délka trubky cylindru

Výstupní hodnoty:

≔Str =―――――⋅ ⎛⎝ −Dtr

2dtr

2 ⎞⎠

4

⎛⎝ ⋅8.118 103 ⎞⎠

2 pruřez trubky cylindru

≔kC =―――⋅Eoc Str

Ltr

⎛⎝ ⋅1.794 107 ⎞⎠ ―― tuhost cylindru

4.3 Tuhost sestavy tubusu

Sestava tubusu je složena z tubusu a spodního cylindru. Tuhosti sestavy tubusu je určena jako jako tuhost sériově řazených pružin.

≔kTS =―――⋅kT kC

+kT kC

⎛⎝ ⋅1.548 106 ⎞⎠ ―― tuhost sestavy tubusu


4.4. Tuhost pláště hydromotoru

Pro výpočet tuhosti pláště středového hydromotoru viz obr. 8. bude uvažována pouze trubka o délce 1190 mm mezi přední a zadní částí hydromotoru.

Obr. 8 - Středový hydromotor

Vstupní hodnoty:

≔DH 115 vnější průměr pláště hydromotoru

≔dH 95 vnitřní průměr pláště hydromotoru

≔LH 1190 délka pláště hydromotoru

Výstupní hodnoty:

≔SH =―――――⋅ ⎛⎝ −DH

2dH

2 ⎞⎠

4

⎛⎝ ⋅3.299 103 ⎞⎠

2 průřez pláště hydromotoru

≔kH =―――⋅Eoc SH

LH

⎛⎝ ⋅5.821 105 ⎞⎠ ―― tuhost pláště hydromotoru


4.5. Tuhost talířových pružin

Rozměry talířových pružin viz. obr. 9 (vnější a vnitřní průměr, výška nezatížené pružiny) byly zvoleny na základě prostorových možností v oblasti cylindru. Počet pružin a tloušťka materiálu byla zvolena tak, aby byla dosažena požadovaná tuhost.Pružiny byly dimenzovány tak, aby dokázaly přenést dostatečně velkou sílu od teplotní dilatace a od předepnutí šroubu cylindru. Zároveň ale musí fungovat také jako deformační člen při teplotních dilatacích pláště hydromotoru. Vstupní hodnoty maximálního a minimálního zatížení pružin byly pro první krok výpočtu odhadnuty. Dále byly tyto síly přizpůsobeny výpočtům viz kapitola 5. Výpočet talířových pružin byl proveden v softwaru MITCalc a je uveden v příloze 1.

Obr. 9 - Talířová pružina

Požadované hodnoty:

≥sTP 1 míra bezpečnosti talířových pružin

∈kTP (( ‥150000 170000)) ――N

mminterval požadované tuhosti talířových pružin (zvolená hodnota)

Vstupní hodnoty do programu MITCalc:

Materiál talířových pružin: DIN 17 222 50CrV4

≔F1 92147 minimální pracovní zatížení

≔F8 137000 maximální pracovní zatížení

≔s 0.75 maximální dovolené stlačení pružin

≔n 2 počet paralelně uložených disků v sadě

≔i 1 počet sériově uspořádaných sad

≔De 115 vnější průměr disku

≔Di 85 vnitřní průměr disku

≔t 8 tloušťka materiálu


≔h 9.5 výška disku

Výstupní hodnoty z programu MITCalc:

≔kTP 161757.97 ―― tuhost talířových pružin

≔sTP 1.75 míra bezpečnosti

ZávěryTuhost talířových pružin spadá do intervalu požadovaných hodnot. Míra bezpečnosti převyšuje požadovanou hodnotu. Talířové pružiny tudíž splňují jak tuhostní tak pevnostní požadavky.

4.6. Tuhost sestavy hydromotoru

Sestava hydromotoru zahrnuje plášť hydromotoru a talížové pružiny. Výpočet celkové tuhosti sestavy byl řešen jako případ sériově řazených pružin.

Vstupní hodnoty:

=kH⎛⎝ ⋅5.821 10

5 ⎞⎠ ―― tuhost pláště hydromotoru

=kTP⎛⎝ ⋅1.618 10

5 ⎞⎠ ―― tuhost talířových pružin

Výstupní hodnoty:

≔kHS =―――⋅kTP kH

+kTP kH

⎛⎝ ⋅1.266 105 ⎞⎠ ―― tuhost sestavy hydromotoru


5. Výpočet zátěžných stavů

5.1. Výpočet 1. zatěžného stavu

Níže uvedený výpočet popisuje stav kdy je VŘM po delší časový úsek v provozu a teplotní rozdíly jednotlivých částí VŘM jsou minimalizovány. Sestava hydromotoru je tedy zatížena pouze od předepínací síly středového hydromotoru.Tato síla je vyvozena předepnutím šroubu cylindru a slouží pro dotlačení kuželové plochy středového hydromotoru do kuželové plochy víka 4 v horní části VŘM.

Obr. 10 - První zatěžovací stav

Vstupní hodnoty:

≔Δtmax 0 teplotní rozdíl pláště hydromotoru a sestavy tubusu

≔dpíst 95 průměr pístnice středového hydromotoru


=pprac 10 pracovní tlak středového hydromotoru

≔so 1.3 součinitel bezpečnosti proti odlehnutí kuželových ploch víka 4 a středového hydromotoru (zvolená hodnota)

Výstupní hodnoty:

≔Spíst =―――⋅ dpíst

2

4

⎛⎝ ⋅7.088 103 ⎞⎠

2 průřez pístu středového hydromotoru

≔Fprac =⋅Spíst pprac⎛⎝ ⋅7.088 10

4 ⎞⎠ pracovní síla středového hydromotoru

≔Fpsc =⋅Fprac so⎛⎝ ⋅9.215 10

4 ⎞⎠ předepínací síla šroubu cylindru


5.2. Výpočet 2. zátěžného stavu.

Níže uvedený výpočet popisuje stav při rozběhu lisu, kdy jsou jednotlivé části VŘM zahřáty na různé teploty. Sestava hydromotoru je tedy zatěžována nejen předepínací silou středového hydromotoru, ale také silou od teplotních dilatací.

Obr. 11 - Druhý zatěžovací stav

Vstupní hodnoty:

≔Δtmax 25 maximální teplotní rozdíl pláště hydromotoru a sestavy tubusu

≔LT 1445 délka trubky tubusu za normální teploty (20°C)

≔LH 1422 délka pláště hydromotoru za normální teploty (20°C)


≔α ⋅1.1 10−5

―1 teplotní součinitel délkové roztažnosti

oceli

=kTS⎛⎝ ⋅1.548 10

6 ⎞⎠ ―― tuhost sestavy tubusu

=kHS⎛⎝ ⋅1.266 10

5 ⎞⎠ ―― tuhost sestavy hydromotoru

=Fpsc⎛⎝ ⋅9.215 10


Výstupní hodnoty:prodloužení pláště hydromotoru, vlivem nárůstu teploty≔ΔLHt =⋅⋅LH α Δtmax 0.391

natažení sestavy tubusu, vlivem prodloužení pláště středového hydromotoru

≔ΔLTS =――――⋅kHS ΔLHt

⎛⎝ +kTS kHS⎞⎠0.03

≔FTSDmax =⋅ΔLTS kTS⎛⎝ ⋅4.576 10

4 ⎞⎠ maximální síla působící v sestavě tubusu od teplotní dilatace

≔FHSDmax =FTSDmax⎛⎝ ⋅4.576 10

4 ⎞⎠ maximální síla působící v sestavě hydromotoru od teplotní dilatace

≔FHSmax =+FHSDmax Fpsc⎛⎝ ⋅1.379 10

5 ⎞⎠ celková maximální síla působící v sestavě hydromotoru

ZávěryCelková maximální síla působící v sestavě hydromotoru bude sloužit jako vstupní hodnota pro výpočty provedené v kap. 6,7.


6. Šroub cylindru

V této úloze bude vypočten utahovací moment šroubu cylindru, viz obr.11. Dále bude kontrolován tlak v závitech šroubu cylindru.

Obr. 12 - Šroub cylindru

6.1 Utahovací moment šroubu cylindru

Vstupní hodnoty:

Materiál cylindru: ČSN 11 523

Materiál šroubu cylindru: ČSN 11 500

M 120x2 rozměr závitu šroubu cylindru

≔Phsc 2 stoupání závitu šroubu cylindru

≔fzsc 0.15 součinitel tření v závitu (hodnota dle Příručky strojního inženýra )

≔d2sc 118.701 střední průměr závitu šroubu cylindru

=Fpsc⎛⎝ ⋅9.215 10



Výstupní hodnoty:

≔αsc =atan⎛⎜⎝―――

Phsc

⋅ d2sc

⎞⎟⎠

0.307 úhel stoupání šroubu cylindru

≔φzsc =atan ⎛⎝fzsc⎞⎠ 8.531 třecí úhel závitu šroubu cylindru

≔Musc =⋅⋅⋅―1

2d2sc Fpsc ⎛⎝tan ⎛⎝ +αsc φzsc⎞⎠⎞⎠ 850.359 ⋅ utahovací moment šroubu cylindru

6.2 Tlak v závitech šroubu cylindru

Vstupní hodnoty:

≔d1sc 117.835 malý průměr závitu šroubu cylindru

≔dsc 120 velký průměr závitu šroubu cylindru

=d2sc 118.701 střední průměr závitu šroubu cylindru

≔Lmsc 20 délka závitu šroubu cylindru

≔Phsc 2 stoupání závitu šroubu cylindru

≔SPsc 0.75 součinitel přesnosti závitu šroubu cylindru

=FHSmax⎛⎝ ⋅1.379 10

5 ⎞⎠ celková maximální síla působící v sestavě hydromotoru

≔pD 120 dovolený měrný tlak v závitech šroubu cylindru (zvolená hodnota)

Výstupní hodnoty:

≔H1 =―――−dsc d1sc

21.083 styková výška závitu šroubu cylindru

≔nzsc =――Lmsc

Phsc

10 počet nosných závitů šroubu cylindru

≔pzsc =―――――――FHSmax

⋅⋅⋅⋅ d2sc H1 nzsc SPsc

45.55 vypočtený tlak v závitech šroubu cylindru


≔SROUB_CYLINDRU =||||

|

if

else

≤pzsc pD

‖‖ “vyhovuje”

‖‖ “nevyhovuje”

“vyhovuje”

ZávěryŠroub cylindru bude při montáži předepnut utahovacím momentem 850 N.m.Vypočtená hodnota tlaku v závitech šroubu cylindru je nižší než hodnota dovolená. Šroub cylindru pevnostně vyhovuje.


7. Kontrola šroubových spojů víka 4 a tubusu

V této úloze byla provedena kontrola šroubových spojů mezi víkem 4 a víkem 2, které je součástí svařence tubusu. Pro zajištění polohy víka 4 vůči tubusu jsou dále použity 2 kuželové kolíky.Výpočet je proveden pomocí softwaru MitCalc. Rozměry stykových ploch a polohy šroubů jsou na obr. 13. Jako vstupní hodnota zatížení je použita celková maximální síla působící v sestavě hydromotoru, viz kapitola 5. V softwaru MITCalc byl výpočet proveden pro jeden samostatný šroubový spoj. Vzhledem ke směru působící síly budou zanedbány kuželové kolíky.

Obr. 13 - Šroubové spoje víka 4 a tubusu


Zatížení:

≔FZ =FHSmax 137.905 síla působící ve směru Z

Vstupní hodnoty pro program MITCalc:

Šroub s válcovou hlavou s vnitřním šestihranem ČSN 02 1143 - M 12x35 - 10.9

Závit: Metrický jemný

≔Re 940 napětí na mezi kluzu materiálu šroubu

≔ns 2 požadovaná bezpečnost šroubu na mezi kluzu

≔qa 1.5 součinitel těsnosti

≔Famax =―FZ

12

⎛⎝ ⋅1.149 104 ⎞⎠ maximální osová síla

≔μt 0.15 součinitel tření v závitech

≔μc 0.15 součinitel tření ve stykové ploše hlavy šroubu

Výstupní hodnoty z programu MITCalc:

≔M ⋅58.45 utahovací moment

≔n 2.4 vypočtená bezpečnost na mezi kluzu

ZávěryŠroubové spoje mezi víkem 4 a tubusem splňují požadavky na bezpečnost vůči mezi kluzu.


Použité zdroje[1] Hosnedl, Stanislav a Kratky, Jaroslav.

Vyd. 1. Praha: Computer Press, 1999.[2] DRASTÍK, F. Strojnické tabulky pro konstrukci i dílnu. Vyd. 2. Ostrava: Monatex, 1999.


Příloha 1 - MITCalc výpočet talířových pružin


N

i

?

1.0

1.1 1.3

1.2 1.4

1.5 1.21 1.6 1.22

1.7 [° C]

1.8 1.23

1.9

1.10 [° C] 1.24

1.11 [mm]1.12 E20 [MPa] 1.25

1.13 E [MPa]1.14 G20 [MPa] 1.26

1.15 G [MPa]1.16 1.27

1.17 [kg/m^3]

1.18 Rm [MPa]

1.19 D [MPa]

1.20 D [MPa]

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

6.1 6.13

6.2 F1 [N]

6.3 F8 [N]

6.4 H [mm]6.5 s8/sS

6.6 n 6.14

6.7 i

6.8 De [mm] 6.15

6.9 Di [mm]6.10 t [mm]

6.11 h [mm]

6.12 h0 [mm]

6.16 6.29 6.17 De/Di 6.30 PD [MPa]

6.18 h0/t 6.31 P8 [MPa]

6.19 sS [mm] 6.32 T8 [MPa]

6.20 s8/sS 6.33

Výběr pružiny

Návrh pružiny

Minimální pracovní zatížení 92147,00

Maximální pracovní zatížení 137000,00

Max. dovolené stlačení pružinyPracovní zdvih pružiny 0,8000

60,53%

0,27881927 -65,15%

Poměrná výška disku

Maximální (plné) stlačení pružiny

Poměrné stlačení pružiny

Počet paralelně uložených disků v sadě

Počet sériově uspořádaných sad (disků)

Vnitřní výška disku

Vnější průměr disku

Vnitřní průměr disku

Pevnostní kontrola (statické zatížení)

2

1

115,0000

85,0000

Kontrolní údaje

8,0000

2 161/242

775

Šroubovité pružiny válcové tlačné z drátů a tyčí kruhového průřezu

Mez pevnosti v tahu

Mezní dovolené napětí v ohybu

Mezní dovolené napětí v krutu

- při pracovní teplotěModul pružnosti ve smyku

- při pracovní teplotěPoissonovo číslo

Výpočet pružin

Hustota

Korozivní odolnost

Maximální pracovní teplota

Povrchové zpracování

Celková míra bezpečnosti

Provozní prostředí

Provozní režim zatížení

1,00

1,002,00

Způsob zatížení

1,00

dobrá

220

1,00

Talířové pružiny

1,00

2,00

30

Materiál pružinyProvozní teplota

Jednotky výpočtu

Typ grafu

Provozní parametry, bezpečnost

Dodávané průměry drátuModul pružnosti v tahu

Vhodnost pro dynamické zatížení

Relativní pevnost materiálu vysoká

excelentní

78260

7850

1550

1085

0,29

Kapitola vstupních parametrů

Informace o projektu

Volba materiálu, provozní a výrobní parametry pružiny

78500

Materiálová norma

Typ materiálu

206000

205360

Šroubovité pružiny válcové tlačné z drátů a tyčí obdelníkového průřezu

Šroubovité pružiny kuželové tlačné z drátů a tyčí kruhového průřezu

Šroubovité pružiny kuželové tlačné z drátů a tyčí obdelníkového průřezu

0,28

Předběžný návrh

6714

219943

Výpočet Odchylka

6700,07514 -92,73%

219928,148

Doporučená míra bezpečnosti

Dovolené napětí v tlaku

Max. tlakové napětí

Max. tahové napětí

Poměr průměrů 1,35

0,19

0,56

Tloušťka materiálu

Výška disku

3

9,5000

1,5000

Vyhledání pružinynmax imaxH [%]

1,5 1028,9

2325

1331,5

0

50000

100000

150000

200000

250000

300000

0 0,5 1 1,5 2

Mezní zatížení

Provozní zatížení

Plné stlačení

Stránka 27

6.21 Fs [N] 6.34 6.22 F8max [N] 6.35

6.23 m [kg]

6.24 Síla Fi [N]

6.25 Stlačení si [mm]

6.26 L0 [mm] Délka Li [mm]

6.27 Ls [mm] Napětí Pi [MPa]

6.28 W8 [J] Tuhost ki [N/mm]

7.0

8.0

9.0

10.0

11.0

12.0

13.0

14.0

15.0

16.0

17.0

17.117.2

17.3 1 [MPa]

17.4 8 [MPa] A

17.5 A [MPa] max

17.6 E [MPa]

17.7 F [MPa] F

17.8 max [MPa] 8

17.9 1

17.10

min

Listové pružiny svazkové

Listové pružiny s parabolickým profilem

0,592

Torzní tyče obdelníkového průřezu

Torzní tyče kruhového průřezu

Šroubovité pružiny válcové zkrutné z drátů a tyčí kruhového průřezu

Míra bezpečnosti 1,75

382,3

1,44

265,7

775

326

326

1,05

Kontrola únosnosti cyklicky zatížené pružiny

max

53,1

16

241894,1

0,56 0,84 1,5

92147,0

Šroubovité pružiny válcové tažné z drátů a tyčí kruhového průřezu

Celkový počet disků v pružině

8

16,94

Šroubovité pružiny válcové tažné z drátů a tyčí obdelníkového průřezu

Šroubovité pružiny válcové zkrutné z drátů a tyčí obdelníkového průřezu

Listové pružiny s konstantním profilem

Spirálové pružiny

Míra bezpečnosti

Mezní dovolené napětí v krutu

Mezní únavová pevnost v krutu

Únavová pevnost při omezené životnosti

Únavová pevnost pro daný průběh zatížení

Doporučená minimální míra bezpečnosti

Napětí pružiny v plně zatíženém stavu

Požadovaná životnost pružiny v tisících cyklůTyp pružiny

Napětí předpružené pružiny

9

Deformační energie pružiny

182417,2

57,957

Celková hmotnost pružiny

Konstrukční parametry

Volná délka pružiny

Délka plně stlačené pružiny

241894,1

17,50

16,00

2

161757,97 160073,50 158428,06

902,7 1331,5 2294,7

16,66

137000,0

Síla plně stlačené pružinyMax. dovolené zatížení pružiny Parametry pracovního cyklu

1

Stránka 28

Příloha 2 - MITCalc kontrolní výpočet šroubových spojů víka 4 a tubusu


i

ii Informace o projektu

?

1.0

1.1

1.2

1.3

1.4

1.5

1.6

1.7 Famax [N]

1.8 Famin [N]

1.9 Fr [N]

2.0

2.1 qa

2.2 qr

2.3 ns

2.4 µt

2.5 µc

2.6 µq

2.7

2.8 δ [°]

2.9

2.10 ∆Tb [° C]

2.11 ∆Tm [° C]

2.12

2.13 ∆L [mm]

2.14

2.15 n

2.16 LF1 [mm]

2.17 LF2 [mm]

3.0

3.1

Faktor zavedení provozní síly

Provedení, rozměry a materiál spojovaných částí.

Maximální radiální síla

38,9

50,0Provozní změna teploty spojovaných částí

0,500

Trvalá plastická deformace (sednutí) spoje

Jednotky výpočtu

Vzdálenost působiště provozní síly od matice

Faktor zavedení provozní síly

Vzdálenost působiště provozní síly od hlavy šroubu

Provedení šroubového spoje

Zatížení šroubového spoje

0,150

0,150Součinitel tření ve stykové ploše hlavy (matice) šroubu

2,000

Uvažovat přídavná ohybová napětí

Součinitel tření mezi spojovanými plochami

1,500

Uvažovat vliv provozní teploty na předpětí spoje

0,000

Uvažovat snížení montážního předpětí trvalou deformací (sednutím) spoje

Zatížení spoje

Průběh zatížení

Informace o projektu

Zatížení spoje, základní parametry výpočtu.

Kapitola vstupních parametrů

Režim zatížení, typ spoje

Maximální osová síla

Součinitel tření v závitech

Minimální osová síla

1,500

Požadovaný součinitel těsnosti (předpětí) spoje

Požadovaná bezpečnost proti bočnímu posunutí

Požadovaná bezpečnost šroubu na mezi kluzu

Provozní a montážní parametry spoje.

Úhlová výchylka kolmosti dosedací plochy hlavy šroubu

0,200

Provozní změna teploty šroubu

0,100

Provedení spojovaných částí

0,00

0,1270

0,000

0,00

Výpočet bez chyb.

Předepjatý šroubový spoj

11348,00

Stránka 30

3.2 i

3.4 L [mm]

3.5 E αČást 1 103400 11,5

4.0

4.1

ISO 4.8 ISO 5.8 ISO 8.8 ISO 10.9

MC M16 M14 M12 M10

MF M16 M14 M12 M10

UNC 3/4 9/16 1/2 7/16

UNF 5/8 9/16 7/16 3/8

UNEF 5/8 1/2 7/16 3/8

4.2

4.3

4.4 E [MPa]

4.5 Rm [MPa]

4.6 Re, Rp0,2 [MPa]

4.7 α [10-6/°C]

4.8 ρ [kg/m3]

4.9

4.10

4.11

4.12 d [mm]

4.13 p [mm]

4.14 dr [mm]

4.15 dm [mm]

4.16

4.17

4.18 i

4.19 L [mm]

4.20 1 2 4 6

4.21 Délka úseku Li 13,000 0,000 0,000 0,000 [mm]

4.22 Průměr úseku di 10,827 0,000 0,000 0,000 [mm]

4.23

4.24

4.25 D [mm]

4.26 De [mm]

Provedení a geometrie šroubu

Úsek šroubu

Typ závitu

Parametry závitu

Pevnostní třída šroubu

Materiál šroubu

Součinitel tepelné roztažnosti

Hustota

Malý průměr závitu šroubu

Střední průměr závitu šroubu

Velký průměr závitu šroubu

Rozteč závitu

12,0000

940

Velikost závitu

Mez pevnosti v tahu

13,000

Provedení dosedacích ploch pod hlavou (maticí) šroubu

Typ šroubu

Počet jednotlivých úseků šroubu s rozdílným průřezem

0,000

Geometrie spoje

Mez kluzu

18,000

1,2500

Vnější průměr dosedací (stykové) plochy

10,4660

11,1880

13Celková výška sevřených částí

Průměr díry pro spojovací šroub

11,5

7830

7/16

Modul pružnosti v tahu

ISO 9.8

Předběžný návrh minimálních průměrů závitu

M14

206000

1040

M12

ISO 3.6

7/16

1/2

ISO 6.8

M20

7/16

M14

9/16

3/8

7/8

M10

450

M10M20 M12

Počet sevřených částí

13,000

pD

13,000

3/4

3/8

3/8

Li

Celková výška sevřených částí

ISO 12.9

Návrh spojovacího šroubu.

0,000

3

Materiál

0,0000,000

5

3/4 1/2

Stránka 31

4.27 Di [mm]

5.0

5.1

5.2 cb [N/mm]

5.3 cm [N/mm]

5.4 c1 [N/mm]

5.5 c2 [N/mm]

5.6

5.7 Fa [N]

5.8 Fr [N]

5.9 Fcmin [N]

5.10 ∆F1 [N]

5.11 ∆F2 [N]

5.12 F0 [N]

5.13 M [Nm]

5.14

5.15 ∆F0T [N]

5.16 ∆F0L [N]

5.17 F0' [N]

5.18 F2 [N]

5.19 F1 [N]

5.20 qa 2

5.21 qr

6.0

6.1

6.2 σ [MPa]

6.3 τ [MPa]

6.4 σb [MPa]

6.5 σred [MPa]

6.6 Re [MPa]

6.7 n

6.8

6.9 p [MPa]

6.10 pD [MPa]

7.0

Změna předpětí ohřátím spoje na provozní teplotu

Ztráta předpětí trvalou deformací (sednutím) spoje

26496,00

1,500

450

233,05

392,46

3530299,8

Maximální osová složka provozní síly 11348

Montážní předpětí šroubového spoje

Výsledná tuhost skupiny odlehčovaných částí spoje

Část osové složky provozní síly přitěžující šroub

Výsledná tuhost skupiny přitěžovaných částí spoje 698627

1765149,9Tuhost sevřených částí

Konstanty tuhosti spoje

Tuhost spojovacího šroubu

Vnitřní průměr dosedací (stykové) plochy

Kapitola výsledků

0,00

Montážní předpětí spoje

Maximální radiální složka provozní síly

Výsledná vnitřní osová síla ve šroubu

58,45

Minimální potřebná svěrná síla pro přenos radiální síly 0

1874,71

9473,29

Silové poměry zatíženého spoje

Utahovací moment

Tahové napětí v jádře šroubu od maximální osové síly

Napětí v krutu v jádře šroubu od utahovacího momentu

Přídavné ohybové napětí

Pevnostní kontroly spoje.

Pevnostní kontrola staticky zatíženého šroubového spoje

122,84

329,78

Grafický výstup, CAD sytémy

940

0

26496,0

0,00

2,40Bezpečnost na mezi kluzu

Dovolený tlak v krajní sevřené části

Tlak v dosedací ploše hlavy (matice) šroubu

Kontrola tlaku v dosedací ploše hlavy šroubu

Mez kluzu materiálu šroubu

Výsledné redukované napětí v jádře šroubu

13,000

Provozní předpětí spoje

Zbytkové předpětí sevřených částí spoje 17022,71

28370,71

Součinitel těsnosti (předpětí) spoje

Bezpečnost proti bočnímu posunutí 0,000

0,00

870991,43

Předpětí, silové poměry a pracovní diagram spoje.

Část osové složky provozní síly odlehčující sevřené součásti

Stránka 32

Tento projekt je spolufinancován Evropským sociálním fondem a státním rozpočtem České republiky v rámci projektu

č. CZ.1.07/2.2.00/28.0056 „Ukázkové vývojové projekty z praxe pro posílení praktických znalostí budoucích strojních inženýrů“.

doc. Ing. Martin Hynek, Ph.D.,

Ing. Petr Votápek Ph.D., Ing. Šimon Pušman

Ing. Jakub Jirásko Ing. Zdeněk Raab Ph.D.

vÝpoČtovÁ zprÁva: v.Ř.m. - kks.zcu.cz

Documents