ROWERY I INNE POJAZDY ELEKTRYCZNE - FORUM ARBITER

[GlowaSkrzydlowa]

Przez rok codziennie zasuwam na skuterze po 12 km i zajechałem już dwa koła 1/4" Z=11. i dwa łańcuchy. Będzie to łącznie ponad 4000 km. Stosuję smarowanie olejem emulgującym rozpuszczalnym w wodzie. Łańcuch myje się wodą i pędzlem bez demontażu, a potem pędzluje olejem emulgującym.
Teraz już zajeżdżam trzecie koło Z=11 i przygotowywuję przeróbkę na łańcuch rowerowy Z=9 i Z=46.
46-ka to szeroka 3mm tarcza z klasycznego rowera starego typu. 9-kę trzeba jednak dorobić, ale chcę to zrobić z tłumikiem drgań skrętnych.
Podczas przemyśleń i własnych doświadczeń chcę się podzielić z praktyczną wiedzą na ten temat odnośnie zazębień łańcuchowych.

Rozważania z zazębiania kół łańcuchowych.

1.Tzw dołkowe wygniecenie flanki zęba z liniowym śladem przechodzenia na wyższą średnicę w dnie wrębu.(Czyli powszechnie występujące zużycie kół łańcuchowych)
Powstaje to w wyniku tego, że łańcuch szybciej się wyciąga w podziałce, niż wygniata dołek na flance zęba.
Przy przeciwnym zjawisku, gdzie łańcuch nie podlegałby wyciąganiu, a koło byłoby stosunkowo miękkie, lub podlegałoby ścieraniu, to zagłębienie przesuwałoby się w przybliżeniu na tej samej średnicy dna w wrębie.
Powstawałby specyficzny kształt koła łańcuchowego, które byłoby cieńsze, a dno zęba miałoby w środku cylindryczny fragment średnicy dna wrębów.
Koło takie umożliwiałoby współpracę z łańcuchami o szerszym rozrzucie podziałek w łańcuchu.
Łańcuchy mniej wyciągnięte (np nowe łańcuchy na starym, tak wygniecionym kole) zazębiałyby się w dolnej części koła ciągnącego, opasując się na kole w cylindrycznych fragmentach dna wrębów bez przekazywania obciążenia na flankę w górnej części koła ciągnącego.
Jednak musiałby być tu spełniony warunek, aby wykonać łukowe flanki na obrzeżach dołków, lub zmniejszyć odpowiednio średnicę zewnętrzną, aby umożliwić wyzębianie się ogniw.
Łańcuchy zaś o podziałce większej zazębiałyby się w górnej części koła, a swobodne szersze dna umożliwiałyby wymieszczenie się łańcucha w dolnej części koła.

Kolejne zasady związana z tą powyższą.
2.Dzięki tzw łańcuchom tulejkowym w przypadku zakładanych konstrukcyjnych luzach na tych tulejkach, łańcuchy takie mają możliwość dobrego zazębienia się w przypadku rozrzutów tolerancyjnych dla średnic podziałowych w kołach, jak również nowe koło, może współpracować z wyciągniętym łańcuchem, jeśli wielkość luzów na tulejkach jest wystarczająca, aby wygubić błąd podziałki na opasanej części koła. Luzy na tulejkach umożliwiają więc pewniejsze dopasowanie łańcucha w przypadkach rozrzutów tolerancyjnych kół. ( Uwaga dodatkowa: Te skuterkowe łańcuchy 1/4" nie są łańcuchami tulejkowymi, lecz panwiowymi. Tulejkowe to np te rowerowe. Na sworzniu jest jeszcze obrotowa tulejka)

3. Nowy łańcuch na starym kole nie pójdzie cicho i łagodnie. Jest to zasada powszechnie znana. Ale dlaczego?
Z racji dłuższej podziałki jaka jest odbita na kole, zazębienie następuje w dolnej części koła, a z powodu zagłębień tzw "dołków", ogniwa nie mogą się swobodnie uwalniać z nich z braku łukowego śladu flanki, które miałoby się zaczynać od tego zagłębienia stycznie, a nie powyżej jak jest w takim kole.

Ciekawa ostateczna konkluzja retoryczna. Przy jakich warunkach zadołkowane koło dobrze pracuje?
Odp: Jeśli założy się łańcuch bardziej wyciągnięty niż ten co te dołki narobił.
Jeżeli jest więc tendencja, że szybciej wyciąga się łańcuch niż robi dołkowy wygniot to łańcuch będzie więc dobrze pracował w trakcie swojego żywota.
Gdyby zaś było miękkie koło, które się zaraz zdołkuje, to może wówczas łańcuch trzaskać, jeśli nie dokona też równoczesnego ścierania na łukowej części flanki, które to umniejsza to zadołkowanie. Trzaskanie to następuje w momencie wyzębiania się ogniw, którym przeszkadza w tym obrzeże przy dołku

22.07.2007 to trzecie Z=11 z łańcuchem też już "zajechane". Zajeżdżam kolejne.

Przez rok codziennie zasuwam na skuterze po 12 km i zajechałem już dwa koła 1/4" Z=11. i dwa łańcuchy. Będzie to łącznie ponad 4000 km. Stosuję smarowanie olejem emulgującym rozpuszczalnym w wodzie. Łańcuch myje się wodą i pędzlem bez demontażu, a potem pędzluje olejem emulgującym.
Teraz już zajeżdżam trzecie koło Z=11 i przygotowywuję przeróbkę na łańcuch rowerowy Z=9 i Z=46.
46-ka to szeroka 3mm tarcza z klasycznego rowera starego typu. 9-kę trzeba jednak dorobić, ale chcę to zrobić z tłumikiem drgań skrętnych.
Podczas przemyśleń i własnych doświadczeń chcę się podzielić z praktyczną wiedzą na ten temat odnośnie zazębień łańcuchowych.

Rozważania z zazębiania kół łańcuchowych.

1.Tzw dołkowe wygniecenie flanki zęba z liniowym śladem przechodzenia na wyższą średnicę w dnie wrębu.(Czyli powszechnie występujące zużycie kół łańcuchowych)
Powstaje to w wyniku tego, że łańcuch szybciej się wyciąga w podziałce, niż wygniata dołek na flance zęba.
Przy przeciwnym zjawisku, gdzie łańcuch nie podlegałby wyciąganiu, a koło byłoby stosunkowo miękkie, lub podlegałoby ścieraniu, to zagłębienie przesuwałoby się w przybliżeniu na tej samej średnicy dna w wrębie.
Powstawałby specyficzny kształt koła łańcuchowego, które byłoby cieńsze, a dno zęba miałoby w środku cylindryczny fragment średnicy dna wrębów.
Koło takie umożliwiałoby współpracę z łańcuchami o szerszym rozrzucie podziałek w łańcuchu.
Łańcuchy mniej wyciągnięte (np nowe łańcuchy na starym, tak wygniecionym kole) zazębiałyby się w dolnej części koła ciągnącego, opasując się na kole w cylindrycznych fragmentach dna wrębów bez przekazywania obciążenia na flankę w górnej części koła ciągnącego.
Jednak musiałby być tu spełniony warunek, aby wykonać łukowe flanki na obrzeżach dołków, lub zmniejszyć odpowiednio średnicę zewnętrzną, aby umożliwić wyzębianie się ogniw.
Łańcuchy zaś o podziałce większej zazębiałyby się w górnej części koła, a swobodne szersze dna umożliwiałyby wymieszczenie się łańcucha w dolnej części koła.

Kolejne zasady związana z tą powyższą.
2.Dzięki tzw łańcuchom tulejkowym w przypadku zakładanych konstrukcyjnych luzach na tych tulejkach, łańcuchy takie mają możliwość dobrego zazębienia się w przypadku rozrzutów tolerancyjnych dla średnic podziałowych w kołach, jak również nowe koło, może współpracować z wyciągniętym łańcuchem, jeśli wielkość luzów na tulejkach jest wystarczająca, aby wygubić błąd podziałki na opasanej części koła. Luzy na tulejkach umożliwiają więc pewniejsze dopasowanie łańcucha w przypadkach rozrzutów tolerancyjnych kół. ( Uwaga dodatkowa: Te skuterkowe łańcuchy 1/4" nie są łańcuchami tulejkowymi, lecz panwiowymi. Tulejkowe to np te rowerowe. Na sworzniu jest jeszcze obrotowa tulejka)

3. Nowy łańcuch na starym kole nie pójdzie cicho i łagodnie. Jest to zasada powszechnie znana. Ale dlaczego?
Z racji dłuższej podziałki jaka jest odbita na kole, zazębienie następuje w dolnej części koła, a z powodu zagłębień tzw "dołków", ogniwa nie mogą się swobodnie uwalniać z nich z braku łukowego śladu flanki, które miałoby się zaczynać od tego zagłębienia stycznie, a nie powyżej jak jest w takim kole.

Ciekawa ostateczna konkluzja retoryczna. Przy jakich warunkach zadołkowane koło dobrze pracuje?
Odp: Jeśli założy się łańcuch bardziej wyciągnięty niż ten co te dołki narobił.
Jeżeli jest więc tendencja, że szybciej wyciąga się łańcuch niż robi dołkowy wygniot to łańcuch będzie więc dobrze pracował w trakcie swojego żywota.
Gdyby zaś było miękkie koło, które się zaraz zdołkuje, to może wówczas łańcuch trzaskać, jeśli nie dokona też równoczesnego ścierania na łukowej części flanki, które to umniejsza to zadołkowanie. Trzaskanie to następuje w momencie wyzębiania się ogniw, którym przeszkadza w tym obrzeże przy dołku

22.07.2007 to trzecie Z=11 z łańcuchem też już "zajechane". Zajeżdżam kolejne.

[GlowaSkrzydlowa]

Czy komuś zdarzało się, że mając zbyt luźny łańcuch napędowy ten 1/4", że podczas jazdy na zakręcie przy pochyleniu spadał z tarczy? Mi sie to już parokrotnie zdarzało. Chyba doszukiwać się trzeba zjawiska w grawitacyjnym przechylaniu zwisu łańcucha, bo te łańcuchy na boki wykazują znaczną wiotkość. Ale logicznie, siła odśrodkowa z jazdy na łuku wraz z grawitacyjną działa pionowo wzdłuż pochylonego jednośladu. To skąd to spadanie łańcucha? Myślę, że może od tego, gdy "bierze" się zakręt z większym pochyleniem pojazdu, w czasie gdy przyjmuje się pionową pozycję na nim. Zawsze była zależność: Zakręt w lewo, zrzut kiety na lewo. Zakręt w prawo zrzut kiety na prawo. Czy ktoś się już z tym spotkał?

Czy komuś zdarzało się, że mając zbyt luźny łańcuch napędowy ten 1/4", że podczas jazdy na zakręcie przy pochyleniu spadał z tarczy? Mi sie to już parokrotnie zdarzało. Chyba doszukiwać się trzeba zjawiska w grawitacyjnym przechylaniu zwisu łańcucha, bo te łańcuchy na boki wykazują znaczną wiotkość. Ale logicznie, siła odśrodkowa z jazdy na łuku wraz z grawitacyjną działa pionowo wzdłuż pochylonego jednośladu. To skąd to spadanie łańcucha? Myślę, że może od tego, gdy "bierze" się zakręt z większym pochyleniem pojazdu, w czasie gdy przyjmuje się pionową pozycję na nim. Zawsze była zależność: Zakręt w lewo, zrzut kiety na lewo. Zakręt w prawo zrzut kiety na prawo. Czy ktoś się już z tym spotkał?

[Arbiter]

Hej
Ciekawy watek.

Mi spadał łańcuch rowerowy i to byl spory problem. Co do napedów to jednek te małe łańcuszki się nie nadaja na dluzsze jazdy jak piszesz. Trzeba przerabiac na rowerowe, ale wtedy pojawia sie problem z przelozeniem

[GlowaSkrzydlowa]

No właśnie problem z przełożeniem jest taki, że aby zrobić odpowiednik 11/65 to dla choćby tarczy rowerowej Z=46 trzeba zastosować Z=8 lub ew Z=9. Nie wiem jak takie koła spiszą się w praktyce, ale prubuję właśnie takiego rozwiązania. Czując to zagadnienie nierównomierności biegu takich kół, myślę o zastosowaniu tłumika drgań skrętnych. Po prostu nie będzie ono sztywno utwierdzone na wałku silnika, tylko miało podatność skrętną. Chodzi o stworzenie równomiernego lotu masy łańcuchowej i równomiernego lotu wirnika silnika, a drgająco skrętny lot kółka łańcuchowego na silniku. Dynamiczne uderzenia przy zazębianiu się takich kółek mogłyby prowadzić do głośnej pracy jak i wywoływać przyspieszone zużycie.
Można też to zagadnienie rozwiązać dodatkową przekładnią np zębatą, mocowaną na kadłubie silnika. Dodatkowy wałek z boku dla np. przekładni zewnętrznej, lub bez wałka na przedniej pokrywie silnika wykonać wieniec zębaty wewnętrzny, łożyskowany na konusach. Takie to drugie rozwiązanie mam wstępnie zaprojektowane.

Jest ono o tyle lepsze, że nie trzeba odwracać kierunku obrotów silnika. Silniki te napewno są projektowane z określoną polaryzacją choćby ze względu na tzw strefę obojętną zoptymalizowaną na jakieś tam średnie obciążenie. Praca na odwrotnej polaryzacji mogłaby wywoływać zwiększone iskrzenie na szczotkach. Zresztą można też temat pokonać przez użycie paska zębatego do pośredniego stopnia, który nie odwróci kierunku obrotu. Tak czy siak, trzeba robić jeszcze osłonę przed błotem dla tych przekładni, co już staje się poważnym przeprojektowaniem.
Zresztą silniki z dodatkowym wałkiem przekładniowym z przeznaczeniem do skuterków są np na str. http://unitemotor.com/uni...055110929001904
Łańcuch 1/2" napewno przy tych proporcjach wymiarowych, nie będzie robił psikusów z spadaniem. Liczę głównie przede wszystkim na osiągnięcie większego czasookresu pracy łańcuchów.

No właśnie problem z przełożeniem jest taki, że aby zrobić odpowiednik 11/65 to dla choćby tarczy rowerowej Z=46 trzeba zastosować Z=8 lub ew Z=9. Nie wiem jak takie koła spiszą się w praktyce, ale prubuję właśnie takiego rozwiązania. Czując to zagadnienie nierównomierności biegu takich kół, myślę o zastosowaniu tłumika drgań skrętnych. Po prostu nie będzie ono sztywno utwierdzone na wałku silnika, tylko miało podatność skrętną. Chodzi o stworzenie równomiernego lotu masy łańcuchowej i równomiernego lotu wirnika silnika, a drgająco skrętny lot kółka łańcuchowego na silniku. Dynamiczne uderzenia przy zazębianiu się takich kółek mogłyby prowadzić do głośnej pracy jak i wywoływać przyspieszone zużycie.
Można też to zagadnienie rozwiązać dodatkową przekładnią np zębatą, mocowaną na kadłubie silnika. Dodatkowy wałek z boku dla np. przekładni zewnętrznej, lub bez wałka na przedniej pokrywie silnika wykonać wieniec zębaty wewnętrzny, łożyskowany na konusach. Takie to drugie rozwiązanie mam wstępnie zaprojektowane.

Jest ono o tyle lepsze, że nie trzeba odwracać kierunku obrotów silnika. Silniki te napewno są projektowane z określoną polaryzacją choćby ze względu na tzw strefę obojętną zoptymalizowaną na jakieś tam średnie obciążenie. Praca na odwrotnej polaryzacji mogłaby wywoływać zwiększone iskrzenie na szczotkach. Zresztą można też temat pokonać przez użycie paska zębatego do pośredniego stopnia, który nie odwróci kierunku obrotu. Tak czy siak, trzeba robić jeszcze osłonę przed błotem dla tych przekładni, co już staje się poważnym przeprojektowaniem.
Zresztą silniki z dodatkowym wałkiem przekładniowym z przeznaczeniem do skuterków są np na str. http://unitemotor.com/uni...055110929001904
Łańcuch 1/2" napewno przy tych proporcjach wymiarowych, nie będzie robił psikusów z spadaniem. Liczę głównie przede wszystkim na osiągnięcie większego czasookresu pracy łańcuchów.

[GlowaSkrzydlowa]

Ale były kłopoty z znalezieniem wykonawcy tego kółka 1/2" Z=8! Ani na giełdzie cnc.info nikt się nie załapał, ani z kilkunastu wszystkich reklamujących się z usługami obróbki skrawaniem na allegro. W końcu jak wreszcie na tym allegro udało mi się dorwać kogoś co zobligował się do podjęcia zadania po 100zł za 1 szt. to po dwóch tygodniach wycofał sie cichcem.
Chodziło tam wtedy o prostą metodę otworowania wrębów kółka na podzielnicy frezarskiej i robienia łuków na flankach zębów frezem palcowym, bazując za każdym razem kolejno w zrobionych otworach wrębowych, obrabiając podczas obrotu sztuki wokół sąsiedniego otworu.
Najbardziej odstająca firma na allegro wyceniała się na 500zł za 1 szt. plus 200zł za przetworzenie rysunku z pliku.pdf na cad. Mogli chyba mieć system automatycznego robienia programów na CNC wprost z rysunku. Chcąc mieć z 3 szt poszłoby sporo kasy.
Wnerwiłem się. Postanowiłem samodzielnie sobie to zrobić. Doszkoliłem się z instrukcji w sprawie obróbki w trybie "interpolacji współrzędnych biegunowych". Napisałem więc ten programu na tokarkę z aktywną osią C i napędzanym narzędziem na głowicy. Gotowy już program z podprogramami, wklepałem sobie potem na tokarkę CNC. Przetestowałem program w symulatorze pokładowym i czekałem tylko na okazję, kiedy będę przezbrajał maszynę.
Wszystko poszło w mig w jednym zamocowaniu, aż do odcięcia z pręta fi 42mm. Machnąłem od razu 4 szt. w parę minut. Wręby zębów jak i wręby w zabieraku wykonał tu typowy dwuzębny frezik palcowy do rowków wpustowych fi 6mm. Otwór centralny zaś od rozwiertaka 10 H7.
Sprawdziło się po raz kolejny "Polak potrafi".
A tak to wygląda:

Większy format tej fotki do wglądu na stronie o moim e-pojeździe.
Sąsiadująca tulejka z identycznymi kłowymi zabierakami zafiksowana będzie 2-ma wkrętami M5 z naprzeciwka na ścięciach zabierakowych wałka silnikowego. W wolnych przestrzeniach między kłami kółka i tulejki zabierakowej, będą wstawki gumowe. Na tulejkę zabierakową najdzie jeszcze cienki pierścionek zamykający komory z wstawkami gumowymi. Powinno to amortyzować dynamiczne uderzenia wynikające z zmienności chwilowych przełożeń. Iloraz zmienności tu w tym przypadku to 1/cos 22.5°. Wynosi to 1.0824
Podatność można będzie regulować stopniem zapełnienia komór wstawkami gumowymi

Ale były kłopoty z znalezieniem wykonawcy tego kółka 1/2" Z=8! Ani na giełdzie cnc.info nikt się nie załapał, ani z kilkunastu wszystkich reklamujących się z usługami obróbki skrawaniem na allegro. W końcu jak wreszcie na tym allegro udało mi się dorwać kogoś co zobligował się do podjęcia zadania po 100zł za 1 szt. to po dwóch tygodniach wycofał sie cichcem.
Chodziło tam wtedy o prostą metodę otworowania wrębów kółka na podzielnicy frezarskiej i robienia łuków na flankach zębów frezem palcowym, bazując za każdym razem kolejno w zrobionych otworach wrębowych, obrabiając podczas obrotu sztuki wokół sąsiedniego otworu.
Najbardziej odstająca firma na allegro wyceniała się na 500zł za 1 szt. plus 200zł za przetworzenie rysunku z pliku.pdf na cad. Mogli chyba mieć system automatycznego robienia programów na CNC wprost z rysunku. Chcąc mieć z 3 szt poszłoby sporo kasy.
Wnerwiłem się. Postanowiłem samodzielnie sobie to zrobić. Doszkoliłem się z instrukcji w sprawie obróbki w trybie "interpolacji współrzędnych biegunowych". Napisałem więc ten programu na tokarkę z aktywną osią C i napędzanym narzędziem na głowicy. Gotowy już program z podprogramami, wklepałem sobie potem na tokarkę CNC. Przetestowałem program w symulatorze pokładowym i czekałem tylko na okazję, kiedy będę przezbrajał maszynę.
Wszystko poszło w mig w jednym zamocowaniu, aż do odcięcia z pręta fi 42mm. Machnąłem od razu 4 szt. w parę minut. Wręby zębów jak i wręby w zabieraku wykonał tu typowy dwuzębny frezik palcowy do rowków wpustowych fi 6mm. Otwór centralny zaś od rozwiertaka 10 H7.
Sprawdziło się po raz kolejny "Polak potrafi".
A tak to wygląda:

Większy format tej fotki do wglądu na stronie o moim e-pojeździe.
Sąsiadująca tulejka z identycznymi kłowymi zabierakami zafiksowana będzie 2-ma wkrętami M5 z naprzeciwka na ścięciach zabierakowych wałka silnikowego. W wolnych przestrzeniach między kłami kółka i tulejki zabierakowej, będą wstawki gumowe. Na tulejkę zabierakową najdzie jeszcze cienki pierścionek zamykający komory z wstawkami gumowymi. Powinno to amortyzować dynamiczne uderzenia wynikające z zmienności chwilowych przełożeń. Iloraz zmienności tu w tym przypadku to 1/cos 22.5°. Wynosi to 1.0824
Podatność można będzie regulować stopniem zapełnienia komór wstawkami gumowymi

[NocnyPtak]

[GlowaSkrzydlowa]

Nie przejmuj się, Nocny Ptak że tylko tyle napisałem i nie wiesz o co chodzi. Po prostu to tokarkowa obróbka, tyle że zamiast noża kręci się na suporcie frez, a suport i wrzeciono pracuje wolno w trybie posuwu wg programu numerycznego, bo to wersja tokarki CNC. Tak wychodzi np kształt wrębu, który opiszesz geometrycznie wg pewnego języka, starego jak świat, kiedy to zaczęto stosować takie obrabiarki. Ta "interpolacja wsp. biegun." to takie ułatwienie do prostrzego opisu językowego, bardziej złożonych procedur, jakby się chciało opisywać posuwowe ruchy kątowe wrzeciona i posuwu dla realizacji jakiejś trajektorii narzedzia. Najważniejsze, że przybliża się wizja wielobiegowego skutera.

Zauważyłem, że chcąc dobrać najwłaściwszy łańcuch (jednorzędowy) "też dziwne dla mnie pojęcie z dziedziny rowerowej o którym się niedawno dowiedziałem" - to tzw klasyczny najszerszy łańcuch o szerokosci wewnetrznej 1/8" - natknąłem się na przeróżnistą dokładność ich wykonania. Spotkałem się z fatalnymi wadami jak np. szablistość w niektórych ogniwach, które nie idą w jednej lini, bo odchylone są kątowo. Wiem, że ze względu na większą prędkość liniową tego łańcucha w skuterze w porównaniu do prędkości łańcuchów w rowerze sprawa jego dokładności jest b. istotna. W sumie dopiero z 5-ciu różnych odmian znalazłem spełniający moje oczekiwania co do jakości w wykonaniu. A i tak będzie trzeba umniejszyć jego boczne suwliwe luzy pomiędzy ogniwami przez doprasowanie ich w skuwaczu.
Wszystko daje się odkryć dzięki pomiarom i próbach zazębiania na kółku 8 zębów.
Poznałem przy okazji, bo nawet o tym nie wiedziałem, że spotyka się dwie odmiany konstrukcyjne rowerowych łańcuchów tulejkowych.

1. Stabilny w podziałce, bo elementy ruchome: sworznie, tulejki pośrednie wciśnięte w ogniwa wewnętrzne, oraz tulejki zewnętrzne te na tulejkach pośrednich, mają wykorzystaną całą szerokość do przenoszenia obciążeń.
2. Mniej stabilny w podziałce, posiadający właściwość szybszego dopasowania się do kół łańcuchowych przez dotarcie. Ogniwa wewnętrzne są "pływające" namontowane obrotowo na sworznie. Wywinięte plastycznie otwory w tych wewnętrznych ogniwach stanowią zarazem krótkie czopy na których obrotowo z kolei nachodzą tulejki zewnętrzne łańcucha. Łańcuch taki ma więc wszędzie krótsze powierzchnie nośne. Tulejki zewnętrzne w tych łańcuchach są więc w nich luźniejsze i łatwiej takie łańcuchy wzębiają się w koła zrobione mniej dokładnie. Pisałem o tym zjawisku na początku tego wątku tematycznego.

Próbuję się też domyślać, dlaczego istnieje też taka konstrukcja łańcucha z tymi tulejkami zewnętrznymi osadzonymi na krótszych powierzchniach nośnych. * Otóż łańcuch w 1-szej wersji podczas eksploatacji z chwilą wyciągania się ściera się głównie na najmniejszej powierzchni, czyli na sworzniu i tulejce pośredniej. Wydłużeniu więc podlegają podziałki związane z ogniwami zewnętrznymi. Ogniwa wewnętrzne w swych podziałkach nie podlegają wydłużeniu, pomijając mniejsze wycieranie się zewnętrznych tulejek. Ich powierzchnia jest znacznie większa. Efekt końcowy jest taki, że wydłużone jest co drugie ogniwo.**
Skutki tego mogą być teraz różne w zależności od ilości zębów na kole łańcuchowym:

a) ilość zębów w kole nieparzysta. - Łańcuch zawsze zawiera parzystą ilość ogniw z racji swojej konstrukcji. (mowa tu o ogniwach solo, a nie podwójnej ilości ogniw "zewnętrzne z wewnętrznym") Przy tej wersji w zazębieniu ogniwa będą się na kole przeplatać, i koło będzie się wycierało równomiernie. Zużyty łańcuch zacznie gorzej pracować, bo siłę będzie przenosić co drugie ogniwo.

b) ilość zębów w kole parzysta. - wyciągnięte więcej co drugie podziałki trafiają na te same podziałki w kole i koło dopasowywuje się do takiego łańcucha. Wtedy przy zdejmowaniu i powtórnym nakładaniu łańcucha, istotne więc znaczenie ma takie samo namontowanie na koło łańcuchowe. Przesunięcie w montażu o jedną podziałkę, wywoła więc efekt przenoszenia sił przez co drugie ogniwo. Dla kół z małą ilością zębów ma to istotne znaczenie.

A więc w łańcuchu z krótkimi powierzchniami nośnymi na tulejkach, podczas pracy z kołem o nieparzystej ilości zębów nastąpi powiększanie się luzu tulejek na wywiniętych czopach ogniw wewnętrznych. Powiększenie to będzie nadążać za postępującym wyciąganiem się podziałek ogniw zewnętrznych, co robi się przez obluzowywanie ogniw wewn. na sworzniach. Tulejki w ogniwach wewnętrznych, (przez umożliwienie ich szybszego wytarcia dzięki krótkim powierzchniom) będą mieć możliwość rozsunięcia się dla zrównania podziałek z podziałkami na ogniwach zewnętrznych. Dokona się to poprzez koło z nieparzystą ilością zębów. Koło to przeplatając się podczas zazębiania zachowa równomierność podziałek na sobie i porzez nią z kolei dokona wyrównania podziałek na łańcuchu.

Ponadto łańcuch o konstrukcji w wersji 2 (tu podanej) ma większą wiotkość boczną, bo ogniwa wewn. są osadzone na krótkich powierzchniach i nie są zespolone z sobą tulejką. Przydatne jest to z kolei w przerzutkach, gdzie wiotkość jest wymagana dla umożliwienia przezębiania.

Ja np dla osiągnięcia dużego czasokresu pracy łańcucha zastosuję raczej wersję 1 z szerszymi powierzchniami nośnymi. Mam parzystą ilość zębów w kołach 46 i 8 zębów, więc tylko będę musiał zwracać uwagę na montaż łańcucha przy rozbiórkach i ponownym zakładaniu, przy już trochę zeksploatowanym łańcuchu.

* A może chodzi o technologiczność w wykonaniu i związaną z tym cenę handlową? Mniejsza ilość części (brak tulejki pośredniej) i odpada jej montaż wciskania w ogniwa.

** Jest to zbyt duże uproszczenie nie do końca słuszne. Dokładnie to zanalizowałem w dalszym tu wpisie pt. "Jak kręcą się tulejki?"

Nie przejmuj się, Nocny Ptak że tylko tyle napisałem i nie wiesz o co chodzi. Po prostu to tokarkowa obróbka, tyle że zamiast noża kręci się na suporcie frez, a suport i wrzeciono pracuje wolno w trybie posuwu wg programu numerycznego, bo to wersja tokarki CNC. Tak wychodzi np kształt wrębu, który opiszesz geometrycznie wg pewnego języka, starego jak świat, kiedy to zaczęto stosować takie obrabiarki. Ta "interpolacja wsp. biegun." to takie ułatwienie do prostrzego opisu językowego, bardziej złożonych procedur, jakby się chciało opisywać posuwowe ruchy kątowe wrzeciona i posuwu dla realizacji jakiejś trajektorii narzedzia. Najważniejsze, że przybliża się wizja wielobiegowego skutera.

Zauważyłem, że chcąc dobrać najwłaściwszy łańcuch (jednorzędowy) "też dziwne dla mnie pojęcie z dziedziny rowerowej o którym się niedawno dowiedziałem" - to tzw klasyczny najszerszy łańcuch o szerokosci wewnetrznej 1/8" - natknąłem się na przeróżnistą dokładność ich wykonania. Spotkałem się z fatalnymi wadami jak np. szablistość w niektórych ogniwach, które nie idą w jednej lini, bo odchylone są kątowo. Wiem, że ze względu na większą prędkość liniową tego łańcucha w skuterze w porównaniu do prędkości łańcuchów w rowerze sprawa jego dokładności jest b. istotna. W sumie dopiero z 5-ciu różnych odmian znalazłem spełniający moje oczekiwania co do jakości w wykonaniu. A i tak będzie trzeba umniejszyć jego boczne suwliwe luzy pomiędzy ogniwami przez doprasowanie ich w skuwaczu.
Wszystko daje się odkryć dzięki pomiarom i próbach zazębiania na kółku 8 zębów.
Poznałem przy okazji, bo nawet o tym nie wiedziałem, że spotyka się dwie odmiany konstrukcyjne rowerowych łańcuchów tulejkowych.

1. Stabilny w podziałce, bo elementy ruchome: sworznie, tulejki pośrednie wciśnięte w ogniwa wewnętrzne, oraz tulejki zewnętrzne te na tulejkach pośrednich, mają wykorzystaną całą szerokość do przenoszenia obciążeń.
2. Mniej stabilny w podziałce, posiadający właściwość szybszego dopasowania się do kół łańcuchowych przez dotarcie. Ogniwa wewnętrzne są "pływające" namontowane obrotowo na sworznie. Wywinięte plastycznie otwory w tych wewnętrznych ogniwach stanowią zarazem krótkie czopy na których obrotowo z kolei nachodzą tulejki zewnętrzne łańcucha. Łańcuch taki ma więc wszędzie krótsze powierzchnie nośne. Tulejki zewnętrzne w tych łańcuchach są więc w nich luźniejsze i łatwiej takie łańcuchy wzębiają się w koła zrobione mniej dokładnie. Pisałem o tym zjawisku na początku tego wątku tematycznego.

Próbuję się też domyślać, dlaczego istnieje też taka konstrukcja łańcucha z tymi tulejkami zewnętrznymi osadzonymi na krótszych powierzchniach nośnych. * Otóż łańcuch w 1-szej wersji podczas eksploatacji z chwilą wyciągania się ściera się głównie na najmniejszej powierzchni, czyli na sworzniu i tulejce pośredniej. Wydłużeniu więc podlegają podziałki związane z ogniwami zewnętrznymi. Ogniwa wewnętrzne w swych podziałkach nie podlegają wydłużeniu, pomijając mniejsze wycieranie się zewnętrznych tulejek. Ich powierzchnia jest znacznie większa. Efekt końcowy jest taki, że wydłużone jest co drugie ogniwo.**
Skutki tego mogą być teraz różne w zależności od ilości zębów na kole łańcuchowym:

a) ilość zębów w kole nieparzysta. - Łańcuch zawsze zawiera parzystą ilość ogniw z racji swojej konstrukcji. (mowa tu o ogniwach solo, a nie podwójnej ilości ogniw "zewnętrzne z wewnętrznym") Przy tej wersji w zazębieniu ogniwa będą się na kole przeplatać, i koło będzie się wycierało równomiernie. Zużyty łańcuch zacznie gorzej pracować, bo siłę będzie przenosić co drugie ogniwo.

b) ilość zębów w kole parzysta. - wyciągnięte więcej co drugie podziałki trafiają na te same podziałki w kole i koło dopasowywuje się do takiego łańcucha. Wtedy przy zdejmowaniu i powtórnym nakładaniu łańcucha, istotne więc znaczenie ma takie samo namontowanie na koło łańcuchowe. Przesunięcie w montażu o jedną podziałkę, wywoła więc efekt przenoszenia sił przez co drugie ogniwo. Dla kół z małą ilością zębów ma to istotne znaczenie.

A więc w łańcuchu z krótkimi powierzchniami nośnymi na tulejkach, podczas pracy z kołem o nieparzystej ilości zębów nastąpi powiększanie się luzu tulejek na wywiniętych czopach ogniw wewnętrznych. Powiększenie to będzie nadążać za postępującym wyciąganiem się podziałek ogniw zewnętrznych, co robi się przez obluzowywanie ogniw wewn. na sworzniach. Tulejki w ogniwach wewnętrznych, (przez umożliwienie ich szybszego wytarcia dzięki krótkim powierzchniom) będą mieć możliwość rozsunięcia się dla zrównania podziałek z podziałkami na ogniwach zewnętrznych. Dokona się to poprzez koło z nieparzystą ilością zębów. Koło to przeplatając się podczas zazębiania zachowa równomierność podziałek na sobie i porzez nią z kolei dokona wyrównania podziałek na łańcuchu.

Ponadto łańcuch o konstrukcji w wersji 2 (tu podanej) ma większą wiotkość boczną, bo ogniwa wewn. są osadzone na krótkich powierzchniach i nie są zespolone z sobą tulejką. Przydatne jest to z kolei w przerzutkach, gdzie wiotkość jest wymagana dla umożliwienia przezębiania.

Ja np dla osiągnięcia dużego czasokresu pracy łańcucha zastosuję raczej wersję 1 z szerszymi powierzchniami nośnymi. Mam parzystą ilość zębów w kołach 46 i 8 zębów, więc tylko będę musiał zwracać uwagę na montaż łańcucha przy rozbiórkach i ponownym zakładaniu, przy już trochę zeksploatowanym łańcuchu.

* A może chodzi o technologiczność w wykonaniu i związaną z tym cenę handlową? Mniejsza ilość części (brak tulejki pośredniej) i odpada jej montaż wciskania w ogniwa.

** Jest to zbyt duże uproszczenie nie do końca słuszne. Dokładnie to zanalizowałem w dalszym tu wpisie pt. "Jak kręcą się tulejki?"

[GlowaSkrzydlowa]

Ostatnio budując tę przekładnię 1/2" 8:46 i dobierając łańcuch, zebrałem mnóstwo przemyśleń i przy okazji wrzucam tu post do ew. wykorzystania przez innych. Nie jest to odpiska z jakiejś literatury tylko własne przemyślenia.
Przy przekazywaniu mocy w naprężonym łańcuchu, siadający w swój wrąb kolejny sworzeń ogniwa, dokonuje obrotu wokół sworznia już wzębionego, który z kolei oparty jest już w wrębie koła np ciągnącego. W tym miejscu właśnie w czasie tego obrotu, obciążony jest on siłą naprężenia, jaka jest w łańcuchu. Tu właśnie podczas pracy są główne straty energetyczne, związane z tarciem w łańcuchu.
Idealnym rozwiązaniem byłby taki łańcuch, w którym ogniwa obracałyby się na jakichś łożyskach tocznych, ale jeszcze takiego czegoś ne stosuje się w praktyce.

Straty te zależeć będą od proporcji wymiarowych średnicy sworznia łańcuchowego, do średnicy koła łańcuchowego. W czasie jednego obrotu koła, sumarycznie na wszystkich ogniwach po kolei dokona się w tym czasie jeden pełny obrót na sworzniu łańcucha. Dla przekładni przenoszącej pewien moment obrotowy, lokalizowanie łańcucha na większych średnicach zmniejsza w nim naprężenia i siła działająca w takim sworzniu łańcuchowym zmniejsza się, a w czasie w/w jednego pełnego obrotu sworznia, praca tarcia na takim samym wymiarowo sworzniu staje się mniejsza.
Technicy budując łańcuchy poszli na pewien kompromis pomiędzy najkorzystniejszym przypadkiem, kiedy taki sworzeń powinien mieć najmniejszą średnicę na aspekt strat tarcia, a sprawą nacisków jednostkowych sworznia na powierzchnię wrębów koła podczas przekazywania obciążeń siłowych łańcuch-koło.
Są np 3 odmiany łańcuchów drabinkowych jak podaje np "poradnik mechanika warsztatowca":

1. Sworzniowe - Srednica sworznia odpowiada średnicom w dnach wrębów koła. Ogniwa wewnętrzne obrotowo osadzone na sworzniach mających na obrzeżach zatoczenia, a sworznie na trwałe połączone z ogniwami zewnętrznymi.
2. Panwiowe - Ogniwa wewnętrzne namontowane na wcisk do tulejek (panwi). Wewnątrz tych tulejek są sworznie zmontowane z ogniwami zewnętrznymi. Średnice wrębów w kole odpowiadają średnicom zewnętrznym tulejek. Ten właśnie typ jest zastosowany w skuterkowych łańcuchach 1/4".
3. Tulejkowe - Jak w wersji 2 - czyli panwiowych - z tym, że na tulejce dodatkowo jest jeszcze jedna tulejka. Ten typ jest powszechnie znany, bo stosowany jest on np w łańcuchach rowerowych.

Jak wnikliwie zastanowić się nad pracą takiego łańcucha co do aspektu tarcia w sworzniach, to występują tu dwa przypadki pracy i to niezależnie od typu łańcucha. Podczas pracy naprzemiennie w kolejnych sworzniach te przypadki występują:

a) Ogniwo okręca się trąc jedną powierzchnią elementu. Np w typie 2. sworzeń ociera w tulejce, gdy zewnętrzne ogniwo okręca się w ułożonym już na kole ogniwie wewnętrznym.
b) Ogniwo okręca się trąc dwoma powierzchniami na elemencie. Np w typie 2. tulejka ociera o sworzeń w ułożonym już w wrębie ogniwie zewnętrznym z w/w sworzniem i dodatkowo tulejka ociera o wrąb koła w którym leży ten sworzeń.

W przypadku b) straty tarcia są w przybliżeniu zdwojone, bo pod tym samym obciążeniem siła tarcia występuje w dwóch miejscach. Tu wnikliwy obserwator tego zjawiska dostrzeże, że łańcuchy tulejkowe mają po to między innymi tulejki, aby zmniejszyć średnicę na której występuje to drugie tarcie, a zarazem zachować dużą średnicę zewnętrzną na tulejkach ogniwowych dla osiagnięcia korzyści ze względu na naciski jednostkowe w wrębach koła łańcuchowego dla poprawienia żywotności takich kół.

Zrobiłem porównawczą analizę na ten aspekt tarcia dla mojego przypadku przekładni w porównaniu do tej jaka jest obecnie zastosowana w skuterze.
Wymiary średnic tarcia: dla 1/4" 2.25 i 3.15 / dla 1/2" 3.6 i 5
Średnica podziałowa koła: dla 1/4" 22.54 / dla 1/2" 33.18
Proporcja średnicy podź. koła do średnicy tarcia w elementach łańcucha:
1. Przypadek a) 1/4" 10.01 / 1/2" 9.21
2. Przypadek b) gdzie w analizę wziąłem średnicę średnią z dwóch, na których to tarcie występuje.
1/4" 8.35 / 1/2" 7.72

Dla obu tych przypadków moja przekładnia będzie tu gorsza o czynnik 1.08
Wnikliwie spoglądając na wartości tych proporcji które wynoszą tu około 9 widzimy jak kiepskie co do ekonomiczności pod względem energetycznym są te skuterkowe przekładnie. To tak jakby jechać pojazdem, który w kołach jezdnych zamiast łożysk tocznych miał łożyska ślizgowe stal po stali jeszcze w dodatku marnie smarowane i w proporcji wymiarowych co do średnicy tych kół jak 1:9.
Teraz dopiero pojąłem jak korzystne będzie pod względem energetycznym zastosowanie pasowej przekładni zębatej, zamiast tych łańcuchów. (Patrz wpiska w poście "a może taki napęd?") Zrobię to dopiero w następnej kolejności, bo to będzie wymagało przeprojektowania i wykonania zupełnie od podstaw innego szerszego tylnego wahacza.

Ostatnio budując tę przekładnię 1/2" 8:46 i dobierając łańcuch, zebrałem mnóstwo przemyśleń i przy okazji wrzucam tu post do ew. wykorzystania przez innych. Nie jest to odpiska z jakiejś literatury tylko własne przemyślenia.
Przy przekazywaniu mocy w naprężonym łańcuchu, siadający w swój wrąb kolejny sworzeń ogniwa, dokonuje obrotu wokół sworznia już wzębionego, który z kolei oparty jest już w wrębie koła np ciągnącego. W tym miejscu właśnie w czasie tego obrotu, obciążony jest on siłą naprężenia, jaka jest w łańcuchu. Tu właśnie podczas pracy są główne straty energetyczne, związane z tarciem w łańcuchu.
Idealnym rozwiązaniem byłby taki łańcuch, w którym ogniwa obracałyby się na jakichś łożyskach tocznych, ale jeszcze takiego czegoś ne stosuje się w praktyce.

Straty te zależeć będą od proporcji wymiarowych średnicy sworznia łańcuchowego, do średnicy koła łańcuchowego. W czasie jednego obrotu koła, sumarycznie na wszystkich ogniwach po kolei dokona się w tym czasie jeden pełny obrót na sworzniu łańcucha. Dla przekładni przenoszącej pewien moment obrotowy, lokalizowanie łańcucha na większych średnicach zmniejsza w nim naprężenia i siła działająca w takim sworzniu łańcuchowym zmniejsza się, a w czasie w/w jednego pełnego obrotu sworznia, praca tarcia na takim samym wymiarowo sworzniu staje się mniejsza.
Technicy budując łańcuchy poszli na pewien kompromis pomiędzy najkorzystniejszym przypadkiem, kiedy taki sworzeń powinien mieć najmniejszą średnicę na aspekt strat tarcia, a sprawą nacisków jednostkowych sworznia na powierzchnię wrębów koła podczas przekazywania obciążeń siłowych łańcuch-koło.
Są np 3 odmiany łańcuchów drabinkowych jak podaje np "poradnik mechanika warsztatowca":

1. Sworzniowe - Srednica sworznia odpowiada średnicom w dnach wrębów koła. Ogniwa wewnętrzne obrotowo osadzone na sworzniach mających na obrzeżach zatoczenia, a sworznie na trwałe połączone z ogniwami zewnętrznymi.
2. Panwiowe - Ogniwa wewnętrzne namontowane na wcisk do tulejek (panwi). Wewnątrz tych tulejek są sworznie zmontowane z ogniwami zewnętrznymi. Średnice wrębów w kole odpowiadają średnicom zewnętrznym tulejek. Ten właśnie typ jest zastosowany w skuterkowych łańcuchach 1/4".
3. Tulejkowe - Jak w wersji 2 - czyli panwiowych - z tym, że na tulejce dodatkowo jest jeszcze jedna tulejka. Ten typ jest powszechnie znany, bo stosowany jest on np w łańcuchach rowerowych.

Jak wnikliwie zastanowić się nad pracą takiego łańcucha co do aspektu tarcia w sworzniach, to występują tu dwa przypadki pracy i to niezależnie od typu łańcucha. Podczas pracy naprzemiennie w kolejnych sworzniach te przypadki występują:

a) Ogniwo okręca się trąc jedną powierzchnią elementu. Np w typie 2. sworzeń ociera w tulejce, gdy zewnętrzne ogniwo okręca się w ułożonym już na kole ogniwie wewnętrznym.
b) Ogniwo okręca się trąc dwoma powierzchniami na elemencie. Np w typie 2. tulejka ociera o sworzeń w ułożonym już w wrębie ogniwie zewnętrznym z w/w sworzniem i dodatkowo tulejka ociera o wrąb koła w którym leży ten sworzeń.

W przypadku b) straty tarcia są w przybliżeniu zdwojone, bo pod tym samym obciążeniem siła tarcia występuje w dwóch miejscach. Tu wnikliwy obserwator tego zjawiska dostrzeże, że łańcuchy tulejkowe mają po to między innymi tulejki, aby zmniejszyć średnicę na której występuje to drugie tarcie, a zarazem zachować dużą średnicę zewnętrzną na tulejkach ogniwowych dla osiagnięcia korzyści ze względu na naciski jednostkowe w wrębach koła łańcuchowego dla poprawienia żywotności takich kół.

Zrobiłem porównawczą analizę na ten aspekt tarcia dla mojego przypadku przekładni w porównaniu do tej jaka jest obecnie zastosowana w skuterze.
Wymiary średnic tarcia: dla 1/4" 2.25 i 3.15 / dla 1/2" 3.6 i 5
Średnica podziałowa koła: dla 1/4" 22.54 / dla 1/2" 33.18
Proporcja średnicy podź. koła do średnicy tarcia w elementach łańcucha:
1. Przypadek a) 1/4" 10.01 / 1/2" 9.21
2. Przypadek b) gdzie w analizę wziąłem średnicę średnią z dwóch, na których to tarcie występuje.
1/4" 8.35 / 1/2" 7.72

Dla obu tych przypadków moja przekładnia będzie tu gorsza o czynnik 1.08
Wnikliwie spoglądając na wartości tych proporcji które wynoszą tu około 9 widzimy jak kiepskie co do ekonomiczności pod względem energetycznym są te skuterkowe przekładnie. To tak jakby jechać pojazdem, który w kołach jezdnych zamiast łożysk tocznych miał łożyska ślizgowe stal po stali jeszcze w dodatku marnie smarowane i w proporcji wymiarowych co do średnicy tych kół jak 1:9.
Teraz dopiero pojąłem jak korzystne będzie pod względem energetycznym zastosowanie pasowej przekładni zębatej, zamiast tych łańcuchów. (Patrz wpiska w poście "a może taki napęd?") Zrobię to dopiero w następnej kolejności, bo to będzie wymagało przeprojektowania i wykonania zupełnie od podstaw innego szerszego tylnego wahacza.

[NocnyPtak]

Skoro masz takie możliwości techniczne, to może pomyśl nad przeniesieniem napędu przez wał Cardana?
Silnik można ułożyć wzdłuż osi pojazdu i na jego oś nasunąć końcówkę wału. Gdyby umocować go na wahaczu, to połączenie oś silnika-wał może być zupełnie sztywne.
-W takim przypadku jedynym źródłem strat (tarcia) byłoby zazębienie wał-zębatka koła.
-Dobranie odpowiedniego przełożenia byłoby dość proste.
-Odpada problem wyciągania łańcucha i wycierania zębów oraz ogniw a więc okresowych regulacji, ustawiania zbieżności, hamulca itp.
-Łatwo wymienić taką przekładnię, jak się już zużyje(prawdopodobnie po kilku latach jeżeli te zębatki zostaną prawidłowo zahartowane).
-Nietrudno zaprojektować i wykonać osłonę na przekładnię zapobiegającą "łapaniu brudu" (kurz, piasek, inne paprochy) mających istotny wpływ na ścieranie powierzchni (zakładam, że przekładnia pracowałaby na zwykłym, stałym smarze).
-Taka przekładnia byłaby dużo cichsza od łańcucha.

[GlowaSkrzydlowa]

Zrobienie tego o czym piszesz Nocny Ptaku, też na upartego byłbym w stanie zrobić, ale wszedłbym w duże koszty, a wykonanie wysokiej jakości pary stożkowych kół i sprytnej lekkiej obudowy to byłoby super zadanie. Nie mam dojścia do takich obrabiarek w pracy. Robię tylko na tokarkach CNC. Temat jak już wspomniałem mam już rozwiązany w zanadrzu jako najcichszą przekładnię, bo pasową. Będzie to pas zębaty o profilu 5M (podziałka garbów 5 mm) szerokość pasa 15 mm. Jego rdzeń ma wysokość 1.7 mm. Jest więc wiotkim pasem jak na naprężenie w takim pasie w granicach 10kg. Sprawdzone mam też, że ten pas przeniesie moc 450W na średnicach kół, jakie będą w sam raz w skuterze co do ich wielkości. Przekładnia będzie kryta w osłonie plastikowej. To będzie dobre, bo będzie na dodatek lekkie. Łatwo też będzie można zmienić przełożenie przez wymianę kół na inne.
Jak na razie dopnę ten pomysł z łańcuchem 1/2".

Nadmienię przy okazji o zarysie zębów w kołach łańcuchowych.

W "Poradniku Mechanika" np. jest pokazana konstrukcja wrębu koła łańcuchowego, gdzie tzw. "promień zarysu" budujący górną część wrębu, jest łukiem o promieniu, który jest różnicą podziałki łańcucha i promienia tulejki łańcucha lokującej się w wrębie koła. Promień ten jest zaczepiony w środku sąsiedniego wrębu koła. Ogniwo wychodząc z wrębu przez obracanie się wokół jednego swojego sworznia pozostaje w takim przypadku w stałym kontakcie swoim drugim sworzniem, oraz tulejką, z flanką zęba na której jest ten promień zarysu. W wspomnianym poradniku wrąb cechuje jeszcze tzw luz obwodowy. dno wrębu nie jest ciągłym łukiem, lecz jest "rozjechane" kątowo (mowa tu o kącie środkowym koła łańcuchowego) tak, że opasujący koło łańcuch może się nieznacznie przesuwać obwodowo na tym kole.
Wzór empiryczny podany tam zaleca ten luz na 0.1 średnicy rolki łańcucha. Dla np łańcucha 1/2" gdzie średn. rolki jest 7.75 byłoby to 0.7 mm.
Taki właśnie luz umożliwia zazębianie się łańcuchów w przypadku pewnych nieznacznych rozrzutów tolerancyjnych podziałki łańcucha, lub średnicy dna wrębów w kole, ze względu na jakąś tam niedokładność w wykonaniu. O tym zagadnieniu wspomniałem już na początku tego wątku. "zazębienie w górnej i dolnej części opasywanego przez łańcuch koła"
Jednak co do promienia zarysu uważam, że wykonywanie go tak jak ten poradnik podaje nie jest najoptymalniejszym rozwiązaniem z racji najprawidłowszej pracy koła. Może pod względem technologicznym jest to dobre, jednak takie bliskie położenie flanki zęba w fazie wejścia zęba w lukę łańcucha jest niepotrzebne. Flanka ta i tak nie będzie przenosić siły, a bliskość ta utrudnia tylko łagodne wzębianie się przy niedokładnościach wykonawczych łańcuchów i kół. Siłę od koła przejmuje dopiero węzeł sworzniowy ogniwa, z chwilą legnięcia w wrębie koła i oparciu się na sąsiedniej flance. Nie na tej z którą był w bliskości "muskając" ją po promieniu zarysu.
Wg mnie najwłaściwsze byłoby zastosowanie tu trochę mniejszego promienia, tak, aby z chwilą zrównania się sworznia ogniwowego z czubkiem zęba, była wyraźna szczelina. Do momentu legnięcia sworznia (ew tulejki łańcuchowej, w zależności jaki to łańcuch) w wrębie podczas okręcania się ogniwa ulegałaby wtedy ta szczelina jednostajnemu zmniejszaniu się, aż do zaniku.
Ponadto np chcąc zregenerować "dołkowe zagłębienia" które np utworzą się w kole podczas jego zużywania się i przy niewyciągniętym łańcuchu wywołują one kolizję przy wyzębianiu się objawiającą się trzaskaniem przekładni, przy klasycznym wykonaniu flanki, należałoby znacznie regenerować flankę zęba, aż pod sam wierzchołek. Dla mniejszego promienia nie trzeba by było aż tak dużej regeneracji.
Przy pewnych rezerwach (wyraźnie większa wspomniana szczelina) regeneracja taka przy zastosowaniu mniejszego promienia zarysu nie obejmowałaby np aż wierzchołka zęba.
Że w praktyce stosowany jest mniejszy promień zarysu niż ten jaki byłby zaczepiony w środku sąsiedniego wręba, wystarczy spojrzeć na zazębienie się nowego łańcucha z niezużytym kołem łańcuchowym. Dla przykładu w kółku Z=19 z przekładni wielobiegowej, odstęp od flanki zęba przy wchodzeniu tulejki w wrąb wynosi około 0.5 mm. Na odstęp ten w czasie zazębiania wpływ ma również luz we wrębie, który dodaje się do tego odstępu wywołanego promieniem. Dlatego sprawdzając go, należy odpowiednio zaprzeć tulejkę łańcucha we wrębie.

W swoim kole Z=8 zastosowałem luz obwodowy 0.3 mm, bo ma ono małą ilość zębów i niepotrzebny tu jest taki luz jak poradnik zalecał. Promień zarysu, który teoretycznie wnosiłby 12.7 - 7.75/2 = 8.825 zmniejszyłem o 0.2 mm i wynosi on więc 8.625 mm. Taką wartość przyjąłem przy obliczaniu punktów charakterystycznych zarysu dla programu numerycznego.

Zrobienie tego o czym piszesz Nocny Ptaku, też na upartego byłbym w stanie zrobić, ale wszedłbym w duże koszty, a wykonanie wysokiej jakości pary stożkowych kół i sprytnej lekkiej obudowy to byłoby super zadanie. Nie mam dojścia do takich obrabiarek w pracy. Robię tylko na tokarkach CNC. Temat jak już wspomniałem mam już rozwiązany w zanadrzu jako najcichszą przekładnię, bo pasową. Będzie to pas zębaty o profilu 5M (podziałka garbów 5 mm) szerokość pasa 15 mm. Jego rdzeń ma wysokość 1.7 mm. Jest więc wiotkim pasem jak na naprężenie w takim pasie w granicach 10kg. Sprawdzone mam też, że ten pas przeniesie moc 450W na średnicach kół, jakie będą w sam raz w skuterze co do ich wielkości. Przekładnia będzie kryta w osłonie plastikowej. To będzie dobre, bo będzie na dodatek lekkie. Łatwo też będzie można zmienić przełożenie przez wymianę kół na inne.
Jak na razie dopnę ten pomysł z łańcuchem 1/2".

Nadmienię przy okazji o zarysie zębów w kołach łańcuchowych.

W "Poradniku Mechanika" np. jest pokazana konstrukcja wrębu koła łańcuchowego, gdzie tzw. "promień zarysu" budujący górną część wrębu, jest łukiem o promieniu, który jest różnicą podziałki łańcucha i promienia tulejki łańcucha lokującej się w wrębie koła. Promień ten jest zaczepiony w środku sąsiedniego wrębu koła. Ogniwo wychodząc z wrębu przez obracanie się wokół jednego swojego sworznia pozostaje w takim przypadku w stałym kontakcie swoim drugim sworzniem, oraz tulejką, z flanką zęba na której jest ten promień zarysu. W wspomnianym poradniku wrąb cechuje jeszcze tzw luz obwodowy. dno wrębu nie jest ciągłym łukiem, lecz jest "rozjechane" kątowo (mowa tu o kącie środkowym koła łańcuchowego) tak, że opasujący koło łańcuch może się nieznacznie przesuwać obwodowo na tym kole.
Wzór empiryczny podany tam zaleca ten luz na 0.1 średnicy rolki łańcucha. Dla np łańcucha 1/2" gdzie średn. rolki jest 7.75 byłoby to 0.7 mm.
Taki właśnie luz umożliwia zazębianie się łańcuchów w przypadku pewnych nieznacznych rozrzutów tolerancyjnych podziałki łańcucha, lub średnicy dna wrębów w kole, ze względu na jakąś tam niedokładność w wykonaniu. O tym zagadnieniu wspomniałem już na początku tego wątku. "zazębienie w górnej i dolnej części opasywanego przez łańcuch koła"
Jednak co do promienia zarysu uważam, że wykonywanie go tak jak ten poradnik podaje nie jest najoptymalniejszym rozwiązaniem z racji najprawidłowszej pracy koła. Może pod względem technologicznym jest to dobre, jednak takie bliskie położenie flanki zęba w fazie wejścia zęba w lukę łańcucha jest niepotrzebne. Flanka ta i tak nie będzie przenosić siły, a bliskość ta utrudnia tylko łagodne wzębianie się przy niedokładnościach wykonawczych łańcuchów i kół. Siłę od koła przejmuje dopiero węzeł sworzniowy ogniwa, z chwilą legnięcia w wrębie koła i oparciu się na sąsiedniej flance. Nie na tej z którą był w bliskości "muskając" ją po promieniu zarysu.
Wg mnie najwłaściwsze byłoby zastosowanie tu trochę mniejszego promienia, tak, aby z chwilą zrównania się sworznia ogniwowego z czubkiem zęba, była wyraźna szczelina. Do momentu legnięcia sworznia (ew tulejki łańcuchowej, w zależności jaki to łańcuch) w wrębie podczas okręcania się ogniwa ulegałaby wtedy ta szczelina jednostajnemu zmniejszaniu się, aż do zaniku.
Ponadto np chcąc zregenerować "dołkowe zagłębienia" które np utworzą się w kole podczas jego zużywania się i przy niewyciągniętym łańcuchu wywołują one kolizję przy wyzębianiu się objawiającą się trzaskaniem przekładni, przy klasycznym wykonaniu flanki, należałoby znacznie regenerować flankę zęba, aż pod sam wierzchołek. Dla mniejszego promienia nie trzeba by było aż tak dużej regeneracji.
Przy pewnych rezerwach (wyraźnie większa wspomniana szczelina) regeneracja taka przy zastosowaniu mniejszego promienia zarysu nie obejmowałaby np aż wierzchołka zęba.
Że w praktyce stosowany jest mniejszy promień zarysu niż ten jaki byłby zaczepiony w środku sąsiedniego wręba, wystarczy spojrzeć na zazębienie się nowego łańcucha z niezużytym kołem łańcuchowym. Dla przykładu w kółku Z=19 z przekładni wielobiegowej, odstęp od flanki zęba przy wchodzeniu tulejki w wrąb wynosi około 0.5 mm. Na odstęp ten w czasie zazębiania wpływ ma również luz we wrębie, który dodaje się do tego odstępu wywołanego promieniem. Dlatego sprawdzając go, należy odpowiednio zaprzeć tulejkę łańcucha we wrębie.

W swoim kole Z=8 zastosowałem luz obwodowy 0.3 mm, bo ma ono małą ilość zębów i niepotrzebny tu jest taki luz jak poradnik zalecał. Promień zarysu, który teoretycznie wnosiłby 12.7 - 7.75/2 = 8.825 zmniejszyłem o 0.2 mm i wynosi on więc 8.625 mm. Taką wartość przyjąłem przy obliczaniu punktów charakterystycznych zarysu dla programu numerycznego.

[GlowaSkrzydlowa]

Dla lepszego zobrazowania sprawności przekładni łańcuchowej pod względem energetycznym, można sprowadzić to zagadnienie do analogi idealnej cięgnowej przekładni, jednak z łożyskiem ślizgowym w kole. Założenia to: bardzo sztywne cięgno wzdłużnie, bardzo wiotkie na zginanie, a tarcie między cięgnem, a kołem nieskończenie duże. Koło cięgnowe natomiast łożyskowane ślizgowo. Siła przenoszona przez cięgno ma swoją reakcję w obciążeniu tego ślizgowego czopa łożyskowego. Jak nadmieniłem wcześniej w czasie jednego obrotu koła w przekładni łańcuchowej sworzeń łańcuchowy dokona, też jednego pełnego obrotu podczas obciążenia go siłą przekazywaną przez łańcuch.
Np dla skuterkowego koła 1/4" Z=11:
Jednostkowy wypadkowy moment tarcia w czopie ogniwa, podczas okręcania się ogniwa wewnętrznego. Tarcie występuje w dwóch miejscach:
1 x 2.25 + 1 x 3.15 = 5.4
Zastępcza średnica czopa dla tego przypadku:
5.4 / 1 = 5.4
Srednica czopa dla przypadku okręcania się ogniwa zewnętrznego. Tarcie występuje tu w jednym miejscu:
2.25
Ponieważ te przypadki występują naprzemiennie ich udział jest jednakowy, więc ogólnie zastępcza średnica czopa dla przekładni łańcuchowej wynosi:
(5.4 + 2.25) / 2 = 3.825
Srednica podziałowa koła 1/4" Z=11 (1/4"=6.35):
6.35 / (sin (180/11)) = 22.54
Proporcje średnicy zewnętrznej koła do ślizgowego czopa łożyskowego, dla założonej na wstępie przekładni cięgnowej. Czyli średn. podź. do zastępczej średnicy czopa:
22.54 / 3.825 = 5.89
Teraz wyobraźmy sobie skuter który ma koła jezdne fi 350 mm, a zamiast na łożyskach tocznych kręcą się one w łożyskach ślizgowych stal po stali marnie smarowanych, czasem w ogóle nie smarowanych, - bo tak jest w łańcuchach - a ich średnica wynosi 350 / 5.89 = 59.4 mm. Nawet o tym nie myślimy, jeżdżąc hulajnogami i skuterami, ale taka jest rzeczywistość, mając w napędzie ten łańcuszek i kółko Z=11. Jedziemy w rzeczywistości jak gdyby na takim założyskowaniu kół jezdnych, jeśli mielibyśmy tu idealnie bezstratny napęd cięgnowy.
W analizie tej pomijam jeszcze dodatkową stratność na tarcie dla większego koła łańcuchowego, bo tam proporcje średnicy kół do czopów łańcuchowych są znaczne i straty energii w tych kołach, są zdecydowanie mniejsze w granicach o jeden rząd.
Dla e-pojazdów gdzie energia jest na "wagę złota", zagadnienie stratności energi w łańcuchach jest kluczowe. Naprawdę warto to więc przerabiać na coś lepszego. Np pasy, lub po prostu wsadzać silniki w piasty.
Dla mojego przypadku 1/2" Z=8 współczynnik średnica/zastępczy czop wynosi:
33.186 / 6.1 = 5.44
Czyli jak na razie będę jeździł skuterem, jak gdyby na czopach stalowych w kołach jezdnych o średnicy 350 / 5.44 = 64.4 mm.
Dopiero ostatecznie docelowa przekładnia pasowa zlikwiduje tę wadę. Wtedy napewno znacznie poprawi się zasięg skutera.
Wyjaśnię dla niektórych, że pojęcie podwójnie i pojdynczo występującego tarcia, które tu w analizie występuje w sworzniach łańcucha, wyjaśniłem wcześniej na tym poście. Inna analogia tego zagadnienia które prosto przemawia, to wyciąganie deski spod zapartej szafy na drewnianej podłodze (podwójnie występujące tarcie deska-szafa i deska-podłoga) i wyciąganie takowej deski spod zapartej szafy, ale stojącej na lodowisku. (Jedno tarcie między deską i szafą. Pomija się tarcie na lodzie)

Dla lepszego zobrazowania sprawności przekładni łańcuchowej pod względem energetycznym, można sprowadzić to zagadnienie do analogi idealnej cięgnowej przekładni, jednak z łożyskiem ślizgowym w kole. Założenia to: bardzo sztywne cięgno wzdłużnie, bardzo wiotkie na zginanie, a tarcie między cięgnem, a kołem nieskończenie duże. Koło cięgnowe natomiast łożyskowane ślizgowo. Siła przenoszona przez cięgno ma swoją reakcję w obciążeniu tego ślizgowego czopa łożyskowego. Jak nadmieniłem wcześniej w czasie jednego obrotu koła w przekładni łańcuchowej sworzeń łańcuchowy dokona, też jednego pełnego obrotu podczas obciążenia go siłą przekazywaną przez łańcuch.
Np dla skuterkowego koła 1/4" Z=11:
Jednostkowy wypadkowy moment tarcia w czopie ogniwa, podczas okręcania się ogniwa wewnętrznego. Tarcie występuje w dwóch miejscach:
1 x 2.25 + 1 x 3.15 = 5.4
Zastępcza średnica czopa dla tego przypadku:
5.4 / 1 = 5.4
Srednica czopa dla przypadku okręcania się ogniwa zewnętrznego. Tarcie występuje tu w jednym miejscu:
2.25
Ponieważ te przypadki występują naprzemiennie ich udział jest jednakowy, więc ogólnie zastępcza średnica czopa dla przekładni łańcuchowej wynosi:
(5.4 + 2.25) / 2 = 3.825
Srednica podziałowa koła 1/4" Z=11 (1/4"=6.35):
6.35 / (sin (180/11)) = 22.54
Proporcje średnicy zewnętrznej koła do ślizgowego czopa łożyskowego, dla założonej na wstępie przekładni cięgnowej. Czyli średn. podź. do zastępczej średnicy czopa:
22.54 / 3.825 = 5.89
Teraz wyobraźmy sobie skuter który ma koła jezdne fi 350 mm, a zamiast na łożyskach tocznych kręcą się one w łożyskach ślizgowych stal po stali marnie smarowanych, czasem w ogóle nie smarowanych, - bo tak jest w łańcuchach - a ich średnica wynosi 350 / 5.89 = 59.4 mm. Nawet o tym nie myślimy, jeżdżąc hulajnogami i skuterami, ale taka jest rzeczywistość, mając w napędzie ten łańcuszek i kółko Z=11. Jedziemy w rzeczywistości jak gdyby na takim założyskowaniu kół jezdnych, jeśli mielibyśmy tu idealnie bezstratny napęd cięgnowy.
W analizie tej pomijam jeszcze dodatkową stratność na tarcie dla większego koła łańcuchowego, bo tam proporcje średnicy kół do czopów łańcuchowych są znaczne i straty energii w tych kołach, są zdecydowanie mniejsze w granicach o jeden rząd.
Dla e-pojazdów gdzie energia jest na "wagę złota", zagadnienie stratności energi w łańcuchach jest kluczowe. Naprawdę warto to więc przerabiać na coś lepszego. Np pasy, lub po prostu wsadzać silniki w piasty.
Dla mojego przypadku 1/2" Z=8 współczynnik średnica/zastępczy czop wynosi:
33.186 / 6.1 = 5.44
Czyli jak na razie będę jeździł skuterem, jak gdyby na czopach stalowych w kołach jezdnych o średnicy 350 / 5.44 = 64.4 mm.
Dopiero ostatecznie docelowa przekładnia pasowa zlikwiduje tę wadę. Wtedy napewno znacznie poprawi się zasięg skutera.
Wyjaśnię dla niektórych, że pojęcie podwójnie i pojdynczo występującego tarcia, które tu w analizie występuje w sworzniach łańcucha, wyjaśniłem wcześniej na tym poście. Inna analogia tego zagadnienia które prosto przemawia, to wyciąganie deski spod zapartej szafy na drewnianej podłodze (podwójnie występujące tarcie deska-szafa i deska-podłoga) i wyciąganie takowej deski spod zapartej szafy, ale stojącej na lodowisku. (Jedno tarcie między deską i szafą. Pomija się tarcie na lodzie)

[GlowaSkrzydlowa]

Właściwie nie miałem nigdy okazji przeczytać jakiejś monografi z teorii zazębienia łańcuchów drabinkowych, znam natomiast z pracy zawodowej teorię zazębień ewolwentowych i wykonawstwo oraz projektowanie kół zębatych. Dziś zastanowiłem się, jak właściwie kręcą się tulejki w łańcuchu Galla (tulejkowym). Myślałem, co zapewnia że kręcą się one w sposób pewny, aby podlegały jakiemuś regularnemu zużyciu na całym obwodzie w swoim otworze, co miałoby zapewnić stabilność podziałki związanej z ogniwem wewnętrznym. Wiadomo, że gdyby tulejka się nie kręciła, a przy jakimś demontażu łańcucha położenia kątowe na tulejkach wewnętrznych uległy naruszeniu, to zmianie uległyby podziałki związane z ogniwami wewnętrznymi, bo tulejki przy niekręceniu się miałyby wygniecenia w jednym miejscu w swoich otworach.

Otóż rozważmy przekładnię jak w skuterze. Patrząc na nią z boku, po prawej strone mamy kółko czynne (napędzające - to mniejsze), a po lewej koło bierne (koło łańcuchowe napędzane).
Jak wcześniej pisałem, ruch obrotowy rozpatrywanej tulejki zewnętrznej łańcucha na tulejce wewnętrznej namontowanej w ogniwie wewnętrznym, odbywa się przy okręcaniu ogniwa wewnętrznego, gdy w czasie ruchu łańcucha, legnie już całkowicie na kole poprzedzające ogniwo zewnętrzne. Do tej analizy zużycia, rozpatrywać należy ten obrót, który odbywa się pod obciążeniem siłowym na tulejce czyli w strefie ciągnącej przekładni, tam gdzie łańcuch jest naprężony.
Ponadto wspomnieć tu można dla wyjaśnienia, że tulejka taka nie będzie się kręcić względem wrębu koła łańcuchowego, gdyż pod tym samym obciążeniem siłowym styka się też wewnętrzym swym otworem, z tulejką wewnętrzną łańcucha i większy moment tarcia na zewnętrznej średnicy tulejki zapewnia jej nieruchomość obrotową względem wrębu koła.
Kolejnym upraszczającym założeniem o którym trzeba wspomnieć z racji powyżej użytego stwierdzenia jest tutaj to, że lwią część obciążenia przejmuje pierwszy zazębiający się ząb z koła ciągnącego i ostatni wyzębiający się ząb z koła napędzanego. Wystąpi to wtedy gdy podziałka łańcucha jest minimalnie większa niż dopasowana przez współpracę podziałka na kole. (Większa tendencja do wyciągania się łańcucha niż zużywania koła, lub naprężeniowe wydłużenie podziałki w górnej strefie przekładni.) Łańcuch ma też tendencję do zsuwania się na zewnątrz koła w strefę większych odstępów "podziałkowych" (siła zsuwająca od kąta zarysu przy nachodzeniu ogniwa, siła odśrodkowa masy łańcuchowej), a wtedy napory na flanki zęba przejmują wcześniejsze już zazębione ogniwa. Wchodzące wówczas ogniwa na koło nie wspierają się o flankę boczną zęba, lecz o dno wręba.
W takim przypadku tulejka wsparta w dnie wręba tylko od składowej naciągu, nie przejmuje pełnego nacisku od naciągu podczas obracania się ogniwa. Obracałaby się na swym otworze pod zmniejszonym naciskiem. Jeśli więc byłaby przyhamowywana wtedy o wrąb, to zużycie byłoby więc wtedy mniejsze. Jeśli zaś by się nie przyhamowywała o wrąb z powodów naruszenia innymi przyczynami typowej równowagi momentów tarcia od składowej naciągu, to ze zmniejszonym naciskiem bez obrotu na swym otworze, okręcałaby się na swojej średnicy zewnętrznej i zawsze w tym samym miejscu. Zagadnienia te więc są dość złożone i dobre nawet na jakąś pracę naukowo badawczą.
I tak dla przykładu w/w przekładni, koło napędzane kręci się w prawo. Przy naprężonym łańcuchu w górnej strefie przekładni, ogniwo wewnętrzne, które się okręca podczas swego nazębiania wykonuje ruch kątowy względem leżącej w wrębie tulejki w lewo. Będzie to ruch w pierwszej tulejce ogniwa. (Niech pierwszą tulejką ogniwa wewn. w analizie będzie ta, która jest na jego przodzie zgodnie z kierunkiem ruchu łańcucha) Ruch kątowy tego okręcenia będzie miał wielkość, jak kąt środkowy w kole, odpowiadający jednej podziałce. Będzie to 360° / Z.
W drugiej tulejce ogniwa nie nastąpi na tym kole obrót, bo wtedy okręca się w tym węźle sworzniowym ogniwo zewnętrzne i wówczas - jak pisałem wcześniej - nie występuje obrót na tulejce. Czyli druga tulejka w tej fazie ruchu na tym kole, nie okręca się.
Nie nastąpią też interesujące nas obroty tulejek pod obciążeniem w dolnej strefie przekładni podczas wyzębiania z koła czynnego i wzębiania się w koło bierne (to większe), bo jest tam strefa bez przekazywania siły.*
Dopiero podczas wychodzenia łańcucha z zazębienia na biernym kole, jest siłowe obciążenie.
Tutaj "nasza" pierwsza tulejka jako ostatnia, która jeszcze leży w wrębie nie pracuje obrotowo pod obciążeniem, bo obraca się wtedy w tym węźle tylko sworzeń od ogniwa zewnętrznego, które to okręca się wtedy przy wyzębianiu.
Okręca się tu natomiast druga tulejka (wg założonej powyżej definicji). Obciążone ogniwo wewnętrzne, obraca się względem niej w lewo podczas swego wyzębiania. Kąt w tym przypadku będzie mniejszy, bo koło bierne ma większą ilość zębów.

Wnioski są więc już oczywiste. Kręcą się wszystkie tulejki. Pod obciążeniem dokonują one sukcesywnego okręcania się w jedną stronę w trakcie obiegania w przekładni.
Ciekawym wnioskiem jest ten, że pierwsza tulejka okręca się więcej niż druga, i zgodnie z proporcjami przełożenia.
Ruch na sworzniach względem tulejek wewnętrznych, będzie z kolei wahadłowy i to oczywiście na obydwóch kołach. Na kole czynnym będzie on większy , a na biernym mniejszy.
Proces wyrównywania się podziałek podczas eksploatacji łańcucha na kołach z nieparzystą ilością zębów ma więc w łańcuchach o niskiej nośności na tulejkach tu w tej analizie swoje wytłumaczenie. Tulejki w ogniwie wewnętrznym, te pierwsze (patrz definicja), przy wyrównywaniu podziałek przesuwają się w prawo i więcej, niż drugie które, przesuwają się w lewo. Koło z nieparzystą ilością zębów "czuwa" lub inaczej spełnia rolę regulatora równomierności podziałek podczas eksploatacji łańcucha.

Analizując zaś wnikliwiej pracę łańcucha o pełnej szerokości nośnej tulejki, należałoby wziąc do rozważań całą powierzchnię nośną i porównać ją do powierzchni nośnej sworznia, który w tulejce wewnętrznej styka się przecież na wiekszej długości.
Np w wspomnianym łańcuchu 1/2" x 1/8" wymiary nośne sworznia to 3.6 x 5.4 =19.44 mm2
zaś wymiary nośne tulejki to 5 x 3.2 = 16 mm2. Nie występuje więc tu jakaś drastyczna różnica w wielkościach powierzchni nośnych. Można powiedzieć wręcz, że są one zbliżone.
Sugerowane więc wcześniej intensywniejsze wyciąganie podziałek na ogniwach zewnętrznych przez zużycie sworzni, jest ono w pełni kompensowane nadążającym wycieraniem się tulejek w trakcie ich obrotu.

Z kolei gdyby nawet co drugie ogniwo miało nieco dłuższą podziałkę, to nie stwarza to niebezpieczeństwa co do uderzeniowej pracy w kole o nieparzystej ilości zębów jak wstępnie przypuszczałem. Jeśli koło jest prawidłowo wykonane i posiada luz obwodowy wszystko działa poprawnie. Koło ciągnąc zaczepia się co drugą tulejkę, jednak wtedy przez luz jest umożliwione swobodne ulokowanie się co drugiej, niezaczepionej przez ząb koła tulejki. Wtedy to w tak ulokowanej tulejce, dokonuje się wtedy obrót w obciążonym węźle sworzniowym, przy wsparciu tulejki jedynie na części średnicowej w dnie wręba. Ponieważ styk z kołem będzie tu wtedy z mniejszą siłą (działa siła składowa od naciągu w łańcuchu) tulejka ta będzie kręcić się pod zmiejszonym naciskiem lub ew pod tym zmniejszonym naciskiem okręci się względem koła łańcuchowego. Wspominałem o tej możliwości powyżej. Działa tu ostatecznie zjawisko równowagi momentów tarcia na średnicy wewn. i zewn. tulejki, zakłócane różnymi przyczynami.
Inaczej mówiąc tulejka będzie ulegała mniejszemu ścieraniu się w swoim otworze, do momentu, aż te tulejki co się okręcają na pełnym obciążeniu osiągną luz i umożliwią wsparcie się tych co drugich tulejek, nie zaczepionych przez zęby koła. Działa więc tutaj też zjawisko samoregulacji w czasie eksploatacji łańcucha na takim kole z nieparzystą ilością zębów.

* Istotne jest tutaj to, czy aby w tym miejscu tulejka czasem nie powraca do swojego poprzedniego położenia, bo wykonałaby wtedy wahadłowy ruch. Otóż nie. Okręcające się ogniwa wewnętrzne w tej strefie, wykonują względem nieruchomo wspartej w wrębie tulejki ruch nadal w tym samym kierunku. Jednak tulejka nie wspiera się siłowo w wrębie koła. Więc w zasadzie swobodne wyzębianie się łańcucha w tej strefie przekładni nie obraca tulejkami zewnętrznymi, a gdyby nawet unieruchomiły się one w wrębie podczas wychyłu ogniwa, to obracałyby się dalej sukcesywnie w tę samą stronę co w górnej strefie przekładni. Czyli w prawo względem ogniwa na którym są osadzone.

Właściwie nie miałem nigdy okazji przeczytać jakiejś monografi z teorii zazębienia łańcuchów drabinkowych, znam natomiast z pracy zawodowej teorię zazębień ewolwentowych i wykonawstwo oraz projektowanie kół zębatych. Dziś zastanowiłem się, jak właściwie kręcą się tulejki w łańcuchu Galla (tulejkowym). Myślałem, co zapewnia że kręcą się one w sposób pewny, aby podlegały jakiemuś regularnemu zużyciu na całym obwodzie w swoim otworze, co miałoby zapewnić stabilność podziałki związanej z ogniwem wewnętrznym. Wiadomo, że gdyby tulejka się nie kręciła, a przy jakimś demontażu łańcucha położenia kątowe na tulejkach wewnętrznych uległy naruszeniu, to zmianie uległyby podziałki związane z ogniwami wewnętrznymi, bo tulejki przy niekręceniu się miałyby wygniecenia w jednym miejscu w swoich otworach.

Otóż rozważmy przekładnię jak w skuterze. Patrząc na nią z boku, po prawej strone mamy kółko czynne (napędzające - to mniejsze), a po lewej koło bierne (koło łańcuchowe napędzane).
Jak wcześniej pisałem, ruch obrotowy rozpatrywanej tulejki zewnętrznej łańcucha na tulejce wewnętrznej namontowanej w ogniwie wewnętrznym, odbywa się przy okręcaniu ogniwa wewnętrznego, gdy w czasie ruchu łańcucha, legnie już całkowicie na kole poprzedzające ogniwo zewnętrzne. Do tej analizy zużycia, rozpatrywać należy ten obrót, który odbywa się pod obciążeniem siłowym na tulejce czyli w strefie ciągnącej przekładni, tam gdzie łańcuch jest naprężony.
Ponadto wspomnieć tu można dla wyjaśnienia, że tulejka taka nie będzie się kręcić względem wrębu koła łańcuchowego, gdyż pod tym samym obciążeniem siłowym styka się też wewnętrzym swym otworem, z tulejką wewnętrzną łańcucha i większy moment tarcia na zewnętrznej średnicy tulejki zapewnia jej nieruchomość obrotową względem wrębu koła.
Kolejnym upraszczającym założeniem o którym trzeba wspomnieć z racji powyżej użytego stwierdzenia jest tutaj to, że lwią część obciążenia przejmuje pierwszy zazębiający się ząb z koła ciągnącego i ostatni wyzębiający się ząb z koła napędzanego. Wystąpi to wtedy gdy podziałka łańcucha jest minimalnie większa niż dopasowana przez współpracę podziałka na kole. (Większa tendencja do wyciągania się łańcucha niż zużywania koła, lub naprężeniowe wydłużenie podziałki w górnej strefie przekładni.) Łańcuch ma też tendencję do zsuwania się na zewnątrz koła w strefę większych odstępów "podziałkowych" (siła zsuwająca od kąta zarysu przy nachodzeniu ogniwa, siła odśrodkowa masy łańcuchowej), a wtedy napory na flanki zęba przejmują wcześniejsze już zazębione ogniwa. Wchodzące wówczas ogniwa na koło nie wspierają się o flankę boczną zęba, lecz o dno wręba.
W takim przypadku tulejka wsparta w dnie wręba tylko od składowej naciągu, nie przejmuje pełnego nacisku od naciągu podczas obracania się ogniwa. Obracałaby się na swym otworze pod zmniejszonym naciskiem. Jeśli więc byłaby przyhamowywana wtedy o wrąb, to zużycie byłoby więc wtedy mniejsze. Jeśli zaś by się nie przyhamowywała o wrąb z powodów naruszenia innymi przyczynami typowej równowagi momentów tarcia od składowej naciągu, to ze zmniejszonym naciskiem bez obrotu na swym otworze, okręcałaby się na swojej średnicy zewnętrznej i zawsze w tym samym miejscu. Zagadnienia te więc są dość złożone i dobre nawet na jakąś pracę naukowo badawczą.
I tak dla przykładu w/w przekładni, koło napędzane kręci się w prawo. Przy naprężonym łańcuchu w górnej strefie przekładni, ogniwo wewnętrzne, które się okręca podczas swego nazębiania wykonuje ruch kątowy względem leżącej w wrębie tulejki w lewo. Będzie to ruch w pierwszej tulejce ogniwa. (Niech pierwszą tulejką ogniwa wewn. w analizie będzie ta, która jest na jego przodzie zgodnie z kierunkiem ruchu łańcucha) Ruch kątowy tego okręcenia będzie miał wielkość, jak kąt środkowy w kole, odpowiadający jednej podziałce. Będzie to 360° / Z.
W drugiej tulejce ogniwa nie nastąpi na tym kole obrót, bo wtedy okręca się w tym węźle sworzniowym ogniwo zewnętrzne i wówczas - jak pisałem wcześniej - nie występuje obrót na tulejce. Czyli druga tulejka w tej fazie ruchu na tym kole, nie okręca się.
Nie nastąpią też interesujące nas obroty tulejek pod obciążeniem w dolnej strefie przekładni podczas wyzębiania z koła czynnego i wzębiania się w koło bierne (to większe), bo jest tam strefa bez przekazywania siły.*
Dopiero podczas wychodzenia łańcucha z zazębienia na biernym kole, jest siłowe obciążenie.
Tutaj "nasza" pierwsza tulejka jako ostatnia, która jeszcze leży w wrębie nie pracuje obrotowo pod obciążeniem, bo obraca się wtedy w tym węźle tylko sworzeń od ogniwa zewnętrznego, które to okręca się wtedy przy wyzębianiu.
Okręca się tu natomiast druga tulejka (wg założonej powyżej definicji). Obciążone ogniwo wewnętrzne, obraca się względem niej w lewo podczas swego wyzębiania. Kąt w tym przypadku będzie mniejszy, bo koło bierne ma większą ilość zębów.

Wnioski są więc już oczywiste. Kręcą się wszystkie tulejki. Pod obciążeniem dokonują one sukcesywnego okręcania się w jedną stronę w trakcie obiegania w przekładni.
Ciekawym wnioskiem jest ten, że pierwsza tulejka okręca się więcej niż druga, i zgodnie z proporcjami przełożenia.
Ruch na sworzniach względem tulejek wewnętrznych, będzie z kolei wahadłowy i to oczywiście na obydwóch kołach. Na kole czynnym będzie on większy , a na biernym mniejszy.
Proces wyrównywania się podziałek podczas eksploatacji łańcucha na kołach z nieparzystą ilością zębów ma więc w łańcuchach o niskiej nośności na tulejkach tu w tej analizie swoje wytłumaczenie. Tulejki w ogniwie wewnętrznym, te pierwsze (patrz definicja), przy wyrównywaniu podziałek przesuwają się w prawo i więcej, niż drugie które, przesuwają się w lewo. Koło z nieparzystą ilością zębów "czuwa" lub inaczej spełnia rolę regulatora równomierności podziałek podczas eksploatacji łańcucha.

Analizując zaś wnikliwiej pracę łańcucha o pełnej szerokości nośnej tulejki, należałoby wziąc do rozważań całą powierzchnię nośną i porównać ją do powierzchni nośnej sworznia, który w tulejce wewnętrznej styka się przecież na wiekszej długości.
Np w wspomnianym łańcuchu 1/2" x 1/8" wymiary nośne sworznia to 3.6 x 5.4 =19.44 mm2
zaś wymiary nośne tulejki to 5 x 3.2 = 16 mm2. Nie występuje więc tu jakaś drastyczna różnica w wielkościach powierzchni nośnych. Można powiedzieć wręcz, że są one zbliżone.
Sugerowane więc wcześniej intensywniejsze wyciąganie podziałek na ogniwach zewnętrznych przez zużycie sworzni, jest ono w pełni kompensowane nadążającym wycieraniem się tulejek w trakcie ich obrotu.

Z kolei gdyby nawet co drugie ogniwo miało nieco dłuższą podziałkę, to nie stwarza to niebezpieczeństwa co do uderzeniowej pracy w kole o nieparzystej ilości zębów jak wstępnie przypuszczałem. Jeśli koło jest prawidłowo wykonane i posiada luz obwodowy wszystko działa poprawnie. Koło ciągnąc zaczepia się co drugą tulejkę, jednak wtedy przez luz jest umożliwione swobodne ulokowanie się co drugiej, niezaczepionej przez ząb koła tulejki. Wtedy to w tak ulokowanej tulejce, dokonuje się wtedy obrót w obciążonym węźle sworzniowym, przy wsparciu tulejki jedynie na części średnicowej w dnie wręba. Ponieważ styk z kołem będzie tu wtedy z mniejszą siłą (działa siła składowa od naciągu w łańcuchu) tulejka ta będzie kręcić się pod zmiejszonym naciskiem lub ew pod tym zmniejszonym naciskiem okręci się względem koła łańcuchowego. Wspominałem o tej możliwości powyżej. Działa tu ostatecznie zjawisko równowagi momentów tarcia na średnicy wewn. i zewn. tulejki, zakłócane różnymi przyczynami.
Inaczej mówiąc tulejka będzie ulegała mniejszemu ścieraniu się w swoim otworze, do momentu, aż te tulejki co się okręcają na pełnym obciążeniu osiągną luz i umożliwią wsparcie się tych co drugich tulejek, nie zaczepionych przez zęby koła. Działa więc tutaj też zjawisko samoregulacji w czasie eksploatacji łańcucha na takim kole z nieparzystą ilością zębów.

* Istotne jest tutaj to, czy aby w tym miejscu tulejka czasem nie powraca do swojego poprzedniego położenia, bo wykonałaby wtedy wahadłowy ruch. Otóż nie. Okręcające się ogniwa wewnętrzne w tej strefie, wykonują względem nieruchomo wspartej w wrębie tulejki ruch nadal w tym samym kierunku. Jednak tulejka nie wspiera się siłowo w wrębie koła. Więc w zasadzie swobodne wyzębianie się łańcucha w tej strefie przekładni nie obraca tulejkami zewnętrznymi, a gdyby nawet unieruchomiły się one w wrębie podczas wychyłu ogniwa, to obracałyby się dalej sukcesywnie w tę samą stronę co w górnej strefie przekładni. Czyli w prawo względem ogniwa na którym są osadzone.

[GlowaSkrzydlowa]

Jednym z prostych sposobów na stwierdzenie, czy łańcuch tulejkowy wykazuje asymetrię w podziałkach, gdzie istniałaby różnica w podziałkach na ogniwach zewnętrznych w stosunku do podziałek na ogniwach wewnętrznych, jest pomiar odstępu wewnętrznego między obrotowymi tulejkami wewnątrz ogniw. Odstępu zarówno w wewnętrznych ogniwach, jak i w zewnętrznych.
Wiadomo, że chodzi tu o tę podziałkę, która występuje w naprężonym łańcuchu, bo o istocie zazębiania się łańcucha z kołami decyduje właśnie tak zdefiniowana podziałka. Wtedy to skasowane zostają luzy sworzni w tulejkach ogniwowych. Nowe łańcuchy mają w stanie napiętym, tak określoną podziałkę jako nominalną i jest ona zgodna z teoretyczną. Sprawdzałem to w wielu łańcuchach. (np 40 ogniw 1/2" łańcucha w naciągniętym nowym łańcuchu, od sworznia do sworznia ma dokładnie 508 mm).
Aby teraz w tak napiętym łańcuchu dwa rodzaje wspomnianych podziałek były jednakowe, namontowane na wcisk tulejki w ogniwach wewnętrznych, muszą wykazywać te same odstępy między sobą zarówno na namontowanym ogniwie, jak i między sąsiednimi tulejkami z kolejnego ogniwa, które złączone jest poprzez ogniwo zewnętrzne, ale w stanie kiedy "wybrało" luz na sworzniach, w kierunku na zewnątrz.
Dla np nowego łańcucha 1/2" luz ten na sworzniu wynosi około 0.07 mm. Można to łatwo sprawdzić, dokonując wspomnianego wyżej pomiaru, oraz drugiego pomiaru, gdy zsuniemy cały ten łańcuchowy odcinek pomiarowy tak, aby zbliżyć wszystkie ogniwa ku sobie, aż do przeciwnego "wybrania" luzu. Różnicę z tych dwóch pomiarów, podzielić przez ilość sworzni na odcinku pomiarowym, a wynik będzie luzem na sworzniu.

Ponieważ w zmontowanym łańcuchu nie ma się dostępu do tulejek, bo są one zakryte tulejkami zewnętrznymi pozostaje więc pomiar pośredni, przy którym grubość obrotowej tulejki zewnętrznej, zakłócać będzie ten pomiar. Założeniem więc w tej metodzie jest to, że tulejki są wszystkie dokładnie jednakowe wymiarowo i zarazem dokładnie centryczne względem swojego otworu. Pomiar odstępu wewnętrznego poprzez te obrotowe tulejki, to ważna uwaga, bo tak mierząc np suwmiarką, poprzez nacisk pomiarowy suwmiarki zostają "wybrane" luzy na sworzniach, gdy wykonuje się ten pomiar, dla podziałki ogniwa zewnętrznego. Po prostu wsadzamy wąsy pomiarowe suwmiarki w jedną lukę między tulejki i mierzymy rozsuwając suwmiarkę. Oczywiście odczyt na suwmiarce nie da wartości podziałki, ale istotne są tu odczylenia wymiarowe. Przy równych podziałkach wymiary te powinny być jednakowe. Podziałką zaś jest ten wymiar, powiększony o średnicę tulejki, minus luz w tulejce zewnętrznej.

W praktyce tulejki te nie są aż tak precyzyjne, aby ich dokładność wymiarowa gwarantowała tu w takiej metodzie dokładny wynik. Jednak dla wstępnego zorientowania się co do jakości łańcucha jest to dobry sposób jego sprawdzania. Choćby dlatego, że gdyby takie mierzenie wnosiło jakiekolwiek rozrzuty pomiarowe, to można już z tego wyciągnąć wiele wniosków. Zarówno do jakości wykonania samych tulejek, jeśli rozrzuty pomiarowe nie wykazywałyby związku z rodzajem ogniwa na którym robi się pomiar, jak i do symetri podziałek, jeśli byłaby zauważalna różnica w pomiarach w zależności od rodzaju ogniw (zewn. albo wewn.)

Przyglądałem się otworom wewnętrznym w tulejkach pod lupą, aby zobaczyć jaką technologią są one wykonane. Otóż wyniki były zadziwiające mnie. Miałem dla przykładu tulejki od łańcuchów z firm: STONE (import z Indii), Deepak (niewiem skąd) i SRAM (portugalski)
Wszystkie te tulejki miały otwór wewnętrzny wykonany metodą przeciągania. Świadczyły o tym mikro ryski wzdłużne, ale powierzchnia nośna nie obejmowała całej szerokości i to w wszystkich tych trzech łańcuchach. STONE ślad przeciągacza miało w obrębie środka, SRAM zupełnie neregularnie, tak, że przeciągacz jedynie "zabielał" wcześniej wstępnie uformowany otwór w jakimś automacie obróbki plastycznej. Powierzchnia wykazywała tu wiele miejsc, gdzie przeciągacz nie "załapał" warstwy do zeskrawania. Zaś Deepak miał tak fatale otwory w tulejkach, że przeciągacz obrobił je na jednym boku poniżej 1/4 szerokości tulejki. Tulejka więc wykładała się na swoim otworze w stanie przechylonym, lub zaparta na bokach ogniw. Efekt końcowy był taki, jak gdyby posiadała otwór stożkowy.
Średnice zewnętrzne wykonane są zaś metodą plastyczną przez walcowanie. Świadczą o tym mikrowżerki. Nie miałem na razie chęci interesowania się centrycznością otworu, bo to sprawa na mikroskop pomiarowy. Kiedyś może w ramach wolnych chwil, jak będę miał motywację to się tym zainteresuję.

Jednym z prostych sposobów na stwierdzenie, czy łańcuch tulejkowy wykazuje asymetrię w podziałkach, gdzie istniałaby różnica w podziałkach na ogniwach zewnętrznych w stosunku do podziałek na ogniwach wewnętrznych, jest pomiar odstępu wewnętrznego między obrotowymi tulejkami wewnątrz ogniw. Odstępu zarówno w wewnętrznych ogniwach, jak i w zewnętrznych.
Wiadomo, że chodzi tu o tę podziałkę, która występuje w naprężonym łańcuchu, bo o istocie zazębiania się łańcucha z kołami decyduje właśnie tak zdefiniowana podziałka. Wtedy to skasowane zostają luzy sworzni w tulejkach ogniwowych. Nowe łańcuchy mają w stanie napiętym, tak określoną podziałkę jako nominalną i jest ona zgodna z teoretyczną. Sprawdzałem to w wielu łańcuchach. (np 40 ogniw 1/2" łańcucha w naciągniętym nowym łańcuchu, od sworznia do sworznia ma dokładnie 508 mm).
Aby teraz w tak napiętym łańcuchu dwa rodzaje wspomnianych podziałek były jednakowe, namontowane na wcisk tulejki w ogniwach wewnętrznych, muszą wykazywać te same odstępy między sobą zarówno na namontowanym ogniwie, jak i między sąsiednimi tulejkami z kolejnego ogniwa, które złączone jest poprzez ogniwo zewnętrzne, ale w stanie kiedy "wybrało" luz na sworzniach, w kierunku na zewnątrz.
Dla np nowego łańcucha 1/2" luz ten na sworzniu wynosi około 0.07 mm. Można to łatwo sprawdzić, dokonując wspomnianego wyżej pomiaru, oraz drugiego pomiaru, gdy zsuniemy cały ten łańcuchowy odcinek pomiarowy tak, aby zbliżyć wszystkie ogniwa ku sobie, aż do przeciwnego "wybrania" luzu. Różnicę z tych dwóch pomiarów, podzielić przez ilość sworzni na odcinku pomiarowym, a wynik będzie luzem na sworzniu.

Ponieważ w zmontowanym łańcuchu nie ma się dostępu do tulejek, bo są one zakryte tulejkami zewnętrznymi pozostaje więc pomiar pośredni, przy którym grubość obrotowej tulejki zewnętrznej, zakłócać będzie ten pomiar. Założeniem więc w tej metodzie jest to, że tulejki są wszystkie dokładnie jednakowe wymiarowo i zarazem dokładnie centryczne względem swojego otworu. Pomiar odstępu wewnętrznego poprzez te obrotowe tulejki, to ważna uwaga, bo tak mierząc np suwmiarką, poprzez nacisk pomiarowy suwmiarki zostają "wybrane" luzy na sworzniach, gdy wykonuje się ten pomiar, dla podziałki ogniwa zewnętrznego. Po prostu wsadzamy wąsy pomiarowe suwmiarki w jedną lukę między tulejki i mierzymy rozsuwając suwmiarkę. Oczywiście odczyt na suwmiarce nie da wartości podziałki, ale istotne są tu odczylenia wymiarowe. Przy równych podziałkach wymiary te powinny być jednakowe. Podziałką zaś jest ten wymiar, powiększony o średnicę tulejki, minus luz w tulejce zewnętrznej.

W praktyce tulejki te nie są aż tak precyzyjne, aby ich dokładność wymiarowa gwarantowała tu w takiej metodzie dokładny wynik. Jednak dla wstępnego zorientowania się co do jakości łańcucha jest to dobry sposób jego sprawdzania. Choćby dlatego, że gdyby takie mierzenie wnosiło jakiekolwiek rozrzuty pomiarowe, to można już z tego wyciągnąć wiele wniosków. Zarówno do jakości wykonania samych tulejek, jeśli rozrzuty pomiarowe nie wykazywałyby związku z rodzajem ogniwa na którym robi się pomiar, jak i do symetri podziałek, jeśli byłaby zauważalna różnica w pomiarach w zależności od rodzaju ogniw (zewn. albo wewn.)

Przyglądałem się otworom wewnętrznym w tulejkach pod lupą, aby zobaczyć jaką technologią są one wykonane. Otóż wyniki były zadziwiające mnie. Miałem dla przykładu tulejki od łańcuchów z firm: STONE (import z Indii), Deepak (niewiem skąd) i SRAM (portugalski)
Wszystkie te tulejki miały otwór wewnętrzny wykonany metodą przeciągania. Świadczyły o tym mikro ryski wzdłużne, ale powierzchnia nośna nie obejmowała całej szerokości i to w wszystkich tych trzech łańcuchach. STONE ślad przeciągacza miało w obrębie środka, SRAM zupełnie neregularnie, tak, że przeciągacz jedynie "zabielał" wcześniej wstępnie uformowany otwór w jakimś automacie obróbki plastycznej. Powierzchnia wykazywała tu wiele miejsc, gdzie przeciągacz nie "załapał" warstwy do zeskrawania. Zaś Deepak miał tak fatale otwory w tulejkach, że przeciągacz obrobił je na jednym boku poniżej 1/4 szerokości tulejki. Tulejka więc wykładała się na swoim otworze w stanie przechylonym, lub zaparta na bokach ogniw. Efekt końcowy był taki, jak gdyby posiadała otwór stożkowy.
Średnice zewnętrzne wykonane są zaś metodą plastyczną przez walcowanie. Świadczą o tym mikrowżerki. Nie miałem na razie chęci interesowania się centrycznością otworu, bo to sprawa na mikroskop pomiarowy. Kiedyś może w ramach wolnych chwil, jak będę miał motywację to się tym zainteresuję.

[GlowaSkrzydlowa]

Chodzi tu o oszacowanie amplitudy drgań skrętnych kółka, wynikającej z geometrycznych zależności. (Fotka kółka patrz wcześniej w wpisy) Drgania te wystąpią na styku kłów sprzęgła z wkładkami gumowymi.
Podczas obracania się kółka w czasie przejścia 1-go ogniwa jest faza przyspieszania i opóźniania ruchu obrotowego. Ogniwo wykłada się płasko w trakcie gdy spocznie dwoma swymi sworzniami na kole. Linia łańcucha jest wtedy najbliżej osi obrotu koła. Potem sworzeń ciągnący łańcuch unosi się wyżej oddalając się od osi obrotu i zmianie ulega przełożenie chwilowe, po czym znowu ono się zmienia, gdy sworzeń ciągnący łańcuch zaczyna opadać. Tę sytuację powtarza potem każde kolejne wzębiane ogniwo.
Można wprowadzić tu do rozważań o przełożeniu chwilowym, ogólne pojęcie przełożenia jako parametr kinematyczny na wyjściu przekładni do parametru kinematycznego na wejściu przekładni. Dla tego przykładu parametrem kinematycznym na wejściu niech będzie droga liniowa przesunięcia łańcucha, a na wyjściu obrót kątowy kółka odpowiadający temu przesunięciu. Dla rozpatrywanego kółka Z=8 iloraz skrajnych wartości tych przełożeń wynosi tyle, co proporcje wynikające z skrajnych odległości łańcucha od osi obrotu kółka. Z zależności geometrycznych wynosi to 1/cos ( 180 / 8 ) = 1.0824
Prędkość kątowa jednostajnie pędzącego łańcucha, powodowana dużą masą tej części układu wywołuje oscylacyjną prędkość kątową koła łańcuchowego względem rozpędzonego też cechującego się dużą bezwładnością wirnika silnikowego.
Można na wstępie dla uproszczenia analizy założyć dwie fazy ruchu. Pierwsza gdzie na drodze kątowej odpowiadającej 1/2 podziałki jest ruch z stałą i tą mniejszą prędkością i druga faza ruchu na pozostałej, takiej samej drodze kątowej z stalą prędkością o 1.0824 większą.
Ustali się teraz łatwo jaki przyrost drogi kątowej wystąpi na styku sprzęgła w odniesieniu do takiego założenia.
Średnica zewnętrzna sprzęgła kłowego ma 22 mm. Droga kątowa odpowiadająca 1/2 podziałki odniesiona tu już na średnicę zewnętrzną sprzęgła wynosi:
22 x pi / 2Z = 22 x 3.1415 /16 = 4.319 mm
Amplituda odchyleń przy założonym uproszczeniu (prostokątny przebieg chwilowych prędkości) wynosi więc:
4.319 - 4.319 x 1.0824 = 0.356
Ponieważ w rzeczywistości przebieg zmienności przełożenia jak i prędkości chwilowych jest sinusoidalny, wartość tej amplitudy odchyleń na kłach kółka będzie mniejsza. Wartość tę należy teraz zredukować.
Na wykresie "prędkość w czasie" pole powierzchni pod krzywą prędkości jest miarą przebytej drogi. Więc zastępując ten prostokątny przebieg oscylacji prędkości, na sinusoidalny o takich samych rozpiętościach prędkości, pole powierzchni będzie tu interpretacją faktycznie przebytej drogi.
Oczywiście rozważania te dotyczą składowej zmiennej. Rozważane pole powierzchni to właśnie amplituda oscylacji. Wysokość prostokąta o równoważnej powierzchni pod sinusoidą na drodze kątowej sinusoidy 180° wynosi 0.6366 (całka oznaczona z sin X od zera do pi, która wynosi 2, a potem to 2 - czyli pole powierzchni pod sinusoidą - podzielone przez drogę kątową pi - czyli podstawę zastępczego prostokąta. Ostatecznie więc 2 podzielone przez pi daje wysokość zastępczego prostokąta 0.6366.)
Ostatecznie więc faktyczna amplituda oscylacji wynikająca z zależności geometrycznych wynosi:
0.356 x 0.6366 = 0.226
Jeśli więc statyczne ugięcie wstawek gumowych, pochodzące od obciążenia sprzęgła wynikającego z przekazywanej mocy będzie porównywalne, powiedzmy od 0.3 do np 0.8 mm to drgania o amplitudzie 0.22 będą mogły być tu skompensowane. Gdyby połączenie poprzez wstawki gumowe było sztywniejsze i nie zapewniło choćby ugięcia jak podana tu amplituda, to sprzęgło nie kompensowałoby drgań. Brak drgań kółka powodowałby dodatkowe dynamiczne obciążenia w napędzie.
Podczas dobierania wstawek gumowych, można łatwo zmierzyć ich statyczne ugięcie od siły, którą obliczy się z mocy silnika. Ma się wtedy pewność, że drgania kółka będą występowały. Taka jego praca będzie korzystnie wpływać na łagodną pracę przekładni. Maksymalna częstotliwość tych drgań to:
8 x 2300 / 60 = 306 Hz

Chodzi tu o oszacowanie amplitudy drgań skrętnych kółka, wynikającej z geometrycznych zależności. (Fotka kółka patrz wcześniej w wpisy) Drgania te wystąpią na styku kłów sprzęgła z wkładkami gumowymi.
Podczas obracania się kółka w czasie przejścia 1-go ogniwa jest faza przyspieszania i opóźniania ruchu obrotowego. Ogniwo wykłada się płasko w trakcie gdy spocznie dwoma swymi sworzniami na kole. Linia łańcucha jest wtedy najbliżej osi obrotu koła. Potem sworzeń ciągnący łańcuch unosi się wyżej oddalając się od osi obrotu i zmianie ulega przełożenie chwilowe, po czym znowu ono się zmienia, gdy sworzeń ciągnący łańcuch zaczyna opadać. Tę sytuację powtarza potem każde kolejne wzębiane ogniwo.
Można wprowadzić tu do rozważań o przełożeniu chwilowym, ogólne pojęcie przełożenia jako parametr kinematyczny na wyjściu przekładni do parametru kinematycznego na wejściu przekładni. Dla tego przykładu parametrem kinematycznym na wejściu niech będzie droga liniowa przesunięcia łańcucha, a na wyjściu obrót kątowy kółka odpowiadający temu przesunięciu. Dla rozpatrywanego kółka Z=8 iloraz skrajnych wartości tych przełożeń wynosi tyle, co proporcje wynikające z skrajnych odległości łańcucha od osi obrotu kółka. Z zależności geometrycznych wynosi to 1/cos ( 180 / 8 ) = 1.0824
Prędkość kątowa jednostajnie pędzącego łańcucha, powodowana dużą masą tej części układu wywołuje oscylacyjną prędkość kątową koła łańcuchowego względem rozpędzonego też cechującego się dużą bezwładnością wirnika silnikowego.
Można na wstępie dla uproszczenia analizy założyć dwie fazy ruchu. Pierwsza gdzie na drodze kątowej odpowiadającej 1/2 podziałki jest ruch z stałą i tą mniejszą prędkością i druga faza ruchu na pozostałej, takiej samej drodze kątowej z stalą prędkością o 1.0824 większą.
Ustali się teraz łatwo jaki przyrost drogi kątowej wystąpi na styku sprzęgła w odniesieniu do takiego założenia.
Średnica zewnętrzna sprzęgła kłowego ma 22 mm. Droga kątowa odpowiadająca 1/2 podziałki odniesiona tu już na średnicę zewnętrzną sprzęgła wynosi:
22 x pi / 2Z = 22 x 3.1415 /16 = 4.319 mm
Amplituda odchyleń przy założonym uproszczeniu (prostokątny przebieg chwilowych prędkości) wynosi więc:
4.319 - 4.319 x 1.0824 = 0.356
Ponieważ w rzeczywistości przebieg zmienności przełożenia jak i prędkości chwilowych jest sinusoidalny, wartość tej amplitudy odchyleń na kłach kółka będzie mniejsza. Wartość tę należy teraz zredukować.
Na wykresie "prędkość w czasie" pole powierzchni pod krzywą prędkości jest miarą przebytej drogi. Więc zastępując ten prostokątny przebieg oscylacji prędkości, na sinusoidalny o takich samych rozpiętościach prędkości, pole powierzchni będzie tu interpretacją faktycznie przebytej drogi.
Oczywiście rozważania te dotyczą składowej zmiennej. Rozważane pole powierzchni to właśnie amplituda oscylacji. Wysokość prostokąta o równoważnej powierzchni pod sinusoidą na drodze kątowej sinusoidy 180° wynosi 0.6366 (całka oznaczona z sin X od zera do pi, która wynosi 2, a potem to 2 - czyli pole powierzchni pod sinusoidą - podzielone przez drogę kątową pi - czyli podstawę zastępczego prostokąta. Ostatecznie więc 2 podzielone przez pi daje wysokość zastępczego prostokąta 0.6366.)
Ostatecznie więc faktyczna amplituda oscylacji wynikająca z zależności geometrycznych wynosi:
0.356 x 0.6366 = 0.226
Jeśli więc statyczne ugięcie wstawek gumowych, pochodzące od obciążenia sprzęgła wynikającego z przekazywanej mocy będzie porównywalne, powiedzmy od 0.3 do np 0.8 mm to drgania o amplitudzie 0.22 będą mogły być tu skompensowane. Gdyby połączenie poprzez wstawki gumowe było sztywniejsze i nie zapewniło choćby ugięcia jak podana tu amplituda, to sprzęgło nie kompensowałoby drgań. Brak drgań kółka powodowałby dodatkowe dynamiczne obciążenia w napędzie.
Podczas dobierania wstawek gumowych, można łatwo zmierzyć ich statyczne ugięcie od siły, którą obliczy się z mocy silnika. Ma się wtedy pewność, że drgania kółka będą występowały. Taka jego praca będzie korzystnie wpływać na łagodną pracę przekładni. Maksymalna częstotliwość tych drgań to:
8 x 2300 / 60 = 306 Hz

[NocnyPtak]