1. ObciąŜenia i stany kryterialne konstrukcji. Rodzaje obciąŜeń: Podział ze względu na sposób działania sił na rozpatrywany przedmiot: ● rozciąganie; ● ściskanie; ● ścinanie; ● zginanie, ● skręcanie. ObciąŜenia te mogą występować razem bądź osobno. Podział ze względu na charakter obciąŜenia (zmienność sił i momentów w czasie): ● statyczne (stałe); ● zmienne. Kryteria: Kryterium wytrzymałości przy obciąŜeniach statycznych: Nie dopuszcza się do odkształceń trwałych, małe odkształcenia mogą być dozwolone: σobl=σn≤σdop=k·(R·ε/x), gdzie: σobl – napręŜenia obliczeniowe, σn – nominalne, k – dopuszczalne, R – graniczne, ε – współczynnik wielkości przedmiotu, x – współczynnik bezpieczeństwa. Weryfikacji podlega przekrój o najmniejszych wymiarach. Kryterium wytrzymałości przy obciąŜeniach zmiennych: Obliczenia przybliŜone. W elementach ognisko jest zwykle w największym spiętrzeniu napręŜeń , tam gdzie występuje efekt karbu. 10. Działanie karbu – spiętrzenie napręŜeń, obliczanie spiętrzonego napręŜenia. W miejscach zmiany kształtu lub wymiarów obciąŜonych elementów następuje zmiana rozkładu napręŜeń – napręŜenia ulegają spiętrzeniu i mogą być znacznie większe od nominalnego obliczonego. Mówimy wtedy o działaniu karbu. Przez pojęcie karbu naleŜy rozumieć kaŜdą nieciągłość elementu powodującą zmianę kształtu wewnątrz przekroju. Działanie karbu moŜna przedstawić jako miejscowe zagęszczenie linii sił, a więc trajektorii punktów przekazujących obciąŜenie elementarnym cząstkom materiału, w pręcie rozciąganym, zginanym i skręcanym. Stąd następują spiętrzenia napręŜeń, osiągają one największą wartość (Tmax) na dnie karbu w pręcie z materiału doskonale spręŜystego. Przy braku działania karbu napręŜenia nominalne w przekroju wynoszą σn=P/Ak lub σn=Mg/Wx. Stosunek wartości napręŜeń σmax i σn jest miarą spiętrzenia napręŜeń wyraŜoną przez współczynnik kształtu lub teoretyczny współczynnik spiętrzenia napręŜeń αk=σmax/σn. Max mówiąc juŜ o moŜliwości działania karbu odciąŜającego. 14. Karby odciąŜające. Karby odciąŜające są zazwyczaj karbami szeregowymi, a więc łagodzącymi działanie karbów pojedynczych. Przykładem odciąŜających karbów szeregowych jest gwint na śrubie. Osłaniające działanie karbów wielokrotnych wykorzystuje się np. do osłabienia działania pojedynczego ostrego karbu A, przez wykonanie w jego sąsiedztwie dodatkowych karbów tępych B i C (najlepiej przez wygniatanie). Przy okazji warto wiedzieć, Ŝe wywiercenie otworu o odpowiedniej średnicy w pręcie zginanym siłą skupioną (otwór na linii działania obciąŜenia) powoduje odciąŜające działanie przekroju niebez. napręŜenia w miejscu karbu σmax=β·σn, β – współczynnik spiętrzenia napręŜeń. Opis ostrości karbu: b/B, ρ/B, gdzie: b – odległość dwóch karbów, B – wymiar nominalny płytki, ρ – promień krzywizny karbu: ● β=βk+βp-1 ● jeŜeli βp zostało osiągnięte przez obróbkę cieplną wtedy: β=βk·βp ● gdy karbów jest wiele: βk=Σ(i=1,n)βki+1-n; ● β=z/zkp=[1+ηk(αk-1)]βk 12. Współczynniki: kształtu αk, działania karbu βk, stanu powierzchni βp, wraŜliwości materiału ηk, spiętrzenia napręŜeń β. ● Współczynnik kształtu αk=σmax/σn, gdzie: σmax – wyznaczone doświadczalnie napręŜenia max. związane ze zmianą kształtu, σn – napręŜenia normalne ze wzorów; ● Współczynnik działania karbu βk=z/zk wskazuje ile razy wytrzymałość zmęczeniowa „z” próbki gładkiej bez karbu jest większa od wytrzymałości zmęczeniowej zk próbki z karbem; zaleŜy od materiału próbki; ● Współczynnik wraŜliwości materiału ηk=(βk-1)/(αk-1); ● Współczynnik stanu powierzchni βp=z/zp zaleŜy od materiału, rodzaju obciąŜenia, chropowatości powierzchni, gdzie: z – wytrzymałość zmęczeniowa próbki gładkiej, zk – wytrzymałość zmęczeniowa próbki o danym stanie powierzchni; ● Współczynnik spiętrzenia napręŜeń β=z/zkp=[1+ηk(αk-1)]βk wskazuje na ilościową zmianę wytrzymałości zmęczeniowej spowodowaną spiętrzeniem napręŜeń. 13. Karby wielokrotne, sumowanie działania karbów. Karby występujące obok siebie nazywamy karbami wielokrotnymi. Wypadkowe działanie karbów moŜe być łagodzące spiętrzenie napręŜeń lub silniejsze w porównaniu z działaniem karbów pojedynczych. Mówimy odpowiednio o karbach odciąŜających i przeciąŜających. Karby wielokrotne dzieli się zwykle na szeregowe i równoległe, zaleŜne głównie od ich połoŜenia względem osi obciąŜenia (wzdłuŜ osi – szeregowe, w poprzek – równoległe). Karby szeregowe i równoległe tworzą pola karbów, jak np.: ściany sitowe, czy wielokrotne i róŜnie usytuowane otwory. Wpływ takich karbów musi być uwzględniony w obliczeniach przez odpowiednią wartość wypadkowego współczynnika kształtu. Określają ją wartości poszczególnych współczynników kształtu αk. Dla współdziałających n karbów mamy wzór: αk≈Σ(i=1,n)α’ k-n+1. Obliczenia współczynników αt przeprowadza się tak jakby działały wyłącznie karby pojedyncze w elementach (przy pominięciu obszarów związanych z innymi karbami). RównieŜ współczynnik działania karbu βk, przy uwzględnieniu n karbów, moŜna wyrazić następująco βk≈Σ(i=1,n)βk-n+1. Uwzględnienie to powinno być przeprowadzone z duŜym „wyczuciem” aŜeby niepotrzebnie nie podwyŜszać wartości βk w przypadku np. karbów od siebie oddalonych, nie piecznego. RYSUNEK 15. Wpływ stanu powierzchni elementu na wytrzymałość zmęczeniową. KaŜdy rodzaj i sposób obróbki powierzchni wpływa na wytrzymałość zmęczeniową. Wpływ ten kojarzy się np. w przypadku obróbki skrawaniem z chropowatością (względną gładkością) powierzchni. Ślady po obróbce tworzą karby powierzchniowe, które moŜna porównywać do wielokrotnych mikrokarbów. Na wielkość i rozkład napręŜeń, a takŜe na własności warstwy wierzchniej wpływa układ napręŜeń własnych, wywołanych skutkami procesu obróbczego.

16. Wpływ napręŜeń własnych (zgniot, obróbka cieplna) na wytrzymałość zmęczeniową. Zgniot (umacnianie) warstw powierzchniowych, uzyskuje się za pomocą róŜnych zabiegów mechanicznych, jak: kulkowanie, wałeczkowanie, krąŜkowanie, młotkowanie. Zabiegi te istotnie polepszają wytrzymałość zmęczeniową, zwłaszcza elementów z róŜnymi karbami. Fakt ten łączy się głównie z korzystnym układem własnych napręŜeń ściskających w umocnionej warstwie. Obróbka cieplna, hartowanie płytkie płomieniowe lub indukcyjne powiększają wytrzymałość zmęczeniową. Jeszcze wydatniej zaznacza się wpływ nawęglania, hartowania i azotowania. Zabiegi te zmniejszają wraŜliwość materiału na działanie karbu prawie do zera i znacznie poprawiają wytrzymałość zmęczeniową W przypadku nawęglania i hartowania istnieje optymalna grubość warstwy utwardzonej, przy której uzyskuje się największy wzrost wytrzymałość zmęczeniowej. 17. Wykres Wöhlera – wytrzymałość zmęczeniowa okresowa i granica zmęczenia. Wytrzymałość zmęczeniowa okresowa Zn – jest to graniczne napręŜenie, przy którym przekrój ulega zniszczeniu po określonej liczbie cykli obciąŜenia; Zg – granica zmęczenia, czyli największa amplituda napręŜenia przy której próbki nie ulegną uszkodzeniu w ciągu liczby cykli równej Ng. 18. Wytrzymałość zmęczeniowa próbki i elementu maszynowego. Wytrzymałość zmęczeniową wyznacza się na określonej liczbie próbek wzorcowych obciąŜonych róŜnymi wartościami σ aŜ do zniszczenia przy liczbie cykli Nc lub do czasu przekroczenia Ng. Otrzymane punkty nanosi się na krzywą N-σ zwaną krzywą Wöhlera. Najmniejsza liczba próbek do określenia wytrzymałości zmęczeniowej wynosi 10. W badaniach elementów maszyn minimalna liczba próbek wynosi 6. Co najmniej dwie próbki nie powinny ulec zniszczeniu w ciągu Ng cykli przy napręŜeniu równym granicy zmęczenia lub o 5% wyŜszym. 19. Pojęcie współczynników bezpieczeństwa x i δ. Rzeczywisty współczynnik bezpieczeństwa δ – stosunek max. napręŜenia granicznego dla próbki do max. napręŜenia spiętrzonego w elemencie, określonego przez cykl roboczy, δ=(Zχ·ε)/σobl=Zχ/(1/ε·σobl)≥x, gdzie: (1/ε·σobl) – max. napręŜenie spiętrzające, x=1,3÷1,5 przy ścisłym obliczaniu na podstawie danych doświadczalnych i wyników pomiarów napręŜeń w układzie, x=1,5÷1,7 przy „zwykłej” dokładności obliczeń, bez moŜliwości doświadczalnej kontroli obciąŜeń i napręŜeń, x=1,7÷2,0 dla elementów o większych wymiarach, dla których nie dysponujemy moŜliwościami badań wytrzymałościowych w postaci naturalnej, przy średnim poziomie technicznym, x=2÷2,5 przy orientacyjnym określaniu obciąŜeń i napręŜeń. Dla χ=0 → δ=Z0ε/δσna /??/ x=δ/ε /??/ 20. Wyznaczenie napręŜeń dopuszczalnych przy obciąŜeniach stałych. Mając odpowiednie dane dot. granic wytrzymałości, np.: Re, Rm, moŜemy wyznaczyć wartości napręŜeń dopuszczalnych przy danych rodzajach napręŜeń. NapręŜenia te oznaczamy symbolem k. Przy obciąŜeniach stałych wartość napręŜeń dopuszczalnych obliczamy z reguły wg granicy plastyczności Re, dzieląc jej wartość przez współczynnik bezpieczeństwa xRe odniesiony do Re: k=Re/xRe; W przypadku gdy wartość Re jest trudna do ustalenia, wyznaczamy wartość napręŜeń dopuszczalnych według wytrzymałości doraźnej, dzieląc przez współczynnik bezpieczeństwa xR w odniesieniu do Rm: K=Rm/xR. Nieco odmiennie ustalamy wartości napręŜeń dopuszczalnych przy zginaniu, skręcaniu, ścinaniu dla Ŝeliwa szarego, odpowiednio: kg=αkr; ks=βkr; kt=γkr, gdzie: γ=0,7÷0,8, a współczynniki α i β zaleŜą od kształtu przekroju części i jakości powierzchni. Klasyfikacja połączeń maszynowych Połączenia dzielimy na spoczynkowe (brak względnego przemieszczenia elementu pod obciąŜeniem) i ruchome. Połączenia spoczynkowe znajdują zastosowanie w: ▪ łączeniu blach w celu powiększenia ich wymiarów ▪ łączeniu elementów walcowych, kutych, tłoczonych, odlewanych dla uzyskania większych ustrojów, których nie moŜna wykonać jednorodnie ze względu na ograniczenia technologiczne, transportowe itp. ▪ łączeniu osi wałów, prętów, rur, trzonów i opraw w celu ich przedłuŜenia. Łączone elementy nazywamy elementami głównymi, a elementy łączące – łącznikami. Połączenia spoczynkowe: ● nierozłączne: ▪ spojeniowe (bezpośrednie: spawane, zgrzewane, lutowane, klejone, wulkanizowane) ▪ plastyczne (pośrednie: nitowe; bezpośrednie: walcowane) ▪ spręŜyste (pośrednie: pierścieniowe, kotwicowe; bezpośrednie: wciskowe) ● rozłączne: ▪ spręŜyste (pośrednie: śrubowe, klinowe) ▪ kształtowe (pośrednie: śrubowe, wpustowe, kołkowe, sworzniowe, klinowe; bezpośrednie: wypustowe, wieloboczne, gwintowe). POŁĄCZENIA SPAWANE Zalety: ● łatwość kształtowania przestrzeni konstrukcyjnej ● ekonomiczne uzasadnienie w przypadku produkcji jednostkowej ● łatwość i ekonomiczność stosowania spawania w przypadku ustrojów wielkogabarytowych ● często jedyna moŜliwość naprawy lub regeneracji części lub zespołów ● duŜa trwałość. Wady: ● stosunkowo niska wytrzymałość przy obciąŜeniach zmiennych ● wysokie wymagania odnośnie do kwalifikacji spawaczy, zwłaszcza przy wykonywaniu spoin duŜej klasy ● występowanie odkształceń spawalniczych ● powaŜne zagroŜenia w zakresie BHP. Czynniki wpływaj ące na spiętrzenie napręŜeń w spoinie: ● konstrukcyjne – spiętrzenie napręŜeń wywołane występowaniem karbów (nieciągłości kształtu), węzłów spawalniczych oraz wpływem sztywności elementów spawanych. Kształt złącza spawanego i rodzaj spoiny mają decydujący wpływ na rozkład napręŜeń. Tylko dla spoin czołowych X i V moŜna załoŜyć równomierny ich rozkład. Warunki konstrukcyjne wpływające na rzeczywisty rozkład napręŜeń podlegają bezpośredniej działalności konstruktora i powinny być przedmiotem optymalizacji. ● technologiczne – procesy termiczne towarzyszące kształtowaniu złącza spawanego wywołują powstawanie tzw. napręŜeń spawalniczych lub napręŜeń własnych. Sumują się one z napręŜeniami roboczymi

pod wpływem obciąŜenia. Przeciwdziałanie polega na odpowiedniej technologii spawania, a takŜe obróbce cieplnej (wyŜarzanie odpręŜające) elementów spawanych. ● struktura złącza i wady wykonania – procesy metalurgiczne topnienia i krzepnięcia spoiny wywołują szereg przemian strukturalnych w spoinie i w materiale rodzimym. Przemiany strukturalne mogą być przyczyną powstawania mikronapręŜeń, w wyniku których mogą powstać szczeliny i mikropęknięcia będące mikrokarbami. Wykonaniu spoiny wszystkimi znanymi metodami towarzyszy zawsze moŜliwość wystąpienia wad zewnętrznych lub wewnętrznych. Modele obliczeniowe: Spoiny pachwinowe (kątowe). Obliczanie napręŜeń nominalnych: ● do wyznaczenia przekroju i wskaźnika spoiny przyjmuje się wysokość trójkąta spoiny, ● oblicza się zawsze na ścinanie bez względu na charakter obciąŜeń, ● napręŜenia zastępcze wyznacza się sumując geometrycznie napręŜenia składowe, ● materiał spoiny traktuje się jako izotropowy podlegający prawu Hooke’a przyjmując, Ŝe napręŜenia są proporcjonalne do hipotetycznych odkształceń. Dla wyznaczenia powierzchni spoiny przyjmuje się wysokość trójkąta spoiny „a”, natomiast dla wyznaczenia wskaźników spoiny dokonuje się hipotetycznego obrotu płaszczyzny wyznaczonej przez wysokość trójkąta spoiny do płaszczyzny złącza.

'k'''' 2s

2t

2gz ≤τ+τ+τ=τ , gdzie:

x

ggg W

M'' =σ=τ ;

spt F

T' =τ ;

0

ss W

M' =τ

Spoiny czołowe. Obliczanie napręŜeń nominalnych: ● napręŜenia normalne składa się ze stycznymi stosując hipotezę Hubera. ● materiał spoiny traktuje się jako izotropowy podlegający prawu Hooke’a przyjmując, Ŝe napręŜenia są proporcjonalne do hipotetycznych odkształceń.

( ) 'k''3''' 2s

2t

2rgz ≤

τ+τ⋅+σ+σ=σ , gdzie:

x

gg W

M' =σ ;

spr F

P' =σ ;

spt F

T' =τ ;

0

ss W

M' =τ

NapręŜenia dopuszczalne: k’=z·z0·k – dla obciąŜeń statycznych, k’=z·za·kz – dla obciąŜeń zmiennych, gdzie: k’ – napręŜenia dopuszczalne dla spoiny, z – współczynnik jakości spoiny (z=0.5 dla spoin normalnych, z=1 dla spoin mocnych), z0 – współczynnik rodzaju obciąŜenia i kształtu spoiny dla obciąŜeń stałych, Rodzaj spoiny Rodzaj obciąŜenia

rozciąganie 0,75 ściskanie 0,85 zginanie 0,80

czołowa

ścinanie 0,65 pachwinowa wszystkie 0,65 za=1/β – współczynnik rodzaju obciąŜenia i kształtu spoiny dla obciąŜeń zmiennych (wartość określa się dla konkretnej liczby ℵ=бm/бa), k=Re/x – normalne napręŜenia dopuszczalne materiału spawanego, kz=Zr/x – normalne napręŜenia dopuszczalne materiału spawanego dla danego cyklu obciąŜenia, Zr – trwała wytrzymałość zmęczeniowa przy rozrywaniu, x – współczynnik bezpieczeństwa (2÷3). Kształtowanie połączeń spawanych Racjonalne kształtowanie połączeń spawanych sprowadza się do zastosowania 3 zasad: ● optymalizacji stanu obciąŜeń ● optymalizacji stanu napręŜeń ● optymalizacji procesów technologicznych. Wartość uŜytkowa połączenia spawanego zaleŜy od doboru spawanych materiałów oraz jakości wykonania spoiny i jej wykończenia. Zasada optymalizacji stanu obciąŜeń:

Siła zewnętrzna Q jest równowaŜona przez siły P1 i P2 w spoinach. Siły te są proporcjonalne do długości spoin l1 i l2. Zachowując warunek statycznej równowagi momentów od sił w spoinach względem środka cięŜkości kształtownika eliminuje się dodatkowy moment skręcający. Q=P1+P2 ; F1+F2=Fmin ; F1·e1=F2·e2 ⇒ l1·a·e1=l2·a·e2 Zasada optymalizacji stanu napręŜeń: Sprowadza się ona do eliminacji spiętrzenia napręŜeń wynikającego z warunków konstrukcyjnych i technologicznych. ● spoina czołowa jest lepsza od pachwinowej, ● złącze doczołowe jest lepsze od innego rodzaju złącza, ● spoinę jako źródło spiętrzenia napręŜeń naleŜy sytuować poza obszarami spiętrzenia napręŜeń wynikającymi z geometrii lub sztywności łączonych elementów, ● naleŜy unikać węzłów o znacznej ilości spoin, ● naleŜy minimalizować efekt odkształceń termicznych (zamiast spoiny ciągłej – przerywana).

39. Model obliczeniowy połączenia obciąŜonego momentem w płaszczyźnie styku elementów głównych o łącznikach działających na zasadzie sił spójności. Zakładamy, Ŝe obciąŜenia przypadające na poszczególne śruby QTi są proporcjonalne do odległości ich środków od środka cięŜkości wszystkich ich przekrojów i prostopadłe do promieni łączących te środki QTi/ri= QT max/rmax=const. Moment skręcający Ms równowaŜymy sumą momentów sił QTi względem środka cięŜkości Ms=Σ(od i) QTi•ri= QT max/rmaxΣ(od i) ri

2 skąd QT

max=(Ms•rmax)/( Σ(od i) ri2). Najbardziej obciąŜona jest śruba najdalej połoŜona od środka cięŜkości.

Obliczamy ją na ścinanie i nacisk powierzchniowy siłą QT max. Wzory obliczeniowe: τ= QT/(πd2/4))≤kt, gdzie kt - dopuszczalne napręŜenie tnące; p= QT/gd≤pdop, gdzie g - grubość ścianki obciąŜonego elementu, d - średnica otworu w miejscu pasowania śruby, pdop - dopuszczalny nacisk powierzchniowy RYSUNEK 46. Obliczanie połączeń śrubowych ruchowych. Obliczanie złącza ruchowego polega najczęściej na wyznaczeniu powierzchni czynnej jednego zwoju, przy załoŜonej liczbie zwojów w nakrętce „z” i równomiernym rozkładzie nacisków. Konieczna powierzchnia jednego zwoju: Fzw=p/(z•pdop) , gdzie p- siła obciąŜająca złącze, pdop - nacisk dopuszczalny, z - liczba zwojów w nakrętce (6-10). Powierzchnia zwoju dla określonego gwintu: Fzw≈Π•dp•tn, gdzie dp - średnica podziałowa, tn - głębokość czynna gwintu. Gdy złącze ruchowe ma być samohamowne: ρ’>γ, ρ’=arctgµ’=arctg(µ’/cos(α/2)); NaleŜy teŜ sprawdzić wytrzymałość na zredukowane napręŜenia normalne i styczne wynikające z siły P (rozciąganie lub ściskanie) i koniecznego momentu skręcającego Ms=M1 potrzebnego do pokręcenia śrubą (nakrętką): δr,c=4P/(π•dr

2), τs=M1/(0.2dr

3)=(0.5dp•P•tg(ρ’+γ))/(0.2•dr3), oraz musi zachodzić δz=√(δr,c

2+3τs2)≤kr, •Dla śrub o duŜej

smukłości naleŜy sprawdzić wyliczoną średnicę na wyboczenie POŁĄCZENIA WAŁU Z PIAST Ą Klasyfikacja połączeń czop-piasta: ● kształtowe, w których zachodzi równowaŜenie przenoszonego obciąŜenia siłami spójności łączników wiąŜących elementy główne złącza (połączenie wpustowe, wielowypustowe, wieloboczne) ● kształtowo-cierne, w których zachodzi równowaŜenie przenoszonego obciąŜenia siłami łączników (kształtowo) oraz siłami tarcia powstającymi na powierzchni styku elementów złącza w wyniku napięcia wstępnego (kliny wzdłuŜne płaskie, wpuszczane, styczne) ● cierne, w których naciski na powierzchni styku spowodowane odkształceniami spręŜystymi elementów złącza są źródłem sił tarcia równowaŜących obciąŜenie (połączenie cierne cylindryczne i stoŜkowe, połączenia z pośrednimi pierścieniami zaciskowymi). Połączenia kształtowe ● połączenia wpustowe - wpusty są pasowane na zasadzie stałego wałka: N9/h9 w połączeniu spoczynkowym i F9/h9 w przesuwnym. Kształt oraz wymiary przekroju poprzecznego wpustu są znormalizowane. Dla danej średnicy czopa dobiera się z normy wymiary poprzeczne (b,h), a długość wylicza się z zaleŜności [l0≥4·Ms/(d·h·pdop)] i [l 0≥2·Ms/(d·b·kt)], wybierając wartość większą. Dla wpustów czółenkowych, które są całkowicie znormalizowane sprawdza się czy obliczeniowe napręŜenia tnące [τobl=2·Ms/(d·b·l0)≤kt] oraz obliczeniowe naciski powierzchniowe [pobl=2·Ms/(d·∆t·l0)≤pdop] nie przekraczają wartości dopuszczalnych. Długość l0≤1.5·d. Siły działające na czop i piastę:

Ms = P’·e ≈P·0,5·d gdzie: P – wypadkowa nacisków jednostkowych, ρ – kąt tarcia. Warunki wytrzymałościowe: - ze względu na naciski powierzchniowe:

dop1FP

obl pp ≤= ; dop02h

21

s pldM ⋅⋅⋅⋅= (p)

dop021

s pltdM ⋅⋅∆⋅⋅= (c) - ze względu na ścinanie:

t2FP

obl k≤=τ ; t021

s klbdM ⋅⋅⋅⋅= (p i c) gdzie: d – średnica czopa, l0 – długość obliczeniowa wpustu, h – wysokość wpustu, b – szerokość wpustu, ∆t – wysokość wpustu czółenkowego tkwiąca w piaście, F1 – powierzchnia styku wpustu z czopem, F2 – powierzchnia wpustu podlegająca ścinaniu, (p) – wpust pryzmatyczny, (c) – wpust czółenkowy. ● połączenia wielowypustowe (proste, ewolwentowe, trójkątne). W obliczeniach wytrzymałościowych wału zwykle nie uwzględnia się obecności wielowypustu w rozpatrywanym przekroju, przyjmując wewnętrzną średnicę wielowypustu jako średnicę czynną wału. W obliczeniach sztywnościowych trzeba taką obecność uwzględnić. Kształt oraz wymiary przekroju poprzecznego wielowypustu są znormalizowane. Obliczenia wytrzymałościowe polegają na sprawdzeniu nacisków powierzchniowych.

dop0lhz75,0P

dFP

obl pp ≤== ⋅⋅⋅ ; śrD

sM2P

⋅=

gdzie: P – siła obwodowa obliczona z przenoszonego największego momentu Ms, z – liczba wypustów, Dsr – średnia średnica połączenia, h – wysokość rzutu bocznej powierzchni wypustu na płaszczyznę przechodzącą przez oś złącza prostopadłą do kierunku siły P. Z powodu błędów wykonawczych obciąŜenie przenosi nie więcej niŜ 75% wypustów. ● połączenia wieloboczne – kształt oraz wymiary przekroju poprzecznego połączenia czworobocznego oraz trójbocznego są znormalizowane. Dla czworobocznego zaleca się przyjmować szerokość boku b0=0,75·d. Po przyjęciu wymiarów obliczenia sprowadzają się do wyznaczenia minimalnej długości l0 połączenia ze względu na naciski powierzchniowe (dla zadanej wartości momentu Ms) ▪ czworoboczne – ze względu na trudności w dokładnym wykonaniu złącza przyjmuje się, Ŝe w pracy bierze udział tylko jedna para boków. Ponadto załoŜono, Ŝe w przekroju poprzecznym istnieje trójkątny i równomierny w kierunku osiowym rozkład nacisków.

00max2

1 lbpP ⋅⋅⋅= ; 031

s bPePM ⋅⋅=⋅= Obliczenia wytrzymałościowe mają charakter porównawczy, gdzie wskaźnikiem są obliczeniowe naciski powierzchniowe: dop

0l20b

sM6obl pp ≤=

⋅

⋅ ⇒ dop0206

1s plbM ⋅⋅⋅=

W przypadku bardzo dokładnie wykonanego złącza czworobocznego (z wykasowanymi luzami) moŜna uznać, Ŝe obciąŜenie rozkłada się równomiernie na wszystkie boki [Ms=1/3·b0

2·l0·pdop]. ▪ trójboczne jest takŜe sprawdzane ze względu na naciski powierzchniowe dopm0le3

sMobl pp ≤= ⋅⋅⋅ ,

gdzie: m – wysokość trójkąta, e=1/4·(d2-d1) Połączenia kształtowo cierne ● klin wzdłuŜny wklęsły – w przypadku gdy dk/2=d/2, rozkład nacisków na powierzchni styku klina z czopem jest prawie równomierny. W praktyce klin o tych samych wymiarach jest uŜywany do określonego zakresu średnic czopów zaś jego promień dk/2 odpowiada najmniejszej z nich. UŜyty do czopa o większej średnicy d przylega tylko brzegami dając nierównomierny rozkład nacisków.

Ms≤MT=N’·2r=N·µ·d ● klin wzdłuŜny wpuszczany – rozkład nacisków na płaskiej powierzchni styku klina z czopem jest równomierny, natomiast naciski promieniowe na powierzchni styku czopa z piastą są zmienne na długości kąta opasania.

Ms≤MT=P’·e ● klin styczny – uŜywany do przenoszenia duŜych, kierunkowo zmiennych momentów skręcających.

Ms≤(P1−P2)·d/2+N’·d/2·sin ρ; Ms≈P1·d/2 Obliczenia wytrzymałościowe połączeń z klinami wzdłuŜnymi wpuszczanymi i stycznymi ograniczają się do sprawdzenia nacisków powierzchniowych z warunku: pobl=P1/(l0·t)≤pdop, gdzie P1=2·Ms.d – siła obwodowa na powierzchni bardziej obciąŜonego klina, l0 – długość połączenia, t – głębokość rowka w piaście. Połączenia czopowe cierne

Zalety: ● duŜa nośność w warunkach obciąŜeń statycznych i zmiennych ● bardzo dobre środkowanie piasty na czopie ● brak konieczności ustalenia poosiowego piasty ● łatwość wykonania oraz prostota elementów złącza Wady: ● duŜe napręŜenia montaŜowe ● osłabienie zmęczeniowe czopa ● wraŜliwość na działanie siły odśrodkowej oraz zmiany temperatury ● trudności w demontaŜu w przypadku połączeń bezpośrednich – cylindrycznych. Zadanie jebanej Lamy ZałoŜenia: ● czop i tuleja mają niezmienny kształt pierścieniowy ● rozkład nacisków na powierzchni styku jest stały i równomierny ● odkształcenia mają charakter spręŜysty ● pomija się napręŜenia wzdłuŜne (dwuosiowy stan napręŜeń) Rozkład napręŜeń: σT – napręŜenia obwodowe, σR – napręŜenia promieniowe. 61. Główne funkcje elementów podatnych w budowie maszyn. ● wywieranie określonej siły z moŜliwością jej regulacji i pomiaru – np. płytkowe sprzęgła bezpieczeństwa; ● akumulowanie energii i wykonywanie określonej pracy mechanicznej – mechanizmy zegarowe, napęd zabawek mechanicznych, podajniki (np. pocisków w broni palnej), mechanizmy powrotne; ● minimalizacja obciąŜeń udarowych i okresowo zmiennych (resory, sprzęgła podatne skrętnie, kształtki i podkładki gumowe izolujące wzajemnie drgające podzespoły, zderzaki wagonów kolejowych). 62. Wielkości charakteryzujące elementy podatne – sztywność, tłumienie, odpowiednie współczynniki i charakterystyki. Sztywność: Def.: Sztywność to pochodna obciąŜenia względem odkształcenia wywołanego tym odkształceniem: c=dP/df lub c=dM/dφ. Charakterystyki: Są to wykresy odkształceń w funkcji obciąŜeń: P(f) lub M(φ). Charakterystyki swobodne (bez tłumienia): ● prosta – elementy wykonane ze stali (stały moduł spręŜystości); ● progresywna – elementy z gumy lub specjalnie skonstruowane spręŜyste łączniki stalowe; ● degresywna – jak progresywna. RYS 2. Element moŜe być wstępnie napięty (charakterystyka jest przesunięta o Pw do góry) lub połączony z pewnymi luzami (przesunięta w prawo o wartość luzu fw). RYS 3. Tłumienie: Wszystkie elementy podatne gumowe i niektóre metalowe o specjalnej konstrukcji posiadają znaczną zdolność o rozpraszania energii odkształcenia poprzez zamianę jej na ciepło (duŜa powierzchnia pętli histerezy odkształceniowej). Zamiana tej energii na ciepło moŜe odbywać się wskutek tarcia: ● wewnętrznego w tworzywie łącznika (guma, ciecz) – siły tarcia wewnętrznego Tw uwaŜa się na ogół za proporcjonalne do prędkości, z jaką następuje odkształcenie: Tw~d·df/dt, gdzie d – wymiarowy współczynnik tłumienia; ● zewnętrznego (np. resor wielopiórowy) – siły tarcia zewnętrznego Tz przyjmuje się za proporcjonalne do obciąŜenia, a gdy c=const, za proporcjonalne do odkształcenia: Tz~d·f. RYS 4. Miarą zdolności elementu do tłumienia drgań jest bezwymiarowy współczynnik tłumienia drgań: ψ=Ap/Ao, gdzie: Ap – powierzchnia pętli histerezy, Ao – praca odkształcenia. RYS. 6. W przypadku drgań swobodnych (powstających w wyniku jednorazowego wymuszenia) miarą zdolności tłumiących jest logarytmiczny dekrement tłumienia drgań: δ=ln(fan/fan+1) lub δT=ln(fan/fan+2), gdzie: fan, fan+1 i fan+2 – bezwzględne wartości kolejnych amplitud swobodnych drgań tłumionych. RYS 7. Gdy wartość dekrementu nie zmienia się w czasie, to: δT=2δ. Dla liniowej charakterystyki (c=const) i stałego dekrementu: ψ=4δ. 63. Zastosowanie elementów podatnych do minimalizowania skutków obciąŜeń udarowych i okresowo zmiennych. ObciąŜenia udarowe to krótkotrwałe impulsy siły lub momentu powstające w chwili zetknięcia się (zderzenia) dwu ciał będących w ruchu względem siebie. Ich energia kinetyczna zostaje w czasie zderzenia zamieniona na energię odkształcenia i ew. na ciepło przy odkształceniu nie doskonale spręŜystym. Celem zmniejszenia obciąŜeń w układach poddanych wymuszeniu jednostkowemu stosuje się jako łączniki elementy podatne, przejmujące energię kinetyczną mas i zmniejszające sztywność układu. Konieczne w układzie duŜe tłumienie (istotne, gdy zachodzi obawa, Ŝe ukł. będzie pracował w obszarze rezonansowym, co moŜe być nie do uniknięcia jeśli układ pracuje ze zmienną prędkością roboczą) uzyskuje się najczęściej przy jednoczesnym zastosowaniu stalowych elementów podatnych (duŜa trwałość i wytrzymałość) z równolegle lub szeregowo podłączonymi tłumikami cieczowymi (amortyzatorami). Gdy duŜe tłumienie nie jest konieczne, stosuje się elementy podatne z tarciem zewnętrznym, np. resory piórowe. Gumowe elementy podatne, w których tłumienie wynika z istnienia tarcia wewnętrznego, mają kształty proste i nieskomplikowane (podkładki, tulejki) stosuje się je jako elementy izolujące wzajemnie drgające podzespoły. Elementy podatne są teŜ stosowane w sprzęgłach podatnych skrętnie. W przypadku nieprawidłowego dobrania sztywności elementu podatnego układ moŜe znaleźć się w obszarze rezonansu. Przy prawidłowym doborze układ powinien pracować w obszarze ponadkrytycznym (ponadrezonansowym). 65. Sprzęgła mechaniczne – definicja, podstawowe funkcje w układzie napędowym maszyn. Def.: Sprzęgło to urządzenie do łączenia ze sobą dwóch wałów celem przeniesienia momentu skręcającego bez zmiany jego wartości i kierunku. W ogólnym przypadku składa się z: ● członu czynnego osadzonego na wale napędzającym; ● członu biernego osadzonego na wale napędzanym; ● łącznika (jest to część, kilka części lub czynnik przekazujący moment skręcający z członu czynnego na bierny). Funkcje: ● łączenie wałów o osiach leŜących na wspólnej prostej lub nie leŜących na wspólnej prostej bądź to w wyniku niewspółosiowości niezamierzonej (wynikającej z błędów montaŜu i wykonania lub odkształceń w trakcie pracy), bądź zamierzonej (ze względów konstrukcyjnych lub sytuacyjnych); ● minimalizacja amplitudy zmiennego

momentu skręcającego przenoszonego przez układ; ● okresowe łączenie i rozłączanie wpółosiowych wałów w spoczynku lub w ruchu; ● ograniczanie momentu skręcającego w układzie do określonej wartości (sprzęgła rozruchowe i bezpieczeństwa); ● przenoszenie momentu skręcającego tylko w jednym kierunku; ● spełnianie więcej niŜ jednej z powyŜszych funkcji. 66. ObciąŜenie sprzęgła w czasie rozruchu – czas rozruchu zespołu napędowego. ObciąŜenie: Zakładamy duŜą sztywność skrętną układu i pomijamy moment bezwładności wału. ObciąŜenie sprzęgła niepodatnego skrętnie momentem Ms wynosi: Ms=ε·Θ2+M2, przy czym przyspieszenie kątowe ε wynosi: ε=(Mr-M2)/(Θ1+Θ2), zatem podstawiając i przekształcając mamy: Ms=M2·[(Mr/M2-1)·Θ2/(Θ1+Θ2)+1], gdzie (Mr/M2-1)·Θ2/(Θ1+Θ2)+1=K, co daje: Ms=K·M2. Jeśli przy rozruchu nie występuje obciąŜenie maszyny roboczej M2=0, wtedy: Ms=Mr·Θ2/(Θ1+Θ2). Pozostałe oznaczenia: Mr – stały moment działający na wirnik silnika przy rozruchu, M2 – stały moment oporowy maszyny roboczej w czasie rozruchu, Ms – moment obciąŜający sprzęgło, Θ1 – moment bezwładności wirnika silnika, Θ2 – moment bezwładności wirnika maszyny roboczej, K – współczynnik przeciąŜenia. Czas rozruchu: tr=ω1/ε1=ω1/∆M·(Θ1+Θ2)=ω1/(Mr-M2)·(Θ1+Θ2). Gdy wały silnika i maszyny roboczej połączone są sprzęgłem rozruchowym łączącym je dopiero po uzyskaniu przez silnik nominalnej prędkości obrotowej… 67. Rozruch układu napędowego z zastosowaniem sprzęgła ciernego.

Na przyśpieszenie bezwładnych mas związanych z wałem napędzanym idzie tylko róŜnica: MR=MT-M2, po osiągnięciu jednakowych prędkości kątowych: ω1=ω2=ω0, dalsze przyśpieszanie aŜ do osiągnięcia prędkości ω2=ω1 odbywa się bez poślizgu na powierzchniach ciernych. załoŜenia MR=const, M2=const ω1=ω2=const, wówczas przyśpieszenie kątowe wynosi ε=(MR/Θ2)•(1/s2), gdzie Θ2-jest momentem bezwładności ruchomych mas układu napędzanego, sprowadzonych do osi sprzęgła. Czas potrzebny do zrównania się prędkości kątowych obydwu połówek sprzęgła: tw=ω0/ε= Θ2ω0s/MR; Praca oddana przez układ napędowy w okresie rozruchu LR≈MTω0tw=MT Θ2ω0

2/MR; Energia kinetyczna układu napędzanego nabyta w okresie rozruchu LK=0.5 Θ2ω0

2; Praca zuŜyta na pokonanie oporu zewnętrznego wału napędzanego L2=M2•0.5•ω0tw=0.5((MT/MR)-1) Θ2ω0

2; Praca tarcia zamieniająca się w ciepło LT, to róŜnica pomiędzy pracą oddaną przez układ napędowy LR, a uzyskaną przez układ napędzany: LK+L2. LT=0.5(MT/MR) Θ2ω0

2=0.5LR; Sprzęgło po włączeniu powinno pracować bez poślizgu na powierzchniach ciernych, warunek: MTo=Σ(od i=1 do i=z)µip0iFiRśri ;gdzie MTo-moment tarcia spoczynkowego, µ-współ. tarcia, p0-nacisk nominalny, F - powierzchnia, Rśr- obliczeniowy promień tarcia; "i" - dla przypadku sprzęgła o i powierzchniach tarcia. 68. Rodzaje sprzęgieł ciernych: ● tulejowe z tuleją stoŜkową (przenosi duŜe, zmienne momenty); ● łubkowe – moment przenoszony jest częściowo poprzez tarcie, a częściowo kształtowo poprzez wpusty, umoŜliwiają pracę ze zmiennym momentem o niezbyt duŜej amplitudzie; ● pierścieniowe; ● tarczowe ze śrubami luźnymi – umoŜliwiają przenoszenie mocno zmiennych momentów; ● stoŜkowe; ● odśrodkowe – wykorzystują zaleŜność siły odśrodkowej działającej na jakąś masę od prędkości obrotowej, są odmiany: klockowe, śrutowe, kulkowe, proszkowe; ● wielopłytkowe (wielotarczowe) – łącznikami są cienkie okrągłe płytki cierne, osadzone przesuwnie na przemian w bębnie zamocowanym na wale napędzającym i na tulei osadzonej na wale napędzanym. 69. Wyznaczanie głównych wymiarów powierzchni ciernych sprzęgła. Na przykładzie sprzęgieł wielopłytkowych. Zakłada się odpowiednie stosunki wymiarowe, na ogół: Dśr=½(Dz+Dw)=(3÷5)·d oraz b=½(Dz+Dw)=(0,1÷0,3)·Dśr, gdzie: Dśr – średnia średnica płytek, Dz i Dw – odpowiednio: zewnętrzna i wewnętrzna średnica płytek, d – średnica wału, b – szerokość płytek. 70. Bilans cieplny sprzęgła ciernego. Przy łączeniu ruchomego wału napędzającego z nieruchomym napędzanym, tarcze naleŜące do części biernej, czyli maszyny roboczej, nabierają prędkości od zera do prędkości wału napędzającego. Zanim ją osiągną zachodzi poślizg między płytkami, co powoduje straty mocy na tarcie, a co za tym idzie wydzielanie ciepła do sprzęgła, a później do otoczenia. Strata mocy na tarcie: NT=MT·(ω1-ω2), gdzie: MT – moment tarcia sprzęgła cierna, ω1 i ω2 – prędkości kątowe strony odpowiednio czynnej i biernej. Zmienia się ona w zakresie od NTmax=MT·ω1 do zera, gdy prędkości członów wyrównają się. Obliczenia: Praca tarcia wynosi: LT=L1-Lk-L2, gdzie: L1=MTω1tr – praca oddana w czasie rozruchu przez stronę czynną (tr – czas rozruchu), Lk=½ω1

2Θ2 – przyrost energii kinetycznej strony biernej (Θ2 – moment bezwładności strony biernej), L2=M2½ω1tr – praca uŜyteczna wykonana przez stronę bierną (M2 – moment oporowy strony biernej). Czas rozruchu wynosi: tr=ω1/ε, gdzie: ε=(MT-M2)/Θ2=∆M/Θ2 – przyspieszenie strony biernej; stąd: tr=(ω1Θ2)/∆M, a co za tym idzie ostatecznie LT=½·MT/∆M·ω1

2Θ2=½L1. Bilans cieplny: Ze względu na krótki czas rozruchu przyjmujemy, Ŝe wydzielone ciepło zmagazynuje się tylko w płytkach, podnosząc ich średnią temp. zgodnie z bilansem cieplnym: LT=½·i·m·cw∆Tśr, skąd: ∆Tśr=2LT/(i·m·cw), gdzie: ½·i – liczba płytek sprzęgła bez okładzin, m=¼π(Dz

2-Dw2)·g·ρ – masa jednej płytki (Dz i Dw – odpowiednio:

zewnętrzna i wewnętrzna średnica płytki, g – grubość płytki, ρ – gęstość stali), cw – ciepło właściwe stali. Warunkiem do spełnienia jest: Tdop≤Tot+∆Tśr.

71. MoŜliwe błędy połoŜenia łączonych wałów i ich skutki. Błędy współosiowości wałów: ● przesunięcie osiowe; ● przesunięcie równoległe; ● przemieszczenie kątowe. Skutkami błędów współosiowości są dodatkowe obciąŜenia: ● reakcje w łoŜyskach; ● momenty gnące na wałach. 72. Sposoby kompensacji błędów współosiowości wałów. Aby uniknąć dodatkowych obciąŜeń nie łączy się wałów sztywnych, niedokładnie wyosiowanych w jedną sztywną giętnie całość, lecz stosuje się sprzęgła samonastawne (podatne giętnie), których konstrukcja wyklucza powstawanie tych dodatkowych obciąŜeń: ● sprzęgła Oldhamma (krzyŜakowe) – dobrze kompensuje przesunięcia osi (do h≈0,05d – średnicy wału), gorzej kątowe (do 0,5º); ● zębate – pojedyncze kompensuje nieosiowość kątową (do 1,5º) i przesunięcie osiowe, podwójne – dodatkowo przesunięcie równoległe, a kątowe do 3º; ● sprzęgła z elementami gumowymi – dopuszczalne nieosiowości podają katalogi wytwórców w zaleŜności od wymiarów i budowy sprzęgła. 73. Sprzęgła luźne kłowe i zębate. Są to kształtowe sprzęgła włączalne do łączenia i rozłączania wałów w spoczynku. W sprzęgłach tego rodzaju moment przenoszony jest z wału na wał (lub element luźno osadzony na wale) z wykorzystaniem sił spójności występów (kłów) na czole członów lub zębów umieszczonych na obwodzie członów. Włączanie i rozłączanie odbywa się przez przesunięcie ręczne lub np. elektromagnesem jednego z członów po wale, co powoduje za- lub wyzębienie kłów lub zębów. Aby umoŜliwi ć włączanie i rozłączanie w ruchu w sprzęgle zębatym moŜna zastosować tzw. synchronizator, którym zwykle jest małe sprzęgło cierne stoŜkowe, które przy przesuwie sprzęgła zębatego zostaje załączone nieco wcześniej i wyrównuje prędkości obu członów sprzęgła. 75. Sprzęgła rozruchowe. Są to sprzęgła ułatwiające (lub umoŜliwiające) rozruch silnika poprzez rozłączenie jego wału i wału maszyny roboczej w czasie rozruchu. Jako sprzęgła rozruchowe, w przypadku silnika spalinowego, stosuje się sterowane z zewnątrz: ● sprzęgła cierne włączalne w ruchu; ● sprzęgła hydrokinetyczne (przy większych przenoszonych mocach). … 76. Sprzęgła bezpieczeństwa – przeciąŜeniowe. Ich podstawowym zadaniem jest ochrona elementów układu przed nadmiernym wzrostem obciąŜenia momentem skręcającym, mogącym powstać zarówno po stronie silnika jak i maszyny roboczej. Ich budowa umoŜliwia samoczynne rozłączenie członów sprzęgła pod wpływem jego przeciąŜenia momentem skręcającym. Przykłady: ● najprostszym rozwiązaniem jest „bezpiecznik” w postaci kołka ulegającego ścięciu po przekroczeniu określonego granicznego Ms przyłoŜonego do sprzęgła; ● sprzęgło kształtowo-cierne przenoszące Ms za pomocą kulek dociskanych spręŜynami do czaszowych wgłębień, tu po przekroczeniu granicznego Ms następuje „wyskoczenie” kulek z zagłębień; ● kaŜde sprzęgło cierne. 77. Sprzęgła jednokierunkowe – przykłady rozwiązań, zastosowanie. UmoŜliwiają przeniesienie Ms tylko w jednym kierunku. W celu sprzęŜenia obu części sprzęgła człon czynny musi mieć prędkość większą niŜ bierny. Zmniejszenie prędkości członu czynnego lub zwiększenie biernego spowoduje rozłączenie sprzęgła. Rozwiązania: ● sprzęgło zapadkowe z zapadką wewnętrzną lub zewnętrzną – składa się z zapadki i koła zapadkowego; ● sprzęgło posiłkowe Uhlhorna; ● jednokierunkowe sprzęgła cierne – rolę zapadki przejmują elementy w kształcie rolek umieszczonych pomiędzy dwoma bieŜniami, z których jedna jest cylindryczna, a druga krzywoliniowa, tworząca zawęŜającą się przestrzeń, w której blokują się rolki w czasie ruchu. Zastosowania: ● słuŜą do podłączania silników rozruchowych (starterów) do silników spalinowych tłokowych oraz turbin gazowych – po rozpędzeniu silnika do poŜądanej prędkości obrotowej wyłączają automatycznie startera; ● umoŜliwiają równoległą pracę silnika spalinowego i turbiny gazowej – przy wzroście obciąŜenia silnika spalinowego zmniejsza się jego prędkość obrotowa i włącza się turbina wspomagająca silnik; ● jednokierunkowe sprzęgła cierno-kształtowe – słuŜą przede wszystkim jako sprzęgła „wolnego biegu” (np. w rowerach) oraz w skrzyniach przekładniowych niektórych pojazdów w celu zmniejszenia zuŜycia paliwa. 78. Sprzęgła podatne skrętnie – charakterystyki, odmiany konstrukcyjne, zastosowanie. Są to sprzęgła minimalizujące amplitudę Ms. Są szczególnym rodzajem elementów podatnych mających za zadanie nie tylko połączenie dwóch wałów, ale takŜe minimalizacja obciąŜeń drganiowych w układzie. Funkcję tą mogą spełniać dzięki swojej podatności na skręcanie obniŜającej znacznie sztywność skrętną całego układu w porównaniu z innymi sprzęgłami. Człony połączone są elastycznym, odkształcalnym łącznikiem, umoŜliwiającym wzajemny obrót członów o kąt φ pod wpływem przenoszonego Ms. Podstawową cechą sprzęgieł podatnych skrętnie jest ich sztywność skrętna: c=dMs/dφ. Kształt charakterystyki Ms(φ) zaleŜy od konstrukcji sprzęgła i tworzywa łącznika. Charakterystyki: a), b) i d) – sprzęgła podatne skrętnie ze stalowymi łącznikami podatnymi; c) – z gumowymi łącznikami podatnymi. Charakterystyka sprzęgła: ● a) swobodna, liniowa – powstaje przy liniowej, nietłumiącej charakterystyce elementu podatnego, jakim jest np. łącznik w postaci spręŜyny śrubowej, ściskanej między występami na członach sprzęgła; ● b) … 79. Sprzęgło hydrokinetyczne – zasada działania, właściwości uŜytkowe, zastosowanie. Jest to sprzęgło poślizgowe. Przeniesieniu Ms towarzyszy poślizg, co powoduje, Ŝe pracują one zawsze ze sprawnością η<0,95. Zasada: Łącznikiem jest ciecz, zwykle olej hydrauliczny o małej zdolności pienienia. Gdy człon napędzający obraca się, ciecz ta jest przyspieszana przez łopatki pompy w kierunku obwodowym i odśrodkowym, w efekcie czego zostaje wymuszony jej obieg w sprzęgle. Przepływająca przez pompę ciecz pobiera energię mechaniczną z łopatek pompy, zwiększając swoją energię kinetyczną, którą następnie oddaje członowi napędzanemu przy przepływie przez turbinę. Zalety: ● realizuje podatne skrętnie połączenie

wałów, umoŜliwiające nawet zatrzymanie się wału napędzanego; ● umoŜliwia łączenie i rozłączanie wałów w ruchu pod pełnym obciąŜeniem; ● sprzęgła hydrokinetyczne o regulowanej charakterystyce umoŜliwiają regulację prędkości obrotowej wału napędzanego przy stałej prędkości wału napędzającego; ● cicha i spokojna praca; ● brak zuŜycia wskutek tarcia; ● nie wymagają dozoru i częstych napraw. Wady: ● droŜsze od sprzęgieł mechanicznych; ● mniejsza sprawność; ● większe gabaryty w porównaniu z innymi sprzęgłami; ● dość długi czas potrzebny do włączenia i wyłączenia sprzęgła. Funkcje: Mogą spełniać wszystkie na raz: ● minimalizacja amplitudy zmiennego i udarowego Ms; ● ułatwiają rozruch (nawet pod obciąŜeniem) silników spalinowych cięŜkich maszyn roboczych; ● zabezpieczają układ przed przeciąŜeniami ze strony maszyny roboczej; ● umoŜliwia łączenie i rozłączanie wałów w ruchu pod pełnym obciąŜeniem; ● równomierny rozkład obciąŜenia przy napędach kilkoma równolegle pracującymi silnikami; ● regulacja prędkości obrotowej wału napędzanego przy stałej prędkości wału napędzającego. 80. Sprzęgła indukcyjne – zasada działania, właściwości uŜytkowe, zastosowanie. Są to sprzęgła poślizgowe. Przeniesieniu Ms towarzyszy poślizg, co powoduje, Ŝe pracują one zawsze ze sprawnością η<0,95. Pole magnetyczne wirując względem prętów uzwojenia roboczego indukuje prąd i powstanie momentu napędzającego człon bierny. Muszą one pracować w poślizgu, gdyŜ dla indukowania prądu i momentu napędzającego człon bierny konieczne jest istnienie prędkości względnej pola magnetycznego i uzwojenia roboczego. Zastosowanie: Stosuje się je w układach sterowanych automatycznie ze względu na łatwość sterowania zewnętrznego i regulacji prądu wzbudzenia jako sprzęgła: ● podatnie skrętnie; ● rozruchowe; ● przeciąŜeniowe; ● włączalne i rozłączalne w czasie ruchu. 81. Wały i osie - podstawa rozróŜnienia, rodzaje wałów maszynowych. Wałem lub osią nazywamy element maszyny, na którym są osadzone elementy, wykonujące ruchy obrotowe lub oscylacyjne, urzeczywistniający ich geometryczna oś obroty. Wał słuŜy przede wszystkim do przenoszenie momentu obrotowego. Za jego pośrednictwem przenoszą się na łoŜyska obciąŜenia działające na elementy na nim osadzone. NaraŜony jest zwykle, poza skręcaniem głównie na zginanie, a takŜe na ściskanie lub rozciąganie. Oś nie przenosi momentu obrotowego, jest obciąŜona głównie momentem gnącym, słuŜy do utrzymania w zadanym połoŜeniu innych obracających się elementów maszyny i przeniesienia obciąŜeń na nie działających na podpory: łoŜyska lub uchwyty, w zaleŜności od tego czy jest ruchoma czy stała. Oś ruchoma obraca się wraz z elementami na niej osadzonymi. Oś stała jest utwierdzona nieruchomo w uchwytach, zaś inne elementy są na niej ułoŜyskowane i mają moŜliwość obrotu. Oś moŜe tworzyć jedną całość z obracającym się elementem. Krótka oś nazywa się sworzniem. Podział wałów i osi: Wały i osie mogą być gładkie lub kształtowe zaleŜnie od tego czy przekrój poprzeczny zmienia się czy nie wzdłuŜ osi geometrycznej; pełne lub drąŜone, okrągłe i profilowe. Osie z reguły są proste, wały zaś mogą mieć korby i wykorbienia. Wały i osie mogą być całkowite (jednolite) lub składane (złącza skurczowe, wieloząbkowe itp.) Wałem dzielonym nazywamy zespół kilku wałów połączonych przegubami lub sprzęgłami. W zaleŜności od funkcji, jaką spełnia w maszynie wały i osie nazywamy głównymi pomocniczymi, pośredniczącymi, napędzanymi /czynnymi/ i napędzanymi /biernymi/. Normalnie wały maszynowe charakteryzują się duŜą sztywnością giętną. Do przekazywania momentu obrotowego pomiędzy elementami wykonującymi względne ruchy uŜywa się wałów giętkich /elastycznych, podatnych/ 85. WywaŜanie statyczne i dynamiczne jako metoda odciąŜenia od dodatkowych sił i momentów. WywaŜanie dynamiczne eliminuje moment działający w płaszczyźnie osi wału pochodzący od działających sił odśrodkowych powstałych na skutek niewyrównowaŜenia dynamicznego charakteryzującego się przecięciem pod kątem osi obrotu i głównej osi bezwładności. WywaŜenie statyczne eliminuje mimośrodowość (oś wału i główna oś bezwładności są przesunięte) która powoduje Ŝe podczas wirowania powstaje para odśrodkowych sił. 88. Klasyfikacja tarcia. Ze względu na RUCH -spoczynkowe i kinematyczne (toczne i ślizgowe); Ze względu na lokalizacje: zewnętrzne (suche fizycznie, suche technicznie) i wewnętrzne w płynach (płynne i graniczne) i ciałach stałych (przy odkształceniach plastycznych i przy odkształceniach spręŜystych) 89. Tarcie przy ślizganiu – teoria Bodwina i Tabora. Nawet najbardziej płaskie powierzchnie, nie są idealnie gładkie. Chropowatość ich w porównaniu z wymiarami drobin jest znaczna (trudno uzyskać chropowatość o wysokości 0,1µm, czyli 1000Å, a wymiary drobin są rzędu 1Å=10-7m). Gdy dwie nominalnie płaskie powierzchnie stykają się ze sobą, styk odbywa się jedynie na drobnej części obserwowanej powierzchni zetknięcia. Rzeczywistą powierzchnię zetknięcia tworzą odkształcone spręŜyście i plastycznie wierzchołki chropowatości. Względna ich wartość jest niezaleŜna od obserwowanej powierzchni zetknięcia i rośnie proporcjonalnie do obciąŜenia. W zaleŜności od wartości obciąŜenia i własności ciała wynosi ona od 1/100 do 1/100.000 powierzchni obserwowanej. Wskutek tego, juŜ przy znikomych obciąŜeniach, lokalne naciski w miejscach styku wierzchołków chropowatości są rzędu setek atmosfer i przekraczają granice plastyczności bardziej miękkiego z materiałów pary ciernej. W wyniku tego, w powiązaniu z poślizgiem, następuje zespawanie wierzchołków chropowatości. W trakcie ruchu spoiny te zostają ścięte. Siła ścinająca je jest siłą pokonującą tarcie. W rzeczywistości zjawisko to jest bardziej skomplikowane. Obok ścinania lokalnych złącz występują opory odkształcania spręŜystego i plastycznego chropowatości, opory rycia bruzd. Zjawisku temu towarzyszą znaczne wzrosty temperatury miejsc styku. Osiągają one wartość kilkuset stopni, rosnąc wraz z prędkością ślizgania. ZwyŜka temperatury całego ciała jest przy tym nieznaczna. Te lokalne

wzrosty temperatury powodują mięknięcie a nawet topnienie materiału w punktach styku, co tłumaczy spadek tarcia w miarę wzrostu prędkości poślizgu. Siła tarcia: T=F·Rt, gdzie: F – rzeczywista powierzchnia styku, Rt – wytrzymałość materiału na ścinanie. Zakładając, Ŝe rzeczywista powierzchnia zetknięcia powstaje na skutek plastycznych odkształceń chropowatości, równowaŜy obciąŜenie normalne N wypadkową nacisków pe odpowiadających granicy plastyczności materiału działających na rzeczywistej powierzchni zetknięcia, stąd: N=pe·F. Obliczamy współczynnik tarcia: µ=T/N=(F·Rt)/(pe·F)=Rt/pe. Małego współczynnika tarcia moŜemy oczekiwać od materiału, który posiada znikomą wytrzymałość na ścianie, a równocześnie duŜą twardość. Takiego materiału nie ma, jednak moŜna go sztucznie stworzyć. 90. Tarcie graniczne i mieszane. Tarcie graniczne- jeŜeli warstewka smaru posiada grubość kilku drobin nazywamy ją warstewką graniczną, zaś tarcie – tarciem granicznym. Obecność warstewki granicznej zmniejsza znacznie zakres ścisłego styku metalicznego. Jeśli dwie pokryte smarem powierzchnie poddamy obciąŜeniu o kierunku normalnym, natychmiast wystąpi odkształcenie plastyczne wierzchołków chropowatości, aŜ zostanie utworzona powierzchnia zetknięcia, która jest zdolna przenieść to obciąŜenie. Wskutek tych odkształceń, w warstewce smaru powstają bardzo wysokie ciśnienia, których rozkład nie jest równomierny, są one bowiem „pozamykane” miedzy powierzchniami. W obszarach gdzie ciśnienie osiąga najwyŜsze wartości, moŜe wystąpić lokalne przerwanie warstewki smaru, co prowadzi do metalicznej adhezji. Opór przeciw ruchowi składa się częściowo z siły potrzebnej do przerywania metalicznych połączeń i z oporu ślizgających się po sobie warstewek smaru. T=F[αRtM+(1-α)RtS), gdzie F - powierzchnia biorąca udział w przenoszeniu obciąŜenia, α-część powierzchni F, na której warstewka smaru ulega przerwaniu, RtM - wytrzymałość na ścinanie połączeń metalicznych, RtS - wytrzymałość na ścinanie warstwy granicznej smaru. Tarcie mieszane jest połączeniem tarcia suchego, granicznego i płynnego. Tarcie suche- jest to tarcie powierzchni suchych, czyli takich, które są pokryte warstewką tlenków i par. Tarcie płynne-polega na oddzieleniu warstewek granicznych grubą warstwą swobodnych drobin smaru i zrównowaŜenia obciąŜenia działającego na powierzchnie pary ciernej ciśnieniem w smarze. Przy tarciu płynnym nie ma zupełnie styku metalicznego i zuŜycia.//// R=h/(Ra1+Ra2), h - wysokość warstwy smaru, Ra1, Ra2-wysokości nierówności; 1≤R≤10-dostohydrodynamiczne; 5≤R≤100-hydrodynamiczne; R≤5-mieszane 91. Tarcie przy toczeniu - najprostszy model fenomenologiczny. Tarcie toczne jest zjawiskiem bardzo złoŜonym. W uproszczeniu moŜna je wyjaśnić zjawiskiem histerezy odkształceniowej powodującej niesymetryczny rozkład nacisków na powierzchni styku w czasie ruchu. NapręŜenie odpowiadające danemu odkształceniu po stronie wzrastających napręŜeń będzie większe od napręŜenia odpowiadającemu temu samemu odkształceniu po stronie malejących napręŜeń, Wypadkowe z nacisków tworzą ramię f. Siła T potrzebna do pokonania wynikającego stąd oporu ruchu wynosi T=P•(f/d), stąd moŜna określić obliczeniowy współczynnik tarcia tocznego µt=f/d. Wskutek odkształceń na powierzchni styku występuje ślizganie. Punkty na linii styku nie są jednakowo odległe od osi obrotu, posiadają zatem róŜną prędkość obwodową. Czyste toczeni odbywać się będzie tylko w dwóch miejscach E i E’. W innych miejscach nastąpi poślizg. Rozkład prędkości poślizgu. W obecności oleju w zaleŜności od prędkości toczenia obok tarcia wynikającego z histerezy odkształceniowej będzie istniało tarcie mieszane lub płynne hydrodynamiczne. W PKM, posługujemy się danymi doświadczalnymi, np. dla łoŜysk tocznych współczynnik tarcia określa się na podstawie pomiaru momentu tarcia MT całego łoŜyska, odnosząc go do promienia czopa: µt=2Mt/Pd, µt jest współczynnikiem umownym i nie ma znaczenia fizycznego

92. Smar - jego rola i działanie. Smarem nazywamy „trzecie ciało” wprowadzone między powierzchnie pary ciernej, charakteryzujące się duŜą adhezją do tych powierzchni i znikomą wytrzymałością na ścinanie, znacznie zmniejsza tarcie i zuŜycie. Smar spełnia istotną rolę w przenoszeniu obciąŜenia z jednego elementu na drugi. Z tego względu naleŜy go traktować jak kaŜde inne tworzywo konstrukcyjne. Z niego zbudowana jest oddzielająca warstwa nośna zmniejszająca tarcie i zuŜycie powierzchni. W pewnych przypadkach smar moŜe spełniać dodatkowo rolę czynnika chłodzącego i uszczelniającego, chroni przed korozją, tłumi drgania. Smarami mogą być ciała stałe, ciecze i gazy; Smary moŜna podzielić na gazowe, płynne (syntetyczne, organiczne(roślinne zwierzęce),z ropy i węgla) plastyczne i stałe(o budowie krystalicznej i bezpostaciowej) 93. Wyjaśnienie pojęć: penetracja, smarność, wskaźnik lepkości. Penetracja, jest miarą konsystencji smaru stałego. Liczba ją określająca, to głębokość zanurzenia w smarze o temperaturze 250C znormalizowanego stoŜka w czasie 5 sekund, wyraŜona w dziesiątych milimetra. Smarność, cecha smaru dająca mu zdolność do zmniejszania tarcia i ochrony przed zuŜyciem i zatarciem smarowanych powierzchni. Pojecie to odnosi się zarówno do smarów stałych jak i ciekłych. Smarność moŜna określić jedynie jako wielkość względną w badaniach porównawczych róŜnych smarów na specjalnych aparatach, w identycznych warunkach pomiarowych. Miarą smarności jest graniczne obciąŜenie, przy którym następuje zatarcie i zespawanie kul,(podczas badania na aparacie czterokulkowym), Wskaźnik lepkości, inaczej indeks wiskozowy, Jest nim liczba określająca zmianę lepkości badanego oleju w zaleŜności od temperatury; w stosunku do lepkości przyjętych dwóch serii olejów wzorcowych: a)seria L, o wskaźniku lepkości równym zeru, o duŜej

zmienności lepkości z temperaturą; b) seria H o wskaźniku lepkości równym 100, o małej zmienności lepkości w zaleŜności od temperatury. 94. Prawo Newtona - definicja lepkości, sens fizyczny lepkości, jednostki. Lepkość jest podstawą cechą smarów ciekłych i gazowych. Prawo Newtona τ=η•(du/dy), gdzie η jest lepkością dynamiczną lub absolutną (cecha materiałowa), (du/dy)-gradient prędkości. Lepkość zaleŜy od temperatury i ciśnienia. Lepkość-jest to siła potrzebna do przesunięcia na cieczy płaskiej powierzchni o wymiarze jednostkowym z jednostkową prędkością równolegle do drugiej powierzchni odległej o jednostkę długości. Wymiarem lepkości dynamicznej jest [(siła•czas)/długośc2). W układzie technicznym jednostką jest: (kG•s)/m2; W układzie cgs: (dyna•s)/cm2=1 poise (P) lub 1/100poise=1 centipoise (cP), na cześć Poiseuille’a. ///;lepkość kinematyczna –stosunek lepkości dynamicznej do gęstości ν=η/ρ, wymiarem jest długość2/czas. W technicznym układzie jednostką jest m2/s w fizycznym cm2/s=1 stoke (St), 1 St=10-6m2/s 95. Hydrodynamiczna teoria smarowania - elementarne wyjaśnienie mechanizmu powstawania wyporu hydrodynamicznego. Gładka, sztywna, płaska płyta ślizga się w obecności nieściśliwego smaru po drugiej płycie pod niewielkim kątem. Szerokość płyt B jest nieograniczona→brak przepływu w tym kierunku. Warstwy graniczne smaru przywierają do powierzchni bocznej ścian i nie wykazują względem nich poślizgów. W warstewce smaru powstaje rozkład prędkości odpowiadający prawom tarcia wewnętrznego i ruchu laminarnego. Przyjmuje się kierunek przepływu za równoległy do osi X-X, (cienka warstwa smaru i mały kąt nachylenia płyt), a więc pomija się takŜe składową prędkości w kierunku poprzecznym do strugi i związane z nią napręŜenia styczne oraz róŜnice ciśnień. Na ślizgające się po sobie warstwy smaru działają zgodnie z prawem Newtona napręŜenia styczne, proporcjonalne do lokalnych gradientów prędkości. Elementarna hydrodynamiczna teoria smarowania zakłada, Ŝe lepkość i gęstość smaru jest stała dla całego filmu smarnego i nie zaleŜy od lokalnej temperatury i ciśnienia. Pomija się równieŜ wpływ sił bezwładności i cięŜar smaru. Zajmuje się tylko smarami, których lepkość nie zaleŜy od gradientu prędkości. Przy tych załoŜeniach rozkład prędkości w warstewce smaru jest liniowy. Ilość przepływu przez poszczególne przekroje o jednostkowej szerokości wynoszą: Q’/B=U•h/2, a więc zaleŜą od lokalnej wysokości szczeliny pomiędzy ścianami. Gdy wysokość ta ulegnie zmianie, ze względu na ciągłość strugi muszą istnieć przepływy wyrównawcze. W kaŜdym przekroju powstaje zatem spadek ciśnienia o takiej wartości i kierunku, Ŝe odpowiadający mu przepływ wynikający z róŜnicy ciśnień, o parabolicznym rozkładzie prędkości Q’’/B=h3∂p/12η∂x, nakłada się na poprzedni przepływ o wydatku Q’ i wyrównuje jego zmiany. W ten sposób w warstewce smaru powstaje spadek ciśnienia dp/dx=+6ηU((h-h*)/h3) i przebieg ciśnienia p(x)=∫(odx1dox2)(∂p/∂x)dx, któremu odpowiada określona nośność hydrodynamiczna. Nośność ta w odniesieniu do jednostkowej szerokości modelu (B=1) jest proporcjonalna do pola wykresu: p=f(x)

96. Równanie Reynoldsa – podstawowe załoŜenia i analiza równania. 1/6η·[∂/∂x(h3(∂p/∂x))+∂/∂z(h3(∂p/∂z))]= =(v1-v2)∂h/∂x+h(v1+v2)/∂x+2(w2-w1). ZałoŜenia: ● smar jest cieczą newtonowską, ● przepływ smaru jest laminarny • smar jest cieczą nieściśliwy, • lepkość i gęstość smaru są stałe w całej warstwie smaru, • pomija się siły bezwładności działające na smar jako małe w porównaniu z siłami ścinania, • prędkości warstewek przyściennych są równe prędkościom powierzchni tworzących parę ślizgową, • ciśnienie jest stałe w kierunku grubości warstwy smaru ze względu na małą wartość tej grubości, • na warstwę smaru nie działają Ŝadne siły zewnętrzne, η-lepkość dynamiczna smaru, h=h(x)-zmienna grubość smaru, p=p(x,z)-rozkład ciśnienia w szczelinie, zmienny względem x,z; v1,v2-prędkości elementów pary ślizgowej skierowane wzdłuŜ osi x; w1,w2-prędkości elementów pary ślizgowej skierowane wzdłuŜ osi y. 97. Warunki uzyskiwania tarcia płynnego. Tarcie płynne w łoŜyskach moŜna uzyskać na zasadzie hydrodynamicznej lub hydrostatycznej. W hydrodynamicznej mamy dwa sposoby uzyskania tarcia płynnego: a) ”klin smarny”, b) „efekt wyciskania smaru”. Realizacja „klina smarnego” wymaga spełnienia trzech warunków: 1)istnienie prędkości poślizgu większej od pewnej prędkości granicznej, 2) spełnienia warunku geometrycznego tzn. istnienia pomiędzy ślizgającymi się po sobie powierzchniami przestrzeni zawęŜającej się w kierunku ruchu, 3) ciągłego dostarczani do tej przestrzeni wystarczającej ilości smaru. Realizacja tarcia płynnego w łoŜysku na zasadzie „efektu wyciskania smaru” wymaga: 1) istnienia odpowiedniej wartości składowej prędkości ruchu czopa o kierunku normalnym do powierzchni nośnych, 2) istnienia moŜliwie

silnego dławienia smaru na wypływie z łoŜyska, 3) ciągłego dostarczania wystarczającej ilości smaru na miejsce wyciśniętego z łoŜyska. Gdy istnieją trudności w uzyskaniu tarcia płynnego na zasadzie hydrodynamicznej, ze względu na niemoŜność spełnienia któregoś z warunków uciekamy się do zasady hydrostatycznej. Ciśnienie w warstewce smaru oddzielającej czop od panewki, wywołujemy przez pompowanie smaru pompą znajdującą się na zewnątrz łoŜyska. Ciśnienie i wydatek pompy dobieramy tak aby siła wypadkowa z ciśnienia w warstewce smaru równowaŜyła obciąŜenie łoŜyska. ????????? I. Podstawowy warunek-utrzymanie minimalnej grubości filmu smarowego o wartość większą od sumy wysokości nierówności czopa i panwi powiększonej o połowę nierówności strzałki ugięcia czopa w panwi: hmin≥hc+hp+0.5fc; II. Kryterium Vogelpohla - prędkość obwodowa powinna być większa od krytycznej, nKR=P/(60•cKR•η•Vob), P - obciąŜenie, cKR - stała zaleŜna od chropowatości czopa 1-3, η-lepkość dynamiczna, Vob - objętość obliczeniowa łoŜyska;; Dodatkowe wymagania: • zapewnienie statycznej i zmęczeniowej wytrzymałości panwi, • zachowanie temperatury poniŜej krytycznej dla danego materiału łoŜyskowego. ??????? 99. Liczba Sommerfelda - postać analityczna, wielkości ją tworzące. Liczba Sommerfelda (wskaźnik podobieństwa hydrodynamicznego) przedstawia się w postaci bezwymiarowej, łączy główne parametry dyspozycyjne konstruktora. Skoro tylko wielkości w nią wchodzące zostaną dobrane, wówczas wszystkie inne charakterystyki łoŜyska będą jednoznacznie ustalone. S=(ηn)/(pśrψ2); η-lepkość dynamiczna [kG•s/m2], n - prędkość obrotowa czopa [obr/s], pśr=P/(l•d) – średnie naciski obliczeniowe [N/m2], ψ=δ/r - luz względny, δ=(D-d)/2- luz promieniowy w łoŜysku. Spotyka się teŜ inny zapis S0=pśrψ2/ηω, związek pomiędzy S i S0, jest S0=1/2πS, wskaźnik czy łoŜysko jest mocno czy słabo obciąŜone, S>0.15-słabo, S<0.15-mocno 100. Zakres stosowalności teorii Pietrowa. Do obliczania strat tarcia. Poprzeczne łoŜysko ślizgowe lekko obciąŜonych o duŜej prędkości obrotowej , gdy panewka obejmuje czop na całym obwodzie 3600.Pietrow podał teorię tarcia płynnego pomiędzy cylindryczną panewką a centralnie umieszczonym w niej czopem. µ=π(ηω)/(pśrψ). Równanie Pietrowa daje tylko przybliŜone wartości ze względu na załoŜenia upraszczające jak: stała temperatura, z zatem i stała lepkość oleju wzdłuŜ filmu olejowego. Tak naprawdę straty tarcia będę niŜsze ze względu na wpływ zmiany lepkości ze zmianą temperatury w warstewce smaru. 101. Co to jest łoŜysko hydrostatyczne - gdzie ma ono zastosowanie. Ciśnienie w warstewce smaru oddzielającej czop od panewki, wywołujemy przez pompowanie smaru pompą znajdującą się na zewnątrz łoŜyska. Ciśnienie i wydatek pompy dobieramy tak aby siła wypadkowa z ciśnienia w warstewce smaru równowaŜyła obciąŜenie łoŜyska. W łoŜysku hydrostatycznym smar dopływa do szczeliny między powierzchniami smarnymi pod wysokim ciśnieniem, rzędu średnich nacisków rachunkowych pśr=P/LD, wtłaczany działaniem pompy. W łoŜysku hydrostatycznym ruch względny powierzchni ślizgowych moŜe wywoływać dodatkowo hydrodynamiczną składową ciśnienia. Zastosowanie, gdy zaleŜy nam na: • duŜej sztywności podparcia (łoŜyska wrzecion obrabiarek), • zmniejszenie oporów par ślizgowych (umoŜliwienie ruchu duŜych mas-radioteleskop), • nie ma moŜliwości zabezpieczenia powierzchni ślizgowych przed zuŜyciem poprzez zastosowanie wyporu hydrodynamicznego (np. przy rozruchu cięŜkich maszyn wirnikowych-cięŜki wirnik) 102. Zasady doboru podstawowych cech geometrycznych łoŜysk ślizgowych poprzecznych (luz łoŜyskowy, l/d, kąt opasania ββββ). Luz łoŜyskowy. Wartość jego jaka powinna istnieć w łoŜysku wyliczona na podstawie hydrodynamicznej teorii smarowania, to wartość jaka powinna istnieć w temperaturze pracy. Wskutek cieplnych odkształceń panewki, czopa i korpusu łoŜyska powstaje róŜnica między luzem montaŜowym na zimno i później ustalającym się luzem wymaganym w pracy łoŜyska. Luz montaŜowy wynikający z tolerancji wykonawczych części łoŜyska musi być odpowiednio skorygowany, aby w pracy powstał luz wymagany. Jako wypróbowaną doświadczalnie wartość średnią luzu względnego ψ moŜna przyjąć dla łoŜysk metalowych: ψ=0.8•10−,3•4√(v)±30%, gdzie v-prędkość obwodowa w [m/s]. Szczególnie duŜe luzy ψ≥3%0 stosuje się w łoŜyskach z tworzyw sztucznych i drewna ze względu na ich małą stabilność geometryczną spowodowaną duŜą rozszerzalnością cieplną i pęcznieniem. Wybór l/d- średnica czopa zwykle jest dana z warunków poza łoŜyskiem.. Długość łoŜyska l dobieramy na podstawie optymalnego stosunku l/d. Najmniejsze straty tarcia, najmniejsza temperatura, najmniejszy przepływ oleju i najwyŜsza nośność łoŜyska jest osiągana dla l/d=0.3-0.8. Krótkie łoŜysko jest nieczułe na ugięcia i przekrzywienia czopa, ma lepsze warunki chłodzenia. Z drugiej strony przy zbytnim zmniejszeniu l/d upływy boczne rosną i nośność maleje. Obierając mały stosunek l/d wpływamy korzystnie na wymiary całej maszyny o której długości decydują nieraz wymiary łoŜysk. 103. Pojęcie ekscentryczności względnej εεεε-rola tej wielkości w opisie stanu łoŜyska. ε=e/δ=1-h0/δ; e- ekscentryczność e(0,δ), ?{jest jeszcze coś takiego (ω1-2ω2)∂h/∂x}? ε-(0,1), w normalnych łoŜyskach ε=0.9-0.95 Dla zapewnienia stabilnej pracy łoŜyska wymaga się aŜeby ekscentryczność względna ε w projektowanym łoŜysku miała wartość ε≥0.6 do 1 . Ponadto przy przekroczeniu wartości ε=0.9-0.95 (dla łoŜysk małych mniejsza) film olejowy staje się bardzo cienki i zaczynają odgrywać role właściwości smaru i zjawiska nie uwzględnione w modelu obliczeniowym łoŜyska 104. Kryteria podobieństwa konstrukcyjnego łoŜysk ślizgowych poprzecznych (luz łoŜyskowy, l/d, kąt opasania ββββ). 1) łoŜyska są podobne do siebie pod względem geometrycznym, tzn. taki sam kąt β opasania

czopa przez panew i taki sam stosunek l/d. 2) połoŜenie i charakter zmian wektora obciąŜenia względem czynnej części panwi są takie same. 3) kryterium podobieństwa hydrodynamicznego-liczba Sommerfelda przyjmuje tę samą wartość S=(η•n’’)/p sr•ψ2); ψ=δ/r - luz względny, r - promień czopa, δ-luz obwodowyδ=(D-d)/2, η-lepkość dynamiczna, pśr - średnie ciśnienie w filmie smarnym 106. Zasady kształtowania powierzchni ślizgowej panwi łoŜyskowej (połoŜenie i kształt rowków smarowych, doprowadzenie smaru do łoŜyska). Pierwsza zasada: obszar na którym powstaje wypór hydrodynamiczny nie moŜe być poprzecinany rowkami smarownymi(zmniejsza to wypór hydrodynamiczny) Druga zasada: doprowadzenie smaru po nieobciąŜonej stronie łoŜyska, przez czop lub panew (gdy panewka jest podzielna obciąŜenie nie powinno działać w płaszczyźnie podziału.//Gdy obciąŜenie działa w zmiennym kierunku konieczne jest wykonanie rowku obwodowego (niedopuszczalny przy stałym obciąŜeniu) pomimo jego niekorzystnego wpływu na nośność – moŜna teŜ zastosować promieniowy otwór w czopie. 107. Samonastawność łoŜysk - cel stosowania sposoby realizacji. Stosuje się w celu uniknięcia spiętrzania nacisków na brzegach panewki (czyli uzyskanie moŜliwie równomiernego rozkładu nacisków) 1) samonastawność na zasadzie kuli łoŜyskowanej ślizgowo w kulistym gnieździe, jest problematyczna. Tarcie występujące na tych powierzchniach znacznie ją ogranicza. Konstrukcję tego rodzaju naleŜy traktować tylko jako ułatwienie montaŜowe. Sprawne funkcjonowanie kulistego łoŜyska moŜna jedynie osiągnąć przekształcając je na łoŜysko hydrostatyczne, co mało kiedy jest opłacalne. 2) Dobrze funkcjonuje samonastawność toczna. Wadą tego podparcia jest mniejsza zdolność odprowadzenia ciepła tarcia przez korpus. Zalety wynikające z dobrej samonastawności wyrównują tę wadę. 3) inna moŜliwość uzyskania samonastawności łoŜyska to podparcie spręŜyste na falistej spręŜynie. 109. Czym się naleŜy kierować przy doborze minimalnej grubości warstewki h0 smarowej w łoŜysku. Grubość h0 warstewki smarnej musi zabezpieczać przed moŜliwością bezpośredniego styku czopa i panwii pod obciąŜeniem. ZaleŜnie od obciąŜenia, rodzaju smarowania, prędkości obrotowej, wymiarów geometrycznych i cech materiałowych pary ciernej i smaru. Kryterium odpowiedniej grubości filmu olejowego, spełnienie jego oznacza, Ŝe w miejscu najmniejszej grubości filmu nie dochodzi do styku wierzchołków nierówności powierzchni ślizgowych czopa i panwi. h0≥Rzc+Rzp+0.5f; h0-minimalna grubość filmu olejowego w [µm]; Rzc - wysokość nierówności czopa [µm], Rzp - w.n. panwi [µm]; f - strzałka ugięcia lub przekoszenie czopa w panwi [µm]. Innym kryterium moŜe być kryterium Heidebroeka h0min=0.0001mm. 110. Zasady obliczania łoŜysk ślizgowych o tarciu płynnym. Stosuje się załoŜenia upraszczające dotyczące: • kształtowania szczeliny smarnej (cylindryczne o osiach równoległych), • własności smarów (ciecz idealnie lepka, pominięte siły bezwładności działające na ciecz, lepkość jest stała), • warunków brzegowych, • rodzaju przepływu w szczelinie (przyjmuje się Ŝe jest laminarny); Obliczenia przeprowadza się wykorzystując bezwymiarowe wskaźniki podobieństwa hydrodynamicznego o geometrycznego. Muszą być spełnione kryteria tarcia płynnego w łoŜysku. 111. Zasady obliczania łoŜysk ślizgowych o tarciu mieszanym. Przy obliczaniu posługujemy się wskaźnikiem p-v, który decyduje o przyroście temperatury i o zuŜyciu pary ślizgowej. pv=k∆tdop/µ=const; pv=(g/τ)•(H/kz); k - współczynnik rozpraszalności ciepła, ∆tdop - dopuszczalny przyrost temperatury na powierzchni styku, H - umowna twardość materiału łoŜyskowego, τ-czas, g - średnia grubość zuŜytej warstwy; Ograniczenia wynikają głównie ze zdolności odprowadzenia ciepła i jego wytrzymałości. 112. Kryterium Vogelpohla. n’’

kr=P/60CkrηVol; gdzie n’’ kr - [obr/s] - prędkość obrotowa krytyczna przy przejściu z tarcia płynnego w mieszane, P [kG] - obciąŜenie łoŜyska, η, [cP]-lepkość oleju, Vol.-objętość rachunkowa łoŜyska=πD2/4 [L-litr], Ckr - stała zaleŜna od gładkości powierzchni leŜąca w granicach miedzy 1 i 3. Wzór ten ze względu na swoją prostotę nadaje się do szybkiego sprawdzenia warunków pracy łoŜysk. (jest waŜny przy istnieniu normalnie spotykanych luzów w łoŜysku (dla zbyt małych luzów, jak np. w łoŜyskach wrzecion obrabiarek, wzór ten jest niewaŜny), dobrej gładkości powierzchni i stosunku L/D>0.5 114. Sposoby doprowadzania smaru do łoŜyska. RozróŜniamy następujące rodzaje smarowania: a)smarowanie ciągłe(nieprzerwanie dostarczany smar) i okresowe (→smarowniec ręczne, tłokowe, knotowe i poduszkowe (stosowane tam gdzie nie trzeba odprowadzać ciepła)→rozbryzgowe-rozpylanie powietrzu drobnych kropelek oleju, →mgłą olejową, //ŁoŜyska szybkoobrotowe, wysokoobciąŜone - hydrauliczne układy smarowania (zewnętrzny zbiornik, pompa, filtry, chłodnice); smary plastyczne-praski, rurociągi transportowe z układami zaworów rozdzielających i sterujących.////INNA WERSJA: RozróŜniamy następujące rodzaje smarowania: •smarowanie ciągłe i okresowe, •smarami stałymi lub płynnymi, •smarowanie obiegowe i przelotowe, •smarowanie bezciśnieniowe i pod ciśnieniem (niskociśnieniowe nie przekracza p≤0.4MPa, wysokociśnieniowe 20MPa w górę w łoŜyskach hydrostatycznych.), WyróŜniamy następujące rodzaje smarowania bezciśnieniowego, smarowanie: •knotowe, •poduszkowe, •pierścieniem luźnym(gdy olej jest zimny niedostatecznie smaruje), •pierścieniem stałym (wada-duŜy opór), •rozbryzgowe, 115. Jakie własności powinien posiadać smar stosowany w łoŜyskach przy tarciu płynnym, a jakie przy mieszanym. Płynne: •duŜa lepkość z jak najmniejszym uzaleŜnieniem od wzrostu ciśnienia, •brak zanieczyszczeń, •duŜa pojemność cieplna; Tarcie mieszane: •duŜa smarność, •odporność na wysokie temperatury, •brak zanieczyszczeń,

116. Wymagania stawiane materiałom łoŜyskowym, przykłady typowych materiałów łoŜyskowych. 1)dobra odkształcalność, 2)odporność na zatarcie, 3)wytrzymałość na naciski, 4)wytrzymałość zmęczeniowa, 5)odporność na korozję, 6)dobre przewodzenie ciepła, 7)odpowiednia rozszerzalność cieplna, 8)korzystna struktura materiału, 9)dobra obrabialność, 10)niska cena. Niektóre materiały: białe metale ołowiu, cynowe, brązy (cynowe, Al., Pb) spiŜe, stopy Al., miedzomosiądze. 117. Zasada działąnia i problemy konstrukcyjno-wykonawcze łoŜysk ślizgowych wzdłuŜnych (oporowych). Działają na zasadzie tworzenia klinów smarowych na powierzchni styku czopa i pierścienia panwiowego, pomiędzy które doprowadza się olej. Warunkiem prawidłowej pracy tego typu łoŜyska jest moŜliwie równomierny rozkład obciąŜenia na całej powierzchni czopa tarczowego. Uzyskać go moŜna przez zachowanie dokładnej równoległości powierzchni nośnych czopa i pierścienia panwiowego i ich płaskości. Te cechy geometryczne łoŜyska mogą psuć się wskutek błędów wykonawczych, montaŜowych, odkształceń spręŜystych i nierównomiernych dylatacji cieplnych. Trudności w zachowaniu prawidłowej geometrii powierzchni nośnych rosną z wymiarami łoŜyska, obciąŜeniami i prędkością obwodową. W łoŜyskach panwiowych np. bardzo trudne jest dokładne wykonanie klinowych segmentów nośnych. 119. Porównanie łoŜysk ślizgowych i tocznych. Zalety: łoŜysk tocznych w stosunku do ślizgowych: ● mniejsze tarcie w chwili początku ruchu i mały wpływ prędkości obrotowej na tarcie; ● prosty sposób smarowania bez konieczności nadzoru; ● małe zuŜycie smaru; ● większa nośność w odniesieniu do jednostki szerokości łoŜyska; ● nie wymagają dotarcia; ● normalizacja wymiarów; ● wysoka jakość. Wady: łoŜysk tocznych w stosunku do ślizgowych: ulegają łoŜyskom ślizgowym pod wzgl. cichobieŜności: ● przy silnych obciąŜeniach udarowych gdy łoŜysko się nie obraca; ● w wykonaniach dwudzielnych; ● przy duŜych obciąŜeniach; ● jako łoŜysko wzdłuŜne do największych obciąŜeń; ● przy największych prędkościach obrotowych. 120. Podział łoŜysk tocznych – właściwości i zalecane zastosowanie. Podst. klasyfikacji Klasyfikacja

sposób określania obciąŜeń

poprzeczne, wzdłuŜne, skośne

kształt elementów tocznych

kulkowe, walcowe, igiełkowe, stoŜkowe, baryłkowe

liczba ędów

elementów tocznych

rzędowe, 2-ędowe, 4-ędowe

samonastawność

nie posiadające samonast., samonast. wewnętrznie, samonast. zewnętrznie

ŁoŜyska kulkowe zwykłe nadają się do róŜnokierunkowych obciąŜeń, niewskazane przy małych prędkościach obrotowych, przy duŜych obciąŜeniach udarowych, gdy wymagana jest duŜa sztywność łoŜyska i dokładność biegu. Największą sztywność i dokładność biegu dają łoŜyska walcowe i łoŜyska kulkowe skośne, oraz stoŜkowe przy mniejszych prędkościach obrotowych. Do duŜych obciąŜeń zwłaszcza uderzeniowych nadają się łoŜyska baryłkowe. One i łoŜyska kulkowe wahliwe znoszą dobrze brak współosiowości czopa i osłony. Najmniej miejsca w kierunku promieniowym zajmują łoŜyska igiełkowe bez pierścieni i łoŜyska walcowe o długich wałeczkach. 121. Normalizacja w budowie maszyn na przykładzie łoŜysk tocznych. Znormalizowane są trzy podstawowe wymiary: średnica otworu, średnica łoŜyska, wysokość łoŜyska (szerokość). RozróŜnia się: ● rodzaje łoŜysk – róŜniące się zasadniczymi cechami konstrukcyjnymi; ● postacie łoŜysk – o postaci tego samego rodzaju łoŜyska decydują drobne róŜnice konstrukcyjne, jego główne wymiary i nośność zostają niezmienione; ● typy łoŜysk – typ jest określony rodzajem i postacią; ● odmiany łoŜysk – łoŜyska określonego typu mogą posiadać przy danej średnicy otworu d w pierścieniu wewnętrznym rozmaite średnice pierścienia zewnętrznego D, lub przy danych d i D rozmaite szerokości B (w łoŜyskach poprzecznych) lub rozmaite wysokości H (w łoŜyskach wzdłuŜnych). Istnieją zatem: odmiany średnicowe (róŜniące się lekkością budowy) i odmiany szerokościowe (róŜniące się szerokością), zaś dla łoŜysk wzdłuŜnych odmiany wysokościowe. Serią łoŜysk nazywamy grupę łoŜysk tego samego typu i odmiany. W serii znajdują się łoŜyska o określonych wymiarach stopniowanych wg pewnego ciągu wymiarowego. Wielkość łoŜyska jest

określona trzema zasadniczymi wymiarami: średnicą wewnętrzną d, średnicą zewnętrzną D, szerokością B, a w łoŜyskach wzdłuŜnych wysokością H. ŁoŜysko jest dokładnie określone jeśli znane są: typ, seria i wielkość łoŜyska. ŁoŜyska są oznaczane na pierścieniach umownymi symbolami, po których moŜna poznać typ, odmianę, serię, wymiar, dokładność wykonania łoŜyska i stopień luzu. Wszystkie elementy toczne wykonywane są z pewnymi określonymi luzami: zmniejszonymi C1, C2, normalnym (nieoznaczonym) i powiększonymi C3, C4, C5. 122. Co to jest samonastawność wewnętrzna i zewnętrzna w łoŜysku tocznym (szkic). Samonastawność wewnętrzna uwarunkowana jest kulistym kształtem jednej z głównych bieŜni. Zewnętrzna – gdy co najmniej jeden z pierścieni jest podparty ślizgowo na powierzchni kulistej. 123. Czynniki decydujące o doborze łoŜyska tocznego. Potrzebna jest dokładna analiza warunków pracy, decydują: ● wartość, kierunek i charakter obciąŜenia; ● prędkość obrotowa; ● wymagania dokładności biegu i sztywności łoŜyska; ● wolna przestrzeń do dyspozycji; ● współosiowość gniazda i czopa; ● warunki montaŜu i obsługi; ● cena. 124. Trwałość nominalna łoŜyska tocznego – definicja. Def.: Jest to ilość obrotów w [mln] jaką w określonych warunkach pracy wykona 90% badanych łoŜysk, zanim na powierzchniach tocznych ukaŜą się pierwsze oznaki zmęczenia. 125. Nośność dynamiczna (ruchowa) łoŜyska tocznego. Jest to wyraŜona w [N] wartość obciąŜenia, przy której łoŜysko uzyska trwałość nominalną równą 1mln obrotów. Wymaga się, by przy łoŜyskach poprzecznych obciąŜenie było dokładnie poprzeczne. L=(C/P)n, gdzie: L – trwałość łoŜyska w milionach obrotów, C – nośność dynamiczna, n – wykładnik potęgi: n=3 – dla łoŜysk kulkowych (styk punktowy), baryłkowych, n=10/3 dla łoŜysk walcowych, P – obciąŜenie równowaŜne łoŜyska (zastępcze). 126. Związek miedzy obciąŜeniem a trwałością. L2/L1=(P1/P2)

P, L1,2-trwałość przy obciąŜeniu P1, i P2, p=3-kulkowe, p=10/3-wałeczkowe 127. Trwałośc efektywna łoŜyska tocznego. Le=a1a2a3(Ce/Pe)

p, Pe=f0P-obciąŜenie efektywne, f0- współczynnik obciąŜenia dynamicznego, Ce=ftC, efektywna nośność ruchowa, ft-współczynnik temperaturowy, powyŜej 1500, ft<1; współczynniki: a1-niezawodności, a2-wujmuje wpływ materiału łoŜyska, a3-uzaleŜniony od warunków smarowania; Sposób określenia P przy róŜnych prędkościach obrotowych i obciąŜeniach określa katalog. 128. Wyznaczenie obciąŜenia równowaŜnego (zastępczego) łoŜyska tocznego. P=VXFr+YFa, V-współczynnik obrotu pierścieni względem obciąŜenia, istotne tylko dla łoŜysk poprzecznych (max V=1.08), X-współczynnik obciąŜenia poprzecznego, Y - współczynnik obciąŜenia wzdłuŜnego, Fr - obciąŜenie poprzeczne, promieniowe, Fa - obciąŜenie wzdłuŜne, osiowe łoŜyska. 130. Nośność statyczna łoŜysk tocznych. Jest to takie obciąŜenie łoŜyska będącego w spoczynku, przy którym sumaryczne odkształcenie trwałe w miejscu styku bieŜni i najbardziej obciąŜonego elementu tocznego nie przekracza 0,0001 jego średnicy. 131. Czynniki wpływające na nośność łoŜysk tocznych. 1. Konstrukcja łoŜyska (naciski kontaktowe), nośność zaleŜy od: ● kształtu i wymiarów części tocznych; ● liczby elementów tocznych i liczby rzędów; ● teoretycznego kąta działania łoŜyska (α), np.: stoŜkowe 12÷16º, specjalne 28º; ● stopnia przylegania elementów tocznych do bieŜni; ● właściwości elementów pierścieni i elementów tocznych. 2. Warunki obciąŜenia łoŜyska (względny ruch wektora obciąŜenia względem pierścienia wewnętrznego i zewnętrznego): ● przypadek ruchomego wałka; ● przypadek ruchomej osłony, ● przypadek niepewny (w gorszej sytuacji jest zawsze element nieruchomy względem obciąŜenia – gorszy jest przypadek ruchomej osłony). 3) Temperatura łoŜyska. 4) Prędkość obrotowa, gdyŜ ilość ciepła wydzielonego w łoŜysku jest proporcjonalna do prędkości obrotowej. 5) Napięcie wstępne – ma wpływ na rozkład obciąŜenia na poszczególne elementy toczne (chcemy by ilość obciąŜonych elementów tocznych była największa). 6) Smarowanie i uszczelnienie łoŜysk – wpływ pośredni na warunki pracy łoŜyska. 132. Który z przypadków obciąŜenia ł.t.:p.ruchomego wałka, czy p.ruchomej osłony jest korzystniejszy i dlaczego. W gorszej sytuacji jest zawsze pierścień nieruchomy względem obciąŜenia, gdyŜ maksymalne naciski powtarzające się w czasie jednego obrotu przy przetaczaniu się kaŜdego elementu tocznego przez kierunek obciąŜenia występują stale w jednym miejscu bieŜni. Zmęczeniu i zuŜyciu będzie ulegała tylko jedna jej strona. Pierścień obracający się względem obciąŜenia jest mniej naraŜony, gdyŜ dane miejsce jego bieŜni w czasie jednego obrotu tylko jeden raz jest naraŜone na maksymalne naciski w chwili, gdy przechodzi ono przez kierunek obciąŜenia. ZuŜycie jego będzie mniejsze i równomierne na całym obwodzie. Bardziej niekorzystnym przypadkiem jest przypadek ruchomej osłony. Wówczas nieruchomym, względem obciąŜenia jest pierścień wewnętrzny, na którym warunki przylegania elementów tocznych są prawie zawsze gorsze (wyjątek stanowią łoŜyska kulkowe dwurzędowe wahliwe). Poza tym wskutek krótszego obwodu, liczba przetoczeń kulek przez kaŜdy punkt bieŜni wewnętrznej, na jeden obrót łoŜyska jest większa nie na bieŜni zewnętrznej. 133. Tarcie w łoŜyskach tocznych. Na straty tarcia w łoŜyskach tocznych składają się następujące straty: ● tarcia przy toczeniu; ● straty związane z dodatkowymi poślizgami elementów tocznych na bieŜniach; ● tarcia poślizgu elementów tocznych o koszyczek i obrzeŜa; ● pracy wyporu smaru; ● wentylacji; ● tarcia w uszczelnieniach wewnętrznych.

Moment tarcia MT=RµT·½d, gdzie: µT – obliczeniowy współczynnik tarcia odniesiony do ½d (w łoŜyskach kulkowych wzdłuŜnych odniesiony do ¼(D+d)), R – obciąŜenie łoŜyska w [kG], d – średnica otworu w pierścieniu wewnętrznym. Przy stałym obciąŜeniu łoŜyska moment tarcia zmienia się przy zmianie prędkości zaleŜnie od ilości i lepkości smaru w łoŜysku. Przy znikomych ilościach smaru, moment tarcia jest praktycznie niezaleŜny od prędkości, jak równieŜ od temperatury i lepkości smaru. Przy smarowaniu zanurzeniowym występuje znaczny wzrost tarcia ze wzrostem prędkości n i lepkości oleju. Najmniejszą wartość momentu tarcia uzyskuje się przy bardzo skąpym smarowaniu olejem (około 1 kropla na godzinę). Przy smarowaniu smarem stałym moment tarcia jest 2,5× większy niŜ przy smarowaniu zanurzeniowym olejem. Jednak przy smarze stałym przy wzroście prędkości wzrost jego jest wolniejszy. Najmniejsze tarcie wykazują łoŜyska walcowe. Mamy teŜ wpływ średnicy łoŜyska na wartość momentu tarcia – małe łoŜyska wykazują większe tarcie aniŜeli duŜe. Współczynnik tarcia wzrasta nieskończenie przy obciąŜeniu dąŜącym do zera, przy obciąŜeniach większych jego wartość maleje i dla większości łoŜysk jest prawie stała. NajwaŜniejszą cechą łoŜysk tocznych jest mały moment tarcia na początku ruchu. 134. Zasady pasowania łoŜysk tocznych na wałkach i w oprawach (rozkład pól tolerancji głównych wymiarów łoŜyska, dobór pasowań, luzy, napięcie wstępne). Pasujemy ciasno ten pierścień łoŜyska, który obraca się względem obciąŜenia, ● w przypadku ruchomego wałka, pierścień wew. ciasno, pierścień zew suwliwy; ● w przypadku ruchomej osłony pierścień zew. ciasno, pierścień wew. suwliwy; ● w przypadku mieszanym – oba pierścienie ciasno. Na dobór pasowań wpływają: typ i wielkość łoŜyska, wartość odkształceń cieplnych poszczególnych części łoŜyska, wymagana sztywność łoŜyska pod obciąŜeniem, konstrukcja i elastyczność osłony, podatność czopa na ściskanie, warunki montaŜowe. W stosunku do łoŜysk normalnego wykonania wykonuje się pola tolerancji: dla wału od 5 do 6 klasy dokładności, dla oprawy od 6 do 8 klasy dokładności. ŁoŜyska precyzyjne: dla wału od 3 do 6 klasy dokładności, dla oprawy od 4 do 6 klasy dokładności. Poprawkowy luz roboczy dla przypadku ruchomego wałka gdy łoŜysko jest osadzone na wale z wciskiem: j6-n6 oraz w oprawie: H6-J7. W przypadku ruchomej oprawy osadzenie na wale: g6-j6, a w oprawie: K6-N7. Minimalna siła napięcia wstępnego wzdłuŜnego zapewniającego sztywność układu w pełnym zakresie obciąŜenia Fn

min=1,6tgαr·Fr±½Fa. Luz roboczy: dla łoŜysk kulkowych: 90º≤ψε≤160º, dla łoŜysk wałeczkowych: 90º≤ψε≤145º. W rzeczywistości najlepiej pracują przy: ψε=80º÷140º, ze względu na zmniejszenie strat tarcia przy mniejszej liczbie styków części tocznych z bieŜniami. 135. Zasada łoŜyskowania wałów na łoŜyskach tocznych. Podstawową zasada jest, aby tylko jedno łoŜysko było łoŜyskiem ustalającym wał w kierunku wzdłuŜnym, drugie i dalsze łoŜyska winny mieć swobodę (lub): ● przemieszczania się względnego pierścieni; ● przesuwu w przypadku ruchomego wałka; ● przesuwu pierścienia wewnętrznego na czopie w przypadku ruchomej osłony. ŁoŜyska nie mogą krępować cieplnych odkształceń wału. ŁoŜysko ustalające powinno mieć pierścień wewnętrzny ustalony poosiowo na wale. Tylko przy całkowitym braku sił poosiowych i łagodnym przebiegu obciąŜenia moŜna polegać na wcisku pierścienia wewnętrznego. ŁoŜysko ustalające powinno mieć obustronnie uchwycony poosiowo pierścień zewnętrzny. W przypadku występowania obciąŜeń dynamicznych i drgań, pierścienie pasowane z wciskiem innych łoŜysk poza ustalającym, zabezpiecza się równieŜ dodatkowo przed przesunięciem poosiowym. W przypadku jednostronnego ustalania kaŜdego z dwóch łoŜysk, jest koniecznym przewidzenie odpowiedniego luzu poosiowego oraz kontrola i regulacja przy montaŜu. ŁoŜyska muszą być zabezpieczone przed wyciekiem smaru na zewnątrz oraz przed zanieczyszczeniami z zewnątrz. Do ustalania pierścieni wew. uŜywa się (lub): ● nakrętki; ● pierścienia Zegiera; ● tulei dystansowej; ● podkładki; ● tulei wciskowych. Mocowania pierścieni powinny być pewne. 136. Sposoby ustalania łoŜysk tocznych na wałkach i w oprawach. ● nakrętka dociskająca pierścień do osadzenia na wale, nakrętkę zabezpieczono odginaną blaszką, ● pierścień spręŜynujący ● tuleja rozpręŜna. O wyborze konstrukcji elementów ustalających łoŜysko decydują: wartość i charakter obciąŜenia, a przede wszystkim jego składowej wzdłuŜnej; wzgląd na wytrzymałość zmęczeniową wału – rowek na pierścień spręŜynujący jest silnym karbem, nie umieszcza się go w miejscach obciąŜonych zmiennymi momentami gnącymi lub skręcającymi. Tylko przy całkowitym braku sił poosiowych i łagodnym przebiegu obciąŜenia moŜna polegać wyłącznie na wcisku pierścienia wewnętrznego. 137. Sposoby smarowania łoŜysk tocznych. Okresowy: ● smarowanie za pomocą elementów miejscowych, smarownic kroplowych, knotowych i ręcznych; ● za pomocą pomp dozujących – tylko małe i średnie łoŜyska do średnich prędkości obrotowych. Ciągły: ● samoczynnie przepływowe – mechanizmy zamknięte w kadłubie; ● zanurzeniowe – nie wymaga się odprowadzenia ciepła; ● natryskowe strumieniem oleju – intensywnie chłodzone; ● natryskowy strumieniem oleju – intensywne chłodzenie, łoŜyska szybkoobrotowe. Ciągły mgłą olejową (łoŜyska szybkoobrotowe wymagające umiarkowanego chłodzenia): ● z odzyskiem; ● bez odzysku. 138. Uszczelnienia łoŜysk tocznych i ślizgowych. Toczne: ● uszczelnienie łoŜyska przed wyciekiem smaru na zewnątrz; ● zabezpieczenie przed dostawaniem się smaru do wewnątrz łoŜyska; ● pierścień filcowy – prędkość obwodowa nie przekraczająca 5m/s; ● pierścień Simmera (uszczelnienia kołnierzowe) – prędkość obwodowa nie przekraczająca 10m/s; ● uszczelnienia labiryntowe; ● rowkowe; ● odrzutowe; ● kombinowane; ● wewnętrzne w łoŜysku, na łoŜysku.

139. Przekładnie mechaniczne – definicja, rodzaje, przełoŜenie, sprawność, samohamowność, cechy uŜytkowe. Def.: Przekładnią nazywa się mechanizm słuŜący do przenoszenia ruchu obrotowego z wału czynnego (napędzającego) na wał bierny (napędzany). Rodzaje: rozróŜnia się przekładnie mechaniczne: cięgnowe (pasowe płaskie, pasowe klinowe, linowe i łańcuchowe), cierne, zębate. W przekładniach mechanicznych występuje tarcie jako: uŜyteczne (w przekładniach pasowych, linowych i ciernych), jako szkodliwe (w przekładniach łańcuchowych i zębatych). Cechy: Spośród przekładni mechanicznych przekładnia zębata moŜe przenieść największą moc, bo ponad 50000kW, ma największą prędkość obwodową, charakteryzuje się największą sprawnością, natomiast przełoŜenie pojedynczej przekładni zębatej nie jest zbyt duŜe 1:12. Poza tymi cechami naleŜy stwierdzić, Ŝe najcenniejszą zaletą przekładni zębatych jest stałość przełoŜenia przekładni, podczas gdy w innych przekładniach (z wyjątkiem łańcuchowej) występują poślizgi zmieniające przełoŜenie przekładni. Druga waŜną cechą przekładni zębatej jest to, ze ma budowę zwartą i zamkniętą, a przez to trwałość i niezawodność jej jest bardzo duŜa. PrzełoŜeniem kinematycznym przekładni i12 nazywamy stosunek prędkości kątowej ω1 (lub obrotowej n1) koła napędowego do prędkości kątowej ω2 (lub obrotowej n2) koła napędzanego i12=ω1/ω2=n1/n2. Przekładnie dzielimy na reduktory i>1 i multiplikatory i<1. PrzełoŜenie moŜe być stałe, skokowo zmienne lub zmienne w sposób ciągły – te ostatnie nazywamy wariatorami. Gdy przekładnia pracuje bez poślizgu mamy z porównania prędkości obwodowych: πD1n1/60=πD2n2/60 → i=n1/n2=D2/D1 – jest to przełoŜenie geometryczne. W przekładni zębatej o podziałce p, liczbie zębów z1 i z2 mamy πD1=pz1 i πD2=pz2 → i=D2/D1=z2/z1. PrzełoŜenie w takich przypadkach jest równe geometrycznemu i nie zaleŜy od obciąŜenia. Wskutek nieuniknionych poślizgów (przekładnie cierne) występuje róŜnica prędkości obwodowych zaleŜna od obciąŜenia: v2=v1-ξv1, gdzie ξ=1-(v2/v1) – liczba poślizgu międzyzębnego. Uwzględniając to moŜna napisać: i12=ω1/ω2=n1/n2=D2/(D1(1-ξ))=i/(1-ξ). Dla przekładni wielostopniowych: ic=i1·i2·i3… Sprawność mechaniczną, charakteryzującą straty wynikające z pokonywania oporów tarcia zewnętrznego i wewnętrznego obliczamy jako: η12=N2/N1=1-(Nt/N1), gdzie: Nt – straty mocy, N1,2 – moc włoŜona i uzyskana. Gdy mamy N1,2=M1,2ω1,2 → η12=M2/i12M1. Sprawność całkowita przekładni w ustawieniu szeregowym ηc=η1·η2·η3…, przy połączeniu równoległym ηc=Σ(j=1,k)ηj(Nj/N), gdzie: N=Σ(j=1,k)Nj – moc całkowita przenoszona przez układ, k – liczba elementów układu (przekładni w układzie lub przełoŜeń w przekładni). Samohamowność: Dla większości przekładni mechanicznych odwrócenie kierunku napędu nie powoduje istotnej zmiany sprawności. W przypadku przekładni zębatych o osiach wichrowatych (śrubowe, ślimakowe) oraz niektórych przekładni planetarnych i impulsowych istnieje moŜliwość budowy przekładni samohamownych, tzn. takich, w których napęd moŜe być przenoszony tylko w jednym kierunku. Wówczas mamy N2≤Nt i η21≤0. Sprawność takich przekładni dla przewidzianego dla nich kierunku ruchu jest mała i wynosi η12<0,5. 140. Przekładnie zębate - wielkości charakteryzujące koła zębate (koło toczne, podziałowe, podziałka itd.). Koło toczne, koła odpowiadające walcom tocznym, przekrój poprzeczny walca tocznego, Walce toczne-wyobraŜalne walce pracujące bez poślizgu przekładni ciernej o tym samym przełoŜeniu i odległości między osiami co rozpatrywana para kół zębatych. •okrąg podziałowy-okrąg toczny wynikający ze współpracy danego koła zębatego z zarysem odniesienia (narzędzia). Odmierzamy na nim podziałkę nominalną. •podziałka-odległość odpowiadających sobie punktów sąsiednich zębów mierzona na obwodzie tego samego okręgu, •podziałka nominalna-podziałka rozpatrywana dla zębatki, którą moŜna traktować jako koło zębate o nieskończenie duŜej liczbie zębów (o nieskończenie duŜym promieniu). Podziałka uzębienia zębatki, przyjmuje tę samą wartość dla kaŜdego punktu zarysu niezaleŜnie od tego jaki jest jego kształt. •zarys odniesienia-zarys zębów zębatki z podziałką nominalną dla wszystkich kół zębatych, które mogą z nią współpracować. •podziałka toczna-jest to odległość odpowiadających sobie punktów sąsiednich zębów mierzona na okręgu tocznym. Podziałka toczna w szczególnym przypadku , dla kół o zerowej odległości osi, moŜe być równa podziałce nominalnej. Podziałka nominalna i okrąg podziałowy są pojęciami związanymi z pojedynczym kołem zębatym, zostają mu przypisane w momencie nacinania zębów. Natomiast okrąg toczny i podziałka toczna powstają dopiero po zazębieniu samego koła z innym elementem zębatym. Punkt przyporu-kaŜdy punkt wzajemnego styku dwóch współpracujących zębów. Linia przyporu (linia zazębienia)-nazywamy miejsce geometryczne punktów przyporu zębów podczas nacinania zazębienia. Linia przyporu dla jednej pary zębów kół współpracujących ograniczona jest punktami przecięcia z kołami wierzchołkowymi. Tę część linii przyporu nazywa się czynną linią przyporu. W przypadku współpracy zarysów ewolwentowych czynną linię przyporu nazywa się odcinkiem przyporu. Promień przyporu-odległość punktu przyporu do bieguna zazębienia C. Toczny kąt przyporu αw-kąt zawarty pomiędzy promieniem przyporu a wspólną styczną do kół tocznych w biegunie zazębienia C. Łuk przyporu (łuk zazębienia)-jest to łuk mierzony na kołach tocznych, o jaki przetoczą się one w trakcie przesuwania się punktu przyporu wzdłuŜ czynnej linii przyporu. Liczba przyporu-ε-stosunek łuku przyporu do podziałki tocznej pw. 141. Kryteria poprawnego działania zazębienia. Z zasady optymalnego stanu obciąŜenia elementów maszyn wynika, Ŝe naleŜy unikać dodatkowych obciąŜeń dynamicznych nakładających się na obciąŜenia główne. Prowadzi to do sformułowania następujących warunków poprawnego działania zazębienia: 1) Warunku stałości przełoŜenia. Kryterium stałości przełoŜenia stanowi podstawę doboru zarysu zęba stanowiącego główną cechę geometryczną uzębienia, warunek jaki muszą spełnić zarysy zębów:

ω1/ω2=rb2/rb1=O2C/O1C=rw2/rw1=i, gdzie: rb – promień okręgu zasadniczego, rw – promień okręgu tocznego. Aby moŜna było uzyskać stałe, niezmienne w czasie przełoŜenie, wspólna normalna w kaŜdym punkcie chwilowego styku obu zarysów musi przechodzić przez stały punkt C, dzielący odległość miedzyosiową O1O2 w stałym stosunku, równym przełoŜeniu przekładni. (Zasada Willisa). 2) Warunku ciągłości zazębienia przekładni. Warunek ten oznacza, Ŝe w kaŜdym momencie musi się stykać ze sobą co najmniej jedna para zębów przekazując ruch od koła napędzającego do napędzanego. Postulat ciągłości zazębienia przyjmuje postać ε>1. 142. Wnioski wynikające z zasady Willisa: ● jako zarys Z1 zęba moŜna przyjąć kaŜdą taką linię krzywą, dla której normalne wystawione w jej kolejnych, rozmieszczonych w sposób ciągły punktach P1, P2,… przecinają koło toczne w podobnie prawidłowo rozmieszczonych punktach 1, 2,…; ● przy pominięciu tarcia kierunek siły międzyzębnej Pn wyznaczony jest przez promień przyporu; ● koło napędzające wchodzi w zazębienie odpowiednim punktem zarysu połoŜonym na stopie zęba, a wychodzi z zazębienia jednym z punktów głowy zęba. 147. Co to jest modyfikacja zarysu zęba i dlaczego się ją stosuje? W celu poprawienia współpracy kół pod obciąŜeniem (ugięcie zęba) zaleca się stosować modyfikację zarysu zębów polegającą na ścięciu części zarysu odniesienia u wierzchołka zęba. Polskie normy dopuszczają prostoliniowe ścięcie na wysokość do hg=0,45mn o max. głębokości do ∆a=0,01mn. 151. Zalety i wady zazębienia ewolwentowego: Zalety: Linia przyporu jest linia prostą! Dzięki temu: ● zazębienie to jest zupełnie nieczule na zmianę odległości kół współpracujących; ● kierunek i wielkość sił międzyzębnych podczas współpracy zębów są stałe i nie powodują wahań obciąŜenia wałów i łoŜysk przekładni; ● narzędzia obróbcze mają proste kształty (prostoliniowa krawędź tnąca) i są stosunkowo łatwe do wykonania, ponadto są one uniwersalne – tym samym narzędziem moŜna obrabiać koła o róŜnych liczbach zębów. Wady: ● współpraca w zazębieniu odbywa się między dwoma zębami o wypukłych powierzchniach boków, wskutek czego pole dolegania jest małe powodując stosunkowo duŜe naciski powierzchniowe, co obniŜa trwałość; ● występują większe poślizgi niŜ w zazębieniu cykloidalnym, co nieznacznie zmniejsza sprawność; ● w niektórych przypadkach przy małej liczbie zębów koła nacinanego moŜe występować zjawisko podcinania zębów. 152. Graniczna liczba zębów ze względu na podcięcie stopy zęba. Przy nacinaniu zębów o zarysie ewolwentowym metodami obwiedniowymi zarys powstaje jako obwiednia kolejnych połoŜeń krawędzi narzędzia. W procesie tym, gdy liczba zębów nacinanego koła jest zbyt mała, występuje zjawisko podcinania zęba u podstawy, niekorzystnie ze względu na zmniejszenie liczby przyporu i wytrzymałości zęba na złamanie. Graniczna liczbą zębów nazywamy najmniejszą liczbę zębów, jaką moŜemy naciąć na kole zębatym nie powodując podcięcia stopy zębów. Podcięcie zęba przy obróbce obwiedniowej występuje wówczas, gdy końcowy punkt wierzchołkowy zarysu narzędzia znajdzie się podczas nacinania na linii przyporu, poza końcowym punktem N styczności linii przyporu z kołem zasadniczym. Wzór Magga: zg=2y/sin2

α, jest to tzw. teoretyczna graniczna liczba zębów, w praktyce dopuszcza się niewielkie podcinanie zarysów, co nie wpływa zbytnio na pogorszenie warunków pracy zębów, mamy wiec teŜ praktyczną graniczna liczbę zębów zg’=(5/6)zg, dla αo=200 i y=1 mamy zg=17, zg’=14, Warunkiem niepodcinania się zębów jest z≥zg (lub zg’). wzór określający graniczna liczbę zębów przy obróbce kół metodą Fellowsa zgf=(zN

2+[4·y·(zN+y)]/sin2α)1/2−zN; gdzie zN jest liczbą zębów narzędzia skrawającego. 153. Sposoby unikania podcinania stopy zęba. Warunkiem niepodcinania się zębów jest spełnienie nierówności z≥zg (lub zg’). Uniknięcie podcięcia przy mniejszych liczbach zębów wymagałoby zgodnie ze wzorem zg=2y/sin2α, przyjęcia mniejszych wartości współczynnika y (zęby niskie) lub zwiększenia nominalnego kąta przyporu α. Obydwa wymienione zabiegi są jednak niekorzystne, poniewaŜ prowadzą do zmniejszenia liczby przyporu, ponadto, wymagają uŜycia nieznormalizowanych, kosztownych narzędzi. Praktycznym sposobem uniknięcia podcinania stopy zębów jest przesunięcie zarysu, czyli korekcja. 154. Na czym polega korekcja dodatnia i ujemna uzębienia koła i jakie powoduje skutki? Dla uzębienia zewnętrznego korekcja (przesunięcie zarysu) jest dodatnia (x>0) wówczas, gdy narzędzie odsuwamy od środka koła w stosunku do połoŜenia zerowego, ujemna (x<0) gdy postępujemy odwrotnie. Korekcja dodatnia umoŜliwia: ● wykonanie koła o liczbie zębów mniejszych od granicznej bez podcięcia stopy; ● zwiększenie wytrzymałości zęba na złamanie dzięki pogrubieniu zęba u podstawy; ● poprawę trwałości powierzchni bocznej zębów wskutek zwiększenia promienia krzywizny ewolwenty (zmniejszenie nacisków); ● dobór Ŝądanych warunków poślizgu międzyzębnego; ● uzyskanie dowolnej, w pewnym zakresie, odległości osi kół współpracujących przy zachowaniu znormalizowanej wartości modułu i całkowitej liczby zębów. Niekorzystnym skutkiem korekcji dodatniej jest nieznaczne zmniejszenie liczby przyporu oraz wzrost wartości tocznego kąta przyporu, co powoduje zwiększenie siły międzyzębnej. Korekcja ujemna pogarsza na ogół warunki pracy zębów, dlatego stosowana jest tylko dla uzyskania określonej odległości kół w przypadku znacznej liczby zębów koła korygowanego na minus (z>zg). Jej korzystnym skutkiem jest nieznaczne zwiększenie liczby przyporu oraz zmniejszenie poślizgu międzyzębnego. 155. Wartość graniczna współczynnika korekcji ze względu na podcięcie zęba. (70) xg – teoretyczny współczynnik przesunięcia zarysu, zg – teoretyczna graniczna liczba zębów, z – rzeczywista liczba zębów

danego koła: xg=y(zg-z)/zg. PoniewaŜ w praktyce nieznaczne podcięcie zęba jest dopuszczalne, mamy więc teŜ praktyczną wartość współczynnika przesunięcia zarysu: xg’=y(zg’-z)/zg. 156. Czym jest ograniczona korekcja dodatnia? Jest ograniczona przez nadmierne zmniejszenie się grubości zęba u wierzchołka (zaostrzenie), ujemna – przez podcięcie zębów. 157. Rodzaje korekcji zazębienia kół przekładni. RozróŜniamy dwa przypadki: korekcja P-0 – polega na tym, Ŝe w mniejszym kole zębatym narzędzie skrawające zostaje odsunięte od osi obrotu o wartość X1=x1·mn, w większym kole zębatym narzędzie skrawające zostaje dosunięte do osi obrotu o wielkość X2=x2·mn, odległość osi kół zostaje zachowana i równa się odległości zerowej a=0,5(z1+z2)mn. korekcja P – jest to korekcja ze zmianą odległości międzyosiowej, stosuje się ją z następujących powodów: ● w celu uniknięcia podcięcia stopy zęba, gdy nie jest spełniony warunek z1+z2≥2zg’, czyli gdy z1+z2<2zg’; ● gdy odległość osi kół współpracujących jest narzucona z góry przez względy konstrukcyjne i róŜni się od odległości zerowej, przy czym powyŜszy warunek moŜe być spełniony lub nie; ● w celu zwiększenia wytrzymałości zębów. 158. Warunek moŜliwości przeprowadzenia korekcji zerowej bez podcięcia stopy zębów. Odległość zerowa: a=0,5(z1+z2)mn, warunkiem koniecznym zachowania zerowej odległości osi jest: x=x1+x2=0, co zachodzi wówczas, gdy x1=-x2, spełnienie tego warunku dla pary kół zębatych o liczbach zębów z1 i z2 (z1<z2) jest moŜliwe wówczas, gdy X1g’≤-X2g’, korzystając ze wzoru xg’=y((zg’-z)/zg) warunek ten moŜna zapisać tak: y((z’g-z1)/zg)·mn≤y((zg’-z2)/zg)·mn, skąd mamy: z1+z2≥2zg’ , spełnienie tej nierówności gwarantuje moŜliwość wykonania kół bez podcięcia stopy zęba przy jednoczesnym zachowaniu zerowej odległości osi kół zębatych. 159. Które wielkości geometryczne charakteryzujące uzębienie i zazębienie ulegają zmianie w wyniku korekcji P-0, a które nie zmieniają swych wartości. W wyniku korekcji P-0 uzyskuje się zęby bez podcięcia, a oprócz tego: ● zwiększa się wysokość głowy zęba koła mniejszego (w przypadku koła większego jest odwrotnie); ● zmniejsza się wysokość stopy zęba koła mniejszego (w przypadku koła większego jest odwrotnie); ● całkowita wysokość zęba nie ulega zmianie; ● zwiększa się grubość zęba na kole tocznym mniejszego koła zębatego; ● nieznacznie zwiększa się liczba przyporu; ● odległość osi kół zostaje zachowana i równa się odległości zerowej a=0,5(z1+z2)mn. 160. Które wielkości geometryczne charakteryzujące uzębienie i zazębienie ulegają zmianie w wyniku korekcji P, a które nie zmieniają swych wartości. Zmienia się odległość osi, •zmniejsza się wysokość wierzchołków zębów, •zmieniają się średnice okręgów wierzchołkowych, •zmieniają się średnice dna wrębów.; Nie zmienia się podcięcie zębów. 161. Czy i jak zmienia się wartość siły międzyzębnej w przypadku kół korygowanych na plus. Pn=P/cosαw=2M1/dw1cosαw; dw1=z1mn, jeśli zmniejszy się liczba zębów, siła międzyzębna wzrośnie. 162. Co oznacza termin korekcja konstrukcyjna? Z korekcją konstrukcyjną mamy do czynienia, gdy dane są z góry liczby zębów z1 i z2, moduł mn oraz rzeczywista odległość osi aw, wynikająca z ograniczeń konstrukcyjnych. Obliczoną wartość łącznego współczynnika korekcji x=x1+x2 moŜna podzielić na x1 i x2 według róŜnych kryteriów, np.: stosując tzw. korekcję cząstkową polegającą na przesunięciu zarysu ze względów wytrzymałościowych tylko w mniejszym kole, tzn. przyjmując: x1=x, x2=0 lub stosując korekcję proporcjonalną: x1(2)=x·(z2(1)/(z1+z2)). 163. Klasyfikacja zębów prostych kół zębatych walcowych. Zęby spotykane w konstrukcjach maszynowych klasyfikuje się według typów i odmian. W zaleŜności od wartości współczynnika wysokości zęba y rozróŜniamy następujące typy zębów: ● niskie – y<1, h<2,25mn; ● normalne – y=1, h=2,25mn; ● wysokie – y>1, h>2,25mn. KaŜdy z wyŜej wymienionych typów moŜe być wykonany w trzech odmianach, jako zęby: ● zerowe, dla których hf-ha=c=c*·mn, gdzie c* – współczynnik luzu wierzchołkowego; ● korygowane – hfk-hak≠c; ● dzikie – wysokość głowy had=hak-k·mn (zęby dzikie mogą powstać z zębów zerowych lub korygowanych). 164. Koło zębate walcowe o zębach skośnych-podstawowe zaleŜności geometryczne, zastępcza liczba zębów liczba przyporu. odległość między osiami a=0.5(z1+z2)/cosβ, •podziałka czołowa pt=pn/cosβ=π•mn/cosβ=π•mt •moduł czołowy mt=mn/cosβ, •średnica podziałowa d=dt=z•mt=zmn/cosβ, •wysokość zęba h=2ytmt+c, yt=yncosβ •zastępcza liczba zębów zv=z/cos3β, •graniczna liczba zębów zgβ=2yncos3β/sin2αn=zgcos3β, •praktyczna graniczna liczba zębów z'gβ=z'gcos3β •liczba przyporu, ε=εt+εβ, εt=E2E1/pbt-czołowa liczba przyporu, εβ=gβ/ptcosαt=bsinβ/π•mn-skokowa liczba przyporu Powierzchnia boczna zęba jest śrubową powierzchnią ewolwentową opisaną przez prostą wichrowatą względem osi koła, leŜącą w płaszczyźnie toczącej się bez poślizgu po walcu zasadniczym i pochyloną względem tworzącej tego walca pod kątem βb. Linia zębów skośnych jest linią śrubową prawo- lub lewoskrętną. Charakterystycznym jej parametrem jest kąt pochylenia zębów β pod jakim linia śrubowa zęba przecina tworzące walca podziałowego. 165. Co to jest poskokowy wskaźnik zazębienia? εp – poskokowy wskaźnik zazębienia (skokowa liczba przyporu) jest miarą wpływu pochylenia i szerokości zęba na pozostawanie w przyporze zębów, które w płaszczyźnie czołowej utraciły juŜ wzajemny kontakt. Ze względu na śrubowe połoŜenie zęba rzeczywista droga zazębienia jednej pary zębów dodatkowo przedłuŜa się o wartość gβ=b·tgβb. Skokową liczbę przyporu określa się następująco:

ntt

t

tt

b

bt m

sinb

cosm

costgb

cosp

tgb

p

g

⋅πβ⋅=

α⋅⋅πα⋅β⋅=

α⋅β⋅==ε β

β

Sumaryczny wskaźnik zazębienia ε przybiera w przypadku zębów skośnych wartości znacznie większe niŜ w przypadku zębów prostych. Powoduje to rozłoŜenie obciąŜenia na większą liczbę zębów, występują mniejsze ugięcia zębów, uzyskuje się spokojniejszą pracę i mniejsze obciąŜenia dynamiczne przekładni. Ze względu na istnienie składnika εβ>0 koła z zębami skośnymi mogą współpracować przy liczbie εt<0. 166. Graniczna liczba zębów w kołach o zębach skośnych. Podcięcie zębów w kołach walcowych o zębach skośnych (śrubowych) podczas ich nacinania występuje, gdy zastępcza liczba zębów posiada wartość mniejszą od granicznej liczby zębów dla kół o zębach prostych: zg=2y/sin2α. Wynika z tego: zgv=zg, gdzie: zg=2yn/sin2αn i zgv=(zgβ/cos3β) – zastępcza graniczna liczba zębów. Stąd graniczna liczba zębów koła walcowego o zębach śrubowych: zgβ=2yncos3β/sin2αn=zgcos3β – jest to wzór przybliŜony, ścisły: zgβ=yn(2cos3β/sin2αn)·(1+tg2β·sin2αn). Natomiast praktyczna graniczna liczba zębów: zgβ’=zg’cos3β, gdzie zg’ jest praktyczną graniczną liczba zębów koła o zębach prostych zg’=5/6·zg. 167. Zasady łoŜyskowania wałów w przekładniach z kołami o zębach skośnych i strzałkowych. W przekładniach o zębach skośnych w konstrukcji skrzynki przekładniowej naleŜy przewidzieć łoŜyska oporowe ze względu na siłę poosiową zaleŜną od kąta pochylenia linii zęba β (β rośnie siła poosiowa rośnie). W przekładni o zębach strzałkowych nie ma tej siły i nie ma konieczności zastosowania łoŜysk oporowych. Wymaga się jedynie ustalenia jednego z wałów poosiowo dla skompensowania ewentualnych błędów konstrukcyjnych. 169. Jakie zalety posiadają przekładnie walcowe o zębach skośnych w porównaniu z równymi im gabarytowo przekładniami z kołami o zębach prostych? ● większa płynność zazębiania i wynikająca stąd większa cichobieŜność; ● większa zwartość przekładni wynikająca ze zwiększonej wytrzymałości zębów na zginanie (siła miedzyzębna rozkłada się na większą liczbę zębów, zmniejszenie nadwyŜek dynamicznych obciąŜających zęby); ● moŜliwość uzyskania dowolnego rozstawu osi bez korekcji. Wady: ● trudność normalizacji kół zębatych (roŜne β); ● nierównomierny rozkład nacisków międzyzębnych wzdłuŜ linii zęba ze względu na zmienną sztywność zęba; ● siły wzdłuŜne obciąŜające wały i łoŜyska. 170. Jakie czynniki mogą decydować o wyborze kąta pochylenia linii zęba β w kole walcowym o znanej liczbie zębów, module i szerokości wieńca zębatego? Np.: mając narzuconą wartość odległości osi aw, moŜna przy danym z1, z2, i mn, tak dobrać kąt β, aby otrzymać Ŝądany rozstaw kół, czyli uniknąć korekcji konstrukcyjnej: cosβ=[½(z1+z2)mn]/aw=a’/aw, gdzie: a’ – zerowa odległość osi dla zazębienia kół z zębami prostymi o tych samych z1 i z2 i mn. Swoboda doboru kąta β jest ograniczona względami wytrzymałościowymi, poniewaŜ przy zbyt duŜej wartości β rośnie wartość składowej osiowej siły międzyzębnej (chyba Ŝe stosujemy zęby daszkowe, wtedy siły te się znoszą), oraz czynnikami technologicznymi, ze względu na ograniczoną dokładność ustawienia maszyny przy nacinaniu zębów. 172. Dlaczego w kołach zębatych stoŜkowych stosuje się często zęby niskie? Przy obróbce zębów w tych kołach przyjęto pewne uproszczenia technologiczne rzutujące na geometrię zazębienia. Stosuje się mianowicie prostoliniowy zarys skrawającej krawędzi narzędzia zamiast punktowego, co prowadzi do pewnego zniekształcenia zarysu obrabianych zębów w porównaniu z kulistym zarysem ewolwentowym. W przypadku zębatki pierścieniowej otrzymuje się płaską powierzchnię zębów, zaś zarys boku zęba powinien mieć charakterystyczny kształt krzywej esowej z punktem przegięcia na linii podziałowej. Największe odstępstwo tego zarysu od teoretycznej ewolwenty kulistej występuje w częściach skrajnych głowy i stopy zęba - dlatego dla złagodzenia wynikających stąd nieprawidłowości zazębienia w kołach stoŜkowych stosuje się często zęby niskie (y<1). 173. Koła zębate stoŜkowe - pojęcie stoŜków dopełniających. Dokładne ewolwentowe zarysy zębów wyznacza ich ślad na powierzchni kulistej, a poniewaŜ powierzchnia kulista nie moŜe być rozwinięta na płaszczyźnie stosuje się uproszczenie polegające na zastąpieniu kuli rozwijalnymi powierzchniami dopełniającymi: walcem dopełniającym koła płaskiego i stoŜkiem dopełniającym koła stoŜkowego. Wprowadzenie pojęcia stoŜków dopełniających umoŜliwia zastąpienie odcinka kuli o szerokości v przez odpowiedni fragment rozwijalnej powierzchni podziałowej (pobocznicy stoŜka dopełniającego). 174. Zastępcza liczba zębów w kołach zębatych stoŜkowych, pojęcie walcowych kół zastępczych. Wyznaczenie wartości rzeczywistych napręŜeń w uzębieniu kół stoŜkowych oraz ich analiza są bardziej skomplikowane niŜ analiza kół walcowych, poniewaŜ przekrój poprzeczny zęba, a więc i jego sztywność zmienia się wzdłuŜ linii zęba. W celu ułatwienia analizy, przekładnie stoŜkową zastępuje się przekładnią walcową, w przybliŜeniu równowaŜną pod względem wytrzymałości. Kształt i wymiary kół przekładni walcowej zastępczej odpowiadają kształtowi i wymiarom zębów przekładni stoŜkowej w przekroju stoŜkami dopełniającymi średnimi. Oznacza to, Ŝe promienie okręgów tocznych kół przekładni zastępczej są równe tworzącym średnich stoŜków dopełniających kół stoŜkowych. Parametrami kół zastępczych są więc: zastępcze liczby zębów zv1 i zv2 [obliczone za pomocą wzorów: (●) zv1=z1/cosδ1 lub dla kół o zębach skośnych lub łukowych o kącie pochylenia linii zęba βbm: zvβ1=z1/(cosδ1cos2βbmcosβm)≈z1/(cosδ1cos3βm), gdzie βm – średni kąt pochylenia zębów mierzony na stoŜku zasadniczym] oraz moduł średni mm zębów kół stoŜkowych. Kąt zarysu koła zastępczego jest równy kątowi zarysu normalnego: αnv=αn. Szerokość zastępczych kół walcowych jest równa szerokości wieńców kół stoŜkowych zaś przyłoŜenie przekładni zastępczej dane jest wzorem: iv=zv2/zv1=z2cosδ1/z1cosδ2=i(cosδ1/cosδ2), gdzie i jest przełoŜeniem rzeczywistym przekładni stoŜkowej. Dla przekładni ortogonalnej (δ=90º) otrzymuje się: iv=i·tgδ2=i2. Def.: Zastępczą liczbą zębów zv1

dla kół stoŜkowych nazywamy tę liczbę zębów prostych, jaka zmieści się na kole o promieniu zastępczym Rev1. zv1/z1=Rev1/re1, gdzie: zv – zastępcza liczba zębów, z –rzeczywista liczba zębów, Rev – promień zastępczy, re – promień podziałowy. Stąd: Rev1=re1/cosδ1, stąd mamy (●). 175. Graniczna liczba zębów w kołach stoŜkowych. Graniczna liczba zębów jest to najmniejsza liczba zębów jaką moŜna naciąć na kole bez podcięcia stopy zęba. Koło stoŜkowe osiąga graniczną liczbę zębów zgs1 wtedy, gdy jego zastępcza liczba zębów zv1 osiąga wartość graniczną zv1=zg1, określoną dla kół walcowych. Mamy wiec: zg1=(zgs1/cosδ1), czyli po uwzględnieniu wzoru Magga: zg=2y/sin2α, mamy: zgs1=2yn/sin2α·cosδ1. Dla kół stoŜkowych o zębach skośnych lub łukowych o kącie pochylenia linii zęba βm graniczną liczbę zębów określa wzór: zgs1=2yn/sin2α·cosδ1·cos3βm. Z podanych zaleŜności wynika, Ŝe graniczna liczba zębów dla koła stoŜkowego jest mniejsza niŜ dla odpowiadającego mu zastępczego koła walcowego. 176. Rodzaje kół zębatych stoŜkowych o zębach łukowych. JeŜeli linie zębów na rozwinięciu stoŜka podziałowego są lukami kołowymi, koła nazywamy stoŜkowymi o zębach kołowych, jeŜeli ewolwentami – kołami stoŜkowymi palloidalnymi, jeŜeli cykloidami – kołami eloidalnymi. 177. Metody obróbki kół zębatych stoŜkowych. Do obróbki kół zębatych stoŜkowych nie moŜemy stosować metody kształtowej (zmienia się bowiem grubość i wysokość zęba), Zęby proste kół stoŜkowych obrabia się na strugarkach albo frezarkach. Zęby łukowe obrabia się sposobem frezowania za pomocą głowic frezowych z wystawianymi noŜami o prostoliniowej krawędzi skrawającej, kształtującej boki zębów metodą obwiedniową. 180. Rodzaje ślimaków - wyjaśnij ich nazwy. W zaleŜności od sposobu wykonania rozróŜniamy ślimaki {•spiralne, •pseudospiralne, •ewolwentowe}są to ślimaki walcowe; Nazwy te pochodzą od rodzaju linii zarysuboku zwoju (zębów) ślimaka w przekroju prostopadłym do jego osi. Ze względu na kształt ślimaka: •globoidalne (wklęsły ślimak i ślimacznica), •walcowe; Osobną grupę stanowią ślimaki stoŜkopochodne, w których powierzchnie boczne są obwiedniami stoŜków tworzących, poruszających się ruchem śrubowym. 182. Sprawność przekładni ślimakowej. η12=tgγ/tg(γ+ρ’), gdzie ρ’=arctg(µ/cosαn) – pozorny kąt tarcia (αn – kąt przyporu ślimaka w przekroju normalnym, µ – współczynnik tarcia zaleŜny od: stanu powierzchni zębów, rodzaju współpracujących materiałów, prędkości poślizgu wzdłuŜ boku zęba: vp=v1/cosγ, gdzie v1 – prędkość obwodowa ślimaka na średnicy podziałowej). Ze wzoru na η, widzimy ze silnie ona zaleŜy od kąta pochylenia zwojów ślimaka γ – jest największa dla kąta γ=45º-(ρ’/2). W praktyce ślimaki wysokosprawne posiadają kąty γ=15º÷30º, bo przy większych wypada zbyt mała średnica podziałowa. Wyraźny spadek sprawności jest dla kątów γ<15º. Gdy elementem napędzającym jest koło ślimakowe sprawność przekładni obliczamy ze wzoru η21=tg(γ-ρ’)/tgγ, dla kąta γ<ρ’ sprawność η21<0, co oznacza niemoŜność przenoszenia napędu z koła ślimakowego na ślimak, czyli samohamowność mechanizmu napędowego. 183. Zagadnienie samohamowności przekładni ślimakowej. Dla zapewnienia samohamowności musi zachodzić warunek: γ<ρ’. Przekładnia taka posiada bardzo małe kąty γ, w granicach γ=1÷3º, stąd jej sprawność jest bardzo mała (zawsze mniejsza od 0,5). Świadczy to o tym, Ŝe więcej niŜ połowa mocy doprowadzonej do przekładni jest w niej tracona, co powoduje nagrzewanie się przekładni ślimakowej. ρ’=arctg(µ/cosαn), γ=45º-(ρ’/2); 184. Materiały stosowane w przekładniach ślimakowych. Ślimak wykonywany jest zwykle ze stali o duŜej wytrzymałości i odpornych na ścieranie. Są to stale niklowo-chromowe, chromowe lub stale do nawęglania wyŜszej jakości (ale teŜ: 15, 16HG, 45, 33SG). Najlepszym materiałem na zęby kół ślimakowych są brązy. Najczęściej stosuje się brązy fosforowe o zawartości 10% cyny i 0,2÷0,3% fosforu. Współpraca brązu ze stalą zapewnia małe współczynniki tarcia i duŜą trwałość. (ale teŜ: B101, Zl250, AM4 (specjalny stop Al), Z41 (stop cynowy), masy plastyczne). 185. Zasady łoŜyskowania przekładni ślimakowych. Ślimak-wał musi być ustalony poosiowo i to tam w którą stronę jest zwrócony wektor siły. Koło ślimakowe-gdy napęd pochodzi od koła naleŜy ustalić wał poosiowo. Jeśli napęd pochodzi od ślimaka moŜna go nie ustalać. 186. Główne rodzaje uszkodzeń zębów w przekładniach zębatych i sposoby zapobiegania uszkodzeniom. •złom doraźny- jest wynikiem jednorazowego przeciąŜenia zęba, np. prze uderzenie, gwałtowne zahamowanie. •złom zmęczeniowy-jest rezultatem wielokrotnego (miliony razy powtarzanego) obciąŜenia, • pitting-(powstanie wyrw)-występuje w postaci pittingu początkowego, objawiającego się w formie bardzo drobnych jamek, albo w postaci pittingu niszczącego prowadzącego w ostateczności do złamania zęba, •zacieranie-powstaje wskutek działania drobnych zanieczyszczeń przedostających się wraz z olejem pomiędzy powierzchnie trące. •zaŜeranie-występuje przy duŜej nadwyŜce temperatury wytworzonej przez zatarcie powierzchni zębów, •odpryski lub rysy-występują wyłącznie na powierzchniach utwardzonych i są objawem zmęczenia warstwy podpowierzchniowej. •odkształcenia plastyczne-powstają na skutek przekroczenia granicy plastyczności często w przypadku interferencji zębów