POŁĄCZENIA

POŁĄCZENIA NITOWE

:

W złączach nitowych elementów stalowych stosuje się nity ze stali plastycznych
St2N, St3N, St4. Do innych łączonych metali stosować nity z podobnego materiału co
materiały łączone.
ZALETY

: brak zmian strukturalnych mat. Łączonego, brak naprężeń wewnętrznych i

odkształceń w elementach łączonych
WADY

: znaczny ciężar połączenia, osłabienie przekroju elementów łączonych

(od13do40%), pracochłonność połączenia, trudność uzyskania szczelności
połączenia.
Zakuwanie odbywa się na zimno (stalowe < 8-10mm, mosiężne, aluminiowe,
miedziane), lub na gorąco 1000stC
Połączenie nitowe może ulec zniszczeniu na wskutek: ścinania,
zbyt dużych nacisków na ścianki otworów, zerwanie elementu łączonego w miejscu
osłabionym otworami.

POŁĄCZENIA SPAWANE

:

ZALETY

: umożliwiaj ą łączenie części metalowych bez użycia dodatkowych

elementów zwiększających ciężar całości, pozwalają uzyskać szczelność bez
dodatkowych zabiegów, nie wymagają rozbudowanego zaplecza i umożliwiają
łączenie przy małym nakładzie robocizny.
WADY

: Naprężenia wewnętrzne wywołane gradientami cieplnymi, zmiany

strukturalne w materiałach w obszarze złącz, odkształcenie elementów łączonych.

Wytrzymałość spoiny zależy od jakości wykonania spoin- zwykłej jakości, mocne,
specjalne.
Spoiny mocne wykonuje się w ważnych złączach narażonych na naprężenia
spowodowane obciążeniami statycznymi lub zmiennymi o dużej amplitudzie. Ich
wykonanie wymaga wysokich kwalifikacji spawacza i stosowania metod
gwarantujących dobrą jakość spoiny (kontrola wyrywkowa).
Spoiny specjalne stosowane w odpowiedzialnych złączach takich jak naczynia
ciśnieniowe lub przy znacznych naprężeniach zmiennych- pełna kontrola.
Jakość spoin uwzględnia się we współczynniku Z (k

t

’=z*z

0

*k

t

) (z-jakość spawania

(z=0.5-zwykła jakość, z=1 spoina mocna badana radiologicznie, z

0

-rodzaj spoiny

(1.czołowa-rozciąganie 0.75, ściskanie 0.85, zginanie 0.8, ścinanie 0.65
2.pachwinowa-wszystkie obciążenia-0.65.)
Współcześnie wprowadza się tylko jeden współczynnik s (k’

t

=s*k

t

), dla spoin

czołowych (s=1-ściskanie,zginanie), (s=0.8-1-rozciąganie, zginanie), (s=0.6- ścinanie) a
dla spoin pachwinowych s=0.65.

OBLICZANIE POŁ SPAWANYCH

(STANEM GRANICZNYM):

Metoda obowiązuje w konstrukcjach stalowych hal, mostów, suwnic, jezdni
podsuwnicowych, dźwignic. Ogólna postać warunku

δ

=F

obl

/A

s

⊆

R

s

F

obl

- uogólnione

obciążenie obliczeniowe, R

s

- wytrzymałość obliczeniowa spoiny,

δ

- uogólnione

naprężenie obliczeniowe (normalne, styczne), A

s

- uogólniony wskaźnik wytrzymałości

przekroju spoiny.
Obciążenia obliczeniowe- są sumą iloczynów tak zwanych obciążeń
charakterystycznych i odpowiednich współczynników uwzględniających dynamiczny
charakter obciążenia oraz prawdopodobieństwo wystąpienia obciążeń bardziej
niekorzystnych od obciążeń charakterystycznych bądź równoczesnego wystąpienia
kilku obciążeń o maksymalnych wartościach.
Wytrzymałość obliczeniowa spoin- jest iloczynem wytrzymałości obliczeniowej stali
R i współczynnika s. Rs=s*R.
Wytrzymałość obliczeniowa stali R- otrzymuje się przez podzielenie minimalnej
gwarantowanej granicy plastyczności Re przez współczynnik materiałowy R=Re/

γ

s

(

γ

s

(Re<355Mpa)=1.15

Współczynnik s określa się w zależności od rodzaju spoiny i naprężenia, granicy
plastyczności oraz jakości złącza.
W przypadku konieczności uwzględnienia wpływu zmęczenia materiału wartość
wytrzymałości obliczeniowej R mnoży się przez współczynnik zmęczeniowy m

zm

. Jego

wartość zależy od rodzaju materiału, rozwiązania konstrukcyjnego węzła,
przewidywanej trwałości oraz charakterystyki cyklu zmęczeniowego R* m

zm

.

Zastosowanie metody stanów granicznych w konstrukcjach maszynowych jest
ograniczone brakiem informacji o obciążeniu obliczeniowym.

POŁĄCZENIA ZGRZEWANE

:

Zgrzewaniem nazywamy nierozłączne połączenie materiałów przez miejscowe
podgrzanie łączonych części do stanu ciastowatości i dociśnięcie do siebie.
Podział sposobów zgrzewania:
a)według źródeł ciepła-ogniowe, gazowe, mechaniczne (tarcie, zgniot), elektryczne
b)wg kształtu zgrzeiny- punktowe, garbowe, liniowe
Połączenia zgrzewane należy tak kształtować aby występowały tylko naprężenia
ścinające.

POŁĄCZENIA KLEJOWE
Zalety: równomierny rozkład naprężeń, brak skurczu i własnych naprężeń, gładka
powierzchnia, nie wymagają wysokich temperatur, nie powodują zmian
strukturalnych, istnieje możliwość łączenia dużych materiałów .
Wady: mała odporność na rozwarstwienia, mała odporność na temperaturę,
konieczność stosowania zacisków i pras przy niektórych klejach.
Wytrzymałość połączeń klejowych zależy od- mechanicznych i technologicznych
własności klejonego materiału i kleju, warunków wykonania konstrukcji złącza i
rodzaju obciążeń.
Współczynnik spiętrzenia naprężeń

β

t

=f(c1/c2*c

s

/c

1

) (c1/c2=E

1

*g

1

/(E

1

*g

1

))

(c

s

/c

1

=(G*l/s)/(E

1

*g

1

/l)=G*l

2

/(E*g

1

*s)) E

1

-Young G- Kirchoff l-długość

POŁĄCZDENIA ŚRUBOWE

:

Są to połączenia spoczynkowe.
H=Q*tg(

γ±ρ

)- siła od momentu

Mt=0.5*d2*Q*tg(

ρ

1+

γ

) + Q*dp*

µ

/2

ρ

1

atan

µ

sin

α

( )









:=

Pozorny kąt tarcia

γ

1

atan

h

π

d

⋅









:=

h

Kąt wznios u gwintu

η γ

( )

tan

γ

( )

tan

γ

ρ

1

+

(

)

:=

Sprawność gwintu

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

0

0.13

0.27

0. 4

0.54

η γ

( )

γ

Gamma podana jest w radianach należy pomnożyć 180/pi żeby mieć stopnie.

Zakres samohamowności od 0 do trochę poniżej sprawności równej 0.2 stosujemy na
złącza śrubowe, a gdzieś trochę poniżej granicy sprawności 0.5 znajdują się
podnośniki śrubowe.
W zakresie nie samohamowności znajdują się prasy śrubowe (ok. 15 do 25 stopni).

Obliczenia:
a)Przypadek 1 Śruba obciążona jedynie siłą osiową Q
b)Przypadek 2 Śruba obciążona siłą osiową Q i momentem skręcającym Ms
(podnośniki i prasy) w praktyce wystarczy sprawdzić tą śrubą na naprężenia
wywołane siłą osiową Q

z

=(1.25-1.3)*Q (tylko dla gwintu metrycznego)

c)Przypadek 3. Śruba obciążona naciągiem wstępnym Q

o

a następnie siłą osiową Q

(Śruby pokryw naczyń ciśnieniowych)

λ

s

=

ε

s

*l

s

=

σ

r

*l

s

/E

s

=Q

o

*l

s

/(F

s

*E

s

)=Q

o

*1/c

s

δ

k

=

σ

c

*l

k

/E

k

=Q

o

*l

k

/(F

k

*E

k

)=Q

o

*1/c

k

c

s

=Q

o

/

λ

s

= F

s

*E

s

/ l

s

=tg

α

c

k

=Q

o

/

δ

k

= F

k

*E

k

/ l

k

=tg

β

l

s

-długość śruby, E

s

- moduł sprężystości śruby, F

s

- pole przekroju śruby, c

s

- sztywność

śruby (analogicznie dla kołnierza)

Sztywność ściskanych elementów oblicza się biorąc pod uwagę przenoszenie
nacisków wgłęb materiału poprzez tzw. STORZKI WPLYWU o kącie rozwarcia 90st.
Stożki te zamienia się następnie na zastępcze walce o powierzchni przekroju F

k

, które

przyrównuje się do powierzchni przekrojów stożków. Podziałaniem zewnętrznej siły
osiowej Q śruba wydłuża się dodatkowo o odcinek

∆λ

s

jej całkowite wydłużenie

osiągnie wartość

λ

s

+

∆λ

s

odpowiadającą wypadkowej sile na nią działającej Q

w

.

Kołnierze natomiast ze względu na wydłużenie śrub odprężą się o tę samą wielkość

∆λ

s,

a i wypadkową odkształcenie będzie wynosiło

δ

k

-

∆λ

s.

W związku z tym działająca

pierwotnie na nie siła naciągu wstępnego śruby Q

o

zmaleje do wartości Q

o

’.

Q

w

=Q

o

’+Q

d

Q

o

’=Q

w

+Q

Q

o

’=(1.5-2)Q – pokrywy ciśnieniowe

Q

o

’=(0.2-0.6)Q – pokrywy łożyskowe

AC=Q

d

*ctg

α

, AC=(Q-Q

d

)*ctg

β

Q

d

*ctg

α

=(Q-Q

o

’)*ctg

β

Q

d

=Q*ctg

β

/(ctg

β

+ctg

α

)=Q*1/(1+ctg

α

/ctg

β

)=Q*1/(1+c

k

/c

s

)

Wzrost naciągu w śrubie pod odciążeniem Q jest tym większy im stosunek c

k

/c

s

dla

zmniejszenia obciążenia Q

w

należy zmniejszyć sztywność śruby.

Obliczenia wytrzymałościowe: Q

w

=Q

o

+Q

d

Przypadek 4. Połączenia śrubowe obciążenia siłą poprzeczną
a)Śruba pasowana (tylko na ścięcie i dociski powierzchniowe)
b)Śruby luźne: Obciążenie P jest przenoszone dzięki sile tarcia T wywołanej
naciągiem śrub Q

o

T=Q

o

*

µ

>P

OBLICZENIA POŁĄCZEŃ ŚRUBOWYCH
Przy obliczaniu połączeń w których zastosowano większą liczb śrub należy ustalić
rzeczywisty rozkład obciążeń na poszczególne śruby i obliczyć najbardziej obciążone.
Dla prostych obliczeń przyjmuje się równość naciągów wstępnych w śrubach,
dostateczną sztywność kołnierzy, oraz równomierny rozkład docisków, a więc i sił
tarcia na całej powierzchni styku.

POŁĄCZENIA SWORZNIOWE
Dla sworznia ciasno pasowanego liczymy na ścięcie i sprawdzamy na dociski
powierzchniowe. A dla luźno pasowanego liczymy na zginanie.
Sworznie jednostronne utwierdzone obciążone siłą skupioną oblicza się na zginanie i
naciski powierzchniowe o rozkładzie prostokątnym od sił i trójkątnym od momentów.
Materiały na sworznie: własności 4.8 (Rm=400Mpa HB=105) lub 5.8 (Rm=500 MPa
HB=145)
ZMĘCZENIÓWKA

Wykres Wöhlera

Zk- obszar wytrzymałości zmęczeniowej przy małej ilości cykli
Zo- obszar wytrzymałości zm. przy ograniczonej ilości cykli
Zz- obszar wytrzymałości zm. przy nieograniczonej ilości cykli

Sposoby obliczenia współczynnika w poszczególnych obszarach:
1.N

c

<10

4

-obszar obciążeń statycznych

δ

=Re/

σ

max

2.10

4

<N

c

<10

7

– obszar wytrzymałości ograniczonej

δ

z

=Z

o

/

σ

max

(Z

o

-wyznaczone

doświadczalnie lub obliczone Z

o

=Z

g

(10

7

/N

c

)^

ς

)

3.N

c

>10

7

– obszar wytrzymałości nieograniczonej

δ

=Z

g

/

σ

max

Liczba całkowita cykli
N

c

=n(1/min)*60*h(ilość godzin)*z(liczba zmian)*D(dni)*l(lat)

σ

m

=(

σ

max

+

σ

min

)/2- naprężenie średnie

σ

a

=(

σ

max

-

σ

min

)/2- amplituda naprężeń

R=

σ

min

/

σ

max

–współczynnik asymetrii cyklu

Kappa=

σ

m

/

σ

a

- współczynnik stałości obciążenia

Wykres Haigha

Wykres Smitha

Aby narysować wykres potrzeba Re, Zo,Zj.
Jeżeli przy wzroście obciążenia stosunek amplitudy

σ

a

do naprężenia średniego

σ

m

będzie stały to wartość wytrzymałości zmęczeniowej określa punkt k1

σ

a

/

σ

m

=const, x

2

=z

1

/

σ

max

=E*k1/CD

Jeśli przy wzroście obciążeń naprężenie średnie cyklu pozostaje stałe to
wytrzymałość zmęczeniowa odpowiadająca punktowi D określona jest punktem k2,
współczynnik bezpieczeństwa

σ

m

=const x2=Z2/

σ

z

=Ck2/CD

D-punkt pracy.

CZYNNIKI WPŁYWAIĄCE NA WYTRZ. ZMĘCZENIOWĄ
Pod pojęciem KARBU należy rozumieć wszelkie nieciągłości poprzecznych przekrojów
przedmiotu lub zmiany krzywizn powierzchni ograniczających przedmiot (rowki,
otwory, gwinty)
Rozkład naprężeń w obszarze karbu zależy od geometrii karbu, związanej z
wymiarami przedmiotu. Charakterystykę zmęczeniową karbu ujmujemy w tzw.
współczynniku kształtu

α

k

. Wartość współczynnika

α

k

zależy od: stosunku promienia

krzywizny dna karbu

ρ

do promienia lub połowy szerokości przekroju r w elementach

płaskich w płaszczyźnie karbu, oraz od stosunku promienia połowy szerokości
elementu R w miejscu nie osłabionym karbem do promienia r.

β

k

- współczynnik działania karbu- stosunek wytrzymałości próbek gładkich bez karbu

do wytrzymałości próbek gładkich z karbem.

β

k

- zależy od współczynnika kształtu i

współczynnika wrażliwości materiału na działanie karbu.

β

k

=1+

η

k

(

α

k

+1) gdzie

η

k

- współczynnik wrażliwości materiału na działanie karbu (jest

zależny od Rm,

ρ

o

) =1 dla materiałów doskonale sprężystych „szkło” =0 dla

materiałów niewrażliwych na działanie karbu „żeliwo szare”.
Współczynnik

β

p

charakteryzuje zmianę wytrzymałości elementów po różnej

obróbce skrawaniem w porównaniu z próbką polerowaną. Do obliczeń elementów z
karbem o znanym

β

k

posługujemy się zależnością

β

=

β

k

+

β

p

-1 (w przypadku karbów

prostych

β

p

pomijamy, dla żeliwa po usunięciu naskórku odlewniczego przyjmujemy

β

p

=1)

β

pz

- dla powierzchni ulepszanych

β

=

β

k

*

β

pz

Współczynnik wielkości elementu

ε

=z

d

/z, z

d

- wytrzymałość zmęczeniowa próbki o

średnicy d, z- wytrzymałość zmęczeniowa próbki o średnicy od 7 do 10mm (

γ

=1/

ε

).

δ

-rzeczywisty współczynnik bezpieczeństwa

δ

<1 nie występuje

δ

=1.3-1.4 –ścisłe obliczenia na podstawie dokładnych danych doświadczalnych

δ

=1.4-1.7 - dla zwykłej dokładności obliczeń, bez doświadczalnego sprawdzenia

obliczeń

δ

=1.7- 2 – dla zmniejszonej dokładności obliczeń, przy możliwości określenia

naprężeń i obciążeń

δ

=2-3 – przy orientacyjnym określaniu obciążeń i naprężeń dla niepewnych lub

specjalnie ciężkich warunków pracy (odlewy)

OBLICZENIA ZMĘCZENIOWE PRZY OBCIĄŻENIACH ZŁOŻONYCH
Przy jednoczesnym występowaniu naprężeń różnego rodzaju naprężenia te składamy
przy zastosowaniu odpowiedniej hipotezy wytężeniowej. Naprężenia zastępcze dla
obciążeń niesymetrycznych (wahadłowych) obliczamy tak samo jak dla obciążeń
stałych. Przy przewadze naprężeń normalnych

σ

z

=(

σ

2

+(k

σ

*

τ

/k

τ

)

2

)^(1/2). Przy

przewadze naprężeń stycznych

σ

z

=((k

τ

*

σ

/k

σ

)

2

+

τ

2

)^(1/2). Rozwiązując te zależności

można dowieść, że rzeczywisty współczynnik bezpieczeństwa jest równy

δ

z

=1/

(1/

δ

σ

2

+1/

δ

τ

2

)

1/2

δ

σ

,

δ

τ

-składowe rzeczywistego współczynnika bezpieczeństwa obliczane tak jakby

działało tylko zmienne naprężenie normalne lub styczne.
ZALECENIA KONSTRUKCYJNE mające na celu zwiększenie wytrzymałości
zmęczeniowej elementów maszyn

TOLERANCJE I PASOWANIA
Tolerancja wymiaru polega na określeniu dwóch wymiarów granicznych: A- dolnego,
B- górnego, między którymi powinien się znaleźć wymiar przedmiotu.
Różnicę pomiędzy górnym a dolnym wymiarem granicznym nazywamy tolerancją T
wymiaru, różnicę pomiędzy wymiarem górnym i nominalnym- odchyłką górną (ES-
dla wymiaru wewnętrznego, es- dla wymiaru zewnętrznego), a różnicę między
wymiarem dolnym i nominalnym odchyłką dolną (EI, ei).
N- wymiar nominalny
A=N +EI lub A=N+ei
B=N +ES lub B=N+es
T=ES-EI lub T=es-ei albo T=B-A

Cechą charakterystyczną prasowań są luzy graniczne:
Najmniejszy L

min

, największy L

max

.

N

EI

ES

- tak samo i wałek

L

min

=A

otworu

-B

wałka

=A

o

-B

w

=EI-es

L

max

=B

o

-A

w

=ES-ei

Jeżeli z obliczenia wynika dla L

min

wartość ujemna (luz ujemny czyli wcisk), a dla L

max

-

dodatnia, to występuje pasowanie mieszane, jeśli zaś i dla L

max

wynika wartość

ujemna, to występuje pasowanie ciasne. L

min

i L

max

dodatnia to luźne.

Pasowania wg stałego otworu:
Luźne:H7/g6,H7/h6,H7/f7,H7/e8,H8/h7
Mieszane:H7/js6,H7/k6,H7/n6
Ciasne:H7/p6,H7/r6,H7/s6
Pasowania wg stałego wałka:
Luźne:G7/h6,H7/h6,F8/h6,H8/h7,H8/h8
Mieszane:Js7/h6,K7/h6,N7/h6
Ciasne:P7/h6.

Wytrzymałość materiałów.
Z- uogólniona wytrzymałość materiału
x- uogólniony współczynnik bezpieczeństwa
k- uogólnione naprężenie dopuszczalne

Naprężenia maksymalne:
Rodzaj zmienności naprężeń: stałe (jednostronne, dwustronnie zmienne)
1.Rozciąganie, ściskanie

σ

r,c

=P

r,c

/A

≤

k

r,c

(k

rj

,k

rc

,k

cj

)

2.Ścinanie

τ

t

=P

t

/A

≤

k

t

(k

tj

,k

to

)

3.Nacisk powierzchniowy p=P

n

/A

≤

p

dop

(p

j

,p

o

)

4.Zginanie

σ

g

=M

g

/W

x

≤

k

g

(k

gj

,k

go

)

5.Skręcanie

τ

s

=M

s

/W

o

≤

k

s

(k

sj

,k

so

)

W

0

=pi*d

3

/16=0.2*d

3

, W

x

=pi*d

3

/32=0.1*d

3

- dla przekroju okrągłego

Współczynniki bezpieczeństwa:1. dla obliczeń statycznych x

e

=1.3-2(3) 2.dla

obliczeń zmęczeniowych x

2

=3.5-5

k

rj

=Z

rj

/x

2

W większości przypadków występują różne przypadki naprężeń co wymaga
zastosowania hipotezy wytężeniowej- składamy tylko te naprężenia, które
odznaczają się jednością miejsca i czasu.
1.Przy przewadze naprężeń normalnych

σ

z

=(

σ

2

+(m*

τ

)

2

)

0.5

2.Przy przewadze naprężeń stycznych

τ

z

=((

σ

/m)

2

+

τ

2

)

0.5

m=k

g

/k

s

=k

go

/k

so

=k

gj

/k

sj

=3

0.5

– dla stali chyba a raczej tak się mi tylko zdawało

W wartości współczynnika x

e

, x

m

ukryty jest współczynnik charakteryzujący zmianę

granicy plastyczności i wytrzymałości od wielkości przedmiotu (przekroju). Ulega ona
obniżeniu ze wzrostem wymiarów.

x

e

=

δ

e

/

ε

e

δ

e

-rzeczywisty współczynnik bezpieczeństwa (=1.2-2)

ε

e

–wpływ wielkości przedmiotu

Współczynnik naprężenia asymetrii cyklu
Stosunek naprężenia minimalnego do naprężenia maksymalnego w jednym cyklu
obciążania w próbie zmęczeniowej. Naprężenia rozciągające są uważane za dodatnie,
a naprężenia ściskające za ujemne.

Obciążenia zmienne
Przebieg obciążeń zmiennych ma zwykle charakter losowy wynikający z warunków
eksploatacji urządzenia. Takiemu obciążeniu podlega obracająca się oś przy stałej
wartości momentu gnącego lub wał maszynowy przy równie ustalonej wartości
momentu gnącego i skręcającego. Obciążenie zmienne sinusoidalnie przyjęto za
podstawowe do praktycznego wyznaczania zmęczeniowych własności materiałów i
elementów modelowych.
W cyklu naprężeń zmiennych sinusoidalnie wyróżniamy:

σ

max

– naprężenia maksymalne cyklu,

σ

min

– naprężenia minimalne cyklu,

σ

a

– amplituda naprężenia cyklu,

σ

m

– naprężenie średnie cyklu,

T

– okres zmiany naprężeń,

f=1/T

– częstotliwość zmiany naprężeń.

Amplituda

w

ruchu drgającym

i w

ruchu falowym

jest to największe wychylenie z

położenia równowagi. Jednostka amplitudy zależy od rodzaju ruchu drgającego: dla
drgań mechanicznych jednostką może być

metr

, jednostka

gęstości

lub

ciśnienia

(np.

dla fali podłużnej); dla

fali elektromagnetycznej

tą jednostką będzie

V

/m.

W formalnym opisie drgań amplituda jest liczbą

nieujemną

określająca wielkość

przebiegu

funkcji okresowej

.

Amplituda

A w przebiegach

sinusoidalnych

jest maksymalną wartością tego

przebiegu:
W przypadku

funkcji

ze składową stałą, amplituda dotyczy tylko części

sinusoidalnej

Amplitudą w tym przypadku nie jest

A+B, a tylko wartość A.

Lutowanie- polega na łączeniu metali, pozostających w stanie stałym, za pomocą
roztopionego metalu dodatkowego (spoiwa), zwanego lutem. Luty jest tomateriał o
niższej temp. Topnienia od materiałów łączonych.rozróżnia się luty miękie o temp.
Topn. Poniżej 300 C i twarde o temp. Topnie. Powyżej 550 C. Roztopiony lut łączy się
z materiałem części łączonych dzięki zjawisku kohezji (spójności
międzycząsteczkowej) i nieznacznemu dyfundowaniu (przenikaniu) w głąb materiału.
zastosowanie połączeń lutowanych- za pomocą lutowania można łączyć prawie
szystkie metale w różnych kombinacjach, elemęty metalowe z ceramicznymi. Dobór
lutu zależy głównie od materiałów części łączonych, warunków pracy połączenia,
wymaganej wytrzymałośći lutowiny. Lutowanie miękkie stosuje się do połączeń
obciążonych niewielkimi siłami, w celu otrzymania połączeń szczelnych oraz w
elektrotechnice. A twarde lutowanie umożliwia łączenie blach, kształtownków, części
mechanizmów

Mechanika pękania – nowa gałąź wiedzy łącząca
problemy

materiałoznawcze

i

wytrzymałościowe

zajmująca się badaniem

zachowania się elementów i układów z

karbem

, w określonych warunkach

obciążenia, i podaje ilościowe związki tego zachowania.
Pionierem mechaniki pękania był

A.A. Griffith

, który badając sposób w jaki niszczą

się materiały sprężysto-kruche, w 1920 sformułował dwie fundamentalne zasady:
Powiększenie się rozmiaru szczeliny powoduje zwiększenie się powierzchni
swobodnej w materiale, to z kolei wymaga pochłonięcia pewnej ilości energii.
Energia niezbędna do stworzenia jednostki powierzchni materiału jest

stałą

materiałową

.

Praca wykonana nad ciałem przez obciążenie zewnętrzne jest zamieniana na energię
sprężystą gromadzoną wewnątrz ciała oraz rozpraszana na tworzenie nowych
powierzchni (powiększanie szczelin).
Na tej podstawie można napisać równanie energetyczne, z którego wynika krytyczna
długość szczeliny. Poniżej tej długości praca sił zewnętrznych nie wystarcza do
przyrostu powierzchni (szczelina nie może się powiększyć). Powyżej tej długości
przyrost energii wystarcza na tworzenie nowej powierzchni – szczelina może się
powiększać.
W tym ostatnim przypadku, często (zależnie od sposobu obciążenia) przyrost
długości szczeliny ma charakter lawinowy, czyli szczelina powiększa się, aż do
powstania pęknięcia poprzez całą próbkę materiału. Nadmiar energii przekształca się
w energię kinetyczną, która jest słyszalna jako trzask towarzyszący złamaniu.
Po II w.ś. dostrzeżono skalę strat jaką powoduje kruche pękanie, zaczęto więc
rozwijać i uzupełniać koncepcje Griffitha oraz stosować mechanikę pękania w
projektowaniu.
Uogólniono rozwiązanie Griffitha na dowolną geometrię próbki, układ obciążenia i
położenie szczeliny poprzez wprowadzenie

współczynnika intensywności naprężeń

.

Współczynnik ten pojawia się zamiast stałej w równaniu energetycznym na krytyczną
długość szczeliny. Współczynnik ten jest podawany w tablicach, więc można
sprawdzić, jaka jest dla danego przypadku krytyczna długość szczeliny.
Częściowo uogólniono koncepcję mechaniki pękania na ciała nie zachowujące się w
sposób typowo kruchy, gdzie pomierzona energia niezbędna do utworzenia nowej
powierzchni nie dawała poprawnych wyników przy obliczeniu krytycznej długości
szczeliny. Wprowadzono energię pochłanianą przy pękaniu.
Dalszym rozszerzeniem było uwzględnienie materiałów wyraźnie

plastycznych

, gdzie

przed czołem szczeliny tworzy się wyraźna strefa odkształceń plastycznych.
Rozróżniono rzeczywistą długość szczeliny i obliczeniową długość szczeliny, co
pozwala prowadzić obliczenia w sposób analogiczny jak dla materiałów sprężysto-
kruchych.
TOLERANCJE WYMIARÓW

Wymiary przedmiotów, podawane w dokumentacji technicznej, bądź

innych dokumentach są określane, jako wymiary normalne. W rzeczywistości,
podczas wykonywania przedmiotów nigdy nie da się ich uzyskać, zawsze istnieć
będzie pewien błąd między wymiarem normalnym (wymaganym w dokumentacji) a
rzeczywistym. Z tego też powodu, podczas projektowania elementów ważne jest
określenie odchyłek od wymiarów normalnych, które są dopuszczalne dla
prawidłowego działania elementu. Podanie tych odchyłek jest określeniem
dopuszczalnych błędów podczas produkcji. Sprowadza się to do podania
maksymalnego i minimalnego wymiaru, który jeszcze będzie spełniał określone
wymagania (oczywiście, możliwe jest również podanie tylko wymiaru maksymalnego
lub tylko minimalnego, jeśli element dalej będzie spełniał swoją rolę). A więc każdy
wymiar normalny, podany w dokumentacji technicznej może mieś swoją rzeczywistą
wartość maksymalną i minimalną.

Ze względów praktycznych w dokumentacji technicznej podawane są

wymiary normalne oraz dopuszczalne błędy dla tych wymiarów, maksymalne i
minimalne. Błędy te noszą nazwę odchyłek od wymiaru, przy czym rozróżnia
się odchyłkę górną, określającą błąd wymiaru normalnego w kierunku największego
dopuszczalnego wymiaru oraz odchyłkę dolną, jako błąd wymiaru normalnego w
kierunku najmniejszego dopuszczalnego wymiaru.

Różnica między wymiarem maksymalnym a minimalnym nosi

nazwę tolerancji wymiaru.
Połączenia wpustowe
Połączenie wpustowe służy do połączenia piasty
Z wałem i zabezpieczenia przed względnym
Obrotem spowodowanym momentem skręcającym
Elementem przenoszącym moment jest wpust

Wpust jest elementem pryzmatycznym, który jest ciasno pasowany na

swoich powierzchniach bocznych. Ponieważ wpust nie wywiera nacisku na

powierzchnie promieniowe piasty koła i wału to nie może służyć do centrowania tych
dwóch elementów.

Z zasady połączenia wpustowe są połączeniami spoczynkowymi,

jednak istnieje możliwość pracy jako połączenie ruchowe (przemieszczanie się piasty
koła wzdłuż czopa wału).

W przypadku połączeń spoczynkowych, na powierzchniach bocznych

stosuje się pasowanie h6/P9 dla piasty koła i wału.

W przypadku połączeń ruchowych, na powierzchniach bocznych

stosuje się pasowanie h6/D10 dla piasty koła i h6/H9 dla wału.

POŁĄCZENIA WIELOWYPUSTOWE
Połączenia wielowypustowe służą do połączenia piasty z wałem
I zabezpieczenia przed względnym obrotem spowodowanym
Momentem skręcającym. Elementem przenoszącym wypust
Jest wielowypust nacięty na wale. W porównaniu z połączeniem wpustowym
połączenia wielowypustowe mogą być bardziej obciążone, umożliwiają one również
centrowanie łączonych elementów, są jednak droższe w wykonaniu

Połączenia wielowypustowe mogą być połączeniami spoczynkowymi,

jednak są też często stosowane jako połączenia ruchowe (przemieszczanie się piasty
koła wzdłuż czopa wału).

Zarys wrębów wałka wielowypustowego z równoległymi

powierzchniami bocznymi zależny jest od powierzchni centrujących i technologii
wykonania wpustów. Wałki centrowane na średnicy zewnętrznej lub na szerokości
wypustów nie posiadają wcięć w rogach wrębów i ich kształt jest zbliżony do
prezentowanego na powyższym rysunku. Wcięcia w rogach wrębów, umożliwiające
szlifowanie rdzenia występują w wałkach centrowanych na średnicy wewnętrznej
wielowypustu.

Centrowanie na powierzchniach stosowane jest w mniej dokładnych

połączeniach ruchowych i/lub na nieutwardzonych powierzchniach.

Centrowanie na powierzchniach bocznych wielowypustu stosowane

jest w przypadku zmiennych wartości i kierunków momentów obrotowych.

W przypadku połączeń o utwardzonych powierzchniach stosowane

jest centrowanie na wewnętrznej powierzchni wielowypustu.
------------------------------------------------------------------------
1.Definicja osi i wałów. Wytrzymałość wałów.
Wałem lub osią – nazywamy element maszyny, na którym są osadzone inne
elementy wykonujące ruchy obrotowe lub oscylacyjne. Wał lub oś urzeczywistnia ich
geometryczną oś obrotu.
Wał – służy głównie do przenoszenia momentu obrotowego; za jego pośrednictwem
przenoszone są na łożyska obciążenia działające na elementy na nim osadzone. Wał
poza skręcaniem narażony jest głównie na zginanie, skręcanie i rozciąganie.
Oś – nie przenosi momentu obrotowego, jest obciążona głównie momentem gnącym
Wytrzymałość wałów: naprężenia rzeczywiste muszą być mniejsze od naprężeń

dopuszczalnych lub najwyżej im równe.

k

s

F

≤

=

σ

k

W

M

x

≤

=

σ

gdzie:
σ - naprężenia rzeczywiste normalne przy rozciąganiu, ściskaniu i zginaniu, w Pa,
F - obciążenia rozciągające, ściskające, ścinające lub nacisk, w N,
S - pole powierzchni przekroju narażonego na zniszczenie lub pole powierzchni
nacisku, w m

2

M - obciążenie momentem (przy zginaniu M

g

, przy skręcaniu M

s

), w Nm,

W - wskaźnik wytrzymałości przekroju (przy zginaniu W

x

, przy skręcaniu W

o

), w m

3

,

k - naprężenia (lub naciski) dopuszczalne, w Pa.

Obliczanie na zginanie i skrecanie :

g

s

g

k

≤

⋅

+

=

2

2

z

)

(

τ

α

σ

σ

;

x

g

g

W

M

=

σ

;

o

g

s

W

M

=

τ

;

3

2

,

0 d

W

o

=

;

o

x

W

W

=

2

;

go

x

z

z

k

W

M

≤

=

σ

;

3

10

go

z

k

M

d

=

; moment zastępczy :

2

2

s

g

z

M

M

M

⋅

+

=

α

.

2. Materiały stosowane na wały. Kształtowanie wałów.

Stal konstrukcyjna zwykłej jakości st3,st4,st5; stal konstrukcyjna wyższej jakości
25,35,45, są podatne na obróbkę cieplną, stal konstrukcyjna stopowa dla ulepszenia
cieplnego 55HS, 45HS, stal chronowo-niklowe, stal konstrukcyjna stopowa do
nawęglania i azotowania 15H,18H2N2 (drobi ale bardzo dobry materiał); stale
konstrukcyjne stopowe o specjalnych własnościach; wały odlewane są ze staliwa lub
żeliwa sferoidalnego- stosowane w wyjątkowych przypadkach 2SO45,2SP50, wały
kute znakomita wytrzymałość.
Kształt wałów powinien spełniać cztery wymgania : najprostszy technologicznie,
musi zapewniać wymaganą wytrzymałość wału, zróżnicowane powierzchnie muszą
stworzyć dobre bazy do ustalenia części osadzonych na wale, taniość produktu.
Przeważnie wał jest najprostszy technologicznie, a te warunki najlepiej spełnia gładki
wał cylindryczny o stałej d na całej długości. Typowe kształtowania osadzeń na
wałach:

3.Klasyfikacja osi. Modele obliczeniowe osi.

Podział osi : Gładkie, kształtowe, pełne, drążone, okrągłe, profilowe, całkowite,
składane. W zależności od pełnionej funkcji w maszynie: główne pomocnicze
pośredniczące napędzające (czynne) napędzane (bierne).
Model obliczeniowy: należy określić kierunki i wartości obciążeń zewn i reakcji w
podporach. Przy wyznaczaniu sił zewn należy określić rodzaj zmienności. Przy osiach
ruchomych występuje zwykłe obciążenie obustronnie zmienne ,przyjmujemy

naprężenie dopuszczalne

go

k

. W przypadku osi nieruchomej

gj

k

lub

g

k

.

Warunek na wytrzymałość

go

g

x

g

g

k

d

M

W

M

≤

=

=

3

32

π

σ

lub

gj

k

,

g

k

;

Mg- moment gnący, Wx- wskaźnik wytrzymałości na zginanie, d- srednica wału,

3

32

go

g

k

M

d

π

=

. Warunek wytrzymałościowy na naciski powierzchniowe między

czopem wału a podporą :

o

p

dg

P

p

≤

=

lub

j

p

,

s

p

p-siła, g- grubość

podpory, d- średnica czopa.
4. Typy przekładni mechanicznych – typy sprzężenia. Przełożenie kinematyczne.
Przekładnia cięgnowa – przekładnia mechaniczna, w której fizyczny kontakt
pomiędzy członem napędzającym i napędzanym odbywa się za
pośrednictwem cięgna. Dzięki temu człony przekładni mogą być oddalone od siebie
nawet na duże odległości. Pozwala to także zastosowanie bardziej swobodnej
geometrii przekładni.
Przekładnie cięgnowe dzielą się na: pasowe (Przeniesienie momentu obrotowego
realizuje się tu przez sprzężenie cierne pasa płaskiego lub klinowego z kołem lub też
przez sprzężanie kształtowe w przypadku pasa zębatego)., liniowe (sprzężenie
bezposrednie) łańcuchowe (kształtowe pośrednie)
-Przekładnia zębata

- przekładnia mechaniczna, w której przeniesienie napędu

odbywa się za pośrednictwem nawzajem zazębiających się kół zębatych.

Przekładnia cierna - przekładnia mechaniczna, w której dwa poruszające się
elementy (najczęściej obracające się) dociskane są do siebie, tak by powstało
pomiędzy nimi połączenie cierne. Siła tarcia powstająca pomiędzy elementami
odpowiedzialna jest za przeniesienie napędu. Typ sprzężenia- cierne pośrednie

Przełożeniem kinematycznym – nazywa się stosunek prędkości kątowej koła
czynnego do prędkości kątowej koła biernego. Przełożenie kinematyczne można

również określić jako stosunek prędkości obrotowych.

2

1

2

1

n

n

w

w

i

=

=

5. Pojęcie podstawowe dotyczące przekładni mechanicznych. Porównać
przełożenie geometryczne – przełożenie kinematyczne.

Reduktor – jest to przekładnia zwalniająca w której koło napędzające (czynne) ma
większą prędkość niż napędzane (bierne),
Multiplikator - jest to przekładnia zwiększająca prędkość w której koło napędzające
ma mniejszą prędkość niż napędzane,
Przekładnia samohamowna - jeżeli przekładnia będzie miała taką właściwość, że
przekazanie ruchu i momentu obrotowego jest możliwe tylko w jedną stronę, tzn. że
jest w sposób stały zakodowane gdzie możemy podłączyć silnik i gdzie jest wyjście, to
taką przekładnie będziemy nazywali przekładnią samohamowną,
Przekładnia niesamohamowna –jeżeli przekładnia będzie miała taką właściwość, że
przekazanie ruchu i momentu obrotowego jest możliwe w obie strony, co za tym
idzie silnik będzie można podłączyć w oba wyjścia, to taką przekładnie będziemy
nazywali przekładnią niesamohamowną,
Nawrotnica – mechanizm służący do zmiany kierunku obrotowego,
Porównać przełożenie geometryczne – przełożenie kinematyczne:
Przełożeniem geometrycznym nazywamy przełożenie określone stosunkiem
charakterystycznych parametrów geometrycznych:

1

2

1

2

z

z

d

d

u

=

=

Przełożeniem kinematycznym nazywamy stosunek prędkości dwóch sprzężonych kół
przekładni:

2

1

2

1

n

n

i

=

=

ω

ω

W przekładni zębatej przełożenia geometryczne i kinematyczne są jednakowe i
równe ilorazowi liczb zębów obu kół:

2

1

1

2

ω

ω

=

=

=

z

z

i

u

Przełożenie kinematyczne różni się nieznacznie od przełożenia geometrycznego,
m.in. ze względu na poślizgi kół lub pasów, wskutek błędów wykonawczych i
podatności zębów oraz innych czynników.

6. Klasyfikacja elementów podatnych , zakres zastosowania sprężyn w Bud. Masz. ,
materiały stosowane na sprężyny, końcowe zabiegi technologiczne.
Klasyfikacja sprężyn:

wg rodzaju dominujących naprężeń (o naprężeniach

skręcających, gnących, rozciągających lub ściskających, o złożonym stanie naprezen),
wg sposobu obciążenia (obciążone siłą naciągową lub naciskową, momentem
skręcającym, momentem zginającym), wg kształtu (śrubowe, talerzowe,
pierścieniowe, blokowe, tulejowe).
Zakres zastosowania sprężyn w budowie maszyn:
a) wywieranie nacisku przez sprężynę niezbędnego do ustalenia położenia
elementów konstrukcyjnych z luzami,
b) łagodzenie i łupienie oddziaływania sił zewnętrznych o charakterze udarowym,
c) kształtowanie charakterystyki dynamicznej maszyn np. częstości drgań własnych,
d) do akumulacji energii odkształcenia sprężystego w celu późniejszego jej
wykorzystania.

Materiały stosowane do wytwarzania sprężyn- stosowanie materiałów materiałów
dużej wytrzymałości, zwłaszcza zmęczeniowej, oraz wysokiej granicy sprężystości i
plastyczności. Na sprężyny stalowe stosuje się najczęściej stale wysokowęglowe i
stopowe, oraz drut patentowany, tzw. Fortepianowy. Sprężyny wykonuje się z drutów
(rzadziej z prętów), taśm i blach. Sprężyny pracujące w środowisku korodującym oraz
sprężyny stykowe, stosowane jako łączniki elektryczne, są wykonywane z
odpowiednich stopów metali nieżelaznych, np. z brązu krzemowego, fosforowego
lub berylowego.
Końcowe zabiegi technologiczne:
- szlifowanie i polerowanie ( usuwa mikronierówności i niedoskonałości, aby nie
pękała w późniejszym eksploatowaniu),
- kulowanie – piaskowanie kulkami stalowymi zamiast piasku, powoduje to
plastyczne utwardzenie i redukuje powstanie karbu, zwiększa wytrzymałość
zmęczeniową około 50-100% lecz nie zwiększa zbytnio wytrzymałości statycznej,
- przedprężanie – polega na statycznym obciążeniu sprężyny powyżej granicy
plastyczności i pozostawienie jej na 48 godzin obciążonej, efektem jest przyrost
wytrzymałości statycznej o około 30 % ,
- fosforyzowanie , cyjanowanie, azotowanie, lakierowanie, natłuszczanie, (są to
zabiegi antykorozyjne, mające na celu uniknięcia pojawienia się wżerów na
powierzchni sprężyny po zabiegach np. kulowania).

7. Charakterystyka sprężyny . Praca i sztywność sprężyny

.

Sztywność- wyrażona w postaci stosunku F/ƒ lub M/φ. Rozróżnia się sprężyny o
sztywności stałej (linie proste 1,2) oraz o sztywności zmiennej. Mianem sztywności
sprężyny określa się stosunek obciążenia F do odkształcenia ƒ. Większość sprężyn ma
sztywność stałą, charakterystyka liniowa. Sprężyny o zmiennej sztywności mają
charakterystyki nieliniowe: progresywne- o sztywności wzrastającej w miarę wzrostu
obciążenia (3) i degresywne- o sztywności malejącej (4).

Praca- w wyniku odkształcenia wywołanego obciążeniem sprężyna gromadzi energię
umożliwiającą wykonanie określonej pracy. Wartość pracy wyznacza zakreskowane

pole pod charakterystyką oraz zależność

2

f

F

L

⋅

=

lub

2

ϕ

⋅

=

M

L

.

. Straty energii obrazuje pole Lt, które nosi nazwę pętli

histerezy, praca użyteczna sprężyny wynosi

t

u

L

L

L

−

=

.

8. Możliwość kształtowania charakterystyki poprzez stosowanie układu sprężyn.

Stosowanie zespołu sprężyn pozwala na świadome kształtowanie sztywności
stanowionego przez nie układu. Wyróżnia się trzy podstawowe układy sprężyn:
szeregowy, równoległy, mieszany.

W układzie j sprężyn równoległych ugięcie poszczególnych sprężyn jest jednakowe:
s=s

1

=s

2

=…=s

j

[m]; obciążenie całkowite jest równe sumie obciążeń składowych:

F=F

1

+F

2

+…+F

j

[N]; a sztywność całkowita

j

j

R

R

R

s

F

F

F

s

F

R

+

+

+

=

+

+

+

=

=

...

...

2

1

2

1

[N/m] jest większa od

każdej ze sprężyn należących do grupy.
W przypadku sprężyn szeregowych ugięcie całkowite układu jest sumą ugięć
poszczególnych sprężyn: s=s

1

+s

2

+…+s

j

[m]; a sztywność całkowita

-1

jest mniejsza od

każdej sprężyn z układu.
Wyznaczanie sztywności całkowitej układu mieszanego realizowane jest
dwuetapowo. Najpierw dokonuje się podziału analizowanego układu na podukłady
sprężyn równoległych połączonych szeregowo lub sprężyn szeregowych połączonych
równolegle i obliczane są poszczególne sztywności utworzonych podukładów.
Następnie na podstawie ustalonych sztywności podukładów wyznaczana jest
sztywność całkowita układu jako układu szeregowego.

9. Budowa łożyska tocznego, wady i zalety. Oznaczanie łożysk tocznych.
Budowa łożyska tocznego:
W łożyskach tocznych powierzchnie czopa i gniazda są rozdzielone elementami
toczonymi które umożliwiają ruch obrotowy czopa bez poślizgu względem oprawy
dzięki przetaczaniu się. Elementy łożyska toczonego: pierścień wewnętrzny,
pierścień zewnętrzny, części toczne, koszyk, bieżnie główne, bieżnie pomocnicze.
Zadaniem koszyczka jest oddzielenie części toczonych od siebie i równomierne ich
rozmieszczanie wzdłuż bieżni. Bieżnie główne przenoszą obciążenie w głównym
kierunku działania łożyska, a bieżnie pomocnicze w innych kierunkach. Elementami
tocznymi najczęściej są: kulka, wałeczek walcowy, igiełka, wałeczek stożkowy,
baryłka.
Wady i zalety łożysk toczonych:
Wady:
- głośność,
- są wrażliwe na obciążenia w chwili gdy się nie obracają,
- ustępują łożyskom ślizgowym przy dużych średnicach,
- ustępują łożyskom ślizgowym przy największych prędkościach obrotowych.
Zalety:
- małe tarcie przy rozruchu,
- proste smarowanie i małe zużycie smaru,
- większa nośność łożyska w odniesieniu do jednostkowej szerokości łożyska,
- nie wymagają dotarcia,
- normalizacja wymiarów jakości i trwałości.
Oznaczanie łożysk tocznych:
W znormalizowanym systemie oznaczania łożysk każde łożysko ma numer składający
się z grup cyfrowych i literowych, w których zakodowane są jego cechy. Grupa
znajdująca się na początku oznaczenia wskazuje rodzaj łożyska. Następna grupa
określa proporcje wymiarów – jest to odmiana wymiarowa. Stosuje się tu odmiany
średnicowe, polegające na tym, że do zadanej średnicy d dobiera się odpowiednio
średnice zewnętrzne D. Odmiany te noszą nazwy: szczególnie lekka, bardzo lekka,
lekka, średnia, ciężka itp. W ramach odmiany średnicowej tworzy się odmiany
szerokościowe różniące się stosunkiem szerokości do średnicy B/d lub H/d. Noszą
one nazwy: bardzo wąska, wąska, normalna, szeroka. Ostatnia grupa cyfrowa
informuje o średnicy otworu łożyska. Za nią znajduje się oznaczenie odmiany
konstrukcyjnej. Grupa a końcu numeru informuje o charakterze specjalnego

wykonania. Typ łożyska określony jest przez rodzaj i odmianę konstrukcyjną. Grupa
łożysk danego rodzaju i o danej odmianie wymiarowej, a także o danej odmianie
konstrukcyjnej nazywa się serią łożyska.

12. Pasowanie łożysk tocznych, zabudowa łożysk w podporach łożyskowych.

C1, C2 – luzy zmniejszone,
C3, C4, C5 – luzy zwiększone.

Zalecenia:
Łożyska wałeczkowe pasujemy ciaśniej od kulkowych.
Łożyska większe pasujemy ciaśniej niż łożyska mniejsze.
Łożyska rozbieralne pasujemy ciaśniej od łożysk nierozbieranych.

Zabudowa łożysk w podporach łożyskowych.
1. Łożyskowanie normalne,
2. Łożyskowanie na „x” (może być stosowane tylko dla wałów krótkich),
3. Łożyskowanie na „o” (może być stosowane tylko dla wałów krótkich).
16. Zalety i wady łożysk ślizgowych w porównaniu z łożyskami tocznymi. Materiały
stosowane na łożyska ślizgowe hydrodynamiczne – konstrukcja panewki.
Smarowanie łożysk ślizgowych pracujących w zakresie tarcia płynnego.

Zalety łożysk ślizgowych w porównaniu z łożyskami tocznymi:
-większa zdolność do tłumienia drgań, wyższa klasa dokładności wykonania uzyskana
tym samym kosztem, znacznie większa odporność na obciążenia udarowe, większa
trwałość, w przypadku uzyskania tarcia płynnego, mniejsze wymiary poprzeczne,
mniejszy poziom hałasu, łatwiejszy montaż i demontaż. Wady: znacznie większy luz
poprzeczny, konieczność stosowania skomplikowanych układów smarowania,
większa wartość zużycia czynników smarnych, brak normalizacji, występowanie
niekorzystnych zjawisk np. stick-slip (wzrost oporów tarcia w czasie rozruchu i
zatrzymania), skomplikowana i droga technologia wykonania w celu uzyskania
najwyższych klas dokładności.
17. Wykres zależności współczynnika tarcia od prędkości obrotowej, parametr
Hersey’a, zakres bezpiecznej pracy łożyska ślizgowego hydrodynamicznego.

Parametr Hersey’a:

p

v

He

η

=

gdzie: η- lepkość dynamiczna środka smarnego, v –

prędkość przemieszczania się powierzchni skojarzenia trącego,

P – obciążenie.

Zakres bezpiecznej pracy łożyska ślizgowego hydrodynamicznego jest możliwy
wtedy gdy uzyskamy najkorzystniejsze warunki pracy tego łożyska. Uzyskanie
najkorzystniejszych warunków pracy łożyska przy tarciu płynnym jest możliwe przy
dostatecznie dużej prędkości obrotowej n, możliwie dużej gładkości czopa i panewki,
zapewnieniu obfitego dopływu smaru i stabilnej pracy wału. Powinien przy tym być
dobierany olej o odpowiedniej lepkości oraz odpowiedni luz e w łożysku. Kiedy te
warunki nie są zachowane, łożysko pracuje w warunkach tarcia mieszanego. W
szczególności zachodzi to w łożyskach o skąpym smarowaniu, wolnobieżnych, o
przerywanej pracy, o pracy z drganiami, przy tanich niezbyt gładko wykonanych
łożyskach.