1/ 1. Podział i zastosowanie pomp. Zasada pracy. Pompa jest maszyną bierną służącą do podnoszenia cieczy z poziomu niższego na wyższy lub do przetłaczania cieczy z obszaru o ciśnieniu niższym do obszaru o ciśnieniu wyższym. Jest to możliwe dzięki wytwarzaniu różnicy ciśnień na ssaniu i tłoczeniu pompy. Podział pomp: 1. Wyporowe, - tłokowe, -zębate, -śrubowe, -z wirującymi cylindrami, - przeponowe, -łopatkowe, 2. Wirowe, a) kręte, - odśrodkowe, -helikoidalne, -diagonalne, -śmigłowe, b) krążeniowe, -z pierścieniem wodnym, z kanałami bocznymi, -peryferyjne, 3 strumieniowe, -eżektory, -inżektory. Pompy wyporowe: w pompach tych określona dawka cieczy, wypierana jest z obszaru ssawnego przez odpowiedni ruch (przesunięcie, obrót) organu roboczego (tłoka, wirnika) do obszaru tłocznego. Warunkiem działania pompy jest odpowiednio szczelne oddzielenie obszaru ssawnego od tłocznego. Pompy wirowe: działanie tej pompy polega na tym, że organ roboczy (wirnik) osadzony jest na obracającym się wale powoduje zwiększenie się krętu (pompy kręte) lub krążenia cieczy (pompy krążeniowe), przepływającej przez jego wnętrze. Pompy strumieniowe: zasada działania tej pompy polega na tym, że czynnik roboczy, którym najczęściej jest para lub woda, przepływając przez dyszę polega jednoczesnym wzroście prędkości. Srtumień czynnika roboczego, wypływając z dużą prędkością z dyszy porywa za sobą czynnik znajdujący się komorze otaczającej dyszę i w zasadzie ssawnej, w skutek czego w komorze tej ciśnienie spadnie i nastąpi proces zasysania wody lub powietrza przez nasadę ssącą. 2.Zasada podnoszenia cieczy. Wysokości HZ, HM, HU, HI. Geometryczna wysokość ssania układu pompowego: HSZ=zG - zD , geometryczna wysokość tłoczenia u. p.: HTS=zG - zT , geometryczna wysokość podnoszenia u.p.: HZ = HSZ +m+HTZ , m- różnica poziomów środków przekrojów ssawnego i tłocznego. Wysokość ssania pompy: HS = pS/-γ = pD/γ - HSZ- (cS^2 - cD^2)/2g - ΣΔhS , pS - ciś w przekroju króćca ssawnego, 2/ γ - ciężar właściwy zasysanej cieczy, pD - ciś. w zbiorniku dolnym, cS - prędkość w przekroju króćca ssawnego, cd - prędkość w zbiorniku dolnym, g - przyspieszenie ziemskie, ΣΔhS- suma oporów przepływu w przewodzie ssawnym. Manometryczna wysokość ssania pompy: HMS = pS-pB /γ = pD-pB / γ - HSZ -(cS^2 - cD^2)/2g - ΣΔhS . wysokość tłoczenia pompy: HT=pT/γ = pG/γ +HTZ +(cS^2 - cT^2)/2g + ΣΔhT pG - ciś w zbiorniku górnym, pt - ciś w przekroju króćca tłocznego, cg -prędkość w zbiorniku górnym, ct -prędkość w przekroju króćca tłocznego, ΣΔht - suma oporów przepływu w przewodzie tłocznym. Manometryczna wysokość tłoczenia pompy: HMT= pT-pB / γ = pG-pB / γ +HTZ+(cS^2 - cT^2)/2g + ΣΔhT . manometryczna wysokość podnoszenia pompy: HM =HMT-HMS+m= pT-pS / γ+m . użyteczna wysokość podnoszenia pompy: HU= pT-pS / γ+m+(cT^2 - cS^2)/2g . Teoretyczna wysokość podnoszenia pompy: HI=HU+ΣΔhP , ΣΔhP - suma oporów hydraulicznych w pompie. 4. Straty hydr. Układu. ΣhS - wysokość strat energetycznych między zbiornikiem dolnym a pompą wskutek tarcia cieczy o ścianki rur, zaworów zasuw, filtrów itp., oraz wskutek zmian prędkości cieczy i kierunku jej przepływu w koszach ssawnych, kolankach, zasuwach itp. ΣhT - wysokość strat energetycznych na drodze tłoczenia między pompą a zbiornikiem górnym wskutek tarcia cieczy o ścianki rur, zaworów, zasuw lub innych urządzeń oraz jej przepływu w kolankach, zasuwach, filtrach, wymiennikach ciepła itp. W przepływie teoretycznym: z1+ p1/γC+v1^2/2g = z2+ p2/γC+v2^2/2g=const. W dowolnym przekroju strumienia suma wysokości położenia, wysokości ciśnienia i wysokości prędkości są wielkościami stałymi. W przepływie rzeczywistym: z1+ p1/γC+v1^2/2g = z2+ p2/γC+v2^2/2g+ΣΔh1-2 ≠const. (1-2 =r - rurociąg) gdzie: ΣΔhR=ΣΔhL+ΣΔhM , ΔhL- opory liniowe, ΔhM - opory miejscowe, ΔhR - opory rurociągu. Opory linowe: ΔhL=λ l/d v^2/2g gdzie: λ-współ oporów liniowych, l- długość, d - średnica, v- średnia prędkość przepływu, g- przyśp ziemskie. Opory miejscowe: ΔhM=ξ v^2/2g , ξ- współ oporów miejscowych. Opory przepływu ΣΔhS w przewodzie ssawnym:ΣΔhS = ΣλS lS/dS vS^2/2g. Opory przepływu ΣΔhT w przewodzie tłocznym: ΣΔhT=ΣλT lT/dT vT^2/2g.	3/ 5. Wykres Ancony dla strony ssącej pompy :O-O- linia próżni bezwzględnej ;N-N- linia ciśnienia atmosfery a)p­­D>pB ;HMS>0 b)pD>pB ;HMS<0 c)pD=pB; HMS<0 ; p- ciśnienie ;pB -ciśnienie barometryczne(atmosferyczne);pD- ciśnienie w zbiorniku dolnym(ssawnym); pG- ciśnienie w zbiorniku górnym(tłocznym); pS-ciśnienie ssania; pT- ciśnienie tłoczenia; pV -ciśnienie parowania; γ- cieżar właściwy pompowanej cieczy; cG- prędkość w zbiorniku górnym(tłocznym; c D -predkość w zbiorniku dolnym(ssawnym); cS- prędkość w przekroju króćca ssawnego ;cT -prędkość w przekroju króćca tłocznego ;ΔhS- opory przepływu w przewodzie ssawnym; ΔhT -opory przepływu w przewodzie tłocznym; HSZ- geometryczna wysokość ssania; HZ -geometryczna wysokość podnoszenia; HM-manometryczna wysokość podnoszenia; HE -efektywna (użyteczna)wysokość podnoszenia; HS- wysokość ssania pompy; g- przyśpieszenie ziemskie; Δhcav- nadwyżka antykawitacyjna. 6. Wydajności, moce, sprawności pomp.Wydajność pompy jest to objętość cieczy przetłoczonej przez pompę w jednostce czasu. Oznacza się ją symbolem Q i mierzy w m^3/s. Wydajnością teoretyczną QTH określa się ilość cieczy, którą można by przetłoczyć w jednostce czasu w pompie o idealnej sprawności (nie występują straty). Wydajność rzeczywista Qr jest natężeniem przepływu pompowanej cieczy w przekroju króćca wylotowego: QR= QTH - ΣΔQ, gdzie ΣΔQ - straty objętościowe sumaryczne. Wydajnością nominalną QN nazywamy wydajnością przy której pompa wykonuje nominalną pracę jednostkową przy nominalnej prędkości obrotowej nN . Wydajnością optymalną Qopt jest taka wydajność, przy której pompa osiąga maksymalną sprawność ηmax. Wydajnością wewnętrzną QI nazywamy natężenie przepływu w przekroju wylotowym: QI ≈QTH. Mocą PW jest moc mechaniczna pobierana przez pompę wyznaczona na wale lub sprzęgle pompy: PW=QRHUγ / η [W], PW=PS ηS ηP, gdzie: PS -moc silnika elektrycznego, ηS­ - sprawność silnika elektrycznego, ηP - sprawność przekładni. 4/ Moc wewnętrzna PI jest to moc równa mocy na wale PW, zmniejszonej o moc zużytą na pokonanie oporów mechanicznych PM w pompie: PI=PW-PM. Moc użyteczna PU jest to moc netto zużyta na zwiększenie energii pompowanej cieczy: PU=QRHUγ. Moc nominalna PN jest to moc pobierana na wale pompy przy nominalnych parametrach pracy: PN= QNHNγ /η. Moc optymalna POPT jest to moc na wale pompy przy max. sprawności: : POPT= QOPTHOPTγ /ηMAX. Sprawność hydrauliczna ηH = HU/HI. Sprawność objętościowa ηV= QR /QI. Sprawność wewnętrzna ηi =PU /PI= ηV ηH.Sprawność mechaniczna ηm =PI /PW. Sprawność całkowitą pompy ηC=PU /PW= ηH ηM ηV.7. Czynniki techniczne i eksploatacyjne wpływające na wysokość ssania i tłoczenia pomp.(Wyk zależności wysokości ssania od temperatury wody). Ponadto na wysokość ssania, tłoczenia ma wpływ wiele innych czynników takich jak: -stan techniczny elementów wewnętrznych pompy (wirnik pierścienie tłoków itp.);-stan techniczny elementów zewnętrznych pompy (dławice łożyska itp.);-stan techniczny sieci współpracującej z pompą(zmiana przekrojów wewnętrznych rur zaworów itp.),szczelność; -projekt lub niewłaściwa zmiana budowy rurociągu(sieci);-właściwości fizyczne i chemiczne pompowanych czynników; -umiejętności obsługi instalacji (prawidłowa eksploatacja);-stan techniczny filtrów ,przepływomierzy itp.(czystość ,szczelność itp.);-stan techniczny silnika napędowego (elektr, spalinowego-prędkość obrotowa) -itp. 8. Przepływ cieczy przez wirnik pompy odśrodkowej. Wyprowadzenie zależności na teoretyczną wysokość podnoszenia. (Rys: rozkład prędkości przy przepływie cieczy przez wirnik :c-prędkość bezwzględna ;u-prędkość unoszenia ;w-prędkość względna). Miarą przyrostu energii cieczy podczas jej przepływu przez wirnik pompy krętnej są trójkąty prędkości ,wyznaczane dla linii prądowych cieczy u wylotu oraz u wlotu przestrzeni międzyłopatkowych wirnika. - cO=Q/FO [m/min] 5/ gdzie :Q- wydajność pompy [m­­^3/min] ;FO=ΠdO^2/4 [m^2]-pole swobodnego przekroju wlotowego wirnika. cO-wartość prędkości bezwzględnej napływu. - cO→c1-ciecz zmienia kierunek osiowy cO na promieniowy c1.- u1=d1ω/2 gdzie :u1-prędkość unoszenia ;d1-średnica kanału wlotowego ; ω -prędkość kątowa wału pompy , - u2=d2w/2 ,gdzie: d2-zewnętrzna średnica wirnika r1=d1/2 i r2=d2/2 gdzie; r1 ,r2-promienie. 9.Charakterystyki przepływu - sposób wyznaczania. Charakterystyka przepływu pompy H=f(Q) zwana też krzywą dławieniową, ponieważ zazwyczaj wykonuje się ją z ten sposób że przy stałej prędkości obrotowej n pompy reguluje się przez dławienie w zaworze umieszczonym na przewodzie tłocznym instalacji pompowej zarówno wysokość podnoszenia H pompy jaki i natężenie przepływu czyli wydajność. Charakterystyka wirowej pompy krętej. H(y) = f(Q).Od góry HTH∞ =f(Q), HTH =f(Q), H =f(Q), ΔyP=f(Q) (krzywa strat hydraulicznych), ΔyU=f(Q) (krzywa strat uderzeń cieczy o łopatki), HTH ­-ΔyP=f(Q), HTH - ΔyP - ΔyU =f(Q). III - pole strat z powodu skończonej liczby łopatek, \\\ - pole strat tarcia sieczy, /// - pole strat uderzeń cieczy.	10. Charakterystyki pomp - przepływu, mocy, sprawności dla stałych i zmiennych obrotów. Charakterystyka przepływu H=f(Q) przedstawia zależność wysokości podnoszenia H do wydajności Q. Jest to główna charakterystyka pracy pompy. Nazywa się ją krzywa dławienia gdyż otrzymuje się ją przy badaniach i zmianie jej parametrów przez dławienie na przewodzie tłocznym. Charakterystyka poboru mocy przez pompę PW=f(Q) , odniesiona do wału pompy przenoszącego moc z silnika napędowego. Char. sprawności pompy η=f(Q) określająca zmianę stosunku efektywnej mocy PE, zuzytej na zmienione parametry do mocy pobieranej PW przy tych parametrach. 6/ 11. Charakterystyki powinowate, pagórek sprawności. Z rzeczywistej charakterystyki przepływu H = f (Q), właściwej dla danej prędkości obrotowej, możemy otrzymać charakterystykę przepływu dla innej prędkości.Q1 /Q2 = n1 /n2 , H1 /H2 = (n1/n2)^2 = (Q1/Q2)^2 P1 /P2 = (n1/n2)^3.Wzory te zostały wyprowadzone przy przyjęciu niezmiennej sprawności pompy. Każdemu punktowi charakterystyki I będzie odpowiadał punkt na charakterystyce II i III spełniający podane wyżej zależności. (RYS powinowactwo charakt. przepływu). 12. Wyróżniki szybkobieżności pomp wirowych:- kinematyczny wyróżnik szybkobieżności nSQ :nSQ=(n√QS)/HS^3/4 , gdzie: Q [m^3 /s] , H [m], n [obr/min].Kinematyczny wyróżnik szybkobieżności nSQ pompy wirowej o parametrach Q, H, n jest to prędkość obrotowa pompy geometrycznie podobnej, która przy wysokości podnoszenia HS = 1m ma wydajność QS= 1m^3/s. - dynamiczny wyróżnik szybkobieżności nSP : nSP= n √(QSHS/75HS^5/2), nSP= n√(γ Q/75H√H), γ - wpółczynnik gęstości cieczy ; nSP= 3,65 nSQ .Dynamiczny wyróżnik szybkobieżności nSP pompy wirowej o parametrach Q, H, n jest to prędkość obrotowa pompy geometrycznie podobnej, której zapotrzebowanie mocy przy wysokości podnoszenia HS = 1m wynosi QS = 1KM. Wyznaczanie wyróżnika szybkobieżności nsQ na podstawie określonych parametrów pracy pompy Q, H, n stanowi punkt wyjścia do określenia rodzaju pompy i obliczenia wirnika. 14. Współpraca pomp z układami pompowymi w oparciu o charakterystykę przepływu i charakterystykę rurociągu. Pompa w zasadzie zawsze współpracuje z przewodem: tylko z ssawnym, tylko tłocznym, lub łącznie z oboma, tworząc razem układ pompowy. Zadaniem pompy w danym układzie jest podnoszenie cieczy na pewną wysokość geometryczną HZ przy pokonywaniu wysokości HP, różnicy ciśnień między zbiornikiem tłocznym a ssawnym oraz dynamicznych oporów przepływu przez przewody HDYN. 7/ Parametry pracy pompy współpracującej z danym układem, tylko w nielicznych przypadkach są jej parametrami nominalnymi, bowiem wynikają one ze współpracy z układem, a ich wartość zależy od warunków jakie istnieją w tym układzie (WYK) HST=HZ+(pG-pD)/γ, HDYN=∑∆hS+∑∆hT+(cG^2-cD^2). - krzywa HR = f(Q) jest charakterystyką przewodu przy czym HR = HST + HDYN określa ona dla danego natężenia przepływu Q w przewodzie łączne opory, jakie musi pokonać pompa włączona w ten układ i mająca wydajność Q równą przepływowi przez przewód. - statyczna wysokość HST jest sumą wysokości geometrycznej HZ i wys. przyrostu ciśnienia HP Statyczna wysokość nie zależy od natężenia przepływu Q i w danym układzie ma wartość stałą. HST =HZ + HP , gdzie HZ = HSZ + m + HTZ , HP=(pG-pD)/γ, - dynamiczna wys. HDYN jest sumą oporów przepływu ∑∆hR proporcjonalnych do kwadratu natężenia przepływu oraz wysokość prędk. HDYN=∑∆hR+∑c^2/2g ale ∑c^2/2g wartość najczęściej pomijalnie mała tak więc HDYN≈∑∆hR Wartość HDYN zależy od kwadratu prędkości, czyli od kwadratu natężenia przepływu, a więc jest zmienna przy zmiennym przepływie Q.- na rysunku naniesiono charakterystykę pompy H = f(Q) i przewodu HR = f(Q). Punkt przecięcia A jest punktem pracy układu i jednocześnie określa parametry pracy pompy. Wynika to z równości natężenia przepływu przewodu z wydajnością pompy Q której to wartość odpowiada jednocześnie wartości oporów przewodu HR i wysokości podnoszenia pompy H. - Równoległa współpraca dwóch pomp - jeden rurociąg (WYK , Q1 + Q2 >Q2), - Współpraca pompy z dwoma rurociągami (WYK), - Układ dwóch pomp pracujących szeregowo(WYK).15. Współp. Równ. i szere. p. - współpraca pomp: w eksploatacji siłowni okrętowych konieczna jest niekiedy kilku - najczęściej dwóch- pomp dla jednego rurociągu. Ma to miejsce w konieczności np.: zwiększenia ilości wody chłodzącej przy wejściu w rejon wód tropikalnych w sytuacji zwiększonego zasilania kotłów, awaryjnego osuszania zęz lub balastów.		8/ Jeżeli całkowite zapotrzebowanie wody podrywa jednocześnie kilka pomp tłoczących ciecz do wspólnego przewodu to zachodzi równoległa współpraca pomp. Jeżeli całkowita wysokość podnoszenia podzielona jest na kilka pomp mówimy o szeregowej współpracy pomp. -Współpraca równoległa: w przypadku dwóch pomp o charakterystykach przepływu H = f1 (Q) i H = f2 (Q) zasilających równolegle wspólny rurociąg sumaryczną charakterystykę przepływu H= f3 (Q) otrzymujemy przez sumowanie odciętych (dla tych samych wysokości podnoszenia otrzymamy krzywą charakterystyczną przepływu pomp H = f (2Q). - Współpraca szeregowa: w przypadku dwóch pomp o charakterystykach przepływu H = f1 (Q) i H = f2 (Q) zasilających szeregowo wspólny rurociąg sumaryczną charakterystykę przepływu H= f3 (Q) otrzymujemy przez sumowanie rzędnych wysokości podnoszenia (dla tych samych wydajności otrzymujemy krzywą 2H = f(Q). Szeregowe łączenie pomp stosuje się rzadko lub w przymusowych okolicznościach. Należy bowiem pamiętać o tym że w pompie drugiej (w kolejności przepływu) na dopływie mamy zwiększone ciśnienie ( wylotowe z pompy pierwszej) zatem kanał zbiorczy i kadłub muszą wytrzymać ciśnienie obu pomp, na jakie nie są projektowane (WYK). 16. Kawitacja w pompach wirowych. - kawitacja nazywamy zjawisko tworzenia się wewnątrz cieczy obszarów pary tej cieczy, wywołane obniżeniem się ciśnienia poniżej prężności pary nasyconej w danej temperaturze, polegające na tworzeniu się tam pęcherzyków parowo-gazowych a następnie ich implozyjnemu zanikaniu w strefie wyższego ciśnienia. Zanikaniu pęcherzyków w czasie krótszym od 0,001 s towarzyszy wzrost ciśnienia napływającej na to miejsce cieczy do ok. 350 MPa oraz niszczenie materiału ścianki przy której występuje implozja pęcherzyka.Niszczenie ma charakter mechaniczny czemu towarzyszy korozja elektrochemiczna. Powstają wżery w materiale (kawerny) a nawet otwory prowadzące do zupełnego zniszczenia części. 9/ Zjawisku kawitacji towarzyszą słyszalne szmery i trzaski a także drgania kadłuba. Jednocześnie ciśnieniomierze na ssaniu i tłoczeniu wskazują nadmierne nieregularne wahania. Zjawisko kawitacji występuje przy tym mniejszym natężeniu przepływu, im większa jest wysokość ssania oraz szybkość obrotowa. Uszkodzeniom kawitacyjnym ulegają wszystkie materiały stosowane do budowy pomp, lecz są one w różnych stopniach odporne. Największą odporność wykazują: brąz aluminiowy (83 % Cu, 10,3 % H, 5,8 % Fe), nierdzewne stale i staliwa chromowe i chromoniklowe. Najmniejszą odporność wykazują: staliwo, aluminium, mosiądz, żeliwo. Bez względu jednak na stopień odporności antykawitacyjnej materiałów stosowanych do budowy pomp najkorzystniejsze jest zapobieganie powstawaniu kawitacji. Sposoby konstrukcyjne (zależne prawie wyłącznie od producenta):-zastosowanie wirników dwustrumieniowych, -stosowanie małych kątów wlotowych łopatek, -unikanie ostrych zakrętów przed wirnikiem, -duża dokładność wykonania powierzchni wewnętrznych pompy (gładkość), -utwardzanie powierzchni narażonych na kawitacje sposoby eksploatacyjne:- utrzymywanie niskich wysokości ssania, -eksploatacja pomp w warunkach zbliżonych do nominalnych, -utrzymywanie niskich oporów ssania poprzez gładkość powierzchni rurociągu ssawnego i możliwie prosty jego przebieg, -utrzymywanie dobrej szczelności rurociągu ssawnego, zapewnienie możliwie niewysokiej temp. pompowanej cieczy. (RYS miejsca występowania kawitacji w pompie odśrodkowej: o-powstawanie pęcherzyków, x- zanikanie pęcherzyków). 17. Siły poosiowe w pompach wirowych.Napór osiowy: W zależności od rodzaju wirnika oraz od jego kształtu występują w czasie jego pracy w pompie siły o kierunku osiowym pochodzące od oddziaływania cieczy na wirnik. Jedynie w wirniku dwustrumieniowym odśrodkowym lub helikoidalnym występujące w obu jego częściach (wirnikach jednostrumieniowych) siły osiowe równoważą się prawie całkowicie w obrębie wirnika jako siły wewnętrzne. 10/ Równoważenie naporu osiowego: Istnieje kilka sposobów wyrównoważenia sił naporu osiowego oprócz przenoszenia go przez łożyska wzdłużne: 1.otwory odciążające: w pompach małych i średnich odśrodkowych oraz w pompach helikoidalnych i diagonalnych stosuje się w wirniku otwory odciążające, zmniejszające o 70% siłę wzdłużną; 2.przewody upustowe: przestrzeń za wirnikiem jest połączona z króćcem ssawnym za pomocą przewodu upustowego. Dzięki temu następuje prawie zupełne wyrównanie ciśnień w tych dwóch obszarach, zmniejszające w znacznym stopniu napór osiowy. W obu tych sposobach występują straty krążącej cieczy - zmniejsza się sprawność pompy; 3.żebra promieniowe: stosuje się je na tylnej zewnętrznej ścianie wirnika. Ciecz między zebrami podlega ruchowi okrężnemu wymuszonemu z prędkością kątową prawie równa prędkości wirnika.	Zabezpieczają one dodatkowo dławice przed przedostaniem się do mniej pompowanej cieczy, co ma duże znaczenie w pompach do cieczy zanieczyszczonych lub agresywnych; 4.tarcza odciążająca: w tym rozwiązaniu zespól wirujący, złożony z wirników osadzonych na wale, nie ma łożyska wzdłużnego ustalającego jego położenie, tak że wał ma swobodę przesuwania się wzdłuż osi. Strata objętościowa wypływu cieczy przez układ z tarcza obciążająca wynosi od 3 do 6% i zmniejsza sprawność objętościowa pompy ηV. Zaletą jest zupełne zrównoważenie naporu osiowego eliminujące łożysko wzdłużne oraz prostota konstrukcji; 5.wirniki dwustronne: są to właściwie dwa wirniki, z których każdy pracując zapewnia połowę wydajności zwrócone do siebie ścianą tylną. Zrównoważenie naporu osiowego jest w tym przypadku zupełne. Pewna siła wzdłużna może jednak wystąpić przy niesymetrycznym wypływie cieczy z wirnika do kanału zbiorowego, tak że łożysko wzdłużne jest niezbędne. 11/ 18. Pompy krążeniowe - zasada pracy, budowa. Pompy krążeniowe: to takie pompy wirowe, w których moment obrotowy jest proporcjonalny do krążenia cieczy w obrębie wirnika lub włącznie na jego obwód. W odróżnieniu od innych pomp wirowych posiadają zdolność do samozassania, tj. usunięcia powietrza z rurociągu ssawnego i napełnienia go cieczą. W razie przerwania słupa cieczy w rurociągu ssawnym pompy w czasie jej pracy - z powodu obecności powietrza lub innych gazów - umożliwiają samoczynne usuniecie ich z przywróceniem normalnych warunków pracy. Podział pomp krążeniowych: w zależności od tego, czy zmiana krążenia następuje we wnętrzu wirnika czy tez wyłącznie na jego obwodzie, rozróżniamy: -z bocznymi kanałami pierścieniowymi, -peryferalne, -z pierścieniem wodnym. 1.Pompy z bocznymi kanałami pierścieniowymi: W bocznych ścianach kadłuba są widoczne kanały, które w częściach końcowych stopniowo zwiększają lub zmniejszają swoją głębokość. Przy obrocie wirnika przestrzenie łopatkowe przesuwają się w zakresie zanikającego kanału bocznego doznają zmniejszenia objętości i wytłaczają nadmiar cieczy do otworu tłocznego. Następnie przesuwając się po zwiększającej się części kanału, doznają zwiększenia objętości i powodują zasysanie cieczy z otworu ssawnego. Warunkiem działania pompy jest uprzednie jednorazowe napełnienie wodą. Pompy tego typu mogą pompować wyłącznie na wodę czystą, bez zanieczyszczeń stałych. Dane techniczne: max liczba stopni 6; prędkość obrotowa do n=2900 obr/min; wydajność Q do 40m^3/h; wysokość podnoszenia H do 110m przy max wysokości ssania 7m, mała sprawność η=0,2-0,25. Zastosowanie: jako pompy hydroforowe wody słodkiej lub słonej, oraz jako pompy próżniowe (do wysysania powietrza z przewodów ssawnych dużych pomp). (RYS. 1-wirnik; 2-otwór ssawny; 3-otwor tłoczny; 4,5-kanaly pierścieniowe; 6-kadlub). 2.Pompy peryferalne: prace pompy peryferalnej można podzielić na okresy zasysania i wytłaczania cieczy. 12/ Wytłaczanie odbywa się wyłącznie na zewnętrznym obwodzie wirnika, zaś moment obrotowy wirnika wywołuje zmianę krążenia cieczy wokół krótkich łopatek rozmieszczonych na jego obwodzie. Wokół wirnika mającego krótkie promieniowe łopatki jest utworzony dwustronny kanał obwodowy, w którym krąży ciecz. Obszar ssawny jest oddzielony od obszaru tłocznego progiem. Na końcu tłocznym jest osadzony zbiorniczek z oddzielacze powietrza. Po pierwszym napełnieniu pompy i jej uruchomieni mieszania cieczy z zasysanym powietrzem zostaje wtłoczona do oddzielacza gdzie pod wpływem siły odśrodkowej następuje oddzielenie cieczy od powietrza. Wchodzi ono przez rurki do wylotu pompy, zaś ciecz spływa po zewnętrznym obwodzie oddzielacza do zbiornika i następnie do kanału między łopatkami wirnika. Zjawisko powtarza się do chwili całkowitego usunięcia powietrza z przewodu ssawnego, następnie pompa pracuje normalnie tłocząc ciecz. Pompy peryferalne znajdują zastosowanie do cieczy czystych bez zanieczyszczeń stałych o lepkości 37mm^2/s (cSt). Wydajności pomp wynoszą Q=4-60m^3/h, wysokość podnoszenia H do 200m, przy prędkości obrotowej do 6000obr/min wysokość ssania wynosi 7m, zaś sprawność nie przekracza 0.5. 3.Pompa z pierścieniem wodnym: (RYS: 1-kadłub; 2-wirnik; 3-otwór ssawny; 4-otwór tłoczny; 5-pierścień wodny) Pompy z pierścieniem wodnym stosowane są przeważnie do powietrza jako ssawy wytwarzając próżnie do 97% czyli p3=0.003MPa, lub dmuchawy do sprężu 0.3MPa Q=0.5-150m^3/min gazu η=0.3-0.4. W cylindrycznym kadłubie pompy 1 obraca się wirnik 2 o stałej prędkości stosunkowo dużej średnicy piasty. Po częściowym napełnieniu kadłuba cieczą i uruchomieniu pompy ciecz zostanie odrzucona na ścianę obwodową kadłuba tworząc wirujący pierścień. Między łopatkami wirnika a pierścieniem powstają oddzielne komory o zmieniającej się okresowo objętości. W bocznych ścianach kadłuba na początku i na końcu sierpowej komory są wycięte otwory.	13/ Przez jeden z nich powietrze jest zasysane do komór, a następnie wskutek zmniejszaniu się objętości sprężone i wytłaczane na zewnątrz przez drugi otwór. Powierzchnia zetknięcia się pierścienia wodnego z piasta wirnika oraz czołowych powierzchni wirnika ze ścianami zamykającymi kadłub stanowi odcięcie przestrzeni ssawnej od tłocznej. Zastosowanie: element wyposażenia niesamozasysającej pompy odśrodkowej, pompy próżniowe wyparowników podciśnieniowych niekiedy jako pompy próżniowe małych skraplaczy. 22. Uszczelnienia stosowane w pompach - dławice sznurowe, uszczelnienia czołowe: Uszczelnienia stosowane w pompach można podzielić na: -wewnętrzne: zapobiegają powrotowi cieczy ze strony tłocznej na ssawną; -zewnętrzne: dławice. Uszczelnienia wewnętrzne - uszczelnienia wirników. Między obracającym się wirnikiem a nieruchomymi częściami pomp muszą być przeważnie zastosowane uszczelnienia. Największe znaczenie mają tu uszczelnienia na wlocie wirnika po stronie ssawnej pompy oraz uszczelnienia odciążenia na tylnej ścianie wirnika. Są tu stosowane uszczelnienia bezstykowe szczelinowe proste lub labiryntowe. (RYS: Dla średnicy wirnika D≤150mm szczelina s=0.2 dla łożyska ślizgowego; s=0.1 dla łożyska tocznego. Dla średnicy wirnika D>150mm szczelina s=0.2+(D-150)^.0.01 dla łożyska ślizgowego; s=0.1+(D-150)^.0.01 dla łożyska tocznego.) Uszczelnienia zewnętrzne - dławice. Uszczelnienia miejsc, w których obracający się wał pompy przechodzi przez kadłub nazywamy dławicami. Zadaniem dławic jest: -zapobieganie przeciekom pompowanego ośrodka na zewnątrz (w przypadku gdy ciśnienie wewnątrz pompy pod dławicą jest większe od patm); -zapobieganie przedostawaniu się powietrza do wnętrza pompy (przy ciśnieniu przed dławicą mniejszym od patm). 14/ Dławice z uszczelnieniem sznurowym (miękkim) (RYS) -bawełniane lub konopowe nasycone łojem grafitem lub gęstym smarem; -powyżej pt>4bar zbrojone; -temp>70-80^oC dławica chłodzona; -temp>130^oC kanał chłodzony; -z metali: przy czym pierścienie metalowe stosuje się na przemian ze sznurowymi. Dławice z uszczelnieniem czołowym: wobec zerowego przecieku i zbędności jakiegokolwiek dozoru. (RYS) Stosowane coraz częściej, szczególnie w pompach do cieczy agresywnych lub szkodliwych dla otoczenia, przy wymaganej pełnej automatyzacji pomp, oraz do pomp na wysokie ciśnienie. 23. Usterki eksploatacyjne, które mogą wystąpić w pompach: 1.Typowe niesprawności pomp wirowych: -pompa niedokładnie zalana; -pompa niedokładnie odpowietrzona; -pompa zasysa powietrze przez nieszczelności w dławicy lub w przewodzie ssawnym; -zbyt duża wysokość ssania, -zbyt wys. temp. cieczy; -zatkany kosz ssawny; -zamknięty zawór ssawny lub tłoczny na rurociągu; -zbyt wysokie zanieczyszczenia filtrów; -brak czynnika do pompowania. 2.Pompa pracuje z wydajnością niższą od nominalnej: -powstawanie worków powietrznych w przewodzie ssawnym; -zbyt wysoka temp wody; -zużycie pompy; -zmniejszenie prędkości obrotowej silnika napędzającego pompę; -niewłaściwy kierunek obrotów; -pompa zasysa powietrze; -zdławione zawory. 3.Łożyska pompy grzeją się: -pompa źle ustawiona na fundamencie; -zbyt mało smaru w łożyskach (oleju smarowego); -zbyt dużo smaru stałego w łożyskach tocznych; -zatkanie przewodu chłodzącego łożysko; -źle zamocowane rurociągi („ciągną pompę”); -mechaniczne zużycie łożyska; -strata właściwości smarnych smarów łożyskowych. 4.Pompa wytwarza zbyt wysokie ciśnienie: -zbyt duża prędkość obrotowa silnika napędzającego; -zbyt wysoki ciężar właściwy podnoszonej cieczy; -zdławiony zawór tłoczny. 5.Pompa pracuje hałaśliwie: -zasysanie powietrza przez pompę; -niewyważenie układu wirującego; -niestateczne praca pompy; -kawitacja; -uszkodzenie łożysk lub innych części.
1..........3. przesunięcie zarysu w kołach zębatych i przekładniach, a) korekcja zęba i zjawiska jej towarzyszące, b) korekcja zazębienia. W celu uniknięcia podcinania zębów stosuje się przesunięcie zarysu. Graniczna liczba zębów (przy której podcinanie jeszcze nie występuje) wynosi: zg=2y/sin^2α0. Praktyczna liczba (dopuszczająca lekkie podcięcie) wynosi: zg'=(5/6)zg; dla α0=20^o zg=17 oraz zg'=14; dla α0=15^o zg=30 oraz zg'=25. Wartość przesunięcia narzędzia w stosunku do koła obrabianego wynosi X. Wartość ta uzależniona jest od liczby zębów i proporcjonalna jest do modułu: X=x^.m, gdzie x-wsp. korekcji x=(zg-z)/zg - teoretyczny; x'=(zg'-z)/zg - praktyczny. Współczynnik x przyjmuje wartości: -1<x<+1. Przy dodatnim przesunięciu zwiększa się grubość zęba na średnicy podziałowej (wzrasta jednocześnie wysokość głowy zęba a wysokość stopy maleje) oraz następuje zaostrzenie głowy. O wielkości przesunięcia decyduje więc nie tylko niebezpieczeństwo podcięcia ale również zaostrzenie (nadmierne) jego wierzchołków (RYS). W przypadku przesunięcia ujemnego zmniejsza się grubość zęba na średnicy podziałowej a jego wierzchołek staje się szerszy (przesunięcie ujemne może też powodować podcięcie zębów u podstawy w kołach zębatych dla których z>zg). 1.Przesunięcie dodatnie umożliwia zmniejszenie granicznej liczby zębów do zmin≥7; 2.Przy stosowaniu x=0,4-1,0 o minimalnej liczbie zębów decyduje nadmierne zaostrzenie wierzchołków zęba, a nie ich podcięcie u podstawy; 3.Przy przesunięciu w głąb koła (-x) wartości zmin rosną. Zastosowanie przesunięcia zarysu może powodować zmiany w zazębieniu przekładni dwóch kół współpracujących. Wyróżnić można następujące przypadki korekcji zazębienia: 1.bez zmiany odległości osi x-x; 2.ze zmianą odległości osi x+x. ad)1. Stosowane gdy: z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg, co oznacza, że w kole o mniejszej liczbie zębów stosujemy przesunięcie dodatnie a dla drugiego koła współpracującego stosujemy przesunięcie ujemne, wtedy x1=-x2. 2...........Warunki te zapewniają, iż w kole o większej liczbie zębów przy przesunięciu ujemnym nie nastąpi podcięcie zębów u podstawy. ad)2. Stosujemy gdy warunki z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg nie są spełnione czyli z1+z2<2zg(2zg') lub gdy wymagana jest zmiana odległości osi kół współpracujących (podyktowane względami konstrukcyjnymi). Stosowanie tej korekcji powoduje zmianę odległości osi od tzw. pozornej ap: ap=a+X1+X2; X1=x1^.m. prowadzi to do zmiany (wzrostu) luzu obwodowego, którego zmniejszenie do wielkości normalnej wymaga zbliżenia do ap o odcinek K=k^.m, może to prowadzić do zmniejszenia luzu wierzchołkowego. Po zbliżeniu ap o odcinek K rzeczywista odległość ap, ar wynosi: ar=a+X1+X2-K, wtedy: K=ap-ar. W obliczeniach wprowadza się współczynnik pozornego Bp i rzeczywistego Br rozstawienia osi (podawanego w tabelach) wtedy: ap=a+Bp^.a=a(1+Bp); ar=a+Br^.a=a(1+Br); K=ap=ar=a(Bp-Br); Bp=Br√(1+7Br). Jeżeli po ustaleniu rzeczywistej odległości osi wartości luzu wierzchołkowego będzie mniejsza od 0,1 m [c=(0,1-0,3)m] wówczas należy ściąć głowy zębów kół współpracujących o wartości K, gdy luz ten jest większy od 0,1m ścinanie wierzchołków zęba może być zbędne. Obliczenia korekcji X+) przeprowadza się podobnie podstawiając do odpowiednich wzorów x2=0 lub X2=0. 4.Obliczyć wymiary kół zębatych przekładni jednostopniowej. 1.wys. głowy: hg=m; 2.wys. stopy: hs=1,25m; 3.wys. zęba: h=hg+hs=2,25m; 4.szer. zęba: gz=0,5p-j; 5.szer. wręba: s=0,5p+j; 6.luz boczny normalny (międzyzębny): j=0,04m; 7.śred. wierzchołków: dg=d+2hg=m(z+2); 8.śred. podstaw ds=d-2hs=m(z-2,5); 9.luz wierzchołkowy: c=hs-hg=0,25m; odległość osi kół: a=0,5(d1+d2)=0,5m(z1+z2). Pełen wzór uwzględniający korekcję i ścięcie wierzchołków głów zęba można zapisać: hg=m(y+x-k); hs=m(y+0,25-x); h=m(2y+0,25-k), gdzie y-wsp. wys. zęba; x-wsp. korekcji; k-wsp. ścięcia głów. Korygowanie zerowe: x=0hg=my; k=0hs=(y+0,25)m. Korygowanie pełne: x≠0hg=(y+x)m; k=0hs=(y+0,25x)m. Korygowanie dzikie: 1.Powstałe z zerowych: x=0hg=(y-k)m, hs=(y+0,25)m; 2.Powstałe z korygowanych: x≠0hg=(y+x-k)m, hs=(y+0,25x)m 3..........6.Omówić i przedstawić rozkład naprężeń dla połączenia wciskowego w przypadku sworznia pełnego oraz podać podstawowe warunki wytrzymałościowe dla tego typu połączenia. Rozkład naprężeń w połączeniu wciskowym. (RYS), - największe naprężenia promieniowe i obwodowe: σR1max=σR2max=p, σT2max =p+p٠ 1+∆1^2 / 1-∆1^2=2p/ 1-∆1^2.8.Omówić zasadę doboru łożysk tocznych w przypadku gdy podstawią ich doboru jest nośność: Nośność ruchowa: C=F(fh/fn^.ft). W celu dokonania doboru zakłada się jego trwałość Ln lub przyjmuje się współczynnik trwałości f­­­­­h (z tablic). Na podstawie prędkości obrotowej oblicza się współczynnik obrotów: fN=^3√((33∙1/3 /3)/n). Znajomość sił działających na łożyska wybranego typu umożliwia obliczanie współczynnik a=(Fw/VFp) i następnie przyjęcie z tablic wartości współczynników X i Y dla „a” porównywanego z „e” podanego w tablicach (przypadki a≤e lub a>e). Wykonane obliczenia pozwalają obliczyć obciążenie zastępcze F a następnie wymaganą nośność ruchową C. Z warunków wytrzymałościowych oblicza się średnicę otworu „d” łożyska. Na podstawie nośności C i średnicy „d” dobiera się z katalogu łożysko o nośności nie mniejszej niż C. 9.Omówić zagadnienie rozkładu sił dla połączenia gwintowego (wyznaczyć warunek równowagi) dla połączenia samohamownego. Charakterystyka złącza śrubowego (RYS) dla k=2 i X =1/2 , Qo=k(1-X)Qr, Qo=Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=3/2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=1/2Qo. Dla k=1, X=1/2, Qo=k(1-X)Qr, Qo=1/2Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=0. Warunki równowagi. Dokręcanie samohamowny: F= Q٠tg(γ+ρ), warunek: ρ>γ, Luzowanie samohamowny: F=0, warunek γ=ρ, R=Q, Luzowanie samohamowny: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek γ>ρ, Luzowanie niesamohamowne: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek: γ<ρ. 4.....10.Wyjaśnić czym jest spowodowany i co różni poślizg sprężysty oraz trwały przekładni pasowej. Pod wpływem napięcia panującego w pasie pas się rozciąga. Na skutek zmiany napięcie w cięgnie czynnym rośnie a w biernym maleje. Powstaje więc różnica wydłużeń. Bardziej wyciągnięte cięgno czynne przesuwa się szybciej niż bierne co powoduje powstawanie tzw poślizgu sprężystego. ε=(V1-V2)/V1, V1=(D1+g/2)ω1, V2=(D2+g/2)ω2, wtedy: i=ω1/ω2=(D1+g)/[(D1+g)(1-ε)]≈D2/[D1(1-ε)]. Średnio ε=0,01-0,02 (1-2%) i zależy od obciążenia przekładni a wywołany jest sprężystością pasa. Poślizg ten występuje przy normalnej pracy przekładni w przeciwieństwie do tzw poślizgu trwałego, który występuje przy przeciążeniu. (RYS) W warunkach optymalnych najkorzystniejsza jest praca przekładni na prostoliniowym odcinku krzywej poślizgu, w pobliżu punktu krytycznego. 11.Według jakich kryteriów dobierane są sprzęgła nierozłączne i rozłączne i dlaczego? Obliczenia wytrzymałościowe sprzęgła przeprowadza się w oparciu o moment obliczeniowy Mo, za który przyjmuje się max wartość momentu występującego w ciągu całego cyklu pracy sprzęgła. Mo=K^.­­Mu, K-współczynnik przeciążenia. Moment rozruchowy Mr, wynikający z konieczności pokonania na początku momentu bezwładności mas, którym należy nadać prędkość obrotową równą prędkości obrotowej wału czynnego w określonym czasie rozruchu tworzą wzór na moment rozruchowy kilku mas znajdujących się na wspólnym wale ma postać: Mr=ε(Q1+Q2+...+Qi)=(ω/tw)(Σ[góra i=k; dółi=1]Qi); ε=ω/tw; ω-względna prędkość kątowa części czynnej i biernej sprzęgła; tw-czas rozruchu; Q1, Q2, Qi-momenty bezwładności poszczególnych mas osadzonych na wspólnym wale. Najczęściej masy podlegające rozruchowi znajdują się na różnych wałach wirującymi z różnymi prędkościami obrotowymi. 5......Moment rozruchowy odniesiony do wału sprzęgła, dla takiego przypadku oblicza się ze wzoru: Mrz=(ω/tw)( Σ[góra i=k; dół i=1]Qiz). W chwili rozruchu sprzęgło rozłączone może być od razu obciążone momentem obliczeniowym lub też obciążone tym momentem po rozruchu. W zależności od warunków pracy, w jakich sprzęgło zostaje włączone wyznacza się tzw. dynamiczny moment stanowiący podstawę doboru sprzęgła rozłącznego. Rozróżnia się 2 główne przypadki decydujące o wartości momentu dynamicznego: -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje pod obciążeniem; -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje bez obciążenia, czyli na tzw. rozruch jałowy. Mdmax=Mrz+Mo. W przypadku rozruchu maszyny na biegu jałowym Md=Mrz. Po rozruchu, przy ustalonej pracy maszyny Md=Mo. Md=Mo≥Mrz. Przypadek rozruchu i obciążenia sprzęgła wyrażony powyższym wzorem należy uważać za najbardziej korzystny. 16.Przedstawić wykres połączenia śrubowego napiętego wstępnie dla przypadku małej sztywności śruby i dużej sztywności elementów łączonych oraz połączenia zluzowanego (jaki musi być spełniony warunek). Wykres przedstawić przyjmując stałą wartość napięcia wstępnego. Śruba zostaje napięta wstępną siłą Qw, a następnie obciążona siłą zewnętrzną Qp. Siła w śrubie Q nie równa się sumie tych obciążeń , lecz zależy od odkształcenia śruby i elementów ściskanych. (RYS) Pod wpływem siły Qw śruba wydłuża się, wartość λw=Qw(1/Cs), a elementy ściskane skracają się o wartość ∆w=Qw(1/Ck), przy czym Cs=tgα - sztywność śruby, Ck=tgβ - sztywność kołnierza (elementów ściskanych). Po przyłączeniu obciążenia zewnętrznego (roboczego) śruba wydłuża się dodatkowo o wartości λp, a elementy ściskane zmniejszają swoje odkształcenia również o λp. Siła w śrubie Q=Qw+QλP, można więc wykazać, że QλP=[1/(1+Ck/Cs)]Qp, stąd siła w śrubie może być określona ze wzoru Q=Qw+Qp[1+1/(Ck/Cs)] warunek wytrzymałościowy takiego złącza przy obciążeniach statycznych określa wyrażenia δr=Q/(πdr^2/4)≤kr (RYS). 1..........3. przesunięcie zarysu w kołach zębatych i przekładniach, a) korekcja zęba i zjawiska jej towarzyszące, b) korekcja zazębienia. W celu uniknięcia podcinania zębów stosuje się przesunięcie zarysu. Graniczna liczba zębów (przy której podcinanie jeszcze nie występuje) wynosi: zg=2y/sin^2α0. Praktyczna liczba (dopuszczająca lekkie podcięcie) wynosi: zg'=(5/6)zg; dla α0=20^o zg=17 oraz zg'=14; dla α0=15^o zg=30 oraz zg'=25. Wartość przesunięcia narzędzia w stosunku do koła obrabianego wynosi X. Wartość ta uzależniona jest od liczby zębów i proporcjonalna jest do modułu: X=x^.m, gdzie x-wsp. korekcji x=(zg-z)/zg - teoretyczny; x'=(zg'-z)/zg - praktyczny. Współczynnik x przyjmuje wartości: -1<x<+1. Przy dodatnim przesunięciu zwiększa się grubość zęba na średnicy podziałowej (wzrasta jednocześnie wysokość głowy zęba a wysokość stopy maleje) oraz następuje zaostrzenie głowy. O wielkości przesunięcia decyduje więc nie tylko niebezpieczeństwo podcięcia ale również zaostrzenie (nadmierne) jego wierzchołków (RYS). W przypadku przesunięcia ujemnego zmniejsza się grubość zęba na średnicy podziałowej a jego wierzchołek staje się szerszy (przesunięcie ujemne może też powodować podcięcie zębów u podstawy w kołach zębatych dla których z>zg). 1.Przesunięcie dodatnie umożliwia zmniejszenie granicznej liczby zębów do zmin≥7; 2.Przy stosowaniu x=0,4-1,0 o minimalnej liczbie zębów decyduje nadmierne zaostrzenie wierzchołków zęba, a nie ich podcięcie u podstawy; 3.Przy przesunięciu w głąb koła (-x) wartości zmin rosną. Zastosowanie przesunięcia zarysu może powodować zmiany w zazębieniu przekładni dwóch kół współpracujących. Wyróżnić można następujące przypadki korekcji zazębienia: 1.bez zmiany odległości osi x-x; 2.ze zmianą odległości osi x+x. ad)1. Stosowane gdy: z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg, co oznacza, że w kole o mniejszej liczbie zębów stosujemy przesunięcie dodatnie a dla drugiego koła współpracującego stosujemy przesunięcie ujemne, wtedy x1=-x2. 2...........Warunki te zapewniają, iż w kole o większej liczbie zębów przy przesunięciu ujemnym nie nastąpi podcięcie zębów u podstawy. ad)2. Stosujemy gdy warunki z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg nie są spełnione czyli z1+z2<2zg(2zg') lub gdy wymagana jest zmiana odległości osi kół współpracujących (podyktowane względami konstrukcyjnymi). Stosowanie tej korekcji powoduje zmianę odległości osi od tzw. pozornej ap: ap=a+X1+X2; X1=x1^.m. prowadzi to do zmiany (wzrostu) luzu obwodowego, którego zmniejszenie do wielkości normalnej wymaga zbliżenia do ap o odcinek K=k^.m, może to prowadzić do zmniejszenia luzu wierzchołkowego. Po zbliżeniu ap o odcinek K rzeczywista odległość ap, ar wynosi: ar=a+X1+X2-K, wtedy: K=ap-ar. W obliczeniach wprowadza się współczynnik pozornego Bp i rzeczywistego Br rozstawienia osi (podawanego w tabelach) wtedy: ap=a+Bp^.a=a(1+Bp); ar=a+Br^.a=a(1+Br); K=ap=ar=a(Bp-Br); Bp=Br√(1+7Br). Jeżeli po ustaleniu rzeczywistej odległości osi wartości luzu wierzchołkowego będzie mniejsza od 0,1 m [c=(0,1-0,3)m] wówczas należy ściąć głowy zębów kół współpracujących o wartości K, gdy luz ten jest większy od 0,1m ścinanie wierzchołków zęba może być zbędne. Obliczenia korekcji X+) przeprowadza się podobnie podstawiając do odpowiednich wzorów x2=0 lub X2=0. 4.Obliczyć wymiary kół zębatych przekładni jednostopniowej. 1.wys. głowy: hg=m; 2.wys. stopy: hs=1,25m; 3.wys. zęba: h=hg+hs=2,25m; 4.szer. zęba: gz=0,5p-j; 5.szer. wręba: s=0,5p+j; 6.luz boczny normalny (międzyzębny): j=0,04m; 7.śred. wierzchołków: dg=d+2hg=m(z+2); 8.śred. podstaw ds=d-2hs=m(z-2,5); 9.luz wierzchołkowy: c=hs-hg=0,25m; odległość osi kół: a=0,5(d1+d2)=0,5m(z1+z2). Pełen wzór uwzględniający korekcję i ścięcie wierzchołków głów zęba można zapisać: hg=m(y+x-k); hs=m(y+0,25-x); h=m(2y+0,25-k), gdzie y-wsp. wys. zęba; x-wsp. korekcji; k-wsp. ścięcia głów. Korygowanie zerowe: x=0hg=my; k=0hs=(y+0,25)m. Korygowanie pełne: x≠0hg=(y+x)m; k=0hs=(y+0,25x)m. Korygowanie dzikie: 1.Powstałe z zerowych: x=0hg=(y-k)m, hs=(y+0,25)m; 2.Powstałe z korygowanych: x≠0hg=(y+x-k)m, hs=(y+0,25x)m 3..........6.Omówić i przedstawić rozkład naprężeń dla połączenia wciskowego w przypadku sworznia pełnego oraz podać podstawowe warunki wytrzymałościowe dla tego typu połączenia. Rozkład naprężeń w połączeniu wciskowym. (RYS), - największe naprężenia promieniowe i obwodowe: σR1max=σR2max=p, σT2max =p+p٠ 1+∆1^2 / 1-∆1^2=2p/ 1-∆1^2.8.Omówić zasadę doboru łożysk tocznych w przypadku gdy podstawią ich doboru jest nośność: Nośność ruchowa: C=F(fh/fn^.ft). W celu dokonania doboru zakłada się jego trwałość Ln lub przyjmuje się współczynnik trwałości f­­­­­h (z tablic). Na podstawie prędkości obrotowej oblicza się współczynnik obrotów: fN=^3√((33∙1/3 /3)/n). Znajomość sił działających na łożyska wybranego typu umożliwia obliczanie współczynnik a=(Fw/VFp) i następnie przyjęcie z tablic wartości współczynników X i Y dla „a” porównywanego z „e” podanego w tablicach (przypadki a≤e lub a>e). Wykonane obliczenia pozwalają obliczyć obciążenie zastępcze F a następnie wymaganą nośność ruchową C. Z warunków wytrzymałościowych oblicza się średnicę otworu „d” łożyska. Na podstawie nośności C i średnicy „d” dobiera się z katalogu łożysko o nośności nie mniejszej niż C. 9.Omówić zagadnienie rozkładu sił dla połączenia gwintowego (wyznaczyć warunek równowagi) dla połączenia samohamownego. Charakterystyka złącza śrubowego (RYS) dla k=2 i X =1/2 , Qo=k(1-X)Qr, Qo=Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=3/2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=1/2Qo. Dla k=1, X=1/2, Qo=k(1-X)Qr, Qo=1/2Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=0. Warunki równowagi. Dokręcanie samohamowny: F= Q٠tg(γ+ρ), warunek: ρ>γ, Luzowanie samohamowny: F=0, warunek γ=ρ, R=Q, Luzowanie samohamowny: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek γ>ρ, Luzowanie niesamohamowne: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek: γ<ρ. 4.....10.Wyjaśnić czym jest spowodowany i co różni poślizg sprężysty oraz trwały przekładni pasowej. Pod wpływem napięcia panującego w pasie pas się rozciąga. Na skutek zmiany napięcie w cięgnie czynnym rośnie a w biernym maleje. Powstaje więc różnica wydłużeń. Bardziej wyciągnięte cięgno czynne przesuwa się szybciej niż bierne co powoduje powstawanie tzw poślizgu sprężystego. ε=(V1-V2)/V1, V1=(D1+g/2)ω1, V2=(D2+g/2)ω2, wtedy: i=ω1/ω2=(D1+g)/[(D1+g)(1-ε)]≈D2/[D1(1-ε)]. Średnio ε=0,01-0,02 (1-2%) i zależy od obciążenia przekładni a wywołany jest sprężystością pasa. Poślizg ten występuje przy normalnej pracy przekładni w przeciwieństwie do tzw poślizgu trwałego, który występuje przy przeciążeniu. (RYS) W warunkach optymalnych najkorzystniejsza jest praca przekładni na prostoliniowym odcinku krzywej poślizgu, w pobliżu punktu krytycznego. 11.Według jakich kryteriów dobierane są sprzęgła nierozłączne i rozłączne i dlaczego? Obliczenia wytrzymałościowe sprzęgła przeprowadza się w oparciu o moment obliczeniowy Mo, za który przyjmuje się max wartość momentu występującego w ciągu całego cyklu pracy sprzęgła. Mo=K^.­­Mu, K-współczynnik przeciążenia. Moment rozruchowy Mr, wynikający z konieczności pokonania na początku momentu bezwładności mas, którym należy nadać prędkość obrotową równą prędkości obrotowej wału czynnego w określonym czasie rozruchu tworzą wzór na moment rozruchowy kilku mas znajdujących się na wspólnym wale ma postać: Mr=ε(Q1+Q2+...+Qi)=(ω/tw)(Σ[góra i=k; dółi=1]Qi); ε=ω/tw; ω-względna prędkość kątowa części czynnej i biernej sprzęgła; tw-czas rozruchu; Q1, Q2, Qi-momenty bezwładności poszczególnych mas osadzonych na wspólnym wale. Najczęściej masy podlegające rozruchowi znajdują się na różnych wałach wirującymi z różnymi prędkościami obrotowymi. 5......Moment rozruchowy odniesiony do wału sprzęgła, dla takiego przypadku oblicza się ze wzoru: Mrz=(ω/tw)( Σ[góra i=k; dół i=1]Qiz). W chwili rozruchu sprzęgło rozłączone może być od razu obciążone momentem obliczeniowym lub też obciążone tym momentem po rozruchu. W zależności od warunków pracy, w jakich sprzęgło zostaje włączone wyznacza się tzw. dynamiczny moment stanowiący podstawę doboru sprzęgła rozłącznego. Rozróżnia się 2 główne przypadki decydujące o wartości momentu dynamicznego: -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje pod obciążeniem; -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje bez obciążenia, czyli na tzw. rozruch jałowy. Mdmax=Mrz+Mo. W przypadku rozruchu maszyny na biegu jałowym Md=Mrz. Po rozruchu, przy ustalonej pracy maszyny Md=Mo. Md=Mo≥Mrz. Przypadek rozruchu i obciążenia sprzęgła wyrażony powyższym wzorem należy uważać za najbardziej korzystny. 16.Przedstawić wykres połączenia śrubowego napiętego wstępnie dla przypadku małej sztywności śruby i dużej sztywności elementów łączonych oraz połączenia zluzowanego (jaki musi być spełniony warunek). Wykres przedstawić przyjmując stałą wartość napięcia wstępnego. Śruba zostaje napięta wstępną siłą Qw, a następnie obciążona siłą zewnętrzną Qp. Siła w śrubie Q nie równa się sumie tych obciążeń , lecz zależy od odkształcenia śruby i elementów ściskanych. (RYS) Pod wpływem siły Qw śruba wydłuża się, wartość λw=Qw(1/Cs), a elementy ściskane skracają się o wartość ∆w=Qw(1/Ck), przy czym Cs=tgα - sztywność śruby, Ck=tgβ - sztywność kołnierza (elementów ściskanych). Po przyłączeniu obciążenia zewnętrznego (roboczego) śruba wydłuża się dodatkowo o wartości λp, a elementy ściskane zmniejszają swoje odkształcenia również o λp. Siła w śrubie Q=Qw+QλP, można więc wykazać, że QλP=[1/(1+Ck/Cs)]Qp, stąd siła w śrubie może być określona ze wzoru Q=Qw+Qp[1+1/(Ck/Cs)] warunek wytrzymałościowy takiego złącza przy obciążeniach statycznych określa wyrażenia δr=Q/(πdr^2/4)≤kr (RYS). 1..........3. przesunięcie zarysu w kołach zębatych i przekładniach, a) korekcja zęba i zjawiska jej towarzyszące, b) korekcja zazębienia. W celu uniknięcia podcinania zębów stosuje się przesunięcie zarysu. Graniczna liczba zębów (przy której podcinanie jeszcze nie występuje) wynosi: zg=2y/sin^2α0. Praktyczna liczba (dopuszczająca lekkie podcięcie) wynosi: zg'=(5/6)zg; dla α0=20^o zg=17 oraz zg'=14; dla α0=15^o zg=30 oraz zg'=25. Wartość przesunięcia narzędzia w stosunku do koła obrabianego wynosi X. Wartość ta uzależniona jest od liczby zębów i proporcjonalna jest do modułu: X=x^.m, gdzie x-wsp. korekcji x=(zg-z)/zg - teoretyczny; x'=(zg'-z)/zg - praktyczny. Współczynnik x przyjmuje wartości: -1<x<+1. Przy dodatnim przesunięciu zwiększa się grubość zęba na średnicy podziałowej (wzrasta jednocześnie wysokość głowy zęba a wysokość stopy maleje) oraz następuje zaostrzenie głowy. O wielkości przesunięcia decyduje więc nie tylko niebezpieczeństwo podcięcia ale również zaostrzenie (nadmierne) jego wierzchołków (RYS). W przypadku przesunięcia ujemnego zmniejsza się grubość zęba na średnicy podziałowej a jego wierzchołek staje się szerszy (przesunięcie ujemne może też powodować podcięcie zębów u podstawy w kołach zębatych dla których z>zg). 1.Przesunięcie dodatnie umożliwia zmniejszenie granicznej liczby zębów do zmin≥7; 2.Przy stosowaniu x=0,4-1,0 o minimalnej liczbie zębów decyduje nadmierne zaostrzenie wierzchołków zęba, a nie ich podcięcie u podstawy; 3.Przy przesunięciu w głąb koła (-x) wartości zmin rosną. Zastosowanie przesunięcia zarysu może powodować zmiany w zazębieniu przekładni dwóch kół współpracujących. Wyróżnić można następujące przypadki korekcji zazębienia: 1.bez zmiany odległości osi x-x; 2.ze zmianą odległości osi x+x. ad)1. Stosowane gdy: z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg, co oznacza, że w kole o mniejszej liczbie zębów stosujemy przesunięcie dodatnie a dla drugiego koła współpracującego stosujemy przesunięcie ujemne, wtedy x1=-x2. 2...........Warunki te zapewniają, iż w kole o większej liczbie zębów przy przesunięciu ujemnym nie nastąpi podcięcie zębów u podstawy. ad)2. Stosujemy gdy warunki z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg nie są spełnione czyli z1+z2<2zg(2zg') lub gdy wymagana jest zmiana odległości osi kół współpracujących (podyktowane względami konstrukcyjnymi). Stosowanie tej korekcji powoduje zmianę odległości osi od tzw. pozornej ap: ap=a+X1+X2; X1=x1^.m. prowadzi to do zmiany (wzrostu) luzu obwodowego, którego zmniejszenie do wielkości normalnej wymaga zbliżenia do ap o odcinek K=k^.m, może to prowadzić do zmniejszenia luzu wierzchołkowego. Po zbliżeniu ap o odcinek K rzeczywista odległość ap, ar wynosi: ar=a+X1+X2-K, wtedy: K=ap-ar. W obliczeniach wprowadza się współczynnik pozornego Bp i rzeczywistego Br rozstawienia osi (podawanego w tabelach) wtedy: ap=a+Bp^.a=a(1+Bp); ar=a+Br^.a=a(1+Br); K=ap=ar=a(Bp-Br); Bp=Br√(1+7Br). Jeżeli po ustaleniu rzeczywistej odległości osi wartości luzu wierzchołkowego będzie mniejsza od 0,1 m [c=(0,1-0,3)m] wówczas należy ściąć głowy zębów kół współpracujących o wartości K, gdy luz ten jest większy od 0,1m ścinanie wierzchołków zęba może być zbędne. Obliczenia korekcji X+) przeprowadza się podobnie podstawiając do odpowiednich wzorów x2=0 lub X2=0. 4.Obliczyć wymiary kół zębatych przekładni jednostopniowej. 1.wys. głowy: hg=m; 2.wys. stopy: hs=1,25m; 3.wys. zęba: h=hg+hs=2,25m; 4.szer. zęba: gz=0,5p-j; 5.szer. wręba: s=0,5p+j; 6.luz boczny normalny (międzyzębny): j=0,04m; 7.śred. wierzchołków: dg=d+2hg=m(z+2); 8.śred. podstaw ds=d-2hs=m(z-2,5); 9.luz wierzchołkowy: c=hs-hg=0,25m; odległość osi kół: a=0,5(d1+d2)=0,5m(z1+z2). Pełen wzór uwzględniający korekcję i ścięcie wierzchołków głów zęba można zapisać: hg=m(y+x-k); hs=m(y+0,25-x); h=m(2y+0,25-k), gdzie y-wsp. wys. zęba; x-wsp. korekcji; k-wsp. ścięcia głów. Korygowanie zerowe: x=0hg=my; k=0hs=(y+0,25)m. Korygowanie pełne: x≠0hg=(y+x)m; k=0hs=(y+0,25x)m. Korygowanie dzikie: 1.Powstałe z zerowych: x=0hg=(y-k)m, hs=(y+0,25)m; 2.Powstałe z korygowanych: x≠0hg=(y+x-k)m, hs=(y+0,25x)m 3..........6.Omówić i przedstawić rozkład naprężeń dla połączenia wciskowego w przypadku sworznia pełnego oraz podać podstawowe warunki wytrzymałościowe dla tego typu połączenia. Rozkład naprężeń w połączeniu wciskowym. (RYS), - największe naprężenia promieniowe i obwodowe: σR1max=σR2max=p, σT2max =p+p٠ 1+∆1^2 / 1-∆1^2=2p/ 1-∆1^2.8.Omówić zasadę doboru łożysk tocznych w przypadku gdy podstawią ich doboru jest nośność: Nośność ruchowa: C=F(fh/fn^.ft). W celu dokonania doboru zakłada się jego trwałość Ln lub przyjmuje się współczynnik trwałości f­­­­­h (z tablic). Na podstawie prędkości obrotowej oblicza się współczynnik obrotów: fN=^3√((33∙1/3 /3)/n). Znajomość sił działających na łożyska wybranego typu umożliwia obliczanie współczynnik a=(Fw/VFp) i następnie przyjęcie z tablic wartości współczynników X i Y dla „a” porównywanego z „e” podanego w tablicach (przypadki a≤e lub a>e). Wykonane obliczenia pozwalają obliczyć obciążenie zastępcze F a następnie wymaganą nośność ruchową C. Z warunków wytrzymałościowych oblicza się średnicę otworu „d” łożyska. Na podstawie nośności C i średnicy „d” dobiera się z katalogu łożysko o nośności nie mniejszej niż C. 9.Omówić zagadnienie rozkładu sił dla połączenia gwintowego (wyznaczyć warunek równowagi) dla połączenia samohamownego. Charakterystyka złącza śrubowego (RYS) dla k=2 i X =1/2 , Qo=k(1-X)Qr, Qo=Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=3/2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=1/2Qo. Dla k=1, X=1/2, Qo=k(1-X)Qr, Qo=1/2Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=0. Warunki równowagi. Dokręcanie samohamowny: F= Q٠tg(γ+ρ), warunek: ρ>γ, Luzowanie samohamowny: F=0, warunek γ=ρ, R=Q, Luzowanie samohamowny: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek γ>ρ, Luzowanie niesamohamowne: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek: γ<ρ. 4.....10.Wyjaśnić czym jest spowodowany i co różni poślizg sprężysty oraz trwały przekładni pasowej. Pod wpływem napięcia panującego w pasie pas się rozciąga. Na skutek zmiany napięcie w cięgnie czynnym rośnie a w biernym maleje. Powstaje więc różnica wydłużeń. Bardziej wyciągnięte cięgno czynne przesuwa się szybciej niż bierne co powoduje powstawanie tzw poślizgu sprężystego. ε=(V1-V2)/V1, V1=(D1+g/2)ω1, V2=(D2+g/2)ω2, wtedy: i=ω1/ω2=(D1+g)/[(D1+g)(1-ε)]≈D2/[D1(1-ε)]. Średnio ε=0,01-0,02 (1-2%) i zależy od obciążenia przekładni a wywołany jest sprężystością pasa. Poślizg ten występuje przy normalnej pracy przekładni w przeciwieństwie do tzw poślizgu trwałego, który występuje przy przeciążeniu. (RYS) W warunkach optymalnych najkorzystniejsza jest praca przekładni na prostoliniowym odcinku krzywej poślizgu, w pobliżu punktu krytycznego. 11.Według jakich kryteriów dobierane są sprzęgła nierozłączne i rozłączne i dlaczego? Obliczenia wytrzymałościowe sprzęgła przeprowadza się w oparciu o moment obliczeniowy Mo, za który przyjmuje się max wartość momentu występującego w ciągu całego cyklu pracy sprzęgła. Mo=K^.­­Mu, K-współczynnik przeciążenia. Moment rozruchowy Mr, wynikający z konieczności pokonania na początku momentu bezwładności mas, którym należy nadać prędkość obrotową równą prędkości obrotowej wału czynnego w określonym czasie rozruchu tworzą wzór na moment rozruchowy kilku mas znajdujących się na wspólnym wale ma postać: Mr=ε(Q1+Q2+...+Qi)=(ω/tw)(Σ[góra i=k; dółi=1]Qi); ε=ω/tw; ω-względna prędkość kątowa części czynnej i biernej sprzęgła; tw-czas rozruchu; Q1, Q2, Qi-momenty bezwładności poszczególnych mas osadzonych na wspólnym wale. Najczęściej masy podlegające rozruchowi znajdują się na różnych wałach wirującymi z różnymi prędkościami obrotowymi. 5......Moment rozruchowy odniesiony do wału sprzęgła, dla takiego przypadku oblicza się ze wzoru: Mrz=(ω/tw)( Σ[góra i=k; dół i=1]Qiz). W chwili rozruchu sprzęgło rozłączone może być od razu obciążone momentem obliczeniowym lub też obciążone tym momentem po rozruchu. W zależności od warunków pracy, w jakich sprzęgło zostaje włączone wyznacza się tzw. dynamiczny moment stanowiący podstawę doboru sprzęgła rozłącznego. Rozróżnia się 2 główne przypadki decydujące o wartości momentu dynamicznego: -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje pod obciążeniem; -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje bez obciążenia, czyli na tzw. rozruch jałowy. Mdmax=Mrz+Mo. W przypadku rozruchu maszyny na biegu jałowym Md=Mrz. Po rozruchu, przy ustalonej pracy maszyny Md=Mo. Md=Mo≥Mrz. Przypadek rozruchu i obciążenia sprzęgła wyrażony powyższym wzorem należy uważać za najbardziej korzystny. 16.Przedstawić wykres połączenia śrubowego napiętego wstępnie dla przypadku małej sztywności śruby i dużej sztywności elementów łączonych oraz połączenia zluzowanego (jaki musi być spełniony warunek). Wykres przedstawić przyjmując stałą wartość napięcia wstępnego. Śruba zostaje napięta wstępną siłą Qw, a następnie obciążona siłą zewnętrzną Qp. Siła w śrubie Q nie równa się sumie tych obciążeń , lecz zależy od odkształcenia śruby i elementów ściskanych. (RYS) Pod wpływem siły Qw śruba wydłuża się, wartość λw=Qw(1/Cs), a elementy ściskane skracają się o wartość ∆w=Qw(1/Ck), przy czym Cs=tgα - sztywność śruby, Ck=tgβ - sztywność kołnierza (elementów ściskanych). Po przyłączeniu obciążenia zewnętrznego (roboczego) śruba wydłuża się dodatkowo o wartości λp, a elementy ściskane zmniejszają swoje odkształcenia również o λp. Siła w śrubie Q=Qw+QλP, można więc wykazać, że QλP=[1/(1+Ck/Cs)]Qp, stąd siła w śrubie może być określona ze wzoru Q=Qw+Qp[1+1/(Ck/Cs)] warunek wytrzymałościowy takiego złącza przy obciążeniach statycznych określa wyrażenia δr=Q/(πdr^2/4)≤kr (RYS). 1..........3. przesunięcie zarysu w kołach zębatych i przekładniach, a) korekcja zęba i zjawiska jej towarzyszące, b) korekcja zazębienia. W celu uniknięcia podcinania zębów stosuje się przesunięcie zarysu. Graniczna liczba zębów (przy której podcinanie jeszcze nie występuje) wynosi: zg=2y/sin^2α0. Praktyczna liczba (dopuszczająca lekkie podcięcie) wynosi: zg'=(5/6)zg; dla α0=20^o zg=17 oraz zg'=14; dla α0=15^o zg=30 oraz zg'=25. Wartość przesunięcia narzędzia w stosunku do koła obrabianego wynosi X. Wartość ta uzależniona jest od liczby zębów i proporcjonalna jest do modułu: X=x^.m, gdzie x-wsp. korekcji x=(zg-z)/zg - teoretyczny; x'=(zg'-z)/zg - praktyczny. Współczynnik x przyjmuje wartości: -1<x<+1. Przy dodatnim przesunięciu zwiększa się grubość zęba na średnicy podziałowej (wzrasta jednocześnie wysokość głowy zęba a wysokość stopy maleje) oraz następuje zaostrzenie głowy. O wielkości przesunięcia decyduje więc nie tylko niebezpieczeństwo podcięcia ale również zaostrzenie (nadmierne) jego wierzchołków (RYS). W przypadku przesunięcia ujemnego zmniejsza się grubość zęba na średnicy podziałowej a jego wierzchołek staje się szerszy (przesunięcie ujemne może też powodować podcięcie zębów u podstawy w kołach zębatych dla których z>zg). 1.Przesunięcie dodatnie umożliwia zmniejszenie granicznej liczby zębów do zmin≥7; 2.Przy stosowaniu x=0,4-1,0 o minimalnej liczbie zębów decyduje nadmierne zaostrzenie wierzchołków zęba, a nie ich podcięcie u podstawy; 3.Przy przesunięciu w głąb koła (-x) wartości zmin rosną. Zastosowanie przesunięcia zarysu może powodować zmiany w zazębieniu przekładni dwóch kół współpracujących. Wyróżnić można następujące przypadki korekcji zazębienia: 1.bez zmiany odległości osi x-x; 2.ze zmianą odległości osi x+x. ad)1. Stosowane gdy: z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg, co oznacza, że w kole o mniejszej liczbie zębów stosujemy przesunięcie dodatnie a dla drugiego koła współpracującego stosujemy przesunięcie ujemne, wtedy x1=-x2. 2...........Warunki te zapewniają, iż w kole o większej liczbie zębów przy przesunięciu ujemnym nie nastąpi podcięcie zębów u podstawy. ad)2. Stosujemy gdy warunki z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg nie są spełnione czyli z1+z2<2zg(2zg') lub gdy wymagana jest zmiana odległości osi kół współpracujących (podyktowane względami konstrukcyjnymi). Stosowanie tej korekcji powoduje zmianę odległości osi od tzw. pozornej ap: ap=a+X1+X2; X1=x1^.m. prowadzi to do zmiany (wzrostu) luzu obwodowego, którego zmniejszenie do wielkości normalnej wymaga zbliżenia do ap o odcinek K=k^.m, może to prowadzić do zmniejszenia luzu wierzchołkowego. Po zbliżeniu ap o odcinek K rzeczywista odległość ap, ar wynosi: ar=a+X1+X2-K, wtedy: K=ap-ar. W obliczeniach wprowadza się współczynnik pozornego Bp i rzeczywistego Br rozstawienia osi (podawanego w tabelach) wtedy: ap=a+Bp^.a=a(1+Bp); ar=a+Br^.a=a(1+Br); K=ap=ar=a(Bp-Br); Bp=Br√(1+7Br). Jeżeli po ustaleniu rzeczywistej odległości osi wartości luzu wierzchołkowego będzie mniejsza od 0,1 m [c=(0,1-0,3)m] wówczas należy ściąć głowy zębów kół współpracujących o wartości K, gdy luz ten jest większy od 0,1m ścinanie wierzchołków zęba może być zbędne. Obliczenia korekcji X+) przeprowadza się podobnie podstawiając do odpowiednich wzorów x2=0 lub X2=0. 4.Obliczyć wymiary kół zębatych przekładni jednostopniowej. 1.wys. głowy: hg=m; 2.wys. stopy: hs=1,25m; 3.wys. zęba: h=hg+hs=2,25m; 4.szer. zęba: gz=0,5p-j; 5.szer. wręba: s=0,5p+j; 6.luz boczny normalny (międzyzębny): j=0,04m; 7.śred. wierzchołków: dg=d+2hg=m(z+2); 8.śred. podstaw ds=d-2hs=m(z-2,5); 9.luz wierzchołkowy: c=hs-hg=0,25m; odległość osi kół: a=0,5(d1+d2)=0,5m(z1+z2). Pełen wzór uwzględniający korekcję i ścięcie wierzchołków głów zęba można zapisać: hg=m(y+x-k); hs=m(y+0,25-x); h=m(2y+0,25-k), gdzie y-wsp. wys. zęba; x-wsp. korekcji; k-wsp. ścięcia głów. Korygowanie zerowe: x=0hg=my; k=0hs=(y+0,25)m. Korygowanie pełne: x≠0hg=(y+x)m; k=0hs=(y+0,25x)m. Korygowanie dzikie: 1.Powstałe z zerowych: x=0hg=(y-k)m, hs=(y+0,25)m; 2.Powstałe z korygowanych: x≠0hg=(y+x-k)m, hs=(y+0,25x)m				1..........3. przesunięcie zarysu w kołach zębatych i przekładniach, a) korekcja zęba i zjawiska jej towarzyszące, b) korekcja zazębienia. W celu uniknięcia podcinania zębów stosuje się przesunięcie zarysu. Graniczna liczba zębów (przy której podcinanie jeszcze nie występuje) wynosi: zg=2y/sin^2α0. Praktyczna liczba (dopuszczająca lekkie podcięcie) wynosi: zg'=(5/6)zg; dla α0=20^o zg=17 oraz zg'=14; dla α0=15^o zg=30 oraz zg'=25. Wartość przesunięcia narzędzia w stosunku do koła obrabianego wynosi X. Wartość ta uzależniona jest od liczby zębów i proporcjonalna jest do modułu: X=x^.m, gdzie x-wsp. korekcji x=(zg-z)/zg - teoretyczny; x'=(zg'-z)/zg - praktyczny. Współczynnik x przyjmuje wartości: -1<x<+1. Przy dodatnim przesunięciu zwiększa się grubość zęba na średnicy podziałowej (wzrasta jednocześnie wysokość głowy zęba a wysokość stopy maleje) oraz następuje zaostrzenie głowy. O wielkości przesunięcia decyduje więc nie tylko niebezpieczeństwo podcięcia ale również zaostrzenie (nadmierne) jego wierzchołków (RYS). W przypadku przesunięcia ujemnego zmniejsza się grubość zęba na średnicy podziałowej a jego wierzchołek staje się szerszy (przesunięcie ujemne może też powodować podcięcie zębów u podstawy w kołach zębatych dla których z>zg). 1.Przesunięcie dodatnie umożliwia zmniejszenie granicznej liczby zębów do zmin≥7; 2.Przy stosowaniu x=0,4-1,0 o minimalnej liczbie zębów decyduje nadmierne zaostrzenie wierzchołków zęba, a nie ich podcięcie u podstawy; 3.Przy przesunięciu w głąb koła (-x) wartości zmin rosną. Zastosowanie przesunięcia zarysu może powodować zmiany w zazębieniu przekładni dwóch kół współpracujących. Wyróżnić można następujące przypadki korekcji zazębienia: 1.bez zmiany odległości osi x-x; 2.ze zmianą odległości osi x+x. ad)1. Stosowane gdy: z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg, co oznacza, że w kole o mniejszej liczbie zębów stosujemy przesunięcie dodatnie a dla drugiego koła współpracującego stosujemy przesunięcie ujemne, wtedy x1=-x2. 2...........Warunki te zapewniają, iż w kole o większej liczbie zębów przy przesunięciu ujemnym nie nastąpi podcięcie zębów u podstawy. ad)2. Stosujemy gdy warunki z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg nie są spełnione czyli z1+z2<2zg(2zg') lub gdy wymagana jest zmiana odległości osi kół współpracujących (podyktowane względami konstrukcyjnymi). Stosowanie tej korekcji powoduje zmianę odległości osi od tzw. pozornej ap: ap=a+X1+X2; X1=x1^.m. prowadzi to do zmiany (wzrostu) luzu obwodowego, którego zmniejszenie do wielkości normalnej wymaga zbliżenia do ap o odcinek K=k^.m, może to prowadzić do zmniejszenia luzu wierzchołkowego. Po zbliżeniu ap o odcinek K rzeczywista odległość ap, ar wynosi: ar=a+X1+X2-K, wtedy: K=ap-ar. W obliczeniach wprowadza się współczynnik pozornego Bp i rzeczywistego Br rozstawienia osi (podawanego w tabelach) wtedy: ap=a+Bp^.a=a(1+Bp); ar=a+Br^.a=a(1+Br); K=ap=ar=a(Bp-Br); Bp=Br√(1+7Br). Jeżeli po ustaleniu rzeczywistej odległości osi wartości luzu wierzchołkowego będzie mniejsza od 0,1 m [c=(0,1-0,3)m] wówczas należy ściąć głowy zębów kół współpracujących o wartości K, gdy luz ten jest większy od 0,1m ścinanie wierzchołków zęba może być zbędne. Obliczenia korekcji X+) przeprowadza się podobnie podstawiając do odpowiednich wzorów x2=0 lub X2=0. 4.Obliczyć wymiary kół zębatych przekładni jednostopniowej. 1.wys. głowy: hg=m; 2.wys. stopy: hs=1,25m; 3.wys. zęba: h=hg+hs=2,25m; 4.szer. zęba: gz=0,5p-j; 5.szer. wręba: s=0,5p+j; 6.luz boczny normalny (międzyzębny): j=0,04m; 7.śred. wierzchołków: dg=d+2hg=m(z+2); 8.śred. podstaw ds=d-2hs=m(z-2,5); 9.luz wierzchołkowy: c=hs-hg=0,25m; odległość osi kół: a=0,5(d1+d2)=0,5m(z1+z2). Pełen wzór uwzględniający korekcję i ścięcie wierzchołków głów zęba można zapisać: hg=m(y+x-k); hs=m(y+0,25-x); h=m(2y+0,25-k), gdzie y-wsp. wys. zęba; x-wsp. korekcji; k-wsp. ścięcia głów. Korygowanie zerowe: x=0hg=my; k=0hs=(y+0,25)m. Korygowanie pełne: x≠0hg=(y+x)m; k=0hs=(y+0,25x)m. Korygowanie dzikie: 1.Powstałe z zerowych: x=0hg=(y-k)m, hs=(y+0,25)m; 2.Powstałe z korygowanych: x≠0hg=(y+x-k)m, hs=(y+0,25x)m 3..........6.Omówić i przedstawić rozkład naprężeń dla połączenia wciskowego w przypadku sworznia pełnego oraz podać podstawowe warunki wytrzymałościowe dla tego typu połączenia. Rozkład naprężeń w połączeniu wciskowym. (RYS), - największe naprężenia promieniowe i obwodowe: σR1max=σR2max=p, σT2max =p+p٠ 1+∆1^2 / 1-∆1^2=2p/ 1-∆1^2.8.Omówić zasadę doboru łożysk tocznych w przypadku gdy podstawią ich doboru jest nośność: Nośność ruchowa: C=F(fh/fn^.ft). W celu dokonania doboru zakłada się jego trwałość Ln lub przyjmuje się współczynnik trwałości f­­­­­h (z tablic). Na podstawie prędkości obrotowej oblicza się współczynnik obrotów: fN=^3√((33∙1/3 /3)/n). Znajomość sił działających na łożyska wybranego typu umożliwia obliczanie współczynnik a=(Fw/VFp) i następnie przyjęcie z tablic wartości współczynników X i Y dla „a” porównywanego z „e” podanego w tablicach (przypadki a≤e lub a>e). Wykonane obliczenia pozwalają obliczyć obciążenie zastępcze F a następnie wymaganą nośność ruchową C. Z warunków wytrzymałościowych oblicza się średnicę otworu „d” łożyska. Na podstawie nośności C i średnicy „d” dobiera się z katalogu łożysko o nośności nie mniejszej niż C. 9.Omówić zagadnienie rozkładu sił dla połączenia gwintowego (wyznaczyć warunek równowagi) dla połączenia samohamownego. Charakterystyka złącza śrubowego (RYS) dla k=2 i X =1/2 , Qo=k(1-X)Qr, Qo=Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=3/2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=1/2Qo. Dla k=1, X=1/2, Qo=k(1-X)Qr, Qo=1/2Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=0. Warunki równowagi. Dokręcanie samohamowny: F= Q٠tg(γ+ρ), warunek: ρ>γ, Luzowanie samohamowny: F=0, warunek γ=ρ, R=Q, Luzowanie samohamowny: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek γ>ρ, Luzowanie niesamohamowne: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek: γ<ρ. 4.....10.Wyjaśnić czym jest spowodowany i co różni poślizg sprężysty oraz trwały przekładni pasowej. Pod wpływem napięcia panującego w pasie pas się rozciąga. Na skutek zmiany napięcie w cięgnie czynnym rośnie a w biernym maleje. Powstaje więc różnica wydłużeń. Bardziej wyciągnięte cięgno czynne przesuwa się szybciej niż bierne co powoduje powstawanie tzw poślizgu sprężystego. ε=(V1-V2)/V1, V1=(D1+g/2)ω1, V2=(D2+g/2)ω2, wtedy: i=ω1/ω2=(D1+g)/[(D1+g)(1-ε)]≈D2/[D1(1-ε)]. Średnio ε=0,01-0,02 (1-2%) i zależy od obciążenia przekładni a wywołany jest sprężystością pasa. Poślizg ten występuje przy normalnej pracy przekładni w przeciwieństwie do tzw poślizgu trwałego, który występuje przy przeciążeniu. (RYS) W warunkach optymalnych najkorzystniejsza jest praca przekładni na prostoliniowym odcinku krzywej poślizgu, w pobliżu punktu krytycznego. 11.Według jakich kryteriów dobierane są sprzęgła nierozłączne i rozłączne i dlaczego? Obliczenia wytrzymałościowe sprzęgła przeprowadza się w oparciu o moment obliczeniowy Mo, za który przyjmuje się max wartość momentu występującego w ciągu całego cyklu pracy sprzęgła. Mo=K^.­­Mu, K-współczynnik przeciążenia. Moment rozruchowy Mr, wynikający z konieczności pokonania na początku momentu bezwładności mas, którym należy nadać prędkość obrotową równą prędkości obrotowej wału czynnego w określonym czasie rozruchu tworzą wzór na moment rozruchowy kilku mas znajdujących się na wspólnym wale ma postać: Mr=ε(Q1+Q2+...+Qi)=(ω/tw)(Σ[góra i=k; dółi=1]Qi); ε=ω/tw; ω-względna prędkość kątowa części czynnej i biernej sprzęgła; tw-czas rozruchu; Q1, Q2, Qi-momenty bezwładności poszczególnych mas osadzonych na wspólnym wale. Najczęściej masy podlegające rozruchowi znajdują się na różnych wałach wirującymi z różnymi prędkościami obrotowymi. 5......Moment rozruchowy odniesiony do wału sprzęgła, dla takiego przypadku oblicza się ze wzoru: Mrz=(ω/tw)( Σ[góra i=k; dół i=1]Qiz). W chwili rozruchu sprzęgło rozłączone może być od razu obciążone momentem obliczeniowym lub też obciążone tym momentem po rozruchu. W zależności od warunków pracy, w jakich sprzęgło zostaje włączone wyznacza się tzw. dynamiczny moment stanowiący podstawę doboru sprzęgła rozłącznego. Rozróżnia się 2 główne przypadki decydujące o wartości momentu dynamicznego: -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje pod obciążeniem; -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje bez obciążenia, czyli na tzw. rozruch jałowy. Mdmax=Mrz+Mo. W przypadku rozruchu maszyny na biegu jałowym Md=Mrz. Po rozruchu, przy ustalonej pracy maszyny Md=Mo. Md=Mo≥Mrz. Przypadek rozruchu i obciążenia sprzęgła wyrażony powyższym wzorem należy uważać za najbardziej korzystny. 16.Przedstawić wykres połączenia śrubowego napiętego wstępnie dla przypadku małej sztywności śruby i dużej sztywności elementów łączonych oraz połączenia zluzowanego (jaki musi być spełniony warunek). Wykres przedstawić przyjmując stałą wartość napięcia wstępnego. Śruba zostaje napięta wstępną siłą Qw, a następnie obciążona siłą zewnętrzną Qp. Siła w śrubie Q nie równa się sumie tych obciążeń , lecz zależy od odkształcenia śruby i elementów ściskanych. (RYS) Pod wpływem siły Qw śruba wydłuża się, wartość λw=Qw(1/Cs), a elementy ściskane skracają się o wartość ∆w=Qw(1/Ck), przy czym Cs=tgα - sztywność śruby, Ck=tgβ - sztywność kołnierza (elementów ściskanych). Po przyłączeniu obciążenia zewnętrznego (roboczego) śruba wydłuża się dodatkowo o wartości λp, a elementy ściskane zmniejszają swoje odkształcenia również o λp. Siła w śrubie Q=Qw+QλP, można więc wykazać, że QλP=[1/(1+Ck/Cs)]Qp, stąd siła w śrubie może być określona ze wzoru Q=Qw+Qp[1+1/(Ck/Cs)] warunek wytrzymałościowy takiego złącza przy obciążeniach statycznych określa wyrażenia δr=Q/(πdr^2/4)≤kr (RYS). 1..........3. przesunięcie zarysu w kołach zębatych i przekładniach, a) korekcja zęba i zjawiska jej towarzyszące, b) korekcja zazębienia. W celu uniknięcia podcinania zębów stosuje się przesunięcie zarysu. Graniczna liczba zębów (przy której podcinanie jeszcze nie występuje) wynosi: zg=2y/sin^2α0. Praktyczna liczba (dopuszczająca lekkie podcięcie) wynosi: zg'=(5/6)zg; dla α0=20^o zg=17 oraz zg'=14; dla α0=15^o zg=30 oraz zg'=25. Wartość przesunięcia narzędzia w stosunku do koła obrabianego wynosi X. Wartość ta uzależniona jest od liczby zębów i proporcjonalna jest do modułu: X=x^.m, gdzie x-wsp. korekcji x=(zg-z)/zg - teoretyczny; x'=(zg'-z)/zg - praktyczny. Współczynnik x przyjmuje wartości: -1<x<+1. Przy dodatnim przesunięciu zwiększa się grubość zęba na średnicy podziałowej (wzrasta jednocześnie wysokość głowy zęba a wysokość stopy maleje) oraz następuje zaostrzenie głowy. O wielkości przesunięcia decyduje więc nie tylko niebezpieczeństwo podcięcia ale również zaostrzenie (nadmierne) jego wierzchołków (RYS). W przypadku przesunięcia ujemnego zmniejsza się grubość zęba na średnicy podziałowej a jego wierzchołek staje się szerszy (przesunięcie ujemne może też powodować podcięcie zębów u podstawy w kołach zębatych dla których z>zg). 1.Przesunięcie dodatnie umożliwia zmniejszenie granicznej liczby zębów do zmin≥7; 2.Przy stosowaniu x=0,4-1,0 o minimalnej liczbie zębów decyduje nadmierne zaostrzenie wierzchołków zęba, a nie ich podcięcie u podstawy; 3.Przy przesunięciu w głąb koła (-x) wartości zmin rosną. Zastosowanie przesunięcia zarysu może powodować zmiany w zazębieniu przekładni dwóch kół współpracujących. Wyróżnić można następujące przypadki korekcji zazębienia: 1.bez zmiany odległości osi x-x; 2.ze zmianą odległości osi x+x. ad)1. Stosowane gdy: z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg, co oznacza, że w kole o mniejszej liczbie zębów stosujemy przesunięcie dodatnie a dla drugiego koła współpracującego stosujemy przesunięcie ujemne, wtedy x1=-x2. 2...........Warunki te zapewniają, iż w kole o większej liczbie zębów przy przesunięciu ujemnym nie nastąpi podcięcie zębów u podstawy. ad)2. Stosujemy gdy warunki z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg nie są spełnione czyli z1+z2<2zg(2zg') lub gdy wymagana jest zmiana odległości osi kół współpracujących (podyktowane względami konstrukcyjnymi). Stosowanie tej korekcji powoduje zmianę odległości osi od tzw. pozornej ap: ap=a+X1+X2; X1=x1^.m. prowadzi to do zmiany (wzrostu) luzu obwodowego, którego zmniejszenie do wielkości normalnej wymaga zbliżenia do ap o odcinek K=k^.m, może to prowadzić do zmniejszenia luzu wierzchołkowego. Po zbliżeniu ap o odcinek K rzeczywista odległość ap, ar wynosi: ar=a+X1+X2-K, wtedy: K=ap-ar. W obliczeniach wprowadza się współczynnik pozornego Bp i rzeczywistego Br rozstawienia osi (podawanego w tabelach) wtedy: ap=a+Bp^.a=a(1+Bp); ar=a+Br^.a=a(1+Br); K=ap=ar=a(Bp-Br); Bp=Br√(1+7Br). Jeżeli po ustaleniu rzeczywistej odległości osi wartości luzu wierzchołkowego będzie mniejsza od 0,1 m [c=(0,1-0,3)m] wówczas należy ściąć głowy zębów kół współpracujących o wartości K, gdy luz ten jest większy od 0,1m ścinanie wierzchołków zęba może być zbędne. Obliczenia korekcji X+) przeprowadza się podobnie podstawiając do odpowiednich wzorów x2=0 lub X2=0. 4.Obliczyć wymiary kół zębatych przekładni jednostopniowej. 1.wys. głowy: hg=m; 2.wys. stopy: hs=1,25m; 3.wys. zęba: h=hg+hs=2,25m; 4.szer. zęba: gz=0,5p-j; 5.szer. wręba: s=0,5p+j; 6.luz boczny normalny (międzyzębny): j=0,04m; 7.śred. wierzchołków: dg=d+2hg=m(z+2); 8.śred. podstaw ds=d-2hs=m(z-2,5); 9.luz wierzchołkowy: c=hs-hg=0,25m; odległość osi kół: a=0,5(d1+d2)=0,5m(z1+z2). Pełen wzór uwzględniający korekcję i ścięcie wierzchołków głów zęba można zapisać: hg=m(y+x-k); hs=m(y+0,25-x); h=m(2y+0,25-k), gdzie y-wsp. wys. zęba; x-wsp. korekcji; k-wsp. ścięcia głów. Korygowanie zerowe: x=0hg=my; k=0hs=(y+0,25)m. Korygowanie pełne: x≠0hg=(y+x)m; k=0hs=(y+0,25x)m. Korygowanie dzikie: 1.Powstałe z zerowych: x=0hg=(y-k)m, hs=(y+0,25)m; 2.Powstałe z korygowanych: x≠0hg=(y+x-k)m, hs=(y+0,25x)m 3..........6.Omówić i przedstawić rozkład naprężeń dla połączenia wciskowego w przypadku sworznia pełnego oraz podać podstawowe warunki wytrzymałościowe dla tego typu połączenia. Rozkład naprężeń w połączeniu wciskowym. (RYS), - największe naprężenia promieniowe i obwodowe: σR1max=σR2max=p, σT2max =p+p٠ 1+∆1^2 / 1-∆1^2=2p/ 1-∆1^2.8.Omówić zasadę doboru łożysk tocznych w przypadku gdy podstawią ich doboru jest nośność: Nośność ruchowa: C=F(fh/fn^.ft). W celu dokonania doboru zakłada się jego trwałość Ln lub przyjmuje się współczynnik trwałości f­­­­­h (z tablic). Na podstawie prędkości obrotowej oblicza się współczynnik obrotów: fN=^3√((33∙1/3 /3)/n). Znajomość sił działających na łożyska wybranego typu umożliwia obliczanie współczynnik a=(Fw/VFp) i następnie przyjęcie z tablic wartości współczynników X i Y dla „a” porównywanego z „e” podanego w tablicach (przypadki a≤e lub a>e). Wykonane obliczenia pozwalają obliczyć obciążenie zastępcze F a następnie wymaganą nośność ruchową C. Z warunków wytrzymałościowych oblicza się średnicę otworu „d” łożyska. Na podstawie nośności C i średnicy „d” dobiera się z katalogu łożysko o nośności nie mniejszej niż C. 9.Omówić zagadnienie rozkładu sił dla połączenia gwintowego (wyznaczyć warunek równowagi) dla połączenia samohamownego. Charakterystyka złącza śrubowego (RYS) dla k=2 i X =1/2 , Qo=k(1-X)Qr, Qo=Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=3/2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=1/2Qo. Dla k=1, X=1/2, Qo=k(1-X)Qr, Qo=1/2Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=0. Warunki równowagi. Dokręcanie samohamowny: F= Q٠tg(γ+ρ), warunek: ρ>γ, Luzowanie samohamowny: F=0, warunek γ=ρ, R=Q, Luzowanie samohamowny: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek γ>ρ, Luzowanie niesamohamowne: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek: γ<ρ. 4.....10.Wyjaśnić czym jest spowodowany i co różni poślizg sprężysty oraz trwały przekładni pasowej. Pod wpływem napięcia panującego w pasie pas się rozciąga. Na skutek zmiany napięcie w cięgnie czynnym rośnie a w biernym maleje. Powstaje więc różnica wydłużeń. Bardziej wyciągnięte cięgno czynne przesuwa się szybciej niż bierne co powoduje powstawanie tzw poślizgu sprężystego. ε=(V1-V2)/V1, V1=(D1+g/2)ω1, V2=(D2+g/2)ω2, wtedy: i=ω1/ω2=(D1+g)/[(D1+g)(1-ε)]≈D2/[D1(1-ε)]. Średnio ε=0,01-0,02 (1-2%) i zależy od obciążenia przekładni a wywołany jest sprężystością pasa. Poślizg ten występuje przy normalnej pracy przekładni w przeciwieństwie do tzw poślizgu trwałego, który występuje przy przeciążeniu. (RYS) W warunkach optymalnych najkorzystniejsza jest praca przekładni na prostoliniowym odcinku krzywej poślizgu, w pobliżu punktu krytycznego. 11.Według jakich kryteriów dobierane są sprzęgła nierozłączne i rozłączne i dlaczego? Obliczenia wytrzymałościowe sprzęgła przeprowadza się w oparciu o moment obliczeniowy Mo, za który przyjmuje się max wartość momentu występującego w ciągu całego cyklu pracy sprzęgła. Mo=K^.­­Mu, K-współczynnik przeciążenia. Moment rozruchowy Mr, wynikający z konieczności pokonania na początku momentu bezwładności mas, którym należy nadać prędkość obrotową równą prędkości obrotowej wału czynnego w określonym czasie rozruchu tworzą wzór na moment rozruchowy kilku mas znajdujących się na wspólnym wale ma postać: Mr=ε(Q1+Q2+...+Qi)=(ω/tw)(Σ[góra i=k; dółi=1]Qi); ε=ω/tw; ω-względna prędkość kątowa części czynnej i biernej sprzęgła; tw-czas rozruchu; Q1, Q2, Qi-momenty bezwładności poszczególnych mas osadzonych na wspólnym wale. Najczęściej masy podlegające rozruchowi znajdują się na różnych wałach wirującymi z różnymi prędkościami obrotowymi. 5......Moment rozruchowy odniesiony do wału sprzęgła, dla takiego przypadku oblicza się ze wzoru: Mrz=(ω/tw)( Σ[góra i=k; dół i=1]Qiz). W chwili rozruchu sprzęgło rozłączone może być od razu obciążone momentem obliczeniowym lub też obciążone tym momentem po rozruchu. W zależności od warunków pracy, w jakich sprzęgło zostaje włączone wyznacza się tzw. dynamiczny moment stanowiący podstawę doboru sprzęgła rozłącznego. Rozróżnia się 2 główne przypadki decydujące o wartości momentu dynamicznego: -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje pod obciążeniem; -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje bez obciążenia, czyli na tzw. rozruch jałowy. Mdmax=Mrz+Mo. W przypadku rozruchu maszyny na biegu jałowym Md=Mrz. Po rozruchu, przy ustalonej pracy maszyny Md=Mo. Md=Mo≥Mrz. Przypadek rozruchu i obciążenia sprzęgła wyrażony powyższym wzorem należy uważać za najbardziej korzystny. 16.Przedstawić wykres połączenia śrubowego napiętego wstępnie dla przypadku małej sztywności śruby i dużej sztywności elementów łączonych oraz połączenia zluzowanego (jaki musi być spełniony warunek). Wykres przedstawić przyjmując stałą wartość napięcia wstępnego. Śruba zostaje napięta wstępną siłą Qw, a następnie obciążona siłą zewnętrzną Qp. Siła w śrubie Q nie równa się sumie tych obciążeń , lecz zależy od odkształcenia śruby i elementów ściskanych. (RYS) Pod wpływem siły Qw śruba wydłuża się, wartość λw=Qw(1/Cs), a elementy ściskane skracają się o wartość ∆w=Qw(1/Ck), przy czym Cs=tgα - sztywność śruby, Ck=tgβ - sztywność kołnierza (elementów ściskanych). Po przyłączeniu obciążenia zewnętrznego (roboczego) śruba wydłuża się dodatkowo o wartości λp, a elementy ściskane zmniejszają swoje odkształcenia również o λp. Siła w śrubie Q=Qw+QλP, można więc wykazać, że QλP=[1/(1+Ck/Cs)]Qp, stąd siła w śrubie może być określona ze wzoru Q=Qw+Qp[1+1/(Ck/Cs)] warunek wytrzymałościowy takiego złącza przy obciążeniach statycznych określa wyrażenia δr=Q/(πdr^2/4)≤kr (RYS). 1..........3. przesunięcie zarysu w kołach zębatych i przekładniach, a) korekcja zęba i zjawiska jej towarzyszące, b) korekcja zazębienia. W celu uniknięcia podcinania zębów stosuje się przesunięcie zarysu. Graniczna liczba zębów (przy której podcinanie jeszcze nie występuje) wynosi: zg=2y/sin^2α0. Praktyczna liczba (dopuszczająca lekkie podcięcie) wynosi: zg'=(5/6)zg; dla α0=20^o zg=17 oraz zg'=14; dla α0=15^o zg=30 oraz zg'=25. Wartość przesunięcia narzędzia w stosunku do koła obrabianego wynosi X. Wartość ta uzależniona jest od liczby zębów i proporcjonalna jest do modułu: X=x^.m, gdzie x-wsp. korekcji x=(zg-z)/zg - teoretyczny; x'=(zg'-z)/zg - praktyczny. Współczynnik x przyjmuje wartości: -1<x<+1. Przy dodatnim przesunięciu zwiększa się grubość zęba na średnicy podziałowej (wzrasta jednocześnie wysokość głowy zęba a wysokość stopy maleje) oraz następuje zaostrzenie głowy. O wielkości przesunięcia decyduje więc nie tylko niebezpieczeństwo podcięcia ale również zaostrzenie (nadmierne) jego wierzchołków (RYS). W przypadku przesunięcia ujemnego zmniejsza się grubość zęba na średnicy podziałowej a jego wierzchołek staje się szerszy (przesunięcie ujemne może też powodować podcięcie zębów u podstawy w kołach zębatych dla których z>zg). 1.Przesunięcie dodatnie umożliwia zmniejszenie granicznej liczby zębów do zmin≥7; 2.Przy stosowaniu x=0,4-1,0 o minimalnej liczbie zębów decyduje nadmierne zaostrzenie wierzchołków zęba, a nie ich podcięcie u podstawy; 3.Przy przesunięciu w głąb koła (-x) wartości zmin rosną. Zastosowanie przesunięcia zarysu może powodować zmiany w zazębieniu przekładni dwóch kół współpracujących. Wyróżnić można następujące przypadki korekcji zazębienia: 1.bez zmiany odległości osi x-x; 2.ze zmianą odległości osi x+x. ad)1. Stosowane gdy: z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg, co oznacza, że w kole o mniejszej liczbie zębów stosujemy przesunięcie dodatnie a dla drugiego koła współpracującego stosujemy przesunięcie ujemne, wtedy x1=-x2. 2...........Warunki te zapewniają, iż w kole o większej liczbie zębów przy przesunięciu ujemnym nie nastąpi podcięcie zębów u podstawy. ad)2. Stosujemy gdy warunki z1+z2≥2zg' lub z1+z2≥2zg nie są spełnione czyli z1+z2<2zg(2zg') lub gdy wymagana jest zmiana odległości osi kół współpracujących (podyktowane względami konstrukcyjnymi). Stosowanie tej korekcji powoduje zmianę odległości osi od tzw. pozornej ap: ap=a+X1+X2; X1=x1^.m. prowadzi to do zmiany (wzrostu) luzu obwodowego, którego zmniejszenie do wielkości normalnej wymaga zbliżenia do ap o odcinek K=k^.m, może to prowadzić do zmniejszenia luzu wierzchołkowego. Po zbliżeniu ap o odcinek K rzeczywista odległość ap, ar wynosi: ar=a+X1+X2-K, wtedy: K=ap-ar. W obliczeniach wprowadza się współczynnik pozornego Bp i rzeczywistego Br rozstawienia osi (podawanego w tabelach) wtedy: ap=a+Bp^.a=a(1+Bp); ar=a+Br^.a=a(1+Br); K=ap=ar=a(Bp-Br); Bp=Br√(1+7Br). Jeżeli po ustaleniu rzeczywistej odległości osi wartości luzu wierzchołkowego będzie mniejsza od 0,1 m [c=(0,1-0,3)m] wówczas należy ściąć głowy zębów kół współpracujących o wartości K, gdy luz ten jest większy od 0,1m ścinanie wierzchołków zęba może być zbędne. Obliczenia korekcji X+) przeprowadza się podobnie podstawiając do odpowiednich wzorów x2=0 lub X2=0. 4.Obliczyć wymiary kół zębatych przekładni jednostopniowej. 1.wys. głowy: hg=m; 2.wys. stopy: hs=1,25m; 3.wys. zęba: h=hg+hs=2,25m; 4.szer. zęba: gz=0,5p-j; 5.szer. wręba: s=0,5p+j; 6.luz boczny normalny (międzyzębny): j=0,04m; 7.śred. wierzchołków: dg=d+2hg=m(z+2); 8.śred. podstaw ds=d-2hs=m(z-2,5); 9.luz wierzchołkowy: c=hs-hg=0,25m; odległość osi kół: a=0,5(d1+d2)=0,5m(z1+z2). Pełen wzór uwzględniający korekcję i ścięcie wierzchołków głów zęba można zapisać: hg=m(y+x-k); hs=m(y+0,25-x); h=m(2y+0,25-k), gdzie y-wsp. wys. zęba; x-wsp. korekcji; k-wsp. ścięcia głów. Korygowanie zerowe: x=0hg=my; k=0hs=(y+0,25)m. Korygowanie pełne: x≠0hg=(y+x)m; k=0hs=(y+0,25x)m. Korygowanie dzikie: 1.Powstałe z zerowych: x=0hg=(y-k)m, hs=(y+0,25)m; 2.Powstałe z korygowanych: x≠0hg=(y+x-k)m, hs=(y+0,25x)m 3..........6.Omówić i przedstawić rozkład naprężeń dla połączenia wciskowego w przypadku sworznia pełnego oraz podać podstawowe warunki wytrzymałościowe dla tego typu połączenia. Rozkład naprężeń w połączeniu wciskowym. (RYS), - największe naprężenia promieniowe i obwodowe: σR1max=σR2max=p, σT2max =p+p٠ 1+∆1^2 / 1-∆1^2=2p/ 1-∆1^2.8.Omówić zasadę doboru łożysk tocznych w przypadku gdy podstawią ich doboru jest nośność: Nośność ruchowa: C=F(fh/fn^.ft). W celu dokonania doboru zakłada się jego trwałość Ln lub przyjmuje się współczynnik trwałości f­­­­­h (z tablic). Na podstawie prędkości obrotowej oblicza się współczynnik obrotów: fN=^3√((33∙1/3 /3)/n). Znajomość sił działających na łożyska wybranego typu umożliwia obliczanie współczynnik a=(Fw/VFp) i następnie przyjęcie z tablic wartości współczynników X i Y dla „a” porównywanego z „e” podanego w tablicach (przypadki a≤e lub a>e). Wykonane obliczenia pozwalają obliczyć obciążenie zastępcze F a następnie wymaganą nośność ruchową C. Z warunków wytrzymałościowych oblicza się średnicę otworu „d” łożyska. Na podstawie nośności C i średnicy „d” dobiera się z katalogu łożysko o nośności nie mniejszej niż C. 9.Omówić zagadnienie rozkładu sił dla połączenia gwintowego (wyznaczyć warunek równowagi) dla połączenia samohamownego. Charakterystyka złącza śrubowego (RYS) dla k=2 i X =1/2 , Qo=k(1-X)Qr, Qo=Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=3/2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=1/2Qo. Dla k=1, X=1/2, Qo=k(1-X)Qr, Qo=1/2Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=0. Warunki równowagi. Dokręcanie samohamowny: F= Q٠tg(γ+ρ), warunek: ρ>γ, Luzowanie samohamowny: F=0, warunek γ=ρ, R=Q, Luzowanie samohamowny: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek γ>ρ, Luzowanie niesamohamowne: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek: γ<ρ. 4.....10.Wyjaśnić czym jest spowodowany i co różni poślizg sprężysty oraz trwały przekładni pasowej. Pod wpływem napięcia panującego w pasie pas się rozciąga. Na skutek zmiany napięcie w cięgnie czynnym rośnie a w biernym maleje. Powstaje więc różnica wydłużeń. Bardziej wyciągnięte cięgno czynne przesuwa się szybciej niż bierne co powoduje powstawanie tzw poślizgu sprężystego. ε=(V1-V2)/V1, V1=(D1+g/2)ω1, V2=(D2+g/2)ω2, wtedy: i=ω1/ω2=(D1+g)/[(D1+g)(1-ε)]≈D2/[D1(1-ε)]. Średnio ε=0,01-0,02 (1-2%) i zależy od obciążenia przekładni a wywołany jest sprężystością pasa. Poślizg ten występuje przy normalnej pracy przekładni w przeciwieństwie do tzw poślizgu trwałego, który występuje przy przeciążeniu. (RYS) W warunkach optymalnych najkorzystniejsza jest praca przekładni na prostoliniowym odcinku krzywej poślizgu, w pobliżu punktu krytycznego. 11.Według jakich kryteriów dobierane są sprzęgła nierozłączne i rozłączne i dlaczego? Obliczenia wytrzymałościowe sprzęgła przeprowadza się w oparciu o moment obliczeniowy Mo, za który przyjmuje się max wartość momentu występującego w ciągu całego cyklu pracy sprzęgła. Mo=K^.­­Mu, K-współczynnik przeciążenia. Moment rozruchowy Mr, wynikający z konieczności pokonania na początku momentu bezwładności mas, którym należy nadać prędkość obrotową równą prędkości obrotowej wału czynnego w określonym czasie rozruchu tworzą wzór na moment rozruchowy kilku mas znajdujących się na wspólnym wale ma postać: Mr=ε(Q1+Q2+...+Qi)=(ω/tw)(Σ[góra i=k; dółi=1]Qi); ε=ω/tw; ω-względna prędkość kątowa części czynnej i biernej sprzęgła; tw-czas rozruchu; Q1, Q2, Qi-momenty bezwładności poszczególnych mas osadzonych na wspólnym wale. Najczęściej masy podlegające rozruchowi znajdują się na różnych wałach wirującymi z różnymi prędkościami obrotowymi. 5......Moment rozruchowy odniesiony do wału sprzęgła, dla takiego przypadku oblicza się ze wzoru: Mrz=(ω/tw)( Σ[góra i=k; dół i=1]Qiz). W chwili rozruchu sprzęgło rozłączone może być od razu obciążone momentem obliczeniowym lub też obciążone tym momentem po rozruchu. W zależności od warunków pracy, w jakich sprzęgło zostaje włączone wyznacza się tzw. dynamiczny moment stanowiący podstawę doboru sprzęgła rozłącznego. Rozróżnia się 2 główne przypadki decydujące o wartości momentu dynamicznego: -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje pod obciążeniem; -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje bez obciążenia, czyli na tzw. rozruch jałowy. Mdmax=Mrz+Mo. W przypadku rozruchu maszyny na biegu jałowym Md=Mrz. Po rozruchu, przy ustalonej pracy maszyny Md=Mo. Md=Mo≥Mrz. Przypadek rozruchu i obciążenia sprzęgła wyrażony powyższym wzorem należy uważać za najbardziej korzystny. 16.Przedstawić wykres połączenia śrubowego napiętego wstępnie dla przypadku małej sztywności śruby i dużej sztywności elementów łączonych oraz połączenia zluzowanego (jaki musi być spełniony warunek). Wykres przedstawić przyjmując stałą wartość napięcia wstępnego. Śruba zostaje napięta wstępną siłą Qw, a następnie obciążona siłą zewnętrzną Qp. Siła w śrubie Q nie równa się sumie tych obciążeń , lecz zależy od odkształcenia śruby i elementów ściskanych. (RYS) Pod wpływem siły Qw śruba wydłuża się, wartość λw=Qw(1/Cs), a elementy ściskane skracają się o wartość ∆w=Qw(1/Ck), przy czym Cs=tgα - sztywność śruby, Ck=tgβ - sztywność kołnierza (elementów ściskanych). Po przyłączeniu obciążenia zewnętrznego (roboczego) śruba wydłuża się dodatkowo o wartości λp, a elementy ściskane zmniejszają swoje odkształcenia również o λp. Siła w śrubie Q=Qw+QλP, można więc wykazać, że QλP=[1/(1+Ck/Cs)]Qp, stąd siła w śrubie może być określona ze wzoru Q=Qw+Qp[1+1/(Ck/Cs)] warunek wytrzymałościowy takiego złącza przy obciążeniach statycznych określa wyrażenia δr=Q/(πdr^2/4)≤kr (RYS). 3..........6.Omówić i przedstawić rozkład naprężeń dla połączenia wciskowego w przypadku sworznia pełnego oraz podać podstawowe warunki wytrzymałościowe dla tego typu połączenia. Rozkład naprężeń w połączeniu wciskowym. (RYS), - największe naprężenia promieniowe i obwodowe: σR1max=σR2max=p, σT2max =p+p٠ 1+∆1^2 / 1-∆1^2=2p/ 1-∆1^2.8.Omówić zasadę doboru łożysk tocznych w przypadku gdy podstawią ich doboru jest nośność: Nośność ruchowa: C=F(fh/fn^.ft). W celu dokonania doboru zakłada się jego trwałość Ln lub przyjmuje się współczynnik trwałości f­­­­­h (z tablic). Na podstawie prędkości obrotowej oblicza się współczynnik obrotów: fN=^3√((33∙1/3 /3)/n). Znajomość sił działających na łożyska wybranego typu umożliwia obliczanie współczynnik a=(Fw/VFp) i następnie przyjęcie z tablic wartości współczynników X i Y dla „a” porównywanego z „e” podanego w tablicach (przypadki a≤e lub a>e). Wykonane obliczenia pozwalają obliczyć obciążenie zastępcze F a następnie wymaganą nośność ruchową C. Z warunków wytrzymałościowych oblicza się średnicę otworu „d” łożyska. Na podstawie nośności C i średnicy „d” dobiera się z katalogu łożysko o nośności nie mniejszej niż C. 9.Omówić zagadnienie rozkładu sił dla połączenia gwintowego (wyznaczyć warunek równowagi) dla połączenia samohamownego. Charakterystyka złącza śrubowego (RYS) dla k=2 i X =1/2 , Qo=k(1-X)Qr, Qo=Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=3/2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=1/2Qo. Dla k=1, X=1/2, Qo=k(1-X)Qr, Qo=1/2Qr, Q1=Qo+X٠Qr, Q1=2Qo, Q'=Qo(1-1/k), Q'=0. Warunki równowagi. Dokręcanie samohamowny: F= Q٠tg(γ+ρ), warunek: ρ>γ, Luzowanie samohamowny: F=0, warunek γ=ρ, R=Q, Luzowanie samohamowny: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek γ>ρ, Luzowanie niesamohamowne: F= Q٠tg(γ-ρ), warunek: γ<ρ 4.....10.Wyjaśnić czym jest spowodowany i co różni poślizg sprężysty oraz trwały przekładni pasowej. Pod wpływem napięcia panującego w pasie pas się rozciąga. Na skutek zmiany napięcie w cięgnie czynnym rośnie a w biernym maleje. Powstaje więc różnica wydłużeń. Bardziej wyciągnięte cięgno czynne przesuwa się szybciej niż bierne co powoduje powstawanie tzw poślizgu sprężystego. ε=(V1-V2)/V1, V1=(D1+g/2)ω1, V2=(D2+g/2)ω2, wtedy: i=ω1/ω2=(D1+g)/[(D1+g)(1-ε)]≈D2/[D1(1-ε)]. Średnio ε=0,01-0,02 (1-2%) i zależy od obciążenia przekładni a wywołany jest sprężystością pasa. Poślizg ten występuje przy normalnej pracy przekładni w przeciwieństwie do tzw poślizgu trwałego, który występuje przy przeciążeniu. (RYS) W warunkach optymalnych najkorzystniejsza jest praca przekładni na prostoliniowym odcinku krzywej poślizgu, w pobliżu punktu krytycznego. 11.Według jakich kryteriów dobierane są sprzęgła nierozłączne i rozłączne i dlaczego? Obliczenia wytrzymałościowe sprzęgła przeprowadza się w oparciu o moment obliczeniowy Mo, za który przyjmuje się max wartość momentu występującego w ciągu całego cyklu pracy sprzęgła. Mo=K^.­­Mu, K-współczynnik przeciążenia. Moment rozruchowy Mr, wynikający z konieczności pokonania na początku momentu bezwładności mas, którym należy nadać prędkość obrotową równą prędkości obrotowej wału czynnego w określonym czasie rozruchu tworzą wzór na moment rozruchowy kilku mas znajdujących się na wspólnym wale ma postać: Mr=ε(Q1+Q2+...+Qi)=(ω/tw)(Σ[góra i=k; dółi=1]Qi); ε=ω/tw; ω-względna prędkość kątowa części czynnej i biernej sprzęgła; tw-czas rozruchu; Q1, Q2, Qi-momenty bezwładności poszczególnych mas osadzonych na wspólnym wale. Najczęściej masy podlegające rozruchowi znajdują się na różnych wałach wirującymi z różnymi prędkościami obrotowymi. 5......Moment rozruchowy odniesiony do wału sprzęgła, dla takiego przypadku oblicza się ze wzoru: Mrz=(ω/tw)( Σ[góra i=k; dół i=1]Qiz). W chwili rozruchu sprzęgło rozłączone może być od razu obciążone momentem obliczeniowym lub też obciążone tym momentem po rozruchu. W zależności od warunków pracy, w jakich sprzęgło zostaje włączone wyznacza się tzw. dynamiczny moment stanowiący podstawę doboru sprzęgła rozłącznego. Rozróżnia się 2 główne przypadki decydujące o wartości momentu dynamicznego: -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje pod obciążeniem; -włączanie sprzęgła i rozruch maszyny następuje bez obciążenia, czyli na tzw. rozruch jałowy. Mdmax=Mrz+Mo. W przypadku rozruchu maszyny na biegu jałowym Md=Mrz. Po rozruchu, przy ustalonej pracy maszyny Md=Mo. Md=Mo≥Mrz. Przypadek rozruchu i obciążenia sprzęgła wyrażony powyższym wzorem należy uważać za najbardziej korzystny. 16.Przedstawić wykres połączenia śrubowego napiętego wstępnie dla przypadku małej sztywności śruby i dużej sztywności elementów łączonych oraz połączenia zluzowanego (jaki musi być spełniony warunek). Wykres przedstawić przyjmując stałą wartość napięcia wstępnego. Śruba zostaje napięta wstępną siłą Qw, a następnie obciążona siłą zewnętrzną Qp. Siła w śrubie Q nie równa się sumie tych obciążeń , lecz zależy od odkształcenia śruby i elementów ściskanych. (RYS) Pod wpływem siły Qw śruba wydłuża się, wartość λw=Qw(1/Cs), a elementy ściskane skracają się o wartość ∆w=Qw(1/Ck), przy czym Cs=tgα - sztywność śruby, Ck=tgβ - sztywność kołnierza (elementów ściskanych). Po przyłączeniu obciążenia zewnętrznego (roboczego) śruba wydłuża się dodatkowo o wartości λp, a elementy ściskane zmniejszają swoje odkształcenia również o λp. Siła w śrubie Q=Qw+QλP, można więc wykazać, że QλP=[1/(1+Ck/Cs)]Qp, stąd siła w śrubie może być określona ze wzoru Q=Qw+Qp[1+1/(Ck/Cs)] warunek wytrzymałościowy takiego złącza przy obciążeniach statycznych określa wyrażenia δr=Q/(πdr^2/4)≤kr (RYS).

---