MATERIAŁY

KONSTRUKCYJNE

1. Omówić podstawowe
zasady konstrukcji

Podstawy konstrukcji
maszyn, w skrócie PKM -
dziedzina wiedzy
wchodząca w
skład inżynierii
mechanicznej, obejmująca
projektowanie i dobór
typowych
elementów mechanizmów
i maszyn.

W skład PKM wchodzi
umiejętność doboru:



tolerancji

wymiarowych i paso
wań



tolerancji

kształtu, chropowatoś
ci i falistości
powierzchni

oraz konstruowania i
doboru:



połączeń



łożyskowania



wałów i osi



sprzęgieł



hamulców



przekładni

2. Podać rodzaje stali
konstrukcyjnych



stal

konstrukcyjna ogólna –
jest ona uniwersalna przez
co tym samym może być
przeznaczana do
wielorakich dziedzin.
Przeważnie tworzone są z

niej elementy
konstrukcyjne, a także
poszczególne części
różnorodnych maszyn,
urządzeń i
profesjonalnych sprzętów.
Tworzywo to stanowi
jednakże stal o najniższej
jakości co oznacza, że
pełno w niej
zanieczyszczeń w postaci
przykładowo krzemu,
fosforu oraz siarki. Aby
ten rodzaj stali nadawał
się do użytku musi on
zostać uprzednio poddany
odpowiedniemu
procesowi obróbki
termicznej.



stal

konstrukcyjna wyżej
jakości – w odróżnieniu
od wcześniej
scharakteryzowanej stali,
ta posiada dość
zrównoważoną zawartość
składników, w tym
głównie węgla i manganu.
Niewiele jest w niej zaś
zanieczyszczeń, a
dokładniej jedynie
śladowe ilości krzemu czy
też fosforu.



stal

konstrukcyjna
niskostopowa -

podstawową jej cechą jest to,
że ma ona bardzo małą ilość
węgla, wręcz niecałe pół
procenta. Stosunkowo
niedużo w niej także
dodatków stopowych. Jej
wykorzystanie jest niezwykle
zaawansowane zwłaszcza w
dziedzinie budownictwa.
Idealnie sprawdza się ona w
konstruowaniu mostów,
masztów oraz wagonów

kolejowych. Jej atutem jest
bowiem niezwykła odporność
na wszelkie niekorzystne
warunki atmosferyczne.

3. Podać warunki
wytrzymałościowe dla
podstawowych
rodzajów obciążenia
elementów konstrukcyjnych.

Zależnie od sposobu
przykładania obciążenia
wyróżniamy:



wytrzymałość
statyczną



wytrzymałość
udarową



wytrzymałość
zmęczeniową
(obciążenia
cykliczne)

Wyróżniamy 4
podstawowe przypadki
wytrzymałościowe



Rozciąganie
(ściskanie) – siły
osiowe (wzdłuż
osi podłużnej)



Skręcanie –
moment
skręcający
(względem osi
podłużnej)



Zginanie –
moment gnący



Ścinanie – siły
tnące (poprzeczne)

4. Wymienić i
scharakteryzować podstawow
e właściwości technologiczne
materiałów konstrukcyjnych.

a)
WŁAŚCIWOŚCIFIZYCZ
NE



Gęstośćigęstośćobjętości
owa:
Jednązpodstawowychinfo
rmacjiomaterialejestgęsto
ść,określanajakostosunek
masy
kgiobjętościm3].
Gęstośćobjętościowanato
miasttomasajednostkiobję
tościm3materiałuwrazz
zawartymi w nim porami.



Porowatość

Jesttozawartośćporówpow
ietrznychwmaterialePory
wewnątrzmateriałumogąb
yć
całkowiciesuche,wypełnio
newodączęściowolubcałk
owicieMatowięcwpływna
rzeczywistąmasęmateriału
przyróżnychstopniachzaw
ilgoceniaiinnewłaściwości
fizyczne.
Wyróżniasięporyotwarteiz
amknięte



Wilgotność

Poziomwilgotnościzależy
odwarunkówwjakimznajd
ujesiędanymateriałW
warunkach normalnych
(stan powietrzno-
suchy)przyjmujesię,żepoz
iomwilgotności
materiałówjest
ustabilizowany i wynosi
ok. 16%.



Nasiąkliwość

Zdolnośćpochłanianiawod
yprzezmateriałprzyciśnien
iuZależyodszczelności
materiału,rodzajuporówor
azichwielkościImwiększa
szczelnośćiwięcejzamknię
tych
porów,tymbardziejmateria
łjestodpornynadziałaniecz
ynnikówatmosferycznych

Rozróżniasięnasiąkliwość
wagową,objętościową,wz
ględną



Higroskopijność

Podatnośćniektórychsubst
ancjinaprzyciąganiewilgo
cilubnawetwiązaniesięzw
odą
Higroskopijnośćwystępuj
ewtedy,gdywodaprzenika
zmiejscakontaktuzmateria
łemdo
jegosąsiednichobszaróww
głąb



Kapilarność

Zdolnośćpodciąganiawod
yprzezmateriałydoichwnęt
rza



Przesiąkliwość

Łatwośćprzesiąkaniairoz
makaniamateriałówbudow
lanych



Przepuszczalnośćparyw
odnej
Współczynniktenodpowia
dailościwilgoci,wpostacip
arywodnej,jakadyfunduje
przez
warstwęmateriałuogruboś
ci1miprzekrojuA=1m2,pr
zyróżnicyciśnieńparywod
nej
po obydwu stronach
warstwy p=1 Pa i w
czasie t=1 h.



Mrozoodporność

Tookreślenieodpornościm
ateriałunacyklicznezamra
żanieiodmrażanie
Stopieńmrozoodpornościp
rzyjmujesięnapodstawiew
skaźnikaN,oznaczającegol
iczbę
cyklizamrażaniairozmraża
nia



Ognioodporność

Zdolnośćmateriałudoprze
ciwstawieniasięniszczącej
sileciepła,działającegonaj
ego
strukturęwwysokiejlubpo
dwyższonejtemperaturze



Żaroodporność

iżarowytrzymałość
Żaroodporność-
odpornośćmateriałunadzia
łaniewysokichlubpodwyżs
zonych
temperaturpowtarzających
sięokresowo
Żarowytrzymałość-
cechamateriałucharaktery
zującasiętym,żezachowuj
eon
pierwotneswewłaściwości
wwysokichlubpodwyższo
nychtemperaturach



Rozszerzalnośćcieplna

Właściwośćfizycznaciałp
olegającanazwiększaniusi
ęichdługościlubobjętości
wmiarę
wzrostu temperatury.



Przewodnośćcieplna

Przewodzenieciepłainfor
mujeoilościciepła,którajes
tprzewodzonaprzezwarst
wę
materiałuogrubości1miprz
ekrojuA=1m2
wwarunkachróżnicytempe
raturT=1Kiw
czasie t = 1 s.



Pojemnośćcieplna

Właściwośćmateriałupole
gającanazdolnościpochłan
ianiamniejszejlubwiększej
ilości
ciepłaprzyjegonagrzaniu

b)
WŁAŚCIWOŚCIMECH
ANICZNE



Wytrzymałość

Wytrzymałośćzajmujesięo
bserwowaniemzachowani
asięciałapoddanegosiłom
zewnętrznympodkatemod
powiadającymim(wywoła
nychprzeznie)siłwewnętrz
nychi
odpowiadającychimnaprę
żeńorazwywołanychprzez
nieodkształceń
o
Narozciąganie(Jesttonaprę
żenieodpowiadającenajwi
ększejsileniszczącejFm
uzyskanejwczasieprowadz
eniapróbyrozciągania,odn
iesionejdopierwotnego
przekrojupoprzecznegotej
próbki)
o
Naściskanie(Rodzajobciąż
eniaciała(elementukonstru
kcyjnego),naktóre
składająsiędwieprzeciwni
edziałającesiłyF,powoduj
ąceściśnięcieciaław
kierunkuliniidziałaniatych
sił)
o
Nazginanie(Stanobciążeni
amateriału,wktórymnamat
eriałdziałamoment gnący,
pochodzącyodparysiłdział
ającychwpłaszczyźnieprze
krojuwzdłużnego
materiału)



Kruchość

Cechapolegającanapękani
uikruszeniusięmateriałupo
d
wpływemsiły,którananieg
odziała



Twardość

Odpornośćmateriałunaodk
ształceniawywołanedziała
niem
skupionego nacisku na
jego powierzchnię
Najczęściejstosowanajest
10-

stopniowaskalatwardościc
iał
stałych(SkalaMohsa)Jeśli
badaneciałorysujeprzypot
arciu
minerałotwardościn-
1,zaśminerałotwardościn+
1dajerysę
nabadanymciele,tomaonot
wardośćrównąnCiałao
twardoścido2dająsięrysow
aćpaznokciem,otwardości
do5-
ostrzemnoża,ciałazaśotwa
rdości6lubwięcej-
rysująszkło



Sprężystość

Właściwośćciałmaterialny
chodzyskiwaniapierwotne
gokształtuiwymiarówpo
usunięciusiłzewnętrznych
wywołującychzniekształc
enie



Ciągliwość :

Określeniestosowanedooc
enyjakościowejpodatności
materiałówdoodkształceń
trwałychbeznaruszeniaspó
jnościmateriału



Ścieralność :

Jesttoodpornośćnaścierani
e,określanazmniejszeniem
masy,objętości,wysokości
lub
grubościpodwpływemczy
nnikówścierających



Pełzanie

Powolne,ciągłeplastyczne
wydłużaniesięmateriałupo
dstałymobciążeniemiprzy
stałej
temperaturze.
Wprzypadkubetonupełzan
iejestzależneodklasybeton
u,wiekubetonuwchwili
obciążenia,wilgotnościśro
dowiska,miarodajnegowy
miaruelementu



Relaksacja

Zmniejszeniebądźspadekn
aprężeńwczasieprzystałyc
hodkształceniachwskutek
płynięciamateriału

c)
WŁAŚCIWOŚCICHEMI
CZNE:



Składchemiczny,jakości
owyiilościowy



Odpornośćnakorozję

zdolnośćmateriałudoprzec
iwstawieniasięniszczącem
udziałaniuokreślonego
środowiskakorozyjnego



Niezmiennośćskładuche
micznegomateriałuwcza
sie

POŁĄCZENIA ŚRUBOWE

1.Podać klasyfikacje
połączeń

Pośrednie
rozłączne[Kształtowe(wpusto
we, klinowe, kołkowe)]
Pośrednie
nierozłączne[nitowe]
Bezpośrednie
rozłączne[Kształtowe(wielok
ątne, wielowypustowe,
śrubowe)]
Bezpośrednie
nierozłączne(spawane,
zgrzewane, klejone)

2. Przedstawić rozkład
sił przy napinaniu
złącza śrubowego

Sprowadzając śrubę i
nakrętkę

o

gwincie

płaskim do schematu
przedstawionego

na

rys.19.21,

można

rozważyć ruch nakrętki
obciążonej

siłą P pod

działaniem

siły

obwodowej H (prostopadł
ej do osi śruby), którą
trzeba

przyłożyć

do

nakrętki

(śruby)

na

średnicy podziałowej

,

jako

ruch

klocka

(wycinka

nakrętki)

obciążonego

siłą P, po

równi

pochyłej

pod

działaniem siły

, przy

jej dokręcaniu lub siły
przy jej odkręcaniu.

Jeżeli

kąt

pochylenia równi jest
równy średniemu kątowi
pochylenia

gwintu gto

przy ruchu klocka po
pochylni

do

góry

(napinanie)
reakcja R odchyli się od
normalnej do powierzchni
styku w kierunku ruchu o
kąt tarcia r, a przy ruchu
klocka w dół o kąt r w
kierunku przeciwnym. Z
warunku równowagi sił
wynika, że siłaobwodowa

3 i 4.
Przedstawić rozkład
sił złącza śrubowego
Obciążenie gwintu
następuje przy końcu
dokręcania nakrętek w
połączeniach gwintowych
spoczynkowych
oraz przy wykonywaniu
pracy na pewnej drodze,
np. przy podnoszeniu lub

przesuwaniu ciężaru w
mechanizmach
śrubowych. Poniewa
Ponieważż linia linia
śśrubowa rubowa tworzy
tworzy równi równięę
pochył pochyłąą oo
kkąącie pochylenia γ
(wznios gwintu), zatem
obciążenie gwintu można
rozpatrywać jako siłę
działającą na równi
pochyłej. Przyjmuje się
więc, że całe obciążenie
działające na gwint jest
skupione w jednym
punkcie jako siła bierna Q
i porusza się wzdłuż
równi pochyłej pod
wpływem siły obwodowej
F, działającej na
płaszczyźnie prostopadłej
do osi śruby. Przy
opuszczaniu ciężaru jest
potrzebna mała siła F,
zabezpieczająca przed
samoczynnym zsuwaniem
się ciężaru; przy γ≤ρ
gwint będzie
samohamowny.
N – siłą normalna, T –
siła tarcia, R – reakcja
wypadkowa,
µ’ – pozorny
współczynnik tarcia, ρ’ –
pozorny kąt tarcia

Osie i wały

Podstawą obliczeń

wytrzymałościowych osi i
wałów jest:

- wyznaczenie

wszystkich sił
działających
na te elementy;

- wyznaczenie

momentów
działających
na te elementy.

Rozróżniamy:

- obciążenia

zmienne co do
wartości

i

kierunku,
wywołujące
naprężenia
zmienne;

- obciążenia

stałe
(statyczne),
wywołujące w
osiach
nieruchomych
naprężenia
stałe,

a

w

osiach
ruchomych

i

wałach

–

naprężenia
zmienne;

- obciążenia

zmieniające
swoje
położenie (w
płaszczyźnie
prostopadłej
do osi wału)
wraz

z

obrotem wału
–

np.

siły

odśrodkowe,
które
wywołują
naprężenia
stałe.

ZWROT

–

„obliczanie

na

wytrzymałość” – oznacza
ustalenie takiego kształtu
i wymiarów materiału,
aby

część

ta

po

uwzględnieniu

odpowiedniego
współczynnika
bezpieczeństwa

(x

z

)

pracowała w określonym
okresie czasu.

Projektowanie osi

i wałów obejmuje:

- obliczanie

wstępne
(ustalamy
przybliżony
kształt

i

wymiary);

- obliczenia

dokładne
(uwzględniam
y
wytrzymałość
zmęczeniowo-
kształtową
oraz sztywność
skrętną

i

giętną).

2.5

Obliczanie

osi

dwupodporowych

na

zginanie

Obliczenia

możemy realizować wg
zależności:

- wyznaczenie

wszystkich sił
czynnych

i

biernych,
działających
na wał lub oś;

- obliczenie

wartości

M

g

oraz M

s

, co

najmniej

dla

punktu

przyłożenia sił
zewnętrznych i
punktu
podparcia;

- realizacja

obliczeń
sprawdzającyc
h
(uwzględnienie
karbów

i

sztywności
skrętnej

i

giętnej
wałów).

2.6

Obliczanie wałów

na skręcanie

Obliczenia

realizować

będę

w

następujących

przypadkach:

1. Gdy M

s

jest

znacznie
większy

od

M

g

;

2. Gdy wał jest

obciążony
tylko M

s

;

3. Gdy wielkość

projektowaneg
o urządzenia
zależy m. in.
od wymiarów
wału, a jego

wymiary
długościowe są
nie ustalone.



s

=

M

s

W

o



k

s

(k

sj

,k

so

)

W

o

= 0,2



d

3





s

=

M

s

(0,2)d

3



k

s

(k

sj

,k

so

)

d =

3 5M

s

k

s

ale

M

s

= 9550



P
n

d =

3

9550



P

0,2



10

6



k

s



n



0,363



3

P

k

s



n

P – kW;
n –

obr

/

min

;

d – m.;
k

s

– MPa.

Wartość naprężeń

k

s

,k

sj

,k

so

przyjmujemy

wg:

k

s

– przy prawie

ciągłej pracy wału, bez
zmiany prędkości;

k

sj

–

przy

częstych
zmianach
prędkości
obrotowej i
mocy
obrotowej,
przy częstym
uruchamiani
u i
zatrzymywa
niu
urządzenia.
Najczęściej
stosowane.

Rys.37

k

so

– jak wyżej,

przy czym są częste
zmiany

kierunku

obrotowego.

2.7

Obliczanie wałów dwupodporowych na jednoczesne zginanie i skręcanie

Ponieważ w wale

występują i naprężenia
normalne i styczne, wał
będę obliczał z hipotezy
wytrzymałościowej
HUBERA.



z

=



g

2

+ (







s

)

2



k

go

Podstawiam



g

=

M

g

W

x

i



s

=

M

s

W

o

a W

o

= 0,2d

3

;

W

x

= 0,1d

3

więc W

o

=

2W

x



z

=

(

M

g

W

x

)

2

+ (





M

s

W

o

)

2

=

M

g

2

W

x

2

+ (





M

s

2W

x

)

2

=

M

g

2

W

x

2

+

1

W

x

2

(





M

s

2

)

2

=

1

W

x



M

g

2

+ (





M

s

2

)

2

M

z

=

M

g

2

+ (





M

s

2

)

2

Moment zastępczy

M

z

:



z

=

M

z

W

x



k

go

Współczynnik

redukcyjny (



) – określa

w

jakim

stopniu

uwzględniamy

w

obliczeniach naprężenia
styczne.



=

k

go

k

sj

lub



=

k

go

k

so

Podstawiam

do

wzoru:



g

=

M

z

W

x



k

go

gdzie

W

x

= 0,1d

3

d



3 10M

z

k

go

a

dla

wałów

drążonych

d



3

10M

z

(1 -



4

)



k

go

2.8

Sztywność osi i

wałów

SZTYWNOŚĆ

GIĘTNA

Ugięcie

wału

(rys.42) występuje pod
wpływem obciążenia go
siłami pochodzącymi od
ciężaru

elementów

osadzonych na nim, od
naciągu pasów, od sił
międzyzębnych itd.

Miarą ugięcia jest

wartość strzałki ugięcia ƒ
i

kąta

ugięcia



wyznaczonego

w

punktach podparcia wału.

Oś

ruchoma

obciążona jednym kołem,
umieszczonym pośrodku
jej długości:

Strzałkę ugięcia i

kąt ugięcia wyznacza się
ze wzorów:

ƒ =

F



l

3

48



E



I

x



=

F



l

2

16



E



I

x

E

–

moduł

Younga;

I

x

–

moment

bezwładności poprzecznej
przekroju.

Przyjmujemy

wartość

ƒ

dop

= (0,0002



0,0003)l

ƒ

dop

= (0,005



0,01)m – dla
wałów
przekładni
zębatych

w

obrabiarkach
(m – moduł
koła
zębatego).

SZTYWNOŚĆ

SKRĘTNA

Skręcanie wału w

ramach

odkształceń

sprężystych

może

powodować
nieprawidłową

pracę

części maszyn, błędy
wskazań

przyrządu,

nieprawidłową

pracę

podzielnic.

Dla okrągłego i

gładkiego wału (rys.43),

kąt skręcania



oblicza się

ze wzoru:



=

M

s



l

G



I

o

[rad]



=

180





M

s



l

G



I

o

Wał schodkowy –

kąt skręcania wyznaczam
dla każdego odcinka.

Suma tych kątów

– kąt skręcania całego
wału.

Dla

wałów

maszynowych



dop



0,25

o

na jednym metrze.

Dla wałów skrętnych
(półosie w samochodach,
wałek sprzęgła Cardana)





11

o

DRGANIA

WAŁU I PRĘDKOŚĆ
OBROTOWA
KRYTYCZNA

Ugięcie

lub

skręcenie wału powoduje,
że

w

czasie

pracy

powstają drgania, które
mogą doprowadzić nawet
do

pęknięcia

wału.

Rozróżnia się drgania:

- drgania

własne;

- drgania

wymuszone;

Częstość

drgań

zależy od:

- rozmieszczenia

mas na wale;

- rodzaju

podparcia
wału;

- własności

sprężystych
wału.

Gdy

częstość

drgań wymuszonych jest
równa częstości drgań
własnych zachodzi dla
wałów

maszyn

szybkobieżnych
niebezpieczeństwo
rezonansu
mechanicznego. Zjawisko
to występuje tylko przy
określonej

prędkości

obrotowej.

n

kr

= 30

1
ƒ [

obr

/

min

]

ƒ – w metrach.

Dla zapobiegania

uszkodzeniom

wałów

szybkoobrotowych, wały i
części osadzone na nich
powinny być wyważone
statycznie i dynamicznie,
a prędkość obrotowa wału
powinna

się znacznie

różnić

od

prędkości

krytycznej (co najmniej o



20%).

W

przypadku

pracy wału z prędkością
ponad krytyczną musimy
zapewnić

szybkie

przejście przez te obroty.

2.9

Zasady

konstruowania

osi

i

wałów

Ustalić ostateczny

kształt osi lub wału, to
między innymi spełnienie
następujących zaleceń:

1. Zapewnić

wymaganą

wytrzymałość
we wszystkich
przekrojach.

2. Kształt

wału

powinien
zabezpieczyć
części
osadzone

na

nim

przed

przesunięciem
tzn., że kształt
wału powinien
zapewniać
żądane
ustalenie
części.

3. Konstrukcja

powinna być
dostosowana
do warunków
montażu

i

demontażu
wału,

oraz

osadzonych na
nim części.

4. Kształt

wału

lub

osi

powinien być
możliwie
najprostszy w
celu łatwego
wykonania, co
wiąże się z
niskimi
kosztami
produkcji.

Stopniowanie
średnic wału:

1. Zwiększa

dokładność
ustaleń
osiowych.

2. Upraszcza

rozwiązanie
połączenia
wału z innymi
elementami.

3. Zwiększa

wykorzystanie
materiału
wału.

4. Pozwala

stosować różne
pasowania, na
poszczególnyc
h

odcinkach

wałów.

Chcąc zmniejszyć
obróbkę
skrawaniem
ograniczę różnicę
średnic.

Średnice

części

walcowych wałów i osi
(szczególnie

średnice

tolerowane) przeznaczone
do pasowania z otworami
należy dobierać z szeregu
liczb

normalnych.

Uprzywilejowany szereg
średnic:

25, 30, 35, 40, 45,

50, 55, 60, 70, 80, 90,

100, 110, 125, 140, 160,

180, 200, 240, 260.

Uprzywilejowane

są wymiary zakończone
liczbą 0, w następnej
kolejności liczbą 5, w
dalszej 2 lub 8, cyframi
parzystymi.

Kąty proste wałów

i osi powinny mieć fazki
(ułatwiają

montaż,

zabezpieczają
powierzchnię

przed

uszkodzeniem,
zapobiegają urazom rąk).
Wykonywane są zwykle
pod

kątem

45

o

(rys.44).Fazki dzielimy na
konstrukcyjne i ogólne.

Kąty wewnętrzne

winny mieć zaokrąglenia
w miejscach przejść z
średnicy mniejszej na
większą

(rys.49).

Zalecane

promienie

zaokrągleń
przejściowych:

0,1; 0,16; 0,25; 0,4; 1;
1,6; 2,5; 4; 10; 12 (wg

PN-82/M-02045)

Podcięcia

obróbkowe

–

różnicowanie pod kątem
ilości

pracujących

powierzchni i obciążeń
zewnętrznych.

Wzdłużne

ustalenie elementów na
wale zapewniają:

a. odsadzenia

(rys.46);

b. pierścienie

osadcze (rys.47 a);

c.

docisk

wkrętem (rys.47 c).

d.

nakrętki

(rys.47 d)

Dobór tolerancji

dla

czopów

wałów

zależny

jest

od

współpracy z częściami
osadzonymi na wale oraz
przyjętymi pasowaniami.

Pasowanie ciasne

–

klasa

dokładności

zależna jest od – L (luz
ujemny).

Pasowanie luźne

– dobre środkowanie, to
zastosowanie

dokładniejszej

klasy

dokładności.

Uwzględniać

muszę

zastosowanie

elementów
normalizowanych, które
będą osadzone na wale
poprzez

odpowiednie

dobranie

wymiarów

wałów (osi).

Bazę obróbkową

przy

wykonywaniu

dokładnych

wałków

stanowią

nakiełki

(najczęściej

o

kącie

wierzchołkowym

60

o

).

Dobierając

wielkość

nakiełka

należy

uwzględnić ciężar wału,
wielkość sił skrawania
oraz

siłę

docisku.

Orientacyjne

wytyczne

doboru nakiełków o kącie
wierzchołkowym

60

o

(Rys.54) podaje tabela:

Wymiary otworów

gwintowanych wg PN-
78/M-85000:

3.

Łożyska

3.1

C
h
a
r
a
k

t
e
r
y
s
t
y
k
a

i

r
o
d
z
a
j
e

ł
o
ż
y
s
k

ś
l
i
z
g
o
w
y
c
h

Aby

zapewnić

prawidłową

pracę

elementu, jakim jest wał,
powinniśmy

zachować

stałe położenie osi jego
obrotu

względem

nieruchomej

podstawy.

Zadanie

to

spełniają

łożyska,

a

ustalenie

położenia osi i wałów
względem

korpusów

nazywamy
łożyskowaniem.

Łożysko ślizgowe

– powierzchnia czopa
wału

ślizga

się

po

powierzchni panewki, lub
bezpośrednio

po

powierzchni

otworu

łożyska.

Zalety

łożysk

ślizgowych:

- małe wymiary

poprzeczne;

- duża

żywotność
(przy
zapewnieniu
tarcia
płynnego);

- cichobieżność

i

tłumienie

drgań;

- wygodny

montaż
(szczególnie
łożysk
dzielonych);

- mały koszt.

Wady

łożysk

ślizgowych:

- duży

opór

tarcia

przy

rozruchu;

- duża

wrażliwość na
warunki
smarowania;

- duże wymiary

wzdłużne;

- kłopotliwa

naprawa, gdy
nie

ma

panewek.

Zależnie

od

kierunku obciążeń
rozróżniamy:



Łożyska
ślizgowe
poprzeczne
(rys.56 a);



Łożyska
ślizgowe
wzdłużne
(rys.56 b);



Łożyska
ślizgowe
poprzeczno-
wzdłużne.

3.2

Tarcie w łożysku

ślizgowym

Tarcie poślizgu –
nazywamy

opór

jaki powstaje, gdy
przesuwamy jedno
ciało po drugim.

T = N







=

T
N



– współczynnik

tarcia;

N – siła nacisku.

Tarcie

ślizgowe

pomiędzy panwią łożyska
a czopem wału zależy od:

a. materiałów

współpracując
ych;

b. chropowatości

powierzchni

współpracując
ych;

c. rodzaju

smarowania;

d. sił nacisku.

Rodzaje tarcia:

1. Suche – (



=

0,3



0,8) – nie

ma smaru na
czopie.

2. Półsuche – (



= 0,1



0,3) –

powstaje

na

skutek tego, że
pod wpływem
powietrza czop
pokrywa

się

tlenkiem
(korozja);
ewentualnie
dostają się tam
oleje,

kurz,

woda i inne
zanieczyszczen
ia;

3. Graniczne

–

(



= 0,1



0,3)

– to tarcie na
powierzchniac
h ślizgowych
na
mikroskopijnej
warstewce
smaru,
absorbowaneg
o przez pory
metalu;

4. Płynne – (



=

0,001



0,005)

– tarcie to
powstaje
wtedy

gdy

powierzchnie
ślizgowe
przedzielone
są warstewką
smaru – film
olejowy.

5. Półpłynne – (



= 0,005



0,1)

– to przypadek
gdy

grubość

filmu
olejowego jest
za cienka aby
rozdzielić
współpracując
e

elementy

(najwyższe
nierówności
zaczepiają

o

siebie).

Dążymy

do

uzyskania

tarcia

płynnego.

W

praktyce
uzyskujemy tarcie
mieszane.

Uzyskanie

tarcia

płynnego jest możliwe,
gdy ciśnienie smaru w
szczelinie jest większe niż
naciski

jednostkowe

czopa na panewkę.

W

celu

zmniejszenia

oporów

ruchu pomiędzy panwią i
czopem

powinniśmy

wytworzyć

warstewkę

nośną smaru lub gazu.

W zależności od

podawania

smaru

rozróżniamy łożyska:

- hydrostatyczne

– smar (gaz)
podajemy pod
ciśnieniem.

- hydrodynamic

zne – warstwa
nośna

smaru

(gazu)
powstaje

na

skutek

ruchu

obrotowego

czopa
względem
panwi

i

wzajemnego
poślizgu
między

ich

powierzchniam
i
poślizgowymi.

Częściej

jest

stosowana

metoda

hydrodynamiczna – pod
wpływem

ruchu

obrotowego

czopa

względem panwi powstaje
tzw.

klin

smarowy

(rys.57). Aby uzyskać
klin smarowy musi być
zapewniona odpowiednia
prędkość

obrotowa,

odpowiednia ilość smaru,
niewielka chropowatość
czopa i panwi, niewielki
luz

łożyskowy.

Niespełnienie któregoś z
warunków

–

tarcie

półpłynne.

Rys.58

3.3

Smary

i

smarownice

Podstawowym

zadaniem smaru jest:

1. Zmniejszenie

oporów tarcia.

2. Zmniejszenie

zużycia łożysk.

3. Zabezpieczeni

e

przed

zatarciem

i

ścieraniem.

4. Jako

czynnik

chłodzący.

Podstawowe cechy
smaru:

- lepkość;
- smarowność;
- temperatura

krzepnięcia i
zapłonu;

- temperatura

kroplenia;

- odporność na

starzenie się.

Rozróżniamy
smary:

a. stałe – grafit,

dwusiarczek
molibdenu,
talk (stosujemy
w

postaci

proszku).

b. plastyczne –

stosujemy do
łożysk
wolnobieżnyc
h

lub

pracujących
okresowo, gdy
zachodzi
obawa
zatarcia.
Zasadnicza
cecha

tych

smarów

–

temperatura
kroplenia.

a. ciekłe

–

dzielimy na:

- oleje

mineraln
e

– (z

ropy
naftowej)
zależnie
od
lepkości:
wrzecion
owe,
maszyno
we,

cylindryc
zne.

- oleje

silnikowe
(syntetycz
ne)

–

duża
temperatu
ra
zapłonu,
niska
temperatu
ra
krzepnięc
ia, duży
wskaźnik
lepkości.

Ze względu na
pochodzenie:

a. roślinne;
b. zwierzęce;
c. mineralne.

Oprócz

żądanej

określonej
lepkości

i

smarności żądamy
od smarów aby:

- były odporne

na utlenianie;

- nie wydzielały

osadu;

- wykazywały

duże

ciepło

właściwe;

- wykazywały

duże
przewodnictwo
cieplne.

3.4

Urz
ądz
enia

sma
row
nicz
e

Do

smarów

stałych

stosujemy

smarownice

kapturowe

Stauffera

(rys.59

a),

dociskowe

sprężynowe

(rys.59 b).

Smarowanie
przelotowe

–

smarownice
knotowe

(rys.59

c),

lub igłowe

(rys.59 d)
Smarowanie

obiegowe – uzyskujemy
stosując

pierścienie

smarujące luźne lub stałe,
albo

smarowanie

obiegowe

ciśnieniowe.

Rolę

pierścieni

smarujących

mogą

spełniać

wieńce.

Smarowanie pierścieniem
luźnym –60



2000 obr.

Stały pierścień – w
rozwiązaniu tym musimy
uwzględnić

zgarniacz

oleju.

Smarowanie pod

ciśnieniem – (pompka
olejowa

zębata,

tłoczkowa)

jest

to

najdoskonalszy

rodzaj

smarowania,

obfity

dopływ

oleju,

zapewniający
jednocześnie chłodzenie
łożyska i filtrowanie.
Ciśnienie

1,5



3

atmosfer.

3.5

Materiały

łożyskowe

Rys.59

Czop stanowiący

część

wału

lub

osi

wykonany jest zwykle ze
stali, natomiast element
łożyska

bezpośrednio

stykający się z czopem
wykonuje się z tzw.
materiałów łożyskowych.

Materiały

te

powinny

spełniać

następujące warunki:

1. Odporność na

ścieranie

i

zatarcie
(nieniszczenie
wału).

2. Mały

współczynnik
tarcia i dobre
powiązanie z
panewką.

3. Łatwe

docieranie się.

4. Duża

wytrzymałość
–
zmęczeniowa
statyczna,
uderzeniowa –
pozwalająca na
stosowanie
dużych
nacisków
powierzchniow
ych.

5. Duża

odporność
chemiczna na
oddziaływanie
ośrodka, oraz
podwyższonej
temperatury.

6. Duża

podatność

i

duże
odkształcenia
plastyczne
(zabezpieczają
ce

przed

spiętrzeniem
nacisków).

7. Dobre

przewodnictwo
cieplne.

8. Mały

współczynnik
rozszerzalności
cieplnej.

9. Dobre

własności
odlewnicze.

10. Dobra

obrabialność.

11. Duża

przyczepność
do
powierzchni
panewki.

12. Niska cena i

łatwość
nabycia.

Do

odlewania

panewek w pierwszym
rzędzie stosujemy stopy
cyny lub ołowiu, zwane
babbitami albo białymi
metalami. Najsłabszą ich
stroną jest wytrzymałość
zmęczeniowa. Im cieńsza
jest warstwa tym wyższa
wytrzymałość na naciski
powierzchniowe.

Materiały

łożyskowe:

1. Stopy cyny –

(83% lub 91%
cyny,

z

dodatkiem
antymonu

i

miedzi)
wykazuje dużą
wytrzymałość
zmęczeniową i
udarową,
łatwiej

się

docierają

i

mają

dużą

przyczepność
do

stalowej

panewki.

Są

drogie.

2. Stopy

ołowiowe

–

(6% lub 10%
cyny

lub

bezcynowe) są
stosowane
najczęściej –
nie

ustępują

stopom
cynowym, a są
znacznie
tańsze.

3. Krajowy stop

Ł 83 – 83%
cyny,

11%

antymonu, 3%
lub 6% miedzi.

4. Krajowy stop

Ł 16 – 16%
cyny,

16%

antymonu, 2%
miedzi, reszta
ołów.

5. Brązy

odlewnicze

–

cynowe

lub

ołowiowe.
Duża twardość
i wytrzymałość
zmęczeniowa.
Zastosowanie
–

gdy

własności
wytrzymałości
owe

są

ważniejsze od
ślizgowych.

6. Brąz ołowiowy

– typowy skład
to 70% miedzi
i 30% ołów +
cyna,

nikiel,

srebro.

7. Brąz cynowy –

80%

miedzi,

10%

cyny,

10% ołowiu.

8. Mosiądz – ma

niższą
wytrzymałość
ale

lepszą

odporność na
pracę

w

podwyższonej
temperaturze.

9. Stopy

aluminiowe

- odmiana

miękka –
79% cyna,
1% miedź,
1% nikiel,
reszta glin.
Forma
cienko
wykonanyc
h

warstw

na podłożu
stalowym.

- Odmiana

twarda

–

12%
krzem, 1%
miedź, 1%
magnez,
1% nikiel,
reszta glin.
Używane
w

formie

lanych
panewek.

10. Żeliwa – forma

lanych
panewek.
Najlepsze
żeliwo
perlityczne.

11. Stal

– jako

materiał
łożyskowy,
gdy występują
bardzo
wysokie
naciski.

12. Brązy

spiekane – 8



10%

cyny,

reszta miedź.
Stosujemy
dodatki
ołowiu,
kosztem
miedzi nawet
do 30% i 1%
grafitu.

13. Łożyska

ze

srebra

–

stosowane

w

łożyskach
lotniczych.
Warstwa

od

0,5



0,75 mm

srebra,
naniesiona
przez
galwanowanie.

14. Drewno

–

gwajak, dąb –
uszlachetnione
przez
nasycenie
żywią
syntetyczną.
Łożyska

te

chłodzimy
wodą.

15. Inne

–

tworzywa
sztuczne,
guma,

grafit,

kamienie
szlachetne
(rubin, szafir),
szkło.

Stosujemy
również:

- panewki

z

materiałów
porowatych;

- tuleje

prasowane,
spiekane,

nasycone
olejem.

3.6

Bu
dow
a
łoży
sk
śliz
gow
ych

Korpus

–

podstawowa część
łożysk ślizgowych.

Czop może być
osadzony:

a. bezpośrednio;
b. pośrednio.

Tuleja – element

pośredni,

którego

powierzchnia wewnętrzna
stanowi panew łożyska.
Tuleja może być wylana
warstwą

stopu

łożyskowego.

Korpusy

łożysk

ślizgowych poprzecznych
– traktujemy je jako
oddzielne

elementy

maszyn.

Ich

główne

rodzaje

są

znormalizowane.
Dzielimy je na:

a. dzielone;
b. niedzielone.

Korpusy dzielone

(rys.60) – umożliwiają
zastosowanie

panwi

dwukołnierzowych,

co

umożliwia

ustalenie

osiowe

łożyskowanego

wału. Wykonujemy je z
żeliwa lub staliwa.

Korpus

oczkowy

(rys.61) – stosujemy w
mniejszych

łożyskach.

Umożliwiają

one

zachowanie

prostej

konstrukcji

korpusu

maszyny.

Wadą

jest

trudny

montaż

i

demontaż.

Tuleje łożyskowe

– stanowią wymienne
części

łożysk

(w

większości
znormalizowane).Dzielim
y je na:

Tuleje łożyskowe

powinny

być

zabezpieczone

przed

obrotem i przesunięciem
wzdłuż osi (np.
kołek).

W

praktyce

powinniśmy korzystać z
tulei

łożyskowych

znormalizowanych.

Korpusem łożyska

może

być

fragment

korpusu

maszyny

–

panew łożyska wykonana
jako osobna tuleja.

Ugięcie wału w

czasie pracy – naciski
mogą

rozkładać

się

nierównomiernie.

Przy

niewielkim

ugięciu

stosujemy materiały o
dobrej

odkształcalności

(unikamy

spiętrzenia

naprężeń).

Panewki wahliwe

(rys.63 b) – stosowane są

przy

dużym

ugięciu

(samonastawne).



panewka stała
(rys.63 a).



panewka

wahliwa
(rys.63 b)

Uzyskanie

właściwych

luzów

łożyskowych

oraz

płynnego

tarcia

jest

bardzo

trudne.

Przy

ustalaniu luzów należy
uwzględnić:

1. Chropowatość

powierzchni.

2. Różnicę

w

rozszerzalności
cieplnej czopa
i łożyska.

3. Maksymalną

temperaturę
pracy łożyska.

4. Konieczność

uzyskania
stabilnej pracy
wału

w

różnych
temperaturach.

5. Własności

smaru.

W praktyce nie

stosujemy

ścisłych

zaleceń odnośnie wartości
luzów

łożyskowych,

tolerancji, pasowań oraz
chropowatości
powierzchni (ustalamy na
drodze doświadczeń).

Ogólne
nierówności: 1



6



m rzadziej 16



m.

Do

wstępnych

obliczeń (gdy nie jest
niezbędne

uzyskanie

tarcia płynnego) można
przyjmować następujące
pasowania: H7/g6, H7/f7,
H7/e8, H7/d8. W ten
sposób niezależnie od
średnicy czopa określę
jednoznacznie

luz

łożyskowy.

3.7

Obliczanie

łożysk ślizgowych




Obliczenia

sprowadzają

się

do

ustalenia

wymiarów z

warunków
wytrzymałościowych (d



l) oraz sprawdzenie czy
nie będą one nadmiernie
rozgrzewały w czasie
pracy.

Ustalenie

wymiarów

d

i

l

prowadzone jest w sposób
uproszczony.

Czop

obliczamy

na zginanie (obciążenie
ciągłe zastąpione siłą F)

Założenie

–

równomierne

naciski

pomiędzy

czopem

a

panwią.



g

=

M

g

W

x

=

5F



l

d

3



k

go

[I]

p

śr

=

F

d



l



k

o

[II]

Założenie

–

wartość

rzeczywistych

naprężeń dopuszczalnych
zginających

oraz

nacisków będą zbliżone
do

wartości

dopuszczalnych.

Nierówności [I] i

[II] zastępuję równaniem i
dzielę stronami.

l

2

d

2

=

0,2k

go

k

o

jeśli

oznaczę

l

d

=



wówczas



=

l

d

=

0,2k

go

k

o



0,45



k

go

k

o

[III]

Z zależności [III]

widać,

że

najkorzystniejsze



ustalę

na podstawie własności
materiałów czopa i panwi.
Praktycznie wartość



można przyjmować w
większym zakresie niż
wynikałoby

to

ze

stosunku k

go

do k

o

.

Na

podstawie

zależności [I] i [II]
ustalam średnicę czopa:

d



F





k

o

[IV]

Czynna

długość

czopa:

l =





d

Wyznaczone

wymiary zaokrąglę do
wymiarów normalnych.

Jeżeli

średnica

czopa otrzymana z innych
obliczeń
wytrzymałościowych
wału

różni

się

od

obliczonej wg wzoru [IV],
to do dalszych obliczeń
przyjmuję większą.

Sprawdzenie

łożyska na rozgrzewanie
realizuję

poprzez

porównanie wartości p

śr



v dla swojego łożyska z
wartością (p



v)

dop

.

Iloczyn ten określany jest
umownie

jako

miara

ciepła wytworzonego w
łożysku przez tarcie.

Przy

danym

współczynniku



(znanym dla konkretnego
łożyska),

jednostkowa

ilość

ciepła

jest

proporcjonalna do p

śr



v.

Założono

temperaturę pracy łożyska
do 60

o

i określono (p

śr



v)

dopuszczalne:

p

śr



v



(p

śr



v)

dop.

[

MN

m



s

]

Obliczenia

dla

łożyska

ślizgowego

wzdłużnego (rys.65):

p

śr

=

4F



(d

z

2

- d

w

2

)



k

o

Sprawdzenie

łożyska na rozgrzewanie
–

jak

dla

łożysk

poprzecznych.

UWAGA:

Wartość v oblicza się na
średniej

średnicy

powierzchni
współpracujących.

d

śr

=

d

z

+ d

w

2

Najczęściej

zakładamy

d

w

z

warunków
technologicznych, a d

z

obliczamy z wzoru na p

śr

.

3.8

Łoż
ysk
a
tocz
ne

Łożysko

toczne

składa

się

z

(rys.66):

1

– pierścienia

zewnętrznego;
2

– pierścienia

wewnętrznego;
3

– elementów

tocznych (kulka).
4 – koszyczka;

d

w

d

z

Bieżnia

–

powierzchnia po której
toczą

się

kulki

(wewnętrzna (rys.66 5),
zewnętrzna (rys.66 6),
(rys.66 7) – nit).

Istnieją odmiany
łożysk

tocznych

bez: koszyczka lub
któregoś

z

pierścieni.

Materiały

na

łożyska – ŁH 15 i
ŁH 15SG.
Materiały

te

charakteryzują się dużą
twardością, odpornością
na ścieranie.

Koszyczki

wykonuje się z blach,
stali, brązu, mosiądzu,
tworzyw sztucznych.

Koszyczki mogą
być:
jednoczęściowe
lub dwuczęściowe.

Łożyska dzielimy
ze względu na
kierunek
obciążenia

na

(rys.67):

- poprzeczne

(a);

- wzdłużne (b);
- skośne (c)



<

45

o

.

W zależności od
kształtu elementu
tocznego:

- kulkowe;
- wałeczkowe:

a. walcowe;
b. stożkowe;
c. baryłkowe.

Wałeczki walcowe

o średnicy do 5 mm i
stosunku ich długości do
średnicy większej lub
równej 2,5 – igiełki.

Podział

łożysk

tocznych ze względu na
główne

cechy

konstrukcyjne (rys.68):

1. KULKOWE

- zwykłe

a

(serie: 618,
619,

160,

60, 62, 63,
64);

- skośne

jednorzędo
we c (serie:
70, 72, 73);

- skośne

dwurzędow
e d (serie:
32, 33);

- wzdłużne

jednorzędo
we-
dwukierun
kowe j;

- wahliwe b

(serie: 12,
13, 22, 23).

2. WALCOWE

- poprzeczne

jednorzędo
we (serie:
2, 3, 4, 10,
22, 23);

- poprzeczne

dwurzędow
e;

- wzdłużne

jednokieru
nkowe;

- wzdłużne

dwukierun
kowe.

3. IGIEŁKOWE

- poprzeczne

jednorzędo
we g;

- poprzeczne

dwurzędow
e;

- wzdłużne.

4. STOŻKOWE

- poprzeczne

jednokieru
nkowe;

- poprzeczne

dwukierun
kowe h.

5. BARYŁKOWE

- Poprzeczne

i;

- Wzdłużne

l.

Podstawowe

wymiary łożysk tocznych
(rys.67):

- średnica

otworu d;

- średnica

zewnętrzna D;

- szerokość

łożyska B;

- wysokość

łożyska H.

Łożyska

są

znormalizowane w
skali

światowej

(ISO).
Każde łożysko jest

oznaczone

symbolem

cyfrowym lub literowo –
cyfrowym,

w

którym

wyróżnia się oznaczenia
serii (w tym odmiany
średnicowej), oznaczenie
średnicy otworu d, oraz
inne informacje.

Ostatnie

dwie

cyfry symbolu cyfrowego
określają

średnicę

łożyska. Gdy mamy 00,

oznacza to d = 10 mm,
01 – d = 12 mm, 02 – d =
15 mm, 03 – d = 17 mm.
Wyższe liczby (04



96)

mnoży się przez pięć,
otrzymując w wyniku
średnicę otworu łożyska.
Przy d > 500 mm wymiar
otworu

podaje

się

bezpośrednio za kreską
ułamkową

(po

znaku

serii) np. 60/500. Dla
średnic d < 10 mm
wymiar średnicy podaje
się pojedynczą cyfrą,
równą średnicy otworu
np. dla d = 7 mm – 607.
Pozostała część symbolu
określa serię łożyska,
podstawowe

cechy

konstrukcyjne,

w

tym

głównie

odmianę

średnicową.

3.9

Dob

ór łożysk
tocznych

Zasady

doboru

łożysk tocznych, rodzaje
łożysk,

materiały

z

których są wykonane,
znajdują się w katalogu
łożysk tocznych.

Czynniki

decydujące o doborze
łożyska:

1. Pierwsza grupa

decyduje

o

doborze

typu

łożyska.
Zależna jest od
warunków
konstrukcyjnyc
h,
przeznaczenia
maszyny,
warunków
pracy łożyska,
warunków
montażu

i

obsługi. Zależy
ona

od

konstruktora
(wytyczne
ułatwiające to
zadanie
znajdują się w
katalogach).

2. Druga grupa to

czynniki
decydujące o
wymiarach
łożyska
(wartość
obciążenia
przy

którym

łożysko
przepracuje
określony czas
bez
zniszczenia
oraz
maksymalna
prędkość
obrotowa n

gr

).

Obciążenie

łożyska określa się w
czasie ruchu łożyska –
nośność ruchowa – gdy
pierścienie obracają się
względem

siebie

z

prędkością obrotową n >
10

obr

/

min

.

Nośność

spoczynkowa – w czasie
spoczynku gdy n



10

obr

/

min

.

Wartość nośności

ruchowej (C) – określa
obciążenie, przy którym
łożysko osiągnie trwałość
1 mln obr.

Wartość nośności

spoczynkowej

–

obciążenie

wywołujące

odkształcenia plastyczne
współpracujących
elementów, równe 0,0001
średnicy części toczonej.

Trwałość łożyska

–

przy

dowolnym

obciążeniu, czas pracy
łożyska

do

chwili

wystąpienia pierwszych
oznak

zniszczenia,

którymi będą rysy lub
mikropęknięcia

na

powierzchniach tocznych,
potem

łuszczenie

powierzchni tocznych, w
rezultacie

zniszczenie

łożyska.

Nośność ruchowa

dla

poszczególnych

łożysk wyznaczona jest
przy założeniu niewielkiej
trwałości odpowiadającej
500 h pracy przy n = 33

1

/

3

obr

/

min

. W rzeczywistości

wymagamy

znacznie

większej ilości godzin
pracy

(L

h

)

oraz

stosowanie

większych

obrotów (n).

Dobrać łożysko to

przyjąć większe C niż
wyznaczone.

Zależność między

żądaną

trwałością,

nośnością ruchową i
rzeczywistym
obciążeniem

łożyska

określa wzór:

L = (

C

F

)

p

[I]

L

–

trwałość

łożyska w mln obrotów;

C

–

nośność

ruchowa (katalog);

F – obciążenie;
p

– wykładnik

potęgowy: dla łożysk
kulkowych p = 3, dla
wałeczkowych p = 10/3.

Chcąc wyznaczyć

trwałość pracy łożyska w
godzinach L

h

, wzór [I]

przyjmuje postać:

L

h

=

L



10

6

n



60

=

16600

n



(

C

F

)

p

3.10

Dobór
łożysk
tocznych
przy
obciążeniu
zastępczy
m

W rzeczywistości

łożyska obciążone są siłą
wzdłużną F

a

i poprzeczną

F

r

.

powoduje

to

konieczność wyznaczenia
obciążenia zastępczego,
którego wartość będzie
podstawą

do

doboru

łożyska wg poniższych
zasad:

F

z

= X



F

r

+ Y



F

a

F – obciążenie

równoważne

(zastępcze

[N, daN]);

F

r

– składowa

promieniowa obciążenia;

F

a

– składowa

osiowa obciążenia;

X – współczynnik

obciążenia
promieniowego;

Y – współczynnik

obciążenia osiowego.

Wartości X i Y są

przypisane (zależnie) od
rodzaju łożyska i od
rodzaju stosunku F

a

do

F

r

.

W

katalogu

znajduję

wartości

współczynnika e, który
charakteryzuje
konstrukcję łożyska w
zakresie zdolności do
przeniesienia
dodatkowych

obciążeń.

Dla łożysk kulkowych
zwykłych

wartość

współczynnika e zależy
od stosunku F

a

/C

o

.

F

a

/C

o

= 0,014



0,56



e = 0,19



0,44

Znając

stosunek

obciążenia F

a

/F

r

, należy

porównać go z wartością
e.

1. F

a

/F

r



e



X = 1; Y = 0

Przy

takim

obciążeniu

pomijamy

wpływ

obciążenia

osiowego F = F

r

.

2. F

a

/F

r

> e



X

=

(0,56;

0,46;

0,44)

zależny

od

wielkości luzu;
Y – zależne od
stosunku F

a

/C

o

i

wielkości

luzu.

120

o

C – łożyska

są

przystosowane

do

pracy w tej temperaturze.

UWAGA:

Zabrania

się

przekraczania

tej

temperatury

nawet

jednorazowo.

Dla

łożysk

pracujących

powyżej

120

o

C

przyjmuję

obniżoną

wartość

nośności C.

C

t

= C



f

t

C

–

nośność

ruchowa;

f

t

– współczynnik

temperatur.

Dla 150

o

C f

t

=

0,98

Dla 200

o

C f

t

=

0,9

Dla 250

o

C f

t

=

0,75

Dla 300

o

C f

t

=

0,6

Ze względu na

różne wartości X i Y oraz
e

dla poszczególnych

łożysk obliczanie F oprę
na

odpowiednich

tablicach

Katalogu

Łożysk Tocznych (KŁT).

Dla

łożysk

obracających

się

z

prędkością n < 10

obr

/

min

nośność spoczynkowa C

o

zależy

od

trwałego

odkształcenia.

Przy

doborze

tych

łożysk

wystarczy

spełnić

warunek,

aby

maksymalne obciążenie
łożyska było mniejsze od
C

o

.

Jeżeli obciążenie

działa skośnie:

F

o

= X

o



F

r

+ Y

o



F

a

F

o

– obciążenie

zastępcze spoczynkowe;

F

r

,F

a

– składowe

obciążeń;

X

o

,Y

o

–

współczynnik obciążeń.

Dla

łożysk

kulkowych zwykłych: X

o

= 0,6; Y

o

= 0,5.

3.11

Węzły łożyskowe

Osadzanie łożysk

tocznych

powinno

zapewnić

ustalenie

wzdłużne wału i łożyska,
oraz ustalenie właściwego
luzu

łożyskowego

w

czasie pracy łożyska.

Pełne

wykorzystanie

łożysk

tocznych zależy od:

- dobrania

łożyska;

- odpowiednich

warunków
pracy jak i od

własności
osadzenia
łożysk na wale
i w korpusie
maszyny.

Ustalenie

wzdłużne polega na tym,
że jedno łożysko ustala
wał

w

kierunku

wzdłużnym,

tzn.

zapewnia stałe położenie
jednego

czopa

wału

względem

korpusu

maszyny,

a

drugie

łożysko powinno mieć
możliwość

wzdłużnego

przesuwu

względem

korpusu,

aby

nie

krępować

odkształceń

cieplnych

wału

i

niwelować błędy montażu
lub wykonania elementu.
Zasada

ustalania

wzdłużnego

(rys.70)

stosowana jest do łożysk
kulkowych i walcowych.

PASOWANIE

PIERŚCIENI
ŁOŻYSKOWYCH

I

OPRAWY

Przy

doborze

pasowań będę zwracać
uwagę aby:

1. W czasie pracy

łożyska istniał
właściwy luz
poprzeczny
(zakleszczanie
łożyska);

2. Nie

występowało
obracanie się
pierścieni
łożyska wałka
i oprawy.

Rozróżniamy dwa
przypadki
obciążenia
łożyska:

- ruchomy

wałek;

- ruchoma

oprawa.

W

pierwszym

przypadku

pierścień

wewnętrzny osadzony jest
ciasno,

a

zewnętrzny

luźno.

W

drugim

przypadku odwrotnie.

Czopy

wałów

wykonuje się najczęściej
g6 do r6. Otwory korpusu
wykonuje się J7 do P7.
Podane

symbole

nie

charakteryzują

rodzaju

pasowania.

SMAROWANIE

ŁOŻYSK TOCZNYCH

Aby

polepszyć

warunki pracy łożyska i
maksymalnie

je

wykorzystać

stosujemy

smarowanie. Zależy ono
od:

1. Warunków

eksploatacji
łożyska;

2. Konstrukcji

węzła
łożyskowego.

Czynniki
decydujące

o

środku smarnym:

- temperatura

pracy;

- rodzaj

uszczelnienia i
warunki
otoczenia;

- prędkość

obrotowa
łożyska;

- obciążenie;
- rodzaj

konstrukcji
łożyska.

Najlepsze
smarowanie
olejowe.

Mankamenty

–

konieczność stosowania
złożonych

uszczelnień,

niebezpieczeństwo
zaburzeń w pracy układu.

Smarowanie

olejowe

–

musimy

odprowadzić ciepło z
węzła, gdy służy ono do
smarowania

innych

elementów maszyny.

Gdy

prędkość

obrotowa

równa

się

prędkości granicznej –
łożysko ma korpus o
konstrukcji zamkniętej.

Smarowanie

łożysk

smarem

plastycznym

–

gdy

temperatura pracy niższa
niż 70

o

C.

Smarowanie

olejem:

1. Smarowanie

zanurzeniowe
–

łożysko

zanurzone jest
w

oleju.

Podczas obrotu
elementy
toczne

w

łożysku
zwilżone
olejem,
przenoszą go
na

bieżnię,

obrzeża

i

powierzchnie
prowadzenia
koszyczka.
Poziom oleju
powinien być
poniżej

osi

najdalej
położonych
elementów
tocznych.

2. Smarowanie

obiegowe

–

wymuszony
jest przepływ
oleju

przez

łożysko
toczne.

3. Smarowanie

mgłą olejową
– tam gdzie
łożyska mają
bardzo

duże

obroty.
Drobinki oleju
są

rozpylane

sprężonym
powietrzem.
Stosujemy gdy
d



n

>

100000,
potrzebne
intensywne
chłodzenie

i

łożysko
musimy
izolować.

3.12

Usz
czel
nia
nie
węz
łów
łoży
sko
wyc
h

Efekt

uszczelniania

przy

uszczelkach filcowych lub
gumowych

–

sprężynujący

element

dokładnie przylega do
powierzchni
uszczelnianej.

Uszczelnianie

filcowe – do smarów
plastycznych v < 5

m

/

s

,

temperatura do 90

o

C, R

a



2,5



m. Powierzchnie

czopa

polerujemy.

Pierścień

nasycamy

olejem.

Wymiary

pierścieni

i

rowków

dobieramy z tabel.

Uszczelnianie

gumowe

–

pierścień

uszczelniający,

gdy

wymagana jest większa
szczelność – olej.

Uszczelnienia

bezstykowe:

- szczelinowo

rowkowe;

- labiryntowe;
- odrzutnikowe;
- tarcze

ochronne.

4.

Poł

ączenia
wciskowe

Połączenie wciskowe
powstanie przy – montażu
elementów o większym
wymiarze zewnętrznym
(czop) z częścią
obejmującą (oprawę) o
mniejszym wymiarze
wewnętrznym.

D > D

W

W = d

z

– D

W

W – dodatnia różnica

wymiarów

wcisk – ujemny luz

W montowanych
częściach powstaną
odkształcenia sprężyste,
które wywołują docisk na
powierzchni styku.
Wobec powyższego jest
możliwe przenoszenie
obciążeń wzdłużnych lub
momentu skręcającego.

Połączenia

wciskowe: pośrednie i
bezpośrednie zależnie od
technologii: wtłaczane i
skurczowe.

Połączenie

kombinowane polega na
równoczesnym ogrzaniu
oprawy

i

oziębieniu

czopa. Często stosuje się
też ogrzanie oprawy w
połączeniach
wtłaczanych,

co

umożliwia zastosowanie

pras o mniejszej sile
nacisku.

Zalety

połączeń

wciskowych:

- dokładna

współosiowo
ść;

- brak

elementów
dodatkowych
;

- proste i tanie

wykonanie;

- duża

obciążalność
złącza
(obciążenia
zmienne

i

udarowe).

Wady

połączeń

wciskowych:

- znaczne

obciążenia
montażowe;

- trudność

uzyskania
żądanego
wcisku;

- dodatkowe

zabezpieczen
ia.

W

przypadku

połączeń

wciskowych,

które są przewidywane do
montażu, przed montażem
używamy odpowiednich
smarów (olej rzepakowy z
dodatkiem talku lub smar
grafitowy). Połączenia o
bardzo dużym wcisku
przewidziane

do

demontażu wyposażamy
w kanały smarowe.

4.1
Obc
iążal
ność
połąc
zeń
wcis
kowy
ch

Połączenie

wciskowe może przenieść
siłę poosiową (wzdłużną)
lub moment skręcający.
Zdolność do przeniesienia
w/w

obciążeń

będzie

zachowana, gdy:

siła poosiowa F <

T ( wywołanej dociskiem
części)

F







p







d



l

[ I ]

gdzie:



- obliczeniowy

współczynnik tarcia;

p – najmniejszy

wymagany

nacisk

jednostkowy

na

powierzchnię styku czopa
z oprawą

S =





d



l

F



T

F







p



s

Jeśli połączenie

obciążone jest momentem
skręcającym M

s

,

wówczas wzór I
przyjmuje postać:

M

s



T



d

2

M

s



0,5







p







d

2



l

[ II ]

Na

podstawie

wzoru I i II możemy
ustalić minimalny nacisk
jednostkowy
zapewniający

pracę

połączenia dla F lub M

s

.

p



F









d



l

[ III ]

p



2M

s









d

2



l

[

IV ]

Obliczanie
wytrzymałości
elementów połączeń
wtłaczanych

Wtłaczanie –

odkształcenia sprężyste,
miarą ich jest wartość
wcisku.

W = dz

1

– D

W2



=

W

d

- wcisk względny



- odkształcenie

jednostkowe

Odkształcenie

jednostkowe jest także
określane prawem
Hooke



a.



=



E





max

E

E – moduł Younga



max

E

=

W

d

W



d





max

E

W

połączeniach

wtłaczanych



max

zależy

od p oraz od wymiarów
średnic pierścieni części
łączonych. Uwzględniając
to wzór V przybiera
postać.

W



p

max



d









C

1

E

1

+

C

2

E

2

[ V ]

gdzie:

p

max

–

maksymalne naciski
dopuszczalne;

E

1

i E

2

– moduł

Younga (E

1

– czopa, E

2

–

oprawy).

E = 2,1



10

5

[MPa] – dla stali

E = 0,9



10

5

–

dla żeliwa

d – średnica

nominalna;

C

1

, C

2

–

współczynniki:

C

1

=

1 +



1

2

1 -



1

2

-



1

C

2

=

1 +



2

2

1 -



2

2

+



2



1

– liczba

Poissona dla czopa;



2

– liczba

Poissona dla oprawy.



= 0,3 – dla stali

,



= 0,25 – dla

żeliwa



1

–

współczynnik wydrążenia
dla czopa;



2

–

współczynnik wydrążenia
dla oprawy.



1

=

d

w1

d

z1



d

w1

d



2

=

D

w2

D

z2



d

D

z2

Chcąc uzyskać

minimalną wartość
wcisku, przy którym
połączenie przeniesie
żądane obciążenie
zastosujemy wzór:

W



p



d









C

1

E

1

+

C

2

E

2

[ VI ]

Do

wzoru

VI

wstawiam

żądane

wartości

nacisku

p

wyznaczone ze wzoru III
i IV. Obliczanie połączeń
wciskowych

kończymy

sprawdzeniem warunku V

i

VI,

po

ustaleniu

pasowania i wartości W.

l

d

F

p













lub

l

d

Ms

2

p

2













4.2

U
s
t
a
l
a
n
i
e

n
a
c
i
s
k
ó
w

d
o
p
u
s
z
c
z
a
l
n
y
c
h

Ustalenie

p

dokonujemy wg tabeli 4.1
Wartość

p

max

wyznaczamy osobno dla
czopa,

osobno

dla

oprawy, przyjmując do
obliczeń wartość mniejszą
.

Wartość p

max

– nie

występują odkształcenia
plastyczne lub zniszczenie
części

w

wyniku

naprężeń.
Przed

montowaniem

części

przy

ustalaniu

wartości

w

czasie,

pomiaru

należy

uwzględnić chropowatość
oraz fakt, że podczas
wtłaczania

wystąpi

wygładzenie nierówności
(zmniejszenie o 60% ich
wysokości).

Dobór pasowań

Wcisk

mierzony

W



,

wynikający

z

pomiarów

powinien

wynosić:

W



= Wmin + 1,2(R

z1

+

R

z2

)

Wmin i W



znane



dobieram rodzaj

pasowania

Wmin > W



gdzie:

R

z1

, R

z2

-

wysokość chropowatości
powierzchni czopa i
oprawy w



m;

W



- wcisk

mierzony.

W zależności od

wymagań

konstrukcyjnych dla

połączeń wtłaczanych,

połączenie możemy

realizować wg ISO.



H

7/k6 – lekko
wciskowe;



H

7/m6 – wciskowe;



H

7/n6 – mocno
wciskowe;



H

7/r6 – lekko
wtłaczane;



H

7/s7 – wtłaczane;



H

7
/
n
7

–

m
o
c
n
o

w
t
ł
a
c
z
a
n
e

(
p
o
ł
ą
c
z
e

n
i
a

s
k
u
r
c
z
o
w
e
,

o
b
c
i
ą
ż
o
n
e

z
n
a
c
z
n
y
m
i

s
i
ł
a
m
i

o
b
w
o
d
o
w
y

m
i

l
u
b

w
z
d
ł
u
ż
n
y
m
i
,

k
o
ł
a

j
e
z
d
n
e

n
a

o
s
i
a
c
h
)
.

4.3

O
b
l
i
c
z

a
n
i
e

p
o
ł
ą
c
z
e
ń

s
k
u
r
c
z
o
w
y
c
h

W połączeniach
skurczowych pominę:
- obliczanie siły
wtłaczania;
- obliczanie wcisku
mierzonego;

Temperatura nagrzania
oprawy

)]

t

t

(

1

[

d

d

1

2

2









gdzie:
t1 - temperatura
otoczenia;
t2 - temperatura
nagrzania;
α – współczynnik
rozszerzalności cieplnej;

Względny przyrost
cieplny średnicy
nominalnej d wynosi:

)

t

t

(

d

)

t

t

(

d

d

d

d

1

2

1

2

2





















I

W połączeniach
skurczowych wartość ε
odpowiada wartości
wcisku względnego

d

W





.

Zatem po przekształceniu
wzoru pierwszego
otrzymam zależność:

1

1

2

t

d

W

t

t

















gdzie:

W – wartość Wmax
wynika z przyjętego
pasowania.

Obliczanie siły do

wtłoczenia wcisku
mierzonego, temperaturę
podgrzania oprawy
ustalamy wg wzoru:

t

2

=

1,25W





d

+ t

1

gdzie:



- współczynnik

rozszerzalności cieplnej,
np. dla stali 11



10

-6

;

t

1

- temperatura

otoczenia;

t

2

- temperatura

nagrzania.

t

2

=

- 1,25W





d

+ t

1

temperatura oziębienia

c
z
o
p
a

Mieszanina

denaturatu lub acetonu z

tzw. suchym lodem ok. -

70



C, skroplone

powietrze, tlen lub azot

ok. – 190



C.

5.

Połączenia
kształtowe

5.1

C
h
a
r
a
k
t
e
r
y
s
t
y
k
a

i

k
l
a
s
y
f
i
k
a
c
j
a

p
o
ł
ą
c
z
e
ń

k
s
z
t
a
ł
t
o
w
y
c
h

W

połączeniach

kształtowych

łączenie

części współpracujących
oraz

ustalanie

ich

wzajemnego

położenia

uzyskuje

się

przez

odpowiednie
ukształtowanie

ich

powierzchni

(w

połączeniach
bezpośrednich)

lub

zastosowanie
dodatkowych łączników
(w

połączeniach

pośrednich).

W

połączeniach
bezpośrednich

na

powierzchniach styku są
wykonane

występy

i

wgłębienia,

które

po

połączeniu

elementów

spełniają

funkcję

łącznika.

Rozróżniamy

połączenia kształtowe:

- wpustowe;
- wielowypust

owe;

- kołkowe;
- sworzniowe;
- klinowe.

Podstawowym

zadaniem

połączeń

kształtowych

jest

przenoszenie

obciążeń

(siły

wzdłużnej,

poprzecznej lub momentu
skręcającego)
działających na łącznik.

W zależności od

rodzaju

połączenia

łączniki spełniają również
dodatkowe zadania:

- powodują

skasowanie
luzów;

- dokładne

osiowanie
elementów
połączenia;

- umożliwiają

przesuwanie
elementów
względem
siebie

lub

zapewniają
ścisłą
powtarzalnoś
ć położenia
łączonych
elementów w
przypadku
ich
wielokrotneg
o montażu i
demontażu.

Części łączone mogą być
nieruchome

względem

siebie

(połączenie

spoczynkowe)

lub

przesuwne wzdłuż osi
(połączenie ruchome).

5.2

P
o
ł
ą
c
z
e
n
i
a

w
p
u
s
t
o
w
e

Wpusty –

elementy przekazujące M

s

spoczynkowe oraz
ruchowe.

Wpusty:

- pryzmatyczn

e pełne,
ścięte lub
zaokrąglone
– połączenia
spoczynkowe
;

- pryzmatyczn

e otworowe i
czopkowe –
połączenia
ruchowe;

- pryzmatyczn

e pełne o
szerokości b
= 10 mm,
wysokości h
= 8 mm,
długości l =
32 mm .

Wpust pryzmatyczny A

10 x 8 x 32 PN –

70/M – 85005

B – wpust
pryzmatyczny
pełny, ścięty;
E – wpust
pryzmatyczny
zaokrąglony,
dwuotworowy;
F – wpust
pryzmatyczny
pełny, ścięty,
dwuotworowy;
EW – wpust
pryzmatyczny
zaokrąglony,
dwuotworowy,
wyciskany;
FW – wpust
pryzmatyczny
pełny, ścięty,
dwuotworowy,
wyciskany;
NS – wpust
czopkowy
niesymetryczny;
S – wpust
czopkowy
symetryczny.

W połączeniach
spoczynkowych
obowiązkowo należy
osadzany element ustalić
przed przesunięciem
poosiowym (wzdłużnym).
Wpust „długi” – mogę
zastosować dwa wpusty.

Wpust czółenkowy

–

zastosowanie

w

połączeniach podrzędnych
dla małych momentów, a

najlepiej jako dodatkowe
zabezpieczenie.

Przykład

oznaczenia

wpustu

czółenkowego, gdzie b =
4, h = 6,5mm:

Wpust czółenkowy 4 x

6,5

PN – 88/M –

85008

Dobór i

obliczanie wpustów.

Dla ułatwienia

montażu suma wysokości
obu rowków jest większa
od wysokości wpustu o
0,2÷0,4 [mm].

Wymiary poprzeczne
wpustu dobiorę wg PN-
70/M-85005.

(b x h)=f(d)

b x h dobiorę wg norm –
obliczenie wpustu
sprowadzi się do ustalenia
jego długości wg warunku
na naciski
powierzchniowe.

n

h

ko

F

2

lo







b

lo

lc





gdzie:
lo - wyznaczam wg ciągu
zalecanego;
ko – dopuszczalne naciski
powierzchniowe w
połączeniach
kształtowych;

kc

z

ko





gdzie:
z – współczynnik zależny
od warunków pracy,

rodzaju połączenia, oraz
uwzględniający ścięcia w
wpustach

Wpusty obliczamy

z warunku na naciski
powierzchniowe.

p =

F

l

o



h

2



n



k

o

gdzie:

F - siła

wyznaczona z
przenoszonego momentu

obrotowego F =

2M

d

;

l

o

- długość

czynna wpustu;

h

2

- wysokość

powierzchni narażonej na
naciski (wartość
przybliżona);

n - liczba

wpustów;

k

o

– naciski

dopuszczalne.

Pasowanie

wpustów

Pasowanie

bocznych powierzchni
wpustów:

- zwykłe –

rowek w
wałku N9,
rowek w
piaście H9;

- ciasne –

rowek w
wałku P9,
rowek w
piaście N9.

5.3

P
o
ł
ą
c
z
e
n
i
a

w
i
e
l
o
w
y
p
u
s
t
o
w
e

Wielowypusty –
pozwalają uzyskać
dokładne osiowanie,
zmniejszyć naciski
powierzchniowe lub
(zwiększyć obciążenie).
Otrzymamy zmniejszenie
gabarytów w
połączeniach ruchowych.
Wymagają dokładnego
wykonania (0,02[mm] na
200[mm] odchyłka
równoległości).

Połączenia

bezpośrednie – na czopie
wału

wypusty

współpracujące

z

odpowiednimi rowkami w
piaście.

Połączenia

o

wypustach prostokątnych
równoległych:

- grupa lekka –

6,

8,

10

wypustów;

- grupa średnia

– 6, 8, 10
wypustów;

- grupa ciężka

– 10, 16, 20
wypustów
nie

objęte

normami.

Połączenia
wielowypustowe
równoległe – do
obrabiarek – 4, 6
wypustów
Centrować
(osiować) możemy
na d, D lub b.

Osiowanie na:

- d

–

osiowanie na
wewnętrznej
średnicy

–

stosowane w
połączeniach
dokładnych,
przy
wypustach
utwardzonyc
h – głównie
w produkcji
małoseryjnej;

- D

–

osiowanie na
średnicy
zewnętrznej
– stosowane
w
połączeniach
spoczynkowy

ch i średnio
dokładnych
ruchowych
przy
wypustach
miękkich;

- b

–

osiowanie na
bokach
wypustów –
najmniej
dokładne.
Stosuje się je
w

celu

zmniejszenia
do minimum
luzu
obwodowego
,

co

jest

wymagane
przede
wszystkim
przy
występowani
u

częstych

zmian
kierunku
obciążenia,
znaczne
momenty.

Połączenia zębate

ewolwentowe

(PN

–

69/M.

–

85010).

Stosowane

dość

powszechnie, zwłaszcza
w

produkcji

wielkoseryjnej.
Charakteryzują się one
dużą

wytrzymałością

(przy

wykorzystaniu

pozostałych zalet).

W

połączeniach

zębatych stosowane są
zęby niskie o kącie
przyporu



o

=

30



.

Zalecana wartość modułu
od 0,8 do 8. Liczba zębów
6 do 61.

Połączenia

wielokarbowe – PN –
68/M

– 85014 mają

kilkadziesiąt

drobnych

wypustów trójkątnych i
tylko

nieznacznie

osłabiają

wytrzymałość

czopa. Są to połączenia
spoczynkowe

o

niewielkiej

dokładności

osiowania. Stosuje się
połączenia stożkowe o
zbieżności

1

:

16.

Połączenia wielokarbowe
umożliwiają

regulację

położenia

piasty

względem

czopa.

Połączenia wielokarbowe
na

rysunkach

przedstawiamy w sposób
uproszczony wg PN –
79/M – 01133.

Wybór

centrowania oparty na
kryteriach
technologicznych:

HB < 350 – możliwe

przeciąganie – D

materiał twardy – d

Centrowanie na b

- najbardziej równomierne
obciążenie wypustów,
znaczne momenty, małe
wymagania.

Zależnie od

przyjętego pasowania,
połączenia mogą być
spoczynkowe lub
przesuwne (ruchowe):

Zakładając, że F
działa w połowie
wysokości
wypustów,
wyznacza się
średnią średnicę:

D

śr

=

D + d

2

Później z wzoru na

moment obrotowy oblicza

się wartość siły F

M

o

= F



D

śr

2



F =

2M

o

D

śr

=

4M

o

D + d

Do obliczeń przyjmuje

się, że obciążenie

przenosi tylko 75%

powierzchni wypustów i

naciski powierzchniowe

oblicza się z warunku:

p =

F

0,75h

o



l

o



n



k

o

l

o



F

0,75h

o



n



k

o

gdzie:

h

o

– wysokość

powierzchni styku
jednego wypustu z piastą

h

o



D - d

2

;

l

o

– czynna

długość styku wypustu z
piastą;

n – liczba

wypustów.

k

o

= z



k

c

5.4

P
o
ł
ą
c
z
e
n
i
a

k
o
ł
k
o
w
e

Kołek – element o
kształcie walca lub
stożka, którego
długość zawiera
się w przedziale:

2d < l < 20d

Rozróżniamy

kołki złączne i ustalające:

- kołki złączne

–
przenoszenie
sił
tnącychdziała
jąccych do
osi kołka.
Można
zastosować je
jako
elementy
zabezpieczają
ce przed
przeciążenie
m;

- kołki

ustalające –
zapewnienie
dokładnego
położenia

współpracują
cych
elementów.

Kołki:

- walcowe,

stożkowe.
Pasowanie z
wciskiem
(H7/n6,
H7/p6,
H8/n8);

- stożkowe – z

czopem
gwintowym i
gwintem
wewnętrzny
m;

- karbowe – z

karbem po
środku lub
wzdłuż
kołka;

- rozcięte

(sprężyste).

Materiał kołków –
stal 45 –
hartowana i
odpuszczana.
Kołki do
roznitowania – stal
15;
Kołki sprężyste –
stale sprężyste;

Otwory w
elementach
łączonych
wiercenie i
rozwiercanie
wspólne.
Otwory – kołki
walcowe –
najczęściej
przelotowe.
Dla
nieprzelotowych
kołki sożkowe z
gwintem.

Połączenia
połączone
udarowo – kołki z
zabezpieczeniem
przed
wypadnięciem.

Ustalanie
elementów o
płaskiej
powierzchnii styku
– dwa kołki o jak
największym
rozstawie.
Kołki z karbami –
nie rowiercać
otworu ani
dodatkowo nie
zabezpieczać
przed
wypadnięciem.
Umożliwiają
wielokrotny
demontaż.
Stosujemy jako
kołki do
przenoszenia
obciążeń.

Kołki sprężyste –
możliwość
wielokrotnego
wykorzystania.

Wymiary kołków
ustalone są
konstrukcyjnie
(szczególnie
ustalające). Jeżeli
będę je sprawdzał
to z warunku na
ścinanie i naciski
powierzchniowe
(kt z tablicy, ko
wg znanej
zależności).

Wytrzymałość

kołków należy sprawdzać
na:

- ścinanie;
- naciski

powierzchnio
we.

Połączenia

kołkowe spoczynkowe z
kołkami złącznymi są
stosowane

zamiast

połączeń klinowych i
wpustowych,

ponieważ

ich wykonanie jest tańsze.
Niewielki

przekrój

pracujący

kołków

powoduje, że połączenia
te mogą przenosić tylko
niewielkie obciążenia, co
ogranicza

ich

zastosowanie.

Połączenia

kołkowe ruchowe stosuje
się przy wymaganym
względnym ruchu
współpracujących części.

Kołek o średnicy d

= 10n6 i długości l = 60
mm

Kołek walcowy 10n6 x 60

wg PN – 66/M – 85021

Kołek stożkowy 6 x 60

wg PN – 55/M – 85022

5.5

P
o
ł

ą
c
z
e
n
i
a

s
w
o
r
z
n
i
o
w
e

Sworzniem –
nazywamy
grubszy
cylindryczny
kołek.

Połączenia
sworzniowe:
spoczynkowe lub
ruchowe.
Połączenie
ruchowe – w
przegubach.

Połączenie
spoczynkowe –
sworznie
pasowane ciasno
w obu elementach.
Połączenie
ruchowe –
pasowanie ciasne
– sworzeń i
element o
mniejszej
grubości;

– p

a
s
o
w

a
n
i
e

l
u
ź
n
e

–

w

e
l
e
m
e
n
t
a
c
h

l
u
ź
n
y
c
h
.

Sworznie nie są

obciążone

osiowo

–

jednak zabezpieczamy je
przed

wypadnięciem

(zawleczki,

pierścienie,

kołki,

pierścienie

sprężynujące, nakrętki +
przeciwnakrętki, nakrętki
koronkowe + zawleczki).

Sworznie

swobodne - „pływające”-
osadzone luźno w obu
częściach.

Rodzaje sworzni:

- bez łba;
- z

dużym

łbem;

- z

czopem

gwintowany
m;

- noskowy.

Sworznie

z

czopem gwintowanym o
średnicy d = 16h11,
długości l = 70 mm,
długości

części

nie

gwintowanej l

2

= 50 mm,

odległości

otworu

zawleczkowego l

o

= 12

mm .

Sworzeń 16h11 x 70 x

50/12 wg PN – 63/M –

83007

Podkładka do sworznia

16,5 wg PN – 63/M –

82004

Podkładka – 82004 –

dokładna

– 82006 –

zwykła

Zawleczka 3,2 x 25 wg

PN – 76/M – 83007

Obliczanie połączeń
sworzniowych

M

g max

=

F

2









l

1

2

+

l

2

2

-

F

2



l

1

4

=

F(l

1

+ 2l

2

)

8

M

g max

=

F



l

8

Warunek

wytrzymałościowy



g

=

Wx

8

Mg

max



k

g

W

x

= 0,1d

3

W

x

= 0,1









d

4

- d

o

4

d

gdzie:

d

o

– średnica

otworu wzdłużnego w
sworzniu.

d

o

= (0,5



0,6)d



g

=

M

g max

0,1d

3



k

g

d



3 M

g max

0,1



k

g



s

=

F

S



k

t

(k

tj

lub k

to

)



t

=

F



d

2

4



2



k

t

(k

tj

lub k

to

)

2F



d

2





d



2F

k

t





p

t

=

F

d



l

1



k

o

p

w

=

2

l

d

2

F





k

o

k

o

= z



k

c

– tablica 5.1

5.6

P
o
ł
ą
c
z
e
n
i
a

d

e

e

k
l
i
n
o
w
e

Połączenia

klinowe – należą do
połączeń

pośrednich,

rozłącznych w których
łącznikiem jest klin.

Powierzchnie

robocze klina: płaskie lub
walcowe tworzą kąt



(



)

z osią klina.

Połączenia

klinowe dzieli się na:

- poprzeczne –

oś klina jest
prostopadła
do osi części
łączonych;

- wzdłużne –

oś klina jest
równoległa
do osi części
łączonych.

Klin jednostronny
wzdłużny a) – PN
– 78/M – 02042

S =

H - h

l

= tg



Klin dwustronny
poprzeczny
symetryczny b) C

=

H - h

L

= 2tg



2

Klin jest wbijany

siłą Q co powoduje
powstanie

między

roboczymi
powierzchniami klina i
części łączonej znacznych
sił docisku i związanych z
nimi sił tarcia T. Przy
obciążeniu połączenia siłą
F, reakcje R dążą do
wysunięcia klina. Aby
klin nie wypadł w czasie
pracy musi być spełniony
warunek
samohamowności.

Dla

klinów jednostronnych i
dwustronnych
symetrycznych, warunek
jest

określony

zależnościami:







,







2

gdzie:



- kąt tarcia;

tg



=



Dla przeciętnych

warunków pracy (stal po
stali,

powierzchnie

niesmarowane),
przyjmuje

się

obliczeniowy
współczynnik tarcia:



= 0,1



= arctg 0,1



5



43



Pochylenie klinów

wzdłużnych wynosi:

S = tg



= 0,01

1 :

100

Pochylenie klinów

poprzecznych wynosi:

C = 2tg



2

= 1 : 5

1 :

10

Wartości te są

uprzywilejowane i

wystarczają do

zachowania

samohamowności klina.

Połączenia

klinowe poprzeczne to
połączenia takie,

aby

mogło pracować przy
zmiennych obciążeniach.
Należy

je

tak

zaprojektować,

aby

uzyskać tzw. napięcia
wstępne

(zawrzeć

w

konstrukcji powierzchnię
oporową).

Wady

połączeń

klinowych poprzecznych:

- osłabianie

części
łączonych;

- nierównomie

rne
naprężenia;

- stosowania

dużych

sił

przy
montażu.

Połączenia
klinowe
poprzeczne
zastępuje

się

połączeniami:

- kołkowymi;
- sworzniowy

mi;

- gwintowymi.

Połączenie

klinowe

wzdłużne

–

łączymy wały z częściami
osadzanymi

na

nich,

moment obrotowy w tych
połączeniach z wału na
daną część przenoszony
jest

wskutek

występowania momentu

tarcia – niezależnie od
rodzaju klina.

Kliny wzdłużne –

podobne są do wpustów
pryzmatycznych, ale mają
pochylenie 1 : 100.

Kliny

wzdłużne

dzielimy na:

- wpuszczany;
- wklęsły;
- noskowy;
- płaski;
- styczny.

Przy

występowaniu znacznych
obciążeń zmiennych i
występowaniu zmiennego
kierunku

obrotu

stosujemy tzw. zespoły
klinów stycznych (po dwa
kliny

we

wspólnych

rowkach).

Dwie pary klinów

można rozstawić pod
kątem 120



(wyjątkowo

co 180



).

Klinów

wzdłużnych

nie

obliczamy
wytrzymałościowo.
Wymiary dobiera się z
tabel na podstawie d.
Reszta jak dla wpustów.

Wady

połączeń

klinowych wzdłużnych:

- przesunięcie

mimośrodow
e;

- skośne

ustawienie;

- nierównomie

rny rozkład
naprężeń;

- niekorzystny

montaż;

- trudności

z

dopasowanie
m klina.

Z

powodu

trudności

z

dopasowaniem klina, ich
zastosowanie sprowadza
się do wałów wolno
obrotowych, w których
moment skręcający (M

s

)

jest

niewielki,

oraz

występują

małe

wymagania

co

do

współosiowości
łączonych części.

Kliny nastawcze –

ustalają położenie części
maszynowych.

Kliny

takie

stosujemy

na

przykład w prowadnicach
obrabiarek.

6.

Połączenia

gwintowe

6.1

O

gól
na
cha
rak
tery
sty
ka
poł
ącz
eń
gwi
nto
wyc
h

Połączenia

gwintowe to połączenia
kształtowe, rozłączne.

Zasadniczym

elementem

połączenia

gwintowego jest łącznik,
składający się ze śruby i
nakrętki. Skręcenie ze
sobą śruby i nakrętki
tworzy

połączenie

gwintowe.

Połączenia

gwintowe dzieli się na:

- pośrednie

–

części
maszyn łączy
się

za

pomocą
łącznika, rolę
nakrętki
może
również
spełniać
gwintowany
otwór

w

jednej

z

części;

- bezpośrednie

– gwint jest
wykonany na
łączonych
częściach.

Połączenia
gwintowe:

- spoczynkowe

;

- ruchowe.

Linią śrubową –

nazywamy

krzywą

przestrzenną opisaną na
pobocznicy walca przez

punkt poruszający się
ruchem

jednostajnym

wzdłuż osi walca (osi linii
śrubowej) – przy stałej
prędkości

obrotowej

walca.

Rozróżnia się linię

śrubową:

- prawą;
- lewą.

tg



=

P





d

gdzie:

P – podziałka
danej linii
śrubowej;
odcinek A

1

i A

2

;

kąt



- wznios

linii śrubowej.

Gwint – powstaje

przez wycięcie bruzd o
określonym kształcie
wzdłuż linii śrubowej.
Powstałe występy oraz
bruzdy, obserwowane w
płaszczyźnie
przechodzącej przez oś
gwintu tworzą zarys
gwintu.
Zarys gwintu tworzy linia
konturowa przekroju
osiowego gwintu.

Mechanizmy

śrubowe – służą do
zmiany ruchu obrotowego
na postępowo zwrotny.
Stosowane są do celów
napędowych m.in. do
przesuwu

stołu

lub

suportu w obrabiarkach,
tworzą zespoły robocze.

Wymiary

nominalne

gwintu, śruby i nakrętki
wg PN, są oparte na
zarysie

nominalnym

(wspólny

dla

gwintu

zewnętrznego

i

wewnętrznego).

6.2

P

ara
met
ry
gwi
ntó
w

d

–

średnica

gwintu śruby;

d

1

–

średnica

rdzenia śruby d

3

;

d

2

–

średnica

podziałowa śruby;
D – średnica dna
wrębów nakrętki
D

4

;

D

1

–

średnica

otworu nakrętki;
D

2

–

średnica

podziałowa
nakrętki (d

2

= D

2

);

P

– podziałka

gwintu;
P

h

– skok gwintu

w

gwintach

wielokrotnych (P

h

= n



P);

n

–

krotność

gwintu;



- kąt gwintu

(między

bokami

zarysu);



- wznios gwintu

równy
wzniosowi
linii śrubowej,
obliczany na
średnicy linii

podziałowej
wg
zależności:

tg



=

P





d

2

Pozostałe wymiary

znajdują się w

tabelach PN.

6.3

R

odz
aje
gwi
ntó
w i
ich
zast
oso
wa
nie

Gwint metryczny

stosowany jest dla zakresu
średnic 1



600 mm PN –

83/M – 02013, dla 0,25



0,9 mm PN – 74/M –
02012.

Polska

Norma

ustala 3 zakresy (szeregi)
średnic gwintu.

Uwaga:

Skok

gwintu

metrycznego może być
zwykły lub drobny.

M20

–

gwint

zwykły
M20 x 2 – gwint
metryczny drobny
(drobnozwojowy)

M16

–

gwint

metryczny (prawy)
LHM16 – gwint
metryczny (lewy)

Skok

gwintu

metrycznego
drobnego wynosi:

2; 1,5; 1; 0,75;
0,5.

Gwint

drobny

stosujemy

w

celu

zwiększenia dokładności
regulacji przemieszczeń
osiowych, zwiększając d

1

i

zwiększając

ilość

zwojów

gwintu

na

długości skręcania.

Gwint metryczny

stosujemy głównie w
połączeniach
spoczynkowych.

Zalety

gwintów

metrycznych:

- duża

wytrzymałoś
ć;

- duża

samohamown
ość;

- mała

wrażliwość
na
niedokładnoś
ć wykonania.

Wady

gwintów

metrycznych:

- duża

niedokładnoś
ć osiowania;

- niska

sprawność.

Gwint trapezowe
dzieli się na:

- symetryczne;
- niesymetrycz

ne.

Wśród

nich

rozróżnia

się

gwinty:

- drobne;
- zwykłe;
- grube.

Gwinty trapezowe

są stosowane przeważnie
w

połączeniach

ruchowych
(mechanizmach
śrubowych).
Charakteryzują się one
dużą wytrzymałością ,
oraz wysoką sprawnością.

Gwinty trapezowe

symetryczne – przenoszą
duże

obciążenia

obukierunkowe i mają
małe prędkości ruchu.
Dodatkową zaletą jest
możliwość regulacji i
kasowania

luzów

poosiowych.

Gwinty trapezowe

niesymetryczne

–

charakteryzują

się

największą
wytrzymałością. Pracują
tylko przy jednostronnym
kierunku

obciążenia.

Powierzchnie robocze są
pochylone pod kątem



r

=

3



.

Kąt

pomiędzy

powierzchniami
pomocniczymi



p

= 30



,

ewentualnie



p

= 45



.

T

r

32 x 6 – gwint

trapezowy symetryczny

S = 32 x 6 – gwint

trapezowy

niesymetryczny

32 – średnica

, 6 – skok

Gwint prostokątny

– jest nieznormalizowany.
Stosuje się go tylko w
produkcji

jednostkowej.

Zastępuje się go gwintem
trapezowym,

ponieważ

jest

łatwiejszy

do

wykonania

i

przenosi

większe obciążenia.

Gwint

rurowy

walcowy – jest gwintem
trójkątnym.

Stosowany

głównie

do

łączenia

przewodów

rurowych.

Jest to gwint calowy
drobnozwojowy o kącie
gwintu



= 55



. Jako

średnicę

gwintu

d

podajemy średnicę otworu
rury

z

gwintem

zewnętrznym (w calach).

Gwint okrągły –

ma okrągły gwint PN –
84/M – 02035. Posiada
dużą

wytrzymałość

zmęczeniową, zwłaszcza
przy

obciążeniu

udarowym. Stosuje się go
w

połączeniach

spoczynkowych,

często

montowanych

i

demontowanych, np. w
przewodach pożarowych,
złączach wagonowych.

Gwinty stożkowe –

powstaje podobnie jak
gwint walcowy, ale jest
nacinany

wzdłuż

powierzchni stożka. W
połączeniach normalnych
gwint stożkowy jest na
rurze i w złączce. W
połączeniach
uproszczonych

gwint

walcowy stosuje się w
złączce, a gwint stożkowy
tylko na rurze. Gwinty

stożkowe są stosowane do
łączenia

przewodów

rurowych wodnych, itp.
Zapewniają

szczelność

połączenia bez stosowania
dodatkowych materiałów
uszczelniających.

Do

znormalizowanych
gwintów należą:

1. Gwint rurowy

stożkowy – PN
–

80/M

–

02031

2. Gwint rurowy

stożkowy
(Briggsa)

o

kącie

zarysu

60



-

PN

–

54/M – 02032

3. Gwint

stożkowy M6
x 1 – PN –
54/M – 02033

Gwinty toczne – w

gwincie tym między śrubą
i

nakrętką,

są

wprowadzone

specjalne

kulki. Kulki toczą się w
zamkniętym

obiegu

kanałem zwrotnym. Obieg
ten obejmuje 3, 2 lub 1
zwój. Skoki tych gwintów
są

znormalizowane.

Gwinty toczne wykonane
są z dużą dokładnością, co
umożliwia

bezluzową

pracę i dużą sprawność
(95%).

Przekładnie

śrubowe

toczne

są

stosowane w śrubach
pociągowych dokładnych
obrabiarek,

w

mechanizmach śrubowych
sprzętu pomiarowego (np.
jako elementy napędowe i
pomiarowe

w

obrabiarkach sterowanych
numerycznie), itp.

6.4

Ł

ącz
niki
gwi
nto
we

Śruba:

a) element

ruchowego
połączenia
gwintowego,
mający gwint
zewnętrzny;

b) łącznik

gwintowy (w
pośrednim
spoczynkowy
m połączeniu
gwintowym)
z

gwintem

zewnętrznym
.

Śruba pasowana z

gwintem M24, długości l

= 160 mm, oraz

trzpieniem średnicy d

1

w

tolerancji k6, śruba

pasowana z łbem

sześciokątnym:

Śruba M24 x 160

PN

– 66/M – 82341

Śruba M12 o długości l =

80 mm, oraz długości

części gwintowanej b =

30 mm . Własności

mechaniczne klasy 8,

śruba z łbem walcowym z

gniazdem sześciokątnym:

Śruba M12 x 60 – 8 PN

– 87/M – 82302

Śruby mają nacięty gwint

na całej długości lub tylko

na części

Wkręty – mają

nacięty na łbie rowek
(rowki) i są dokręcane
wkrętakami.

Nakrętka – to

krótki łącznik gwintowy z
gwintem wewnętrznym,
najczęściej
znormalizowany. Kształt
nakrętki

zależy

od

sposobu ich nakręcania na
śruby lub od sposobu
zabezpieczenia.

Nakrętki –

podstawa to nakrętki
sześciokątne normalne,
spotykane również o
zmniejszonym wymiarze
pod „klucz”, niskie oraz
wysokie, nakrętki okrągłe,
koronowe.

Nakrętki o

zmniejszonym wymiarze

pod „klucz” wywierają
większe naciski na
powierzchnię oporową.
Zmniejsza to wymiary
elementów łączonych,
np.: kołnierzy, łap.

Nakrętka okrągła

rowkowa – używana jest
do osadzania elementów
kół, łożysk na wałach.

Nakrętka

koronowa – razem z
zawleczką – zabezpiecza
przed samo odkręceniem

gwintu lub regulacją
położenia nakrętki.

Nakrętki ślepe –

zabezpieczają przed
wycieknięciem cieczy.

UWAGA:

Stosowanie

łączników

gwintowych, zakręcanych
wkrętakami,

zmniejsza

wymiary

elementów

łączonych i wpływa na
estetykę wyrobu.

Wada:

Brak

możliwości

uzyskania

napięć

wstępnych.

Unikamy

jej

poprzez

wkręt + nakrętka w
otworze luźnym.

W

ogólnej

budowie

maszyn

stosujemy często śruby
specjalne fundamentowe z
trzpieniem

stożkowym,

oczkowe z uchem itp.
Głębokość zabetonowania
zależy od gatunku betonu
i obciążenia np.:
Śruba fundamentowa z
pręta

żebrowanego

–

głębokość zabetonowania:

15



25d – przy

obciążeniu statycznym

20



30d – przy

obciążeniu zmiennym

Śruby z łbem stożkowym

dają dobre osiowanie.

Podkładki – mają

na celu wyrównanie i
zmniejszenie nacisków na
powierzchniach
oporowych

złącza,

zabezpieczenie
powierzchni

przed

zużyciem, spełnienie roli
zabezpieczenia.

6.5

U

kła
d sił
i
pra
ca
w
poł
ącz
eni
u
gwi
nto
wy
m

Rys. 6.11

Q

–

umowne

obciążenie działające na
gwint (traktujemy je jako
skupione

w

jednym

punkcie.

Rysunek

ten

obrazuje

układ

równowagi sił na równi
pochyłej

-

pominięto

tarcie. Z tego układu
można obliczyć:

tg



=

F

Q

F = Q



tg



Siła N (normalna) stanowi

reakcję podłoża,

równoważną wypadkowej

Q i F.

Podczas ruchu nakrętki w

górę (podnoszenie

ciężaru), występuje siła

tarcia T.

T = N





T = N



tg



Otrzymuje się w

tym przypadku reakcję
wypadkową R odchyloną
od normalnej N o kąt



.

Wartość siły F potrzebnej
do podnoszenia ustala się
wg wzoru:

F = Q



tg (



+



)

Podczas opuszczania

ciężaru zmienia się zwrot

siły T i reakcja R tworzy

z osią gwintu kąt (



-



)

F = Q



tg (



-



)

Zapis ogólnego wzoru:

F = Q



tg (







)

+ podnoszenie

- opuszczanie

Z rysunku wynika,

że dla zatrzymania ciężaru
potrzebna jest mała siła F,
bo

występuje

tzw.

samohamowność.

W/w

warunek

spełniony będzie, gdy:



<



T = N







=

N





cos



r



=



cos



r

= tg



gdzie:



r

- kąt roboczy

gwintu;



- pozorny

współczynnik tarcia;



- pozorny kąt

tarcia.

6.6

M

om
ent
y
tarc
ia

Końcowa faza dokręcania

nakrętki lub podnoszenia

ciężaru to przyłożenie M

s

, aby pokonać M

t 1

i M

t 2

.

M

t 1

obliczamy na

średnicy roboczej gwintu

M

t 1

= F



d

s

2

= 0,5Q



d

s



tg(







)

M

t 2

moment tarcia na

dodatkowej średnicy

oporowej

M

t 2

= Q







r

śr

gdzie:



- współczynnik

tarcia na powierzchni
oporowej;

r

śr

- średni

promień powierzchni
styku.

r

śr

=

D

z

+ D

w

4

gdzie:

D

z

– średnica

zewnętrzna powierzchni
oporowej nakrętki (dla

nakrętek sześciokątnych i
kwadratowych

–

rozwartość klucza);

D

w

– średnica

wewnętrzna powierzchni
oporowej

(średnica

otworu na śrubę).

Całkowity moment

skręcający, niezbędny do

obracania nakrętki lub

śruby, wynosi:

M

s

= M

t 1

+ M

t

2

= 0,5Q



d

s



tg(







) + Q







r

śr

W czasie pracy M

s

= F

r



l

gdzie:

F

r

– moment

wywołany siłą ręki (100



300 N);

l – czynna

długość klucza.

6.7

S

pra
wn
ość
i
sam
oha
mo
wn
ość
gwi
ntu

Sprawnością



g

–

nazywamy
stosunek pracy
użytecznej do
pracy włożonej.



g

=

L

u

L

W

=

tg



tg(



+



)

- sprawność

gwintu



p

=

L

u

L

W

=

Q



P

2





M

s

- sprawność

połączenia gwintowego

Gwinty samohamowne

mają sprawność:





0,5 (50%)

W częściach maszyn,

gdzie konieczne jest

uzyskanie dużej

sprawności stosuje się:



= 18





30



gdzie:



- wznios gwintu.

Duża sprawność pożądana

jest, np.: w śrubach

pociągowych obrabiarek.

6.8

W

ytrz
ym
ałoś
ć
poł
ącz
eń
gwi
nto
wyc
h

Zniszczenie
połączeń
gwintowych:

- nadmierne

obciążenie;

- wadliwe

wykonanie
gwintu.

Gwint może być

zgnieciony, ścięty. Może
ulec zużyciu (ścieranie)
rdzeń śruby – narażony

jest on na rozciąganie,
ściskanie,

skręcanie,

moment

zastępczy,

wyboczenie.

Śruba

ciasno

pasowana

–

ścięta,

powierzchnie

boczne

uszkodzone

pod

wpływem nacisków.

Śruba

luźno

pasowana – narażona na
zginanie, naciski jw.

Dobór

śruby

(gwintu)

zależy

od

wartości nacisków na
powierzchni

gwintu

i

wytrzymałość

rdzenia

śruby.

Wytrzymałość

śrub

I

Połączenie

obciążone tylko
siłą rozciągającą.



r

=

Q

S



k

r

,

S =



d

1

2

4



r

=

Q



d

1

2

4



k

r

d

1

=

4Q





k

r

lub

d

1

= 1,13

Q

k

r



=

4Q





d

1

2



k

r

6.9

Poł
ącz
eni
a

obc
iążo
ne
jed
noc
ześ
nie
siłą
osio
wą i
mo
me
nte
m
skr
ęcaj
ący
m

II

Połączenia

obciążone

jednocześnie

siłą osiową i momentem
skręcającym,

mają

zastosowanie głównie w
połączeniach ruchowych
.

W

praktyce

wykorzystujemy wzór jak
dla przypadku I, zamiast
Q przyjmuje się Q

zastępcze

.

Q

z

= 1,3Q

Dobraną śrubę

sprawdzam na naprężenia
zastępcze wg hipotezy
HUBERA .



z

=



c

2

(







s

)

2



k

c



=

k

c

k

s



c

=

Q

S

=

4Q





d

1

2

6.10

Poł
ącz
eni

a
skr
ęca
ne z
wst
ępn
ym
zaci
skie
m

III

Połączenie

to

zabezpiecza

przed

nieszczelnością. Stosuje
się

w

nim

zacisk

polegający

na

odpowiednio

mocnym

dokręceniu śruby.

Q

r

= (0,2



0,3)Q

Q

o

= (1,2



1,3)Q

d



1,13

Q

o

k

r

+ 0,5

[cm]

Na podstawie Q

o

obliczymy śrubę na
rozciąganie a następnie
sprawdzimy ją wg
hipotezy
wytrzymałościowej
HUBERA.

IV

Połączenia

obciążone siłą
poprzeczną, ze śrubami
ciasno pasowanymi.

Obliczenia jak dla

połączeń nitowanych.



=

F





d

1

2

4



m



n



k

t

Połączenie sprawdzamy

na naciski

powierzchniowe.

k

o

= 2k

t

k

t

– dla materiału

słabszego

V

Połączenie

obciążone siłą poprzeczną
ze śrubami luźnymi.

Aby nie dopuścić

do zginania śrub należy
mocno je skręcać siłą
osiową Q

o

, wywołując na

powierzchniach styku
odpowiednie naciski.

Pod działaniem

siły F na powierzchniach
styku wystąpi siła tarcia T
, przeciwdziałająca
przesunięciu części
łączonych i
zabezpieczająca śrubę
przed zgniotem. Wyżej
wymienioną sytuację
spełnia warunek:

F



k



i



T

F



k



i



Q

o





[1]

gdzie:

- k –

współczynnik
pewności
(0,4



0,8);

- i – liczba

powierzchni
styku;

-



-

współczynnik
tarcia:

0
,
0
6

–

d
l
a

p
o
w
i
e
r
z
c
h
n
i

s
m
a
r
o
w
a
n
y
c
h
0
,
1



0
,
2

–

d
l
a

p
o
w
i
e
r
z

c
h
n
i

n
i
e
s
m
a
r
o
w
a
n
y
c
h
0
,
5

–

d
l
a

p
o
w
i
e
r
z
c
h
n
i

p
i
a
s
k
o
w
a
n

y
c
h
.

Na podstawie wzoru [1]

wyznaczamy siłę osiową

Q

o

działającą na jedną

śrubę.

Q

o

=

F

k



i







n

- n – liczba

śrub
przenoszącyc
h obciążenie
F.

Średnicę rdzenia śruby

obliczamy z wzoru z

przypadku [I]
podstawiając:

Q = 1,3Q

o

d

1

=

5,2Q

o





k

r

Po dobraniu śruby

sprawdzamy ją wg wzoru

na naprężenia zastępcze –

przypadek [II]



z

=



c

2

(







s

)

2

6.11

Wy
trzy
mał
ość
gwi
ntu

Naciski na

powierzchniach

roboczych gwintu

rozłożone są

nierównomiernie.

Nierównomierne

naciski są wynikiem
odkształceń sprężystych
gwintu, oraz różnej
sztywności śruby i
nakrętki. Generalnie
największe naciski
występują na pierwszym
zwoju. Chcąc zapewnić
ich korzystniejszy
rozkład, konstrukcja
powinna być tak
zaplanowana, aby śruba i
nakrętka była rozciągana;
ściskana („+” „+”; „-” „-
”). Gwint narażony jest
(rys.6.21) na:

- ścinanie;
- zginanie;
- naciski

powierzchnio
we.

Najbardziej

niebezpieczne są naciski
powierzchniowe,
ponieważ

powodują

ścieranie

powierzchni

roboczych gwintu.

Przyjmowane

wartości k

o

- k

o

= 0,3k

c

–

połączenia
spoczynkowe
;

- k

o

= 0,2k

c

–

połączenia
spoczynkowe
, rozkręcane i
zakręcane;

- k

o

= 0,15k

c

–

połączenia
półruchowe

rzadko
uruchamiane
(np.:
podnośnik
śrubowy);

- k

o

= 0,1k

c

–

połączenia
ruchowe
często
pracujące
(np.:

śruba

pociągowa).

k

o

obliczam dla materiału

słabszego:

p =

Q

S



k

o

S =



4



(D

2

– d

1

2

) =



4

(d

2

– D

1

2

)

p =

Q

z





4

(D

2

- d

1

2

)



k

o

–

wzór na naciski

powierzchniowe

- z – liczba

zwojów.

z =

H

P

- H –

wysokość
nakrętki;

- P – skok

gwintu.

H



4QP

k

o







(D

2

- d

1

2

)

H

c

= 2f + 2p + H

gdzie:

- f – fazka;
- p – zwój

nieczynny;

- H

c

–

całkowita
wysokość
nakrętki.

z = 6



10 – gdy zależy na

sztywności układu.

W połączeniach

znormalizowanych

przyjęto:

H



0,8d

Obniżenie

wartości k

o

powoduje

zmniejszenie naprężeń
zginających w gwincie,
dlatego można obliczać
gwint wg wzoru na H.



=

H

d



2,5

-



- smukłość

nakrętki.

6.12

Pro
jekt
owa
nie
śru
b

Wymiary śrub wg

obliczeń
wytrzymałościowych (I –
V)



d

1

lub d

3

. Z PN



dobór znormalizowanego
gwintu.

a) wyjście

gubione;

b) wyjście

podcięte;

c) wyjście

wtoczone;

d) wyjście

odsadzone
(wybrane R na
całym
obwodzie).

Powierzchnie gwintu i

trzpienia śruby –

chropowatość R

z

= 0,32;

0,16



m.

Materiał na śruby:

- stale

węglowe
konstrukcyjn
e zwykłej
jakości
(St3S, St4S,
St5);

- stal

automatowa
(A11, A45);

- stal

konstrukcyjn
a wyższej
jakości (35,
45, 55);

- stal stopowa

(podwyższa
własności
wytrzymałoś
ciowe).

Zabezpieczenie
przed korozją:

- oksydowanie;
- miedziowani

e;

- niklowanie;
- cynkowanie;
- smary

grafitowe.

Projektowanie
połączeń
gwintowych to:

- ustalenie

wymiarów
śrub;

- zaprojektowa

nie kształtu
elementów
łączonych.

W przypadku zmiennych
obciążeń, drgań
połączenia bezwzględnie
musimy zabezpieczyć
przed samoczynnym
odkręcaniem.
Połączenie pracujące w
ruchu obrotowym -
gwinty lewe – możemy
zrezygnować z
dodatkowych
zabezpieczeń.

Połączenia wielośrubowe
– najczęściej przyjmuję
parzystą liczbę śrub. Mało
śrub o większych d i dużo
śrub o małych d.

2.

Przekładnie

cięgnowe

2.1

P
r
z
e
k
ł
a
d
n
i
e

p
a

s
o
w
e

Przekładnia
pasowa – to dwa
lub więcej kół +
podatne cięgno
(pas).

Zalety przekładni
pasowej:

- zapewnienie

płynności
ruchu i
cichobieżności
(łagodzi
przeciążenia);

-

z

abezpiecza
mechanizm
napędu od
nadmiernych
przeciążeń
(poślizg);

- umożliwia

znaczną
dowolność
rozstawu kół
(15m.

–

przekładnie
pasowe, 8m. –
przekładnie
łańcuchowe);

- przenoszenie

różnych mocy
od
minimalnych
do 1500 kW –
pasowe i 3500
kW

–

łańcuchowe;

- przekładnie

łańcuchowe do
15m/s, pasowe
do 50m/s.

Wady przekładni:

- mała zwartość;
- wyciąganie

i

niszczenie
pasa;

- duże naciski na

wały i łożyska;

- niezbyt

wysoka
sprawność;

- elektryzacja

pasa;

- niestałość

przełożenia.

Rozróżniamy
zależnie od cięgna
przekładnie:

- pasowe

(pas-

płaski,
klinowy,
okrągły,
zębaty);

- łańcuchowe

(łańcych-
płytkowy,
zębaty).

Przenoszona

moc

i

moment

obrotowy

za

pomocą sił tarcia lub
przez zazębianie się koła
z cięgnem.

Układy przekładni i
warunki pracy:

- przekładnie

otwarte (z
przesuwną
rolką
kierującą, z
rolkami
kierującymi);

- półskrzyżowan

e (z rolką

kierującą lub
bez);

- przekładnie

skrzyżowane
(gdy następuje
zmiana
kierunku
obrotu).

W przekładniach

pasowych koła pasowe
maja wieńce gładkie
lekko wypukłe. Naciąg
pasa stwarza docisk
między pasem a kołami w
wyniku czego powstaja
siły tarcia.

Aby wywołać siły

tarcia stosujemy tzw.
wstępny naciąg pasa.

Rolki napinające

– zwiększają naciąg pasa i
kąt opasania.

Rolki kierujące –

powodują uzyskanie
odpowiedniego toru biegu
pasa.

Regulacja napięcia

pasa w sposób:

- ciągły;
- okresowy.

Rozróżniamy

przekładnie:

- zależnie od

stosowania
rolek –
bezrolkowe;

- z rolką

napinającą;

- z rolką

napinającą na
sprężynie

osadzoną na
nie
obciążonym
cięgnie;

- z jedną lub

dwoma
rolkami
kierującymi.

Zmiana prędkości
obrotowej:

- skokowo;
- w sposób

ciągły.

2.2

P
a
s
y

p
ł
a
s
k
i
e

Wymagania w
stosunku do
pasów:

- mocne

sprzężenie
pasa z kołem;

- wysoka

sprawność
przekładni;

- odpowiednia

wytrzymałość i
żywotność
pasa..

Wybór materiałów
pasa zależy od:

- warunków

pracy;

- wymiarów

pasa;

- średnicy kół;
- prędkości

obrotowej;

- środowiska.



Łączenie pasów:

- zszywanie

(trokiem lub
dratwą) –
czołowe lub na
tzw. zakładkę
gubioną;

- klejenie lub

zszywanie z
klejeniem;

- za pomocą

elementow
metalowych;

- spawanie lub

zgrzewanie
(dla taść
metalowych).

Materiały na pasy
płaskie:

- skóra (cena

wyeliminowała
je z
użytkowania);

- guma (warstwa

nośna +
tkanina
bawełniana +
guma);

- balat lub

naturalny
kauczuk;

- bawełna;
- wełna;
- tworzywa

sztuczne
(poliamid +

wtopione linki
stalowe);

- stal ( 0,3



1) –

małe



;

- tkaninowo-

gumowe (kilka
warstw +
tkaniny).

Niektóre pasy
tekstylne oraz pasy
z tworzyw
sztucznych są
produkowane jako
pasy bez końca o
określonych
długościach
handlowych.
Pozostałe maja
końce łączone.

KOŁA PASOWE

Konstrukcja

uwarunkowana jest
średnicą kół.

d < 100 mm –

koła pełne lub tarczowe z
wybraniami, toczone lub
kute.

Koła duże v > 25

m/s – koła spawane z
ramionami z rur lub
płaskowników.

v < 25 m/s – koła

żeliwne – odlewy z
pojedynczym lub
podwójnym rzędem
ramion.

Tworzywo koła w

zależności od „v”

max

:

- dla kół

żeliwnych v <
30 m/s;

- dla kół

staliwnych v <
45 m/s;

- stal zwykła v <

60 m/s;

- stopy lekkie v

< 80 m/s;

- stal stopowa

lub
duraluminium
v < 100 m/s;

- tekstolit v < 25

m/s;

- drewno v < 15

m/s.

Średnice

kół staramy się
dobrać z szeregu
średnic
normalnych:

50,

56, 63, 70, 80, 90,
100,

110,

125,

140,

160,

180,

200,

220,

250,

280,

315,

400,

500, 560, .... ,
4000

[mm]

(mniejszego

w

górę, większego w
dół).Wg

tablicy

7.1 „Politechniki
Białostockiej”.

Szerokość wieńca
koła pasowego
ustalamy z
zależności:

B = 1,1b + ( 5



15) mm

– przekładnie otwarte.

B = 1,4b + 10 mm –

przekładnie

półskrzyżowane i

skrzyżowane.

Wg
Rutkowskiego Cz. m.
przy b = (30



90) mm

B = b + 10 mm

przy b = (100



275) mm

B = b + 25 mm

przy b = (300



550) mm

B = b + 50 mm

y = (0,01



0,02)B

s = 0,005D + (3



5) mm

– dla kół żeliwnych

s = 0,002(D + 2b) + 3

mm – dla kół stalowych

Wypukłość koła

pasowego przeciwdziała
spadaniu pasa. W
przekładniach wolno i
średniobieżnych wypukłe
jest zwykle jedynie
większe koło przekładni.
W przekładniach
szybkobieżnych oba koła
mają wieńce wypukłe.
Koło wypukłe (rys.2.8a)
Zastępowane jest
niejednokrotnie kołem z
obrzeżami stożkowymi
(rys.2.8b). Kształt ten jest
prostszy, stosowany
szczególnie przy
szerokich wieńcach.
Zewnętrzna powierzchnia
wieńca powinna mieć
chropowatość mniejszą
niż R

a

= 2,5



m.

Koła żeliwne o

średnicach D



280 mm

wykonywane są jako
tarczowe. Podstawowe
wymiary kół żeliwnych
(rys.2.9 , 2.10):

- grubość brzegu

wieńca

s = 0,005D

+ 3 mm

- średnica piasty

d

1

= (1,8



2)d

- długość piasty

L = (1,5



2)d; dla B <
1,5d

L

=

B

- grubość tarczy

a = (0,25



0,35)d –
minimum 8
mm

- zgrubienie

wieńca

e =

s + 0,02 B

B



300[mm]

ramiona rozmieszczamy
w jednym rzędzie, koła
szersze w dwurzędach.
Liczba ramion zależna od
średnicy koła – do
500[mm] – 4 ramiona;

- o

d

500

do

1600[mm] – 5
ramion;

- o

d

500

do

600[mm]

–

koła spawane.

2.3

O
b
l
i
c
z
a
n

Charakterystyczne współczynniki dla pasów
płaskich

i
e

p
r
z
e
k
ł
a
d
n
i

z

p
a
s
e
m

p
ł
a
s
k
i
m

Jako podstawowe
przyjmujemy
założenia, którymi
są:

- moc P

1

;

- prędkość

obrotowa n

1

(koło
napędzające);

- wartość

przełożenia i;

- materiał pasa;
- dodatkowo a

(przeważnie a



(1,5



2)(D

1

+ D

2

)

Wg tych wartości

wyznaczamy

wymiary

przekładni (średnice kół
i ich rozstawienie) oraz
wymiary pasa.

Tok obliczeń dla

przekładni o i > 1

i =



1



2

=

D

2

D

1

(1 -



)

=

D

2

+ g

(D

1

+ g)(1 -



)

gdzie:

- g – grubość pasa;
-



- poślizg

sprężysty (



= 0,01



0,02).

Wymiary średnic

obliczeniowych ustalamy
na osi obojętnej pasa
(D+g). W obliczeniach
wstępnych g można
pominąć ze względu na
mały stosunek g/D.

Średnicę obu kół

możemy przyjąć wg
założeń konstrukcyjnych
(nie obliczamy),
ewentualnie z zależności:

D

1

= (0,2



0,3)

D

1

g



3 P

1



K

n

1



k

r

gdzie:

D

1

– orientacyjna

wartość średnicy małego
koła;

D

1

g

= (1



2)









D

1

g

min









D

1

g

wg tablicy 2.1

P

1

– przenoszona

moc [kW];

K – współczynnik

przeciążenia (dla
przekładni pasowych –
tablica 13.2 Cz.m);

k

r

– naprężenia

dopuszczalne dla
materiału pasa.

Wyznaczone średnice

zaokrąglamy do

znormalizowanych

Prędkość pasa –

30



60 m/s ( ograniczona

własnościami
wytrzymałościowymi -
v

max

– tablice)

Po założeniu D

1

i

D

2

sprawdzamy v

pasa

W przekładniach o

dużych

mocach

i

szybkobieżnych, dążymy
do v

max

– D

1

wyznaczamy

z wzoru:





D

1



n

1

60



v

1max

Podstawowe

parametry geometryczne
przekładni:



- kąt opasania na

małym kole;



- kąt rozwarcia

cięgien;

a – rozstawienie

osi kół (1,5



2);

L – długość pasa

napiętego (mierzona na
osi obojętnej);

D

1

,D

2

– średnice

obliczeniowe kół.

Kąt opasania

wyznacza się następująco:

sin



2

=

D

2

- D

1

2a

ponieważ



2

=



2

-











2

-



2

=



2

-



2

zatem

cos



2

=

D

2

- D

1

2a

Długość pasa L

oblicza się jako sumę
długości

odcinków

prostoliniowych

i

długości

odcinków

opasujących koła:

L = 2a



cos



2

+



2

(D

2

+

D

1

) +



(D2 – D1)

Dla pasów płaskich zaleca

się:



= 120



, tj.

2
3



[rad] (na małym kole)

Cięgno

–

w

spoczynku

lub

ruch

jałowy – powinno być
napięte z siłą F

o

(napięcie

wstępne)

wówczas

naprężenie

w

pasie

wyniesie:



o

=

F

o

S

gdzie:

S – pole przekroju

pasa;

Fo – napięcie

wstępne.

Aby uzyskać

żądane napięcie wstępne
(w ramach odkształceń
sprężystych pasa), przed
założeniem pas powinien
być krótszy o wielkość



L.Wartość tę wyznaczę

zgodnie z prawem
Hookea wg wzoru:



L = L – L

o

=

F

o



L

o

E



S

gdzie:

E – moduł

sprężystości pasa;

L

o

– długość

swobodna pasa
(pierwotna).

Powyższy wzór

przekształcamy tak, aby
otrzymać wzór na L

o

(przekładnia o „a”
stałym).

L

o

=

L



E



S

E



S



F

p

Uruchamiamy

przekładnię – wskutek
tarcia między pasem a
powierzchnią kół część
czynna

cięgna

(nachodząca

na

koło

czynne) jest dodatkowo
rozciągana i napięcie jej
rośnie od F

o

do F

1

. W

części

biernej

pasa

napięcie maleje do F

2.

Porównujemy

wartość napięć w cięgnie
czynnym i biernym w
czasie

spoczynku

i

podczas ruchu:

Wyznaczamy:

F

o

= 0,5 (F

1

+ F

2

)

Napięcie użyteczne:

F

u

= F

1

– F

2

= F

Napięcie

użyteczne stanowi siłę
obwodową F wg której

określamy M

o

przenoszony przez pas.

Przenoszoną moc

wyznaczamy z zależności:

P

1

= F



v

1

= F

u



v

1

[P

1

]

= N



m/s = W

Moc obliczeniowa:

P =

K



P

1



=

K



F

u



v

1



gdzie:



- sprawność

przekładni pasowej, (0,94



0,98) – przeciętne

warunki pracy.

Podstawą

do

obliczeń

napędów

cięgnowych jest wzór
Eulera,

określający

stosunek napięć w cięgnie
czynnym i biernym.

F

1

= F

2



e







gdzie:

e – podstawa

logarytmu naturalnego (e



2,7182);



- kąt opasania

dla mniejszego koła [rad];



- współczynnik

tarcia między pasem a
kołem (wg tablicy 13.1
Cz.M.).

Dla uproszczenia

wprowadza się wartość:

m = e







Wówczas

F

1

= F

2



m

Z podanej

zależności wynika, że
mając wartość siły
obwodowej (F = F

u

), jaką

powinna przenieść dana
przekładnia pasowa, oraz
wartość m (dla danego



i



) obliczamy wartość

poszczególnych napięć:

F

1

= F



m

m - 1

F

2

= F



1

m - 1

F

o

=

F

1

+ F

2

2

=

F

u

2



m + 1

m - 1

WYTRZYMAŁO

ŚĆ PASÓW

Naprężenia w

pasie powstają w wyniku
działania sił:

- rozciągających

;

- zginających;
- bezwładności

– pod
wpływem siły
odśrodkowej.

Naprężenia

rozciągające



1

=

F

1

S

Naprężenia

zginające – występują w
pasie przy jego wejściu i

schodzeniu z koła
pasowego.

Założenie

–

odkształcenia wywołane
zginaniem mieszczą się w
granicach

odkształceń

sprężystych.

Wartość naprężeń

zginających w pasie
wyznaczamy na
podstawie prawa Hooke



a

.



g

= E

g



g

(D + g)



E

g



g

D

gdzie:

E

g

– moduł

sprężystości pasa przy
zginaniu (tablica 13.1
Cz.m.).

Z wzoru wynika,

że największe naprężenia
zginające występują w
małym kole. Dlatego
dążymy do doboru:

g

D

- wg tablic – mała

wartość

Obciążeniem

powodującym
powstawanie

w

pasie

dodatkowych

naprężeń

rozciągających są siły
bezwładności

(siły

odśrodkowe) F

b

.

F

b

=





S



v

2

[N]



b

=

F

b

S

=





v

2

[Pa]

gdzie:



- (delta) –

gęstość materiału pasa
[kg/m

3

];

S – pole przekroju

pasa [m

2

];

v – prędkość pasa

[m/s];

Fb – siła

bezwładności.

Wartość naprężeń



b

wywrze swój wpływ

na wytrzymałość pasa.
przy v > 30 m/s, przy v <
10 m/s – pomijamy.

Warunek

wytrzymałości

pasa:



z

=



1

+



gmax

+



b



k

r

ZDOLNOŚĆ

NAPĘDOWA

PRZEKŁADNI

PASOWEJ

Pod tym pojęciem

rozumieć

należy

zdolność

pasa

do

przeniesienia

takiego

max obciążenia – przy
którym w czasie pracy
nie

wystąpi

poślizg

trwały.

Sprawdzenie

stopnia

wykorzystania

zdolności napędowej jest
obliczanie

tzw.

współczynnika napędu



z zależności:



=

F

u

F

1

+ F

2

<



gr

Dla pasów płaskich



gr

=

0,4



0,6 (określone

doświadczalnie).

Trwałość pasa –

zdolność

pasa

do

długotrwałej pracy bez
objawów

zużycia.

Miernik trwałości, to taka
liczba obiegów pasa, po
których nastąpią drobne
pęknięcia i wykruszenia
w

pasie

(zniszczenie

zmęczeniowe). Ustalamy
trwałość

pasa

z

zależności:

G = z



v

L



G

max

gdzie:

z – przegięcie pasa (liczba
kół i rolek);
Gmax- z tablicy 13.1
Cz.m.

2.4

P
r
z
e
k
ł
a
d
n
i
e

p
a
s
o
w
e

z

p
a

s
e
m

k
l
i
n
o
w
y
m

W/w przekładnie
są otwarte i mogą
pracować w
każdym układzie.
Najprostsza – dwa
koła rowkowe
opasane pasem
klinowym
W

porównaniu

do pasa płaskiego, pas
klinowy ma większą
przyczepność do koła, co
pozwala zmniejszyć kąt
opasania

do

70



,

a

zatem:

- zwiększyć

przełożenie;

- zmniejszyć

rozstaw

osi

kół;

- przenosić

napęd na jeden
lub trzy wały,
także

pod

pionowym
ustawieniem
wałów;

- zmniejszyć

napięcie
wstępne pasa
(mniejsze
naciski

na

wały

i

łożyska).

Wady:

- mniejsza

żywotność
pasa;

- mniejsza

sprawność
przekładni
(większe
naprężenia
gnące);

- trudność

łączenia pasa –
stosujemy pas
bez końca +
urządzenie do
napinania;

Najczęściej stosuje się
przekładnie pasowe z kół
wielorowkowych

i

z

odpowiedniej

liczby

równoległych

pasów.

Mogą przenosić Mo na 1
do 3 wałów

Pasy klinowe –

zastosujemy dla małego
rozstawu kół i dużych
przełożeń. Są to pasy bez
końca.

Pasy klinowe są

znormalizowane
(przekrój,

długość).

Rozróżniamy: Z, A, B, C,
D, E i odpowiednie do
nich szerokości rowków.

Pas klinowy – kąt

rozwarcia - 40



. Rowek

koła – kąt rozwarcia –
34



, 36



, 38



.

Wymiary rowków są tak
ustalone aby pas nie
wystawał poza średnicę
zewnętrzną koła i nie
opierał się o do rowka.

5

Wieńce kół

dobieramy wg PN – 66/M
- 85202. Piasta, tarcza,
ramiona – wg
konstruktora.

Powierzchnie

robocze koła pasowego
bardzo gładkie



, koła

powinny być lekkie i
wyważone.

Regulacja napięcia
pasa: - jal dla
przekładni
pasowej z pasem
płaskim lub
wykorzystując
rozwiązania
konstrukcyjne
umożliwiające
ustalenie dmax i
dmin.

OBLICZANIE

PRZEKŁADNI Z
PASAMI
KLINOWYMI

Zależności z

obliczeń dla przekładni
pasowych z pasem
płaskim obowiązują dla
przekładni z pasem
klinowym. Drobne
różnice sprowadzają się
do:

- kąt opasania



na małym kole
przyjmuje się
już powyżej
70



(dla pasów

płaskich –
powyżej 120



),

co wynika
m.in. z
mniejszych
odległości osi;

- odległość osi

przyjmuje się

orientacyjnie
w granicach
0,5(d

p1

+ d

p2

)

+ 50 mm < a



2 (d

p1

+ +

d

p2

);

- dla pasów

klinowych
przyjmuje się
współczynnik
napędu



gr

=

0,5



0,7 oraz

dopuszczalną
częstotliwość
zginania G

max

= 20



40s

– 1

;

- zamiast

średnic kół
gładkich
wykorzystujem
y we wzorach
śrdnice
skuteczne (dp)
.

Metodyka
obliczeń wg PN –
67/M – 85203.

Powinniśmy mieć

założenia konstrukcyjne:
P

1

, n

1

, i, (dodatkowo

może być a).

1. Na podstawie

złożeń
konstrukcyjnyc
h przyjmujemy
średnice
skuteczne d

p1

,

d

p2

.

2. W zależności

od i
przyjmujemy
k

1

i obliczamy

średnice
równoważne.

D

e

= d

p1



k

1

gdzie:

k

1

= 1 dla i = 1

k

1

= 1,15 dla i =

0,55



1,8

d

p1

– średnica koła

mniejszego.

3. Obliczamy

prędkość pasa.

V

1

=





d

p1



n

1

60000

4. Sprawdzamy

warunek
odległości osi
a.

0,5(d

p1

+ d

p2

) + 50 < a <

2(d

p1

+ d

p2

)

5. Obliczamy kąt

opasania koła
mniejszego



.

cos



2

=

d

p1

- d

p2

2a

6. Obliczamy kąt

rozwarcia
cięgien



.



=



-





= 180



7. Obliczamy

długość pasa.

L = 2



a



cos



2

+



2

(d

p1

+

d

p2

) +



(d

p2

– d

p1

)



- [rad]

8. Dobieramy L

znormalizowan
e wg trybu
pasa.

9. Obliczamy

liczbę pasów.

z

1

=

)

((

k

L

k

1

P

T

k

P











gdzie:

P – moc

przenoszona przez
przekładnię;

P

1

– moc

przenoszona przez jeden
pas klinowy;

kT –

współczynnik trwałości
pasa zależny od h (pracy
na dobę kT = (1



1,8);

k

L

– współczynnik

trwałości pasa zależny od
typu i długości k

L

= (0,72



1,2);

k



(



)

–

współczynnik kąta
opasania k



= (0,7



1);



- kąt opasania;

10. Sprawdzamy

trwałość pasa.

G = z



v

1

L

< G

max

G

max

= 40 s

– 1

dla dwóch kół z = 2

dla dwóch kół i rolki z = 3

11. Przyjmujemy

Przykład
oznaczenia pasów
klinowych o
przekroju C i L
=2000[mm].

a. dla pasa

pojedyńc
zego: pas

klinowy
C 2000
PN-
66/M-
85201;

b. dla

zespołu
pięciu
pasów
klinowyc
h
pracujacy
ch w
przekładn
i:

zespół pasów

klinowych 5
C 2000 PN-

66/M-85201

Przykład

oznaczenia wieńca koła
rowkowego z pięcioma
rowkami wielkości C o
średnicy skutecznej dp
=315[mm].

Wieniec rowkowy 5 C

315 PN-66/M-85202

Przekładnie

z

pasami okrągłymi – są
stosowane wyłącznie do
przenoszenia

bardzo

małych mocy, a więc w
przypadkach, gdy zależy
nam przede wszystkim na
otrzymaniu przekładni o
lekkiej

budowie

i

stosunkowo

niewielkich

wymiarach. Pasy okrągłe
są wykonywane z nici
bawełnianych, tworzyw
sztucznych
poliamidowych lub ze
skóry; średnice pasów
wynoszą 3



10 mm .

Stosuje się koła z

rowkiem półokrągłym o
promieniu

równym

promieniowi

pasa

lub

koła

z

rowkiem

trapezowym

o

kącie

rozwarcia 40



.

Przekładnie z pasami
zębatymi

–

stanowią

specjalną

odmianę

przekładni

pasowych,

ponieważ

pasy

są

powiązane kształtowo z
kołami, co upodabnia je
do

przekładni

łańcuchowych.
Przekładnie

te

nie

wymagają

wstępnego

napinania

pasa

i

pozwalają na uzyskanie
przełożeń do i = 30. Przy i
> 3,5 duże koło może być
gładkie.

Pasy

zębate

wykonuje się ze sztucznej
gumy (np. neoprenowej)
lub

z

poliuretanu,

odznaczających

się

bardzo

dobrymi

własnościami sprężystymi
i odpornością chemiczną.
Warstwę nośną w tych
pasach stanowią linki
stalowe lub poliamidowe.

2.5

P
r
z
e
k
ł
a
d
n
i
e

ł
a

ń
c
u
c
h
o
w
e

Przekładnie

łańcuchowe – to dwa (lub
więcej) koła łańcuchowe
o

specjalnym

zarysie

zębów, oraz opasający je
łańcuch, złożony z ogniw
łączonych przegubowo.

Wady przekładni

łańcuchowych:

- nierównomiern

ość biegu w
przypadku
zbyt

małej

liczby zębów
w kole;

- duży koszt i

dokładność
wykonania
łańcucha;

- konieczność

smarowania
łańcucha

i

regulacji
zwisu;

- pewna

nierównomiern
ość ruchu, na
skutek
układania się
łańcucha

na

wielokącie;

- hałas,

nierównomiern
ość
przenoszenia
momentu przy
osiach
wichrowatych;

- niezabezpiecze

nie

innych

mechanizmów
napędu

od

przeciążeń.

Zalety przekładni
łańcuchowych:

- stałość

przełożenia;

- brak poślizgu;
- małe

obciążenie
łożysk;

- łatwy montaż i

demontaż;

- duża trwałość i

zwartość
konstrukcji;

- przenoszenie

dużej

siły

obwodowej;

- przenoszenie

napędu na dwa
lub

więcej

wały przy ich
pionowym
ustawieniu.

- duża

sprawność



=

0,96



0,98%.

ZASTOSOWANI

E

–

trudność

zastosowania przekładni
zębatych lub pasowych,
przy dużym a, dużej sile
obwodowej i i = const.

Łańcuchy

napędowe:

- nośne

(dźwigowe);

- transportowe

(podnośnikowe
);

- napędowe.

Do

napędów

ręcznych

stosujemy

łańcuchy ogniwowe o
ogniwach krótkich, wg
PN. Materiał to drut o
średnicy 3



6 mm,

zgrzewany, kalibrowany.

Łańcuch płytkowy

–

podstawowa

grupa

łańcuchów napędowych.
Ogniwa łańcucha składają
się z cienkich płytek
stalowych, połączonych
przegubowo

ze

sworzniami

(łańcuch

Galla).

Łańcuch

sworzniowy – składa się z
płytek

wewnętrznych,

osadzonych

luźno

na

czopach sworzni i płytek
zewnętrznych,
osadzonych

na

wcisk.

Prędkość do 0,5 m/s
(znikome zastosowanie).

Łańcuch tulejowy

–

na

sworzeń

jest

osadzona

obrotowo

tulejka hartowana. Płytki
wewnętrzne są osadzone
na wcisk na tulejkę, a
płytki zewnętrzne również
wciskowo na sworzeń.
Prędkość do 15 m/s.

Łańcuch rolkowy

– składają się na przemian
z ogniw zewnętrznych i
wewnętrznych,

o

konstrukcji podobnej do
łańcucha

tulejkowego.

Wprowadzono dodatkową
rolkę

obracającą

się

swobodnie

względem

tulejki

osadzonej

na

sworzniu.

Łańcuch zębaty –

ogniwa złożone są z
cienkich płytek (1,5



2mm)

o

specjalnym

zarysie ułożonych na
przemian

parami

i

połączonych przegubowo.
Płytki mają zęby, w
których

powierzchnie

robocze tworzą kąt



=

60



. Jako zabezpieczenie

od przesunięć bocznych
służą płytki prowadzące
umieszczone w środku
łańcucha lub po bokach.
Biorą one udział w
przenoszeniu

siły.

Pożądana parzysta liczba
ogniw.

Łączenie

łańcuchów – za pomocą
ogniw złącznych. Mają
one dłuższy sworzeń z
nakrętką,

zatrzaskiem,

zawleczką lub drutem.
Nieparzysta liczba ogniw
(niewskazane) – ogniwo
złączne musi mieć płytki
odpowiednio wygięte.

Przykład

oznaczenia

ŁAŃCUCH 15M – 102

PS

Łańcuch

napędowy tulejkowy o
podziałce t = 15 mm,
średnicy tulejki d

1

= 9

mm,

rozstawie płytek

wewnętrznych b

1

= 14

mm, składający się ze
102

ogniw

wraz

z

ogniwem

złącznym

prostym, zabezpieczonym

zatrzaskiem
sprężynującym.

P

–

ogniwo

złączne proste;

W

–

ogniwo

wygięte;

S

–

zatrzask

sprężynujący;

Z – zawleczka;
D – drut.

Zwiększyć

trwałość

łańcucha

możemy

poprzez

chronienie go przed
pyłem

i

zanieczyszczeniami (wg
możliwości
eksploatacyjnych).

Smarowanie

–

zależy

od

warunków

pracy (bez osłon, z
osłoną, w zamkniętej
obudowie)

i

od

v

(prędkości obwodowej).

Przekładnie

bez

osłon i przy małym v –
smarowanie okresowe.

Przekładnie

w

obudowie – smarowanie
ciągłe

(rozbryzgowe,

natryskowe,
zanurzeniowe).

Koła łańcuchowe

–

profil

zęba

koła

łańcuchowego, oraz jego
przekrój poprzeczny jest
objęty normą. Ogólne
zasady budowy kół, jak
przy kołach zębatych i
pasowych.

Kształt

poprzeczny przekroju
koła zależy od stosunku
szerokości wieńca

zębatego do średnicy
piasty. Zbyt mała grubość
wieńca w stosunku do
średnicy piasty może
wywołać drgania
poprzeczne wieńca koła.

Wieniec

koła i

piasta – różne materiały.

Materiały – żeliwo

szare,

modyfikowane,

stal: St5, St6, 40, 50,
40Cr, 40NiCr.

Przekładnie szybkobieżne

– HRC > 45

Żeliwne v < 3 m/s

Regulacja zwisu
łańcucha.

Osie kół należy

umieszczać w
płaszczyźnie poziomej lub
pod kątem 60



. Część

czynna cięgna na górze.

W/w przekładnie

nie wymagają napięcia
wstępnego. Prawidłowe
napięcie

wstępne

łańcucha

zapewnia

zgodność

teoretycznej

(wg

wymiarów

przekładni) i rzeczywistej
długości łańcucha (dobre
układanie się łańcucha –
zwis (1



2%)a.

Praktyka

–

napięcie

od

ciężaru

łańcucha i prawidłowe
ułożenie kół.

Regulacja – przez

przesuwanie osi koła,
zastosowanie

rolek

napinających, wyrzucanie

ogniw

(skrócenie

do

1,5% L) – nie więcej niż
dwa ogniwa.

Obliczanie

przekładni
łańcuchowych

Przy

doborze

liczby zębów kierować
się należy następującymi
zaleceniami:

1. Dobór zębów

w małym kole
z = f(v):

z =
6



10

-
nap
ęd
ręcz
ny
z =
8



10

- v
< 1
m/s
z =
11



13

- v
< 4
m/s
, t
<
20
mm
z =
14



16

- v
< 7
m/s
,
spo
kojn
a
prac
a

2. Zbyt mała

liczba zębów
na z

1

spowoduje
nierównomiern
ość biegu,
przeciążenie,
hałas;

3. Zbyt duża

liczba zębów
na z

2

– przy

wydłużeniu
łańcucha
nastąpi jego
zeskakiwanie;

4. Zalecane

liczby zębów
w zależności
od przełożenia,
wg tablic ( i
jest
ograniczone
przez z

1 min

i z

2

max

);

5. Podziałkę t

łańcucha
dobieramy wg
katalogu
(przekładnia
szybkobieżna,
t – możliwie
małe);

6. Średnicę

podziałową
(łańcuch
tulejkowy,
rolkowy)
wyznaczamy z
zależności:

D

p

=

t

sin



=

t

sin

180



z

7. Odległość osi

a – generalnie
wg założeń
konstrukcyjnyc
h. Im mniejsze
a, tym większy
kąt opasania



,

który powinien
być



= 120



;

8. Gdy



> 120



przyjmuje się
a:

i



3 a

min

=

D

1

+ D

2

2

+ (30



50)mm

i > 3 a

min

=

D

1

+ D

2

2



9 + i

10

D

1

, D

2

– średnice

zewnętrzne kół

łańcuchowych.

Praktyka: a = (30



50)t

9. Długość

łańcucha L i
liczba ogniw
są związane
zależnością:

m =

L

t

=

2a

t

+

z

1

+ z

2

2

+









z

2

- z

1

2



2



t

a

[I]

skąd:

L = m



t

We wzorze [I]

wykorzystano
uproszczenie:





D = z



t

10. Wyznaczenie

średniej
prędkości
łańcucha:

v =

z



t



n

60

11. Obliczenia

wytrzymałości
owe
łańcuchów –
na zerwanie
oraz naciski
powierzchniow
e – można
zrealizować
wg PN – 81/M
– 04100;

12. W praktyce –
należy sprawdzić
warunek:

x =

F

r

F

> x

R

gdzie:

x – rzeczywisty
współczynnik
bezpieczeństwa;
x

R

– wymagany

współczynnik
bezpieczeństwa
(x

R

> 5);

F

r

– obciążenie

zrywające;
F – siła
obciążająca
łańcuch.

13. Wartość siły
obwodowej:

F =

P



K

1

v

gdzie:

P – przenoszona

moc;

v – prędkość

łańcucha;

K

1

– współczynnik

zależny od warunków
pracy k

1

= (0,63



4,55).

14. Wyznaczanie

liczby obiegów łańcucha:

rzecz

L

v











v

L

max









v

L

max

– wg tablic

TARCIE I JEGO

ZNACZENIE W

TECHNICE

Przez tarcie należy
rozumieć zespół zjawisk
zachodzących miedzy
stykającymi się ciałami,
wywołany działaniem siły
normalnej dociskającej te
ciała i siły stycznej
przemieszczającej je
względem siebie, bądź też
usiłujące je przemieścić.

Siła tarcia zależy od:

1. Obciążenia

normalnego

2. Cech

geometrycznych
węzła tarcia

3. Chropowatości

stykających się
powierzchni

4. Rodzaju

materiałów
użytych na
elementy trące

5. Rodzaju ruchu

6. Obecności

środków
smarujących

7. Zakłóceń

zewnętrznych

Tarcie zakłóca sprawność
mechaniczną układów. W
technice rozróżnia się
tarcie:

1. Niepożądane –

dąży się
zmniejszenia
oporów tarcia

2. Pożądane –

poprzez dobór
materiałów,
kształtów i
wymiarów
współpracujących
części oraz
współpracy,
uzyskuje się
możliwie duże
opory tarcia

Zmniejszenia tarcia
można osiągnąć
poprzez:

1. Zastąpienie tarcia

ślizgowego
tarciem tocznym

2. Dobór materiałów

przeciwciernych

3. Odpowiednie

metody obróbki
powierzchniowej

4. Racjonalny dobór

smarów

Świadome zwiększenie
oporów tarcia można
uzyskać przez:

1. Powiększenie kąta

opasania cięgna na
kole pędnym

2. Stożkowe

ukształtowanie
powierzchni
trących

3. Dobór na pary

trące materiałów o
dużym
współczynniku
tarcia

4. Wyeliminowanie

smarowania

ZUŻYCIE I JEGO

MECHANIZM

Występujące w trakcie
eksploatacji maszyn tarcie
powoduje zużywanie się
elementów pary trącej. W
procesach technicznego
zużycia części maszyn
można wyodrębnić dwa
rodzaje procesów
zużywania:

1. Quasistatyczne –

występuje z reguły
w tarciu
ślizgowym

2. Dynamiczne –

występuje przy
tarciu tocznym

Intensywność zużycia
części maszyn jest
zmienna w czasie. Można
na ogół wyodrębnić trzy
takie okresy:

1. Docieranie
2. Zużycie normalne
3. Zużycie awaryjne

TRIBOLOGIA

Zadaniem tribologii jest
badanie wszelkich
zjawisk zachodzących w
obszarach tarcia, w celu
poznania praw rządzących

tzw. wytrzymałością
powierzchniową i
wypracowania metod i
technologii optymalnego
kształtowania własności
użytkowych warstwy
wierzchniej elementów
par trących przy
jednoczesnym
traktowaniu środka
smarującego jako
równorzędnego elementu
systemu tribologicznego.

Zadaniem trybotechniki
jest wykorzystanie tych
praw w technice.

RODZAJE TARCIA

Rozróżnia się dwie
zasadnicze grupy
rodzajów tarcia:

1. Tarcie zewnętrzne

– występuje w
przypadku styku
dwóch ciał stałych

2. Tarcie

wewnętrzne –
towarzyszy i
przeciwdziała
przemieszczaniu
się względem
siebie części tego
samego ciała

Rozróżnia się także:

1. Tarcie

zewnętrznie
technicznie suche,
gdy proces
zachodzi w
warunkach
atmosferycznych

2. Tarcie fizycznie

suche, gdy proces
tarcia odbywa się
w próżni

Tarcie dzielimy na:

1. Spoczynkowe
2. Ruchowe

Ze względu na
charakter ruchu i
geometrię styku trących
się ciał tarcie dzielimy
na:

1. Ślizgowe
2. Toczne
3. Wiertne

Jeżeli pomiędzy trące się
powierzchnie ciał stałych
zostanie wprowadzony
środek smarujący to w
zależności od grubości
wytworzonej warstewki
smaru i chropowatości
powierzchni może
powstać w parze trącej
jeden z trzech
następujących rodzajów
tarcia:

1. Graniczne
2. Mieszane
3. Płynne

Tarcie ślizgowe – to taki
rodzaj tarcia, przy którym
różnica prędkości obu ciał
w punktach styku jest
większa od zera.
Szczególnym
przypadkiem tarcia
ślizgowego jest tarcie
wiertne, podczas którego
prędkości względne obu
ciał w punktach styku są
różne i wprost
proporcjonalne do
odległości punktów styku
od osi obrotu jednego z
ciał, prostopadłej do
powierzchni tarcia.

Tarcie toczne – to taki
rodzaj tarcia, przy którym
prędkości obu ciał w
punktach wzajemnego
styku są równe, a czas
trwania styku dąży do
zera. W technice
przypadek czystego tarcia
toczenia występuje bardzo
rzadko, gdyż w skutek
odkształcenia się ciał w
strefie styku występują
tzw. mikroposlizgi.
Podstawową cechą tarcia
tocznego jest
niezmienność jego
współczynnika, a stąd
łatwość rozruchu
mechanizmów.

TARCIE A

SMAROWANIE

Pojęcie smarowania ma
kilka znaczeń. Może ono
oznaczać proces fizyczny
związany z zamianą tarcia
suchego na inne rodzaje
tarcia, może oznaczać
specjalne zagadnienia
techniczne związane ze
sposobem doprowadzenia
środka smarującego do
węzłów trących,
sposobem technicznego
zrealizowania zasady
tarcia płynnego w
łożyskach, bądź też z
konsystencją
zastosowanego smaru,
może także oznaczać
prostą czynność
wprowadzenia smaru
pomiędzy trące się
elementy.

Smarowanie ma na celu
zmniejszenie oporów
tarcia i zużycia. W
pierwszym przybliżeniu

można powiedzieć, że
rodzaj tarcia
występującego w węźle
tarciowym zależy od
względnej grubości smaru
warstwy.

Współczynniki tarcia
ruchowego zależą od
materiałów pary trącej,
rodzaju ruchu, warunków
zewnętrznych.

Tarcie graniczne
występuje wówczas, gdy
powierzchnie trące nie są
rozdzielone warstewką
smaru, lecza pokryte
warstwą adsorpcyjną
substancji smarowej.
Natura tarcia zależy
wtedy zarówno od
materiałów pary trącej jak
i od środka smarującego.
Nie zależy natomiast od
lepkości użytego smaru.
Istnienie tarcia
granicznego jest
uwarunkowane także
nieprzekroczeniem
temperatury krytycznej.

Tarcie płynne polega na
rozdzieleniu powierzchni
trących się ciał stałych za
pomocą płynu (cieczy) i
zamianie tarcia
zewnętrznego na tarcie
wewnętrzne cieczy. Nie
wpływa na istotę
mechanizmu tarcia
płynnego użycie jako
trzeciego ciała smaru
mazistego (plastycznego),
gdyż pod dużymi
naciskami, jakie z reguły
występują w parze trącej,
zachowuje się on
identycznie jak ciecz.

Tarcie mieszane jest
pośrednim rodzajem
tarcia pomiędzy płynnym
a granicznym. tarcie
mieszane występuje w
parach ślizgowych
maszyn w okresie ich
rozruchu lub
zatrzymywania przy
małych prędkościach
poślizgu, w okresie
docierania oraz przy
dużych obciążeniach.
Opory tarcia mieszanego
są sumą składowej tarcia
płynnego występującego
we wgłębieniach
nierówności powierzchni,
tarcia granicznego i tarcia
suchego, które zachodzi w
punktach bezpośredniego
styku po przerwaniu
warstwy adsorpcyjnej na
„ostrzach” mikronie
równości. Współczynnik
tarcia mieszanego zależy
w tym przypadku od
materiałów pary trącej,
jakości smaru,
chropowatości
powierzchni, nacisku
jednostkowego oraz od
prędkości względnej, przy
której zachodzi tarcie.

ROLA SMARU W

PARZE TRĄCEJ

Środek smarujący oprócz
swojego podstawowego
zadania spełnia jeszcze
inne role, do których
należą:

1. zapobieganie

korozji ruchowych
elementów
maszyn

2. chłodzenie części

trących i

odprowadzanie
ciepła
wywołanego
tarciem

3. odprowadzanie

produktów
zużycia

4. umożliwienie

wprowadzenia
substancji
płynnych lub
stałych
przyspieszających
proces docierania

5. amortyzowanie

obciążeń
dynamicznych,
szczególnie
przypadkowych.

RODZAJE

SMAROWANIA

Smarowanie
hydrodynamiczne – to
proces tworzenia klina
smarowego – warstwy
cieczy smarnej
posiadającej zdolność
rozdzielenia dwóch
współpracujących
powierzchni obciążanych
zewnętrznie,
przemieszczających się
względem siebie ciał.

Smarowanie
hydrostatyczne – w
momencie rozruchu
(uruchamiania) maszyny
lub w trakcie jej
zatrzymywania nie
występuje tarcie płynne.
Wiąże się to z małą
prędkością poślizgu i
niewytworzeniem lub
zanikiem klina
smarowego. Utrzymanie

tarcia płynnego w całym
okresie ruchu maszyny
można uzyskać przez
smarowanie
hydrostatyczne, czyli
wprowadzenie smaru pod
ciśnieniem. Stosuje się je
najczęściej:

1. w łożyskach

wzdłużnych
dolnych

2. przy podnoszeniu

wałów ciężkich
maszyn
wirnikowych

3. w łożyskach

ślizgowych
tulejowych

4. w prowadnicach
5. w celu

amortyzowania
ruchów
współpracujących
ze sobą płyt
oddzielonych
lepką cieczą

6. w celu utrzymania

przymusowego,
dokładnego luzu
pomiędzy
powierzchniami.

Smarowanie
aerodynamiczne i
aerostatyczne – ten
rodzaj smarowania
uzyskuje się przez
zastąpienie ciekłego
środka smarującego
powietrzem. Do zalet
łożysk smarowanych
powietrzem zalicza się:

1. małe opory tarcia
2. możliwość pracy

w wysokiej
temperaturze

3. powietrze na ogół

nie zawiera
zanieczyszczeń i
jest łatwo
dostępne.

Do wad zalicza się:

1. małą nośność

łożysk
smarowanych
aerodynamicznie

2. konieczność dużej

dokładności przy
wykonywaniu
elementów łożysk
i małej
chropowatości ich
powierzchni

3. małą stateczność

w niektórych
warunkach pracy.

SYSTEMY

SMAROWANIA

Rozróżnia się następujące
systemy smarowania:

1. smarowanie za

pomocą smarów
stałych

2. smarowanie przez

nakładanie smaru
mazistego

3. smarowanie przy

użycie oliwiarki

4. smarowanie

kroplowe

5. smarowanie przez

zanurzenie

6. smarowanie

natryskowe

7. smarowanie mgła

olejową.