POŁĄCZENIA

POŁĄCZENIA NITOWE:

W złączach nitowych elementów
stalowych stosuje się nity ze stali

plastycznych St2N, St3N, St4. Do
innych łączonych metali stosować

nity z podobnego materiału co
materiały łączone.

ZALETY: brak zmian strukturalnych
mat. Łączonego, brak naprężeń

wewnętrznych i odkształceń w
elementach łączonych

WADY: znaczny ciężar połączenia,
osłabienie przekroju elementów

łączonych (od13do40%),
pracochłonność połączenia,

trudność uzyskania szczelności
połączenia.

Zakuwanie odbywa się na zimno
(stalowe < 8-10mm, mosiężne,

aluminiowe, miedziane), lub na
gorąco 1000stC

Połączenie nitowe może ulec
zniszczeniu na wskutek: ścinania,

zbyt dużych nacisków na ścianki
otworów, zerwanie elementu

łączonego w miejscu osłabionym
otworami.

POŁĄCZENIA SPAWANE:

ZALETY: umożliwiaj ą łączenie

części metalowych bez użycia
dodatkowych elementów

zwiększających ciężar całości,
pozwalają uzyskać szczelność bez

dodatkowych zabiegów, nie
wymagają rozbudowanego zaplecza

i umożliwiają łączenie przy małym
nakładzie robocizny.

WADY: Naprężenia wewnętrzne
wywołane gradientami cieplnymi,

zmiany strukturalne w materiałach
w obszarze złącz, odkształcenie

elementów łączonych.

Wytrzymałość spoiny zależy od
jakości wykonania spoin- zwykłej

jakości, mocne, specjalne.
Spoiny mocne wykonuje się w

ważnych złączach narażonych na
naprężenia spowodowane

obciążeniami statycznymi lub
zmiennymi o dużej amplitudzie. Ich

wykonanie wymaga wysokich
kwalifikacji spawacza i stosowania

metod gwarantujących dobrą jakość
spoiny (kontrola wyrywkowa).

Spoiny specjalne stosowane w
odpowiedzialnych złączach takich

jak naczynia ciśnieniowe lub przy
znacznych naprężeniach zmiennych-

pełna kontrola.
Jakość spoin uwzględnia się we

współczynniku Z (k

t

’=z*z

0

*k

t

) (z-

jakość spawania (z=0.5-zwykła

jakość, z=1 spoina mocna badana
radiologicznie, z

0

-rodzaj spoiny

(1.czołowa-rozciąganie 0.75,
ściskanie 0.85, zginanie 0.8,

ścinanie 0.65 2.pachwinowa-
wszystkie obciążenia-0.65.)

Współcześnie wprowadza się tylko
jeden współczynnik s (k’

t

=s*k

t

), dla

spoin czołowych (s=1-
ściskanie,zginanie), (s=0.8-1-

rozciąganie, zginanie), (s=0.6-
ścinanie) a dla spoin pachwinowych

s=0.65.

OBLICZANIE POŁ SPAWANYCH
(STANEM GRANICZNYM):

Metoda obowiązuje w konstrukcjach
stalowych hal, mostów, suwnic,

jezdni podsuwnicowych, dźwignic.
Ogólna postać warunku

δ

=F

obl

/A

s

⊆

R

s

F

obl

- uogólnione obciążenie

obliczeniowe, R

s

- wytrzymałość

obliczeniowa spoiny,

δ

- uogólnione

naprężenie obliczeniowe (normalne,

styczne), A

s

- uogólniony wskaźnik

wytrzymałości przekroju spoiny.

Obciążenia obliczeniowe- są sumą
iloczynów tak zwanych obciążeń

charakterystycznych i odpowiednich
współczynników uwzględniających

dynamiczny charakter obciążenia
oraz prawdopodobieństwo

wystąpienia obciążeń bardziej
niekorzystnych od obciążeń

charakterystycznych bądź
równoczesnego wystąpienia kilku

obciążeń o maksymalnych
wartościach.

Wytrzymałość obliczeniowa spoin-
jest iloczynem wytrzymałości

obliczeniowej stali R i
współczynnika s. Rs=s*R.

Wytrzymałość obliczeniowa stali R-
otrzymuje się przez podzielenie

minimalnej gwarantowanej granicy
plastyczności Re przez współczynnik
materiałowy R=Re/

γ

s

(

γ

s

(Re<355Mpa)=1.15

Współczynnik s określa się w
zależności od rodzaju spoiny i

naprężenia, granicy plastyczności
oraz jakości złącza.

W przypadku konieczności
uwzględnienia wpływu zmęczenia

materiału wartość wytrzymałości
obliczeniowej R mnoży się przez

współczynnik zmęczeniowy m

zm

.

Jego wartość zależy od rodzaju

materiału, rozwiązania
konstrukcyjnego węzła,

przewidywanej trwałości oraz
charakterystyki cyklu

zmęczeniowego R* m

zm

.

Zastosowanie metody stanów

granicznych w konstrukcjach
maszynowych jest ograniczone

brakiem informacji o obciążeniu
obliczeniowym.

POŁĄCZENIA ZGRZEWANE:

Zgrzewaniem nazywamy
nierozłączne połączenie materiałów

przez miejscowe podgrzanie
łączonych części do stanu

ciastowatości i dociśnięcie do siebie.
Podział sposobów zgrzewania:

a)według źródeł ciepła-ogniowe,
gazowe, mechaniczne (tarcie,

zgniot), elektryczne b)wg kształtu
zgrzeiny- punktowe, garbowe,

liniowe
Połączenia zgrzewane należy tak

kształtować aby występowały tylko
naprężenia ścinające.

POŁĄCZENIA KLEJOWE

Zalety: równomierny rozkład
naprężeń, brak skurczu i własnych

naprężeń, gładka powierzchnia, nie
wymagają wysokich temperatur, nie

powodują zmian strukturalnych,
istnieje możliwość łączenia dużych

materiałów .
Wady: mała odporność na

rozwarstwienia, mała odporność na
temperaturę, konieczność

stosowania zacisków i pras przy
niektórych klejach.

Wytrzymałość połączeń klejowych
zależy od- mechanicznych i

technologicznych własności
klejonego materiału i kleju,

warunków wykonania konstrukcji
złącza i rodzaju obciążeń.

Współczynnik spiętrzenia naprężeń

β

t

=f(c1/c2*c

s

/c

1

) (c1/c2=E

1

*g

1

/

(E

1

*g

1

)) (c

s

/c

1

=(G*l/s)/

(E

1

*g

1

/l)=G*l

2

/(E*g

1

*s)) E

1

-Young

G- Kirchoff l-długość

POŁĄCZDENIA ŚRUBOWE:

Są to połączenia spoczynkowe.
H=Q*tg(

γ±ρ

)- siła od momentu

Mt=0.5*d2*Q*tg(

ρ

1+

γ

) +

Q*dp*

µ

/2

ρ

1

atan

µ

sin

α

( )









:=

Pozorny kąt tarcia

γ

1

atan

h

π

d

⋅









:=

h

Kąt wzniosu gwintu

η γ

( )

tan

γ

( )

tan

γ

ρ

1

+

(

)

:=

Sprawność gwintu

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

0

0.13

0.27

0.4

0.54

η γ

( )

γ

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

stopnie.

Zakres samohamowności od 0 do
trochę poniżej sprawności równej

0.2 stosujemy na złącza śrubowe, a
gdzieś trochę poniżej granicy

sprawności 0.5 znajdują się
podnośniki śrubowe.

W zakresie nie samohamowności
znajdują się prasy śrubowe (ok. 15

do 25 stopni).

Obliczenia:
a)Przypadek 1 Śruba obciążona

jedynie siłą osiową Q
b)Przypadek 2 Śruba obciążona siłą

osiową Q i momentem skręcającym
Ms (podnośniki i prasy) w praktyce

wystarczy sprawdzić tą śrubą na
naprężenia wywołane siłą osiową

Q

z

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

metrycznego)

c)Przypadek 3. Śruba obciążona
naciągiem wstępnym Q

o

a następnie

siłą osiową Q (Śruby pokryw naczyń
ciśnieniowych)

λ

s

=

ε

s

*l

s

=

σ

r

*l

s

/E

s

=Q

o

*l

s

/

(F

s

*E

s

)=Q

o

*1/c

s

δ

k

=

σ

c

*l

k

/E

k

=Q

o

*l

k

/(F

k

*E

k

)=Q

o

*1/c

k

c

s

=Q

o

/

λ

s

= F

s

*E

s

/ l

s

=tg

α

c

k

=Q

o

/

δ

k

= F

k

*E

k

/ l

k

=tg

β

l

s

-długość śruby, E

s

- moduł

sprężystości śruby, F

s

- pole

przekroju śruby, c

s

- sztywność śruby

(analogicznie dla kołnierza)

Sztywność ściskanych elementów
oblicza się biorąc pod uwagę

przenoszenie nacisków wgłęb
materiału poprzez tzw. STORZKI

WPLYWU o kącie rozwarcia 90st.
Stożki te zamienia się następnie na

zastępcze walce o powierzchni
przekroju F

k

, które przyrównuje się

do powierzchni przekrojów stożków.
Podziałaniem zewnętrznej siły

osiowej Q śruba wydłuża się
dodatkowo o odcinek

∆λ

s

jej

całkowite wydłużenie osiągnie
wartość

λ

s

+

∆λ

s

odpowiadającą

wypadkowej sile na nią działającej
Q

w

. Kołnierze natomiast ze względu

na wydłużenie śrub odprężą się o tę
samą wielkość

∆λ

s,

a i wypadkową

odkształcenie będzie wynosiło

δ

k

-

∆λ

s.

W związku z tym działająca

pierwotnie na nie siła naciągu

wstępnego śruby Q

o

zmaleje do

wartości Q

o

’.

Q

w

=Q

o

’+Q

d

Q

o

’=Q

w

+Q

Q

o

’=(1.5-2)Q – pokrywy ciśnieniowe

Q

o

’=(0.2-0.6)Q – pokrywy

łożyskowe
AC=Q

d

*ctg

α

, AC=(Q-Q

d

)*ctg

β

Q

d

*ctg

α

=(Q-Q

o

’)*ctg

β

Q

d

=Q*ctg

β

/(ctg

β

+ctg

α

)=Q*1/

(1+ctg

α

/ctg

β

)=Q*1/(1+c

k

/c

s

)

Wzrost naciągu w śrubie pod

odciążeniem Q jest tym większy im
stosunek c

k

/c

s

dla zmniejszenia

obciążenia Q

w

należy zmniejszyć

sztywność śruby.

Obliczenia wytrzymałościowe:

Q

w

=Q

o

+Q

d

Przypadek 4. Połączenia śrubowe

obciążenia siłą poprzeczną
a)Śruba pasowana (tylko na ścięcie i

dociski powierzchniowe)
b)Śruby luźne: Obciążenie P jest

przenoszone dzięki sile tarcia T
wywołanej naciągiem śrub Q

o

T=Q

o

*

µ

>P

OBLICZENIA POŁĄCZEŃ

ŚRUBOWYCH
Przy obliczaniu połączeń w których

zastosowano większą liczb śrub
należy ustalić rzeczywisty rozkład

obciążeń na poszczególne śruby i
obliczyć najbardziej obciążone. Dla

prostych obliczeń przyjmuje się
równość naciągów wstępnych w

śrubach, dostateczną sztywność
kołnierzy, oraz równomierny rozkład

docisków, a więc i sił tarcia na całej
powierzchni styku.

POŁĄCZENIA SWORZNIOWE

Dla sworznia ciasno pasowanego
liczymy na ścięcie i sprawdzamy na

dociski powierzchniowe. A dla luźno
pasowanego liczymy na zginanie.

Sworznie jednostronne utwierdzone
obciążone siłą skupioną oblicza się

na zginanie i naciski powierzchniowe
o rozkładzie prostokątnym od sił i

trójkątnym od momentów.
Materiały na sworznie: własności 4.8

(Rm=400Mpa HB=105) lub 5.8
(Rm=500 MPa HB=145)

ZMĘCZENIÓWKA

Wykres Wöhlera

Zk- obszar wytrzymałości

zmęczeniowej przy małej ilości cykli
Zo- obszar wytrzymałości zm. przy

ograniczonej ilości cykli
Zz- obszar wytrzymałości zm. przy

nieograniczonej ilości cykli

Sposoby obliczenia współczynnika w
poszczególnych obszarach:

1.N

c

<10

4

-obszar obciążeń

statycznych

δ

=Re/

σ

max

2.10

4

<N

c

<10

7

– obszar

wytrzymałości ograniczonej

δ

z

=Z

o

/

σ

max

(Z

o

-wyznaczone

doświadczalnie lub obliczone
Z

o

=Z

g

(10

7

/N

c

)^

ς

)

3.N

c

>10

7

– obszar wytrzymałości

nieograniczonej

δ

=Z

g

/

σ

max

Liczba całkowita cykli
N

c

=n(1/min)*60*h(ilość

godzin)*z(liczba
zmian)*D(dni)*l(lat)

σ

m

=(

σ

max

+

σ

min

)/2- naprężenie

średnie

σ

a

=(

σ

max

-

σ

min

)/2- amplituda

naprężeń
R=

σ

min

/

σ

max

–współczynnik asymetrii

cyklu
Kappa=

σ

m

/

σ

a

- współczynnik stałości

obciążenia

Wykres Haigha

Wykres Smitha

Aby narysować wykres potrzeba Re,
Zo,Zj.

Jeżeli przy wzroście obciążenia
stosunek amplitudy

σ

a

do

naprężenia średniego

σ

m

będzie

stały to wartość wytrzymałości

zmęczeniowej określa punkt k1

σ

a

/

σ

m

=const,

x

2

=z

1

/

σ

max

=E*k1/CD

Jeśli przy wzroście obciążeń

naprężenie średnie cyklu pozostaje
stałe to wytrzymałość zmęczeniowa

odpowiadająca punktowi D
określona jest punktem k2,

współczynnik bezpieczeństwa

σ

m

=const x2=Z2/

σ

z

=Ck2/CD

D-punkt pracy.

CZYNNIKI WPŁYWAIĄCE NA
WYTRZ. ZMĘCZENIOWĄ

Pod pojęciem KARBU należy
rozumieć wszelkie nieciągłości

poprzecznych przekrojów
przedmiotu lub zmiany krzywizn

powierzchni ograniczających
przedmiot (rowki, otwory, gwinty)

Rozkład naprężeń w obszarze karbu
zależy od geometrii karbu,

związanej z wymiarami przedmiotu.
Charakterystykę zmęczeniową karbu

ujmujemy w tzw. współczynniku
kształtu

α

k

. Wartość współczynnika

α

k

zależy od: stosunku promienia

krzywizny dna karbu

ρ

do promienia

lub połowy szerokości przekroju r w

elementach płaskich w płaszczyźnie
karbu, oraz od stosunku promienia

połowy szerokości elementu R w
miejscu nie osłabionym karbem do

promienia r.

β

k

- współczynnik działania karbu-

stosunek wytrzymałości próbek
gładkich bez karbu do

wytrzymałości próbek gładkich z
karbem.

β

k

- zależy od współczynnika

kształtu i współczynnika wrażliwości

materiału na działanie karbu.

β

k

=1+

η

k

(

α

k

+1) gdzie

η

k

-

współczynnik wrażliwości materiału
na działanie karbu (jest zależny od
Rm,

ρ

o

) =1 dla materiałów

doskonale sprężystych „szkło” =0
dla materiałów niewrażliwych na

działanie karbu „żeliwo szare”.
Współczynnik

β

p

charakteryzuje

zmianę wytrzymałości elementów

po różnej obróbce skrawaniem w
porównaniu z próbką polerowaną.

Do obliczeń elementów z karbem o
znanym

β

k

posługujemy się

zależnością

β

=

β

k

+

β

p

-1 (w przypadku

karbów prostych

β

p

pomijamy, dla

żeliwa po usunięciu naskórku
odlewniczego przyjmujemy

β

p

=1)

β

pz

- dla powierzchni ulepszanych

β

=

β

k

*

β

pz

Współczynnik wielkości elementu

ε

=z

d

/z, z

d

- wytrzymałość

zmęczeniowa próbki o średnicy d, z-

wytrzymałość zmęczeniowa próbki o
średnicy od 7 do 10mm (

γ

=1/

ε

).

δ

-rzeczywisty współczynnik

bezpieczeństwa

δ

<1 nie występuje

δ

=1.3-1.4 –ścisłe obliczenia na

podstawie dokładnych danych

doświadczalnych

δ

=1.4-1.7 - dla zwykłej dokładności

obliczeń, bez doświadczalnego

sprawdzenia obliczeń

δ

=1.7- 2 – dla zmniejszonej

dokładności obliczeń, przy

możliwości określenia naprężeń i
obciążeń

δ

=2-3 – przy orientacyjnym

określaniu obciążeń i naprężeń dla
niepewnych lub specjalnie ciężkich

warunków pracy (odlewy)

OBLICZENIA ZMĘCZENIOWE

PRZY OBCIĄŻENIACH
ZŁOŻONYCH

Przy jednoczesnym występowaniu
naprężeń różnego rodzaju

naprężenia te składamy przy
zastosowaniu odpowiedniej hipotezy

wytężeniowej. Naprężenia zastępcze
dla obciążeń niesymetrycznych

(wahadłowych) obliczamy tak samo
jak dla obciążeń stałych. Przy

przewadze naprężeń normalnych

σ

z

=(

σ

2

+(k

σ

*

τ

/k

τ

)

2

)^(1/2). Przy

przewadze naprężeń stycznych

σ

z

=((k

τ

*

σ

/k

σ

)

2

+

τ

2

)^(1/2).

Rozwiązując te zależności można
dowieść, że rzeczywisty

współczynnik bezpieczeństwa jest
równy

δ

z

=1/(1/

δ

σ

2

+1/

δ

τ

2

)

1/2

δ

σ

,

δ

τ

-składowe rzeczywistego

współczynnika bezpieczeństwa

obliczane tak jakby działało tylko
zmienne naprężenie normalne lub

styczne.
ZALECENIA KONSTRUKCYJNE

mające na celu zwiększenie
wytrzymałości zmęczeniowej

elementów maszyn
-należy dążyć do możliwie

łagodnego kształtowania przejść od
jednego do drugiego przekroju

stosując stożki przejściowe zamiast
odsadzeń.

-jeżeli łukowe odsadzenie jest
konieczne stosujemy możliwie duży

promień przejścia
-działanie karbu można osłabić

stosując karby odciążające
-należy dążyć ]do wyrównania

współczynników bezpieczeństwa w
różnych przekrojach co prowadzi do

uzyskania konstrukcji o minimalnej
masie

-gładkość powierzchni jest
czynnikiem wpływającym w

znaczącym stopniu na wytrzymałość

zmęczeniową
-metalowe powłoki ochronne o

małej wytrzymałości mogą być
zaczątkiem pęknięcia

zmęczeniowego
-zwiększenie wytrzymałości

zmęczeniowej można uzyskać przez
wytworzenie na powierzchni

elementów napięć wstępnych

WAŁY I OSIE
Jeśli jest przenoszony moment

skręcający to taką część nazywamy
wałem, jeśli nie to osią. Części

wałów osi na których są osadzone
współpracujące z nimi elementy

nazywamy czopami.
ETAPY PROJEKTOWANIA

WAŁÓW:
1.Projektowanie wstępne polegające

na ukształtowaniu wału na
podstawie uproszczonych obliczeń

wytrzymałościowych i zadanych
dyspozycji wymiarowych

2.Obliczenia sprawdzające-
sztywności(kąta ugięcia i strzałki),

obliczenia dynamiczne (prędkości
krytycznej ii drgania rezonansowe),

obliczenia zmęczeniowe (rzeczywisty
współczynnik bezpieczeństwa)

3.Ostateczne kształtowanie wału.

MATERIAŁY NA WAŁY
1.St3-St5 wtedy gdy o kształcie

wału decyduje sztywność
2.35-45 gdy wał przenosi duże

obciążenie w szczególności 45 gdy
wskazanej jest powierzchniowe

utwardzenie czopów
3.dla wałów uzębionych materiał

taki jak dla kół zębatych (stale CrNi
do ulepszania cieplnego, nawęglania

i azotowania)

KSZTAŁTOWANIE WAŁU
Kształtowanie powierzchni

swobodnych przeprowadzamy po
ukształtowaniu powierzchni

roboczych, czyli czopów-należy
uwzględnić aby d

1

/d

2

<=1,2 ,

natomiast czopy należy kształtować
według zaleceń normy.

Gładkość powierzchni
1.czopów końcowych :R

z

=2,5-

0,32

µ

m

2.powieszchni swobodnych : wały
wolno obrotowe i średnio bieżne
(R

z

=10-5

µ

m), wysokoobrotowe

( R

z

=2,5

µ

m)

Tolerancje – powierzchnie

swobodne wykonujemy w tolerancji
warsztatowej IT14 (h14) przy

dużych obrotach IT12 do IT10

Uwzględnianie wpustu:
1.Jeżeli obciążenie jest w

przybliżeniu statyczne wystarczy, by
moment bezwładności przekroju z

rowkiem był nie mniejszy od
momentu bezwładności zarysu

teoretycznego.
2.Gdy wał pracuje w zmiennym

cyklu obciążenia przy niewielkim
udziale momentu skręcającego

moment bezwładności koła
wpisanego winien być nie mniejszy

niż teoretyczny
3.Gdy występuje duży udział

momentu skręcającego moment
bezwładności koła współśrodkowego

z przekrojem poprzecznym wału,
stycznego zewnętrznie do dna

rowka pod wpust winien być nie
mniejszy od teoretycznej

Sprawdzenia – ugięcie dopuszczalne

(F

dop

=2-3*10

-4

rozstawu łożysk),

dopuszczalny kąt skręcenia
(

ϕ

dop

=0,002-0,01rad/m)

Materiały konstrukcyjne

Właściwości mechaniczne-
(Wytrzymałość na ściskanie,

rozciąganie, zginanie i ścinanie,
granica plastyczności, wydłużenie,

twardość, wyt. Zmęczeniowa)
Własności fizyczne (ciężar właściwy,

przewodność elektryczna, cieplna,
wł. Magnetyczne)

Własności chemiczne (odporność
Ann korozję, żaroodporność)

Własności technologiczne-
podatność na kształtowanie

(obrabialność, tłoczność,
spawalność, hartowność, lejność)

ŻEWLIWA:

a) żeliwo szare-
ZL150,200- elementy słabo

obciążone, obudowy, podstawy,
koła pasowe, armatura

ZL250,300- części średnio
obciążone, obudowy silników,

obrabiarek, koła zębate, sprzęgła
ZL350,400- bardziej obciążone

części maszyn- koła zębate,
łańcuchowe, tarcze hamulcowe

b) żeliwo sferoidalne- ciśnieniowa
armatura, silnie obciążone części

maszyn, matryce, walce hutnicze,
wały korbowe

c) żeliwo ciągliwe- elementy o
złożonych kształtach obciążone

uderzeniowo: części hamulców,
wagonów, maszyn rolniczych,

przenośników

STALE KONSTRUKCYJNE
WĘGLOWE-

a)St0,St2-mało obciążone elementy
maszyn wytwarzane przez

prasowanie, tłoczenie, gięcie na
zimno

St3(s)- mało obciążone części
maszyn

St4(s) St5(s)- Normalnie i średnio
obciążone elementy, wały, osie, koła

zębate
St6-(może być hartowana ulepszana

cieplnie(duża wytrzymałość)) kołki
ustalające, kliny, ślimaki, koła

zębate
St7-duża wytrzymałość, mała

plastyczność walce matryce, młoty,
kowadła, elementy suwnic, koparek,

koła jezdne.
b)wyższej jakości (obróbka cieplna)

08X,10X- wyroby tłoczone na zimno,
dobrze spawalna

10- podobne zastosowanie po
nawęglaniu, cyjanowaniu

15,20,25- śruby, koła zębate, osie,
wały, czopy, sworznie, można

nawęglać i cyjanować
15G, 20G- z dodatkiem manganu

(podobne do 15, 20 ,25 ale większa
wytrzymałość)

30,35- wały osie
35,40,45,50,55- stale stosowane

jako ulepszane cieplnie przed
obróbką skrawaniem później można

hartować powierzchniowo do
twardości 35-45 HRC 55-62HRC

45- koła zębate, wały rozrządowe,
śruby, tania łatwo dostępna

55- sworznie łańcuchów
napędowych, tłokowych, wrzeciona

obrabiarek
65,60G- sprężynowe po obróbce

cieplnej, części silnie obciążone i
odporne na zużycie, resory,

sprężyny

STALE STOPOWE:
Większa zdolność do przehartowania

(jeśli chcemy zahartować duży
element w całym przekroju) drogie i

deficytowe.
a) stale do azotowania- 38HNJ,

38HJ- duża hartowność- wały
korbowe rozrządu, ślimaki, krzywki,

rozrządy, popychacze, sworznie

tłokowe, formy do przetwarzania
tworzyw sztucznych

b) stale do nawęglania- odznaczają
się mniejszą skłonnością do wad

powierzchniowych po hartowaniu-
małe elementy słabo obciążone

wałki rozrządu sprzęgła kłowe
(15H), 18H2N2- koła talerzowe,

szybkobieżne koła zębate.

STALIWA:
stosujemy do wytwarzania

elementów o skomplikowanych
kształtach. Posiadają wyższe

własności wytrzymałościowe w
porównaniu z żeliwem szarym, ale

porównywalne z żeliwem
modyfikowanym i sferoidalnym

L400 I- odlewy miękkie nadaje się
na części o dużej ciągliwości małej

wytrzymałości- korpusy łożysk,
pokrywy, części do nawęglania,

dobrze spawalna
L450 I,II,III- odlewy zwykłe,

miękkie, o mniejszej ciągliwości
pracujące przy małym obciążeniu-

koła bose, koła łańcuchowe o
małych obrotach, korpusy, pokrywy-

dobrze spawalna
L500,L600 I,II,III- na odlewy zwykłe

półtwarde koła biegowe,
łańcuchowe, zębate, korpusy

maszyn (możliwa spawalność)

ŁOŻYSKA TOCZNE

Dwie ostatnie cyfry oznaczają
średnicę otworu wewnętrznego (00-

10,01-12,02-15,03-17,04-20,05-
25,06-30,07-*5) Cyfry początkowe

oznaczają serię łożyska i niekiedy
grupę konstrukcyjną (62-kulkowe

zwykłe, 72-kulkowe skośne,303-
stożkowe.293-baryłkowe wzdłużne)

Materiały- pierścień i części toczne
wykonywane są ze specjalnej stali

chromowej ŁH 15 lub ŁH 15SG

Dobór łożysk :
1.ograniczenia wymiarowe łożysk

2.wielkości i kierunki obciążenia
3.prędkość obrotowa

4.możliwość ograniczenia błędu
współosiowości

5.wymagana dokładność i
cichobieżność

6.sztywność ułożyskowania

Nośność spoczynkowa n<10 1/min ,
jest to takie obciążenie które

wywołuje łączne odkształcenie
plastyczne równe 0,0001mm

elementów tocznych

Trwałość – jest to czas pracy
łożyska w milionach obrotów lub

godzin
L=(C/P)

ρ

c-nośność ruchowa, p-

obciążenie (

ρ

=3-łożysko kulkowe,

ρ

=10/3-łożysko wałeczkowe)

L

10

-trwałość umowna osiągana przez

90% łożysk
L=a1*a2*a3*L

10

Algorytm doboru łożysk

tocznych :
1.ustalenie schematu

konstrukcyjnego łożyskowania
2.pokreślenie wartości i kierunków

obciążeń i prędkości obrotowej
łożysk

3.dla obciążeń zmiennych obliczamy
P

n

i n

n

.

4.ustalenie ograniczeń
geometrycznych

5.wybór typu łożyska
6.przyjęcie wymaganej trwałości L

7.wyznaczenie stosunku C/P dla
odpowiedniego L i typu łożyska

8.obliczenia obciążenia zastępczego
P=VxP

r

+

ψ

*P

a

9.obliczenia obciążenia efektywnego
P

e

=f

d

*P

10.obliczenia nośności ruchowej
C=P

e

(C/P)

11.obliczenie efektywnej nośności
ruchowej C

e

=f

t

*C

12.obliczenie zastępczego
obciążenia spoczynkowego

P

0

=max(P

01

,P

02

) P

01

=X

0

*P

r0

+Y

0

*P

0a

P

02

=P

r0

13. Obliczanie wymaganej nośności
spoczynkowej

14.Dobór z katalogu jego nośności
oraz wymiarów geometrycznych

15.Sprawdzenie trwałości ściernej
łożyska- weryfikacja nośności

efektywnej c

0

=s

0

*P

0

L

e

=a

1

*a

2

*a

3

*(C

e

/P

e

)

ρ

16.Dobór środka smarnego.

17. Przyjęcie prasowań w gnieździe i
na czopie oraz uszczelek (filc-mała

prędkość obrotowa, oringi i
simeringi- średnia prędkość

obrotowa, uszczelnienia
labiryntowe- duża prędkość) .

a

1

- uwzględnia wymaganą

niezawodność łożyska

≠

0.9

a

2

- dokładność wykonania łożyska i

gatunek stali

a

3

- zależy od wartości tarcia,

rzeczywistym współczynnikiem

grubości elastohydrodynamicznego
filmu olejowego

Obliczanie obciążeń

zastępczych P=VxP

r

+Y*Pa

P

r

- obciążenie promieniowe

P

a

- obciążenie wzdłużne

V- współczynnik obrotów

X-współczynnik obciążenia
poprzecznego

Y- współczynnik obciążenia
wzdłużnego

Tolerancje (HB, kB) pasowania

(HB/h7, H7/kB)

ŁOŻYSKA ŚLIZGOWE
Tarcie zależy od materiałów trących,

stanu powierzchni trących, siły
docisku.
T=

µ

*N T=F*R

t

F- Powierzchnia

R

t

- granica na ścinanie

N=P

a

*F

µ

=R

t

/P

a

Materiał o małym

µ

Powinien mieć

małą wytrzymałość na ścinanie oraz

dużą twardość.
Tarcie w warunkach braku

zanieczyszczeń lub elementów
korozji między stykającymi się

powierzchniami nazywamy tarciem
suchym (fizycznie).

Tarcie w obecności nieznacznej
ilości tlenków nazywamy tarciem

suchym technicznym.
Tarcie płynne zachodzi wtedy gdy

powierzchnie współpracujące
przedzielone są warstewką płynu

(opory tarcia to tylko opory
wewnątrz płynu).

Tarcie mieszane jest to takie tarcie
w którym zachodzi jednocześnie

tarcie płynne, graniczne, a nawet
suche.

Przy przemieszczaniu powierzchni
rozdzielonych cieczą występuje siła

będąca miarom oporów tarcia
wewnętrznego lub naprężeń

stykowych, jest ona wprost
proporcjonalna do pola powierzchni

oraz prędkości względnej oraz
odwrotnie proporcjonalna do

odległości względnej.
T=k*A*V/h=η*A*dV/dh η-lepkość

dynamiczna [P] [1mPas=1cP]

Materiały łożyskowe:
1.Dobra odkształcalność.

2.Odporność na zatarcia.

3.Wytrzymałość na naciski.
4.Wytrzymałość zmęczeniowa.

5.Odporność na korozję.
6.Dobre przewodnictwo ciepła.

7.Odpowiednią rozszerzalność
cieplną.

8.Korzystna struktura materiału
(niskie μ)

9.Dodra obrabialność.
10.Niska cena.

Babbit 89.3%Sn, 8.9% Sb, 1.8% Cu

Ł83 83% Sn, 11%Sb, 6%Cu
Ł16 16%Sb, 1.75%Cu,16%Sn,

reszta Pb

Sposoby uzyskania tarcia płynnego:
na zasadzie hydrodynamicznej, oraz

hydrostatycznej

Warunki uzyskania tarcia
płynnego

(HYDROSTATYCZZNIE):
Wywołanie ciśnienia w warstewce

smaru oddzielającego czop od
panewki, przez pompowanie smaru

pompą znajdującą się na zewnątrz
łożyska.

Rozkład nacisków (ciśnienia) w

łożysku ślizgowym

β

-kąt opasania

α

-kąt pomiędzy kierunkiem

obciążenia, a początkiem klina

smarnego

φ

-kąt określający miejsce

najmniejszej grubości warstewki

olejowej

θ

(teta)-współrzędna kątowa

mierzona w kierunku obrotów

θ

a(tetaa)- współrzędna kątowa

mierzona od linii środków czopa i
panewki do początku klina

smarnego
Q

pmax

- kąt określający miejsce

maksymalnego ciśnienia
Q

po

- kąt określający koniec klina

smarnego

Warunki uzyskania tarcia

płynnego
(HYDRODYNAMICZNIE):

a)klin smarny
1.istnienie prędkości poślizgu

większej od pewnej prędkości
granicznej

2.spełnienie warunku
geometrycznego tzn. istnienie

pomiędzy ślizgającymi się po sobie
powierzchniami przestrzeni

zawężającej się w kierunku ruchu
3.ciągłego dostarczenia do tej

przestrzeni wystarczającej ilości
smaru

b)efekt wyciskania smaru
1.istnienia odpowiedniej wartości

składowej prędkości ruchu czopa o
kierunku normalnym do powierzchni

nośnych
2.instnienie możliwie silnego

dławienia smaru na wypływie z
łożyska

3.ciągłego dostarczania
wystarczającej ilości smaru na

miejsce wyciśniętego z łożyska

Liczba Somerfelda- istnieje
kryterium podobieństwa

hydrodynamicznego łożysk
ślizgowych. Dla cylindrycznych

łożysk poprzecznych jest nim liczba
Somerfelda

S=η*n’’/(p

śr

*ψ

2

) n’’- prędkość

obrotowa w obr/s, η- lepkość

kinematyczna smaru Pa*s, P

śr

=P/

(l*d)-nacisk średni, Ψ-względny luz

łożyskowy

Ψ=0.8*10

-3

V

1/4

±30% V-prędkość

obwodowa m/s

Kiedy +30%:

-gdy materiał panewki jest mało
sprężysty ma duże E

-łożysko sztywne
-długie

-kierunek obciążenia stały
-prędkość obrotowa duża

Kiedy –30%

-gdy materiał panewki jest sprężysty
ma małe E

-naciski duże
-łożysko samonastawne

-łożysko wąskie l/d<0.8
-kierunek obciążenia zmienny

-prędkość obrotowa mała

Łożyska na tarcie mieszane liczymy
na dociski powierzchniowe

P

śr

=F/A<=P

dop

i sprawdzamy na

przegrzanie p

śr

*V<(p*V)

dop

TOLERANCJE I PASOWANIA

Tolerancja wymiaru polega na
określeniu dwóch wymiarów

granicznych: A- dolnego, B-
górnego, między którymi powinien

się znaleźć wymiar przedmiotu.
Różnicę pomiędzy górnym a dolnym

wymiarem granicznym nazywamy
tolerancją T wymiaru, różnicę

pomiędzy wymiarem górnym i
nominalnym- odchyłką górną (ES-

dla wymiaru wewnętrznego, es- dla
wymiaru zewnętrznego), a różnicę

między wymiarem dolnym i
nominalnym odchyłką dolną (EI,

ei).
N- wymiar nominalny

A=N +EI lub A=N+ei
B=N +ES lub B=N+es

T=ES-EI lub T=es-ei albo T=B-A

Cechą charakterystyczną
prasowań są luzy graniczne:

Najmniejszy L

min

, największy L

max

.

N

EI

ES

- tak samo i wałek

L

min

=A

otworu

-B

wałka

=A

o

-B

w

=EI-es

L

max

=B

o

-A

w

=ES-ei

Jeżeli z obliczenia wynika dla L

min

wartość ujemna (luz ujemny czyli

wcisk), a dla L

max

- dodatnia, to

występuje pasowanie mieszane, jeśli

zaś i dla L

max

wynika wartość

ujemna, to występuje pasowanie

ciasne. L

min

i L

max

dodatnia to luźne.

Pasowania wg stałego otworu:
Luźne:H7/g6,H7/h6,H7/f7,H7/e8,H8

/h7
Mieszane:H7/js6,H7/k6,H7/n6

Ciasne:H7/p6,H7/r6,H7/s6
Pasowania wg stałego wałka:

Luźne:G7/h6,H7/h6,F8/h6,H8/h7,H8
/h8

Mieszane:Js7/h6,K7/h6,N7/h6
Ciasne:P7/h6.

Wytrzymałość materiałów.

Z- uogólniona wytrzymałość
materiału

x- uogólniony współczynnik
bezpieczeństwa

k- uogólnione naprężenie

dopuszczalne

Naprężenia maksymalne:
Rodzaj zmienności naprężeń: stałe

(jednostronne, dwustronnie
zmienne)

1.Rozciąganie, ściskanie

σ

r,c

=P

r,c

/A

≤

k

r,c

(k

rj

,k

rc

,k

cj

)

2.Ścinanie

τ

t

=P

t

/A

≤

k

t

(k

tj

,k

to

)

3.Nacisk powierzchniowy
p=P

n

/A

≤

p

dop

(p

j

,p

o

)

4.Zginanie

σ

g

=M

g

/W

x

≤

k

g

(k

gj

,k

go

)

5.Skręcanie

τ

s

=M

s

/W

o

≤

k

s

(k

sj

,k

so

)

W

0

=pi*d

3

/16=0.2*d

3

,

W

x

=pi*d

3

/32=0.1*d

3

- dla przekroju

okrągłego

Współczynniki bezpieczeństwa:1. dla

obliczeń statycznych x

e

=1.3-2(3)

2.dla obliczeń zmęczeniowych

x

2

=3.5-5

k

rj

=Z

rj

/x

2

W większości przypadków występują
różne przypadki naprężeń co

wymaga zastosowania hipotezy
wytężeniowej- składamy tylko te

naprężenia, które odznaczają się
jednością miejsca i czasu.

1.Przy przewadze naprężeń
normalnych

σ

z

=(

σ

2

+(m*

τ

)

2

)

0.5

2.Przy przewadze naprężeń
stycznych

τ

z

=((

σ

/m)

2

+

τ

2

)

0.5

m=k

g

/k

s

=k

go

/k

so

=k

gj

/k

sj

=3

0.5

– dla

stali chyba a raczej tak się mi tylko
zdawało

W wartości współczynnika x

e

, x

m

ukryty jest współczynnik
charakteryzujący zmianę granicy

plastyczności i wytrzymałości od
wielkości przedmiotu (przekroju).

Ulega ona obniżeniu ze wzrostem
wymiarów.

x

e

=

δ

e

/

ε

e

δ

e

-rzeczywisty

współczynnik bezpieczeństwa (=1.2-

2)

ε

e

–wpływ wielkości

przedmiotu

PRZEKŁADNIE

PRZEKŁADNIAMI mechanicznymi

nazywamy mechanizmy służące do
przenoszenia energii co zazwyczaj

połączone jest ze zmianą prędkości
obrotowej i odpowiednimi zmianami

sił i momentów.

Rodzaj
przekł

adni

Przeło
żenia

spraw
ność

Moc[
kW]

Obr/
min

Zębata

zwykła

8-20

0.96-

0.99

20’0

00

100’

000

Zębata

planet
arna

8-13

0.98-

0.99

8’00

0

40’0

00

Ślimak
owa

60-
100

0.95-
0.97

800

30’0
00

Łańcuc
howa

6-10

0.97-
0.98

4’00
0

5’00
0

Pas.
płaski

5-10

0.96-
0.98

1’50
0

18’0
00

Pas
klinow

y

8-15

0.94-
0.97

1’00
0

Prze

cierna

6-10

0.95-

0.98

150

RYSUNEK NAPRĘŻENIA W PASIE I
ROZKŁAD SIŁ

D1-koło napędzające
D2- koło napędzane

S1=S2*e

µφ

1

S1-S2=T- siła użyteczna

Przekładnie pasowe

Zalety: płynność ruchu,
cichobieżność, zdolność łagodzenia

drgań, możliwość ustawienia osi w
dowolny sposób, mała wrażliwość

na dokładność wykonania.
Wady: duże wymiary, niestałość,

przełożenia, wrażliwość pasa na
szkodliwe działanie otoczenia

Materiały na pasy: skóra, guma z
tkaniną bawełnianą, bawełniany,

wełniany, mas polimerowy.

Przekładnia z pasem klinowym.
Dzięki lepszemu sprzężeniu pasa

klinowego z kołem pasowym
możliwe jest zmniejszenie kąta

opasania małego koła co powoduje
zwiększenie przełożenia, zmniejsza

rozstaw osi, zmniejsza naciski na
koła.

V=10m/s (4-25)

µ

’=

µ

/sin(alfa/2)

Moc przenoszona przez przekładnię

N=Z

1

*N

1

*k

l

*k

φ

/k

t

Z

1

-liczba pasów,

N

1

-moc przenoszona przez jeden

pas klinowy, k

l

- współczynnik

uwzględniający liczbę zmian
obciążenia k

l

=f(l), k

φ

-współczynnik

uwzględniający kąt opasania

mniejszego koła, k

t

- współczynnik

uwzględniający coś

Średnica skuteczna jest to ta

średnica na której linia w pasie nie
zmienia swojej długości przy

rozwijaniu i nawijaniu pasa na koło
rowkowe.

Kąt rozwarcia równy jest 40stopni a

szereg pasów to Z,A,B,C,D.

PRZEKŁADNIE ŁAŃCUCHOWE
Zalety:

- pewna swoboda ustalania
odległości osi

- zdolność łagodzenia szarpnięć
- większa zwartość i sprawność niż

pasowa
- stałość przełożenia

- niewielkie obciążenia wałów i
łożysk

- możliwość napędzania kilku wałów
Wady:

- koszt
- nierównomierny ruch

- hałas
- konieczność smarowania

- zastosowanie tylko przy wałach
równoległych

Rodzaje łańcuchów: kształtowe,

płytkowe (sworzniowe, tulejkowe,
rolkowe, zębate)

PRZEKŁADNIE ZĘBATE

Istotnym zespołem składniowym
jest zazębiająca się kara kół

zębatych zazębiających się w ten

sposób że uzyskane jest

Zarys zęba miejsce geometryczne
punkt styku z drugim zębem

Koło podziałowe odpowiada

walcom podziałowym dzieli ząb na
dwie części powyżej koła

podziałowego- głowa zęba i to co
poniżej- stopa zęba

Wrąb- przestrzeń pomiędzy zębami

jednego koła
Grubość zęba- jest mierzona na

średnicy podziałowej
Luz- różnica pomiędzy grubością

zęba a podziałką(/2 chyba)
Wysokość zęba-

Luz wierzchołkowy- odległość
pomiędzy walcem wierzchołkowym

jednego koła a walcem den wrębów
drugiego koła c=0.25*m

Wskaźnik wysokości zęba
y=h

a

/m (y=1 zęby zwykłe, y>1 zęby

wysokie, y<1 zęby niskie)

Znormalizowane: h

f

=1.25*m, h

a

=m

Linia przyporu jest linią wyznaczoną
przez kolejne punkty styku.

Odcinek przyporu jest to część lini
przyporu ograniczona punktami

przecinania się kół na których
znajdują się końce czynnych

zarysów zęba (koła wierzchołków).
Ewolwenta jest to krzywa powstała

przez przetaczanie prostej po
okręgu.

Punkt przyporu jest to punkt styku
dwóch współpracujących ewolwent.

Centralny punkt przyporu „C”
wyznacza przecięcie lini przyporu z

linią łączącą środki kół.
Kąt przyporu jest to kąt pomiędzy

prostą przyporu a styczną do kół
tocznych w punkcie „C”.
Liczba przyporu

ε

stosunek długości

odcinak przyporu do podziałki
zasadniczej

ε

>1.

Zarys odniesienia jest to zarys

zębów zębatki nazywanej zębatką
odniesienia. Powstaje ona jako zarys

styczny do dwóch zarysów
ewolwentowych współpracujących

kół. Można ją interpretować jako
koła zębate o nieskończenie dużej

średnicy, zarysem takiego koła są
odcinki proste jako szczególny

przypadek ewolwent.

Nacinanie kół zębatych – zębatka
Maga(prosta), zębatka Fellowsa.

Zalety zarysu ewlowentowego:

- mała wrażliwość na odchyłki
odległości kół,

- kierunek siły międzyrębnej
niemienia się podczas pracy

przekładni
- koła zębate o tych samych

podziałkach i nominalnych kątach
zarysu mogą być kojarzone w

dowolne pary
- koła uzębione zewnętrznie mogą

być kojarzone z uzębieniem
zewnętrznym, wewnętrznym czy też

zębatką.
- ewolwentowe koła zębate można

wykonywać wydajnymi i dok
ładnymi metodami obwiedniowymi

- za pomocą tego samego narzędzia
można wykonać koła o różnej ilości

zębów.

KOREKCJE

Podcięcia zęba podczas obtaczania
obwiedniowego występuje wówczas

gdy część narzędzia zębatki
wytwarza zarys który nie jest

ewolwentą.
W praktyce podcięcie występuje

wtedy gdy występuje bardzo mało
zębów.

Graniczna liczba zębów
Z

g

=y*2/sin

2

α

o

z

g

(

α

o

=20st)=17, a

gdy dopuszczamy niewielkie

podcięcie zębów z

g

’=14

Korekcja uzębienia
Jest potrzebna w przypadku gdy na

kole o liczbie zębów z<z

g

chce się

uniknąć podcięcia zęba u podstawy.

Polega ona na przesunięciu
narzędzia zębatkowego z położenia

0 w położenie1, w którym nie
występuje podcięci zęba lecz

zmniejszyła się grubość zęba u
wierzchołka.

X=x*m –przesunięcie zarysu (x-
współrzędna przesunięcia ,”+”-

wysuwanie ,”-„-wsuwanie).
x

g

=y*(z

g

-z)/z

g

Przy z=12 x

g

=1*(17-12)/17,

X=x

g

*m

Korekcja zazębienia

1.PO – przesunięcie zarysu bez
zmiany odległości osi.(X-X) Polega

na przesunięciu narzędzia
zębatkowego na jednym kole na

zewnątrz o taką samą wielkość, o
jaką w drugim kole- ku wnętrzu.

Stosuje się z

1

+z

2

>=2z

g

(z

g’

)

Zastosowanie PO pozwala na

usunięcie podcięcia $&%$#^% kole
ale jest także gdy podcięcie nie grozi

poprawności współpracy z większą
liczbą przyporu.

2.P- przesunięcie zarysu ze zmianą
odległości osi (X+X). Stosuje się gdy

z

1

+z

2

<2z

g

, oraz gdy względy

konstrukcyjne wymagają zmiany

odległości osi. Po zastosowaniu
przesunięcia zarysu x

1

,x

2

osie kół

ulegają rozsunięciu i nowa odległość
osi będzie równa a

p

=a

0

+(x

1

+x

2

)*m-

odległość pozorna.
Aby skasować luz obwodowy zbliża

się koła na odległość
a

r

=a

0

*cos

α

0

/cos

α

t

α

t

toczny kąt

przyporu a

0

=z

1

+z

2

/2*m

inv

α

t

=2*(x

1

+x

2

)/(z

1

+z

2

)*tg

α

0

+inv

α

0

Dla zachowania luzu
wierzchołkowego należy ściąć

głowy o k

m

=a

p

+a

m

Mamy do rozdysponowania

x

1

+x

2

=const, w praktyce x

2

=0 lub

x

1

=0 lub x

1

=x

2

.

Uszkodzenia kół zębatych

-rysy hartownicze –pęknięcia
-uszkodzenia interferencyjne –

występują przy nadmiernym nacisku
pomiędzy stopą a głową

-odpryski – są inicjowane przez rysy
i pęknięcia w utwardzonej warstwie

-wytarcia i wydarcia- są wynikiem
obecności twardych zanieczyszczeń

pomiędzy zębami
-zatarcie i przegrzanie – powstaje

przy zaniku smaru i metalicznym
styku zęba

-piting- ma postać piramidkowych
ubytków na powierzchniach

bocznych jest inicjowany przez
pęknięcia w które wszedł olej

-zgniot i złamanie – uszkodzenie
nieutwardzonych zębów o zbyt

małej granicy plastyczności

Obliczanie przekładni otwartych –
na złamanie zęba, zamkniętej na

naciski powierzchniowe.