27. Połączenia gwintowe- rodzaje gwintów i ich
zastosowanie, oznaczanie gwintów, rodzaje śrub,
nakrętek i podkładek. Zabezpieczanie nakrętek przed
odkręcaniem się.
Połączenia gwintowe wykonuje się za pomocą łączników gwintowych.
Śruby, wkręty, nakrętki
Śruba to łącznik mający łeb ukształtowany tak aby można go było
wkręcić odpowiednim kluczem. Trzpień
śruby może być
nagwintowany na całej swojej długości lub częściowo. Wykonane
najczęściej przez toczenie z prętów walcowych lub ciągnionych
czworokątnych. Śruby wykonywane z prętów okrągłych - łeb
wykonuje się poprzez spęcznienie trzpienia i uformowanie łba.
Wkręty - łączniki mające łeb z wcięciem do wkrętaka
Nakrętki to elementy współpracujące ze śrubami lub wkrętami.
Rodzaje gwintów
a) trójkątne (stożkowe, walcowe)
zalety:
- zapewnia szczelność,
- przenosi duży moment skręcający,
- szybkie łączenie i rozkręcanie
Wady:
- trudne wykonanie,
- niemożność regulowania przesunięć osiowych
b) okrągły
- duża sztywność zmęczeniowa,
- nie jest stosowany w szerokim zakresie
c) gwinty dociskowe i napędowe - stosowane są trapezowe i
prostokątne
Oznaczanie gwintów:
2
²
; 3/4
²
- calowe
Tw 48 x 8 - trapezowy symetryczny
S 48 x 8 - trapezowy niesymetryczny
Rd 40 x 1/6
²
-okrągły
M30 -metryczny zwykły
M80 x 3 - metryczny drobnozwojowy
R 3/4
²
Pt - rurowy przytępiony
Em 16 - Edisona metryczny
Rodzaje śrub:- śruba surowa- śruba półsurowa- śruba toczona- śruba
dwustronna- śruba do drewna
Rodzaje nakrętek:- sześciokątne- czworokątne- dwuścienne-
rowkowe- otworowe- skrzydełkowe- z uchem- radełkowe- koronowa
Rodzaje podkładek:
- sprężyste
Zabezpieczenie połączenia przed poluzowaniem lub odkręceniem pod
wpływem przypadkowych sił np.:przy drganiach - specjalna podkładka,
zapunktowanie trzpienia, zaklepanie trzpienia
Podkładka sprężysta z ostrymi odgiętymi końcówkami wciska się
jednym końcem w nakrętkę a drugim w łączony element. Nakręcenie
przeciwnakrętki, Nakrętka koronowa - przez otwór wycięty w śrubie
przetyka się zawleczkę i rozgina końce, podkładki odginane, zębate
28. Sposoby wykonywania gwintów, materiały do
produkcji śrub.
Poprzednie pytanie
Sposoby wykonywania gwintów:
- nacinanie
- frezowanie
- walcowanie- gwinty zewnętrzne trójkątne
- odlewanie gwintów ze stopów niezależnych
Materiały do produkcji śrub:
- stale automatowe - oznaczenie A10, A12 - zawartość węgla do 0,1
%
29. Obliczanie sił potrzebnych do odkręcenia (wkręcenia)
nakrętki obciążonej siłą osiową - szkice.
Obracając śrubę, możemy podnieść na pewna wysokość ciężar Q lub
przezwyciężyć na pewnej drodze siłę Q.
Takie zastosowanie śruby do wykonania pewnej pracy jest szeroko
spotykane w budowie maszyn, np.: podnośniki gwintowe.
Pracę wykonujemy przez działanie momentem M
s
na śrubę. Zwój
gwintu tworzy równię pochyłą o kącie nachylenia
g. Ciężar posuwany
jest wzdłuż równi przez siłę H, leżącą w płaszczyźnie prostopadłej do
osi śruby. Przedstawia ona działanie momentu M
s
, którego wektor leży
wzdłuż os śruby. Tarcie równi powoduje odchylenie reakcji od
normalnej, do równi o kąt tarcia
r. Rozkład sił działających na ciężar
pokazany jest na rys. b,
N oznacza reakcję normalną równi, R zaś reakcję wypadkową z
uwzględnienie siły tarcia, przy czym:
T = N
×m = N×tgr m - współczynnik tarcia
Z trójkątów sił obliczamy sile H, jaka jest potrzebna do poruszania
ciężaru ruchem jednostajnym H = Q
×tg(g+r)
Gdybyśmy ciężar opuszczali, to zmieni się kierunek sił tarcia, a więc
zmieni się ką, jaki tworzy ona z pionem
Ogólny zapis H = Q
×tg(g ± r)
przy czym znak „+” dotyczy ruchu ciężaru w górę, czyli podnoszenia,
a znak „-” dotyczy opuszczania.
30. Sens fizyczny pozornego kąta tarcia. Moment
potrzeby do okręcenia nakrętki.
Obliczenia dla gwintu o zarysie trapezowym lub trójkątnym.
W tym przypadku siła tarcia będzie większa niż przy gwincie
prostokątnym. Do obliczenia siły tarcia trzeba bowiem w tym
przypadku wziąć reakcję N’, normalną do boku zarysu i tworzącą kąt
a
r
z siła N
Siła tarcia wynosi
T=N’
×m=
N
c o s
N
c o s
r
r
a
m
a
=
×
Jeżeli wyrażenie
m/cosa oznaczymy symbolem m‘, to możemy obliczyć
sile tarcia ze wzoru:
T = N
× m‘ = N×tgr‘
Wartość
r‘ nazywamy pozornym kątem tarcia i obliczamy ze wzoru
tg
r‘ =
m
a
cos
r
Moment potrzebny do okręcenia nakrętki:
M
s
= 0,5
×d
s
×Q×tg(g±r‘)
31. Sprawność gwintu.
Sprawność gwintu jako maszyny roboczej wyrażamy stosunkiem pracy
użytecznej do pracy włożonej. Sprawność dla przypadku zmiany pracy
momentu obrotowego na pracę siły podłużnej
Praca użyteczna odniesiona do jednego obrotu śruby jest równa
iloczynowi siły prze skok
L
u
= Q
×h = Q×p×d
s
×tgg
praca włożona w czasie jednego obrotu
L
w
= 2
×p×M
s
= 0,5
×2×p×Q×d
s
×tg(g+r‘)
więc sprawność
h=
(
)
L
L
Q d
tg
Q d
tg + '
u
w
s
s
=
× ×
×
× × × ×
×
p
g
p
g r
05 2
,
czyli:
h =
(
)
t g
t g
+
'
g
g
r
Sprawność śruby zależy od kąta pochylenia linii śrubowej i od
współczynnika tarcia
Kąt największej sprawności
g
opt
=
p
r
4
2
-
'
wartość zaś sprawności maksymalnej przy tym kącie wynosi:
h
max
=
t g
2
p
r
4
2
-
æ
èç
ö
ø÷
'
32. Pojęcie samohamowalności gwintu. Wykres zależności
sprawności gwintu od kąta wzniosu.
Śruba będzie samohamowalna, jeżeli dowolnie duża siła osiowa Q,
obciążająca śrubę, nie wywoła jej obrotu. Warunek ten będzie
spełniony, jeżeli przy opuszczaniu moment M
s
będzie równy zero lub
mniejszy od zera:
M
s
= 0,5
×d
s
×Q×tg(g+r‘) £ 0
Nierówność ta będzie spełniona, jeżeli
g£ r‘ - warunek
samohamowalności śruby. Śruba jest samohamowalna, jeżeli kąt
wzniosu linii śrubowej jest mniejszy od pozornego kąta tarcia. Śruby
samohamowalne są mało sprawne.
Wykres zależności sprawności gwintu od kąta wzniosu,
Z wykresu widać, że przy wzroście kąta sprawności rośnie najpierw
bardzo szybko, potem woniej. Stosujemy w śrubach różnie kąty
g. W
mechanizmach, w których zależy nam na dużej sprawności, np. w
prasach, stosujemy kąt
g = 18 ¸ 25
o
.
W mechanizmach, które muszą być samohamowalne, np. podnośniki
stosujemy kąt
g = 4 ¸ 6
o
.
W śrubach złączonych wymagana jest samohamowność, toteż
stosujemy małe kąty
g = 1,5 ¸ 5
o
.
33. Obliczanie wytrzymałościowe wysokości nakrętki.
Wzór na wysokość nakrętki
h
4 Q P
(d
D
z p
2
1
2
dop
³
× ×
×
-
× ×
p
)
Obliczenie gwintu na nacisk wymaga obliczenia wysokości nakrętki.
Wysokość nakrętki normalnych łączników gwintowych wynosi 0,8d.
Przy normalnych łącznikach gwintowych, tworzących połączenia
spoczynkowe, w których śruba i nakrętka wykonane są z tego samego
materiału przyjmujemy bez obliczania normalną wysokość nakrętki:
h = 0,8
×d
Z tych samych względów przyjmujemy bez obliczeń wysokość nakrętki
w normalnych gwintach rurowych h = 3
×s, gdzie s oznacza grubość
ścianki
Natomiast wysokość nakrętki musimy obliczyć, gdy:
a) śruba i nakrętka są wykonane z różnych materiałów
b) połączenie jest ruchowe lub półruchowe
34. Obliczenie wytrzymałościowe średnicy rdzenia śruby
obciążonej siłą osiową.
Przykładem takiego obciążenia jest obciążenie haka. W tym przypadku
w rdzeniu śruby nie ma żadnego zacisku wstępnego. W czasie pracy
złącze obciążone jest siłą rozciągającą osiową Q.
Obliczamy przekrój rdzenia śruby na rozerwanie:
r
2
r
3
Q
4 Q
k
F
d
r
s
p
×
=
=
£
×
(względnie k
rj
)
Z tego wzoru najdokładniej jest obliczyć potrzebny przekrój rdzenia
śruby:
r
r
Q
F
k
=
i dobrać ze wzoru odpowiednie wymiary gwintu o przekroju rdzenia F
r
- równym lub większym od obliczeniowego.
35. Obliczanie wytrzymałościowe śruby skręcanej pod
obciążeniem (nakrętka rzymska).
Nakrętka rzymska - służy ona do naciągania lin lub prętów. W czasie
skręcanie w rdzeniu śruby panuje naprężenie rozciągające. Jest on więc
poddany naprężeniom złożonym, pochodzącym od rozciągania siła Q i
od skręcania momentem M
s
- naprężenia rozciągające
2
3
4 Q
d
r
s
p
×
=
×
- naprężenia skręcające
(
)
(
)
s
s
s
3
3
3
o
3
0, 5 Q d tg
+ ©
8 Q d tg
+ ©
M
d
W
d
16
g r
g r
p
p
× × ×
× × ×
=
=
×
×
Wzór na naprężenia skręcające można przedstawić w postaci:
t =
(
)
(
)
s
s
2
3
3
3
2 d tg
+ ©
2 d
4 Q
tg
+ ©
d
d
d
r
g r
s
g r
p
× ×
×
×
×
=
×
×
×
Naprężenia zastępcze przyjmujemy według hipotezy energii
odkształcenia postaciowego:
(
)
2
2
z
2
2
s
3
3
d
1 12
tg
©
d
r
r
s
s
t
s
g r
=
+ ×
=
æ
ö
×
+ ×
×
+
ç
÷
è
ø
Dla normalnych łączników gwintowych o gwincie metrycznym lub
Whitwortha, dla których kąty
g są bardzo małe, wartość pierwiastka
jest równa albo mniejsza od około 1,17. Dla takich łączników
s
z
=
1,17
×s
r
.
Warunek wytrzymałości:
s
z
£ k
r
(lub k
rj
)
można przekształcić na
s
r
£ 0,85×k
r
(lub k
rj
)
Śruby takie można liczyć na rozerwanie, przyjmując niższe naprężenia
dopuszczalne
Przekrój rdzenia śruby:
F
Q
0 ,85 k
Q
k
r
r
r
=
×
=
×
1 17
,
wymiary gwintu dobiera się z norm dla obliczonego rdzenia śruby.
37. Rodzaje połączeń kołnierzowych - szkice
Rodzaje kołnierzy stałych
Lużnych
1) odkuwka
2) kryza i szyjka połączone spoiną, kołnierz z rowkiem
3) kryza i szyjka połączone spoiną
4) kryza i szyjka jednoczęściowo odkuwane, połączone na gwint
5) kołnierz kryzowy - luźna kryza
6) kołnierz kryzowy - luźna kryza
7) kryza stała połączona z elementem walcowym na gwint
8) kryza połączona spoiną pachwinową
Uszczelki
38. Schemat oraz zasada działania hydroforu
(pojemnościowego wymiennika ciepła)
Pojemnościowe wymienniki ciepła najczęściej stosowane są w
instalacjach dostarczających ciepłą wodę do budynków mieszkalnych i
zakładów przemysłowych. Zadaniem takiego wymiennika jest
przygotowanie ciepłej wody o odpowiedniej stałej temperaturze w
ilości zapewniającej pokrycie maksymalnego jej zużycia bez obniżenia
założonej temperatury.
Główną częścią składową pojemnościowego wymiennika ciepła jest
zbiornika wypełniony wodą, która jest ogrzewana przepływającym
przez wężownicę czynnikiem grzejnym (para lub woda).
Doprowadzony jest on z kotła lub z sieci cieplnej do głowicy
wymiennika, która jest przedzielona na dwie części przegrodą.
Głowica oddzielona jest od zbiornika ścianą sitową, a elementy te są ze
sobą szczelnie połączone za pomocą śrub.
Pojemnościowy wymiennik ciepła powinien być wyposażony w:
- zawór bezpieczeństwa
- zawór odpowietrzający
- termometry pozwalające odczytać temperaturę wody grzejnej i ciepłej
wody
- zawór spustowy umożliwiający całkowicie opróżnienie zbiornika
- manometry wskazujące ciśnienie wody w zbiorniku i w głowicy
Powinien on być zaizolowany przed stratami ciepła, a wewnętrzna
część zbiornika zabezpieczona przed korozją.
39. Obliczanie grubości kołnierza stałego i luźnego
Obliczanie grubości kołnierza stałego:
jeżeli w stałym kołnierzu kryzowym spełniony jest warunek h/g > 3 , to
naprężenia w nim można obliczyć ze wzorów:
©
m
o
1
1
2
z
w
2 N
(D
D )
k
(D
D
2
) h
s
p
d
×
×
-
=
£
-
- × ×
[MN/m
2
]
"
r
o
1
2
2
z
w
2 N (D
D )
k
(D
D
2 ) h
s
p
d
×
×
-
=
£
×
-
-
×
[MN/m
2
]
wartości naprężeń dopuszczalnych określono ze wzorów:
Re
k
x
=
gdzie:
x=1,3 dla naciągu montażowego
x=1,55 dla naciągu roboczego
średnicę D
1
oblicza się:
dla naciągu montażowego:
D
1
=D
u
[m]
dla naciągu roboczego:
U
w
U
w
1
U
r
P (D
D )
Pe (D
D
2 g)
D
D
2 N
×
-
+
×
-
- ×
=
-
×
[m]
gdzie:
2
w
o
D
Pe=
p
4
p ×
× [MN]
40. Obliczenie naciągów montażowych w połączeniu
kołnierzowym
Połączenie obciążone jest osiowymi siłami rozciągającymi,
wywołanymi w śrubach dokręcaniem nakrętek przy temperaturze
otoczenia i bez ciśnienia wewnętrznego. Sumę tych sił nazwano
naciągiem montażowym i oznaczono N
m
N
m
’=
p×D
u
×u
cz
×s
s
’
×10
-6
[MN]
N
m
”=C
×N
r
[MN]
gdzie:
D
u
- średnia średnica uszczelki równa
D
D
u z
u w
+
2
u
cz
- czynna szerokość uszczelki zależna od kształtu uszczelki, jej
wymiaru i sposobu zamocowania [mm]
s
s
’ - naprężenia ściskające wywołane naciągiem montażowym w
uszczelce, MN/m
2
; naprężenia te muszą być takie, aby materiał
uszczelki wypełnił włoskowate kanaliki na powierzchni docisku;
wartość tych naprężeń w zależność od rodzaju materiału uszczelki i jej
grubości
C - współczynnik określający niezbędną wartość naciągu
montażowego tak, aby przy temperaturze i ciśnieniu obliczeniowym na
uszczelkę był wywierany odpowiedni nacisk; wartość tego
współczynnika wynosi: 1,2 - dla połączeń o średnicy D
u
£ 0,5 [m], 1,4 -
dla połączeń o średnicy D
u
> 0,5 [m]
41. Obliczanie naciągów ruchowych w połączeniu
kołnierzowym
Połączenie obciążone jest, oprócz sił pochodzących od naciągu
montażowego, siłami pochodzącymi od temperatury i ciśnienia
wewnętrznego. Sumę tych sił nazwano roboczymi N
r
.
N
r
=P+b
×S [MN] gdzie:
P - siła działająca na połączenie kołnierzowe, pochodzące od ciśnienia
płynu
2
6
u
o
D
P=
p 10
4
p
-
×
× ×
[MN]
b - współczynnik uwzględniający zjawisko pełzania materiału uszczelki
wraz ze wzrostem temperatury
S - nacisk na uszczelkę potrzeby do wywołania naprężenia
d
s
”
S=
p×D
u
×u
cz
×s
s
”
×10
-6
[MN]
s
s
” - naprężenia ściskające w uszczelce niezbędne do zapewnienia
szczelności połączenia kołnierzowego przy ciśnieniu i temperaturze
obliczeniowej, MN/m
2
42. Obliczanie średnicy rdzenia śruby w połączeniu
kołnierzowym
Średnica rdzenia śruby:
d
N
n
k
s m
m
s
1
=
×
×
1 1 3
,
j
d
N
n
k
s r
m
s
2
=
×
×
×
1 1 3
,
j
gdzie:
j - współczynnik uwzględniający naprężenia skręcające w śrubie,
powstające na skutek nakręcenia nakrętki. Współczynnik ten zależy od
dokładności wykonania gwintu śruby:
a) dla śrub wykonanych zgrubnie
j=0,5
b) śrub wykonanych dokładnie
j=1,0
c) pozostałych śrub
j=0,75
k
1
, k
2
- naprężenia dopuszczalne
43. Naprężenia powłokowe w zbiornikach walcowych,
kulistych
Naprężenia w naczyniach ciśnieniowych (cienkościennych)
naczynie cienkościenne - grubości bardzo małe w stosunku do średnic
ds
1
=
r
1
×dj
1
ds
2
=
r
2
×dj
2
p
×F=p×ds
1
×ds
2
(a)
s
1
×F
1
=
s
1
ds
1
×d
s
1
×ds
1
d×sin(dj
1
/2) - rzut na kierunek osi y
2
×s
1
ds
2
×d×sin(dj
2
/2) (b)
bok AD
s
2
×ds
1
×d
2
×s
2
×d×ds
1
×sin(dj
2
/2) (c )
układ w równowadze
a=b+c
p
×ds
1
×ds
2
=2
×s
1
×d×ds
2
×sin(dj
1
/2)+2
×s
2
×d×ds
1
×sin(dj
2
/2)
sin(d
j/2)= dj/2
p
×ds
1
×ds
2
=
s
1
×d×dj
1
+
s
2
×d×ds
1
×dj
2
d
j
1
=ds
1
/
r
1
d
j
2
=ds
2
/
r
2
p
×ds
1
×ds
2
=
s
1
×d× ds
1
/
r
1
+
s
2
×d×ds
1
× ds
2
/
r
2
/
d, ds
1
, ds
2
1
2
1
2
p
s
s
d
r
r
=
+
- naprężenia w naczyniach cienkościennych
Naprężenia w powłoce kulistej
r
1
=
r
2
=
r=r
s
1
=
s
2
=
s
2
2
4
p
r
p
r
P r
P d
s s
s
s
s
s
d
s
+
=
×
=
×
×
=
=
×
×
44. Ciśnienia i temperatury obliczeniowe, nominalne,
dopuszczalne, robocze i próbne.
Norma PN-89/H-02650
45. Współczynnik osłabienia złącza spawanego „z”.
Wytrzymałość połączeń zgrzewanych oporowych, gazowych,
termitowanych obliczamy wg pełnego przekroju złącza, wprowadzając
współczynnik osłabienia zgrzeiny:
z
» 0,8 dla zgrzein termitowych badanych wytrzymałościowo (wg
przepisów kotłowych z
» 0,6)
z
» 0,9 dla zgrzein gazowych badanych wytrzymałościowo (wg
przepisów kotłowych z
» 0,7)
z
» 0,7¸0,85 dla zgrzein oporowych zwarciowych
z
» 0,8¸0,9 dla zgrzein oporowych iskrowych
Zgrzeiny punktowe powinny być zasadniczo obciążone na ścinanie;
wówczas naprężenie dopuszczalne obliczamy wg wzoru
k
t
’
» (0,6 ¸ 0,75) k
t
k
t
- jest naprężeniem dopuszczalnym dla materiału łączonych części
46. Wzór na go części walcowej zbiornika - omówienie.
Dysponując danymi p
o
, D
w
można obliczyć grubość ścianki zbiornika
ciśnieniowego zgodnie ze wzorem:
o
w
o
o
p
D
g
2,3
k z-p
a
×
=
× ×
[mm]
gdzie:
g
o
- obliczeniowa grubość ścianki zbiornika w mm
p
o
- ciśnienie obliczeniowe w MPa
D
w
- średnica wewnętrzna zbiornika w mm
k - naprężenia dopuszczalne w MN/m
2
z - obliczeniowy współczynnik wytrzymałościowy złączy spawanych
Naprężenia dopuszczalne k są ilorazem Re (granicy plastyczności dla
zastosowanego materiału) przez x (współczynnik
bezpieczeństwa
Re
k=
x
.
Współczynnik x jest zawsze większy od 1 i zależy od rodzaju
zastosowanego materiału, przeznaczenia zastosowanego elementu,
czasu pracy, warunków pracy itp.
Obliczeniowy współczynnik wytrzymałościowy złącza spawanego z
składa się z dwóch elementów:
z=z
1
×z
dop
z
1
- zależy od rodzaju połączenia spawanego
z
dop
- zależy od technologii wykonania spoiny. Współczynnik ten
przyznawany jest poszczególnym zakładom przez Urząd Dozoru
Technicznego. Wynosi no od 0,4 do 0,9.
a=f(b)
z
z
rz
D
D
2 g
b =
- ×
47. Wzór na go dennicy - omówienie
Obliczeniową grubość dna tłoczonego (dennicy) możemy określić ze
wzoru:
z
o
o
D p
y
g
4, 0 k
w
× ×
=
×
[mm]
gdzie:
D
z
- średnica zewnętrzna dennicy [mm]
p
o
- ciśnienie obliczeniowe [MPa]
k - naprężenia dopuszczalne [MN/m
2
]
y
w
- współczynnik wytrzymałościowy zależy od
w i
H
D
z
z
z
rz
d
D g
w =
×
gdzie:
d - średnica największego otworu w dennicy
H
z
- wysokość części elipsoidalnej dennicy
Jeżeli w dennicy wykonane są dwa lub więcej otwór, to mostek między
dwoma otworami nie może być mniejszy od średnicy mniejszego
otworu, w przeciwnym wypadku takie otwory należy traktować jako
jeden otwór o średnicy zastępczej równej koła opisanego na tych
otworach. Odległość między krawędzią dennicy, a krawędzią otworu
nie powinna być mniejsza niż 0,1 D
z
.
49. Mocowanie rur w ścianach sitowych - szkice
Otwory w ścianie sitowej mogą być rozmieszczone kilkoma różnymi
sposobami. Najczęściej stosowane jest rozmieszczenie otworów na
wierzchołkach trójkątów równobocznych. W ten sposób można
równomiernie rozmieścić ich największą ilość na określonej
powierzchni.
50. Sprawdzanie „mostka” w ścinanie sitowej
Ściana sitowa jest ważnym elementem pojemnościowego wymiennika
ciepła. Grubość ściany sitowej oblicza się ze wzoru:
g = 0 ,3 2 D
p
k
g
×
×
× j
Średnice D przyjmuję się w zależności od sposobu zamocowania
ściany sitowej. Współczynnik wytrzymałościowy ściany sitowej
j jest
funkcją największej liczby otworów n rozłożonych wzdłuż średnicy lub
w rzędzie bliskim średnicy, średnicy tych otworów d
o
oraz podziałki t.
W przypadku rozwalcowywanych rurek w ścianie sitowej wielkość
podziałki można obliczyć przyjmując przekrój mostka między
otworami:
dla stalowych ścian sitowych
q
min
= 15 + 3,4
× d
o
mm
2
dla ścian miedzianych i mosiężnych
q
min
= 25 + 9,0
× d
o
mm
2
52. Obliczanie grubości rzeczywistej ścianki walcowej
zbiornika ciśnieniowego.
Wzór na grubość obliczeniową grubości blachy zbiornika
ciśnieniowego:
o
w
o
o
p
D
g
2,3
k z-p
a
×
=
× ×
[mm]
Do obliczenia rzeczywistej grubości blachy na ściankę zbiornika
niezbędna jest znajomość naddatków:
1) c
1
, uwzględniającego odchyłkę minusową grubości wyrobu
hutniczego; jest on dla blachy, z której będzie wykonany zbiornika
2) c
2
, którego wartość zależy od szybkości korozji ścianki zbiornika, a
jego średnia wartość wynosi s=0,02
¸ 0,5 mm/rok
Wielkość tego współczynnika zależy od:
- materiału zastosowanego do konstrukcji (stal, żeliwo, stal stopowa
itp.),
- rodzaju czynników mających kontakt z konstrukcją
W przypadku przewodów stalowych, przez które przepływa woda,
duży wpływ na naddatek na korozję s mają następujące czynniki:
- temperatura wody
- zawartość tlenu w wodzie
- zawartość soli (np. NCL, Na
2
SO
4
) w wodzie: c
2
= s
×t
gdzie
t założony czas pracy zbiornika.
3) c
3
, naddatek grubości ścianki ze względu na występowanie w nim
naprężeń związanych z ciśnieniem c
3
= 20%
×(c
1
+c
2
)
53. Wzmacnianie otworów w częściach walcowych
zbiorników.
Warunek wzmacniający liczymy ze wzorów:
d
D
g
c
z
1
w
rz
2
rz
= ×
×
- × -
81
1
3
,
(
) (
)
[mm]
gdzie:
z
p
D
g
c
k (g
c
rz
o
w
r z
2
rz
2
=
×
+
-
× ×
-
(
)
,
)
2 3
d
2
= 0,35
× D
z
[mm]
d
3
= 200 [mm]
d
n
£ d (d
1
, d
2
, d
3
)
Otwór nie wymaga wzmocnienia. W przeciwnym razie blachę w
okolicy otworu należy dodatkowo wzmocnić
Jeżeli prostokąty wzmocnienia dwóch sąsiednich otworów częściowo
pokrywają się, daje się wspólne wzmocnienie.
Elementy wzmacniające powinny być tak umieszczone, aby jak
najwięcej materiału wzmacniającego znajdowało się w okolicach
otworu.
54. Rodzaje zaworów.
W zależności od przeznaczenia, zawory można podzielić na
następujące grupy:
- zawory odcinające (zaporowe) - służące do zamykania i otwierania
drogi przepływającemu czynnikowi
- zawory dławiące - służące do regulacji natężenia przepływu czynnika
- zawory zwrotne - umożliwiające przepływ czynnika tylko w jednym
kierunku
- zawory bezpieczeństwa - zabezpieczające instalację przed
nadmiernym wzrostem ciśnienia (zawory bezpieczeństwa ciśnieniowe)
lub przed nadmiernym natężeniem przepływu (zawory bezpieczeństwa
natężeniowe)
Oprócz wymienionych rodzajów zaworów istnieje duża grupa
zaworów specjalnego przeznaczenia:
- sterownicze- rozrządcze- regulacyjne- spustowe- odpowietrzające
W zależności od ruchu zawieradła rozróżniamy różne typy zaworów:-
wzniosowe- odchylone- przesuwne
- obrotowe
55. Szkic zaworu kulowego
60. Uszczelnienia wrzeciona - szkice.
Uszczelnienia dzielimy na spoczynkowe i ruchowe, zależne od tego czy
uszczelniają one części znajdujące się we względnym spoczynku, czy
też w ruchu. Uszczelnienia w ogólności powinny zapewniać:
szczelność, pewność ruchu, możność doszczelniania, wymianę i
rozłączność, trwałość i wytrzymałość, odporność mechaniczną,
chemiczną i cieplną, mały współczynnik tarcia przy dostatecznej
odporności na ścieranie.
Warunek szczelności może być uzyskany również bez użycia
uszczelnienia przez: dotarcie powierzchni, spawanie, lutowanie,
docisk, wtłaczanie, stworzenie szczeliny labiryntowej, odrzut cieczy,
zamknięcie szczeliny cieczą.
Materiały uszczelniające mają postać: włókna, przędzy, tkaniny,
sznura, taśmy, płyty lub masy plastycznej. Uszczelnienia mają
zazwyczaj kształty pierścieni okrągłych, eliptycznych, kwadratowych
lub inne dowolne o różnych przekrojach. Pierścienie te mogą być
dzielone lub niedzielne
61. Zawór częściowo odciążony - szkice, zasada działania.
62. Zawór całkowicie odciążony - szkic, zasada działania.
64. Wymagania techniczne dla zaworów bezpieczeństwa.
Wymagania techniczne:
- kąt między tworzącymi powierzchni przylgowej grzybka i gniazda osi
walca 45
o
- 90
o
- grzybki i wrzeciona muszą mieć prawidłowe prowadzenie; z brakiem
możliwości wyrzucenia na zewnątrz
- niedopuszczalne jest uszczelnienie wrzeciona szczeliwem
- powierzchnie przylgowe grzybka i gniazda muszą być odporne na
korozję w danym ośrodku
- sprężynowe zawory bezpieczeństwa muszą mieć możliwość
przedmuchania.
65. Dobór zaworu bezpieczeństwa.
Zadaniem zaworów bezpieczeństwa jest zabezpieczenie układu napędu
przed nadmiernym wzrostem ciśnienia. Przy ciśnieniu przekraczającym
ciśnienie pracy układu zawór samoczynnie otwiera się i wypuszcza
nadmiar czynnika, zabezpieczając układ przed przeciążeniem W czasie
normalnej pracy układu zawór jest zamknięty.
Najprostszym rozwiązaniem konstrukcyjnym zaworu bezpieczeństwa
jest zawór kulowy. Czynnik pod ciśnieniem przepływający przez zawór
działa na kulkę 1. w chwili, gdy siła wynikająca z działania ciśnienia na
kulkę przekroczy napięcia sprężyny 2, kulka unosi się otwierając
przepływ.
Zawory bezpieczeństwa kulkowe i podobnej konstrukcji grzybkowe
nie nadają się do pracy w warunkach wyższych ciśnień i dużych
natężeń przepływu przez zawór. Wtedy stosuje się odciążone zawory
bezpieczeństwa. Przy wzroście ciśnienia do nastawionej wartości
otwiera się zawór pomocniczy 2, co powoduje spadek ciśnienia w
komorze B. W wyniku różnicy ciśnień między komarami A i B
następuje przesunięcie tłoczka 1 i połączenie wlotu zaworu z wylotem.
66. Zawory zwrotne - rodzaje, szkice.
Zawory zwrotne.
Zadaniem ich jest przepuszczenie czynnika roboczego tylko w jednym
kierunku i całkowite zatrzymanie w kierunku przeciwnym. Zawory
zwrotne sterowane umożliwiają przepływ czynnika w kierunku
przeciwnym, przy uniesieniu kulki lub grzybka przez tłoczek cylindra
pomocniczego, zasilanego ciśnieniem.
Rodzaje zaworów zwrotnych:
- przelotowe z grzybkiem kulkowym
- przelotowe z grzybkiem stożkowym
- przelotowy klapowy odchylny
- płytowy wzniosowy
Warunki i zalecenia montażu i eksploatacji zaworów zwrotnych
hydraulicznych i pneumatycznych:
- zawory zwrotne przystosowane są do montażu na rurach i
przewodach; przy instalowaniu należy zwracać uwagę na kierunek
przepływu oznaczony strzałką na kadłubie zaworu; pozycja pracy
zaworu dowolna;
- zawory zwrotne w czasie prawidłowej eksploatacji nie wymagają
żadnych zabiegów i obsługi
Szkice zaworów zwrotnych:
69. Definicja osi i wałów maszynowych. Klasyfikacja osi i
wałów.
Osiami lub wałami nazywamy części służące do podtrzymywania
ruchomych elementów maszynowych (przeważnie kół napędowych i
innych), a same podparte w łożyskach.
Wałem nazywamy część, której głównym zadaniem jest przenoszenie
momentu skręcającego.
Osie to tylko takie elementy, których zadaniem jest tylko
podtrzymywanie elementów ruchomych. Oś nie przenosi w zasadzie
momentu skręcającego.
Klasyfikacja osi i wałów:
- gładkie
- kształtowe - przekrój poprzeczny zmienny
Ze względu na sztywność:
- sztywne
- półsztywne
- giętkie
70. Obliczanie wytrzymałościowe osi ruchomych i
nieruchomych
Osie obliczamy na ogół na zginanie. Po ustaleniu obciążenia
zewnętrznego obliczamy reakcję łożysk osi. Następnie obliczamy
moment gnący w przekroju niebezpiecznym. Jako naprężenia
dopuszczalne w przypadku osi ruchomej k
go
. W tym przypadku
bowiem naprężenia we włóknach skrajnych zmieniają się od
s
gmax
do
s
gmax
. W przypadku osi nieruchomej bierzemy do obliczeń k
g
lub k
gj
,
gdyż naprężenia nie mogą zmieniać tu znaku, a najwyżej wartość od 0
do
s
gmax
. W pewnych przypadkach oś nieruchoma może być poddana
obciążeniom zmiennym.
Warunek wytrzymałościowy:
s
p
g
g
x
g
go
gj
g
M
W
M
d
k k k
max
( ; )
=
=
×
×
£
32
3
skąd obliczamy średnicę osi:
d
M
k
M
k
g
g o
g
g o
=
×
×
»
3 2
2 1 7
3
3
p
,
lub
d
M
k
g
g j
= 2 1 7
3
,
71. Obliczanie wałów maszynowych dwupodporowych.
Wały dwupodporowe obliczamy na zginanie i skręcanie. W dowolnym
przekroju wału panują naprężenia normalne wywołane zginaniem.
s
g
g
x
M
W
=
oraz styczne wywołane skręcaniem
t
s
s
o
M
W
=
naprężenia zastępcze
s
s
t
z
g
s
=
+ ×
2
2
3
(1)
( )
s
s
t
z
g
s
=
+
2
2
`
- przyjmujemy naprężenia zastępcze
gdzie zredukowane naprężenie
t
t
s
s o
sj
s
k
k
`
=
×
3
Przekształcając ten wzór następująco
s
z
g
x
s
x
z
x
M
W
M
W
M
W
=
æ
è
ç
ö
ø
÷ +
×
æ
è
ç
ö
ø
÷ =
2
2
2
`
gdzie
M
k
k
M
s
s o
s j
s
`
=
×
×
3
możemy obliczyć tak zwany moment zastępczy
M
M
M
z
g
s
=
+
æ
è
ç
ö
ø
÷
2
2
2
`
W przypadku jednoczesnych naprężeń zginających i skręcających
obustronnie zmiennych, ważny będzie wzór (1) oraz wynikający z
niego wzór na moment zastępczy.
M
M
M
z
g
s
=
+
×
2
2
3
4
Warunek wytrzymałości dla danego przekroju ma postać
s
z
z
x
g o
M
W
k
=
£
stąd średnica danego przekroju dla wału pełnego
d
M
k
M
k
z
go
z
go
=
×
×
»
×
32
10
3
3
p
[cm]
dla wału drążonego uwzględniamy wartość wskaźnika wytrzymałości
W
d
d
d
x
o
=
×
-
×
p (
)
4
4
32
72. Obliczanie wału z warunku dopuszczalnych
odkształceń skrętnych
Warunek wytrzymałości na skręcanie
t
p
=
=
×
×
£
M
W
M
d
k
s
o
s
so
1 6
3
moment skręcający
N
M W
M
N
W
N
n
s
=
×
=
= 716 20
stąd średnicę wału można obliczyć ze wzoru
d
N
n k
k
N
n
so
so
=
× ×
×
»
×
71620 16
71
3
3
Wały długie ulegają znacznym odkształceniom skrętnym. Obliczanie
cieńszych wałów uzależnia się często nie tylko naprężeń skręcających ,
ale i od dopuszczalnego kąta skręcania,
który wynosi 1/4
o
na metr długości wału. Kąt skręcania wału możemy
obliczyć ze wzoru
j =
×
×
M
l
G I
s
o
gdzie
l - oznacza długość odcinka skręcanego
G -moduł sprężystości postaciowej, którego wartość dla stali węglowej
można przyjąć równą 810000 MN/m
2
.
I
o
- biegunowy moment bezwładności przekroju wału
j=0,004 rad /m
j =
×
£
M
G
I
s
o
0 0 0 4
,
rad /m
j
p
=
×
× ×
£
3 2
0 0 0 4
4
M
G
d
s
,
rad /m
73. Obliczanie wałów maszynowych wielopodporowych
Długie wały wielopodporowe stanowią one belki na wielu podporach
jednocześnie skręcanie zginane. Ponieważ nie znamy z góry
rozstawienia podpór, więc upraszczamy sobie zagadnienie obliczając je
tylko na skręcanie. Przyjmujemy za to niższe naprężenia dopuszczalne .
Obciążenie skrętne takich wałów może być co najwyżej tętniące.
Bierzemy do obliczenia naprężenie k
sj
zmniejszone o połowę. Ponieważ
0,5 k
sj
= k
so
, a więc do wzorów można zamiast k
sj
wstawić k
so
.
Warunek wytrzymałości na skręcanie ma więc postać
t
p
=
=
×
×
£
M
W
M
d
k
s
o
s
so
1 6
3
74. Sprawdzenie sztywności statycznej i dynamicznej
wałów, prędkość krytyczna.
Sztywność statyczna jest to właściwość wału polegająca na
odkształcaniu się pod działaniem sił statycznych obciążających go.
siłami tymi są przede wszystkim ciężary wirników oraz siły pochodzące
od elementów współpracujących, a więc naciski na koła zębate, naciągi
pasów w przypadku kół pasowych itp. Sprawdzenie sztywności polega
na obliczeniu maksymalnego ugięcia wału (strzałki ugięcia) i
sprawdzaniu, czy nie przekracza ona wartości dopuszczalnych dla
danego typu maszyn.
Wzór określający strzałkę ugięcia ma postać:
f =
G a (l
a
E J
a
l
2
2
2
2
× ×
-
×
× ×
×
-
)
9
3
1
gdy masa jest umieszczona w środku wału, to znaczy a = l/2 wtedy
f =
G
l
4 8 E
J
3
×
×
×
Strzałka ugięcia wałów maszynowych nie powinna na ogół
przekroczyć wartości:
f
dop
= (0,0002
¸ 0,0003) l
Ugięcia styczne wału:
Sztywnością dynamiczną wału określamy jako właściwość ulegania
odkształceniom w warunkach ruchu wału.
Dynamiczne ugięcie wału:
Na masę m działa w płaszczyźnie prostopadłej do osi wału siła
sprężystości ugiętego wału proporcjonalna od ugięcia y : S = k
×y;
przekładamy dla ośrodka masy siły d’Alamberta: B = m
×y+e)×w
2
Siły te równoważą się: ky = m
×(y+e)× w
2
wyznaczamy stąd ugięcie dynamiczne y:
y =
m e
k - m
e
k
m
2
2
2
× ×
×
=
×
-
w
w
w
w
2
Stosunek k/m jest kwadratem częstości drgań giętych masy m na wale
o sztywności k
k
m
b
2
=
stąd:
y =
e
b
e
b
2
2
-
×
=
-
w
w
w
2
2
2
1
Współczynnik siły sprężystej k może być wyznaczony jako stosunek
ciężaru wirnika do statycznej strzałki ugięcia
k =
G
f
m
g
f
=
×
stąd częstość drgań giętych
b =
k
m
g
f
=
Krytyczna prędkość kątowa wynosi:
w
kr
= b =
g
f
a krytyczna ilość obrotów
n
kr
=
30
300
×
=
×
»
×
w
p
p
kr
30
g
f
1
f
75. Klasyfikacja i cel stosowania sprzęgieł.
Cel stosowania.
Sprzęgła są to urządzenia, które służą do łączenia wałów. Stosuje się je
wówczas, gdy np.
a) ze względu na znaczną długość, nie możemy użyć wału z
jednolitego materiału, lecz z kilku odcinków (np. długie wały
transmisyjne); mamy wówczas do czynnika ze sprzęgłami stałymi
(sztywnymi)
b) zachodzi potrzeba okresowego odłączenia pewnych części wału, aby
nie przenosiły ruchu np. w obrabiarkach, samochodach itp.; mamy
wówczas do czynienia ze sprzęgłami wyłączalnymi
c) wały nie są współosiowe, lecz równoległe lub pochylone o pewien
kąt (np. wał pędny samochodowy ze sprzęgłem Cardana); mamy
wówczas do czynienia ze sprzęgłami okuwanymi lub przegubowymi
Klasyfikacja
a) sprzęgła sztywne
- sprzęgła tulejowe
- sprzęgła łubkowe
- sprzęgła tarczowe
b) sprzęgła samonastawne
- sprzęgła kołowe
- sprzęgła krzyżowe
- sprzęgła przegubowe
- sprzęgła zębate
- sprzęgła przegubowe zdwojone
- sprzęgła podatne
76. Sprzęgła sztywne i samonastawne - szkice.
Sprzęgła sztywne:
- tulejowe rys. 8.1
- łubkowe rys. 8.2
- tarczowe rys. 8.3, 8.4, 8.5
Sprzęgła samonastawne:
- kłowe rys. 8.8
- krzyżowe rys. 8.10
- przegubowe rys. 8.16
- zębate rys. 8.11
- przegubowe zwojowe rys. 8.17
- podatne rys. 8.32
77. Sprzęgła podatne, rodzaje charakterystyk, sztywność,
współczynnik tłumienia - szkice
Jako sprzęgła podatne stosuje się przede wszystkim sprzęgła sprężyste.
W sprzęgłach sprężystych między elementami łączącymi umieszczone
zostają łączniki sprężyste Sprężyste ugięcia łącznika umożliwia pewną
swobodę względnych odkształceń, w szczególności skrętnych
- sprzęgło tarczowe
tarcze łączone są ze sworzniami; sworznie połączone są z jedną tarczą
sztywno, a z drugą za pośrednictwem krążków gumowych, skórzanych
lub płóciennych
Sprzęgła podatne nierozłączne - sprzęgła kłowe mają one na swych
tarczach występy (kły) zewnętrzne i wewnętrzne. Między kły wsunięte
są skórzane klocki:
Specjalnym rodzajem sprzęgieł podatnych są sprzęgła zębate Na końcu
wałów umieszczone są pierścienie z uzębieniem zewnętrznym Zęby te
mają kształt łukowy i współpracują z
uzębieniem wewnętrznym umieszczonym w tulejach obejmujących wał.
Takie wykonanie sprzęgła umożliwia przesunięcie względne wzdłużne
oraz zmianę kąta pochylenia
osi wałów
Współczynnik tłumienia
C =
d M
d
j
78. Sprzęgła przegubowe - Cardana, szkice.
Do stałego łączenia wałów o osiach nie pokrywających się służą
sprzęgła przegubowe (Cardana). Końce wałów zaopatrzone są w
widełki, osadzone w sposób umożliwiający ich obrót na krzyżu K.
Wały mogą ze sobą tworzyć kąt
d, który osiąga wartość do 30
o
. wadą
tych sprzęgieł jest niejednostajność prędkości kątowej
w
2
wały
biernego. To niekorzystne zjawisko można usunąć przez zastosowanie
dwóch sprzęgieł z wałkiem pośrednim, który powinien tworzyć
jednakowych kąty z obu wałami.
79. Sprzęgła cierne, czas włączenia - szkice.
Sprzęgła cierne tarczowe - składa się z dwóch tarcz umieszczonych na
końcach wałów i połączonych śrubami. Kołnierze mogą być odkute z
wału, przyspawane do końca wału lub osadzone na nich skurczowo.
Najczęściej tarcze wykonane są oddzielnie i osadzone na wałach za
pomocą klinów, wpustów, wieloklinów na stożek lub skurczowo. Dla
środkowania tarcz stosuje się wytoczenia na płaszczyznach czołowych
tarcz.
Sprzęgło tarczowe konstruujemy przy założeniu, że mement skręcający
jest przenoszony tarcie między płaszczyznami czołowymi tarcz. Dla
uzyskania koniecznej siły tarcia należy zaciskać tarczę śrubami z
odpowiednią siła P
w
.
Siła tarcia wynosi: T = P
× m
i powinna być równa sile wynikającej z momentu obrotowego
P
w
× m = P
z
× m =
2
M
D
s
o
×
stąd siła przypadająca na jedną śrubę
P =
2
M
D
s
o
×
×
×
2
m
m = 0,1 ¸ 0,2 - współczynnik tarcia
Czas włączania.
Moment rozruchu
M
r
= M
t
- M
o
e
=
-
M
M
I
t
o
wał napędzany osiągnie moment po czasie:
T
I
M
M
r
t
o
=
=
×
-
w
e
w
M
t
- pełny moment tarcia, który utrzymuje się w ruchu
M
o
- moment oporu wału napędowego
w - prędkość kątowa
80. Sprzęgła hydrokinetyczne i elektromagnetyczne -
szkice.
Sprzęgło elektromagnetyczne - włączane jest za pomocą
elektromagnesu. Uzwojenia elektromagnesu (1) umieszczone sa w
staliwnej tarczy (2), osadzonej zwykle na wale pędzącym. Tracza ta
jest zaklinowana na wale. Prąd dopływa do uzwojenia za
pośrednictwem izolowanych pierścieni (3). Druga tarcza (4)
umieszczona jest przesuwnie na tulei (5) zaklinowanej na wale.
Włączenie prądu powoduje przyciąganie tarczy przesuwnej i
sprzęgnięcie wałów przez tarcie na powierzchniach pierścieni (6).
Odsunięcie tarczy po włączeniu prądu następuje za pomocą sprężyn
(7).
Sprzęgło hydrokinetyczne - stosowane do napędu pomp. Po stronie
czynnej umieszczona jest pompo (1), po stronie biernej - turbina (2).
Osłony (3) i (4) są złączone śrubami z tarczą czynną. Obejmuje ona
część stałą nieruchomą (5), która może być łożyskiem wału biernego.
W części tej umieszczony jest przewód (6). Przestrzeń między
osłonami oraz wnętrza kanałów pompy i turbiny wypełnione są płynem.
Przewód (6) i kanał (7) łączą przestrzeń między osłonami z kanałów
pompy i turbiny. Przy obrocie wału czynnego pompa przepompowuje
płyn na stronę bierną. Przepływ płynu powoduje obrót turbiny, a zatem
i wału biernego. W sprzęgle tym występuje poślizg, czyli opóźnieni się
wału biernego w stosunku do wału czynnego. Poślizg możemy
regulować zmieniając ciśnienie płynu wypełniającego sprzęgło.
81. Porównanie łożysk ślizgowych i tocznych.
Łożyska toczne
Zalety
- mały współczynnik tarcia - niezależny od prędkości kątowej: 0,001
¸
0,003
- opory w czasie rozruchu prawie takie same jak dla ruchu ciągłego
- mniejsze zużycie smaru
- mniej wrażliwe na złe warunki smarowania
- małe wymiary wzdłużne, większe wymiary poprzeczne
- łatwa naprawa
- elementy znormalizowane, łatwo dostępne, znormalizowane według
norm światowych
- małe koszty eksploatacji
Wady
- sztywność łożyskowania - duży hałas
- duże wymiary poprzeczne
- utrudniony montaż i demontaż wału
- duże koszty
- łożyska nie docierają się - duża dokładność montażu
Łożyska ślizgowe
82. Rodzaje tarcia w łożyskach ślizgowych, krzywa
Stribecka.
W pracy łożyska decydującą rolę odgrywa tarcie czopa i panwi. Tarcie
między dwiema powierzchniami trącymi zależy od gładkości tych
powierzchni oraz od obecności smaru między nimi. Przy braku smaru -
tarcie suche - co w łożyskach zasadniczo nie powinno występować,
tarcie jest największe. Zwilżenie powierzchni smarem powoduje
zmniejszenie współczynnika tarcia. Tarcie w tym przypadku nazywamy
- półsuchym (lub mieszanym). W pewnych warunkach czop nie styka
się z panwią, ale pływa w smarze. Stan taki cechuje się bardzo małym
tarciem. Taki przypadek nazywamy - tarciem płynnym.
Krzywa Stribecka.
83. Materiały łożyskowe.
Materiały łożyskowe:
- brązy cynowe i ołowiane: B10, B550, B111
- stopy łożyskowe
- mosiądze - lepsza odporność na wysokie temperatury
84. Smary i smarowanie łożysk ślizgowych - szkice.
Rodzaje smarów:
a) płynne - oleje smarowe
- oleje mineralne
- oleje roślinne i zwierzęce
- oleje syntetyczne pochodzące z przeróbki wtórnej niektórych
produktów ropy naftowej, bądź z przeróbki gazów
- oleje syntetyczne estrowe
- oleje syntetyczne polisiloksanowe
b) maziste
c) gazowe (łożysko Michela)
Smarowanie łożysk ślizgowych:
- smarownice knotowe
- smarownice do smarów stałych
- smarownice kroplowe
- smarownice centrowe
87. Łożyska toczne, budowa, rodzaje - szkice. Materiały.
Budowa.
Łożysko składa się z pierścienia zewnętrznego i wewnętrznego oraz
elementów tocznych umieszczonych między pierścieniami. Pierścień
wewnętrzny osadzony jest na wale, zewnętrznym w oprawie łożyska
Elementy toczne toczą się po bieżniach wewnętrznej i zewnętrznej,
wykonanych w pierścieniach. Elementy te dla zachowania stałych
odległości między nimi ujęte są zwykle w lekki koszyczek wytłoczony
z blachy Elementami tocznymi są kuliki lub wałeczki o kształcie
walcowym, stożkowym, baryłkowym i igiełkowym
Rodzaje łożysk tocznych:
a) poprzeczne
- łożyska kulkowe
- łożyska wałeczkowe
b) wzdłużne
- łożyska kulkowe
- łożyska wałeczkowe
Materiały
Elementy toczne i pierścienie wykonuje się ze stali chromowej o
zawartości 1%węgla, 1,5% chromu, 0,5% manganu.
88. Przyczyny niszczenia łożysk tocznych.
Przyczyny niszczenia:
- brak smarowania
- uderzenia i wstrząsy (drgania)- brak izolacji- zmęczenie
powierzchniowe elementów tocznych i bieżni
89. Żywotność łożysk tocznych.
Zwykle trwałość łożyska określamy nie liczbą obrotów, ale liczbą
godzin pracy L
n
przy stałych obrotach n. W tym znaczeniu nośność
podana w katalogu odpowiada trwałości L
n
=500 godzin i liczba
obrotów n =33
1
/
3
[obr/min]. Jeżeli jest to dane obciążenie obliczeniowe
łożyska P, to przyjmując łożysko ma nośność c=P, mamy
zagwarantowaną pracę łożyska przy 33
1
/
3
[obr/min] w ciągu 500
godzin. Zależnie od danej liczby obrotów wałka oraz żądanej liczby
trwałości ustalamy nośność ruchową wg. wzoru
c
f
P
f
n
n
=
×
gdzie współczynniki przeliczeniowe
f
n
- współczynnik czasu pracy
f
L
n
n
=
500
3
f
n
- współczynnik ilości obrotów
f
n
n
=
3 3 1
3
3
Obciążenie zastępcze P ustalamy w zależności od rodzaju łożyska. Dla
łożysk porzecznych obliczmy ze wzoru: P = x
×P
p
+y
×P
w
gdzie
P
p
- oznaczamy obciążenie poprzeczne
P
w
- obciążenie wzdłużne
x - współczynnik przypadku obciążenia
y - współczynnik przeliczeniowy obciążenia wzdłużnego.
Do obliczeń bierzemy siłę obciążającą łożysko, z uwzględnieniem
możliwego przeciążenia zależnego od rodzaju napędu, rozłożone na
składowe porzeczne P
p
i wzdłużną P
w
. Obciążenia poprzeczne
przeliczmy mnożąc przez współczynnik x. Wartość tego współczynnik
zależy od przypadku obciążenia.
90. Nośność dynamiczna i statyczna łożyska tocznych.
Nośność ruchowa (dynamiczna) C - jest to obciążenie, które można
ono przenieść bez obawy zniszczenia przed upływem jednego miliona
obrotów:
P
C
N
N
T N
T N
f
f
o
o
o
n
t
=
=
×
×
=
3
3
P - obciążenie łożyska
C - nośność ruchowa łożyska w idealnym warunku
f
n
n
=
3 3 1
3
- współczynnik ilość obrotów
f
T
T
=
3 0 0
3
- współczynnik czasu pracy
Nośność spoczynkowa C
o
- jest to takie obciążenie, przy którym
odkształcenie trwałe części tocznej najbardziej obciążonej wynosi
0,001 średnicy kulki lub wałka. Obliczenie to ma na celu uniknięcie
odkształceń trwałych, występujących w spoczynku pod obciążeniem.
Nośność tę obliczamy ze wzoru:
C
o
= s
o
×P
o
Współczynnik bezpieczeństwa s
o
przyjmujemy od 1 do 2 zależnie od
charakteru obciążenia, wyższy przy uderzeniach i wstrząsach
Obciążenie obliczeniowe P
o
przyjmujemy, podobnie jak P według
wzoru:
P
o
= x
o
×P
po
+y
o
×P
wo
x
o
= 0,5 dla łożysk skośnych i stożkowych
x
o
= 1 dla pozostałych
y
o
= 0,75 dla łożysk kulkowych zwykłych
y
o
= 0,5 dla pozostałych
91. Osadzanie łożysk tocznych, uszczelnienie i
smarowanie - szkice.
Osadzanie łożysk tocznych:
- jednostronne
- za pomocą pokrywy
- za pomocą nakrętki
- na tulei rozprężnej
- za pomocą podkładki mocowanej wkrętami
- za pomocą pierścieni dystansowych
- za pomocą pierścieni rozprężonej
- za pomocą pokrywy
Rodzaje uszczelnień:
- filcowe - uszczelnienie stykowe stosuje się przy prędkości obrotowej
około 4
m
/
s
i temperaturze 100
o
C, dla wału polerowanego może być
większa prędkość
- kołnierzowe - kołnierze skórzane lub gumowe usztywnione blaszkami
lub drutem, do prędkości około 8m/s
- odrzutnikowe - powodują przy większych prędkościach odrzucanie
oleju z wału na zewnątrz nie pozwalając na wypłynięcie jego po wale
- labiryntowe - stosowane w większych urządzeniach
Smarowanie.
Łożyska toczne nie wymagają obfitego smarowania. Stosuje się smar
stały lub płynny. Przy mniejszych obrotach stosujemy smar stały, który
powinien wypełniać nie więcej jak jedną trzecią wnętrza łożyska. Przy
większych nalewamy smar płynny do dolnych części łożyska tak, aby
zanurzone były tylko najniższe kulki.
92. Przekładnie zębate - klasyfikacja, wady, zalety.
Klasyfikacja
- zębate - bezpośrednio-kształtne
- cierne - bezpośredniocierne
- pasowe - cierne pośrednie
- łańcuchowe - pośrednio-kształtowe
Przekładnie zębate
Zalety
- stałość przełożenia
- wysoka sprawność i niezawodność
- małe zużycie, duża twardość
- mało miejsca
- możliwość przenoszenia dużych mocy
- małe obciążenia wałów i łożysk
Wady
- hałaśliwość
- wysoki koszt
- sztywność - nieodporne na przeciążenia
- niemożność uzyskania większego rozstawu osi
- konieczność smarowania
93. Rodzaje kół zębatych - szkice, rozwiązania
konstrukcyjne
a) o zębach prostych - koło walcowe
b) koło stożkowe o zębach prostych
c) zębatka prosta
d) zębatka koronowa
e) koło walcowe wewnętrzne z zębach prostych
f) koło walcowe zewnętrzne o zębach śrubowych
g) koło walcowe o zębach daszkowych
h) koło walcowe o zębach łukowych
i) koło stożkowe o zębach śrubowych
j)koło stożkowe o zębach łukowych
94. Metody nacinania zębów - szkice
Metody nacinania zębów
metoda Fellows’a - narzędzie ma kształt koła zębatego; narzędzie i
koło obracają się tak, jak współpracujące koło zębate; narzędzie
wykonuje ruchy skrawające w kierunku pionowym jak na dłutownicy;
narzędzie ma posuw w głąb materiału koła i wycina wręby, wgłębiające
się coraz bardziej w koło
95. Przekładnie walcowe, stożkowe ślimakowe, hipoidalne
- szkice
Przekładnie walcowe: gdy koła współpracują z powierzchniami
walcowymi
Przekładnie stożkowe: powierzchnie powinny być hiperboidalne w obu
przypadkach
Przekładnie ślimakowe: przekładnie o osiach skośnych tworzących kąt
90
o
Przekładnie hipoidalne
96. Przekładnie cierne - klasyfikacja, wady, zalety
Klasyfikacja przekładni ciernych:
- walcowa zewnętrzna
- walcowa wewnętrzna
- stożkowa wewnętrzna
- walcowa planetarna
- stożkowa
Charakterystyka przekładni ciernych
Zalety:
- prosta konstrukcja
- cichobieżność
- płynność pracy
- możliwość przeciążeń
Wady:
- duże gabaryty na jednostkę mocy
- duże obciążenia wałów i łożysk
- występowanie poślizgów
97. Przekładnie cierne: wielorowkowe, obiegowe o
bezstopniowej regulacji przełożenia
Schematy przekładni ciernych o bezstopniowej regulacji przełożenia
Przekładnia cierna obiegowa
Przekładnia rowkowa
Schemat wieńców wielorowkowych składanych
98. Przekładnie pasowe - klasyfikacja wady, zalety
Klasyfikacja przekładni pasowych:
- przekładnia otwarta
-przekładnia krzyżowa
- przekładnia półotwarta
- przekładnia z kołem luźnym
- przekładnia wielostopniowa
Charakterystyka przekładni pasowych:
Zalety
- płynność ruchu
- dowolność roztworu kół i ustawienia wału
- możliwość uzyskania zmiennych przełożeń
- wyłączanie napędów
- nie musi być wymagana duża dokładność ustawienia kół
- prosta, tania konstrukcja
- prosta obsługa
- nie wymagają smarowania
Wady:
- duże gabaryty
- duże naciski na wał i na łożyska
- zmienność przełożenia
- konieczność regulacji spowodowana rozciąganiem się pasa
- wrażliwe na chemiczne oddziaływanie ośrodka
- sprawność przekładni pasowych nie mniejsza niż przekładni zębatych
czy łańcuchowych
99. Przekładnie pasowe z kołem luźnym o zmiennym
przełożeniu stopniowym i bezstopniowym
Przekładnia z kołem luźnym
Na wale czynnym jest osadzone koło szerokie, na wale biernym dwa
koła. Jedno z nich jest kołem roboczym i jest na stałe połączone z
wałem, drugie obraca się luźno na wale. Pas można przesuwać w
czasie ruchu łącząc koło czynne z kołem roboczym lub z kołem
luźnym. Dzięki temu przy stale włączonym kole czynnym możemy
mieć wał bierny w ruchu lub w spoczynku
100. Rodzaje pasów, materiały, sposoby łączenia,
geometria pasa klinowego
Pasy stosowane w przekładniach mogą być skórzane, bawełniane,
gumowe, wełniane oraz tkane z sierści Dla zwiększenia wytrzymałości
stosuje się podwójne, wykonane przez sklejenie lub zszycie rzemykami
warstw skóry. Pasy tkane z sierści, szczególnie wielbłądziej są mocne i
odporne na nierównomierne obciążenie. Pasy gumowe wykonane są z
tkaniny bawełnianej wulkanizowanej gumą.
Sposoby łączenia:
- sklejanie
- zszywanie pasa trokiem
- spinacze metalowe
Geometria pasa klinowego
W celu zwiększenia siły tarcia między pasem, a kołem stosuje się pasy
klinowe. W tym przypadku koło pasowe ma jeden lub więcej rowków.
Pas ma przekrój klinowy, ma więc dwie zbieżne powierzchnie
tworzące ze sobą kąt 2
a. Kąt a nie powinien być mniejszy do 15
o
.
Zwykle wykonuje się ten kąt równy 17
¸20
o
. Zwiększenie siły tarcia jest
w tych przekładniach bardzo duże, toteż wymagane jest mniejsze
napięcie wstępne pasa niż w kołach gładkich. Stosuje się przy tym
mniejsze kąty opasania, których wartość może spaść nawet do 70
o
.
Pasek w rowku winien leżeć w ten sposób, aby opierał się o ścianki
rowka powierzchniami bocznymi. Nie powinien dotykać dna, ani
wystawać na zewnątrz. Paski klinowe mają znormalizowane wymiary:
szerokość b, wysokość h, kąt
a oraz długość wewnętrzną pasa L
101. Koła pasowe, materiały, technologia, przekładnie z
pasami zębatymi
Koła pasowe wykonuje się przeważnie z żeliwa. Przy prędkościach
większych od 30 m/sek , stosuje się koła staliwne lub stalowe spawane.
Przy małych prędkościach (mniejsze od 15 m/sek), stosuje się czasem
koła drewniane.
Koła wykonuje się jako pełne, jako tarczowe lub z ramionami. Wieńce
dla kół gładkich wykonuje się zawsze na wierzchołek wypukłości.
Wypukłość wykonuje się na jednym z kół. Przy zastosowaniu
naprężacza wypukłość nie jest potrzebna. Szerokość wieńca musi być
większa od szerokości od szerokości pasa. Jeżeli liczba ramion jest
mniejsza od trzech, to wykonujemy koła bez ramion (tarczowe). Przy
wieńcach szerszych od 300 mm stosujemy dwa napędy ramion.
Ramiona najczęściej mają przekrój eliptyczny o osiach a i b=0,4a.
Przekładnie z pasem zębatym - stałość przełożenia, mniej obciążają
wały i łożyska, prędkość do 80 m/s.
102. Przekładnie łańcuchowe - zasada działania, wady i
zalety
Charakterystyka przekładni łańcuchowych:
Zalety:
- łączenia osi o dużym rozstawie
- łagodzą gwałtowne szarpnięcia
- przenoszą duże siły
- większa sprawność niż przekładni pasowych
- stałe obciążenie
- mniej obciążają wały
Wady:
- dość duży koszt
- hałas
- konieczność smarowania
103. Rodzaje łańcuchów
Rodzaje łańcuchów:
- łańcuch sworzniowy
- łańcuch tulejowy
- łańcuch rolkowy
- łańcuch zębaty ze środkową płytką prowadzącą
Wyszukiwarka
Podobne podstrony:
27 dyfrakcja id 31612 Nieznany (2)
27 Wielkanoc id 31688 Nieznany (2)
27 30 id 31708 Nieznany (2)
27 Sacrum id 31621 Nieznany (2)
Oceny z PS 27 01 id 329690 Nieznany
neurologia 29 27 34 id 317504 Nieznany
ESP WYKLAD 27 10 id 163590 Nieznany
Homines2006 27 Poklek id 205925 Nieznany
25 27 id 31170 Nieznany (2)
27 3 id 31556 Nieznany (2)
Hurra I Lekcja 3 Str 27 pub id Nieznany
9 27 id 47952 Nieznany (2)
biuletyn 27 id 89412 Nieznany (2)
IMG 27 id 211274 Nieznany
28 Rozdziae 27 id 31977 Nieznany (2)
5 27 id 39526 Nieznany (2)
6 27 id 43149 Nieznany (2)
27 most fordonski id 31667 Nieznany (2)
IMG 27 id 211269 Nieznany
więcej podobnych podstron