Andrzej Raczyński
OBLICZENIA DO PROJEKTU ZAWORU GRZYBKOWEGO
Wyd: luty 2011.
-------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------
Przedstawione opracowanie nie jest algorytmem służącym do wykonania obliczeń. Jest to raczej
poradnik - informator o metodyce obliczeń wytrzymałościowych, w którym Czytelnik może znaleźć
takie elementy, jakie są potrzebne w odniesieniu do konkretnego zadania projektowego.
Wyjściowymi informacjami związanymi z tym zadaniem są zazwyczaj następujące DANE:
nominalna średnica zaworu D
nom
,
rodzaj czynnika,
nominalne ciśnienie czynnika p
nom
,
temperatura czynnika t.
OBLICZENIA WYTRZYMAŁOŚCIOWE są prowadzone w oparciu o tzw. ciśnienie obliczeniowe.
Przyjmiemy, że jest ono równe ciśnieniu nominalnemu dla danego zaworu: p
o
= p
nom
. Niewielkie
przekroczenie ciśnienia nominalnego nie jest niebezpieczne, ponieważ obliczenia wytrzymałościowe są
prowadzone z użyciem współczynników bezpieczeństwa.
Przylgi
Pod pojęciem przylg należy rozumieć przylegające do siebie powierzchnie (nie elementy!), które po
zetknięciu zamykają przepływ. Mogą być ukształtowane bezpośrednio na korpusie i grzybku, lub też
mogą być powierzchniami specjalnych pierścieni osadzonych w wyżej wymienionych elementach.
Średnice przylg są związane ze średnicą gniazda zaworu. Im większa średnica wewnętrzna gniazda, tym
mniejszy opór przepływu, ale jednocześnie tym większe obciążenie wrzeciona. Można przyjąć, że
wewnętrzna średnica przylgi korpusu jest równa średnicy nominalnej D
nom
(rys.2).
Korzystne jest. zaprojektowanie różnych szerokości stykających się przylg. Zaletą takiego skojarzenia
jest niewrażliwość rzeczywistego pola styku na niewspółosiowe ustawienie jednej przylgi względem
drugiej, które może być spowodowane niedokładnością wykonania i montażu zaworu. Przyjmujemy
więc wewnętrzną średnicę przylgi grzybka D
w
z naddatkiem, czyli większą od D
nom
:
D
w
1,05 D
nom
,
(1)
przy czym zaokrąglamy ją do pełnych milimetrów.
Szerokość przylegania B powinna być tak dobrana, aby były spełnione warunki szczelności
i wytrzymałości podłoża przy możliwie małych siłach we wrzecionie. Przyjmujemy szerokość przylgi
grzybka B:
B 0,02 D
nom
+ 1 [mm]
(2)
z zaokrągleniem do pełnych milimetrów w górę.
Dalej obliczamy średnią średnicę przylegania (patrz - rys. 2):
D
mp
= D
w
+ B
(3)
2
Zewnętrzną średnicę przylgi korpusu D
zk
można określić na zasadzie symetrycznego naddatku albo
według poniższego wzoru, też z zaokrągleniem do pełnych milimetrów:
D
zk
= D
w
+ 2B + 0,05 D
nom
(4)
Następnie obliczamy pole powierzchni przylegania:
A
p
D
mp
B
(5)
Nacisk jednostkowy na powierzchni przylegania, wymagany dla zachowania szczelności, wynosi:
p
(a c p
10
B
wym
o
)
[MPa , mm]
(6)
gdzie: „a” i „c” - współczynniki według tablicy 1.
Uwaga: Wzór (6) jest wzorem empirycznym, więc należy zastosować wskazane jednostki!
Gdy nie stosuje się pierścieni przylgowych, materiałem elementów uszczelniających jest materiał
korpusu i grzybka zaworu, czyli najczęściej żeliwo.
Tablica 1. Właściwości materiałów stosowanych na elementy uszczelniające [1]
Materiał
Zastosowanie
Współczynniki
p’
dop
Czynnik
t
max
[ ]
p
o.max
[MPa]
a
c
[MPa]
Żeliwo szare
np. EN-GJL-250
woda, para,
ropa naftowa
300
2,5
3
1
30
Mosiądz, brąz cynowy
woda, para
250
2,5
3
1
30
np. CuZn37, CuSn5Zn5Pb5
benzyna
120
2,5
Brąz niklowy,
np. CuSn8Pb15Ni
para
400
3
3
1
35
Stop niklu, np. NiCu30
para
800
7
3
1
35
Stal nierdzewna X6Cr13
para, ropa naftowa
600
14
3,5
1
100 / 25
2)
Uwaga 1: p
o.max
oznacza największą wartość ciśnienia czynnika, przy jakiej stosuje się określony materiał
uszczelnienia.
Uwaga 2: Wartość p’
dop
podana za ukośnikiem dotyczy tych rodzajów zaworów, w których występują poślizgi na
powierzchniach uszczelniających (np. zasuw, kurków).
Znając p
wym
obliczymy siłę docisku przylg wymaganą dla zachowania szczelności:
F’
wym
= p
wym
A
p
(7)
Jednocześnie siła docisku nie może przekroczyć siły dopuszczalnej o wartości określonej przez nacisk
dopuszczalny p’
dop
(wg tablicy 1).
F’
dop
= p’
dop
A
p
(8)
Przy zamkniętym zaworze, na grzybek działa też siła parcia czynnika o wartości:
4
D
p
F
2
mp
o
cz
(9)
Zazwyczaj parcie czynnika działa na grzybek od strony przeciwnej względem wrzeciona („spod
grzybka”), zatem wrzeciono musi pokonać tę siłę i ponadto utrzymać odpowiedni nacisk między
przylgami. Wymagana siła we wrzecionie wynosi więc:
F
wym
= F’
wym
+ F
cz
(10)
W chwilach zaniku ciśnienia cała ta siła działa na przylgi. Powinna ona być mniejsza od dopuszczalnej
siły docisku przylg. Należy więc sprawdzić nierówność:
F
wym
< F’
dop
(11)
3
Tablica 2. Gwinty trapezowe symetryczne w zakresie 12÷36 mm
Rys. 1.
d [mm]
szereg:
P [mm]
skok gwintu:
d
2
= D
2
[mm]
d
1
[mm]
D
1
[mm]
D
[mm]
4
d
A
2
1
r
[mm
2
]
1
2
drobno-
zwojny
zwykły
grubo-
zwojny
12
2
11
9,5
10,0
12,5
71
3
10,5
8,5
9,0
12,5
57
14
2
13
11,5
12,0
14,5
104
3
12,5
10,5
11,0
14,5
87
16
2
15
13,5
14,0
16,5
143
4
14
11,5
12,0
16,5
104
18
2
17
15,5
16,0
18,5
189
4
16
13,5
14,0
18,5
143
20
2
19
17,5
18,0
20,5
241
4
18
15,5
16,0
20,5
189
22
3
20,5
18,5
19,0
22,5
269
5
19,5
16,5
17,0
22,5
214
8
18
13,0
14,0
23,0
133
24
3
22,5
20,5
21,0
24,5
330
5
21,5
18,5
19,0
24,5
269
8
20,0
15,0
16,0
25,0
177
26
3
24,5
22,5
23,0
26,5
398
5
23,5
20,5
21,0
26,5
330
8
22,0
17,0
18,0
27,0
227
28
3
26,5
24,5
25,0
28,5
471
5
25,5
22,5
23,0
28,5
398
8
24,0
19,0
20,0
29,0
284
30
3
28,5
26,5
27,0
30,5
552
6
27,0
23,0
24,0
31,0
415
10
25,0
19,0
20,0
31,0
284
32
3
30,5
28,5
29,0
32,5
638
6
29,0
25,0
26,0
33,0
491
10
27,0
21,0
22,0
33,0
346
34
3
32,5
30,5
31,0
34,5
731
6
31,0
27,0
28,0
35,0
573
10
29,0
23,0
24,0
35,0
415
36
3
34,5
32,5
33,0
36,5
830
6
33,0
29,0
30,0
37,0
661
10
31,0
25,0
26,0
37,0
491
4
Wrzeciono - obliczenia wstępne
Zakładamy materiał (zwykle stal niestopowa, np. E295, w uzasadnionych wypadkach stal stopowa
nierdzewna a wyjątkowo brąz).
Obciążenie wrzeciona F
w
przyjmujemy z pewnym zapasem względem siły wymaganej:
F
w
F
wym
+ 0,2 (F’
dop
- F
wym
),
ale z zastosowaniem ograniczenia F
w
1,5 F
wym
(12)
Ogólny warunek wytrzymałości wrzeciona na ściskanie ma następującą postać:
c
w
k
A
F
gdzie: A
- obliczeniowe pole przekroju wrzeciona
k
c
- dopuszczalne naprężenie normalne od ściskania dla przyjętego materiału wrzeciona:
x
R
k
e
c
(13)
Zakładamy współczynnik bezpieczeństwa wrzeciona na ściskanie względem granicy plastyczności x = 3.
Przyjmujemy dość dużą wartość x ze względu na niebezpieczeństwo wyboczenia wrzeciona, którego w
tym momencie nie potrafimy jeszcze ocenić.
Jako obliczeniowy przekrój wrzeciona na ściskanie, można wstępnie przyjąć przekrój rdzenia gwintu
mechanizmowego. Parametr ten jest podany w tablicy wymiarów gwintów (tabl. 2). Po przekształceniu
warunku ogólnego, obliczamy wymagany przekrój rdzenia gwintu:
A
F
k
r.wym
w
c
(14)
Wyszukujemy w tablicy 2. taki gwint trapezowy symetryczny, który charakteryzuje się polem przekroju
rdzenia A
r
co najmniej równym wartości wymaganej A
r.wym
. Stosujemy gwinty raczej z pierwszego
szeregu, zawsze o skoku zwykłym. Należy pamiętać, że w skład oznaczenia gwintu trapezowego
wchodzi wymiar nominalny d (czyli zewnętrzna średnica gwintu) oraz skok gwintu P.
Przed dokładnym obliczeniem wrzeciona ze względu na wyboczenie, potrzebne jest zaprojektowanie
innych elementów zaworu, aby trafnie ocenić długość wrzeciona.
Grzybek
Wznios grzybka
Najmniejszy wznios W, jaki musi wystąpić, ażeby przepływ między podniesionym grzybkiem
a gniazdem następował przez powierzchnię równą powierzchni przelotu gniazda, jest określony przez
porównanie pola bocznej powierzchni walca rozciągniętego między grzybkiem a gniazdem i pola
powierzchni kołowego otworu w gnieździe:
4
D
W
D
2
nom
nom
stąd W > 0,25 D
nom
.
(15)
W praktyce, ze względu na zakłócenia przepływu wokół grzybka, przyjmuje się W 0,4 D
nom
.
Jeżeli nie jest możliwy przepływ wokół grzybka, a tylko wypływ spod grzybka na jedną stronę wprost
do kanału odpływowego, to niezbędny jest wznios na tyle duży, ażeby kanał odpływowy został
całkowicie odsłonięty.
W zaworach zwrotnych, w których grzybek jest przesuwnie osadzony na wrzecionie, przyjmuje się
wznios W nieco mniejszy niż 0,4 D
nom
, ażeby nie wydłużać zbytnio wrzeciona i grzybka.
5
Wymiary grzybka przyjmujemy według następujących orientacyjnych zaleceń:
- średnica otworu d
h
nieco większa od nominalnej średnicy gwintu wrzeciona; d
h
1,04 d;
- zewnętrzna średnica części obejmującej wrzeciono d
c
1,75 d;
- zewnętrzna średnica ronda grzybka D
z
= D
w
+ 2 B (B - szerokość przylgi);
- głębokość otworu:
-- dla grzybka zaworu zaporowego h d
h
;
-- dla grzybka zaworu zwrotno-zaporowego h d
h
+ W (W = wznios grzybka);
- całkowita wysokość grzybka H h + 0,5 d
a)
b)
Rys. 2. Grzybek zaworowy w formie kapelusza (z rondem)
a) bez pierścienia przylgowego, b) z pierścieniem przylgowym
Obliczenie grubości ronda grzybka przeprowadzamy według modelu płyty kołowej o grubości g,
z centralnym otworem, podpartej swobodnie na brzegu zewnętrznym o średnicy D
mp
, a utwierdzonej
i obciążonej siłą F
w
na brzegu wewnętrznym o średnicy d
c
. Maksymalne naprężenie normalne (od
zginania) na brzegu wewnętrznym takiej płyty określa wg [3] wzór:
2
w
1
g
g
F
k
Warunek wytrzymałościowy na zginanie ma znaną postać:
g
g
k
Wiążąc te dwa wzory otrzymujemy wyrażenie umożliwiające obliczenie grubości ronda grzybka:
g
w
1
k
F
k
g
(16)
Grzybki są wykonywane zwykle z żeliwa szarego lub sferoidalnego albo ze staliwa, rzadziej ze stali,
brązu lub mosiądzu. Dopuszczalne naprężenie przy zginaniu możemy wyznaczyć następująco:
dla materiałów kruchych (jak np. żeliwo szare) k
g
=
R
x
m
(17a)
dla materiałów plastycznych (jak np. żeliwo sferoidalne, staliwo) k
g
=
R
x
e
(17b)
6
przyjmując x 2,5.
Współczynnik k
1
, zależny od stosunku średnic D
mp
/d
c
, obliczamy z następującego wzoru:
2,2
d
D
10
3,13
k
c
mp
1
(18)
Grubość ronda obliczoną ze wzoru (16) zaokrąglamy „w górę” do pełnych milimetrów i uznajemy za
wymiar g
c
wg rysunku 2. Ponieważ naprężenia od zginania zmniejszają się w miarę oddalania od
środka grzybka, przyjmujemy wymiar g
z
jako mniejszy od g
c
, orientacyjnie wg zależności:
g
z
(0,6÷0,7) g
c
(19)
Należy zauważyć, że wzory (16) (19) mają sens tylko wtedy, gdy na grzybku rzeczywiście
występuje rondo (forma kapelusza).
Grzybki zaworów zaporowych (nie - zwrotnych) powinny być też sprawdzone na zginanie w całym
przekroju. W celu sprawdzenia całkowitego przekroju grzybka na zginanie, kształt przedstawiony na
rysunku 2 zastępujemy kształtem uproszczonym, jak to widać w przekroju A-A na rysunku 3. Wymiar
g
m
przyjmujemy jako średnią arytmetyczną z wymiarów g
c
i g
z
. Przyjmuje się, że najbardziej
niebezpieczna sytuacja (ze względu na zginanie grzybka) zachodzi wtedy, gdy nie występuje ciśnienie
czynnika pod grzybkiem. Wówczas grzybek zamkniętego zaworu jest obciążony z jednej strony siłą
nacisku wrzeciona F
w,
zaś z drugiej strony reakcją gniazda F
gn
, równą co do wartości sile F
w
. Zakłada
się, że siła F
gn
jest rozłożona na okręgu o średnicy D
mp
.
gn
0,5 F
0,5 F
gn
F
w
Rys. 3. Model obliczeniowy grzybka
W celu sprawdzenia grzybka ze względu na niebezpieczeństwo złamania w przekroju A-A, musimy
określić obciążenie przypadające na obie połowy grzybka rozdzielone przekrojem A-A. Na każdą
7
połowę grzybka przypada połowa całkowitej reakcji gniazda (0,5 F
gn
), co jest zilustrowane na rys. 3.
Przyjmuje się, że siła 0,5 F
gn
jest przyłożona w środku ciężkości półokręgu o średnicy D
mp
. To miejsce
jest określone współrzędną e
b
:
e
D
b
mp
(20)
Wynika z tego, że moment gnący dla przekroju A-A wynosi:
M
g
= 0,5 F
gn
e
b
(21)
Ażeby wyznaczyć współczynnik bezpieczeństwa na zginanie w przekroju A-A, należy kolejno:
- obliczyć położenie środka ciężkości grzybka („tłusta” kropka na rysunku 3),
- wyznaczyć moment bezwładności przekroju (J
c
) względem osi y
c
przechodzącej przez środek
ciężkości grzybka,
- wyznaczyć największą odległość skrajnych włókien materiału od tej osi (z
max
),
- obliczyć naprężenie według wzoru:
g.max
g
M
z
J
c
max
(22)
- obliczyć współczynnik bezpieczeństwa ze wzoru odpowiedniego dla materiału:
dla materiałów kruchych:
max
.
g
m
R
x
(23a)
dla materiałów plastycznych:
x
R
e
g.max
(23b)
Współczynnik bezpieczeństwa na zginanie nie powinien być mniejszy, niż 2,5 .
W wypadku osadzenia w grzybku pierścienia przylgowego, obrzeże ronda jest osłabione. Pojawia się
niebezpieczeństwo zniszczenia ronda przez ścinanie w przekroju cylindrycznym wskazanym literą T na
rysunku 2b. Należy więc sprawdzić ten przekrój na ścinanie siłą F
gn
= F
w
. Pole powierzchni przekroju
podlegającego ścinaniu, jako pole powierzchni bocznej walca, wynosi
t
D
t
. Wymiary D
t
i t należy
odczytać z wykonanego rysunku grzybka. Wartość naprężenia tnącego obliczamy ze wzoru:
t
D
F
t
w
t
(24)
Współczynnik bezpieczeństwa na ścianie, obliczony ze wzoru 25a w wypadku materiału kruchego lub
ze wzoru 25b w wypadku materiału plastycznego, powinien okazać się nie mniejszy niż 2,5.
t
m
R
0,6
=
x
(25a)
t
e
R
0,6
=
x
(25a)
Gdyby ten współczynnik bezpieczeństwa okazał się za mały, należałoby odpowiednio pogrubić obrzeże
ronda grzybka.
8
Nakrętka mechanizmu wrzeciona
Materiał nakrętki dobieramy mając na względzie naciski dopuszczalne, współczynnik tarcia i warunki
zabudowy. Jeśli nakrętka ma być zintegrowana z pokrywą zaworu, to naturalnie musi być wykonana
z tego samego materiału odlewniczego, co pokrywa (najczęściej żeliwo lub staliwo). Wybór stali lub
mosiądzu oznacza zazwyczaj konieczność zaprojektowania nakrętki jako oddzielnego elementu,
wstawionego do jarzma i zabezpieczonego przed przemieszczeniem.
W tablicy 3 przedstawiono parametry charakteryzujące najczęściej spotykane materiały nakrętek.
Tablica 3. Właściwości materiałów stosowanych na nakrętki [4]
Materiał
Nacisk dopuszczalny p
dop
[MPa]
w połączeniu półruchowym
Współczynnik tarcia
w skojarzeniu ze stalą
żeliwo szare EN-GJL-150
EN-GJL-200
EN-GJL-250
EN-GJL-300
8 10
10 13
13 16
16 20
0,06 0,17
staliwo „200-400” „340-550”
16 20
0,07 0,22
stal E295 E360
22 27
0,07 0,22
mosiądz
15 19
0,04 0,10
Uwaga: Rozrzut wartości współczynnika tarcia nie jest związany z gatunkiem materiału, lecz głównie ze
stanem powierzchni (smarowanie, czystość).
Ze względu na półruchowe warunki pracy układu wrzeciono - nakrętka, decydującym kryterium dla
określenia wysokości nakrętki będzie odporność na ścierne zużycie zwojów. Miarą szybkości
postępowania zużycia jest wartość nacisku p na jednostkę powierzchni roboczej gwintu A
d
:
d
w
A
F
p
Wartość ta powinna być mniejsza od dopuszczalnej. Na podstawie tego warunku i po jego
przekształceniu obliczamy wymaganą powierzchnię roboczą gwintu:
A
F
p
d
w
dop
(26)
Powierzchnię roboczą gwintu stanowi łączna powierzchnia robocza wszystkich zwojów nakrętki.
Powierzchnia robocza jednego zwoju jest powierzchnią pierścienia o średnicy zewnętrznej d i
wewnętrznej D
1
(por. rysunek w tablicy 2). Niezbędna liczba zwojów nakrętki wynika więc
z wymaganej powierzchni A
d
:
i
4 A
d
D
z
d
2
1
2
(
)
(27)
Wobec tego wymagana wysokość nakrętki:
H
n
= i
z
t
(28)
gdzie t jest podziałką gwintu (dla gwintów pojedynczych podziałka jest równa skokowi gwintu P).
Otrzymaną wartość zaokrąglamy „w górę” do pełnych milimetrów. Ze względu na dobre prowadzenie
wrzeciona wysokość nakrętki przyjmuje się zwykle jako (1 1,5) d, ale nie więcej niż 2d. Gdyby
wysokość nakrętki „wychodziła” zbyt duża, może okazać się konieczne powiększenie średnicy gwintu.
9
Określenie zewnętrznego wymiaru nakrętki:
Jeśli nakrętka jest zintegrowana z jarzmem, to jej zewnętrzny wymiar musi zapewnić odpowiednią
wytrzymałość jarzma. Orientacyjnie można przyjąć, że grubość ścianki takiej nakrętki wynosi 1,5÷2
grubości ścianek korpusu zaworu (dobór grubości ścianek – na końcu tego opracowania).
Jeśli nakrętkę stanowi nagwintowana tuleja wciśnięta w jarzmo, to jej zewnętrzną średnicę można
określić z warunku zachowania zbliżonej sztywności wrzeciona i nakrętki w kierunku osiowym:
E
A
E A
w
w
n
n
gdzie: E
w
- moduł Younga materiału wrzeciona,
A
w
- średni przekrój poprzeczny wrzeciona w części gwintowanej,
E
n
- moduł Younga materiału nakrętki,
A
n
- średni przekrój poprzeczny nakrętki w części gwintowanej.
Warunek ten można przedstawić w następującej postaci:
E
d
E
D
d
w
n
n
2
2
2
2
2
(
)
stąd po przekształceniu otrzymujemy wzór użytkowy:
D
E
E
E
d
n
w
n
n
2
(29)
Zwykle przyjmuje się wymiar D
n
zaokrąglony w górę.
Wytrzymałość wrzeciona na wyboczenie
Wykorzystując przyjęte wymiary grzybka zaworu i jego wzniosu, dławnicy, dławika i nakrętki,
wykonujemy szkic sytuacyjny, który umożliwia określenie długości wrzeciona do obliczenia
wytrzymałości na wyboczenie. Konstrukcyjną długość podlegającą wyboczeniu L
k
mierzy się od
powierzchni naciskowej wrzeciona do połowy wysokości nakrętki przy największym możliwym
oddaleniu tych miejsc. W zaworze grzybkowym powierzchnia naciskowa wrzeciona zazwyczaj znajduje
się na dolnym czole wrzeciona, tak jak to jest wskazane na rysunku 4.
Przyjmuje się model wyboczeniowy dwuprzegubowy, czyli = 1. Wobec tego długość wyboczeniowa:
L
w
= L
k
= L
k
(30)
Promień bezwładności przekroju wrzeciona „i” określamy dla umownej średnicy rdzenia, oznaczonej
symbolem d
s
i obliczanej według wzoru: d
s
= 0,5 (d
1
+ d
2
) . Wymiary gwintu – wg tablicy 2.
4
d
d
4
d
64
A
J
=
i
s
2
s
4
s
s
min
(31)
Następnie wyznaczamy smukłość wrzeciona:
=
L
i
w
(32)
Jeżeli smukłość jest większa od smukłości granicznej l
gr
(dla stali konstrukcyjnych średnio l
gr
100), to
wyboczenie ma charakter liniowo-sprężysty i do obliczenia naprężeń krytycznych stosujemy wzór
Eulera [3]:
2
2
2
w
s
min
2
kr
E
L
A
J
E
(33a)
10
Jeżeli natomiast smukłość jest mniejsza od granicznej, to wyboczenie zachodzi praktycznie w stanie
plastycznym, a do obliczenia naprężeń krytycznych może być zastosowany wzór Johnsona [5]:
kr
e
e
R
R
1
2
1
20000
2
2
2
gr
(33b)
W obydwóch wypadkach wymaga się, aby współczynnik bezpieczeństwa definiowany jako:
s
w
kr
c
kr
w
A
F
x
(34)
okazał się nie mniejszy, niż x
w.wym
= 4.
A
s
jest polem powierzchni obliczeniowego przekroju gwintu o średnicy d
s
, jak we wzorze 31.
Niezależnie od metody obliczeniowej dopuszcza się, ażeby obliczony współczynnik bezpieczeństwa był
mniejszy od wymaganego o ok. 25 %, jeśli zachodzą następujące przesłanki:
nagwintowana część wrzeciona zajmuje małą część długości konstrukcyjnej L
k
, a w części
niegwintowanej średnica wrzeciona jest co najmniej równa d,
uszczelnienie podpiera wrzeciono w środkowej części między nakrętką a powierzchnią naciskową,
nakrętka ma znaczną długość (H
n
> 1,2 d) i przez to usztywnia podparcie wrzeciona.
Jeżeli współczynnik bezpieczeństwa wrzeciona na wyboczenie nie spełnia warunku bezpieczeństwa,
należy zwiększyć wymiar gwintu i powtórzyć dotychczasowe obliczenia. Natomiast jeżeli współczynnik
ten jest większy od wymaganego o więcej niż 100 %, to oznacza, że wrzeciono jest zbyt grube. Należy
wówczas rozważyć zmniejszenie wymiaru gwintu i powtórzenie obliczeń.
Napęd mechanizmu śrubowego
Zaczynamy od zaprojektowania tej części mechanizmu śrubowego, w której znajduje się powierzchnia
naciskowa wrzeciona. W zaworach grzybkowych zazwyczaj występuje taki mechanizm, jakiego
schemat jest przedstawiony na rysunku 4.
powierzchnia naciskowa
Nakrętka mechanizmu
Kółko (pokrętło)
Wrzeciono
Rys. 4. Schemat mechanizmu śrubowego
W tym rodzaju mechanizmu napędzane jest wrzeciono, zaś nakrętka jest nieruchoma. Czoło wrzeciona
współpracuje ślizgowo z dnem gniazda w grzybku. Dno gniazda zwykle jest płaskie, natomiast czoło
wrzeciona może być płaskie (rys.5a) lub wypukłe (rys.5b). Należy jednak mieć na uwadze, że decydując
się na wypukłe czoło wrzeciona, wymuszamy znaczne powiększenie nacisku jednostkowego, co
wymaga nie tylko zastosowania utwardzenia materiału wrzeciona (a nie każdą stal można utwardzić),
ale też utwardzenia powierzchni dna gniazda w grzybku. Zazwyczaj stosowane żeliwa nie są do tego
odpowiednie. Może się okazać konieczne wprowadzenie do grzybka grubej utwardzonej podkładki,
przyjmującej nacisk od wrzeciona, jak na rysunku 5b.
11
a)
b)
p
p
Hmax
d'
Rys. 5. Współpraca czoła wrzeciona z dnem gniazda; a) czoło płaskie, b) czoło wypukłe
Jeżeli czoło jest płaskie, to jednostkowy nacisk powierzchniowy jest rozłożony równomiernie i oblicza
się go z oczywistej zależności:
p
F
A
w
(35a)
gdzie A jest polem kołowej powierzchni styku czoła wrzeciona z gniazdem. Średnica czoła d’ jest
zilustrowana na rysunku 5a.
Wartość tego nacisku jednostkowego powinna spełnić równocześnie dwa warunki wytrzymałościowe:
p p
dop.w
p p
dop.g
(36a)
p
dop.w
- dopuszczalny nacisk jednostkowy dla materiału wrzeciona,
p
dop.g
- dopuszczalny nacisk jednostkowy dla materiału grzybka.
Wartości nacisków dopuszczalnych należy przyjmować wg tablicy 4.
Tablica 4. Dopuszczalny nacisk jednostkowy w połączeniach spoczynkowych [6]
Materiał
p
dop
[MPa]
żeliwo szare
0,35 R
m
staliwa, miękkie stale
0,3 R
e
stale cieplnie ulepszone
0,5 R
e
Jeżeli czoło wrzeciona współpracujące z gniazdem jest sferycznie wypukłe (rys. 5b), to rozkład nacisku
jest półeliptyczny, a maksymalną wartość nacisku jednostkowego (występującą w środku styku) oblicza
się z zależności Hertza właściwej dla styku dwóch ciał typu kula-płaszczyzna:
p
Hmax
= 1360
F
R
w
kw
2
3
[współczynnik 1360 jest związany z jednostkami: N, mm]
12
gdzie R
kw
jest promieniem kulistej wypukłości czoła wrzeciona. Warunek wytrzymałościowy
przedstawia się następująco:
p
Hmax
p
H dop.w
p
Hmax
p
H dop.g
znaczenie indeksów „w” i „g” - jak wyżej.
Dopuszczalny nacisk jednostkowy p
H dop
można w przybliżeniu określić wg tablicy 5.
Przekształcając wyżej podane wzory, otrzymamy dogodną zależność do określenia promienia sferycznej
wypukłości końcówki wrzeciona:
R
F
p
kw
w
H dop
1360
3
[N, mm]
(35b)
gdzie p
H dop
jest mniejszą z dopuszczalnych wartości nacisku dla obydwóch stykających się ciał. Promień
R
kw
należy przyjmować bez zbędnego nadmiaru, gdyż od niego zależy też wielkość tarcia
w rozważanym styku.
Tablica 5. Orientacyjne wartości dopuszczalnego nacisku w styku skoncentrowanym na polu kołowym [7]
Materiał
w stanie
normalizowanym
po ulepszeniu cieplnym
do podanej twardości
po zahartowaniu
do podanej twardości
p
H dop
[MPa]
twardość [HB]
p
H dop
[MPa]
twardość
[HRC]
p
H dop
[MPa]
E295
600
E335
720
stale
C30
600
180
730
50
1300
C40
680
200
830
53
1500
C45
730
210
930
55
1700
C55
800
250
1200
60
2000
200-400
660
210
930
55
1600
staliwa
230-450
710
230
1000
56
1700
270-480
760
250
1060
58
1860
żeliwa
EN-GJL-200
530
szare
EN-GJL-300
660
EN-GJL-400
800
Po ustaleniu wymiarów naciskowej części mechanizmu śrubowego można przystąpić do
zaprojektowania osadzenia kółka (pokrętła) na wrzecionie lub na nakrętce mechanizmowej. Obciążenie
tego połączenia wynika z pokonywania tarcia występującego na powierzchni gwintowej mechanizmu
śrubowego i na powierzchni naciskowej w kontakcie z gniazdem w grzybku.
Moment tarcia w mechanizmie śrubowym, czyli między wrzecionem a nakrętką:
)
(
tg
d
F
5
,
0
M
2
w
tn
(37)
d
2
- średnia średnica gwintu (według tablicy 2),
- kąt wzniosu linii śrubowej:
arctg
P
d
2
(38)
P - skok gwintu (według tablicy 2),
’ - pozorny kąt tarcia w gwincie:
13
cos
arctg
=
(39)
- współczynnik tarcia według tablicy 3,
- kąt zarysu gwintu; dla gwintów trapezowych symetrycznych = 15
o
.
Moment tarcia w miejscu ślizgania wrzeciona po powierzchni gniazda obliczamy metodą zależną od
rodzaju styku. Jeśli styk jest kołowy a rozkład nacisków jest równomierny, to korzystamy ze wzoru:
d
F
3
1
M
w
t g
(40a)
Jeżeli pole styku jest pierścieniowe, to przy założeniu równomiernego rozkładu nacisków, moment
tarcia może być obliczony z uproszczonego wzoru:
4
d
d
F
r
F
M
zewn
wewn
w
śr
w
tg
(40b)
Jeżeli natomiast styk ma charakter skoncentrowany (jak przy współpracy powierzchni sferycznie
wypukłej z powierzchnią płaską), to właściwa jest następująca zależność:
r
F
16
3
M
w
t g
(40c)
We wzorach 40 (a,b,c) podstawiamy:
d’, d
zewn
, d
wewn
- średnice ograniczające pole styku
- współczynnik tarcia (wg tablicy 3)
r - promień pola odkształcenia sprężystego w styku, obliczany ze wzoru:
r = 0,0187 F
w
3
R
kw
(41c)
[współczynnik 0,0187 jest związany z jednostkami: N, mm]
Całkowity moment napędowy, czyli moment na kółku, obliczymy z zależności:
M
k
= M
tn
+ M
tg
(42)
Połączenie kółka z wrzecionem
Połączenie kółka z wrzecionem zwykle jest połączeniem czworobocznym. W najprostszym wykonaniu
czop ma ściany równoległe (rys. 6a). Kształt ten uzyskuje się przez skrawanie materiału płaszczyznami
równoległymi z czterech stron walcowego fragmentu wrzeciona. W celu zapewnienia poprawnego
kontaktu czopa z otworem w kółku, zawsze należy pozostawić niezaostrzone krawędzie czopa. Wynika
z tego, że odległość a
cz
między ścianami czopa powinna być większa, niż bok kwadratu wpisanego
w wyjściową średnicę d
w
, co jest wyrażone przez wzór:
w
w
cz
d
75
,
0
d
2
2
05
,
1
a
[zaokrąglić do 0,5 mmm]
(43a)
Jeżeli przez czworoboczny czop ma być przesuwana nakrętka wrzeciona (przy montażu), to wymiar d
w
musi być nieco mniejszy (przynajmniej o 0,2 mm) od wewnętrznej średnicy gwintu mechanizmowego na
wrzecionie d
1
, jak na rysunku 6a. Wymiar d
1
znajduje się w tablicy 2.
Forma czopa widoczna na rysunku 6a prowadzi jednak do osłabienia podstawy czopa na skręcanie.
Częściej więc stosuje się połączenia o ścianach czopa i otworu zbieżnych w kierunku osiowym (rys. 6 b
i c). Taki kształt zapewnia nie tylko większą wytrzymałość na skręcanie, ale też możliwość
wykasowania luzu w połączeniu. Czop jest tutaj uformowany w kształcie zbliżonym do ostrosłupa
ściętego, poprzez skrawanie materiału z czterech stron wrzeciona płaszczyznami nierównoległymi do
osi. Zbieżność czopa określa się między ścianami i najczęściej wynosi ona 1:10. Krawędzie sąsiednich
14
płaszczyzn nie powinny się zbiegać, gdyż doprowadziłoby to do zaostrzenia krawędzi ostrosłupa.
Ukształtowany czop charakteryzuje się tym, że przekroje poprzeczne dokonane w różnych miejscach
mają różne kształty: od kształtu kołowego u dołu do kształtu prawie kwadratowego na górze. Czop na
rys. 6b jest uzyskany przez skrawanie materiału z walcowego fragmentu wrzeciona, przy czym średnica
tego fragmentu d
w
musi być tak dobrana, żeby było możliwe wprowadzenie nakrętki wrzeciona, co
oznacza, że musi być d
w
< d
1
(tak jak w wypadku „a”, co jest objaśnione powyżej). Również w tym
wypadku wymiar a
cz
określa się ze wzoru (43a).
a)
b)
c)
Rys. 6. Czop czworoboczny w trzech wersjach wykonania
W wypadku, kiedy wrzeciono ma małą średnicę (gwint mechanizmowy ≤ Tr16), takie wykonanie czopa
prowadzi do zbyt małego wymiaru a
cz
, co wywołuje duże naciski w połączeniu i wymusza
zastosowanie bardzo małego gwintu do zamocowania kółka. W takiej sytuacji stosuje się rozwiązanie
przedstawione na rysunku 6c. Tutaj czop jest wykonany przez skrawanie materiału z nagwintowanego
odcinka wrzeciona. Dzięki temu otrzymuje się możliwie największy wymiar czworoboku, ale trzeba
zauważyć, że przekazywanie nacisków powierzchniowych odbywa się tu w bardzo niekorzystnych
warunkach, bo czynna powierzchnie czopa jest nieciągła, gdyż powstaje tylko na zwojach gwintu
mechanizmowego. Wymiar czopa a
cz
w tym wypadku obliczamy ze wzoru (43b).
d
75
,
0
d
2
2
05
,
1
a
cz
[zaokrąglić do 0,5 mmm]
(43b)
Określenie długości czopa:
W wypadku konstrukcji czopa wg rys. 6a, długość czopa określamy z uwzględnieniem nie tylko nacisku
powierzchniowego, ale i potrzeby zapewnienia sztywnego osadzenia kółka na wrzecionie. Można
wstępnie założyć, że jego długość l
cz
powinna wynosić (1 1,5) d
w
.
W pozostałych wypadkach (rys. 6b i 6c) o długości czopa stanowią warunki geometryczne. Przy
zbieżności Δ=1:10 (=0,1) długość zbieżnej części czopa l
cz
wyniesie:
- w wypadku konstrukcji wg rys. 6b:
cz
w
cz
a
d
l
(44a)
15
- w wypadku konstrukcji wg rys. 6c:
cz
cz
a
d
l
(44b)
Wytrzymałościowe sprawdzenie długości połączenia kształtowego będzie przeprowadzone po
zaprojektowaniu kółka.
Jeśli przyjęto formę czopa wg rys. 6a, to w uzupełnieniu obliczeń wrzeciona należy dodatkowo
sprawdzić ten czop ze względu na skręcanie. Rzeczywisty kształt przekroju zastępuje się kwadratem
o boku a
cz
(pomija się stępienia naroży). Wskaźnik wytrzymałości przekroju kwadratowego na
skręcanie oblicza się wg wzoru:
3
cz
o
a
208
,
0
W
(45)
Maksymalne naprężenie styczne od skręcania:
s
k
o
M
W
(46)
Współczynnik bezpieczeństwa na skręcanie:
x =
0,6 R
e
s
(47)
Współczynnik ten nie może być mniejszy, niż 1,5.
Konstrukcja kółka
Do wyboru średnicy kółka stosujemy wykres z rysunku 7, podający orientacyjną zależność tej średnicy
od momentu napędowego.
600
30
8
5
6
200
100
10
20
400
300
500
40
50
60
80
100
200
300
M [Nm]
k
D [mm]
700
k
800
Rys. 7. Wykres doboru średnicy kółka napędowego według [1]
Określenie wysokości piasty kółka c
k
:
Jeśli połączenie nie ma kształtu zbieżnego, to wysokość ta powinna być nieco większa od długości
czopa, aby umożliwić wykasowanie luzu poosiowego przez dociśnięcie kółka (patrz rys. 8a).
W przypadku połączenia zbieżnego (wg rys. 6b lub 6c) nie ma sensu projektowanie wysokości piasty
tak dużej jak długość czopa, ponieważ dolna część czopa nie jest w stanie współdziałać w przenoszeniu
16
momentu obrotowego (patrz - rysunek 8b). Jeśli zbieżność wynosi 1:10, to stosunek wysokości piasty
c
k
do wymiaru czopa a
cz
nie powinien być większy, niż 2.
Określenie wielkości otworu w kółku:
Otwór w piaście kółka kształtuje się zależnie od kształtu czopa. W wypadku czopa o kształcie
graniastosłupowym (wg rys. 6a), przyjmuje się nominalny wymiar otworu taki sam, jak wymiar
przekroju czopa, zapewniając tylko odpowiedni luz w celu ułatwienia montażu.
a)
b)
Rys. 8. Osadzenie kółka na wrzecionie przy różnych wykonaniach czopa
W wypadku czopa o kształcie ostrosłupowym, wielkość otworu w kółku ma wpływ na położenie kółka
względem wrzeciona (tzn. na głębokość wsunięcia). Wymiar kwadratu otworu po węższej stronie ( a
k
)
powinien być na tyle mniejszy od wymiaru a
cz
, żeby górna płaszczyzna piasty kółka po nałożeniu na
czop znalazła się o 2÷4 mm powyżej górnej płaszczyzny ograniczającej czop, co jest zilustrowane na
rysunku 8b. Przy zbieżności 1:10 oznacza to, że a
k
powinno być o 0,2÷0,4 mm mniejsze od a
cz
. Taki
margines umożliwi właściwe zaciśnięcie kółka na wrzecionie. Z tego samego względu należy się
upewnić, czy dolna płaszczyzna piasty kółka nie opiera się o jakąkolwiek powierzchnię wrzeciona czy
innych części zaworu.
Uwaga: Jeśli czop ma kształt ostrosłupa, to bardzo ważne jest zapewnienie jednakowej zbieżności ścian
otworu piasty i czopa (zbieżność powinna być parametrem wymiarowanym).
Sprawdzenie połączenia kształtowego czworobocznego:
Przyjętą długość czopa sprawdzamy z warunku wytrzymałości połączenia czworobocznego na nacisk:
dop
ef
2
cz
k
p
l
a
M
4
p
(48)
gdzie p
dop
- według tablicy 4, zaś l
ef
– wg poniższych zaleceń:
a) W przypadku konstrukcji wg rys. 6a jako długość efektywną l
ef
przyjmiemy całą długość
przylegania piasty kółka do czopa, równą l
cz
.
b) W drugim przypadku (rys. 6b) można uznać, że długość efektywna l
ef
jest równa długości
przylegania l
p
wg rys. 8b, o ile wymiar l
p
nie przekracza 2/3 długości czopa l
cz
. W przeciwnym
wypadku należy przyjąć l
ef
jako 2/3 długości czopa l
cz
.
c) W trzecim przypadku (rys. 6c), gdy przyleganie zachodzi na resztach zwojów gwintu, należy
przyjąć, że efektywna długość przylegania jest równa 50% wymiaru l
ef
obliczonego wg punktu b.
17
Wartość nacisku jednostkowego p powinna spełnić jednocześnie dwa warunki wytrzymałościowe:
p p
dop.czopa
p p
dop.kółka
(49)
Zamocowanie kółka na wrzecionie
Kółko powinno być zamocowane tak, aby nie spadało z zaworu. Najczęściej wykorzystuje się w tym
celu złącze śrubowe. Spotyka się dwa sposoby wykonania tego złącza. Pierwszy sposób, to wydłużenie
wrzeciona ponad kółko, nagwintowanie tej wysuniętej części wrzeciona możliwie dużym gwintem
metrycznym (jak na rysunkach 6 i 8) i zamocowanie kółka za pomocą znormalizowanej nakrętki
sześciokątnej zwykłej lub niskiej, z użyciem dużej płaskiej podkładki. Drugi sposób polega na
wykonaniu nagwintowanego otworu w czworobocznym czopie wrzeciona i wprowadzeniu do tego
otworu śruby, mocującej kółko poprzez dużą podkładkę. Ten sposób może być zastosowany tylko
wtedy, gdy wymiar poprzeczny czopa jest odpowiednio duży.
Złącze to nie podlega obliczaniu wytrzymałościowemu, ale nie może być ono zbyt delikatne, bo trzeba
liczyć się np. z podnoszeniem zaworu za kółko.
Zawieszenie grzybka na wrzecionie (nie dotyczy zaworów zwrotnych)
Grzybek zaworu zaporowego musi być tak zawieszony na wrzecionie, ażeby miał swobodę obrotu (co
zapobiega tarciu przylg przy zamykaniu zaworu), ale by nie mógł spaść z wrzeciona. Ponadto musi
istnieć luz poprzeczny między wrzecionem a grzybkiem, ażeby grzybek mógł się swobodnie ułożyć na
gnieździe. Na rysunku 9 są przedstawione dwa z wielu możliwych rozwiązań tego zawieszenia.
A-A
A
A-A
A
B-B
B
B
a)
b)
A
A
zapinka
półpierścienie
pierścień rozprężny
Rys. 9. Zawieszenie grzybka: a) z ustaleniem za pomocą zapinki,
b) z ustaleniem za pomocą dwóch półpierścieni i pierścienia rozprężnego.
18
Zawieszenie typu „a” jest tańsze, ale mniej trwałe, niż zawieszenie „b”, ponieważ powierzchnia
współpracy wrzeciona z zapinką jest znacznie mniejsza, niż powierzchnia współpracy wrzeciona
z półpierścieniami. Wielkość powierzchni współpracy decyduje o szybkości zużycia ściernego,
szczególnie gdy znaczne jest obciążenie tej powierzchni. O wielkości obciążenia decyduje przede
wszystkim to, czy większe ciśnienie płynu występuje nad grzybkiem, czy pod nim.
Uszczelnienie i śruby pokrywy
Rys. 10. Osiowanie i uszczelnienie pokrywy kołowej w korpusie
Jeżeli przewiduje się kołowy kształt kołnierza pokrywy (jak zwykle w zaworach grzybkowych), to
pokrywa powinna być osiowana w otworze korpusu, czyli jednoznacznie ustalona w osi zaworu dzięki
przyleganiu do wewnętrznej powierzchni kołnierza korpusu, jak to widać na rysunku 10. W tym
przykładowym rozwiązaniu średnica osiująca pokrywę jest jednocześnie zewnętrzną średnicą uszczelki
płaskiej (jej wymiar = D
u
+ 2 B
u
). Wielkość średnicy D
u
przyjmujemy możliwie małą, ale
z uwzględnieniem możliwości przeprowadzenia grzybka i narzędzia obrabiającego powierzchnię
przylgową przez otwór w korpusie. Jeśli decydujemy się na płaską uszczelkę kołnierzową (z miękkiego
materiału), to jej czynną szerokość B
u
przyjmujemy jako około 0,08 0,12 średnicy D
u
, zaś grubość ok.
2 mm. Najczęściej stosowanym materiałem jest klingeryt i jego odpowiedniki.
Śruby mocujące pokrywę muszą pokonać następujące siły:
nacisk wrzeciona na gwint nakrętki F
w
,
wymagany docisk uszczelki pokrywy F
u
,
jeżeli nad grzybkiem może występować nadciśnienie czynnika po zamknięciu zaworu, to pokrywę
obciąża również parcie czynnika F
p
.
Wymagany nacisk jednostkowy na uszczelce kołnierzowej obliczamy ze wzoru:
p
p
B
u.wym
o
u
[MPa, mm]
(50)
gdzie - współczynnik zależy od materiału uszczelki, według tablicy 6.
Uwaga: Wzór ten jest wzorem empirycznym, więc należy zastosować wskazane jednostki!
Tablica 6. Współczynnik do obliczania wymaganego nacisku jednostkowego uszczelek kołnierzowych [4]
Materiał
[mm
0,5
]
tektura
10
aluminium
13
klingeryt, paronit, polonit (itp.)
16
miedź, mosiądz
16
19
Siła wymaganego docisku uszczelki pokrywy:
F
u
= A
u
p
u.wym
(51)
Pole powierzchni uszczelki o kształcie pierścieniowym:
2
u
2
u
u
u
D
B
2
D
4
A
(52)
Średnia średnica uszczelki pierścieniowej D
mu
wynosi:
D
mu
= D
u
+ B
u
(53)
Jeżeli uwzględniamy parcie czynnika na pokrywę, to obliczamy je na podstawie działania ciśnienia p
o
na
powierzchni A
pp
ograniczonej średnim obwodem uszczelki. Dla uszczelki kołowej będzie:
4
D
A
2
mu
pp
(54)
Siła parcia czynnika wynosi więc:
F
p
= p
o
A
pp
(55)
W efekcie obciążenie śrub pokrywy obliczamy ze wzoru:
z Q = F
w
+ F
u
[+F
p
]
(56)
Zakładamy liczbę śrub z (parzystą, zwykle 4 8), obliczamy siłę Q dla jednej śruby i dobieramy gwint.
Śruby złączne zwykle są wykonywane z materiałów o własnościach mechanicznych w klasach 4.8, 5.8
6.8, 8.8 lub nawet 10.9 (patrz - norma PN-EN ISO 898-1:2001). Wybieramy klasę własności
mechanicznych i obliczamy granicę plastyczności. Następnie przyjmując współczynnik bezpieczeństwa
dla śrub x = 2,5 obliczamy dopuszczalne naprężenia na rozciąganie:
k
R
x
r
e
(57)
Obciążenie śruby wynika z potrzeby uzyskania siły Q. Z warunku wytrzymałościowego w postaci:
r
s
k
A
Q
1,3
wyznaczymy niezbędny przekrój rdzenia śruby:
r
s
k
Q
1,3
A
(58)
Następnie dobieramy z tablic gwintów metrycznych zwykłych [9, 8]] taki gwint, którego przekrój
obliczeniowy A
s
spełnia warunek (58). Długość śrub określamy odpowiednio do potrzeb
konstrukcyjnych, zachowując przy tym zgodność z odpowiednią normą. W opisie śruby należy podać
przynajmniej wielkość gwintu, długość śruby i klasę własności mechanicznych.
Grubość ścianek i kołnierzy
Grubość ścianek korpusu można dobrać za pomocą wykresu przedstawionego na rysunku 11,
w zależności od nominalnej średnicy zaworu D
nom
, materiału korpusu i ciśnienia obliczeniowego. Jeśli
ciśnienie obliczeniowe jest mniejsze od przypisanego najniżej położonej linii, należy posługiwać się tą
najniżej położoną linią dla odpowiedniego materiału.
Grubość kołnierza korpusu, do którego przyłączona jest pokrywa zaworu, należy przyjąć 1,8÷2 razy
większą, niż grubość ścianek. Grubość kołnierza pokrywy przyjmujemy jako 1,5÷1,7 grubości ścianek.
(grubości te określamy w miejscu łączenia śrubami). Natomiast wymiary kołnierzy przyłączeniowych
muszą odpowiadać wymaganiom odpowiedniej normy.
20
25
9
15
10
4
5
20
7
6
8
10
12
14
16
18
20
22
g [mm]
26
1MPa
200
70
2,5MPa
30
40
50
60
4MPa
125
80
100
150
250 300
400 500
D
nom
1,6MPa
p =10MPa
1,6MPa
2,5MPa
mosiądz, brąz
żeliwo szare
staliwo 230-450
o
2,5MPa
1,6MPa
4MPa
6,4MPa
1MPa
Rys. 11. Wykres do doboru grubości ścianek korpusu według [1]
Inne obliczenia
Przedstawiony w tym opracowaniu materiał nie obejmuje wszystkich możliwych obliczeń
wytrzymałościowych, potrzebnych przy konstruowaniu zaworów grzybkowych wszelkich rodzajów. Te
najważniejsze i najczęściej występujące są jednak w nim uwzględnione, a ewentualne dodatkowe
obliczenia należy prowadzić według ogólnie znanych metod wytrzymałościowych.
Wykaz wykorzystanej literatury
1. Korewa W.: Części maszyn, cz. II - PWN 1969.
2. Mały poradnik mechanika. WNT, Warszawa 1985.
3. Niezgodziński M.F., Niezgodziński T.: Wzory, wykresy i tablice wytrzymałościowe. PWN,
Warszawa 1984.
4. Osiński Z. (red.): Podstawy konstrukcji maszyn. PWN, Warszawa 1999.
5. Zakrzewski M., Zawadzki J.: Wytrzymałość materiałów. PWN, Warszawa 1983.
6. Podstawy Konstrukcji Maszyn. Praca zbiorowa pod red. M. Dietricha, T 1-3. WNT, Warszawa
1999.
7. Krzemiński-Freda H.: Łożyska toczne. PWN, Warszawa 1989.
8. Bossard AG - Schrauben Katalog, Bossard Austria GmbH, 1997.
9. PN-ISO 724:1995. Gwinty metryczne ISO ogólnego przeznaczenia. Wymiary nominalne.