1. Obciążenia i stany kryterialne konstrukcji. Rodzaje obciążeń: Podział ze względu na sposób działania sił na rozpatrywany przedmiot: ● rozciąganie; ● ściskanie; ● ścinanie; ● zginanie, ● skręcanie. Obciążenia te mogą występować razem bądź osobno. Podział ze względu na charakter obciążenia (zmienność sił i momentów w czasie): ● statyczne (stałe); ● zmienne. Kryteria: Kryterium wytrzymałości przy obciążeniach statycznych: Nie dopuszcza się do odkształceń trwałych, małe odkształcenia mogą być dozwolone: σ_obl=σ_n≤σ_dop=k·(R·ε/x), gdzie: σ_obl - naprężenia obliczeniowe, σ_n - nominalne, k - dopuszczalne, R - graniczne, ε - współczynnik wielkości przedmiotu, x - współczynnik bezpieczeństwa. Weryfikacji podlega przekrój o najmniejszych wymiarach. Kryterium wytrzymałości przy obciążeniach zmiennych: Obliczenia przybliżone. W elementach ognisko jest zwykle w największym spiętrzeniu naprężeń , tam gdzie występuje efekt karbu.

10. Działanie karbu - spiętrzenie naprężeń, obliczanie spiętrzonego naprężenia. W miejscach zmiany kształtu lub wymiarów obciążonych elementów następuje zmiana rozkładu naprężeń - naprężenia ulegają spiętrzeniu i mogą być znacznie większe od nominalnego obliczonego. Mówimy wtedy o działaniu karbu. Przez pojęcie karbu należy rozumieć każdą nieciągłość elementu powodującą zmianę kształtu wewnątrz przekroju. Działanie karbu można przedstawić jako miejscowe zagęszczenie linii sił, a więc trajektorii punktów przekazujących obciążenie elementarnym cząstkom materiału, w pręcie rozciąganym, zginanym i skręcanym. Stąd następują spiętrzenia naprężeń, osiągają one największą wartość (T_max)_­ na dnie karbu w pręcie z materiału doskonale sprężystego. Przy braku działania karbu naprężenia nominalne w przekroju wynoszą σ_n=P/A_k­ lub σ_n=M_g/W_x. Stosunek wartości naprężeń σ_max­ i σ_n­ jest miarą spiętrzenia naprężeń wyrażoną przez współczynnik kształtu lub teoretyczny współczynnik spiętrzenia naprężeń α_k=σ_max/σ_n. Max. naprężenia w miejscu karbu σ_max­­­=β·σ_n­, β - współczynnik spiętrzenia naprężeń. Opis ostrości karbu: b/B, ρ/B, gdzie: b - odległość dwóch karbów, B - wymiar nominalny płytki, ρ - promień krzywizny karbu: ● β=β_k+β_p-1 ● jeżeli β_p zostało osiągnięte przez obróbkę cieplną wtedy: β=β_k·β_p ● gdy karbów jest wiele: β_k=Σ(i=1,n)β_ki+1-n; ● β=z/z_kp=[1+η_k(α_k-1)]β_k­

12. Współczynniki: kształtu α_k, działania karbu β_k, stanu powierzchni β_p, wrażliwości materiału η_k­­­, spiętrzenia naprężeń β. ● Współczynnik kształtu α_k=σ_max/σ_n, gdzie: σ_max - wyznaczone doświadczalnie naprężenia max. związane ze zmianą kształtu, σ_n - naprężenia normalne ze wzorów; ● Współczynnik działania karbu β_k=z/z_k wskazuje ile razy wytrzymałość zmęczeniowa „z” próbki gładkiej bez karbu jest większa od wytrzymałości zmęczeniowej z_k próbki z karbem; zależy od materiału próbki; ● Współczynnik wrażliwości materiału η_k=(β_k-1)/(α_k-1); ● Współczynnik stanu powierzchni β_p=z/z_p zależy od materiału, rodzaju obciążenia, chropowatości powierzchni, gdzie: z - wytrzymałość zmęczeniowa próbki gładkiej, z_k - wytrzymałość zmęczeniowa próbki o danym stanie powierzchni; ● Współczynnik spiętrzenia naprężeń β=z/z_kp=[1+η_k(α_k-1)]β_k wskazuje na ilościową zmianę wytrzymałości zmęczeniowej spowodowaną spiętrzeniem naprężeń.

13. Karby wielokrotne, sumowanie działania karbów. Karby występujące obok siebie nazywamy karbami wielokrotnymi. Wypadkowe działanie karbów może być łagodzące spiętrzenie naprężeń lub silniejsze w porównaniu z działaniem karbów pojedynczych. Mówimy odpowiednio o karbach odciążających i przeciążających. Karby wielokrotne dzieli się zwykle na szeregowe i równoległe, zależne głównie od ich położenia względem osi obciążenia (wzdłuż osi - szeregowe, w poprzek - równoległe). Karby szeregowe i równoległe tworzą pola karbów, jak np.: ściany sitowe, czy wielokrotne i różnie usytuowane otwory. Wpływ takich karbów musi być uwzględniony w obliczeniach przez odpowiednią wartość wypadkowego współczynnika kształtu. Określają ją wartości poszczególnych współczynników kształtu α_k._­­ Dla współdziałających n karbów mamy wzór: α_k≈Σ(i=1,n)α'_k­-n+1. Obliczenia współczynników α_t przeprowadza się tak jakby działały wyłącznie karby pojedyncze w elementach (przy pominięciu obszarów związanych z innymi karbami). Również współczynnik działania karbu β_k, przy uwzględnieniu n karbów, można wyrazić następująco β_k≈Σ(i=1,n)β_k­-n+1. Uwzględnienie to powinno być przeprowadzone z dużym „wyczuciem” ażeby niepotrzebnie nie podwyższać wartości β_k w przypadku np. karbów od siebie oddalonych, nie mówiąc już o możliwości działania karbu odciążającego.

14. Karby odciążające. Karby odciążające są zazwyczaj karbami szeregowymi, a więc łagodzącymi działanie karbów pojedynczych. Przykładem odciążających karbów szeregowych jest gwint na śrubie. Osłaniające działanie karbów wielokrotnych wykorzystuje się np. do osłabienia działania pojedynczego ostrego karbu A, przez wykonanie w jego sąsiedztwie dodatkowych karbów tępych B i C (najlepiej przez wygniatanie). Przy okazji warto wiedzieć, że wywiercenie otworu o odpowiedniej średnicy w pręcie zginanym siłą skupioną (otwór na linii działania obciążenia) powoduje odciążające działanie przekroju niebezpiecznego. RYSUNEK

15. Wpływ stanu powierzchni elementu na wytrzymałość zmęczeniową. Każdy rodzaj i sposób obróbki powierzchni wpływa na wytrzymałość zmęczeniową. Wpływ ten kojarzy się np. w przypadku obróbki skrawaniem z chropowatością (względną gładkością) powierzchni. Ślady po obróbce tworzą karby powierzchniowe, które można porównywać do wielokrotnych mikrokarbów. Na wielkość i rozkład naprężeń, a także na własności warstwy wierzchniej wpływa układ naprężeń własnych, wywołanych skutkami procesu obróbczego.

16. Wpływ naprężeń własnych (zgniot, obróbka cieplna) na wytrzymałość zmęczeniową. Zgniot (umacnianie) warstw powierzchniowych, uzyskuje się za pomocą różnych zabiegów mechanicznych, jak: kulkowanie, wałeczkowanie, krążkowanie, młotkowanie. Zabiegi te istotnie polepszają wytrzymałość zmęczeniową, zwłaszcza elementów z różnymi karbami. Fakt ten łączy się głównie z korzystnym układem własnych naprężeń ściskających w umocnionej warstwie. Obróbka cieplna, hartowanie płytkie płomieniowe lub indukcyjne powiększają wytrzymałość zmęczeniową. Jeszcze wydatniej zaznacza się wpływ nawęglania, hartowania i azotowania. Zabiegi te zmniejszają wrażliwość materiału na działanie karbu prawie do zera i znacznie poprawiają wytrzymałość zmęczeniową W przypadku nawęglania i hartowania istnieje optymalna grubość warstwy utwardzonej, przy której uzyskuje się największy wzrost wytrzymałość zmęczeniowej.

17. Wykres Wöhlera - wytrzymałość zmęczeniowa okresowa i granica zmęczenia. Wytrzymałość zmęczeniowa okresowa Z_n - jest to graniczne naprężenie, przy którym przekrój ulega zniszczeniu po określonej liczbie cykli obciążenia; Z_g - granica zmęczenia, czyli największa amplituda naprężenia przy której próbki nie ulegną uszkodzeniu w ciągu liczby cykli równej N_g­.

18. Wytrzymałość zmęczeniowa próbki i elementu maszynowego. Wytrzymałość zmęczeniową wyznacza się na określonej liczbie próbek wzorcowych obciążonych różnymi wartościami σ aż do zniszczenia przy liczbie cykli N_c lub do czasu przekroczenia N_g. Otrzymane punkty nanosi się na krzywą N-σ zwaną krzywą Wöhlera. Najmniejsza liczba próbek do określenia wytrzymałości zmęczeniowej wynosi 10. W badaniach elementów maszyn minimalna liczba próbek wynosi 6. Co najmniej dwie próbki nie powinny ulec zniszczeniu w ciągu N_g cykli przy naprężeniu równym granicy zmęczenia lub o 5% wyższym.

19. Pojęcie współczynników bezpieczeństwa x i δ. Rzeczywisty współczynnik bezpieczeństwa δ - stosunek max. naprężenia granicznego dla próbki do max. naprężenia spiętrzonego w elemencie, określonego przez cykl roboczy, δ=(Z_χ·ε)/σ_obl=Z_χ/(1/ε·σ_obl)≥x, gdzie: (1/ε·σ_obl) - max. naprężenie spiętrzające, x=1,3÷1,5 przy ścisłym obliczaniu na podstawie danych doświadczalnych i wyników pomiarów naprężeń w układzie, x=1,5÷1,7 przy „zwykłej” dokładności obliczeń, bez możliwości doświadczalnej kontroli obciążeń i naprężeń, x=1,7÷2,0 dla elementów o większych wymiarach, dla których nie dysponujemy możliwościami badań wytrzymałościowych w postaci naturalnej, przy średnim poziomie technicznym, x=2÷2,5 przy orientacyjnym określaniu obciążeń i naprężeń. Dla χ=0 → δ=Z₀ε/δσ_na /??/ x=δ/ε /??/

20. Wyznaczenie naprężeń dopuszczalnych przy obciążeniach stałych. Mając odpowiednie dane dot. granic wytrzymałości, np.: R_e, R_m­, możemy wyznaczyć wartości naprężeń dopuszczalnych przy danych rodzajach naprężeń. Naprężenia te oznaczamy symbolem k. Przy obciążeniach stałych wartość naprężeń dopuszczalnych obliczamy z reguły wg granicy plastyczności R_e­, dzieląc jej wartość przez współczynnik bezpieczeństwa x_Re odniesiony do R_e­­: k=R_e/x_Re; W przypadku gdy wartość R_e jest trudna do ustalenia, wyznaczamy wartość naprężeń dopuszczalnych według wytrzymałości doraźnej, dzieląc przez współczynnik bezpieczeństwa x_R­ w odniesieniu do R_m: K=R_m/x_R. Nieco odmiennie ustalamy wartości naprężeń dopuszczalnych przy zginaniu, skręcaniu, ścinaniu dla żeliwa szarego, odpowiednio: k_g­=αk_r; k_s=βk_r; k_t=γk_r­, gdzie: γ=0,7÷0,8, a współczynniki α i β zależą od kształtu przekroju części i jakości powierzchni.

Klasyfikacja połączeń maszynowych

Połączenia dzielimy na spoczynkowe (brak względnego przemieszczenia elementu pod obciążeniem) i ruchome. Połączenia spoczynkowe znajdują zastosowanie w: ▪ łączeniu blach w celu powiększenia ich wymiarów ▪ łączeniu elementów walcowych, kutych, tłoczonych, odlewanych dla uzyskania większych ustrojów, których nie można wykonać jednorodnie ze względu na ograniczenia technologiczne, transportowe itp. ▪ łączeniu osi wałów, prętów, rur, trzonów i opraw w celu ich przedłużenia. Łączone elementy nazywamy elementami głównymi, a elementy łączące - łącznikami. Połączenia spoczynkowe: ● nierozłączne: ▪ spojeniowe (bezpośrednie: spawane, zgrzewane, lutowane, klejone, wulkanizowane) ▪ plastyczne (pośrednie: nitowe; bezpośrednie: walcowane) ▪ sprężyste (pośrednie: pierścieniowe, kotwicowe; bezpośrednie: wciskowe) ● rozłączne: ▪ sprężyste (pośrednie: śrubowe, klinowe) ▪ kształtowe (pośrednie: śrubowe, wpustowe, kołkowe, sworzniowe, klinowe; bezpośrednie: wypustowe, wieloboczne, gwintowe).

POŁĄCZENIA SPAWANE

Zalety: ● łatwość kształtowania przestrzeni konstrukcyjnej ● ekonomiczne uzasadnienie w przypadku produkcji jednostkowej ● łatwość i ekonomiczność stosowania spawania w przypadku ustrojów wielkogabarytowych ● często jedyna możliwość naprawy lub regeneracji części lub zespołów ● duża trwałość. Wady: ● stosunkowo niska wytrzymałość przy obciążeniach zmiennych ● wysokie wymagania odnośnie do kwalifikacji spawaczy, zwłaszcza przy wykonywaniu spoin dużej klasy ● występowanie odkształceń spawalniczych ● poważne zagrożenia w zakresie BHP.

Czynniki wpływające na spiętrzenie naprężeń w spoinie: ● konstrukcyjne - spiętrzenie naprężeń wywołane występowaniem karbów (nieciągłości kształtu), węzłów spawalniczych oraz wpływem sztywności elementów spawanych. Kształt złącza spawanego i rodzaj spoiny mają decydujący wpływ na rozkład naprężeń. Tylko dla spoin czołowych X i V można założyć równomierny ich rozkład. Warunki konstrukcyjne wpływające na rzeczywisty rozkład naprężeń podlegają bezpośredniej działalności konstruktora i powinny być przedmiotem optymalizacji. ● technologiczne - procesy termiczne towarzyszące kształtowaniu złącza spawanego wywołują powstawanie tzw. naprężeń spawalniczych lub naprężeń własnych. Sumują się one z naprężeniami roboczymi pod wpływem obciążenia. Przeciwdziałanie polega na odpowiedniej technologii spawania, a także obróbce cieplnej (wyżarzanie odprężające) elementów spawanych. ● struktura złącza i wady wykonania - procesy metalurgiczne topnienia i krzepnięcia spoiny wywołują szereg przemian strukturalnych w spoinie i w materiale rodzimym. Przemiany strukturalne mogą być przyczyną powstawania mikronaprężeń, w wyniku których mogą powstać szczeliny i mikropęknięcia będące mikrokarbami. Wykonaniu spoiny wszystkimi znanymi metodami towarzyszy zawsze możliwość wystąpienia wad zewnętrznych lub wewnętrznych.

Modele obliczeniowe:

Spoiny pachwinowe (kątowe). Obliczanie naprężeń nominalnych: ● do wyznaczenia przekroju i wskaźnika spoiny przyjmuje się wysokość trójkąta spoiny, ● oblicza się zawsze na ścinanie bez względu na charakter obciążeń, ● naprężenia zastępcze wyznacza się sumując geometrycznie naprężenia składowe, ● materiał spoiny traktuje się jako izotropowy podlegający prawu Hooke'a przyjmując, że naprężenia są proporcjonalne do hipotetycznych odkształceń.

Dla wyznaczenia powierzchni spoiny przyjmuje się wysokość trójkąta spoiny „a”, natomiast dla wyznaczenia wskaźników spoiny dokonuje się hipotetycznego obrotu płaszczyzny wyznaczonej przez wysokość trójkąta spoiny do płaszczyzny złącza.

, gdzie:
;
;

Spoiny czołowe. Obliczanie naprężeń nominalnych: ● naprężenia normalne składa się ze stycznymi stosując hipotezę Hubera. ● materiał spoiny traktuje się jako izotropowy podlegający prawu Hooke'a przyjmując, że naprężenia są proporcjonalne do hipotetycznych odkształceń.

, gdzie:
;
;
;

Naprężenia dopuszczalne:

k'=z·z₀·k - dla obciążeń statycznych,

k'=z·z_a·k_z - dla obciążeń zmiennych,

gdzie:

k' - naprężenia dopuszczalne dla spoiny,

z - współczynnik jakości spoiny (z=0.5 dla spoin normalnych, z=1 dla spoin mocnych),

z₀ - współczynnik rodzaju obciążenia i kształtu spoiny dla obciążeń stałych,

Rodzaj spoiny	Rodzaj obciążenia	z0
czołowa	rozciąganie	0,75
		ściskanie	0,85
		zginanie	0,80
		ścinanie	0,65
pachwinowa	wszystkie	0,65

z_a=1/β - współczynnik rodzaju obciążenia i kształtu spoiny dla obciążeń zmiennych (wartość określa się dla konkretnej liczby ℵ=б_m/б_a),

k=R_e/x - normalne naprężenia dopuszczalne materiału spawanego,

k_z=Z_r/x - normalne naprężenia dopuszczalne materiału spawanego dla danego cyklu obciążenia,

Z_r - trwała wytrzymałość zmęczeniowa przy rozrywaniu,

x - współczynnik bezpieczeństwa (2÷3).

Kształtowanie połączeń spawanych

Racjonalne kształtowanie połączeń spawanych sprowadza się do zastosowania 3 zasad: ● optymalizacji stanu obciążeń ● optymalizacji stanu naprężeń ● optymalizacji procesów technologicznych. Wartość użytkowa połączenia spawanego zależy od doboru spawanych materiałów oraz jakości wykonania spoiny i jej wykończenia.

Zasada optymalizacji stanu obciążeń:

Siła zewnętrzna Q jest równoważona przez siły P₁ i P₂ w spoinach. Siły te są proporcjonalne do długości spoin l₁ i l₂. Zachowując warunek statycznej równowagi momentów od sił w spoinach względem środka ciężkości kształtownika eliminuje się dodatkowy moment skręcający. Q=P₁+P₂ ; F₁+F₂=F_min ; F₁·e₁=F₂·e₂ ⇒ l₁·a·e₁=l₂·a·e₂

Zasada optymalizacji stanu naprężeń:

Sprowadza się ona do eliminacji spiętrzenia naprężeń wynikającego z warunków konstrukcyjnych i technologicznych. ● spoina czołowa jest lepsza od pachwinowej, ● złącze doczołowe jest lepsze od innego rodzaju złącza, ● spoinę jako źródło spiętrzenia naprężeń należy sytuować poza obszarami spiętrzenia naprężeń wynikającymi z geometrii lub sztywności łączonych elementów, ● należy unikać węzłów o znacznej ilości spoin, ● należy minimalizować efekt odkształceń termicznych (zamiast spoiny ciągłej - przerywana).

39. Model obliczeniowy połączenia obciążonego momentem w płaszczyźnie styku elementów głównych o łącznikach działających na zasadzie sił spójności. Zakładamy, że obciążenia przypadające na poszczególne śruby Q_Ti są proporcjonalne do odległości ich środków od środka ciężkości wszystkich ich przekrojów i prostopadłe do promieni łączących te środki Q_Ti/r_i= Q_{T max}/r_max=const. Moment skręcający M_s równoważymy sumą momentów sił Q_Ti względem środka ciężkości M_s=Σ(od i) Q_Ti•r_i= Q_{T max}/r_maxΣ(od i) r_i² skąd Q_{T max}=(M_s•r_max)/( Σ(od i) r_i²). Najbardziej obciążona jest śruba najdalej położona od środka ciężkości. Obliczamy ją na ścinanie i nacisk powierzchniowy siłą Q_{T max}. Wzory obliczeniowe: τ= Q_T/(πd²/4))≤k_t, gdzie k_t - dopuszczalne naprężenie tnące; p= Q_T/gd≤p_dop, gdzie g - grubość ścianki obciążonego elementu, d - średnica otworu w miejscu pasowania śruby, p_dop - dopuszczalny nacisk powierzchniowy RYSUNEK

46. Obliczanie połączeń śrubowych ruchowych. Obliczanie złącza ruchowego polega najczęściej na wyznaczeniu powierzchni czynnej jednego zwoju, przy założonej liczbie zwojów w nakrętce „z” i równomiernym rozkładzie nacisków. Konieczna powierzchnia jednego zwoju: F_zw=p/(z•p_dop) , gdzie p- siła obciążająca złącze, p_dop - nacisk dopuszczalny, z - liczba zwojów w nakrętce (6-10). Powierzchnia zwoju dla określonego gwintu: F_zw≈Π•d_p•t_n, gdzie d_p - średnica podziałowa, t_n­ - głębokość czynna gwintu. Gdy złącze ruchowe ma być samohamowne: ρ'>γ, ρ'=arctgμ'=arctg(μ'/cos(α/2)); Należy też sprawdzić wytrzymałość na zredukowane naprężenia normalne i styczne wynikające z siły P (rozciąganie lub ściskanie) i koniecznego momentu skręcającego M_s=M₁ potrzebnego do pokręcenia śrubą (nakrętką): δ_r,c=4P/(π•d_r²), τ_s=M₁/(0.2d_r³)=(0.5d_p•P•tg(ρ'+γ))/(0.2•d_r³), oraz musi zachodzić δ_z=√(δ­­_r,c²+3τ_s²)≤k_r, •Dla śrub o dużej smukłości należy sprawdzić wyliczoną średnicę na wyboczenie

POŁĄCZENIA WAŁU Z PIASTĄ

Klasyfikacja połączeń czop-piasta: ● kształtowe, w których zachodzi równoważenie przenoszonego obciążenia siłami spójności łączników wiążących elementy główne złącza (połączenie wpustowe, wielowypustowe, wieloboczne) ● kształtowo-cierne, w których zachodzi równoważenie przenoszonego obciążenia siłami łączników (kształtowo) oraz siłami tarcia powstającymi na powierzchni styku elementów złącza w wyniku napięcia wstępnego (kliny wzdłużne płaskie, wpuszczane, styczne) ● cierne, w których naciski na powierzchni styku spowodowane odkształceniami sprężystymi elementów złącza są źródłem sił tarcia równoważących obciążenie (połączenie cierne cylindryczne i stożkowe, połączenia z pośrednimi pierścieniami zaciskowymi).

Połączenia kształtowe

● połączenia wpustowe - wpusty są pasowane na zasadzie stałego wałka: N9/h9 w połączeniu spoczynkowym i F9/h9 w przesuwnym. Kształt oraz wymiary przekroju poprzecznego wpustu są znormalizowane. Dla danej średnicy czopa dobiera się z normy wymiary poprzeczne (b,h), a długość wylicza się z zależności [l₀≥4·M_s/(d·h·p_dop)] i [l₀≥2·M_s/(d·b·k_t)], wybierając wartość większą. Dla wpustów czółenkowych, które są całkowicie znormalizowane sprawdza się czy obliczeniowe naprężenia tnące [τ_obl=2·M_s/(d·b·l₀)≤k_t] oraz obliczeniowe naciski powierzchniowe [p_obl=2·M_s/(d·∆t·l₀)≤p_dop] nie przekraczają wartości dopuszczalnych. Długość l₀≤1.5·d.

Siły działające na czop i piastę:

M_s = P'·e ≈P·0,5·d gdzie: P - wypadkowa nacisków jednostkowych, ρ - kąt tarcia.

Warunki wytrzymałościowe:

- ze względu na naciski powierzchniowe:

;
(p)

(c)

- ze względu na ścinanie:

;
(p i c)

gdzie: d - średnica czopa, l₀ - długość obliczeniowa wpustu, h - wysokość wpustu, b - szerokość wpustu, Δt - wysokość wpustu czółenkowego tkwiąca w piaście, F₁ - powierzchnia styku wpustu z czopem, F₂ - powierzchnia wpustu podlegająca ścinaniu, (p) - wpust pryzmatyczny, (c) - wpust czółenkowy.

● połączenia wielowypustowe (proste, ewolwentowe, trójkątne). W obliczeniach wytrzymałościowych wału zwykle nie uwzględnia się obecności wielowypustu w rozpatrywanym przekroju, przyjmując wewnętrzną średnicę wielowypustu jako średnicę czynną wału. W obliczeniach sztywnościowych trzeba taką obecność uwzględnić. Kształt oraz wymiary przekroju poprzecznego wielowypustu są znormalizowane. Obliczenia wytrzymałościowe polegają na sprawdzeniu nacisków powierzchniowych.

;

gdzie: P - siła obwodowa obliczona z przenoszonego największego momentu M_s, z - liczba wypustów, D_sr - średnia średnica połączenia, h - wysokość rzutu bocznej powierzchni wypustu na płaszczyznę przechodzącą przez oś złącza prostopadłą do kierunku siły P. Z powodu błędów wykonawczych obciążenie przenosi nie więcej niż 75% wypustów.

● połączenia wieloboczne - kształt oraz wymiary przekroju poprzecznego połączenia czworobocznego oraz trójbocznego są znormalizowane. Dla czworobocznego zaleca się przyjmować szerokość boku b₀=0,75·d. Po przyjęciu wymiarów obliczenia sprowadzają się do wyznaczenia minimalnej długości l₀ połączenia ze względu na naciski powierzchniowe (dla zadanej wartości momentu M_s)

▪ czworoboczne - ze względu na trudności w dokładnym wykonaniu złącza przyjmuje się, że w pracy bierze udział tylko jedna para boków. Ponadto założono, że w przekroju poprzecznym istnieje trójkątny i równomierny w kierunku osiowym rozkład nacisków.

;

Obliczenia wytrzymałościowe mają charakter porównawczy, gdzie wskaźnikiem są obliczeniowe naciski powierzchniowe:
⇒

W przypadku bardzo dokładnie wykonanego złącza czworobocznego (z wykasowanymi luzami) można uznać, że obciążenie rozkłada się równomiernie na wszystkie boki [M_s=1/3·b₀²·l₀·p_dop].

▪ trójboczne jest także sprawdzane ze względu na naciski powierzchniowe

,

gdzie: m - wysokość trójkąta, e=1/4·(d₂-d₁)

Połączenia kształtowo cierne

● klin wzdłużny wklęsły - w przypadku gdy d_k/2=d/2, rozkład nacisków na powierzchni styku klina z czopem jest prawie równomierny. W praktyce klin o tych samych wymiarach jest używany do określonego zakresu średnic czopów zaś jego promień d_k/2 odpowiada najmniejszej z nich. Użyty do czopa o większej średnicy d przylega tylko brzegami dając nierównomierny rozkład nacisków.

M_s≤M_T=N'·2r=N·μ·d

● klin wzdłużny wpuszczany - rozkład nacisków na płaskiej powierzchni styku klina z czopem jest równomierny, natomiast naciski promieniowe na powierzchni styku czopa z piastą są zmienne na długości kąta opasania.

M_s≤M_T=P'·e

● klin styczny - używany do przenoszenia dużych, kierunkowo zmiennych momentów skręcających.

M_s≤(P₁−P₂)·d/2+N'·d/2·sin ρ; M_s≈P₁·d/2

Obliczenia wytrzymałościowe połączeń z klinami wzdłużnymi wpuszczanymi i stycznymi ograniczają się do sprawdzenia nacisków powierzchniowych z warunku: p_obl=P₁/(l₀·t)≤p_dop, gdzie P₁=2·M_s.d - siła obwodowa na powierzchni bardziej obciążonego klina, l₀ - długość połączenia, t - głębokość rowka w piaście.

Połączenia czopowe cierne

Zalety: ● duża nośność w warunkach obciążeń statycznych i zmiennych ● bardzo dobre środkowanie piasty na czopie ● brak konieczności ustalenia poosiowego piasty ● łatwość wykonania oraz prostota elementów złącza Wady: ● duże naprężenia montażowe ● osłabienie zmęczeniowe czopa ● wrażliwość na działanie siły odśrodkowej oraz zmiany temperatury ● trudności w demontażu w przypadku połączeń bezpośrednich - cylindrycznych.

Zadanie jebanej Lamy

Założenia: ● czop i tuleja mają niezmienny kształt pierścieniowy ● rozkład nacisków na powierzchni styku jest stały i równomierny ● odkształcenia mają charakter sprężysty ● pomija się naprężenia wzdłużne (dwuosiowy stan naprężeń)

Rozkład naprężeń: σ_T - naprężenia obwodowe, σ_R - naprężenia promieniowe.

61. Główne funkcje elementów podatnych w budowie maszyn. ● wywieranie określonej siły z możliwością jej regulacji i pomiaru - np. płytkowe sprzęgła bezpieczeństwa; ● akumulowanie energii i wykonywanie określonej pracy mechanicznej - mechanizmy zegarowe, napęd zabawek mechanicznych, podajniki (np. pocisków w broni palnej), mechanizmy powrotne; ● minimalizacja obciążeń udarowych i okresowo zmiennych (resory, sprzęgła podatne skrętnie, kształtki i podkładki gumowe izolujące wzajemnie drgające podzespoły, zderzaki wagonów kolejowych).

62. Wielkości charakteryzujące elementy podatne - sztywność, tłumienie, odpowiednie współczynniki i charakterystyki.

Sztywność: Def.: Sztywność to pochodna obciążenia względem odkształcenia wywołanego tym odkształceniem: c=dP/df lub c=dM/dφ.

Charakterystyki: Są to wykresy odkształceń w funkcji obciążeń: P(f) lub M(φ). Charakterystyki swobodne (bez tłumienia): ● prosta - elementy wykonane ze stali (stały moduł sprężystości); ● progresywna - elementy z gumy lub specjalnie skonstruowane sprężyste łączniki stalowe; ● degresywna - jak progresywna. RYS 2. Element może być wstępnie napięty (charakterystyka jest przesunięta o P_w do góry) lub połączony z pewnymi luzami (przesunięta w prawo o wartość luzu f_w). RYS 3.

Tłumienie: Wszystkie elementy podatne gumowe i niektóre metalowe o specjalnej konstrukcji posiadają znaczną zdolność o rozpraszania energii odkształcenia poprzez zamianę jej na ciepło (duża powierzchnia pętli histerezy odkształceniowej). Zamiana tej energii na ciepło może odbywać się wskutek tarcia: ● wewnętrznego w tworzywie łącznika (guma, ciecz) - siły tarcia wewnętrznego T_w uważa się na ogół za proporcjonalne do prędkości, z jaką następuje odkształcenie: T_w~d·df/dt, gdzie d - wymiarowy współczynnik tłumienia; ● zewnętrznego (np. resor wielopiórowy) - siły tarcia zewnętrznego T_z przyjmuje się za proporcjonalne do obciążenia, a gdy c=const, za proporcjonalne do odkształcenia: T_z~d·f. RYS 4. Miarą zdolności elementu do tłumienia drgań jest bezwymiarowy współczynnik tłumienia drgań: ψ=A_p/A_o, gdzie: A_p - powierzchnia pętli histerezy, A_o - praca odkształcenia. RYS. 6. W przypadku drgań swobodnych (powstających w wyniku jednorazowego wymuszenia) miarą zdolności tłumiących jest logarytmiczny dekrement tłumienia drgań: δ=ln(f_an/f_an+1) lub δ_T=ln(f_an/f_an+2), gdzie: f_an, f_an+1 i f_an+2 - bezwzględne wartości kolejnych amplitud swobodnych drgań tłumionych. RYS 7. Gdy wartość dekrementu nie zmienia się w czasie, to: δ_T=2δ. Dla liniowej charakterystyki (c=const) i stałego dekrementu: ψ=4δ.

63. Zastosowanie elementów podatnych do minimalizowania skutków obciążeń udarowych i okresowo zmiennych. Obciążenia udarowe to krótkotrwałe impulsy siły lub momentu powstające w chwili zetknięcia się (zderzenia) dwu ciał będących w ruchu względem siebie. Ich energia kinetyczna zostaje w czasie zderzenia zamieniona na energię odkształcenia i ew. na ciepło przy odkształceniu nie doskonale sprężystym. Celem zmniejszenia obciążeń w układach poddanych wymuszeniu jednostkowemu stosuje się jako łączniki elementy podatne, przejmujące energię kinetyczną mas i zmniejszające sztywność układu. Konieczne w układzie duże tłumienie (istotne, gdy zachodzi obawa, że ukł. będzie pracował w obszarze rezonansowym, co może być nie do uniknięcia jeśli układ pracuje ze zmienną prędkością roboczą) uzyskuje się najczęściej przy jednoczesnym zastosowaniu stalowych elementów podatnych (duża trwałość i wytrzymałość) z równolegle lub szeregowo podłączonymi tłumikami cieczowymi (amortyzatorami). Gdy duże tłumienie nie jest konieczne, stosuje się elementy podatne z tarciem zewnętrznym, np. resory piórowe. Gumowe elementy podatne, w których tłumienie wynika z istnienia tarcia wewnętrznego, mają kształty proste i nieskomplikowane (podkładki, tulejki) stosuje się je jako elementy izolujące wzajemnie drgające podzespoły. Elementy podatne są też stosowane w sprzęgłach podatnych skrętnie. W przypadku nieprawidłowego dobrania sztywności elementu podatnego układ może znaleźć się w obszarze rezonansu. Przy prawidłowym doborze układ powinien pracować w obszarze ponadkrytycznym (ponadrezonansowym).

65. Sprzęgła mechaniczne - definicja, podstawowe funkcje w układzie napędowym maszyn. Def.: Sprzęgło to urządzenie do łączenia ze sobą dwóch wałów celem przeniesienia momentu skręcającego bez zmiany jego wartości i kierunku. W ogólnym przypadku składa się z: ● członu czynnego osadzonego na wale napędzającym; ● członu biernego osadzonego na wale napędzanym; ● łącznika (jest to część, kilka części lub czynnik przekazujący moment skręcający z członu czynnego na bierny). Funkcje: ● łączenie wałów o osiach leżących na wspólnej prostej lub nie leżących na wspólnej prostej bądź to w wyniku niewspółosiowości niezamierzonej (wynikającej z błędów montażu i wykonania lub odkształceń w trakcie pracy), bądź zamierzonej (ze względów konstrukcyjnych lub sytuacyjnych); ● minimalizacja amplitudy zmiennego momentu skręcającego przenoszonego przez układ; ● okresowe łączenie i rozłączanie wpółosiowych wałów w spoczynku lub w ruchu; ● ograniczanie momentu skręcającego w układzie do określonej wartości (sprzęgła rozruchowe i bezpieczeństwa); ● przenoszenie momentu skręcającego tylko w jednym kierunku; ● spełnianie więcej niż jednej z powyższych funkcji.

66. Obciążenie sprzęgła w czasie rozruchu - czas rozruchu zespołu napędowego. Obciążenie: Zakładamy dużą sztywność skrętną układu i pomijamy moment bezwładności wału. Obciążenie sprzęgła niepodatnego skrętnie momentem M_s wynosi: M_s=ε·Θ₂+M₂, przy czym przyspieszenie kątowe ε wynosi: ε=(M_r-M₂)/(Θ₁+Θ₂), zatem podstawiając i przekształcając mamy: M_s=M₂·[(M_r/M₂-1)·Θ₂/(Θ₁+Θ₂)+1], gdzie (M_r/M₂-1)·Θ₂/(Θ₁+Θ₂)+1=K, co daje: M_s=K·M₂. Jeśli przy rozruchu nie występuje obciążenie maszyny roboczej M₂=0, wtedy: M_s=M_r·Θ₂/(Θ₁+Θ₂). Pozostałe oznaczenia: M_r - stały moment działający na wirnik silnika przy rozruchu, M₂ - stały moment oporowy maszyny roboczej w czasie rozruchu, M_s - moment obciążający sprzęgło, Θ₁ - moment bezwładności wirnika silnika, Θ₂ - moment bezwładności wirnika maszyny roboczej, K - współczynnik przeciążenia. Czas rozruchu: t_r=ω₁/ε₁=ω₁/ΔM·(Θ₁+Θ₂)=ω₁/(M_r-M₂)·(Θ₁+Θ₂). Gdy wały silnika i maszyny roboczej połączone są sprzęgłem rozruchowym łączącym je dopiero po uzyskaniu przez silnik nominalnej prędkości obrotowej…

67. Rozruch układu napędowego z zastosowaniem sprzęgła ciernego.

Na przyśpieszenie bezwładnych mas związanych z wałem napędzanym idzie tylko różnica: M_R=M_T-M₂, po osiągnięciu jednakowych prędkości kątowych: ω₁=ω₂=ω₀, dalsze przyśpieszanie aż do osiągnięcia prędkości ω₂=ω₁ odbywa się bez poślizgu na powierzchniach ciernych. założenia M_R=const, M₂=const ω₁=ω₂=const, wówczas przyśpieszenie kątowe wynosi ε=(M_R/Θ₂)•(1/s²), gdzie Θ₂-jest momentem bezwładności ruchomych mas układu napędzanego, sprowadzonych do osi sprzęgła. Czas potrzebny do zrównania się prędkości kątowych obydwu połówek sprzęgła: t_w­=ω₀/ε= Θ₂ω₀s/M_R; Praca oddana przez układ napędowy w okresie rozruchu L_R≈M_Tω₀t_w=M_T Θ₂ω₀²/M_R; Energia kinetyczna układu napędzanego nabyta w okresie rozruchu L_K=0.5 Θ₂ω₀²; Praca zużyta na pokonanie oporu zewnętrznego wału napędzanego L₂=M₂•0.5•ω₀t_w=0.5((M_T/M_R)-1) Θ₂ω₀²; Praca tarcia zamieniająca się w ciepło L_T, to różnica pomiędzy pracą oddaną przez układ napędowy L­­_R­, a uzyskaną przez układ napędzany: L_K+L₂. L_T=0.5(M_T/M_R) Θ₂ω₀²=0.5L_R; Sprzęgło po włączeniu powinno pracować bez poślizgu na powierzchniach ciernych, warunek: M_To=Σ(od i=1 do i=z)μ­_ip_0iF_iR_śri ;gdzie M_To-moment tarcia spoczynkowego, μ-współ. tarcia, p₀-nacisk nominalny, F - powierzchnia, R_śr- obliczeniowy promień tarcia; "i" - dla przypadku sprzęgła o i powierzchniach tarcia.

68. Rodzaje sprzęgieł ciernych: ● tulejowe z tuleją stożkową (przenosi duże, zmienne momenty); ● łubkowe - moment przenoszony jest częściowo poprzez tarcie, a częściowo kształtowo poprzez wpusty, umożliwiają pracę ze zmiennym momentem o niezbyt dużej amplitudzie; ● pierścieniowe; ● tarczowe ze śrubami luźnymi - umożliwiają przenoszenie mocno zmiennych momentów; ● stożkowe; ● odśrodkowe - wykorzystują zależność siły odśrodkowej działającej na jakąś masę od prędkości obrotowej, są odmiany: klockowe, śrutowe, kulkowe, proszkowe; ● wielopłytkowe (wielotarczowe) - łącznikami są cienkie okrągłe płytki cierne, osadzone przesuwnie na przemian w bębnie zamocowanym na wale napędzającym i na tulei osadzonej na wale napędzanym.

69. Wyznaczanie głównych wymiarów powierzchni ciernych sprzęgła. Na przykładzie sprzęgieł wielopłytkowych. Zakłada się odpowiednie stosunki wymiarowe, na ogół: D_śr=½(D_z+D_w)=(3÷5)·d oraz b=½(D_z+D_w)=(0,1÷0,3)·D_śr, gdzie: D_śr - średnia średnica płytek, D_z i D_w - odpowiednio: zewnętrzna i wewnętrzna średnica płytek, d - średnica wału, b - szerokość płytek.

70. Bilans cieplny sprzęgła ciernego. Przy łączeniu ruchomego wału napędzającego z nieruchomym napędzanym, tarcze należące do części biernej, czyli maszyny roboczej, nabierają prędkości od zera do prędkości wału napędzającego. Zanim ją osiągną zachodzi poślizg między płytkami, co powoduje straty mocy na tarcie, a co za tym idzie wydzielanie ciepła do sprzęgła, a później do otoczenia. Strata mocy na tarcie: N_T=M_T·(ω₁-ω₂), gdzie: M_T - moment tarcia sprzęgła cierna, ω₁ i ω₂ - prędkości kątowe strony odpowiednio czynnej i biernej. Zmienia się ona w zakresie od N_Tmax=M_T·ω₁ do zera, gdy prędkości członów wyrównają się. Obliczenia: Praca tarcia wynosi: L_T=L₁-L_k-L₂, gdzie: L₁=M_Tω₁t_r - praca oddana w czasie rozruchu przez stronę czynną (t_r - czas rozruchu), L_k=½ω₁²Θ₂ - przyrost energii kinetycznej strony biernej (Θ₂ - moment bezwładności strony biernej), L₂=M₂½ω₁t_r - praca użyteczna wykonana przez stronę bierną (M₂ - moment oporowy strony biernej). Czas rozruchu wynosi: t_r=ω₁/ε, gdzie: ε=(M_T-M₂)/Θ₂=ΔM/Θ₂ - przyspieszenie strony biernej; stąd: t_r=(ω₁Θ₂)/ΔM, a co za tym idzie ostatecznie L_T=½·M_T/ΔM·ω₁²Θ₂=½L₁. Bilans cieplny: Ze względu na krótki czas rozruchu przyjmujemy, że wydzielone ciepło zmagazynuje się tylko w płytkach, podnosząc ich średnią temp. zgodnie z bilansem cieplnym: L_T=½·i·m·c_wΔT_śr, skąd: ΔT_śr=2L_T/(i·m·c_w), gdzie: ½·i - liczba płytek sprzęgła bez okładzin, m=¼π(D_z²-D_w²)·g·ρ - masa jednej płytki (D_z i D_w - odpowiednio: zewnętrzna i wewnętrzna średnica płytki, g - grubość płytki, ρ - gęstość stali), c_w - ciepło właściwe stali. Warunkiem do spełnienia jest: T_dop≤T_ot+ΔT_śr.

71. Możliwe błędy położenia łączonych wałów i ich skutki. Błędy współosiowości wałów: ● przesunięcie osiowe; ● przesunięcie równoległe; ● przemieszczenie kątowe. Skutkami błędów współosiowości są dodatkowe obciążenia: ● reakcje w łożyskach; ● momenty gnące na wałach.

72. Sposoby kompensacji błędów współosiowości wałów. Aby uniknąć dodatkowych obciążeń nie łączy się wałów sztywnych, niedokładnie wyosiowanych w jedną sztywną giętnie całość, lecz stosuje się sprzęgła samonastawne (podatne giętnie), których konstrukcja wyklucza powstawanie tych dodatkowych obciążeń: ● sprzęgła Oldhamma (krzyżakowe) - dobrze kompensuje przesunięcia osi (do h≈0,05d - średnicy wału), gorzej kątowe (do 0,5º); ● zębate - pojedyncze kompensuje nieosiowość kątową (do 1,5º) i przesunięcie osiowe, podwójne - dodatkowo przesunięcie równoległe, a kątowe do 3º; ● sprzęgła z elementami gumowymi - dopuszczalne nieosiowości podają katalogi wytwórców w zależności od wymiarów i budowy sprzęgła.

73. Sprzęgła luźne kłowe i zębate. Są to kształtowe sprzęgła włączalne do łączenia i rozłączania wałów w spoczynku. W sprzęgłach tego rodzaju moment przenoszony jest z wału na wał (lub element luźno osadzony na wale) z wykorzystaniem sił spójności występów (kłów) na czole członów lub zębów umieszczonych na obwodzie członów. Włączanie i rozłączanie odbywa się przez przesunięcie ręczne lub np. elektromagnesem jednego z członów po wale, co powoduje za- lub wyzębienie kłów lub zębów. Aby umożliwić włączanie i rozłączanie w ruchu w sprzęgle zębatym można zastosować tzw. synchronizator, którym zwykle jest małe sprzęgło cierne stożkowe, które przy przesuwie sprzęgła zębatego zostaje załączone nieco wcześniej i wyrównuje prędkości obu członów sprzęgła.

75. Sprzęgła rozruchowe. Są to sprzęgła ułatwiające (lub umożliwiające) rozruch silnika poprzez rozłączenie jego wału i wału maszyny roboczej w czasie rozruchu. Jako sprzęgła rozruchowe, w przypadku silnika spalinowego, stosuje się sterowane z zewnątrz: ● sprzęgła cierne włączalne w ruchu; ● sprzęgła hydrokinetyczne (przy większych przenoszonych mocach). …

76. Sprzęgła bezpieczeństwa - przeciążeniowe. Ich podstawowym zadaniem jest ochrona elementów układu przed nadmiernym wzrostem obciążenia momentem skręcającym, mogącym powstać zarówno po stronie silnika jak i maszyny roboczej. Ich budowa umożliwia samoczynne rozłączenie członów sprzęgła pod wpływem jego przeciążenia momentem skręcającym. Przykłady: ● najprostszym rozwiązaniem jest „bezpiecznik” w postaci kołka ulegającego ścięciu po przekroczeniu określonego granicznego M_s przyłożonego do sprzęgła; ● sprzęgło kształtowo-cierne przenoszące M_s za pomocą kulek dociskanych sprężynami do czaszowych wgłębień, tu po przekroczeniu granicznego M_s następuje „wyskoczenie” kulek z zagłębień; ● każde sprzęgło cierne.

77. Sprzęgła jednokierunkowe - przykłady rozwiązań, zastosowanie. Umożliwiają przeniesienie M_s tylko w jednym kierunku. W celu sprzężenia obu części sprzęgła człon czynny musi mieć prędkość większą niż bierny. Zmniejszenie prędkości członu czynnego lub zwiększenie biernego spowoduje rozłączenie sprzęgła. Rozwiązania: ● sprzęgło zapadkowe z zapadką wewnętrzną lub zewnętrzną - składa się z zapadki i koła zapadkowego; ● sprzęgło posiłkowe Uhlhorna; ● jednokierunkowe sprzęgła cierne - rolę zapadki przejmują elementy w kształcie rolek umieszczonych pomiędzy dwoma bieżniami, z których jedna jest cylindryczna, a druga krzywoliniowa, tworząca zawężającą się przestrzeń, w której blokują się rolki w czasie ruchu. Zastosowania: ● służą do podłączania silników rozruchowych (starterów) do silników spalinowych tłokowych oraz turbin gazowych - po rozpędzeniu silnika do pożądanej prędkości obrotowej wyłączają automatycznie startera; ● umożliwiają równoległą pracę silnika spalinowego i turbiny gazowej - przy wzroście obciążenia silnika spalinowego zmniejsza się jego prędkość obrotowa i włącza się turbina wspomagająca silnik; ● jednokierunkowe sprzęgła cierno-kształtowe - służą przede wszystkim jako sprzęgła „wolnego biegu” (np. w rowerach) oraz w skrzyniach przekładniowych niektórych pojazdów w celu zmniejszenia zużycia paliwa.

78. Sprzęgła podatne skrętnie - charakterystyki, odmiany konstrukcyjne, zastosowanie. Są to sprzęgła minimalizujące amplitudę M_s. Są szczególnym rodzajem elementów podatnych mających za zadanie nie tylko połączenie dwóch wałów, ale także minimalizacja obciążeń drganiowych w układzie. Funkcję tą mogą spełniać dzięki swojej podatności na skręcanie obniżającej znacznie sztywność skrętną całego układu w porównaniu z innymi sprzęgłami. Człony połączone są elastycznym, odkształcalnym łącznikiem, umożliwiającym wzajemny obrót członów o kąt φ pod wpływem przenoszonego M_s. Podstawową cechą sprzęgieł podatnych skrętnie jest ich sztywność skrętna: c=dM_s/dφ. Kształt charakterystyki M_s(φ) zależy od konstrukcji sprzęgła i tworzywa łącznika. Charakterystyki: a), b) i d) - sprzęgła podatne skrętnie ze stalowymi łącznikami podatnymi; c) - z gumowymi łącznikami podatnymi. Charakterystyka sprzęgła: ● a) swobodna, liniowa - powstaje przy liniowej, nietłumiącej charakterystyce elementu podatnego, jakim jest np. łącznik w postaci sprężyny śrubowej, ściskanej między występami na członach sprzęgła; ● b) …

79. Sprzęgło hydrokinetyczne - zasada działania, właściwości użytkowe, zastosowanie. Jest to sprzęgło poślizgowe. Przeniesieniu M_s towarzyszy poślizg, co powoduje, że pracują one zawsze ze sprawnością η<0,95. Zasada: Łącznikiem jest ciecz, zwykle olej hydrauliczny o małej zdolności pienienia. Gdy człon napędzający obraca się, ciecz ta jest przyspieszana przez łopatki pompy w kierunku obwodowym i odśrodkowym, w efekcie czego zostaje wymuszony jej obieg w sprzęgle. Przepływająca przez pompę ciecz pobiera energię mechaniczną z łopatek pompy, zwiększając swoją energię kinetyczną, którą następnie oddaje członowi napędzanemu przy przepływie przez turbinę. Zalety: ● realizuje podatne skrętnie połączenie wałów, umożliwiające nawet zatrzymanie się wału napędzanego; ● umożliwia łączenie i rozłączanie wałów w ruchu pod pełnym obciążeniem; ● sprzęgła hydrokinetyczne o regulowanej charakterystyce umożliwiają regulację prędkości obrotowej wału napędzanego przy stałej prędkości wału napędzającego; ● cicha i spokojna praca; ● brak zużycia wskutek tarcia; ● nie wymagają dozoru i częstych napraw. Wady: ● droższe od sprzęgieł mechanicznych; ● mniejsza sprawność; ● większe gabaryty w porównaniu z innymi sprzęgłami; ● dość długi czas potrzebny do włączenia i wyłączenia sprzęgła. Funkcje: Mogą spełniać wszystkie na raz: ● minimalizacja amplitudy zmiennego i udarowego M_s; ● ułatwiają rozruch (nawet pod obciążeniem) silników spalinowych ciężkich maszyn roboczych; ● zabezpieczają układ przed przeciążeniami ze strony maszyny roboczej; ● umożliwia łączenie i rozłączanie wałów w ruchu pod pełnym obciążeniem; ● równomierny rozkład obciążenia przy napędach kilkoma równolegle pracującymi silnikami; ● regulacja prędkości obrotowej wału napędzanego przy stałej prędkości wału napędzającego.

80. Sprzęgła indukcyjne - zasada działania, właściwości użytkowe, zastosowanie. Są to sprzęgła poślizgowe. Przeniesieniu M_s towarzyszy poślizg, co powoduje, że pracują one zawsze ze sprawnością η<0,95. Pole magnetyczne wirując względem prętów uzwojenia roboczego indukuje prąd i powstanie momentu napędzającego człon bierny. Muszą one pracować w poślizgu, gdyż dla indukowania prądu i momentu napędzającego człon bierny konieczne jest istnienie prędkości względnej pola magnetycznego i uzwojenia roboczego. Zastosowanie: Stosuje się je w układach sterowanych automatycznie ze względu na łatwość sterowania zewnętrznego i regulacji prądu wzbudzenia jako sprzęgła: ● podatnie skrętnie; ● rozruchowe; ● przeciążeniowe; ● włączalne i rozłączalne w czasie ruchu.

81. Wały i osie - podstawa rozróżnienia, rodzaje wałów maszynowych. Wałem lub osią nazywamy element maszyny, na którym są osadzone elementy, wykonujące ruchy obrotowe lub oscylacyjne, urzeczywistniający ich geometryczna oś obroty. Wał służy przede wszystkim do przenoszenie momentu obrotowego. Za jego pośrednictwem przenoszą się na łożyska obciążenia działające na elementy na nim osadzone. Narażony jest zwykle, poza skręcaniem głównie na zginanie, a także na ściskanie lub rozciąganie. Oś nie przenosi momentu obrotowego, jest obciążona głównie momentem gnącym, służy do utrzymania w zadanym położeniu innych obracających się elementów maszyny i przeniesienia obciążeń na nie działających na podpory: łożyska lub uchwyty, w zależności od tego czy jest ruchoma czy stała. Oś ruchoma obraca się wraz z elementami na niej osadzonymi. Oś stała jest utwierdzona nieruchomo w uchwytach, zaś inne elementy są na niej ułożyskowane i mają możliwość obrotu. Oś może tworzyć jedną całość z obracającym się elementem. Krótka oś nazywa się sworzniem. Podział wałów i osi: Wały i osie mogą być gładkie lub kształtowe zależnie od tego czy przekrój poprzeczny zmienia się czy nie wzdłuż osi geometrycznej; pełne lub drążone, okrągłe i profilowe. Osie z reguły są proste, wały zaś mogą mieć korby i wykorbienia. Wały i osie mogą być całkowite (jednolite) lub składane (złącza skurczowe, wieloząbkowe itp.) Wałem dzielonym nazywamy zespół kilku wałów połączonych przegubami lub sprzęgłami. W zależności od funkcji, jaką spełnia w maszynie wały i osie nazywamy głównymi pomocniczymi, pośredniczącymi, napędzanymi /czynnymi/ i napędzanymi /biernymi/. Normalnie wały maszynowe charakteryzują się dużą sztywnością giętną. Do przekazywania momentu obrotowego pomiędzy elementami wykonującymi względne ruchy używa się wałów giętkich /elastycznych, podatnych/

85. Wyważanie statyczne i dynamiczne jako metoda odciążenia od dodatkowych sił i momentów. Wyważanie dynamiczne eliminuje moment działający w płaszczyźnie osi wału pochodzący od działających sił odśrodkowych powstałych na skutek niewyrównoważenia dynamicznego charakteryzującego się przecięciem pod kątem osi obrotu i głównej osi bezwładności. Wyważenie statyczne eliminuje mimośrodowość (oś wału i główna oś bezwładności są przesunięte) która powoduje że podczas wirowania powstaje para odśrodkowych sił.

88. Klasyfikacja tarcia. Ze względu na RUCH -spoczynkowe i kinematyczne (toczne i ślizgowe); Ze względu na lokalizacje: zewnętrzne (suche fizycznie, suche technicznie) i wewnętrzne w płynach (płynne i graniczne) i ciałach stałych (przy odkształceniach plastycznych i przy odkształceniach sprężystych)

89. Tarcie przy ślizganiu - teoria Bodwina i Tabora. Nawet najbardziej płaskie powierzchnie, nie są idealnie gładkie. Chropowatość ich w porównaniu z wymiarami drobin jest znaczna (trudno uzyskać chropowatość o wysokości 0,1μm, czyli 1000Å, a wymiary drobin są rzędu 1Å=10^-7m). Gdy dwie nominalnie płaskie powierzchnie stykają się ze sobą, styk odbywa się jedynie na drobnej części obserwowanej powierzchni zetknięcia. Rzeczywistą powierzchnię zetknięcia tworzą odkształcone sprężyście i plastycznie wierzchołki chropowatości. Względna ich wartość jest niezależna od obserwowanej powierzchni zetknięcia i rośnie proporcjonalnie do obciążenia. W zależności od wartości obciążenia i własności ciała wynosi ona od 1/100 do 1/100.000 powierzchni obserwowanej. Wskutek tego, już przy znikomych obciążeniach, lokalne naciski w miejscach styku wierzchołków chropowatości są rzędu setek atmosfer i przekraczają granice plastyczności bardziej miękkiego z materiałów pary ciernej. W wyniku tego, w powiązaniu z poślizgiem, następuje zespawanie wierzchołków chropowatości. W trakcie ruchu spoiny te zostają ścięte. Siła ścinająca je jest siłą pokonującą tarcie. W rzeczywistości zjawisko to jest bardziej skomplikowane. Obok ścinania lokalnych złącz występują opory odkształcania sprężystego i plastycznego chropowatości, opory rycia bruzd. Zjawisku temu towarzyszą znaczne wzrosty temperatury miejsc styku. Osiągają one wartość kilkuset stopni, rosnąc wraz z prędkością ślizgania. Zwyżka temperatury całego ciała jest przy tym nieznaczna. Te lokalne wzrosty temperatury powodują mięknięcie a nawet topnienie materiału w punktach styku, co tłumaczy spadek tarcia w miarę wzrostu prędkości poślizgu. Siła tarcia: T=F·R_t, gdzie: F - rzeczywista powierzchnia styku, R_t - wytrzymałość materiału na ścinanie. Zakładając, że rzeczywista powierzchnia zetknięcia powstaje na skutek plastycznych odkształceń chropowatości, równoważy obciążenie normalne N wypadkową nacisków p_e odpowiadających granicy plastyczności materiału działających na rzeczywistej powierzchni zetknięcia, stąd: N=p_e·F. Obliczamy współczynnik tarcia: μ=T/N=(F·R_t)/(p_e·F)=R_t/p_e. Małego współczynnika tarcia możemy oczekiwać od materiału, który posiada znikomą wytrzymałość na ścianie, a równocześnie dużą twardość. Takiego materiału nie ma, jednak można go sztucznie stworzyć.

90. Tarcie graniczne i mieszane. Tarcie graniczne- jeżeli warstewka smaru posiada grubość kilku drobin nazywamy ją warstewką graniczną, zaś tarcie - tarciem granicznym. Obecność warstewki granicznej zmniejsza znacznie zakres ścisłego styku metalicznego. Jeśli dwie pokryte smarem powierzchnie poddamy obciążeniu o kierunku normalnym, natychmiast wystąpi odkształcenie plastyczne wierzchołków chropowatości, aż zostanie utworzona powierzchnia zetknięcia, która jest zdolna przenieść to obciążenie. Wskutek tych odkształceń, w warstewce smaru powstają bardzo wysokie ciśnienia, których rozkład nie jest równomierny, są one bowiem „pozamykane” miedzy powierzchniami. W obszarach gdzie ciśnienie osiąga najwyższe wartości, może wystąpić lokalne przerwanie warstewki smaru, co prowadzi do metalicznej adhezji. Opór przeciw ruchowi składa się częściowo z siły potrzebnej do przerywania metalicznych połączeń i z oporu ślizgających się po sobie warstewek smaru. T=F[αR_tM+(1-α)R_tS), gdzie F - powierzchnia biorąca udział w przenoszeniu obciążenia, α-część powierzchni F, na której warstewka smaru ulega przerwaniu, R_tM - wytrzymałość na ścinanie połączeń metalicznych, R_tS - wytrzymałość na ścinanie warstwy granicznej smaru. Tarcie mieszane jest połączeniem tarcia suchego, granicznego i płynnego. Tarcie suche- jest to tarcie powierzchni suchych, czyli takich, które są pokryte warstewką tlenków i par. Tarcie płynne-polega na oddzieleniu warstewek granicznych grubą warstwą swobodnych drobin smaru i zrównoważenia obciążenia działającego na powierzchnie pary ciernej ciśnieniem w smarze. Przy tarciu płynnym nie ma zupełnie styku metalicznego i zużycia.//// R=h/(R_a1+R_a2), h - wysokość warstwy smaru, R_a1, R_a2-wysokości nierówności; 1≤R≤10-dostohydrodynamiczne; 5≤R≤100-hydrodynamiczne; R≤5-mieszane

91. Tarcie przy toczeniu - najprostszy model fenomenologiczny. Tarcie toczne jest zjawiskiem bardzo złożonym. W uproszczeniu można je wyjaśnić zjawiskiem histerezy odkształceniowej powodującej niesymetryczny rozkład nacisków na powierzchni styku w czasie ruchu. Naprężenie odpowiadające danemu odkształceniu po stronie wzrastających naprężeń będzie większe od naprężenia odpowiadającemu temu samemu odkształceniu po stronie malejących naprężeń, Wypadkowe z nacisków tworzą ramię f. Siła T potrzebna do pokonania wynikającego stąd oporu ruchu wynosi T=P•(f/d), stąd można określić obliczeniowy współczynnik tarcia tocznego μ_t=f/d. Wskutek odkształceń na powierzchni styku występuje ślizganie. Punkty na linii styku nie są jednakowo odległe od osi obrotu, posiadają zatem różną prędkość obwodową. Czyste toczeni odbywać się będzie tylko w dwóch miejscach E i E'. W innych miejscach nastąpi poślizg. Rozkład prędkości poślizgu. W obecności oleju w zależności od prędkości toczenia obok tarcia wynikającego z histerezy odkształceniowej będzie istniało tarcie mieszane lub płynne hydrodynamiczne. W PKM, posługujemy się danymi doświadczalnymi, np. dla łożysk tocznych współczynnik tarcia określa się na podstawie pomiaru momentu tarcia M_T­ całego łożyska, odnosząc go do promienia czopa: μ_t=2M_t/Pd, μ_t jest współczynnikiem umownym i nie ma znaczenia fizycznego

92. Smar - jego rola i działanie. Smarem nazywamy „trzecie ciało” wprowadzone między powierzchnie pary ciernej, charakteryzujące się dużą adhezją do tych powierzchni i znikomą wytrzymałością na ścinanie, znacznie zmniejsza tarcie i zużycie. Smar spełnia istotną rolę w przenoszeniu obciążenia z jednego elementu na drugi. Z tego względu należy go traktować jak każde inne tworzywo konstrukcyjne. Z niego zbudowana jest oddzielająca warstwa nośna zmniejszająca tarcie i zużycie powierzchni. W pewnych przypadkach smar może spełniać dodatkowo rolę czynnika chłodzącego i uszczelniającego, chroni przed korozją, tłumi drgania. Smarami mogą być ciała stałe, ciecze i gazy; Smary można podzielić na gazowe, płynne (syntetyczne, organiczne(roślinne zwierzęce),z ropy i węgla) plastyczne i stałe(o budowie krystalicznej i bezpostaciowej)

93. Wyjaśnienie pojęć: penetracja, smarność, wskaźnik lepkości. Penetracja, jest miarą konsystencji smaru stałego. Liczba ją określająca, to głębokość zanurzenia w smarze o temperaturze 25⁰C znormalizowanego stożka w czasie 5 sekund, wyrażona w dziesiątych milimetra. Smarność, cecha smaru dająca mu zdolność do zmniejszania tarcia i ochrony przed zużyciem i zatarciem smarowanych powierzchni. Pojecie to odnosi się zarówno do smarów stałych jak i ciekłych. Smarność można określić jedynie jako wielkość względną w badaniach porównawczych różnych smarów na specjalnych aparatach, w identycznych warunkach pomiarowych. Miarą smarności jest graniczne obciążenie, przy którym następuje zatarcie i zespawanie kul,(podczas badania na aparacie czterokulkowym), Wskaźnik lepkości, inaczej indeks wiskozowy, Jest nim liczba określająca zmianę lepkości badanego oleju w zależności od temperatury; w stosunku do lepkości przyjętych dwóch serii olejów wzorcowych: a)seria L, o wskaźniku lepkości równym zeru, o dużej zmienności lepkości z temperaturą; b) seria H o wskaźniku lepkości równym 100, o małej zmienności lepkości w zależności od temperatury.

94. Prawo Newtona - definicja lepkości, sens fizyczny lepkości, jednostki. Lepkość jest podstawą cechą smarów ciekłych i gazowych. Prawo Newtona τ=η•(du/dy), gdzie η jest lepkością dynamiczną lub absolutną (cecha materiałowa), (du/dy)-gradient prędkości. Lepkość zależy od temperatury i ciśnienia. Lepkość-jest to siła potrzebna do przesunięcia na cieczy płaskiej powierzchni o wymiarze jednostkowym z jednostkową prędkością równolegle do drugiej powierzchni odległej o jednostkę długości. Wymiarem lepkości dynamicznej jest [(siła•czas)/długośc²). W układzie technicznym jednostką jest: (kG•s)/m²; W układzie cgs: (dyna•s)/cm²=1 poise (P) lub 1/100poise=1 centipoise (cP), na cześć Poiseuille'a. ///;lepkość kinematyczna -stosunek lepkości dynamicznej do gęstości ν=η/ρ, wymiarem jest długość²/czas. W technicznym układzie jednostką jest m²/s w fizycznym cm²/s=1 stoke (St), 1 St=10^-6m²/s

95. Hydrodynamiczna teoria smarowania - elementarne wyjaśnienie mechanizmu powstawania wyporu hydrodynamicznego. Gładka, sztywna, płaska płyta ślizga się w obecności nieściśliwego smaru po drugiej płycie pod niewielkim kątem. Szerokość płyt B jest nieograniczona→brak przepływu w tym kierunku. Warstwy graniczne smaru przywierają do powierzchni bocznej ścian i nie wykazują względem nich poślizgów. W warstewce smaru powstaje rozkład prędkości odpowiadający prawom tarcia wewnętrznego i ruchu laminarnego. Przyjmuje się kierunek przepływu za równoległy do osi X-X, (cienka warstwa smaru i mały kąt nachylenia płyt), a więc pomija się także składową prędkości w kierunku poprzecznym do strugi i związane z nią naprężenia styczne oraz różnice ciśnień. Na ślizgające się po sobie warstwy smaru działają zgodnie z prawem Newtona naprężenia styczne, proporcjonalne do lokalnych gradientów prędkości. Elementarna hydrodynamiczna teoria smarowania zakłada, że lepkość i gęstość smaru jest stała dla całego filmu smarnego i nie zależy od lokalnej temperatury i ciśnienia. Pomija się również wpływ sił bezwładności i ciężar smaru. Zajmuje się tylko smarami, których lepkość nie zależy od gradientu prędkości. Przy tych założeniach rozkład prędkości w warstewce smaru jest liniowy. Ilość przepływu przez poszczególne przekroje o jednostkowej szerokości wynoszą: Q'/B=U•h/2, a więc zależą od lokalnej wysokości szczeliny pomiędzy ścianami. Gdy wysokość ta ulegnie zmianie, ze względu na ciągłość strugi muszą istnieć przepływy wyrównawcze. W każdym przekroju powstaje zatem spadek ciśnienia o takiej wartości i kierunku, że odpowiadający mu przepływ wynikający z różnicy ciśnień, o parabolicznym rozkładzie prędkości Q''/B=h³∂p/12η∂x, nakłada się na poprzedni przepływ o wydatku Q' i wyrównuje jego zmiany. W ten sposób w warstewce smaru powstaje spadek ciśnienia dp/dx=+6ηU((h-h*)/h³) i przebieg ciśnienia p(x)=∫(odx₁dox₂)(∂p/∂x)dx, któremu odpowiada określona nośność hydrodynamiczna. Nośność ta w odniesieniu do jednostkowej szerokości modelu (B=1) jest proporcjonalna do pola wykresu: p=f(x)

96. Równanie Reynoldsa - podstawowe założenia i analiza równania.

1/6η·[∂/∂x(h³(∂p/∂x))+∂/∂z(h³(∂p/∂z))]=

=(v₁-v₂)∂h/∂x+h(v₁+v₂)/∂x+2(w₂-w₁). Założenia: ● smar jest cieczą newtonowską, ● przepływ smaru jest laminarny • smar jest cieczą nieściśliwy, • lepkość i gęstość smaru są stałe w całej warstwie smaru, • pomija się siły bezwładności działające na smar jako małe w porównaniu z siłami ścinania, • prędkości warstewek przyściennych są równe prędkościom powierzchni tworzących parę ślizgową, • ciśnienie jest stałe w kierunku grubości warstwy smaru ze względu na małą wartość tej grubości, • na warstwę smaru nie działają żadne siły zewnętrzne, η-lepkość dynamiczna smaru, h=h(x)-zmienna grubość smaru, p=p(x,z)-rozkład ciśnienia w szczelinie, zmienny względem x,z; v₁,v₂-prędkości elementów pary ślizgowej skierowane wzdłuż osi x; w₁,w₂-prędkości elementów pary ślizgowej skierowane wzdłuż osi y.

97. Warunki uzyskiwania tarcia płynnego. Tarcie płynne w łożyskach można uzyskać na zasadzie hydrodynamicznej lub hydrostatycznej. W hydrodynamicznej mamy dwa sposoby uzyskania tarcia płynnego: a) ”klin smarny”, b) „efekt wyciskania smaru”. Realizacja „klina smarnego” wymaga spełnienia trzech warunków: 1)istnienie prędkości poślizgu większej od pewnej prędkości granicznej, 2) spełnienia warunku geometrycznego tzn. istnienia pomiędzy ślizgającymi się po sobie powierzchniami przestrzeni zawężającej się w kierunku ruchu, 3) ciągłego dostarczani do tej przestrzeni wystarczającej ilości smaru. Realizacja tarcia płynnego w łożysku na zasadzie „efektu wyciskania smaru” wymaga: 1) istnienia odpowiedniej wartości składowej prędkości ruchu czopa o kierunku normalnym do powierzchni nośnych, 2) istnienia możliwie silnego dławienia smaru na wypływie z łożyska, 3) ciągłego dostarczania wystarczającej ilości smaru na miejsce wyciśniętego z łożyska. Gdy istnieją trudności w uzyskaniu tarcia płynnego na zasadzie hydrodynamicznej, ze względu na niemożność spełnienia któregoś z warunków uciekamy się do zasady hydrostatycznej. Ciśnienie w warstewce smaru oddzielającej czop od panewki, wywołujemy przez pompowanie smaru pompą znajdującą się na zewnątrz łożyska. Ciśnienie i wydatek pompy dobieramy tak aby siła wypadkowa z ciśnienia w warstewce smaru równoważyła obciążenie łożyska.

????????? I. Podstawowy warunek-utrzymanie minimalnej grubości filmu smarowego o wartość większą od sumy wysokości nierówności czopa i panwi powiększonej o połowę nierówności strzałki ugięcia czopa w panwi: h_min≥h_c+h_p+0.5f_c; II. Kryterium Vogelpohla - prędkość obwodowa powinna być większa od krytycznej, n_KR=P/(60•c_KR•η•V_ob), P - obciążenie, c_KR - stała zależna od chropowatości czopa 1-3, η-lepkość dynamiczna, V_ob - objętość obliczeniowa łożyska;; Dodatkowe wymagania: • zapewnienie statycznej i zmęczeniowej wytrzymałości panwi, • zachowanie temperatury poniżej krytycznej dla danego materiału łożyskowego. ???????

99. Liczba Sommerfelda - postać analityczna, wielkości ją tworzące. Liczba Sommerfelda (wskaźnik podobieństwa hydrodynamicznego) przedstawia się w postaci bezwymiarowej, łączy główne parametry dyspozycyjne konstruktora. Skoro tylko wielkości w nią wchodzące zostaną dobrane, wówczas wszystkie inne charakterystyki łożyska będą jednoznacznie ustalone. S=(ηn)/(p­_śrψ²); η-lepkość dynamiczna [kG•s/m²], n - prędkość obrotowa czopa [obr/s], p­_śr=P/(l•d) - średnie naciski obliczeniowe [N/m²], ψ=δ/r - luz względny, δ=(D-d)/2- luz promieniowy w łożysku. Spotyka się też inny zapis S₀=p_śrψ²/ηω, związek pomiędzy S i S₀, jest S₀=1/2πS, wskaźnik czy łożysko jest mocno czy słabo obciążone, S>0.15-słabo, S<0.15-mocno

100. Zakres stosowalności teorii Pietrowa. Do obliczania strat tarcia. Poprzeczne łożysko ślizgowe lekko obciążonych o dużej prędkości obrotowej , gdy panewka obejmuje czop na całym obwodzie 360⁰.Pietrow podał teorię tarcia płynnego pomiędzy cylindryczną panewką a centralnie umieszczonym w niej czopem. μ=π(ηω)/(p­_śrψ). Równanie Pietrowa daje tylko przybliżone wartości ze względu na założenia upraszczające jak: stała temperatura, z zatem i stała lepkość oleju wzdłuż filmu olejowego. Tak naprawdę straty tarcia będę niższe ze względu na wpływ zmiany lepkości ze zmianą temperatury w warstewce smaru.

101. Co to jest łożysko hydrostatyczne - gdzie ma ono zastosowanie. Ciśnienie w warstewce smaru oddzielającej czop od panewki, wywołujemy przez pompowanie smaru pompą znajdującą się na zewnątrz łożyska. Ciśnienie i wydatek pompy dobieramy tak aby siła wypadkowa z ciśnienia w warstewce smaru równoważyła obciążenie łożyska. W łożysku hydrostatycznym smar dopływa do szczeliny między powierzchniami smarnymi pod wysokim ciśnieniem, rzędu średnich nacisków rachunkowych p_śr­=P/LD, wtłaczany działaniem pompy. W łożysku hydrostatycznym ruch względny powierzchni ślizgowych może wywoływać dodatkowo hydrodynamiczną składową ciśnienia. Zastosowanie, gdy zależy nam na: • dużej sztywności podparcia (łożyska wrzecion obrabiarek), • zmniejszenie oporów par ślizgowych (umożliwienie ruchu dużych mas-radioteleskop), • nie ma możliwości zabezpieczenia powierzchni ślizgowych przed zużyciem poprzez zastosowanie wyporu hydrodynamicznego (np. przy rozruchu ciężkich maszyn wirnikowych-ciężki wirnik)

102. Zasady doboru podstawowych cech geometrycznych łożysk ślizgowych poprzecznych (luz łożyskowy, l/d, kąt opasania β). Luz łożyskowy. Wartość jego jaka powinna istnieć w łożysku wyliczona na podstawie hydrodynamicznej teorii smarowania, to wartość jaka powinna istnieć w temperaturze pracy. Wskutek cieplnych odkształceń panewki, czopa i korpusu łożyska powstaje różnica między luzem montażowym na zimno i później ustalającym się luzem wymaganym w pracy łożyska. Luz montażowy wynikający z tolerancji wykonawczych części łożyska musi być odpowiednio skorygowany, aby w pracy powstał luz wymagany. Jako wypróbowaną doświadczalnie wartość średnią luzu względnego ψ można przyjąć dla łożysk metalowych: ψ=0.8•10^−,3•⁴√(v)±30%, gdzie v-prędkość obwodowa w [m/s]. Szczególnie duże luzy ψ≥3%₀ stosuje się w łożyskach z tworzyw sztucznych i drewna ze względu na ich małą stabilność geometryczną spowodowaną dużą rozszerzalnością cieplną i pęcznieniem. Wybór l/d- średnica czopa zwykle jest dana z warunków poza łożyskiem.. Długość łożyska l dobieramy na podstawie optymalnego stosunku l/d. Najmniejsze straty tarcia, najmniejsza temperatura, najmniejszy przepływ oleju i najwyższa nośność łożyska jest osiągana dla l/d=0.3-0.8. Krótkie łożysko jest nieczułe na ugięcia i przekrzywienia czopa, ma lepsze warunki chłodzenia. Z drugiej strony przy zbytnim zmniejszeniu l/d upływy boczne rosną i nośność maleje. Obierając mały stosunek l/d wpływamy korzystnie na wymiary całej maszyny o której długości decydują nieraz wymiary łożysk.

103. Pojęcie ekscentryczności względnej ε-rola tej wielkości w opisie stanu łożyska. ε=e/δ=1-h₀/δ; e- ekscentryczność e(0,δ), ?{jest jeszcze coś takiego (ω₁-2ω₂)∂h/∂x}? ε-(0,1), w normalnych łożyskach ε=0.9-0.95 Dla zapewnienia stabilnej pracy łożyska wymaga się ażeby ekscentryczność względna ε w projektowanym łożysku miała wartość ε≥0.6 do 1 . Ponadto przy przekroczeniu wartości ε=0.9-0.95 (dla łożysk małych mniejsza) film olejowy staje się bardzo cienki i zaczynają odgrywać role właściwości smaru i zjawiska nie uwzględnione w modelu obliczeniowym łożyska

104. Kryteria podobieństwa konstrukcyjnego łożysk ślizgowych poprzecznych (luz łożyskowy, l/d, kąt opasania β). 1) łożyska są podobne do siebie pod względem geometrycznym, tzn. taki sam kąt β opasania czopa przez panew i taki sam stosunek l/d. 2) położenie i charakter zmian wektora obciążenia względem czynnej części panwi są takie same. 3) kryterium podobieństwa hydrodynamicznego-liczba Sommerfelda przyjmuje tę samą wartość S=(η•n'')/p_sr•ψ²); ψ=δ/r - luz względny, r - promień czopa, δ-luz obwodowyδ=(D-d)/2, η-lepkość dynamiczna, p_śr - średnie ciśnienie w filmie smarnym

106. Zasady kształtowania powierzchni ślizgowej panwi łożyskowej (położenie i kształt rowków smarowych, doprowadzenie smaru do łożyska). Pierwsza zasada: obszar na którym powstaje wypór hydrodynamiczny nie może być poprzecinany rowkami smarownymi(zmniejsza to wypór hydrodynamiczny) Druga zasada: doprowadzenie smaru po nieobciążonej stronie łożyska, przez czop lub panew (gdy panewka jest podzielna obciążenie nie powinno działać w płaszczyźnie podziału.//Gdy obciążenie działa w zmiennym kierunku konieczne jest wykonanie rowku obwodowego (niedopuszczalny przy stałym obciążeniu) pomimo jego niekorzystnego wpływu na nośność - można też zastosować promieniowy otwór w czopie.

107. Samonastawność łożysk - cel stosowania sposoby realizacji. Stosuje się w celu uniknięcia spiętrzania nacisków na brzegach panewki (czyli uzyskanie możliwie równomiernego rozkładu nacisków) 1) samonastawność na zasadzie kuli łożyskowanej ślizgowo w kulistym gnieździe, jest problematyczna. Tarcie występujące na tych powierzchniach znacznie ją ogranicza. Konstrukcję tego rodzaju należy traktować tylko jako ułatwienie montażowe. Sprawne funkcjonowanie kulistego łożyska można jedynie osiągnąć przekształcając je na łożysko hydrostatyczne, co mało kiedy jest opłacalne. 2) Dobrze funkcjonuje samonastawność toczna. Wadą tego podparcia jest mniejsza zdolność odprowadzenia ciepła tarcia przez korpus. Zalety wynikające z dobrej samonastawności wyrównują tę wadę. 3) inna możliwość uzyskania samonastawności łożyska to podparcie sprężyste na falistej sprężynie.

109. Czym się należy kierować przy doborze minimalnej grubości warstewki h_0­ smarowej w łożysku. Grubość h₀ warstewki smarnej musi zabezpieczać przed możliwością bezpośredniego styku czopa i panwii pod obciążeniem. Zależnie od obciążenia, rodzaju smarowania, prędkości obrotowej, wymiarów geometrycznych i cech materiałowych pary ciernej i smaru. Kryterium odpowiedniej grubości filmu olejowego, spełnienie jego oznacza, że w miejscu najmniejszej grubości filmu nie dochodzi do styku wierzchołków nierówności powierzchni ślizgowych czopa i panwi. h₀≥R_zc+R_zp+0.5f; h₀-minimalna grubość filmu olejowego w [μm]; R_zc - wysokość nierówności czopa [μm], R_zp - w.n. panwi [μm]; f - strzałka ugięcia lub przekoszenie czopa w panwi [μm]. Innym kryterium może być kryterium Heidebroeka h_0min=0.0001mm.

110. Zasady obliczania łożysk ślizgowych o tarciu płynnym. Stosuje się założenia upraszczające dotyczące: • kształtowania szczeliny smarnej (cylindryczne o osiach równoległych), • własności smarów (ciecz idealnie lepka, pominięte siły bezwładności działające na ciecz, lepkość jest stała), • warunków brzegowych, • rodzaju przepływu w szczelinie (przyjmuje się że jest laminarny); Obliczenia przeprowadza się wykorzystując bezwymiarowe wskaźniki podobieństwa hydrodynamicznego o geometrycznego. Muszą być spełnione kryteria tarcia płynnego w łożysku.

111. Zasady obliczania łożysk ślizgowych o tarciu mieszanym. Przy obliczaniu posługujemy się wskaźnikiem p-v, który decyduje o przyroście temperatury i o zużyciu pary ślizgowej. pv=k∆t_dop/μ=const; pv=(g/τ)•(H/k_z); k - współczynnik rozpraszalności ciepła, ∆t_dop - dopuszczalny przyrost temperatury na powierzchni styku, H - umowna twardość materiału łożyskowego, τ-czas, g - średnia grubość zużytej warstwy; Ograniczenia wynikają głównie ze zdolności odprowadzenia ciepła i jego wytrzymałości.

112. Kryterium Vogelpohla. n^''_kr=P/60C_krηVol; gdzie n^''_kr - [obr/s] - prędkość obrotowa krytyczna przy przejściu z tarcia płynnego w mieszane, P [kG] - obciążenie łożyska, η, [cP]-lepkość oleju, Vol.-objętość rachunkowa łożyska=πD²/4 [L-litr], C_kr - stała zależna od gładkości powierzchni leżąca w granicach miedzy 1 i 3. Wzór ten ze względu na swoją prostotę nadaje się do szybkiego sprawdzenia warunków pracy łożysk. (jest ważny przy istnieniu normalnie spotykanych luzów w łożysku (dla zbyt małych luzów, jak np. w łożyskach wrzecion obrabiarek, wzór ten jest nieważny), dobrej gładkości powierzchni i stosunku L/D>0.5

114. Sposoby doprowadzania smaru do łożyska. Rozróżniamy następujące rodzaje smarowania: a)smarowanie ciągłe(nieprzerwanie dostarczany smar) i okresowe (→smarowniec ręczne, tłokowe, knotowe i poduszkowe (stosowane tam gdzie nie trzeba odprowadzać ciepła)→rozbryzgowe-rozpylanie powietrzu drobnych kropelek oleju, →mgłą olejową, //Łożyska szybkoobrotowe, wysokoobciążone - hydrauliczne układy smarowania (zewnętrzny zbiornik, pompa, filtry, chłodnice); smary plastyczne-praski, rurociągi transportowe z układami zaworów rozdzielających i sterujących.////INNA WERSJA: Rozróżniamy następujące rodzaje smarowania: •smarowanie ciągłe i okresowe, •smarami stałymi lub płynnymi, •smarowanie obiegowe i przelotowe, •smarowanie bezciśnieniowe i pod ciśnieniem (niskociśnieniowe nie przekracza p≤0.4MPa, wysokociśnieniowe 20MPa w górę w łożyskach hydrostatycznych.), Wyróżniamy następujące rodzaje smarowania bezciśnieniowego, smarowanie: •knotowe, •poduszkowe, •pierścieniem luźnym(gdy olej jest zimny niedostatecznie smaruje), •pierścieniem stałym (wada-duży opór), •rozbryzgowe,

115. Jakie własności powinien posiadać smar stosowany w łożyskach przy tarciu płynnym, a jakie przy mieszanym. Płynne: •duża lepkość z jak najmniejszym uzależnieniem od wzrostu ciśnienia, •brak zanieczyszczeń, •duża pojemność cieplna; Tarcie mieszane: •duża smarność, •odporność na wysokie temperatury, •brak zanieczyszczeń,

116. Wymagania stawiane materiałom łożyskowym, przykłady typowych materiałów łożyskowych. 1)dobra odkształcalność, 2)odporność na zatarcie, 3)wytrzymałość na naciski, 4)wytrzymałość zmęczeniowa, 5)odporność na korozję, 6)dobre przewodzenie ciepła, 7)odpowiednia rozszerzalność cieplna, 8)korzystna struktura materiału, 9)dobra obrabialność, 10)niska cena. Niektóre materiały: białe metale ołowiu, cynowe, brązy (cynowe, Al., Pb) spiże, stopy Al., miedzomosiądze.

117. Zasada działąnia i problemy konstrukcyjno-wykonawcze łożysk ślizgowych wzdłużnych (oporowych). Działają na zasadzie tworzenia klinów smarowych na powierzchni styku czopa i pierścienia panwiowego, pomiędzy które doprowadza się olej. Warunkiem prawidłowej pracy tego typu łożyska jest możliwie równomierny rozkład obciążenia na całej powierzchni czopa tarczowego. Uzyskać go można przez zachowanie dokładnej równoległości powierzchni nośnych czopa i pierścienia panwiowego i ich płaskości. Te cechy geometryczne łożyska mogą psuć się wskutek błędów wykonawczych, montażowych, odkształceń sprężystych i nierównomiernych dylatacji cieplnych. Trudności w zachowaniu prawidłowej geometrii powierzchni nośnych rosną z wymiarami łożyska, obciążeniami i prędkością obwodową. W łożyskach panwiowych np. bardzo trudne jest dokładne wykonanie klinowych segmentów nośnych.

119. Porównanie łożysk ślizgowych i tocznych. Zalety: łożysk tocznych w stosunku do ślizgowych: ● mniejsze tarcie w chwili początku ruchu i mały wpływ prędkości obrotowej na tarcie; ● prosty sposób smarowania bez konieczności nadzoru; ● małe zużycie smaru; ● większa nośność w odniesieniu do jednostki szerokości łożyska; ● nie wymagają dotarcia; ● normalizacja wymiarów; ● wysoka jakość. Wady: łożysk tocznych w stosunku do ślizgowych: ulegają łożyskom ślizgowym pod wzgl. cichobieżności: ● przy silnych obciążeniach udarowych gdy łożysko się nie obraca; ● w wykonaniach dwudzielnych; ● przy dużych obciążeniach; ● jako łożysko wzdłużne do największych obciążeń; ● przy największych prędkościach obrotowych.

120. Podział łożysk tocznych - właściwości i zalecane zastosowanie.

Podst. klasyfikacji	Klasyfikacja
sposób określania obciążeń	poprzeczne, wzdłużne, skośne
kształt elementów tocznych	kulkowe, walcowe, igiełkowe, stożkowe, baryłkowe
liczba rzędów elementów tocznych	1-rzędowe, 2-rzędowe, 4-rzędowe
samonastawność	nie posiadające samonast., samonast. wewnętrznie, samonast. zewnętrznie

Łożyska kulkowe zwykłe nadają się do różnokierunkowych obciążeń, niewskazane przy małych prędkościach obrotowych, przy dużych obciążeniach udarowych, gdy wymagana jest duża sztywność łożyska i dokładność biegu. Największą sztywność i dokładność biegu dają łożyska walcowe i łożyska kulkowe skośne, oraz stożkowe przy mniejszych prędkościach obrotowych. Do dużych obciążeń zwłaszcza uderzeniowych nadają się łożyska baryłkowe. One i łożyska kulkowe wahliwe znoszą dobrze brak współosiowości czopa i osłony. Najmniej miejsca w kierunku promieniowym zajmują łożyska igiełkowe bez pierścieni i łożyska walcowe o długich wałeczkach.

121. Normalizacja w budowie maszyn na przykładzie łożysk tocznych. Znormalizowane są trzy podstawowe wymiary: średnica otworu, średnica łożyska, wysokość łożyska (szerokość). Rozróżnia się: ● rodzaje łożysk - różniące się zasadniczymi cechami konstrukcyjnymi; ● postacie łożysk - o postaci tego samego rodzaju łożyska decydują drobne różnice konstrukcyjne, jego główne wymiary i nośność zostają niezmienione; ● typy łożysk - typ jest określony rodzajem i postacią; ● odmiany łożysk - łożyska określonego typu mogą posiadać przy danej średnicy otworu d w pierścieniu wewnętrznym rozmaite średnice pierścienia zewnętrznego D, lub przy danych d i D rozmaite szerokości B (w łożyskach poprzecznych) lub rozmaite wysokości H (w łożyskach wzdłużnych). Istnieją zatem: odmiany średnicowe (różniące się lekkością budowy) i odmiany szerokościowe (różniące się szerokością), zaś dla łożysk wzdłużnych odmiany wysokościowe. Serią łożysk nazywamy grupę łożysk tego samego typu i odmiany. W serii znajdują się łożyska o określonych wymiarach stopniowanych wg pewnego ciągu wymiarowego. Wielkość łożyska jest określona trzema zasadniczymi wymiarami: średnicą wewnętrzną d, średnicą zewnętrzną D, szerokością B, a w łożyskach wzdłużnych wysokością H. Łożysko jest dokładnie określone jeśli znane są: typ, seria i wielkość łożyska. Łożyska są oznaczane na pierścieniach umownymi symbolami, po których można poznać typ, odmianę, serię, wymiar, dokładność wykonania łożyska i stopień luzu. Wszystkie elementy toczne wykonywane są z pewnymi określonymi luzami: zmniejszonymi C1, C2, normalnym (nieoznaczonym) i powiększonymi C3, C4, C5.

122. Co to jest samonastawność wewnętrzna i zewnętrzna w łożysku tocznym (szkic). Samonastawność wewnętrzna uwarunkowana jest kulistym kształtem jednej z głównych bieżni. Zewnętrzna - gdy co najmniej jeden z pierścieni jest podparty ślizgowo na powierzchni kulistej.

123. Czynniki decydujące o doborze łożyska tocznego. Potrzebna jest dokładna analiza warunków pracy, decydują: ● wartość, kierunek i charakter obciążenia; ● prędkość obrotowa; ● wymagania dokładności biegu i sztywności łożyska; ● wolna przestrzeń do dyspozycji; ● współosiowość gniazda i czopa; ● warunki montażu i obsługi; ● cena.

124. Trwałość nominalna łożyska tocznego - definicja. Def.: Jest to ilość obrotów w [mln] jaką w określonych warunkach pracy wykona 90% badanych łożysk, zanim na powierzchniach tocznych ukażą się pierwsze oznaki zmęczenia.

125. Nośność dynamiczna (ruchowa) łożyska tocznego. Jest to wyrażona w [N] wartość obciążenia, przy której łożysko uzyska trwałość nominalną równą 1mln obrotów. Wymaga się, by przy łożyskach poprzecznych obciążenie było dokładnie poprzeczne. L=(C/P)ⁿ, gdzie: L - trwałość łożyska w milionach obrotów, C - nośność dynamiczna, n - wykładnik potęgi: n=3 - dla łożysk kulkowych (styk punktowy), baryłkowych, n=10/3 dla łożysk walcowych, P - obciążenie równoważne łożyska (zastępcze).

126. Związek miedzy obciążeniem a trwałością. L₂/L₁=(P₁/P₂)^P, L_1,2-trwałość przy obciążeniu P₁, i P₂, p=3-kulkowe, p=10/3-wałeczkowe

127. Trwałośc efektywna łożyska tocznego. L_e=a₁a₂a₃(C_e/P_e)^p, P_e=f₀P-obciążenie efektywne, f₀- współczynnik obciążenia dynamicznego, C_e=f_tC, efektywna nośność ruchowa, f_t-współczynnik temperaturowy, powyżej 150⁰, f_t<1; współczynniki: a₁-niezawodności, a₂-wujmuje wpływ materiału łożyska, a₃-uzależniony od warunków smarowania; Sposób określenia P przy różnych prędkościach obrotowych i obciążeniach określa katalog.

128. Wyznaczenie obciążenia równoważnego (zastępczego) łożyska tocznego. P=VXF_r+YF_a, V-współczynnik obrotu pierścieni względem obciążenia, istotne tylko dla łożysk poprzecznych (max V=1.08), X-współczynnik obciążenia poprzecznego, Y - współczynnik obciążenia wzdłużnego, F_r - obciążenie poprzeczne, promieniowe, F_a­­ - obciążenie wzdłużne, osiowe łożyska.

130. Nośność statyczna łożysk tocznych. Jest to takie obciążenie łożyska będącego w spoczynku, przy którym sumaryczne odkształcenie trwałe w miejscu styku bieżni i najbardziej obciążonego elementu tocznego nie przekracza 0,0001 jego średnicy.

131. Czynniki wpływające na nośność łożysk tocznych. 1. Konstrukcja łożyska (naciski kontaktowe), nośność zależy od: ● kształtu i wymiarów części tocznych; ● liczby elementów tocznych i liczby rzędów; ● teoretycznego kąta działania łożyska (α), np.: stożkowe 12÷16º, specjalne 28º; ● stopnia przylegania elementów tocznych do bieżni; ● właściwości elementów pierścieni i elementów tocznych. 2. Warunki obciążenia łożyska (względny ruch wektora obciążenia względem pierścienia wewnętrznego i zewnętrznego): ● przypadek ruchomego wałka; ● przypadek ruchomej osłony, ● przypadek niepewny (w gorszej sytuacji jest zawsze element nieruchomy względem obciążenia - gorszy jest przypadek ruchomej osłony). 3) Temperatura łożyska. 4) Prędkość obrotowa, gdyż ilość ciepła wydzielonego w łożysku jest proporcjonalna do prędkości obrotowej. 5) Napięcie wstępne - ma wpływ na rozkład obciążenia na poszczególne elementy toczne (chcemy by ilość obciążonych elementów tocznych była największa). 6) Smarowanie i uszczelnienie łożysk - wpływ pośredni na warunki pracy łożyska.

132. Który z przypadków obciążenia ł.t.:p.ruchomego wałka, czy p.ruchomej osłony jest korzystniejszy i dlaczego. W gorszej sytuacji jest zawsze pierścień nieruchomy względem obciążenia, gdyż maksymalne naciski powtarzające się w czasie jednego obrotu przy przetaczaniu się każdego elementu tocznego przez kierunek obciążenia występują stale w jednym miejscu bieżni. Zmęczeniu i zużyciu będzie ulegała tylko jedna jej strona. Pierścień obracający się względem obciążenia jest mniej narażony, gdyż dane miejsce jego bieżni w czasie jednego obrotu tylko jeden raz jest narażone na maksymalne naciski w chwili, gdy przechodzi ono przez kierunek obciążenia. Zużycie jego będzie mniejsze i równomierne na całym obwodzie. Bardziej niekorzystnym przypadkiem jest przypadek ruchomej osłony. Wówczas nieruchomym, względem obciążenia jest pierścień wewnętrzny, na którym warunki przylegania elementów tocznych są prawie zawsze gorsze (wyjątek stanowią łożyska kulkowe dwurzędowe wahliwe). Poza tym wskutek krótszego obwodu, liczba przetoczeń kulek przez każdy punkt bieżni wewnętrznej, na jeden obrót łożyska jest większa nie na bieżni zewnętrznej.

133. Tarcie w łożyskach tocznych. Na straty tarcia w łożyskach tocznych składają się następujące straty: ● tarcia przy toczeniu; ● straty związane z dodatkowymi poślizgami elementów tocznych na bieżniach; ● tarcia poślizgu elementów tocznych o koszyczek i obrzeża; ● pracy wyporu smaru; ● wentylacji; ● tarcia w uszczelnieniach wewnętrznych.

Moment tarcia M_T=Rμ_T·½d, gdzie: μ_T - obliczeniowy współczynnik tarcia odniesiony do ½d (w łożyskach kulkowych wzdłużnych odniesiony do ¼(D+d)), R - obciążenie łożyska w [kG], d - średnica otworu w pierścieniu wewnętrznym. Przy stałym obciążeniu łożyska moment tarcia zmienia się przy zmianie prędkości zależnie od ilości i lepkości smaru w łożysku. Przy znikomych ilościach smaru, moment tarcia jest praktycznie niezależny od prędkości, jak również od temperatury i lepkości smaru. Przy smarowaniu zanurzeniowym występuje znaczny wzrost tarcia ze wzrostem prędkości n i lepkości oleju. Najmniejszą wartość momentu tarcia uzyskuje się przy bardzo skąpym smarowaniu olejem (około 1 kropla na godzinę). Przy smarowaniu smarem stałym moment tarcia jest 2,5× większy niż przy smarowaniu zanurzeniowym olejem. Jednak przy smarze stałym przy wzroście prędkości wzrost jego jest wolniejszy. Najmniejsze tarcie wykazują łożyska walcowe. Mamy też wpływ średnicy łożyska na wartość momentu tarcia - małe łożyska wykazują większe tarcie aniżeli duże. Współczynnik tarcia wzrasta nieskończenie przy obciążeniu dążącym do zera, przy obciążeniach większych jego wartość maleje i dla większości łożysk jest prawie stała. Najważniejszą cechą łożysk tocznych jest mały moment tarcia na początku ruchu.

134. Zasady pasowania łożysk tocznych na wałkach i w oprawach (rozkład pól tolerancji głównych wymiarów łożyska, dobór pasowań, luzy, napięcie wstępne). Pasujemy ciasno ten pierścień łożyska, który obraca się względem obciążenia, ● w przypadku ruchomego wałka, pierścień wew. ciasno, pierścień zew suwliwy; ● w przypadku ruchomej osłony pierścień zew. ciasno, pierścień wew. suwliwy; ● w przypadku mieszanym - oba pierścienie ciasno.

Na dobór pasowań wpływają: typ i wielkość łożyska, wartość odkształceń cieplnych poszczególnych części łożyska, wymagana sztywność łożyska pod obciążeniem, konstrukcja i elastyczność osłony, podatność czopa na ściskanie, warunki montażowe. W stosunku do łożysk normalnego wykonania wykonuje się pola tolerancji: dla wału od 5 do 6 klasy dokładności, dla oprawy od 6 do 8 klasy dokładności. Łożyska precyzyjne: dla wału od 3 do 6 klasy dokładności, dla oprawy od 4 do 6 klasy dokładności. Poprawkowy luz roboczy dla przypadku ruchomego wałka gdy łożysko jest osadzone na wale z wciskiem: j6-n6 oraz w oprawie: H6-J7. W przypadku ruchomej oprawy osadzenie na wale: g6-j6, a w oprawie: K6-N7. Minimalna siła napięcia wstępnego wzdłużnego zapewniającego sztywność układu w pełnym zakresie obciążenia F­_{n min}=1,6tgα_r·F_r±½F­_a. Luz roboczy: dla łożysk kulkowych: 90º≤ψ_ε≤160º^­­, dla łożysk wałeczkowych: 90º≤ψ_ε≤145º^­­. W rzeczywistości najlepiej pracują przy: ψ_ε=80º÷140º, ze względu na zmniejszenie strat tarcia przy mniejszej liczbie styków części tocznych z bieżniami.

135. Zasada łożyskowania wałów na łożyskach tocznych. Podstawową zasada jest, aby tylko jedno łożysko było łożyskiem ustalającym wał w kierunku wzdłużnym, drugie i dalsze łożyska winny mieć swobodę (lub): ● przemieszczania się względnego pierścieni; ● przesuwu w przypadku ruchomego wałka; ● przesuwu pierścienia wewnętrznego na czopie w przypadku ruchomej osłony. Łożyska nie mogą krępować cieplnych odkształceń wału. Łożysko ustalające powinno mieć pierścień wewnętrzny ustalony poosiowo na wale. Tylko przy całkowitym braku sił poosiowych i łagodnym przebiegu obciążenia można polegać na wcisku pierścienia wewnętrznego. Łożysko ustalające powinno mieć obustronnie uchwycony poosiowo pierścień zewnętrzny. W przypadku występowania obciążeń dynamicznych i drgań, pierścienie pasowane z wciskiem innych łożysk poza ustalającym, zabezpiecza się również dodatkowo przed przesunięciem poosiowym. W przypadku jednostronnego ustalania każdego z dwóch łożysk, jest koniecznym przewidzenie odpowiedniego luzu poosiowego oraz kontrola i regulacja przy montażu. Łożyska muszą być zabezpieczone przed wyciekiem smaru na zewnątrz oraz przed zanieczyszczeniami z zewnątrz. Do ustalania pierścieni wew. używa się (lub): ● nakrętki; ● pierścienia Zegiera; ● tulei dystansowej; ● podkładki; ● tulei wciskowych. Mocowania pierścieni powinny być pewne.

136. Sposoby ustalania łożysk tocznych na wałkach i w oprawach. ● nakrętka dociskająca pierścień do osadzenia na wale, nakrętkę zabezpieczono odginaną blaszką, ● pierścień sprężynujący ● tuleja rozprężna. O wyborze konstrukcji elementów ustalających łożysko decydują: wartość i charakter obciążenia, a przede wszystkim jego składowej wzdłużnej; wzgląd na wytrzymałość zmęczeniową wału - rowek na pierścień sprężynujący jest silnym karbem, nie umieszcza się go w miejscach obciążonych zmiennymi momentami gnącymi lub skręcającymi. Tylko przy całkowitym braku sił poosiowych i łagodnym przebiegu obciążenia można polegać wyłącznie na wcisku pierścienia wewnętrznego.

137. Sposoby smarowania łożysk tocznych. Okresowy: ● smarowanie za pomocą elementów miejscowych, smarownic kroplowych, knotowych i ręcznych; ● za pomocą pomp dozujących - tylko małe i średnie łożyska do średnich prędkości obrotowych. Ciągły: ● samoczynnie przepływowe - mechanizmy zamknięte w kadłubie; ● zanurzeniowe - nie wymaga się odprowadzenia ciepła; ● natryskowe strumieniem oleju - intensywnie chłodzone; ● natryskowy strumieniem oleju - intensywne chłodzenie, łożyska szybkoobrotowe. Ciągły mgłą olejową (łożyska szybkoobrotowe wymagające umiarkowanego chłodzenia): ● z odzyskiem; ● bez odzysku.

138. Uszczelnienia łożysk tocznych i ślizgowych. Toczne: ● uszczelnienie łożyska przed wyciekiem smaru na zewnątrz; ● zabezpieczenie przed dostawaniem się smaru do wewnątrz łożyska; ● pierścień filcowy - prędkość obwodowa nie przekraczająca 5m/s; ● pierścień Simmera (uszczelnienia kołnierzowe) - prędkość obwodowa nie przekraczająca 10m/s; ● uszczelnienia labiryntowe; ● rowkowe; ● odrzutowe; ● kombinowane; ● wewnętrzne w łożysku, na łożysku.

139. Przekładnie mechaniczne - definicja, rodzaje, przełożenie, sprawność, samohamowność, cechy użytkowe. Def.: Przekładnią nazywa się mechanizm służący do przenoszenia ruchu obrotowego z wału czynnego (napędzającego) na wał bierny (napędzany). Rodzaje: rozróżnia się przekładnie mechaniczne: cięgnowe (pasowe płaskie, pasowe klinowe, linowe i łańcuchowe), cierne, zębate. W przekładniach mechanicznych występuje tarcie jako: użyteczne (w przekładniach pasowych, linowych i ciernych), jako szkodliwe (w przekładniach łańcuchowych i zębatych). Cechy: Spośród przekładni mechanicznych przekładnia zębata może przenieść największą moc, bo ponad 50000kW, ma największą prędkość obwodową, charakteryzuje się największą sprawnością, natomiast przełożenie pojedynczej przekładni zębatej nie jest zbyt duże 1:12. Poza tymi cechami należy stwierdzić, że najcenniejszą zaletą przekładni zębatych jest stałość przełożenia przekładni, podczas gdy w innych przekładniach (z wyjątkiem łańcuchowej) występują poślizgi zmieniające przełożenie przekładni. Druga ważną cechą przekładni zębatej jest to, ze ma budowę zwartą i zamkniętą, a przez to trwałość i niezawodność jej jest bardzo duża. Przełożeniem kinematycznym przekładni i₁₂ nazywamy stosunek prędkości kątowej ω₁ (lub obrotowej n_1­) koła napędowego do prędkości kątowej ω₂ (lub obrotowej n₂) koła napędzanego i₁₂=ω₁/ω₂=n₁/n₂. Przekładnie dzielimy na reduktory i>1 i multiplikatory i<1. Przełożenie może być stałe, skokowo zmienne lub zmienne w sposób ciągły - te ostatnie nazywamy wariatorami. Gdy przekładnia pracuje bez poślizgu mamy z porównania prędkości obwodowych: πD₁n₁/60=πD₂n₂/60 → i=n₁/n₂=D₂/D₁ - jest to przełożenie geometryczne. W przekładni zębatej o podziałce p, liczbie zębów z₁ i z₂ mamy πD₁=pz₁ i πD₂=pz₂ → i=D₂/D₁=z₂/z₁. Przełożenie w takich przypadkach jest równe geometrycznemu i nie zależy od obciążenia. Wskutek nieuniknionych poślizgów (przekładnie cierne) występuje różnica prędkości obwodowych zależna od obciążenia: v₂=v₁-ξv₁, gdzie ξ=1-(v₂/v₁) - liczba poślizgu międzyzębnego. Uwzględniając to można napisać: i₁₂=ω₁/ω₂=n₁/n₂=D₂/(D₁(1-ξ))=i/(1-ξ). Dla przekładni wielostopniowych: i_c­=i₁·i₂·i₃… Sprawność mechaniczną, charakteryzującą straty wynikające z pokonywania oporów tarcia zewnętrznego i wewnętrznego obliczamy jako: η₁₂=N₂/N₁=1-(N_t/N₁), gdzie: N_t - straty mocy, N_1,2­ - moc włożona i uzyskana. Gdy mamy N_1,2=M_1,2ω_1,2 → η₁₂=M₂/i₁₂M₁. Sprawność całkowita przekładni w ustawieniu szeregowym η_c=η₁·η₂·η₃…, przy połączeniu równoległym η_c=Σ(j=1,k)η_j(N_j/N), gdzie: N=Σ(j=1,k)N_j - moc całkowita przenoszona przez układ, k - liczba elementów układu (przekładni w układzie lub przełożeń w przekładni). Samohamowność: Dla większości przekładni mechanicznych odwrócenie kierunku napędu nie powoduje istotnej zmiany sprawności. W przypadku przekładni zębatych o osiach wichrowatych (śrubowe, ślimakowe) oraz niektórych przekładni planetarnych i impulsowych istnieje możliwość budowy przekładni samohamownych, tzn. takich, w których napęd może być przenoszony tylko w jednym kierunku. Wówczas mamy N₂≤N_t i η₂₁≤0. Sprawność takich przekładni dla przewidzianego dla nich kierunku ruchu jest mała i wynosi η₁₂<0,5.

140. Przekładnie zębate - wielkości charakteryzujące koła zębate (koło toczne, podziałowe, podziałka itd.). Koło toczne, koła odpowiadające walcom tocznym, przekrój poprzeczny walca tocznego, Walce toczne-wyobrażalne walce pracujące bez poślizgu przekładni ciernej o tym samym przełożeniu i odległości między osiami co rozpatrywana para kół zębatych. •okrąg podziałowy-okrąg toczny wynikający ze współpracy danego koła zębatego z zarysem odniesienia (narzędzia). Odmierzamy na nim podziałkę nominalną. •podziałka-odległość odpowiadających sobie punktów sąsiednich zębów mierzona na obwodzie tego samego okręgu, •podziałka nominalna-podziałka rozpatrywana dla zębatki, którą można traktować jako koło zębate o nieskończenie dużej liczbie zębów (o nieskończenie dużym promieniu). Podziałka uzębienia zębatki, przyjmuje tę samą wartość dla każdego punktu zarysu niezależnie od tego jaki jest jego kształt. •zarys odniesienia-zarys zębów zębatki z podziałką nominalną dla wszystkich kół zębatych, które mogą z nią współpracować. •podziałka toczna-jest to odległość odpowiadających sobie punktów sąsiednich zębów mierzona na okręgu tocznym. Podziałka toczna w szczególnym przypadku , dla kół o zerowej odległości osi, może być równa podziałce nominalnej. Podziałka nominalna i okrąg podziałowy są pojęciami związanymi z pojedynczym kołem zębatym, zostają mu przypisane w momencie nacinania zębów. Natomiast okrąg toczny i podziałka toczna powstają dopiero po zazębieniu samego koła z innym elementem zębatym. Punkt przyporu-każdy punkt wzajemnego styku dwóch współpracujących zębów. Linia przyporu (linia zazębienia)-nazywamy miejsce geometryczne punktów przyporu zębów podczas nacinania zazębienia. Linia przyporu dla jednej pary zębów kół współpracujących ograniczona jest punktami przecięcia z kołami wierzchołkowymi. Tę część linii przyporu nazywa się czynną linią przyporu. W przypadku współpracy zarysów ewolwentowych czynną linię przyporu nazywa się odcinkiem przyporu. Promień przyporu-odległość punktu przyporu do bieguna zazębienia C. Toczny kąt przyporu α_w-kąt zawarty pomiędzy promieniem przyporu a wspólną styczną do kół tocznych w biegunie zazębienia C. Łuk przyporu (łuk zazębienia)-jest to łuk mierzony na kołach tocznych, o jaki przetoczą się one w trakcie przesuwania się punktu przyporu wzdłuż czynnej linii przyporu. Liczba przyporu-ε-stosunek łuku przyporu do podziałki tocznej p_w.

141. Kryteria poprawnego działania zazębienia. Z zasady optymalnego stanu obciążenia elementów maszyn wynika, że należy unikać dodatkowych obciążeń dynamicznych nakładających się na obciążenia główne. Prowadzi to do sformułowania następujących warunków poprawnego działania zazębienia: 1) Warunku stałości przełożenia. Kryterium stałości przełożenia stanowi podstawę doboru zarysu zęba stanowiącego główną cechę geometryczną uzębienia, warunek jaki muszą spełnić zarysy zębów: ω₁/ω₂=r_b2/r_b1=O₂C/O₁C=r_w2/r_w1=i, gdzie: r_b - promień okręgu zasadniczego, r_w - promień okręgu tocznego. Aby można było uzyskać stałe, niezmienne w czasie przełożenie, wspólna normalna w każdym punkcie chwilowego styku obu zarysów musi przechodzić przez stały punkt C, dzielący odległość miedzyosiową O­­₁O­₂ w stałym stosunku, równym przełożeniu przekładni. (Zasada Willisa). 2) Warunku ciągłości zazębienia przekładni. Warunek ten oznacza, że w każdym momencie musi się stykać ze sobą co najmniej jedna para zębów przekazując ruch od koła napędzającego do napędzanego. Postulat ciągłości zazębienia przyjmuje postać ε>1.

142. Wnioski wynikające z zasady Willisa: ● jako zarys Z₁ zęba można przyjąć każdą taką linię krzywą, dla której normalne wystawione w jej kolejnych, rozmieszczonych w sposób ciągły punktach P₁, P₂,… przecinają koło toczne w podobnie prawidłowo rozmieszczonych punktach 1, 2,…; ● przy pominięciu tarcia kierunek siły międzyzębnej P_n wyznaczony jest przez promień przyporu; ● koło napędzające wchodzi w zazębienie odpowiednim punktem zarysu położonym na stopie zęba, a wychodzi z zazębienia jednym z punktów głowy zęba.

147. Co to jest modyfikacja zarysu zęba i dlaczego się ją stosuje? W celu poprawienia współpracy kół pod obciążeniem (ugięcie zęba) zaleca się stosować modyfikację zarysu zębów polegającą na ścięciu części zarysu odniesienia u wierzchołka zęba. Polskie normy dopuszczają prostoliniowe ścięcie na wysokość do h_g=0,45m_n o max. głębokości do ∆a=0,01m_n.

151. Zalety i wady zazębienia ewolwentowego: Zalety: Linia przyporu jest linia prostą! Dzięki temu: ● zazębienie to jest zupełnie nieczule na zmianę odległości kół współpracujących; ● kierunek i wielkość sił międzyzębnych podczas współpracy zębów są stałe i nie powodują wahań obciążenia wałów i łożysk przekładni; ● narzędzia obróbcze mają proste kształty (prostoliniowa krawędź tnąca) i są stosunkowo łatwe do wykonania, ponadto są one uniwersalne - tym samym narzędziem można obrabiać koła o różnych liczbach zębów. Wady: ● współpraca w zazębieniu odbywa się między dwoma zębami o wypukłych powierzchniach boków, wskutek czego pole dolegania jest małe powodując stosunkowo duże naciski powierzchniowe, co obniża trwałość; ● występują większe poślizgi niż w zazębieniu cykloidalnym, co nieznacznie zmniejsza sprawność; ● w niektórych przypadkach przy małej liczbie zębów koła nacinanego może występować zjawisko podcinania zębów.

152. Graniczna liczba zębów ze względu na podcięcie stopy zęba. Przy nacinaniu zębów o zarysie ewolwentowym metodami obwiedniowymi zarys powstaje jako obwiednia kolejnych położeń krawędzi narzędzia. W procesie tym, gdy liczba zębów nacinanego koła jest zbyt mała, występuje zjawisko podcinania zęba u podstawy, niekorzystnie ze względu na zmniejszenie liczby przyporu i wytrzymałości zęba na złamanie. Graniczna liczbą zębów nazywamy najmniejszą liczbę zębów, jaką możemy naciąć na kole zębatym nie powodując podcięcia stopy zębów. Podcięcie zęba przy obróbce obwiedniowej występuje wówczas, gdy końcowy punkt wierzchołkowy zarysu narzędzia znajdzie się podczas nacinania na linii przyporu, poza końcowym punktem N styczności linii przyporu z kołem zasadniczym. Wzór Magga: z_g=2y/sin²α, jest to tzw. teoretyczna graniczna liczba zębów, w praktyce dopuszcza się niewielkie podcinanie zarysów, co nie wpływa zbytnio na pogorszenie warunków pracy zębów, mamy wiec też praktyczną graniczna liczbę zębów z_g'=(5/6)z_g, dla α_o=20⁰ i y=1 mamy z_g=17, z_g'=14, Warunkiem niepodcinania się zębów jest z≥z_g (lub z_g'). wzór określający graniczna liczbę zębów przy obróbce kół metodą Fellowsa z_gf=(z_N²+[4·y·(z_N+y)]/sin²α)^1/2−z_N; gdzie z_N jest liczbą zębów narzędzia skrawającego.

153. Sposoby unikania podcinania stopy zęba. Warunkiem niepodcinania się zębów jest spełnienie nierówności z≥z_g (lub z_g'). Uniknięcie podcięcia przy mniejszych liczbach zębów wymagałoby zgodnie ze wzorem z_g=2y/sin²α, przyjęcia mniejszych wartości współczynnika y (zęby niskie) lub zwiększenia nominalnego kąta przyporu α. Obydwa wymienione zabiegi są jednak niekorzystne, ponieważ prowadzą do zmniejszenia liczby przyporu, ponadto, wymagają użycia nieznormalizowanych, kosztownych narzędzi. Praktycznym sposobem uniknięcia podcinania stopy zębów jest przesunięcie zarysu, czyli korekcja.

154. Na czym polega korekcja dodatnia i ujemna uzębienia koła i jakie powoduje skutki? Dla uzębienia zewnętrznego korekcja (przesunięcie zarysu) jest dodatnia (x>0) wówczas, gdy narzędzie odsuwamy od środka koła w stosunku do położenia zerowego, ujemna (x<0) gdy postępujemy odwrotnie. Korekcja dodatnia umożliwia: ● wykonanie koła o liczbie zębów mniejszych od granicznej bez podcięcia stopy; ● zwiększenie wytrzymałości zęba na złamanie dzięki pogrubieniu zęba u podstawy; ● poprawę trwałości powierzchni bocznej zębów wskutek zwiększenia promienia krzywizny ewolwenty (zmniejszenie nacisków); ● dobór żądanych warunków poślizgu międzyzębnego; ● uzyskanie dowolnej, w pewnym zakresie, odległości osi kół współpracujących przy zachowaniu znormalizowanej wartości modułu i całkowitej liczby zębów. Niekorzystnym skutkiem korekcji dodatniej jest nieznaczne zmniejszenie liczby przyporu oraz wzrost wartości tocznego kąta przyporu, co powoduje zwiększenie siły międzyzębnej. Korekcja ujemna pogarsza na ogół warunki pracy zębów, dlatego stosowana jest tylko dla uzyskania określonej odległości kół w przypadku znacznej liczby zębów koła korygowanego na minus (z>z_g). Jej korzystnym skutkiem jest nieznaczne zwiększenie liczby przyporu oraz zmniejszenie poślizgu międzyzębnego.

155. Wartość graniczna współczynnika korekcji ze względu na podcięcie zęba. (70) x_g - teoretyczny współczynnik przesunięcia zarysu, z_g - teoretyczna graniczna liczba zębów, z - rzeczywista liczba zębów danego koła: x_g=y(z_g-z)/z_g. Ponieważ w praktyce nieznaczne podcięcie zęba jest dopuszczalne, mamy więc też praktyczną wartość współczynnika przesunięcia zarysu: x_g'=y(z_g'-z)/z_g.

156. Czym jest ograniczona korekcja dodatnia? Jest ograniczona przez nadmierne zmniejszenie się grubości zęba u wierzchołka (zaostrzenie), ujemna - przez podcięcie zębów.

157. Rodzaje korekcji zazębienia kół przekładni. Rozróżniamy dwa przypadki: korekcja P-0 - polega na tym, że w mniejszym kole zębatym narzędzie skrawające zostaje odsunięte od osi obrotu o wartość X₁=x­₁·m_n­, w większym kole zębatym narzędzie skrawające zostaje dosunięte do osi obrotu o wielkość X₂=x₂·m_n, odległość osi kół zostaje zachowana i równa się odległości zerowej a=0,5(z₁+z₂)m_n. korekcja P - jest to korekcja ze zmianą odległości międzyosiowej, stosuje się ją z następujących powodów: ● w celu uniknięcia podcięcia stopy zęba, gdy nie jest spełniony warunek z₁+z₂≥2z_g', czyli gdy z₁+z₂<2z_g'; ● gdy odległość osi kół współpracujących jest narzucona z góry przez względy konstrukcyjne i różni się od odległości zerowej, przy czym powyższy warunek może być spełniony lub nie; ● w celu zwiększenia wytrzymałości zębów.

158. Warunek możliwości przeprowadzenia korekcji zerowej bez podcięcia stopy zębów. Odległość zerowa: a=0,5(z₁+z₂)m_n, warunkiem koniecznym zachowania zerowej odległości osi jest: x=x₁+x₂=0, co zachodzi wówczas, gdy x₁=-x₂, spełnienie tego warunku dla pary kół zębatych o liczbach zębów z₁ i z­₂ (z₁<z­₂) jest możliwe wówczas, gdy X_1g'≤-X_2g', korzystając ze wzoru x_g'=y((z_g'-z)/z_g) warunek ten można zapisać tak: y((z'_g-z₁)/z_g)·m_n≤y((z_g'-z₂)/z_g)·m_n, skąd mamy: z₁+z₂≥2z_g', spełnienie tej nierówności gwarantuje możliwość wykonania kół bez podcięcia stopy zęba przy jednoczesnym zachowaniu zerowej odległości osi kół zębatych.

159. Które wielkości geometryczne charakteryzujące uzębienie i zazębienie ulegają zmianie w wyniku korekcji P-0, a które nie zmieniają swych wartości. W wyniku korekcji P-0 uzyskuje się zęby bez podcięcia, a oprócz tego: ● zwiększa się wysokość głowy zęba koła mniejszego (w przypadku koła większego jest odwrotnie); ● zmniejsza się wysokość stopy zęba koła mniejszego (w przypadku koła większego jest odwrotnie); ● całkowita wysokość zęba nie ulega zmianie; ● zwiększa się grubość zęba na kole tocznym mniejszego koła zębatego; ● nieznacznie zwiększa się liczba przyporu; ● odległość osi kół zostaje zachowana i równa się odległości zerowej a=0,5(z₁+z₂)m_n.

160. Które wielkości geometryczne charakteryzujące uzębienie i zazębienie ulegają zmianie w wyniku korekcji P, a które nie zmieniają swych wartości. Zmienia się odległość osi, •zmniejsza się wysokość wierzchołków zębów, •zmieniają się średnice okręgów wierzchołkowych, •zmieniają się średnice dna wrębów.; Nie zmienia się podcięcie zębów.

161. Czy i jak zmienia się wartość siły międzyzębnej w przypadku kół korygowanych na plus. P_n=P/cosα_w=2M₁/d_w1cosα_w; d_w1=z₁m_n­, jeśli zmniejszy się liczba zębów, siła międzyzębna wzrośnie.

162. Co oznacza termin korekcja konstrukcyjna? Z korekcją konstrukcyjną mamy do czynienia, gdy dane są z góry liczby zębów z₁ i z₂, moduł m_n oraz rzeczywista odległość osi a_w, wynikająca z ograniczeń konstrukcyjnych. Obliczoną wartość łącznego współczynnika korekcji x=x₁+x₂ można podzielić na x₁ i x₂ według różnych kryteriów, np.: stosując tzw. korekcję cząstkową polegającą na przesunięciu zarysu ze względów wytrzymałościowych tylko w mniejszym kole, tzn. przyjmując: x₁=x, x₂=0 lub stosując korekcję proporcjonalną: x₁₍₂₎=x·(z₂₍₁₎/(z₁+z₂)).

163. Klasyfikacja zębów prostych kół zębatych walcowych. Zęby spotykane w konstrukcjach maszynowych klasyfikuje się według typów i odmian. W zależności od wartości współczynnika wysokości zęba y rozróżniamy następujące typy zębów: ● niskie - y<1, h<2,25m_n; ● normalne - y=1, h=2,25m_n; ● wysokie - y>1, h>2,25m_n. Każdy z wyżej wymienionych typów może być wykonany w trzech odmianach, jako zęby: ● zerowe, dla których h_f-h_a=c=c*·m_n, gdzie c* - współczynnik luzu wierzchołkowego; ● korygowane - h_fk-h_ak≠c; ● dzikie - wysokość głowy h_ad­=h_ak-k·m_n (zęby dzikie mogą powstać z zębów zerowych lub korygowanych).

164. Koło zębate walcowe o zębach skośnych-podstawowe zależności geometryczne, zastępcza liczba zębów liczba przyporu. odległość między osiami a=0.5(z₁+z₂)/cosβ, •podziałka czołowa p_t=p_n/cosβ=π•m_n/cosβ=π•m_t •moduł czołowy m_t=m_n/cosβ, •średnica podziałowa d=d_t=z•m_t=zm_n/cosβ, •wysokość zęba h=2y_tm_t+c, y_t=y_ncosβ •zastępcza liczba zębów z_v=z/cos³β, •graniczna liczba zębów z_gβ=2y_ncos³β/sin²α_n=z_gcos³β, •praktyczna graniczna liczba zębów z'_gβ=z'_gcos³β •liczba przyporu, ε=ε_t+ε_β, ε_t=E₂E₁/p_bt-czołowa liczba przyporu, ε_β=g_β/p_tcosα_t=bsinβ/π•m_n-skokowa liczba przyporu Powierzchnia boczna zęba jest śrubową powierzchnią ewolwentową opisaną przez prostą wichrowatą względem osi koła, leżącą w płaszczyźnie toczącej się bez poślizgu po walcu zasadniczym i pochyloną względem tworzącej tego walca pod kątem β_b. Linia zębów skośnych jest linią śrubową prawo- lub lewoskrętną. Charakterystycznym jej parametrem jest kąt pochylenia zębów β pod jakim linia śrubowa zęba przecina tworzące walca podziałowego.

165. Co to jest poskokowy wskaźnik zazębienia?

ε_p - poskokowy wskaźnik zazębienia (skokowa liczba przyporu) jest miarą wpływu pochylenia i szerokości zęba na pozostawanie w przyporze zębów, które w płaszczyźnie czołowej utraciły już wzajemny kontakt. Ze względu na śrubowe położenie zęba rzeczywista droga zazębienia jednej pary zębów dodatkowo przedłuża się o wartość g_β=b·tgβ_b. Skokową liczbę przyporu określa się następująco:

Sumaryczny wskaźnik zazębienia ε przybiera w przypadku zębów skośnych wartości znacznie większe niż w przypadku zębów prostych. Powoduje to rozłożenie obciążenia na większą liczbę zębów, występują mniejsze ugięcia zębów, uzyskuje się spokojniejszą pracę i mniejsze obciążenia dynamiczne przekładni. Ze względu na istnienie składnika ε_β>0 koła z zębami skośnymi mogą współpracować przy liczbie ε_t<0.

166. Graniczna liczba zębów w kołach o zębach skośnych. Podcięcie zębów w kołach walcowych o zębach skośnych (śrubowych) podczas ich nacinania występuje, gdy zastępcza liczba zębów posiada wartość mniejszą od granicznej liczby zębów dla kół o zębach prostych: z_g=2y/sin²α. Wynika z tego: z_gv=z_g, gdzie: z_g=2y_n/sin²α_n i z_gv=(z_gβ/cos³β) - zastępcza graniczna liczba zębów. Stąd graniczna liczba zębów koła walcowego o zębach śrubowych: z_gβ=2y_ncos³β/sin²α_n=z_gcos³β - jest to wzór przybliżony, ścisły: z_gβ=y_n(2cos³β/sin²α_n)·(1+tg²β·sin²α_n). Natomiast praktyczna graniczna liczba zębów: z_gβ'=z_g'cos³β, gdzie z_g' jest praktyczną graniczną liczba zębów koła o zębach prostych z_g'=5/6·z_g.

167. Zasady łożyskowania wałów w przekładniach z kołami o zębach skośnych i strzałkowych. W przekładniach o zębach skośnych w konstrukcji skrzynki przekładniowej należy przewidzieć łożyska oporowe ze względu na siłę poosiową zależną od kąta pochylenia linii zęba β (β rośnie siła poosiowa rośnie). W przekładni o zębach strzałkowych nie ma tej siły i nie ma konieczności zastosowania łożysk oporowych. Wymaga się jedynie ustalenia jednego z wałów poosiowo dla skompensowania ewentualnych błędów konstrukcyjnych.

169. Jakie zalety posiadają przekładnie walcowe o zębach skośnych w porównaniu z równymi im gabarytowo przekładniami z kołami o zębach prostych? ● większa płynność zazębiania i wynikająca stąd większa cichobieżność; ● większa zwartość przekładni wynikająca ze zwiększonej wytrzymałości zębów na zginanie (siła miedzyzębna rozkłada się na większą liczbę zębów, zmniejszenie nadwyżek dynamicznych obciążających zęby); ● możliwość uzyskania dowolnego rozstawu osi bez korekcji. Wady: ● trudność normalizacji kół zębatych (rożne β); ● nierównomierny rozkład nacisków międzyzębnych wzdłuż linii zęba ze względu na zmienną sztywność zęba; ● siły wzdłużne obciążające wały i łożyska.

170. Jakie czynniki mogą decydować o wyborze kąta pochylenia linii zęba β w kole walcowym o znanej liczbie zębów, module i szerokości wieńca zębatego? Np.: mając narzuconą wartość odległości osi a_w, można przy danym z₁, z₂, i m_n, tak dobrać kąt β, aby otrzymać żądany rozstaw kół, czyli uniknąć korekcji konstrukcyjnej: cosβ=[½(z₁+z₂)m_n]/a_w=a'/a_w, gdzie: a' - zerowa odległość osi dla zazębienia kół z zębami prostymi o tych samych z₁ i z­­­₂ i m_­n. Swoboda doboru kąta β jest ograniczona względami wytrzymałościowymi, ponieważ przy zbyt dużej wartości β rośnie wartość składowej osiowej siły międzyzębnej (chyba że stosujemy zęby daszkowe, wtedy siły te się znoszą), oraz czynnikami technologicznymi, ze względu na ograniczoną dokładność ustawienia maszyny przy nacinaniu zębów.

172. Dlaczego w kołach zębatych stożkowych stosuje się często zęby niskie? Przy obróbce zębów w tych kołach przyjęto pewne uproszczenia technologiczne rzutujące na geometrię zazębienia. Stosuje się mianowicie prostoliniowy zarys skrawającej krawędzi narzędzia zamiast punktowego, co prowadzi do pewnego zniekształcenia zarysu obrabianych zębów w porównaniu z kulistym zarysem ewolwentowym. W przypadku zębatki pierścieniowej otrzymuje się płaską powierzchnię zębów, zaś zarys boku zęba powinien mieć charakterystyczny kształt krzywej esowej z punktem przegięcia na linii podziałowej. Największe odstępstwo tego zarysu od teoretycznej ewolwenty kulistej występuje w częściach skrajnych głowy i stopy zęba - dlatego dla złagodzenia wynikających stąd nieprawidłowości zazębienia w kołach stożkowych stosuje się często zęby niskie (y<1).

173. Koła zębate stożkowe - pojęcie stożków dopełniających. Dokładne ewolwentowe zarysy zębów wyznacza ich ślad na powierzchni kulistej, a ponieważ powierzchnia kulista nie może być rozwinięta na płaszczyźnie stosuje się uproszczenie polegające na zastąpieniu kuli rozwijalnymi powierzchniami dopełniającymi: walcem dopełniającym koła płaskiego i stożkiem dopełniającym koła stożkowego. Wprowadzenie pojęcia stożków dopełniających umożliwia zastąpienie odcinka kuli o szerokości v przez odpowiedni fragment rozwijalnej powierzchni podziałowej (pobocznicy stożka dopełniającego).

174. Zastępcza liczba zębów w kołach zębatych stożkowych, pojęcie walcowych kół zastępczych. Wyznaczenie wartości rzeczywistych naprężeń w uzębieniu kół stożkowych oraz ich analiza są bardziej skomplikowane niż analiza kół walcowych, ponieważ przekrój poprzeczny zęba, a więc i jego sztywność zmienia się wzdłuż linii zęba. W celu ułatwienia analizy, przekładnie stożkową zastępuje się przekładnią walcową, w przybliżeniu równoważną pod względem wytrzymałości. Kształt i wymiary kół przekładni walcowej zastępczej odpowiadają kształtowi i wymiarom zębów przekładni stożkowej w przekroju stożkami dopełniającymi średnimi. Oznacza to, że promienie okręgów tocznych kół przekładni zastępczej są równe tworzącym średnich stożków dopełniających kół stożkowych. Parametrami kół zastępczych są więc: zastępcze liczby zębów z­_v1 i z_v2 [obliczone za pomocą wzorów: (●) z_v1=z₁/cosδ₁ lub dla kół o zębach skośnych lub łukowych o kącie pochylenia linii zęba β_bm: z_vβ1=z₁/(cosδ₁cos²β_bmcosβ_m)≈z₁/(cosδ₁cos³β_m), gdzie β_m - średni kąt pochylenia zębów mierzony na stożku zasadniczym] oraz moduł średni m_m zębów kół stożkowych. Kąt zarysu koła zastępczego jest równy kątowi zarysu normalnego: α_nv=α_n. Szerokość zastępczych kół walcowych jest równa szerokości wieńców kół stożkowych zaś przyłożenie przekładni zastępczej dane jest wzorem: i_v=z_v2/z_v1=z₂cosδ₁/z₁cosδ₂=i(cosδ₁/cosδ₂), gdzie i jest przełożeniem rzeczywistym przekładni stożkowej. Dla przekładni ortogonalnej (δ=90º) otrzymuje się: i_v=i·tgδ₂=i². Def.: Zastępczą liczbą zębów z_v1 dla kół stożkowych nazywamy tę liczbę zębów prostych, jaka zmieści się na kole o promieniu zastępczym R_ev1. z_v1/z₁=R_ev1/r_e1, gdzie: z_v - zastępcza liczba zębów, z -rzeczywista liczba zębów, R_ev - promień zastępczy, r_e - promień podziałowy. Stąd: R_ev1=r_e1/cosδ₁, stąd mamy (●).

175. Graniczna liczba zębów w kołach stożkowych. Graniczna liczba zębów jest to najmniejsza liczba zębów jaką można naciąć na kole bez podcięcia stopy zęba. Koło stożkowe osiąga graniczną liczbę zębów z_gs1 wtedy, gdy jego zastępcza liczba zębów z_v1 osiąga wartość graniczną z_v1=z_g1, określoną dla kół walcowych. Mamy wiec: z_g1=(z_gs1/cosδ₁), czyli po uwzględnieniu wzoru Magga: z_g=2y/sin²α, mamy: z_gs1=2y_n/sin²α·cosδ₁. Dla kół stożkowych o zębach skośnych lub łukowych o kącie pochylenia linii zęba β_m graniczną liczbę zębów określa wzór: z_gs1=2y_n/sin²α·cosδ₁·cos³β_m. Z podanych zależności wynika, że graniczna liczba zębów dla koła stożkowego jest mniejsza niż dla odpowiadającego mu zastępczego koła walcowego.

176. Rodzaje kół zębatych stożkowych o zębach łukowych. Jeżeli linie zębów na rozwinięciu stożka podziałowego są lukami kołowymi, koła nazywamy stożkowymi o zębach kołowych, jeżeli ewolwentami - kołami stożkowymi palloidalnymi, jeżeli cykloidami - kołami eloidalnymi.

177. Metody obróbki kół zębatych stożkowych. Do obróbki kół zębatych stożkowych nie możemy stosować metody kształtowej (zmienia się bowiem grubość i wysokość zęba), Zęby proste kół stożkowych obrabia się na strugarkach albo frezarkach. Zęby łukowe obrabia się sposobem frezowania za pomocą głowic frezowych z wystawianymi nożami o prostoliniowej krawędzi skrawającej, kształtującej boki zębów metodą obwiedniową.

180. Rodzaje ślimaków - wyjaśnij ich nazwy. W zależności od sposobu wykonania rozróżniamy ślimaki {•spiralne, •pseudospiralne, •ewolwentowe}są to ślimaki walcowe; Nazwy te pochodzą od rodzaju linii zarysuboku zwoju (zębów) ślimaka w przekroju prostopadłym do jego osi. Ze względu na kształt ślimaka: •globoidalne (wklęsły ślimak i ślimacznica), •walcowe; Osobną grupę stanowią ślimaki stożkopochodne, w których powierzchnie boczne są obwiedniami stożków tworzących, poruszających się ruchem śrubowym.

182. Sprawność przekładni ślimakowej. η₁₂=tgγ/tg(γ+ρ'), gdzie ρ'=arctg(μ/cosα_n) - pozorny kąt tarcia (α_n - kąt przyporu ślimaka w przekroju normalnym, μ - współczynnik tarcia zależny od: stanu powierzchni zębów, rodzaju współpracujących materiałów, prędkości poślizgu wzdłuż boku zęba: v_p=v₁/cosγ, gdzie v₁ - prędkość obwodowa ślimaka na średnicy podziałowej). Ze wzoru na η, widzimy ze silnie ona zależy od kąta pochylenia zwojów ślimaka γ - jest największa dla kąta γ=45º-(ρ'/2). W praktyce ślimaki wysokosprawne posiadają kąty γ=15º÷30º, bo przy większych wypada zbyt mała średnica podziałowa. Wyraźny spadek sprawności jest dla kątów γ<15º. Gdy elementem napędzającym jest koło ślimakowe sprawność przekładni obliczamy ze wzoru η₂₁=tg(γ-ρ')/tgγ, dla kąta γ<ρ' sprawność η₂₁<0, co oznacza niemożność przenoszenia napędu z koła ślimakowego na ślimak, czyli samohamowność mechanizmu napędowego.

183. Zagadnienie samohamowności przekładni ślimakowej. Dla zapewnienia samohamowności musi zachodzić warunek: γ<ρ'. Przekładnia taka posiada bardzo małe kąty γ, w granicach γ=1÷3º, stąd jej sprawność jest bardzo mała (zawsze mniejsza od 0,5). Świadczy to o tym, że więcej niż połowa mocy doprowadzonej do przekładni jest w niej tracona, co powoduje nagrzewanie się przekładni ślimakowej. ρ'=arctg(μ/cosα_n), γ=45º-(ρ'/2);

184. Materiały stosowane w przekładniach ślimakowych. Ślimak wykonywany jest zwykle ze stali o dużej wytrzymałości i odpornych na ścieranie. Są to stale niklowo-chromowe, chromowe lub stale do nawęglania wyższej jakości (ale też: 15, 16HG, 45, 33SG). Najlepszym materiałem na zęby kół ślimakowych są brązy. Najczęściej stosuje się brązy fosforowe o zawartości 10% cyny i 0,2÷0,3% fosforu. Współpraca brązu ze stalą zapewnia małe współczynniki tarcia i dużą trwałość. (ale też: B101, Zl250, AM4 (specjalny stop Al), Z41 (stop cynowy), masy plastyczne).

185. Zasady łożyskowania przekładni ślimakowych. Ślimak-wał musi być ustalony poosiowo i to tam w którą stronę jest zwrócony wektor siły. Koło ślimakowe-gdy napęd pochodzi od koła należy ustalić wał poosiowo. Jeśli napęd pochodzi od ślimaka można go nie ustalać.

186. Główne rodzaje uszkodzeń zębów w przekładniach zębatych i sposoby zapobiegania uszkodzeniom. •złom doraźny- jest wynikiem jednorazowego przeciążenia zęba, np. prze uderzenie, gwałtowne zahamowanie. •złom zmęczeniowy-jest rezultatem wielokrotnego (miliony razy powtarzanego) obciążenia, • pitting-(powstanie wyrw)-występuje w postaci pittingu początkowego, objawiającego się w formie bardzo drobnych jamek, albo w postaci pittingu niszczącego prowadzącego w ostateczności do złamania zęba, •zacieranie-powstaje wskutek działania drobnych zanieczyszczeń przedostających się wraz z olejem pomiędzy powierzchnie trące. •zażeranie-występuje przy dużej nadwyżce temperatury wytworzonej przez zatarcie powierzchni zębów, •odpryski lub rysy-występują wyłącznie na powierzchniach utwardzonych i są objawem zmęczenia warstwy podpowierzchniowej. •odkształcenia plastyczne-powstają na skutek przekroczenia granicy plastyczności często w przypadku interferencji zębów

÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷÷

---