2. Podstawowe pojęcia zakresu tolerancji i pasowań: odchyłki, wymiar nominalny, wymiary graniczne, tolerancje, luzy - interpretacja graficzna. Dla każdej średnicy wałka lub otworu podaje się wymiary graniczne: dolny A i górny B, między którymi winien być utrzymany wymiar rzeczywisty przedmiotu. Różnica tych wymiarów nazywa się tolerancją wymiaru: T = B - A .Wymiar nominalny jest to wymiar jaki powinien mieć wałek lub otwór.Różnicę algebraiczną między wymiarem górnym i odpowiadającym mu wymiarem nominalnym nazywamy odchyłką górną Różnicę algebraiczną między wymiarem dolnym i odpowiadającym mu wymiarem nominalnym nazywamy odchyłką dolną.

Zarówno górna jak i dolna odchyłka może mieć wartość dodatnią, ujemną lub zerową. Odchyłki odmierzamy od linii wymiaru nominalnego czyli tak zwanej linii zerowej, nadając Im znak plus ponad tą linię i minus poniżej niej. Tolerancje wymiarowe są znormalizowane. W układzie określane są dla każdego wymiaru dwa elementy: szerokość pola tolerancji i położenie jego pola w stosunku do linii zerowej. Tolerancje według szerokości pola dzielą się na 18 klas dokładności. Klasy oznacza się numerami 01, 0 i od 1 do 16. Klasy dokładności od 01, 0 i od 1 do 7 stosowane są przy wyrobie części mierniczych, klasy od 5 do 16 stosuje się przy wyrobie części maszyn, przy czym klasy od 5 do 12 stosuje się w pasowaniach części maszyn, a klasy od 12 do 16 stosuje się w przypadkach wielkich luzów oraz powierzchni swobodnych i surowych .Luzy. Luz graniczny najmniejszy powstaje wtedy, gdy otwór będzie miał wymiar graniczny dolny A_o, a wałek wymiar graniczny górny B_w

Luz graniczny największy powstanie, jeżeli otwór będzie miał wymiar graniczny górny B_o, wałek wymiar graniczny dolny A_w

16. Wykres rozciągania próbki nitowej , rozkład na nitach. Postacie zniszczeń połączeń nitowych.

Wykres rozciągania próbki nitowej tablica

Rozkład naprężeń na nitach tablica

Połączenie nitowe może ulec zniszczeniu z trzech powodów : 1. zerwania blach wzdłuż osi rzędu nitowego, najczęściej rzędu skrajnego (w szwach pełnych zawsze rzędu skrajnego) 2. ścięcie nitu. 3. zniekształcenia otworów nitowych w blasze z powodu zbyt dużego nacisku nitów na ściany otworów

Postacie zniszczeń połączeń nitowych tablica

90. Nośność dynamiczna i statyczna łożyska tocznych.

Nośność ruchowa (dynamiczna) C - jest to obciążenie, które można ono przenieść bez obawy zniszczenia przed upływem jednego miliona obrotów:

P - obciążenie łożyska

C - nośność ruchowa łożyska w idealnym warunku

- współczynnik ilość obrotów

- współczynnik czasu pracy

Nośność spoczynkowa C_o - jest to takie obciążenie, przy którym odkształcenie trwałe części tocznej najbardziej obciążonej wynosi 0,001 średnicy kulki lub wałka. Obliczenie to ma na celu uniknięcie odkształceń trwałych, występujących w spoczynku pod obciążeniem. Nośność tę obliczamy ze wzoru: C_o = s_o⋅P_o. Współczynnik bezpieczeństwa s_o przyjmujemy od 1 do 2 zależnie od charakteru obciążenia, wyższy przy uderzeniach i wstrząsach. Obciążenie obliczeniowe P_o przyjmujemy, podobnie jak P według wzoru: P_o = x_o⋅P_po+y_o⋅P_wo x_o = 0,5 dla łożysk skośnych i stożkowych x_o = 1 dla pozostałych y_o = 0,75 dla łożysk kulkowych zwykłych y_o = 0,5 dla pozostałych

89. Żywotność łożysk tocznych.

Zwykle trwałość łożyska określamy nie liczbą obrotów, ale liczbą godzin pracy L_n przy stałych obrotach n. W tym znaczeniu nośność podana w katalogu odpowiada trwałości L_n=500 godzin i liczba obrotów n =33¹/₃ [obr/min]. Jeżeli jest to dane obciążenie obliczeniowe łożyska P, to przyjmując łożysko ma nośność c=P, mamy zagwarantowaną pracę łożyska przy 33¹/₃ [obr/min] w ciągu 500 godzin. Zależnie od danej liczby obrotów wałka oraz żądanej liczby trwałości ustalamy nośność ruchową wg. wzoru

gdzie współczynniki przeliczeniowe

f_n - współczynnik czasu pracy

f_n - współczynnik ilości obrotów

Obciążenie zastępcze P ustalamy w zależności od rodzaju łożyska. Dla łożysk porzecznych obliczmy ze wzoru: P = x⋅P_p+y⋅P_w. Gdzie: P_p - oznaczamy obciążenie poprzeczne P_w - obciążenie wzdłużne x - współczynnik przypadku obciążenia y - współczynnik przeliczeniowy obciążenia wzdłużnego. Do obliczeń bierzemy siłę obciążającą łożysko, z uwzględnieniem możliwego przeciążenia zależnego od rodzaju napędu, rozłożone na składowe porzeczne P_p i wzdłużną P_w. Obciążenia poprzeczne przeliczmy mnożąc przez współczynnik x. Wartość tego współczynnik zależy od przypadku obciążenia

43. Naprężenia powłokowe w zbiornikach walcowych, kulistych

Naprężenia w naczyniach ciśnieniowych (cienkościennych)

naczynie cienkościenne - grubości bardzo małe w stosunku do średnic

ds₁=ρ₁⋅dϕ₁

ds₂=ρ₂⋅dϕ₂

p⋅F=p⋅ds₁⋅ds₂ (a)

σ₁⋅F₁=σ₁ds₁⋅δ

σ₁⋅ds₁δ⋅sin(dϕ₁/2) - rzut na kierunek osi y

2⋅σ₁ds₂⋅δ⋅sin(dϕ₂/2) (b)

bok AD

σ₂⋅ds₁⋅δ

2⋅σ₂⋅δ⋅ds₁⋅sin(dϕ₂/2) (c )

układ w równowadze

a=b+c

p⋅ds₁⋅ds₂=2⋅σ₁⋅δ⋅ds₂⋅sin(dϕ₁/2)+2⋅σ₂⋅δ⋅ds₁⋅sin(dϕ₂/2)

sin(dϕ/2)= dϕ/2

p⋅ds₁⋅ds₂=σ₁⋅δ⋅dϕ₁+σ₂⋅δ⋅ds₁⋅dϕ₂

dϕ₁=ds₁/ρ₁

dϕ₂=ds₂/ρ₂

p⋅ds₁⋅ds₂=σ₁⋅δ⋅ ds₁/ρ₁+σ₂⋅δ⋅ds₁⋅ ds₂/ρ₂ /δ, ds₁, ds₂

- naprężenia w naczyniach cienkościennych

Naprężenia w powłoce kulistej

ρ₁=ρ₂=ρ=r

σ₁=σ₂=σ

61. Zawór częściowo odciążony - szkice, zasada działania.

62. Zawór całkowicie odciążony -szkic, zasada działania.

87. Łożyska toczne, budowa, rodzaje - szkice. Materiały.

Budowa.

Łożysko składa się z pierścienia zewnętrznego i wewnętrznego oraz elementów tocznych umieszczonych między pierścieniami. Pierścień wewnętrzny osadzony jest na wale, zewnętrznym w oprawie łożyska Elementy toczne toczą się po bieżniach wewnętrznej i zewnętrznej, wykonanych w pierścieniach. Elementy te dla zachowania stałych odległości między nimi ujęte są zwykle w lekki koszyczek wytłoczony z blachy Elementami tocznymi są kuliki lub wałeczki o kształcie walcowym, stożkowym, baryłkowym i igiełkowym

Rodzaje łożysk tocznych:

a) poprzeczne

1) łożyska kulkowe2) łożyska wałeczkowe

b) wzdłużne

1) łożyska kulkowe-2) łożyska wałeczkowe

Materiały

Elementy toczne i pierścienie wykonuje się ze stali chromowej o zawartości 1%węgla, 1,5% chromu, 0,5% manganu.

98. Przekładnie pasowe - klasyfikacja wady, zalety

Klasyfikacja przekładni pasowych:

1) przekładnia otwarta2)przekładnia krzyżowa

3) przekładnia półotwarta4)przekładnia z kołem luźnym

5) przekładnia wielostopniowa

Charakterystyka przekładni pasowych:

Zalety

1) płynność ruchu2) dowolność roztworu kół i ustawienia wału3) możliwość uzyskania zmiennych przełożeń4)wyłączanie napędów5)nie musi być wymagana duża dokładność ustawienia kół6)prosta, tania konstrukcja7) prosta obsługa8)nie wymagają smarowania

Wady:

1)duże gabaryty2)duże naciski na wał i na łożyska

3) zmienność przełożenia4)konieczność regulacji spowodowana rozciąganiem się pasa5)wrażliwe na chemiczne oddziaływanie ośrodka 6)sprawność przekładni pasowych nie mniejsza niż przekładni zębatych czy łańcuchowych

Przekładnia z kołem luźnym

Na wale czynnym jest osadzone koło szerokie, na wale biernym dwa koła. Jedno z nich jest kołem roboczym i jest na stałe połączone z wałem, drugie obraca się luźno na wale. Pas można przesuwać wczasie ruchu łącząc koło czynne z kołem roboczym lub z kołem luźnym. Dzięki temu przy stale włączonym kole czynnym możemy mieć wał bierny w ruchu lub w spoczynku

102. Przekładnie łańcuchowe - zasada działania, wady i zalety

Zalety:

1) łączenia osi o dużym rozstawie2)łagodzą gwałtowne szarpnięcia3) przenoszą duże siły4) większa sprawność niż przekładni pasowych5) stałe obciążenie

6)mniej obciążają wały

Wady:

1)dość duży koszt2) hałas3)konieczność smarowania

Rodzaje łańcuchów:

1) łańcuch sworzniowy2) łańcuch tulejowy3) łańcuch rolkowy4) łańcuch zębaty ze środkową płytką prowadzącą

96. Przekładnie cierne - klasyfikacja, wady, zalety

Klasyfikacja przekładni ciernych:

1) walcowa zewnętrzna2) walcowa wewnętrzna

3) stożkowa wewnętrzna4) walcowa planetarna

4)stożkowa

Charakterystyka przekładni ciernych

Zalety:

1)prosta konstrukcja2)cichobieżność3) płynność pracy

4) możliwość przeciążeń

Wady:

1)duże gabaryty na jednostkę mocy2) duże obciążenia wałów i łożysk3) występowanie poślizgów

81. Porównanie łożysk ślizgowych i tocznych.

Łożyska toczne

Zalety

1)mały współczynnik tarcia - niezależny od prędkości kątowej: 0,001 ÷ 0,003 2)opory w czasie rozruchu prawie takie same jak dla ruchu ciągłego 3)mniejsze zużycie smaru

4)mniej wrażliwe na złe warunki smarowania 5)małe wymiary wzdłużne, większe wymiary poprzeczne 6)łatwa naprawa 7)elementy znormalizowane, łatwo dostępne, znormalizowane według norm światowych 8)małe koszty eksploatacji

Wady

1)sztywność łożyskowania - duży hałas

2)duże wymiary poprzeczne 3)utrudniony montaż i demontaż wału 4)duże koszty

5)łożyska nie docierają się - duża dokładność montażu

Łożyska ślizgowe

Przekładnie zębate - klasyfikacja, wady, zalety.

Klasyfikacja

- zębate - bezpośrednio-kształtne

- cierne - bezpośredniocierne

- pasowe - cierne pośrednie

- łańcuchowe - pośrednio-kształtowe

Przekładnie zębate

Zalety

1)stałość przełożenia2) wysoka sprawność i niezawodność3) małe zużycie, duża twardość

4)mało miejsca5) możliwość przenoszenia dużych mocy6)małe obciążenia wałów i łożysk

Wady

1) hałaśliwość2) wysoki koszt3) sztywność - nieodporne na przeciążenia4)niemożność uzyskania większego rozstawu osi5) konieczność smarowania

Rodzaje kół zębatych

a)o zębach prostych -koło walcowe b) koło stożkowe o zębach prostych c) zębatka prosta d) zębatka koronowa e) koło walcowe wewnętrzne z zębach prostych f) koło walcowe zewnętrzne o zębach śrubowych g) koło walcowe o zębach daszkowych

h) koło walcowe o zębach łukowych i) koło stożkowe o zębach śrubowych j)koło stożkowe o zębach łukowych

Metody nacinania zębów - szkice

Metody nacinania zębów

metoda Fellows'a - narzędzie ma kształt koła zębatego; narzędzie i koło obracają się tak, jak współpracujące koło zębate; narzędzie wykonuje ruchy skrawające w kierunku pionowym jak na dłutownicy; narzędzie ma posuw w głąb materiału koła i wycina wręby, wgłębiające się coraz bardziej w koło

Przekładnie walcowe, stożkowe ślimakowe, hipoidalne

Przekładnie walcowe: gdy koła współpracują z powierzchniami walcowymi

Przekładnie stożkowe: powierzchnie powinny być hiperboidalne w obu przypadkach

Przekładnie ślimakowe: przekładnie o osiach skośnych tworzących kąt 90^o

Przekładnie hipoidalne

17. Obliczanie wytrzymałościowe połączeń nitowych rozciąganych siłą osiową

Obliczanie blach

n' - liczba nitów w skrajnym rzędzie,

2. Obliczanie nitów na ścinanie

Warunek wytrzymałościowy wyraża wzór:

Przy szwach nakładkowych liczymy zawsze tylko połowę połączenia po jednej stronie płaszczyzny symetrii szwu. d - jest średnicą otworu nitowego , a nie nitu ; w obliczeniu bierzemy pod uwagę tę średnicę gdyż nit zamykany pęcznieje i wypełnia otwór. Liczba przekrojów ścinanych przypadająca na jeden nit jest o 1 mniejsza od liczby blach ściskanych przez ten nit, tak więc w szwie zakładkowym i nakładkowym jednostronnym na 1 nit przypada 1 przekrój, a w nakładkowym obustronnym 2 przekroje ścinane.

3) Obliczanie blachy na docisk w otworze

29. Obliczanie sił potrzebnych do odkręcenia (wkręcenia) nakrętki obciążonej siłą osiową - szkice.

Obracając śrubę, możemy podnieść na pewna wysokość ciężar Q lub przezwyciężyć na pewnej drodze siłę Q. Takie zastosowanie śruby do wykonania pewnej pracy jest szeroko spotykane w budowie maszyn, np.: podnośniki gwintowe. Pracę wykonujemy przez działanie momentem M_s na śrubę. Zwój gwintu tworzy równię pochyłą o kącie nachylenia γ. Ciężar posuwany jest wzdłuż równi przez siłę H, leżącą w płaszczyźnie prostopadłej do osi śruby. Przedstawia ona działanie momentu M_s, którego wektor leży wzdłuż os śruby. Tarcie równi powoduje odchylenie reakcji od normalnej, do równi o kąt tarcia ρ. Rozkład sił działających na ciężar pokazany jest na rys. b, N oznacza reakcję normalną równi, R zaś reakcję wypadkową z uwzględnienie siły tarcia, przy czym: T = N⋅μ = N⋅tgρ μ - współczynnik tarcia. Z trójkątów sił obliczamy sile H, jaka jest potrzebna do poruszania ciężaru ruchem jednostajnym H = Q⋅tg(γ+ρ). Gdybyśmy ciężar opuszczali, to zmieni się kierunek sił tarcia, a więc zmieni się kąt, jaki tworzy ona z pionem. Ogólny zapis H = Q⋅tg(γρ) przy czym znak „+” dotyczy ruchu ciężaru w górę, czyli podnoszenia, a znak „-” dotyczy opuszczania.

33. Obliczanie wytrzymałościowe wysokości nakrętki.

Wzór na wysokość nakrętki

Obliczenie gwintu na nacisk wymaga obliczenia wysokości nakrętki. Wysokość nakrętki normalnych łączników gwintowych wynosi 0,8d. Przy normalnych łącznikach gwintowych, tworzących połączenia spoczynkowe, w których śruba i nakrętka wykonane są z tego samego materiału przyjmujemy bez obliczania normalną wysokość nakrętki: h = 0,8⋅d. Z tych samych względów przyjmujemy bez obliczeń wysokość nakrętki w normalnych gwintach rurowych h = 3⋅s, gdzie s oznacza grubość ścianki. Natomiast wysokość nakrętki musimy obliczyć, gdy: a) śruba i nakrętka są wykonane z różnych materiałów b) połączenie jest ruchowe lub półruchowe

34. Obliczenie wytrzymałościowe średnicy rdzenia śruby obciążonej siłą osiową.

Przykładem takiego obciążenia jest obciążenie haka. W tym przypadku w rdzeniu śruby nie ma żadnego zacisku wstępnego. W czasie pracy złącze obciążone jest siłą rozciągającą osiową Q. Obliczamy przekrój rdzenia śruby na rozerwanie:

(względnie k_rj)

Z tego wzoru najdokładniej jest obliczyć potrzebny przekrój rdzenia śruby:

i dobrać ze wzoru odpowiednie wymiary gwintu o przekroju rdzenia F_r - równym lub większym od obliczeniowego.

35. Obliczanie wytrzymałościowe śruby skręcanej pod obciążeniem (nakrętka rzymska).

Nakrętka rzymska - służy ona do naciągania lin lub prętów. W czasie skręcanie w rdzeniu śruby panuje naprężenie rozciągające. Jest on więc poddany naprężeniom złożonym, pochodzącym od rozciągania siła Q i od skręcania momentem M_s

- naprężenia rozciągające

- naprężenia skręcające

Wzór na naprężenia skręcające można przedstawić w postaci:

τ =

Naprężenia zastępcze przyjmujemy według hipotezy energii odkształcenia postaciowego:

Dla normalnych łączników gwintowych o gwincie metrycznym lub Whitwortha, dla których kąty γ są bardzo małe, wartość pierwiastka jest równa albo mniejsza od około 1,17. Dla takich łączników σ_z = 1,17⋅σ_r. Warunek wytrzymałości: σ_z ≤ k_r (lub k_rj) można przekształcić na σ_r ≤ 0,85⋅k_r (lub k_rj). Śruby takie można liczyć na rozerwanie, przyjmując niższe naprężenia dopuszczalne. Przekrój rdzenia śruby:

wymiary gwintu dobiera się z norm dla obliczonego rdzenia śruby.

23. Obliczanie wytrzymałościowe dwuteownika połączonego spoiną czołową z nakładkami obciążonego momentem zginającym. Gdzie należy umieścić nakładki i dlaczego?

kg` - naprężenia dopuszczalne na zginanie dla spoiny y - odległość od skrajnych włókien. Nakładki należy dać na pólkach ponieważ I jest większe mimo Momentu gnącego mniejszego.

22. Obliczanie wytrzymałościowe spoin czołowych, naprężenia w spoinie ukośnej oraz w spoinie czołowej z nakładkami.

Spoina ukośna

- naprężenia zastępcze

Połączenie czołowe z dwiema nakładkami

F - przekrój

Złącze jest obciążone siłą tnącą P' równą P oraz momentem skręcającym M = P⋅ l . Siła P jest przenoszona w równym stopniu przez wszystkie nity. Stąd na każdy nit przypada siła tnąca P_k'=P/n (n- liczba nitów ). Opór P_k” , jaki każdy nit stawia obróceniu złącza jest proporcjonalny do jego odległości r_k , od środka ciężkości c i jest prostopadły do tego promienia .

Mamy więc

Suma momentów tych oporów musi być równa momentowi zewnętrznemu

stąd możemy obliczyć siłę działającą na dowolny nit

a łącząca siła działająca na dowolny nit

19. Rodzaje połączeń spawanych oraz spoin spawalniczych , spoiny robocze - szkice.

spoiny mogą być: *dolne *górne *pionowe *jednowarstwowe *jednowarstwowo - dwustronne *wielowarstwowe. Rodzaje połączeń spawanych.

*czołowe *zakładkowe *teowe *kątowe *„na zamek „

*czołowe z jednostronną nakładką *czołowe z dwustronną nakładką' *nakładkowe.

Rodzaje spoin *nakładki cząstkowe *stykowa w połączeniu teowym * stykowa w połączeniu czołowym *stykowa w połączeniu kątowym *szczelinowe *otworowa *przetapiana *krawędziowa *pachwinowa w połączeniu zakładkowym *pachwinowa w połączeniu teowym *pachwinowa w połączeniu kątowym *stykowa ( krawędziowa ) *stykowa (pachwinowa )*stykowa ( przetapiana ) *elektrolit.

20. Naprężenia i odkształcenia spawalnicze - przyczyny powstania. Konstrukcyjne i technologiczne . Sposoby kompensacji spawalniczych.

Odkształcenia i naprężenia - przyczyny powstania: W procesie stygnięcia następuje skurcz materiału , który ma charakter nierównomierny wywołany

nierównomiernym rozkładem temp. Wskutek tego skurcz w materiale spawanym występują naprężenia spawalnicze oraz odkształcenia części spawanej. Naprężenia spawalnicze są bezpośrednim powodem pęknięć w czasie stygnięcia. Zmniejszenie ich jest możliwe przez odpowiednio dobrany proces technologiczny spawania, wstępne wygrzewanie elementów spawanych w całości i potem powolne ich studzenie lub przez wyżarzanie części po spawaniu. Stale stopowe stosowane do spawania poddawane są po spawaniu obróbce cieplnej, polegającej na wyżarzaniu , normalizacji lub ulepszaniu . W spoinach występują naprężenia, żeby je zmniejszyć wykonuje się odpowiednie zabiegi np. - spawać należy blachy o tej samej grubości.

21. Porównanie połączeń spawanych i nitowanych . Zastosowania wady i zalety.

Połączenia spawane stosuje się: *w konstrukcjach stalowych , masztach, słupach, mostach, *w budownictwie stalowym *przy produkcji kadłubów okrętowych *przy wytwarzaniu karoserii samochodowych *w produkcji wagonów kolejowych *przy wykonywaniu korpusów ciężkich maszyn *przy wykonywaniu rozmaitych części maszynowych w różnych gałęziach przemysłu. Wady połączeń spawanych: *niepełne przetopienie materiału łączącego , a więc przyklejanie spoiny do materiału *przepalanie materiału lub spoiny i powstanie tlenków *wtrącanie szlaki w spoinie *pęknięcia w spoinie. Zalety połączeń spawanych: *dowolne ustawienie łączących ścian *nie osłabiają przekroju łączonych materiałów *pozwalają osiągnąć szczelność. Zalety połączeń nitowych *duża plastyczność *nitowanie na gorąco i na zimno *nitowanie nie wpływa na zmianę właściwości przedmiotów nitowanych *nie zmieniają kształtów przedmiotów nitowanych. Wady połączeń nitowanych *ograniczają możliwości konstrukcyjne *wiercenie otworów *znaczne nakłady robocizny *wykonanie połączeń szczelnych *techniczne doszczelnianie *duże koszty nakładowe

Połączenia nitowane stosuje się:

*w konstrukcjach stalowych, kadłubów samolotów zaleca się stosowanie nitów do łączenia elementów wykonanych z materiałów trudno spawalnych *w przypadku gdy nie można spawać ze względu na odkształcenia termiczne lub ze względu na małą grubość elementów łączonych.

22. Obliczanie wytrzymałościowe spoin czołowych, naprężenia w spoinie ukośnej oraz w spoinie czołowej z nakładkami.

Spoina ukośna

- naprężenia zastępcze

Połączenie czołowe z dwiema nakładkami

F - przekrój pręta

23. Obliczanie wytrzymałościowe dwuteownika połączonego spoiną czołową z nakładkami obciążonego momentem zginającym. Gdzie należy umieścić nakładki i dlaczego?

kg` - naprężenia dopuszczalne na zginanie dla spoiny y - odległość od skrajnych włókien. Nakładki należy dać na pólkach ponieważ I jest większe mimo Momentu gnącego mniejszego.

24. Obliczanie wytrzymałościowe spoiny pachwinowej łączącej pręt niesymetryczny (kątownik) z blachą węzłową

25. Obliczanie wytrzymałościowe spoiny pachwinowej obciążonej momentem skręcającym i siłą tnącą

między

= 0

26. Obliczanie wytrzymałościowe spoiny pachwinowej obciążonej momentem zginającym, siłą normalną i siłą tnącą na przykładzie dwuteownika przyspawanego czołowo do płyty.

- przekrój spoiny równoległych do kierunku siły T

27. Połączenia gwintowe- rodzaje gwintów i ich zastosowanie, oznaczanie gwintów, rodzaje śrub, nakrętek i podkładek. Zabezpieczanie nakrętek przed odkręcaniem się.

Połączenia gwintowe wykonuje się za pomocą łączników gwintowych. Śruby, wkręty, nakrętki

Śruba to łącznik mający łeb ukształtowany tak aby można go było wkręcić odpowiednim kluczem. Trzpień śruby może być nagwintowany na całej swojej długości lub częściowo. Wykonane najczęściej przez toczenie z prętów walcowych lub ciągnionych czworokątnych. Śruby wykonywane z prętów okrągłych - łeb wykonuje się poprzez spęcznienie trzpienia i uformowanie łba. Wkręty - łączniki mające łeb z wcięciem do wkrętaka. Nakrętki to elementy współpracujące ze śrubami lub wkrętami. Rodzaje gwintów: a) trójkątne (stożkowe, walcowe) zalety: * zapewnia szczelność, * przenosi duży moment skręcający, * szybkie łączenie i rozkręcanie. Wady: * trudne wykonanie, * niemożność regulowania przesunięć osiowych b) okrągły: * duża sztywność zmęczeniowa, * nie jest stosowany w szerokim zakresie c) gwinty dociskowe i napędowe - stosowane są trapezowe i prostokątne. Oznaczanie gwintów: 2^″; 3/4^″ - calowe. Tw 48 x 8 - trapezowy symetryczny. S 48 x 8 - trapezowy niesymetryczny. Rd 40 x 1/6^″ -okrągły. M30 -metryczny zwykły. M80 x 3 - metryczny drobnozwojowy. R 3/4^″Pt - rurowy przytępiony. Em 16 - Edisona metryczny. Rodzaje śrub: - śruba surowa - śruba półsurowa - śruba toczona - śruba

dwustronna - śruba do drewna. Rodzaje nakrętek:- sześciokątne- czworokątne- dwuścienne- rowkowe- otworowe- skrzydełkowe- z uchem- radełkowe- koronowa. Rodzaje podkładek: - sprężyste. Zabezpieczenie połączenia przed poluzowaniem lub odkręceniem pod wpływem przypadkowych sił np.: przy drganiach - specjalna podkładka, zapunktowanie trzpienia, zaklepanie trzpienia. Podkładka sprężysta z ostrymi odgiętymi końcówkami wciska się jednym końcem w nakrętkę a drugim w łączony element. Nakręcenie przeciwnakrętki, Nakrętka koronowa - przez otwór wycięty w śrubie przetyka się zawleczkę i rozgina końce, podkładki odginane, zębate

28. Sposoby wykonywania gwintów, materiały do produkcji śrub.

Poprzednie pytanie. Sposoby wykonywania gwintów: - nacinanie - frezowanie - walcowanie - gwinty zewnętrzne trójkątne - odlewanie gwintów ze stopów niezależnych. Materiały do produkcji śrub: stale automatowe - oznaczenie A10, A12 - zawartość węgla do 0,1%.

29. Obliczanie sił potrzebnych do odkręcenia (wkręcenia) nakrętki obciążonej siłą osiową - szkice.

Obracając śrubę, możemy podnieść na pewna wysokość ciężar Q lub przezwyciężyć na pewnej drodze siłę Q. Takie zastosowanie śruby do wykonania pewnej pracy jest szeroko spotykane w budowie maszyn, np.: podnośniki gwintowe. Pracę wykonujemy przez działanie momentem M_s na śrubę. Zwój gwintu tworzy równię pochyłą o kącie nachylenia γ. Ciężar posuwany jest wzdłuż równi przez siłę H, leżącą w płaszczyźnie prostopadłej do osi śruby. Przedstawia ona działanie momentu M_s, którego wektor leży wzdłuż os śruby. Tarcie równi powoduje odchylenie reakcji od normalnej, do równi o kąt tarcia ρ. Rozkład sił działających na ciężar pokazany jest na rys. b, N oznacza reakcję normalną równi, R zaś reakcję wypadkową z uwzględnienie siły tarcia, przy czym: T = N⋅μ = N⋅tgρ μ - współczynnik tarcia. Z trójkątów sił obliczamy sile H, jaka jest potrzebna do poruszania ciężaru ruchem jednostajnym H = Q⋅tg(γ+ρ). Gdybyśmy ciężar opuszczali, to zmieni się kierunek sił tarcia, a więc zmieni się kąt, jaki tworzy ona z pionem. Ogólny zapis H = Q⋅tg(γρ) przy czym znak „+” dotyczy ruchu ciężaru w górę, czyli podnoszenia, a znak „-” dotyczy opuszczania.

30. Sens fizyczny pozornego kąta tarcia. Moment potrzeby do okręcenia nakrętki.

Obliczenia dla gwintu o zarysie trapezowym lub trójkątnym. W tym przypadku siła tarcia będzie większa niż przy gwincie prostokątnym. Do obliczenia siły tarcia trzeba bowiem w tym przypadku wziąć reakcję N', normalną do boku zarysu i tworzącą kąt α_r z siła N. Siła tarcia wynosi T=N'⋅μ=

Jeżeli wyrażenie μ/cosα oznaczymy symbolem μ`, to możemy obliczyć sile tarcia ze wzoru: T = N⋅ μ` = N⋅tgρ`. Wartość ρ` nazywamy pozornym kątem tarcia i obliczamy ze wzoru tgρ` =

Moment potrzebny do okręcenia nakrętki: M_s = 0,5⋅d_s⋅Q⋅tg(γ±ρ`).

31. Sprawność gwintu.

Sprawność gwintu jako maszyny roboczej wyrażamy stosunkiem pracy użytecznej do pracy włożonej. Sprawność dla przypadku zmiany pracy momentu obrotowego na pracę siły podłużnej. Praca użyteczna odniesiona do jednego obrotu śruby jest równa iloczynowi siły prze skok L_u = Q⋅h = Q⋅π⋅d_s⋅tgγ praca włożona w czasie jednego obrotu L_w = 2⋅π⋅M_s = 0,5⋅2⋅π⋅Q⋅d_s⋅tg(γ+ρ`) więc sprawność η=

czyli:

η =

Sprawność śruby zależy od kąta pochylenia linii śrubowej i od współczynnika tarcia. Kąt największej sprawności

γ_opt =

wartość zaś sprawności maksymalnej przy tym kącie wynosi:

η_max =

32. Pojęcie samohamowalności gwintu. Wykres zależności sprawności gwintu od kąta wzniosu.

Śruba będzie samohamowalna, jeżeli dowolnie duża siła osiowa Q, obciążająca śrubę, nie wywoła jej obrotu. Warunek ten będzie spełniony, jeżeli przy opuszczaniu moment M_s będzie równy zero lub mniejszy od zera:

M_s = 0,5⋅d_s⋅Q⋅tg(γ+ρ`) ≤ 0. Nierówność ta będzie spełniona, jeżeli γ≤ ρ` - warunek samohamowalności śruby. Śruba jest samohamowalna, jeżeli kąt wzniosu linii śrubowej jest mniejszy od pozornego kąta tarcia. Śruby samohamowalne są mało sprawne. Wykres zależności sprawności gwintu od kąta wzniosu,

Z wykresu widać, że przy wzroście kąta sprawności rośnie najpierw bardzo szybko, potem woniej. Stosujemy w śrubach różnie kąty γ. W mechanizmach, w których zależy nam na dużej sprawności, np. w prasach, stosujemy kąt γ = 18 ÷ 25^o. W mechanizmach, które muszą być samohamowalne, np. podnośniki stosujemy kąt γ = 4 ÷ 6^o. W śrubach złączonych wymagana jest samohamowność, toteż stosujemy małe kąty γ = 1,5 ÷ 5^o.

33. Obliczanie wytrzymałościowe wysokości nakrętki.

Wzór na wysokość nakrętki

Obliczenie gwintu na nacisk wymaga obliczenia wysokości nakrętki. Wysokość nakrętki normalnych łączników gwintowych wynosi 0,8d. Przy normalnych łącznikach gwintowych, tworzących połączenia spoczynkowe, w których śruba i nakrętka wykonane są z tego samego materiału przyjmujemy bez obliczania normalną wysokość nakrętki: h = 0,8⋅d. Z tych samych względów przyjmujemy bez obliczeń wysokość nakrętki w normalnych gwintach rurowych h = 3⋅s, gdzie s oznacza grubość ścianki. Natomiast wysokość nakrętki musimy obliczyć, gdy: a) śruba i nakrętka są wykonane z różnych materiałów b) połączenie jest ruchowe lub półruchowe

34. Obliczenie wytrzymałościowe średnicy rdzenia śruby obciążonej siłą osiową.

Przykładem takiego obciążenia jest obciążenie haka. W tym przypadku w rdzeniu śruby nie ma żadnego zacisku wstępnego. W czasie pracy złącze obciążone jest siłą rozciągającą osiową Q. Obliczamy przekrój rdzenia śruby na rozerwanie:

(względnie k_rj)

Z tego wzoru najdokładniej jest obliczyć potrzebny przekrój rdzenia śruby:

i dobrać ze wzoru odpowiednie wymiary gwintu o przekroju rdzenia F_r - równym lub większym od obliczeniowego.

35. Obliczanie wytrzymałościowe śruby skręcanej pod obciążeniem (nakrętka rzymska).

Nakrętka rzymska - służy ona do naciągania lin lub prętów. W czasie skręcanie w rdzeniu śruby panuje naprężenie rozciągające. Jest on więc poddany naprężeniom złożonym, pochodzącym od rozciągania siła Q i od skręcania momentem M_s

- naprężenia rozciągające

- naprężenia skręcające

Wzór na naprężenia skręcające można przedstawić w postaci:

τ =

Naprężenia zastępcze przyjmujemy według hipotezy energii odkształcenia postaciowego:

Dla normalnych łączników gwintowych o gwincie metrycznym lub Whitwortha, dla których kąty γ są bardzo małe, wartość pierwiastka jest równa albo mniejsza od około 1,17. Dla takich łączników σ_z = 1,17⋅σ_r. Warunek wytrzymałości: σ_z ≤ k_r (lub k_rj) można przekształcić na σ_r ≤ 0,85⋅k_r (lub k_rj). Śruby takie można liczyć na rozerwanie, przyjmując niższe naprężenia dopuszczalne. Przekrój rdzenia śruby:

wymiary gwintu dobiera się z norm dla obliczonego rdzenia śruby.

36. Obliczanie śruby roboczej na przykładzie wrzeciona zaworu.

W zaworze niedociążonym siły działające na grzybek ściskają wrzeciona. W przypadku napływu czynnika na grzybek wrzeciono może być obciążone siła ściskającą w momencie zamykania zaworu. W celu obliczenia średnicy wrzeciona należy założyć jego długości. Przyjmuje się, że L ≈ 3⋅D_n, jest to odległość wrzeciona od grzybka do nakrętki. Dla takiego zamocowania długości wyboczeniowa równa jest 0,7⋅L.

Smukłość
dla wrzeciona zaworu przyjmuje się zwykłe wartość w przedziale 10<s<100, w tym zakresie słuszny jest wzór Tetamjera σ_kr = a-b⋅s. gdzie: σ_kr - naprężenia krytyczne, których nie można przekroczyć w ścisku wrzecionie a, b - współczynniki zależne od rodzaju materiału. Naprężenia rzeczywiste występujące w ściskanym wrzecionie wyniosą

[MN/m²]

gdzie: P_w - siła ściskająca wrzeciona [MN], x_w - współczynnik bezpieczeństwa (3,5 ÷ 4)

F =
- powierzchnia przekroju wrzeciona [m²]

d_r - średnica rdzenia gwintu wrzeciona

Po porównaniu otrzymuje się zależności:

[MN/m²]

s - dla przekroju kołowego

[MN/m²]

Rozwiązując je otrzymuje się wielkości d_r. Należy również sprawdzić czy s mieści się w granicach 0<s<100. Następnie z normy dobiera się wymiary gwintu dla obliczonego d_r. Ze względów konstrukcyjnych nie przyjmuje się gwintów mniejszych od T_r 22x5

81. Porównanie łożysk ślizgowych i tocznych.

Łożyska toczne. Zalety: - mały współczynnik tarcia - niezależny od prędkości kątowej: 0,001 ÷ 0,003 - opory w czasie rozruchu prawie takie same jak dla ruchu ciągłego - mniejsze zużycie smaru - mniej wrażliwe na złe warunki smarowania - małe wymiary wzdłużne, większe wymiary poprzeczne - łatwa naprawa - elementy znormalizowane, łatwo dostępne, znormalizowane według norm światowych - małe koszty eksploatacji. Wady

- sztywność łożyskowania - duży hałas - duże wymiary poprzeczne - utrudniony montaż i demontaż wału - duże koszty - łożyska nie docierają się - duża dokładność montażu. Łożyska ślizgowe.

82. Rodzaje tarcia w łożyskach ślizgowych, krzywa Stribecka.

W pracy łożyska decydującą rolę odgrywa tarcie czopa i panewki. Tarcie między dwiema powierzchniami trącymi zależy od gładkości tych powierzchni oraz od obecności smaru między nimi. Przy braku smaru - tarcie suche - co w łożyskach zasadniczo nie powinno występować, tarcie jest największe. Zwilżenie powierzchni smarem powoduje zmniejszenie współczynnika tarcia. Tarcie w tym przypadku nazywamy - półsuchym (lub mieszanym). W pewnych warunkach czop nie styka się z panwią, ale pływa w smarze. Stan taki cechuje się bardzo małym tarciem. Taki przypadek nazywamy - tarciem płynnym.

83. Materiały łożyskowe.

Materiały łożyskowe: - brązy cynowe i ołowiane: B10, B550, B111 - stopy łożyskowe - mosiądze - lepsza odporność na wysokie temperatury

84. Smary i smarowanie łożysk ślizgowych - szkice.

Rodzaje smarów: a) płynne - oleje smarowe - oleje mineralne - oleje roślinne i zwierzęce - oleje syntetyczne pochodzące z przeróbki wtórnej niektórych produktów ropy naftowej, bądź z przeróbki gazów - oleje syntetyczne estrowe - oleje syntetyczne polisiloksanowe b) maziste c) gazowe (łożysko Michela). Smarowanie łożysk ślizgowych: - smarownice knotowe - smarownice do smarów stałych - smarownice kroplowe - smarownice centrowe.

85. Obliczanie łożysk ślizgowych poprzecznych.

Przy obliczaniu łożysk ślizgowych należy w pierwszym rzędzie ustalić główne wymiary, łożysk, którymi są: średnica czopa d i jego długości czynna l. Wymiary te ustala się przeprowadzając trzy obliczenia: 1) obliczenie czopa na zginanie 2) obliczenie czopa i panewki na nacisk powierzchni 3)sprawdzenie łożyska na rozgrzewanie ad 1)

na zginanie:

ad 2)

na nacisk:

p_dop = 10 ÷ 25 Mn/m² (50 MN/m²)

ad 3)

na rozgrzewanie

q = A⋅l­_J =

q ~ p_śr⋅V

(p_śr⋅V)≤(p_śr⋅V_dop­)

p_śr⋅V =

Elementy łożyska winny być sprawdzane wytrzymałościowo. Dla łożysk poprzecznych obliczamy górną i dolną część korpusu na zginanie. Górną część korpusu obliczamy jako belkę zginaną

Podobnie obliczamy dolną część korpusu:

86. Obliczanie łożysk ślizgowych wzdłużnych.

1) na nacisk

2) na rozgrzewanie

p_śr⋅V_śr ≤ (p_śr⋅V_śr)_dop

87. Łożyska toczne, budowa, rodzaje - szkice. Materiały.

Budowa.

Łożysko składa się z pierścienia zewnętrznego i wewnętrznego oraz elementów tocznych umieszczonych między pierścieniami. Pierścień wewnętrzny osadzony jest na wale, zewnętrznym w oprawie łożyska Elementy toczne toczą się po bieżniach wewnętrznej i zewnętrznej, wykonanych w pierścieniach. Elementy te dla zachowania stałych odległości między nimi ujęte są zwykle w lekki koszyczek wytłoczony z blachy Elementami tocznymi są kuliki lub wałeczki o kształcie walcowym, stożkowym, baryłkowym i igiełkowym. Rodzaje łożysk tocznych: a) poprzeczne - łożyska kulkowe - łożyska wałeczkowe b) wzdłużne - łożyska kulkowe - łożyska wałeczkowe. Materiały. Elementy toczne i pierścienie wykonuje się ze stali chromowej o zawartości 1%węgla, 1,5% chromu, 0,5% manganu.

88. Przyczyny niszczenia łożysk tocznych.

Przyczyny niszczenia: - brak smarowania - uderzenia i wstrząsy (drgania)- brak izolacji- zmęczenie powierzchniowe elementów tocznych i bieżni.

89. Żywotność łożysk tocznych.

Zwykle trwałość łożyska określamy nie liczbą obrotów, ale liczbą godzin pracy L_n przy stałych obrotach n. W tym znaczeniu nośność podana w katalogu odpowiada trwałości L_n=500 godzin i liczba obrotów n =33¹/₃ [obr/min]. Jeżeli jest to dane obciążenie obliczeniowe łożyska P, to przyjmując łożysko ma nośność c=P, mamy zagwarantowaną pracę łożyska przy 33¹/₃ [obr/min] w ciągu 500 godzin. Zależnie od danej liczby obrotów wałka oraz żądanej liczby trwałości ustalamy nośność ruchową wg. wzoru

gdzie współczynniki przeliczeniowe

f_n - współczynnik czasu pracy

f_n - współczynnik ilości obrotów

Obciążenie zastępcze P ustalamy w zależności od rodzaju łożyska. Dla łożysk porzecznych obliczmy ze wzoru: P = x⋅P_p+y⋅P_w. Gdzie: P_p - oznaczamy obciążenie poprzeczne P_w - obciążenie wzdłużne x - współczynnik przypadku obciążenia y - współczynnik przeliczeniowy obciążenia wzdłużnego. Do obliczeń bierzemy siłę obciążającą łożysko, z uwzględnieniem możliwego przeciążenia zależnego od rodzaju napędu, rozłożone na składowe porzeczne P_p i wzdłużną P_w. Obciążenia poprzeczne przeliczmy mnożąc przez współczynnik x. Wartość tego współczynnik zależy od przypadku obciążenia.

90. Nośność dynamiczna i statyczna łożyska tocznych.

Nośność ruchowa (dynamiczna) C - jest to obciążenie, które można ono przenieść bez obawy zniszczenia przed upływem jednego miliona obrotów:

P - obciążenie łożyska

C - nośność ruchowa łożyska w idealnym warunku

- współczynnik ilość obrotów

- współczynnik czasu pracy

Nośność spoczynkowa C_o - jest to takie obciążenie, przy którym odkształcenie trwałe części tocznej najbardziej obciążonej wynosi 0,001 średnicy kulki lub wałka. Obliczenie to ma na celu uniknięcie odkształceń trwałych, występujących w spoczynku pod obciążeniem. Nośność tę obliczamy ze wzoru: C_o = s_o⋅P_o. Współczynnik bezpieczeństwa s_o przyjmujemy od 1 do 2 zależnie od charakteru obciążenia, wyższy przy uderzeniach i wstrząsach. Obciążenie obliczeniowe P_o przyjmujemy, podobnie jak P według wzoru: P_o = x_o⋅P_po+y_o⋅P_wo x_o = 0,5 dla łożysk skośnych i stożkowych x_o = 1 dla pozostałych y_o = 0,75 dla łożysk kulkowych zwykłych y_o = 0,5 dla pozostałych

91. Osadzanie łożysk tocznych, uszczelnienie i smarowanie - szkice.

Osadzanie łożysk tocznych: - jednostronne - za pomocą pokrywy - za pomocą nakrętki - na tulei rozprężnej - za pomocą podkładki mocowanej wkrętami - za pomocą pierścieni dystansowych - za pomocą pierścieni rozprężonej - za pomocą pokrywy. Rodzaje uszczelnień: - filcowe - uszczelnienie stykowe stosuje się przy prędkości obrotowej około 4 ^m/_s i temperaturze 100^oC, dla wału polerowanego może być większa prędkość - kołnierzowe - kołnierze skórzane lub gumowe usztywnione blaszkami lub drutem, do prędkości około 8m/s - odrzutnikowe - powodują przy większych prędkościach odrzucanie oleju z wału na zewnątrz nie pozwalając na wypłynięcie jego po wale - labiryntowe - stosowane w większych urządzeniach. Smarowanie.

Łożyska toczne nie wymagają obfitego smarowania. Stosuje się smar stały lub płynny. Przy mniejszych obrotach stosujemy smar stały, który powinien wypełniać nie więcej jak jedną trzecią wnętrza łożyska. Przy większych nalewamy smar płynny do dolnych części łożyska tak, aby zanurzone były tylko najniższe kulki.

64. Wymagania techniczne dla zaworów bezpieczeństwa.

Wymagania techniczne:- kąt między tworzącymi powierzchni przylgowej grzybka i gniazda osi walca 45^o - 90^o - grzybki i wrzeciona muszą mieć prawidłowe prowadzenie; z brakiem możliwości wyrzucenia na zewnątrz - niedopuszczalne jest uszczelnienie wrzeciona szczeliwem - powierzchnie przylgowe grzybka i gniazda muszą być odporne na korozję w danym ośrodku - sprężynowe zawory bezpieczeństwa muszą mieć możliwość przedmuchania.

65. Dobór zaworu bezpieczeństwa.

Zadaniem zaworów bezpieczeństwa jest zabezpieczenie układu napędu przed nadmiernym wzrostem ciśnienia. Przy ciśnieniu przekraczającym ciśnienie pracy układu zawór samoczynnie otwiera się i wypuszcza nadmiar czynnika, zabezpieczając układ przed przeciążeniem W czasie normalnej pracy układu zawór jest zamknięty. Najprostszym rozwiązaniem konstrukcyjnym zaworu bezpieczeństwa jest zawór kulowy. Czynnik pod ciśnieniem przepływający przez zawór działa na kulkę 1. w chwili, gdy siła wynikająca z działania ciśnienia na kulkę przekroczy napięcia sprężyny 2, kulka unosi się otwierając przepływ. Zawory bezpieczeństwa kulkowe i podobnej konstrukcji grzybkowe nie nadają się do pracy w warunkach wyższych ciśnień i dużych natężeń przepływu przez zawór. Wtedy stosuje się odciążone zawory bezpieczeństwa. Przy wzroście ciśnienia do nastawionej wartości otwiera się zawór pomocniczy 2, co powoduje spadek ciśnienia w komorze B. W wyniku różnicy ciśnień między komarami A i B następuje przesunięcie tłoczka 1 i połączenie wlotu zaworu z wylotem.

7

---