1

Moduł 1
Połączenia maszynowe
1. Rodzaje, charakterystyka i zastosowanie połączeń wciskowych
2. Rodzaje, charakterystyka i zastosowanie połączeń kształtowych

2
1. Rodzaje, charakterystyka i zastosowanie połączeń wciskowych
Połączenie wciskowe powstaje w wyniku montażu części o większym wymiarze ze-
wnętrznym (np. czopa wałka) z częścią obejmującą (oprawą) o mniejszym wymiarze we-
wnętrznym.
Rys. 1.1. Powstawanie połączenia wciskowego.
Źródło: Rutkowski A., Części maszyn, WSiP, Warszawa, 2012.
Podstawowym parametrem charakteryzującym połączenie wciskowe jest wcisk N
(ujemny luz), który definiowany jest jako dodatnia różnica wymiarów średnic wałka (dz) i
otworu w oprawie (Dw) przed ich połączeniem:
wz DdN 
Połączenia wciskowe należą do połączeń spoczynkowych bezpośrednich lub po-
średnich.
Rys. 1.2. Połączenia wciskowe: a) bezpośrednie, b) pośrednie.
Źródło własne.
Połączenia wciskowe uzyskuje się przez wtłoczenie czopa o większym wymiarze
zewnętrznym w piastę o mniejszym wymiarze zewnętrznym za pomocą młotka lub prasy
(połączenie wtłaczane) lub z zastosowaniem odpowiednich zabiegów cieplnych przed mon-
tażem:
 podgrzanie oprawy (połączenie skurczowe),
 oziębienie czopa wału (połączenie rozprężne),
 jednoczesne oziębianie czopa i podgrzanie oprawy (połączenie kombinowane).

3
Zabiegi termiczne, w odniesieniu do łączonych elementów, mogą być wykonywane
także podczas demontażu połączenia, chociaż połączenie wciskowe jest uznawane general-
nie jako nierozłączne.
Rys. 1.3. Przykłady połączeń wciskowych.
Połączenia wtłaczane są stosowane do m.in. łączenia korby z wałem i czopem kor-
bowym, w połączeniach wielokrotnie rozłączanych, np. w wykrojnikach, do osadzania kół
na wałach lub tulejek w różnych częściach maszyn itp.
Połączenia skurczowe stosuje się przede wszystkim w połączeniach nierozłącznych,
np. do osadzania wieńców uzębionych w kołach zębatych, obręczy na kołach jezdnych, tulei
na wałkach. Dzięki połączeniom skurczowym możliwe są oszczędności materiałowe – np.
można wykonać tylko wieniec koła zębatego ze stali stopowej, a piastę koła – z żeliwa lub
stali niższej jakości.
Projektowanie połączeń wciskowych
Podczas montażu połączenia w obu częściach powstają odkształcenia sprężyste,
wywołujące docisk na powierzchniach styku. Dzięki temu jest możliwe przenoszenie obcią-
żeń w postaci siły wzdłużnej, momentu obrotowego lub obu obciążeń jednocześnie.
Rys. 1.4. Przenoszenie obciążeń w postaci siły a)wzdłużnej, b)momentu obrotowego c) obu
jednocześnie.
Źródło własne.

4
W zależności od założeń można wyznaczyć:
 minimalne wymiary geometryczne powierzchni wcisku, gdy jest znana wartość obcią-
żenia połączenia,
 maksymalną wartość obciążenia, jaką przeniesie połączenie, gdy są narzucone wymiary
powierzchni styku wynikające z założeń konstrukcyjnych.
Tabela 1.1. Orientacyjne wartości współczynników tarcia μ przy obliczaniu połączeń wciskowych
Materiał części
łączonych
Zastosowanie
smaru
Połączenie wtłaczane Połączenie skurczowe
wartości współczynnika μ
oblicze-
niowe
przy
montażu
przy de-
montażu
oblicze-
niowe
przy de-
montażu
stal
stal lub
staliwo
olej maszynowy 0,06 0,15 0,20 - -
bez
smarowania
0,08 0,20 0,25 0,14 0,40
żeliwo 0,08 0,14 0,16 0,08 0,18
mosiądz,
brąz
0,05 0,10 0,12 0,06 0,25
Źródło: Rutkowski A., Części maszyn, WSiP, Warszawa 2012.
Wartość siły tarcia na powierzchniach styku łączonych części musi być większa od
przenoszonego obciążenia. W przypadku przenoszenia siły wzdłużnej musi być zachowana
nierówność:
FldpT  ,
a w przypadku obciążenia złącza momentem skręcającym, nierówność:
s
2
Mldp5,0T 
gdzie: μ – obliczeniowy współczynnik tarcia (tabela 1.6),
p – najmniejszy wymagany nacisk jednostkowy na powierzchni styku [MPa],
d·l – pole walcowej powierzchni styku [mm2].
Na podstawie tych zależności oblicza się wartość minimalnego wcisku jednostkowego p,
zapewniającego prawidłową pracę połączenia:
ld
F
p

 lub
ld
M2
p
2
s

 .
Przed przystąpieniem do obliczeń wytrzymałościowych należy przyjąć:
 materiał wszystkich elementów połączenia,
 wymiary geometryczne.
Aby sprawdzić pod względem wytrzymałościowym elementy połączenia, należy
określić maksymalne naprężenia występujące w każdym z nich. Naprężenia te zależą od
wartości nacisków powierzchniowych wywołanych siłami docisku, ale także od wymiarów
geometrycznych, tj. średnic pierścieni łączonych elementów.

5
Rys. 1.5. Wymiary elementów w połączeniu wtłaczanym.
Źródło własne.
Maksymalną wartość wcisku, jaką przeniesie obciążenie bez uszkodzeń jego elemen-
tów obliczyć można z zależności:







2
2
1
1
max
E
c
E
c
dpN
gdzie: pmax - naciski dopuszczalne słabszego materiału połączenia [MPa],
E1, E2 – moduły Younga dla materiału czopa 1 i oprawy 2 [MPa],
d – średnica nominalna, równa w przybliżeniu średnicy walcowej powierzchni
styku po wykonaniu połączeń [mm],
c1, c2 – współczynniki:
12
1
2
1
1
1
1
c 


 , 22
2
2
2
2
1
1
c 


 ,
gdzie: ν1, ν2 – liczba Poissona dla materiału czopa 1 i oprawy 2,
Δ1, Δ2 – współczynnik wydrążenia dla czopa 1 i oprawy 2:
d
d 1w
1  ,
2z
2
D
d
 .
Aby ustalić minimalną wartość wcisku, niezbędną do przeniesienia danego obciąże-
nia, należy do wzoru na wcisk maksymalny wstawić wartość nacisków obliczonych dla ob-
ciążenia rzeczywistego, tzn.







2
2
1
1
E
c
E
c
dpN
Zawsze należy sprawdzić oba warunki (na wcisk minimalny i maksymalny) po ustaleniu
pasowania.
Naciski dopuszczalne oblicza się z zależności podanych w tabeli 1.2.

6
Tabela 1.2. Dopuszczalne naciski powierzchniowe pmax w połączeniach wciskowych
Materiał
Czop
Oprawa
pełny wydrążony
pmax =
plastyczny eR   e
2
1 R158,0    e
2
1 R158,0 
kruchy ek   e
2
1 k15,0 
c
m
2
2
2
2
r
R
R
1
1
k



;53
x
R
k
m
m
c  dla żeliwa: 28,0
R
Rm 
Obliczona wartość wcisku jest montażowym wciskiem skutecznym. Wcisk rzeczywi-
sty N’ musi być jednak większy, bo musi uwzględnić chropowatość łączonych powierzchni:
 2z1z
'
RR2,1NN 
gdzie: Rz1, Rz2 – wysokość chropowatości powierzchni czopa 1 i oprawy 2 [μm].
Na podstawie wartości N’ dobiera się takie pasowanie, aby Nmin > N’.
W zależności od założeń konstrukcyjnych zaleca się stosowanie pasowań:
 według zasady stałego otworu – H/s, H/t, H/u, H/x oraz H/z,
 według zasady stałego wałka – S/h, U/h, T/h,
w 6 ÷ 8 klasie dokładności wykonania.
Tabela 1.3. Zalety i wady połączeń wciskowych
ZALETY WADY
 współosiowość łączonych części,
 brak elementów dodatkowych (w połą-
czeniach bezpośrednich),
 proste i tanie wykonanie,
 duża obciążalność złącza,
 możliwość łączenia różnych grup mate-
riałów,
 brak karbu.
 konieczność zachowania dużych do-
kładności i małych chropowatości,
 znaczne naprężenia montażowe,
 wrażliwość na temperaturę pracy przy
różnych materiałach łączonych,
 trudność uzyskania żądanego wcisku,
 konieczność stosowania dodatkowych
zabezpieczeń przy przewidywanych
przeciążeniach o nieustalonej wartości,
 nierozłączność połączenia (zwłaszcza
przy dużych wciskach),
 krawędziowe koncentracje naprężeń.
Źródło: http://wm.pollub.pl/files/65/attachment/3128_wyklad,13,polaczenia,wciskowe.pdf

7
2. Rodzaje, charakterystyka i zastosowanie połączeń kształtowych
W połączeniach kształtowych łączenie współpracujących części oraz ustalanie ich
wzajemnego położenia uzyskuje się poprzez:
 odpowiednie ukształtowanie ich powierzchni (połączenia bezpośrednie),
 zastosowanie dodatkowych łączników (połączenia pośrednie).
Rys. 1.6. Klasyfikacja połączeń kształtowych.
Źródło własne.
Podstawowym zadaniem połączeń kształtowych jest przenoszenie obciążeń (siły
wzdłużnej, poprzecznej lub momentu skręcającego) działających na łącznik. W zależności
od rodzaju połączenia łączniki (wpusty, kołki, sworznie, kliny) spełniają również dodatko-
we zadania, tj.:
 kasowanie luzów,
 osiowanie elementów połączenia,
 umożliwienie przesuwania elementów względem siebie,
 zapewnienie powtarzalności położenia łączonych elementów w przypadku wielokrotne-
go demontażu i montażu.

8
Rys. 1.7. Połączenia kształtowe: a) wpustowe, b) wielowypustowe, c) kołkowe,
d) sworzniowe, e) klinowe wzdłużne, f) klinowe poprzeczne.
Połączenie wpustowe służy do osadzania na wałach różnych części maszyn (kół zę-
batych, pasowych itp.). Na wale i w otworze części osadzanej (w piaście koła) są wykonane
odpowiednie rowki, w które jest wprowadzany wpust. Zasadniczym zadaniem wpustów
jest przenoszenie momentu obrotowego z wału na współpracującą część maszynową lub
odwrotnie.
Rys. 1.8. Połączenie wpustowe.
Źródło: http://www.hbstroeller.de/Festigkeit.html

9
Rys. 1.9. Rodzaje wpustów: a) pryzmatyczne: pełne, otworowe i wyciskowe, b) czółenkowe,
c) czopkowe.
Wpusty pryzmatyczne zaokrąglone stosuje się przy rowkach nieprzelotowych, na-
tomiast wpusty ścięte – przy przelotowych. Jedno- lub dwuotworowe wpusty przykręca się
do wału. Wpusty te stosuje się tylko w połączeniach przesuwnych, w których jest konieczne
zabezpieczenie wpustu przed wysuwaniem w czasie pracy. W celu ułatwienia wyjmowania
z rowków ciasno pasowanych stosuje się wpusty wyciskowe z otworem gwintowanym. W
przypadku wpustów otworowych wyciskowych można wykorzystać wkręty stosowane do
ich mocowania.
Wpusty czółenkowe stosuje się w przypadku niewielkich obciążeń i średnic czopa d
≤ 58 mm, ponieważ rowek pod ten wpust znacznie osłabia wał. Są one łatwe do montażu i
wykonania, ponieważ są cięte z krążków.
Wpusty czopkowe stosuje się wtedy, gdy jest konieczne ze względów konstrukcyj-
nych powiązanie wpustu z piastą.

10
Rys. 1.9. Przykłady zastosowania wpustu: a) pryzmatycznego, b) czółenkowego.
Źródło własne.
W połączeniach spoczynkowych wpusty osadza się ciasno w rowkach (N9/h9 lub
P9/9), natomiast w połączeniach ruchowych, gdzie należy zapewnić swobodne
przesuwanie kół wzdłuż wału – pasowanie ciasne na wale i luźne w piaście koła D10/h9).
Wpusty nie zapewniają osiowania, dlatego należy stosować dość ciasne pasowanie
czopa z otworem w piaście. W połączeniach spoczynkowych jest konieczne również
ustalanie położenia części w kierunku wzdłużnym, ponieważ wpusty nie zabezpieczają
osadzanych części przed przesunięciami wzdłużnymi.
Projektowanie połączeń wpustowych Rys. 1.10. Obciążenie wpustu.
Wymiary poprzeczne wpustów pryzma-
tycznych (bxh) dobiera się z normy w zależności od
średnicy czopa wału.
Połączenie wpustowe przenosi moment
obrotowy (skręcający) poprzez nacisk
powierzchniowy między wpustem a rowkami w
czopie i w piaście.
o
o
k
n
2
h
l
F
p 


Źródło własne.
gdzie: F – siła obwodowa [N],
d
M2
F 
M – moment obrotowy [Nm],
d – średnica czopa wału [m],

11
2
h
– czynna wysokość wpustu (t1) [mm],
l0 – czynna długość wpustu [mm],
ko – dopuszczalne naciski powierzchniowe dobierane z tabeli 1.9 [MPa].
Tabela 1.4. Dopuszczalne naciski powierzchniowe w połączeniach kształtowych
Rodzaj połączenia
Warunki pracy
I II III
współczynnik z
Spoczynkowe 0,35 0,60 0,80
Przesuwne – bez obciążenia 0,15 0,25 0,30
Przesuwne lub obrotowe (wahliwe) – pod obciążeniem* 0,03 0,06 0,10
*) dotyczy przypadku, gdy powierzchnie robocze czopa wału lub sworznia są ulepszone cieplnie lub
hartowane
Warunki pracy:
I – ciężkie: obciążenia zmienne o cyklu wahadłowym, uderzeniowe, drgania o dużej częstotliwości i
amplitudzie, powierzchnie niedostatecznie smarowane (w połączeniach przesuwnych) itp.
II – średnie: obciążenia zmienne, minimalne drgania, przeciętne smarowanie, przeciętna obróbka
powierzchni itp.
III – lekkie: obciążenia jednokierunkowe, dobre smarowanie, dokładna obróbka i mała chropowatość.
ko = z · kc, gdzie z – współczynnik zależny od warunków pracy oraz uwzględniający pominięcie w
obliczeniach ścięć i promieni (zwykle 0,3÷0,5 mm).
kc – naprężenia dopuszczalne (dla materiału słabszego elementów współpracujących).
Ponieważ wymiary przekroju wpustu dobiera się z norm, zatem obliczanie wpustów
z warunku wytrzymałościowego polega tylko na ustaleniu ich długości.
 Dla wpustu pryzmatycznego zaokrąglonego długość obliczeniowa wpustu nie jest
równa jego całkowitej długości:
l = lo + b
gdzie: b – szerokość wpustu.
 Dla wpustu pryzmatycznego ściętego długość wpustu jest równa długości
obliczeniowej:
l = lo
Rys. 1.11. Wymiary przekroju wpustu.

12
Całkowitą długość wpustu zaokrągla się w górę do wartości podanych w normie.
Wpusty wykonuje się z materiału o mniejszej wytrzymałości niż materiał, z jakiego
są wykonane elementy połączenia. Najczęściej jest to stal niestopowa ogólnego przeznacze-
nia np. St6 lub St7.
Połączenie wielowypustowe jest połączeniem kształtowym, najczęściej stosowanym
w budowie maszyn. Należy ono do połączeń bezpośrednich. Na czopie wału są wykonane
występy (wypusty), które pracują razem z odpowiednimi rowkami w piaście.
W porównaniu z wpustowymi charakteryzują się one:
 większą obciążalnością,
 zapewnieniem współosiowości łączonych elementów,
 mniejszymi naciskami jednostkowymi,
 zmniejszeniem oporów tarcia przy przesuwaniu elementów w połączeniach rucho-
wych,
 mniejszymi wymiarami długościowymi.
Rys. 1.12. Połączenia wielowypustowe ogólnego przeznaczenia: a) prostokątne, b) zębate
ewolwentowe, c) wielokarbowe.
Źródło własne.
Najczęściej stosuje się połączenia wielowypustowe równoległe o prostokątnym za-
rysie rowków. Występują one w trzech seriach: lekkiej, średniej i ciężkiej. Normy określają
wymiary wielowypustów serii lekkiej (połączenia spoczynkowe) oraz serii średniej (połą-
czenia ruchowe). Wypusty w serii średniej są wyższe o 1÷2,5 mm niż dla wysokości przyję-
tych dla serii lekkiej. Seria ciężka nie jest objęta normą; charakteryzuje ją większa wysokość
i stosowana jest przy bardzo dużych obciążeniach o zmiennym kierunku i dużej częstotli-
wości zmian.
W połączeniach wielowypustowych równoległych istnieją trzy rodzaje osiowań:
a) na wewnętrznej średnicy d – stosowane w połączeniach dokładnych, przy wpustach
utwardzonych, przeważnie w produkcji małoseryjnej;
b) na zewnętrznej średnicy D – stosowane w połączeniach spoczynkowych i średnio do-
kładnych połączeniach ruchowych, przy wypustach miękkich;
c) na bokach wypustów – stosowane w połączeniach ruchowych przy częstych zmianach
kierunku obciążenia.

13
Rys. 1.13. Rodzaje osiowań w połączeniach wielowypustowych: a) na wewnętrznej średnicy,
b) na zewnętrznej średnicy, c) na bokach wypustów.
Żródło: Rutkowski A., Części maszyn, WSiP, Warszawa 2012.
Połączenia zębate ewolwentowe są coraz częściej stosowane w produkcji wielkose-
ryjnej ze względu na możliwość wykorzystania typowych obrabiarek do kół zębatych. W
porównaniu z połączeniami o wypustach prostokątnych charakteryzują się większą wy-
trzymałością.
Połączenia wielokarbowe mają nacięte kilkadziesiąt drobnych wypustów trójkąt-
nych, zatem tylko nieznacznie osłabiają wytrzymałość czopa. Stosowane są najczęściej w
połączeniach spoczynkowych o niewielkiej dokładności osiowania.
Projektowanie połączeń wielowypustowych równoległych
Średnicę wewnętrzną d wału wielowypustowego wyznacza się na podstawie obli-
czeń wytrzymałościowych wału, pomijając istnienie wypustów. Pozostałe wymiary wielo-
wypustu (średnica zewnętrzna D, szerokość wypustów b oraz liczba wypustów n) dobiera
się z normy.
Rys. 1.14. Podstawowe wymiary wielowypustu.
Źródło własne.
Długość czynną wielowypustu oblicza się z warunku wytrzymałościowego na naciski
powierzchniowe:
o
oo
k
nlh75,0
F
p 



14
gdzie: F – siła obwodowa [N],
dD
M4
F o


ho – wysokość powierzchni styku jednego wypustu z piastą [mm],
2
dD
ho


lo – czynna długość styku wypustu z piastą [mm],
n – ilość wypustów,
ko – naciski dopuszczalne (dla słabszego materiału) [MPa].
Wartość nacisków dopuszczalnych oblicza się na podstawie tabeli 1.9.
Połączenia kołkowe należą do połączeń rozłącznych pośrednich. Elementem łączą-
cym jest kołek.
Kołki to elementy w kształcie walca lub stożka o dość dużej długości w stosunku do
ich średnicy (2d ≤ l ≤ 20d). W zależności od przeznaczenia rozróżnia się kołki:
a) ustalające – służące do wzajemnego ustalenia położenia łączonych części (nie oblicza
się);
b) złączne – przenoszące określone obciążenia (oblicza się z warunków na ścinanie oraz
na naciski powierzchniowe),
Rys. 1.15. Rodzaje kołków: a) ustalające, b) złączne.
Źródło: http://home.agh.edu.pl/~kmtmipa/dydaktyka/automatyka/1/polkonstrukcyjne.pdf
Rys. 1.16. Rodzaje kołków: a) walcowy, b) stożkowy, c) stożkowy z czopem gwintowanym,
d) karbowy, e) rozcięty.
Źródło własne.

15
Kołki walcowe i stożkowe są powszechnie stosowane w połączeniach spoczynko-
wych i ruchowych. W połączeniach wielokrotnie rozłączanych stosuje się częściej kołki
stożkowe, ponieważ ich montaż jest łatwiejszy. Kołki stożkowe z czopem gwintowanym lub
gwintem wewnętrznym stosuje się w przypadkach utrudnionego demontażu (np. podczas
wybijania kołka z otworów nieprzelotowych). Kołki karbowe o karbach (sprężystych zgru-
bieniach) wykonanych na całej lub na pewnej długości, stosuje się przy niewielkiej dokład-
ności wzajemnego ustawienia łączonych części, przeważnie w konstrukcjach drobnych.
Kołki sprężyste, zwijane z taśmy sprężynowej, są stosowane przy przenoszeniu obciążeń
udarowych.
Połączenia kołkowe dzielą się na spoczynkowe i ruchowe.
Rys. 1.16. Połączenia kołkowe spoczynkowe: a) wzdłużne, b) promieniowe, c) styczne.
Źródło własne.
Połączenia kołkowe spoczynkowe z kołkami złącznymi stosowane są zamiast połą-
czeń wpustowych lub klinowych, ponieważ ich wykonanie jest tańsze. Niewielki przekrój
pracujący kołków powoduje, że połączenia te mogą przenosić tylko niewielkie obciążenia,
co znacznie ogranicza ich zastosowanie.
Połączenia kołkowe ruchowe stosuje się przy wymaganym względnym ruchu
współpracujących części, np. przy przesuwie drążka w tulei (połączenie suwliwe),

16
w połączeniu przegubowym (połączenie wahliwe), do unieruchomienia grzybka zaworu
przy obracającym się wrzecionie (połączenie obrotowe).
Rys. 1.17. Połączenia kołkowe ruchowe: a) przesuwne, b) wahliwe, c) obrotowe.
Projektowanie połączeń kołkowych
Wymiary kołków ustalających i większości kołków złącznych są ustalane tylko kon-
strukcyjnie, bez wykonywania obliczeń wytrzymałościowych. W niezbędnych przypadkach
kołki sprawdza się z warunków na ścinanie i na naciski powierzchniowe. Wartość naprężeń
dopuszczalnych oblicza się podobnie jak dla innych połączeń kształtowych – z tabeli 1.9.
Połączenia sworzniowe należą do połączeń rozłącznych pośrednich. Elementem łą-
czącym jest sworzeń.
Sworzeń to w zasadzie grubszy kołek walcowy, zabezpieczony przed wysunięciem z
części łączonych.
Wyróżnia się następujące rodzaje sworzni znormalizowanych:
a) bez łba,
b) z łbem walcowym,
c) z czopem gwintowanym,
d) noskowe.
Rys. 1.18. Rodzaje sworzni.
W budowie maszyn często stosuje się również nieznormalizowane sworznie drążo-
ne, które stosowane są m.in. do łączenia tłoka z korbowodem w silniku spalinowym.
Sworznie przed przesunięciem wzdłużnym (osiowym) zabezpieczają: zakończenie z
łbem, zawleczki, kołki, a także pierścienie osadcze lub sprężynujące oraz nakrętki.

17
Rys. 1.19. Zabezpieczenia sworzni: a) zawleczka; pierścienie, b) osadczy ciężki, c) osadczy
kołkowy lub zawleczkowy, d) sprężynujący, e, f, g) przykłady zastosowania.
Połączenia sworzniowe stosowane są w połączeniach ruchowych (wahliwych, prze-
gubowych), np. do łączenia tłoków z korbowodami w silnikach i pompach, ogniw w łańcu-
chach sworzniowych. Połączenie sworzniowe stosuje się także w połączeniach spoczynko-
wych do łączenia blach i prętów.
Najczęściej połączenie sworzniowe składa się ze sworznia, widełek i ucha.
Rys. 1.19. Przykład połączenia sworzniowego.
Źródło własne.
Projektowanie połączenia sworzniowego
W obliczeniach wytrzymałościowych połączeń sworzniowych należy uwzględnić ob-
liczenia nie tylko sworznia, ale także elementów łączonych (najczęściej ucha i widełek).
Sworzeń ciasno pasowany oblicza się na ścinanie, a luźno pasowany – na zginanie.
Niezależnie od rodzaju pasowania sworznie sprawdza się także na naciski powierzchniowe.

18
 Warunek na ścinanie:
 totjt2t klubkk
2
4
d
F




Rys. 1.20. Obciążenie połą-
czenia sworzniowego
.
 Warunek na zginanie:
  3
xgogjg
x
g d1,0Wgdzie,klubkk
W8
lF




 Warunek na naciski powierzchniowe:
dla powierzchni między sworzniem a piastą ucha
o
1
k
ld
F
p 


dla powierzchni między sworzniem a piastą widełek
o
2
k
ld2
F
p 


Źródło własne.
Wartości naprężeń dopuszczalnych na ścinanie i zginanie dobiera się według zaleceń
ogólnych, natomiast wartość dopuszczalnych nacisków powierzchniowych z tabeli 1.9.
Połączenia klinowe należą do połączeń rozłącznych pośrednich, w których łączni-
kiem jest klin. Powierzchnie robocze klina mogą być płaskie lub walcowe, tworzące kąt z
osią klina.
Rozróżnia się kliny jednostronne i dwustronne.
Rys. 1.21. Rodzaje klinów: a) jednostronne, b) dwustronny.
Źródło własne.
Wielkościami charakterystycznymi klinów są: pochylenie (klin jednostronny) oraz
zbieżność (klin dwustronny).

19
Wyróżnia się połączenia klinowe:
a) wzdłużne – służące do łączenia piast kół z wałami lub piast dźwigni z wałami;
Rys. 1.22. Połączenie klinowe wzdłużne.
Źródło własne.
b) poprzeczne – służące do łączenia czopów i gniazd wałów,
Rys. 1.23. Połączenie klinowe poprzeczne.
Źródło własne.
c) nastawcze – służące do wzajemnego ustalenia części maszynowych.
Rys. 1.24. Połączenie klinowe nastawcze.
Źródło własne.

20
Połączenia wzdłużne są obecnie rzadko stosowane. Ze względu na ich liczne wady
(mimośrodowe przesunięcie i skośne ustawienie osadzanej części, niekorzystny montaż,
trudności z dopasowaniem klina), stosuje się je głównie do wałów wolnoobrotowych, w
połączeniach obciążonych niewielkim momentem skręcającym oraz przy minimalnych wy-
maganiach w odniesieniu do współosiowości osadzanych części względem osi wału.
Połączenia klinowe poprzeczne są obecnie wypierane przez inne połączenia (np.
wciskowe, sworzniowe czy gwintowe), ze względu na znaczne osłabienie łączonych części,
nierównomierny rozkład naprężeń, konieczność stosowania dużych sił montażowych, duże
wymiary połączenia. Do zalet zalicza się w zasadzie tylko łatwość demontażu (przez wybi-
cie klina) oraz kasowanie luzów.
Rodzaje, charakterystyka i zastosowanie połączeń gwintowych
Połączenia gwintowe są połączeniami rozłącznymi najczęściej spotykanymi w bu-
dowie maszyn. Wyróżnia się połączenia bezpośrednie, w których gwint wykonany jest w
obu łączonych częściach, i pośrednie, gdzie części powiązane są ze sobą za pomocą łączni-
ków (śrub, wkrętów).
Rys. 1.25. Połączenia gwintowe: a) bezpośrednie, b) pośrednie.
Źródło własne.
Połączenia gwintowe stanowią połączenia spoczynkowe, wykorzystywane do łącze-
nia części oraz do regulacji ich położenia. Gwinty są stosowane również w mechanizmach
śrubowych umożliwiających zamianę ruchu obrotowego na postępowo-zwrotny (np. do
przesuwu stołu lub suportu w obrabiarkach lub jako zespół roboczy w podnośnikach i pra-
sach śrubowych).
Gwint powstaje poprzez wycięcie rowków (bruzd) o odpowiednim kształcie wzdłuż
linii śrubowej. Powstałe występy oraz bruzdy, obserwowane w płaszczyźnie przechodzącej
przez oś gwintu, tworzą zarys gwintu. Wyróżnia się następujące rodzaje gwintów:
a) trójkątny – powszechnie stosowany w połączeniach spoczynkowych, mechanizmach
pomiarowych;
b) trapezowy symetryczny – stosowany w połączeniach dokładnych, zwłaszcza rucho-
wych tj. śruby pociągowe obrabiarek, śruby podnośników, wrzeciona zaworów;
c) trapezowy niesymetryczny – stosowany w połączeniach ruchowych przenoszących du-
że obciążenia przy znacznych prędkościach ruchu, np. w prasach śrubowych;

21
d) prostokątny – rzadko obecnie stosowany ze względu na trudność wykonania (imadła
starszej konstrukcji);
e) okrągły – stosowany głównie przy obciążeniach udarowych, np. w złączach wagono-
wych, hakach dźwigów i przewodach pożarniczych.
Wszystkie zarysy gwintów, z wyjątkiem prostokątnego, są znormalizowane.
Rys. 1.26. Zarysy gwintów: a) trójkątny, b) trapezowy symetryczny, c) trapezowy
niesymetryczny, d) prostokątny, e) okrągły.
Ponadto gwinty dzielą się na:
 metryczne i calowe;
 zwykłe, drobne (drobnozwojne) i grube (grubozwojne);
 prawe i lewe;
 jednokrotne i wielokrotne.
Rys. 1.27. Rodzaje gwintów: jednokrotny prawy, b) dwukrotny lewy,
c) trzykrotny prawy.

22
Tabela 1.5. Oznaczenia ważniejszych rodzajów gwintów
Nazwa gwintu Oznaczenie
Przykład
oznaczenia
Treść oznaczenia
metryczny zwykły M M30 metryczny o średnicy d=30 mm
metryczny
drobnozwojny
M M22x1,5 metryczny drobnozwojny o średnicy
d=22 mm i skoku P=1,5 mm
calowy BSW 3/4” – BSW calowy o średnicy d=(3/4)’’
calowy
drobnozwojny
BSF 1/2”x1/6”-BSF calowy drobnozwojny o średnicy
d=(1/2)’’ i skoku P=(1/6)’’
rurowy walcowy
o kącie α = 55°
Rp Rp 1 rurowy walcowy zewnętrzny o śred-
nicy wewnętrznej rury dn=1”
G G ½ rurowy walcowy wewnętrzny o śred-
nicy wewnętrznej rury dn=(1/2)”
rurowy stożkowy
o kącie α = 55°
R R ¾ rurowy walcowy zewnętrzny o śred-
Rc Rc ¼ rurowy walcowy wewnętrzny o śred-
stożkowy rurowy St. R St. R 1 stożkowy rurowy o średnicy 1”
trapezowy
symetryczny
Tr Tr 28x5 trapezowy symetryczny o średnicy
d=28 mm i skoku P=5 mm
trapezowy
niesymetryczny
S S 40x7 trapezowy niesymetryczny
o średnicy d=40 mm i skoku P=7 mm
okrągły Rd Rd 30x1/8’’ okrągły o średnicy d=30mm
i skoku P=(1/8)’’
Edisona E E27 Edisona o średnicy d=27 mm
Źródło: Grzelak, K., Telega, J., Torzewski, J., Podstawy konstrukcji maszyn. WSiP, Warszawa 2013.
Wymiary nominalne gwintu śruby i nakrętki, podane w normach, są oparte na zary-
sie nominalnym, wspólnym dla gwintu zewnętrznego (śruby) i wewnętrznego (nakrętki).
Do podstawowych parametrów gwintu należą charakterystyczne jego wymiary ujęte w
normach:
d – średnica gwintu śruby (średnica trzpienia, na którym nacięto gwint),
D – średnica dna wrębów nakrętki (dla gwintu trapezowego symetrycznego – D4),
d1 – średnica rdzenia śruby (dla gwintu trapezowego symetrycznego – d3),
Do – średnica otworu nakrętki,
d2 – średnica podziałowa śruby,
D2 – średnica podziałowa nakrętki,
P – podziałka gwintu,
Ph – skok gwintu (w gwintach wielokrotnych Ph = n·P, gdzie n – krotność gwintu),
α – kąt gwintu mierzony między bokami zarysu,
γ – wznios gwintu, równy wzniosowi linii śrubowej, obliczany na średnicy podziałowej
według zależności:
d
P
tg

 .

23
Rys. 1.28. Zarys nominalny gwintu metrycznego.
Specjalną odmianą gwintu są gwinty toczne, w których między śrubę a nakrętkę
wprowadzone są kulki, przetaczające się po powierzchniach roboczych gwintu. Stosuje się
je w przekładniach śrubowo-tocznych, które stosowane są m.in. w śrubach pociągowych
dokładnych obrabiarek oraz w mechanizmach śrubowych sprzętu pomiarowego.
Rys. 1.29. Mechanizm śrubowo-toczny.
Źródło: http://www.ams-at.eu/pl/bosch/przemieszczenie_liniowe
Śruby, wkręty i nakrętki są znormalizowanymi łącznikami gwintowymi. Śruby to
łączniki z gwintem zewnętrznym, zakończone łbami o różnych kształtach, najczęściej sze-
ściokątnym lub kwadratowym. Śruby są dokręcane kluczami. Wkręty mają nacięty na łbie
rowek lub odpowiedni kształt i są dokręcane wkrętakami.

24
Rys. 1.30. Rodzaje wkrętów i śrub: a-c) wkręty, d-l) śruby, w tym: g) noskowa,
h) z gniazdem wewnętrznym, i) oczkowa, j) z uchem, k) skrzydełkowa,
l) radełkowana.
Rys. 1.31. Rodzaje nakrętek: a) sześciokątna, b) koronowa, c) kwadratowa, d) okrągła
rowkowa, e) okrągła otworowa, f) skrzydełkowa, g) radełkowana.
Rys. 1.32. Rodzaje podkładek: a) okrągła, b-c) kuliste, d) klinowa, e-f) sprężyste.

25
W połączeniach gwintowych narażonych na obciążenia zmienne, wstrząsy lub drga-
nia itd. może nastąpić samoczynne zluzowanie połączenia z powodu okresowego zaniku
siły poosiowej, a tym samym sił tarcia między gwintem śruby a nakrętką. W celu ochrony
połączenia gwintowego przed samoczynnym odkręcaniem się nakrętek stosuje się różne
zabezpieczenia.
Rys. 1.32. Sposoby zabezpieczania śrub przed samoczynnym odkręcaniem: a) podkładka
sprężysta, b) nakrętka koronowa i zawleczka, c i d) zagięcie podkładek, e) podkładka ząb-
kowana i nakrętka rowkowa, f) sprężyna, g) dodatkowy wkręt, h) przeciwnakrętki.
Obciążenie gwintu następuje pod koniec dokręcania nakrętek w połączeniach gwin-
towych spoczynkowych oraz przy wykonywaniu pracy na pewnej drodze, jak np. podczas
podnoszenia lub przesuwania ciężaru w mechanizmach śrubowych.
Przyjmuje się, że całe obciążenie działające na gwint jest skupione w jednym punk-
cie jako siła bierna Q i porusza się wzdłuż równi pochyłej pod wpływem siły obwodowej F,
działającej w kierunku prostopadłym do osi śruby.
Siłę F można obliczyć ze wzoru:
 'tgQF 
gdzie: ρ’ – pozorny kąt tarcia,
rcos
'tg



μ – kąt tarcia,
αr – kąt roboczy gwintu
znak „+” dotyczy podnoszenia ciężaru,
znak „-” dotyczy opuszczania ciężaru.
Natomiast moment obrotowy, jaki należy przyłożyć, aby pokonać opór gwintu (MT1) oraz
opór na powierzchni oporowej, tzn. na powierzchni styku nakrętki z przedmiotem (MT2) –
oblicza się z zależności:
  srS2T1Ts rQ'tgQd5,0MMM 

26
Rys. 1.33. Układ sił w połączeniu gwintowym.
Źródło: Grzelak, K., Telega, J., Torzewski, J., Podstawy konstrukcji maszyn, WSiP, Warszawa 2013; Rutkowski
A., Części maszyn, WSiP, Warszawa,2012.
gdzie: dS – średnia średnica gwintu śruby [mm],
rsr – średni promień powierzchni styku [mm].
Podczas pracy moment ten jest równoważony przez moment wywołany siłą ręki Fr, przy-
łożoną na czynnej długości klucza l: lFM rS  .
Połączenie śrubowe będzie samohamowne w przypadku, gdy dowolnie duża siła
osiowa, obciążająca śrubę, nie spowoduje jej obrotu. Stąd też warunek samohamowności
przyjmuje postać: ' (kąt wzniosu gwintu może być co najwyżej równy pozornemu ką-
towi tarcia).
W gwintach samohamownych wznios gwintu wynosi zwykle 1,5 ÷ 5°. Tego rodzaju
gwinty stosuje się w połączeniach spoczynkowych oraz w mechanizmach, które muszą być
samohamowne (np. w podnośnikach śrubowych).
Projektowanie połączeń gwintowych
Obliczenia wytrzymałościowe połączeń gwintowych można ograniczyć do kilku naj-
częściej występujących przypadków obciążenia.
1) Połączenie obciążone tylko siłą rozciągającą (np. obciążenie haka, śruby oczkowej do
podnoszenia itp.)
Warunek wytrzymałościowy ma postać:

27
 rjr2
1
r klubk
4
d
Q



Po przekształceniach:
rr
1
k
Q
13,1
k
Q4
d 


Z tablicy gwintów metrycznych (połączenia spoczynko-
we) dobiera się gwint na podstawie obliczonej minimal-
nej wartości średnicy rdzenia śruby d1.
Rys. 1.34. Połączenie
gwintowe obciążone siłą
rozciągającą
Źródło własne.
2) Połączenie obciążone jednocześnie siłą osiową oraz momentem skręcającym (np. śruby
pociągowe obrabiarek, śruby podnośników, nakrętki rzymskie, przyrządy do mocowa-
nia przedmiotów obrabianych, śruby imadła i prasy śrubowej itp.)
Przy jednoczesnym rozciąganiu i skręcaniu korzysta się z
hipotezy Hubera:
   rcrjr
2
s
2
rz klubklubk
α – współczynnik redukujący naprężenia styczne do
normalnych (α = kr/ks)
σr – naprężenia rozciągające:
2
1
r
d
Q4


τs – naprężenia skręcające:
3
1o
o
s
s d2,0Wgdzie
W
M

Długie śruby, pracujące na ściskanie, należy sprawdzić
także na wyboczenie.
gwintowe obciążone siłą
osiową oraz momentem
skręcającym
Źródło własne.
3) Połączenia skręcane ze wstępnym zaciskiem (np. mocowanie pokryw zbiorników ci-
śnieniowych lub cylindrów silników, połączenia rurowe kołnierzowe itp.)
Po obciążeniu takich połączeń siłą roboczą, działającą w kierunku przeciwnym do ob-
ciążenia montażowego, musi pozostać jeszcze pewne obciążenie tzw. resztkowe (około
20% obciążenia roboczego).
Średnicę rdzenia oblicza się na rozciąganie, przyjmując odpowiednio zwiększoną war-
tość obciążenia, a następnie dodając 5 mm (co uwzględnia wpływ skręcania oraz błędy
wykonania połączenia). Wzór do obliczenia średnicy rdzenia przyjmie wówczas postać:

28
mm5
k
Q2,1
13,1d
r
1 


Rys. 1.36. Połączenie skręcane ze wstępnym zaciskiem
Źródło własne.
4) Połączenia obciążone siłą poprzeczną (np. połączenia blach, kołnierzy sprzęgieł itp.)
a) ciasno pasowane
Średnicę rdzenia śruby oblicza się z warunku na ścina-
nie:
t
1
t k
nmd
F4



F – siła obciążająca złącze [N],
m – ilość przekrojów ścinanych w jednej śrubie,
n – liczba śrub,
kt – naprężenia dopuszczalne na ścinanie [MPa].
Na podstawie wyznaczonych wymiarów śruby sprawdza
się warunek na naciski powierzchniowe:
tk2
dng
F
p 


g – grubość blachy (dla śrub jednociętych – cieńszej, a
dla dwuciętych – grubszej).
obciążone siłą
poprzeczną ciasno
pasowane
b) luźno pasowane Źródło własne.
Należy tak dobrać wartość siły osiowej dociskającej śru-
by, aby nie zachodziło niebezpieczeństwo ich zginania:
to k2
nik
F
Q 



29
F – siła poprzeczna [N],
k – współczynnik pewności niewystąpienia poślizgu
k = 0,4÷0,8,
i – liczba powierzchni czynnych w jednej śrubie,
μ – współczynnik tarcia ślizgowego,
n – liczba śrub w połączeniu.
Po ustaleniu siły osiowej, zwiększa się ją o 30% (wystę-
powanie w trakcie dokręcania również momentu skręca-
jącego) i wyznacza średnicę rdzenia śruby ze wzoru:
r
1
k
Q3,1
13,1d


obciążone siłą
poprzeczną luźno
pasowane
Źródło własne.
Łączniki gumowe są stosowane w resorach, zderzakach, amortyzatorach, przy
fundamentowniu obrabiarek i maszyn, a także jako uszczelki.
Guma posiada wiele zalet: jest odkształcalna, tłumi drgania, posiada zdolność
kumulowania energii, łatwo łączy się z metalami, posiada mały ciężar właściwy oraz dużą
odporność na zmęczenie i działanie kwasów i zasad. Do głównych wad łączników
gumowych zalicza się: małą wytrzymałość mechaniczną, małą odporność na produkty
ropopochodne, wąski zakres temperatury pracy, przechodzenie odkształceń sprężystych w
trwałe oraz starzenie się, czyli utratę własności pod wpływem czasu.
Kształt łączników gumowych przyjmuje się w zależności od ich przeznaczenia oraz
rodzaju i wielkości obciążenia. Łączniki mogą być: ściskane, ścinane lub skręcane. Łączniki
ściskane odznaczają się największą obciążalnością i najmniejszą odkształcalnością. Łączniki
gumowe pracujące na zginanie stosowane są bardzo rzadko ze względu na ich skłonność do
pękania, szczególnie w miejscu łączenia z metalem.
Do powiązania gumy ze współpracującymi elementami stosuje się łączenie
mechaniczne, klejenie lub wulkanizację.
Rys. 1.39. Rodzaj obciążenia łączników gumowych: a) ściskanie, b) ścinanie, c) skręcanie.
Źródło własne.
Szczególnym przykładem takiego łącznika jest przegub gumowy (tzw. silentblok),
umożliwiający przenoszenie różnego rodzaju obciążeń.

30
Rys. 1.40. Silentblok.
Źródło: http://performanceshock.com/index.php?main_page=product_info&products_id=763
Obecnie stosuje się także inne materiały na elementy podatne. Wśród nich należy
wymienić elastomery poliuretanowe, posiadające znacznie lepsze właściwości od gumy. Ich
zastosowanie w konstrukcjach powoduje ogólny wzrost trwałości części od 2÷10 razy. Z
elastomerów poliuretanowych produkuje się m.in. elastyczne elementy maszyn – sprzęgła,
odbojniki pras, podkładki antywibracyjne, bieżnie kół itp.
Bibliografia:
1. Grzelak K., Telega J., Torzewski J., Podstawy konstrukcji maszyn, Wydawnictwa
Szkolne i Pedagogiczne, Warszawa2013.
2. Kijewski J., Miller A., Pawlicki K., Szolc T., Maszynoznawstwo, Wydawnictwa Szkolne
i Pedagogiczne, Warszawa 2012.
3. Legutko S., Podstawy eksploatacji maszyn, Wydawnictwa Szkolne i Pedagogiczne,
Warszawa 2011.
4. Rutkowski A., Części maszyn, Wydawnictwa Szkolne i Pedagogiczne, Warszawa
2012.
5. Teodorczyk A., Termodynamika techniczna, Wydawnictwa Szkolne i Pedagogiczne,
Warszawa 1999.
6. Dietrich M., Podstawy konstrukcji maszyn, t. 2–3, Wydawnictwa Naukowo-
Techniczne, Warszawa 2008.
7. Okraszewski K., Ćwiczenia konstrukcyjne, Wydawnictwa Szkolne i Pedagogiczne,
Warszawa 2012.
8. Osiński Z., Podstawy konstrukcji maszyn, Wydawnictwo Naukowe PWN, Warszawa
2010.
9. Poradnik mechanika, pod redakcją J. Potrykus, Wydawnictwo REA, Warszawa 2008.
10.Rutkowski A., Stępniewska A., Zbiór zadań z części maszyn, Wydawnictwa Szkolne
i Pedagogiczne, Warszawa 2009.
11.Szargut J., Termodynamika, Wydawnictwo Naukowe PWN, Warszawa 2012.
12.Wilk S., Termodynamika techniczna, Wydawnictwa Szkolne i Pedagogiczne,
Warszawa 2012.

1

Empfohlen

Empfohlen

Weitere ähnliche Inhalte

Was ist angesagt?

Was ist angesagt? (20)

Mehr von Emotka

Mehr von Emotka (20)

1