4. Відкрита конічна прямозуба передача; 5. Вал мішалки;

6. Підшипники; 7. Мішалка.

Таблиця 24

№ п/п	Момент кручення на валу мішалки, Тміш, Н*м	Частота обертання валу мішалки, nміш, об/хв
1	280	48
2	400	63
3	290	50
4	390	59
5	300	60

Задача № 7.

Згідно результатів кінематичного і силового розрахунку якій зроблений при виконанні задачі № 6 зробити розрахунок відкритої передачи (плоско пасової, клинопасової, зубчастої прямозубої, конічної – для вибраної раніше схеми приводу). Зробити креслення однієї ланки відкритої передачі (наприклад: зубчастого колеса, шківа, конічного колеса, зірочнки ланцюгової передачи) на аркуши формату А3. Іншими необхідними даними задатися самостійно.

Задача № 8.

Згідно даних задачі № 6 ( Т_міш ) зробити розрахунок валу перемішуючого пристрою ( рис 16-23) на статичну міцьність з побудовою епюр згинальних моменів, моментів кручення, а також приведених моментів. Визначити діаметр вала в небезпечному перерізі і зробити ескізну компоновку вала .

Пояснення до виконання окремих задач контрольної роботи

Пояснення до виконання задачі № 1.

1. Вивчити схему важільного механізму, встановити характер руху кожної ланки.

2. Намалювати схему механізму в масштабі _l на аркуши формата А3. Позначити ланки механізму цифрами, а кінематичні пари – літерами. Дати назву ланкам та встановити клас кінематичних пар.

3. Розрахувати за формулою Чебишева (W = 3n - 2p₅ – p₄ ) ступінь вільності механізму та

виділити механізм 1 класу.

4. Розкласти механізм на групи Ассура, визначити класи груп Ассура та всього механізму.

5. Зробити кінематичне дослідження важільного механізма графо-аналітичним методом планів.

5.1. Визначення швидкостей:

1. для заданої схеми важільного механізма записати в загальному вигляді аналітичні залежності та векторні рівняння, які необхідні для побудови плана швидкостей;

2. побудувати план швидкостей для накресленої схеми механізму ;

3. з плана визначити лінійні швидкості характерних точок та кутові швидкості ланок;

4. позначити на схемі направлення кутових швидкостей.

5.2. Визначення прискорень:

1. для заданої схеми важільного механізма записати в загальному вигляді аналітичні залежності та векторні рівняння, які необхідні для побудови плана прискорень (потрібні величини швидкостей взяти з попередніх побудов);

2. побудувати план прискорень у відповідному масштабі;

3. з плана визначити невідомі абсолютні та тангенційні прискорення точок механізма, а також кутові прискорення ланок;

4. позначити на схемі відповідні направлення кутових прискорень.

Пояснення до рiшення задачи 2 :

Необхiдно з котла умовно вирiзати кiльце. Ширину кiльца прiйняти рiвною двом крокам ( a ) мiж заклепками. Силу F визначить за допомогою внутрiшнего тиску пара у апаратi. Виконати перевiрку заклепок на срiз та з`мяття. При розрахунках приймати: товщину накладок t<sub>1</sub> = 0,75* t; дiаметр заклепок у з`еднаннi d = 2*t, при t < 5 мм, та d = (1,1....1,6)*t при t = (6....20) мм.

Пояснення до рiшення задач 3 і 4 :

Допустимі напруження визначаються студентом в залежності вибраного матеріалу самостійно.

Сила яка діє на зварний шов визначається згідно залежності:

У випадку розрахунку болтових з’єднань, значення сили яка діє на один болт буде визначатися згідно залежності:

, де

z- кількість болтів розтащованих по колу діска зубчастого колеса.

Слід пам’ятати, що розрахунок різьбових з’єднань повинен закінчуватись підбором різьби по ДСТУ. Основні розміри метричних різьб можна вибрати використовуючи таблицу 25.

Основні розміри (мм) метричної різьби Таблиця 25.

Зовнішній діаметр, мм	Середній діаметр, мм	Внутрішній діаметр, мм	Крок різьби, мм
М6	5,350	4,91	1,0
М8	7,188	6,64	1,25
М10	9,026	8,38	1,5
М12	10,863	10,10	1,75
М14	12,701	11,83	2,0
М16	14,701	13,83	2,0
М18	16,38	15,29	2,5
М20	18,38	17,29	2,5
М22	20,38	19,29	2,5
М24	22,05	20,75	3,0
М27	25,05	23,75	3,0
М30	27,73	26,21	3,5

Пояснення до рiшення задачи 5 :

При рішення задачі треба с початку підібрати прокладку згідно загально прийнятих рекомендацій ( табл..5.10 [ 3 ] ) і перевіріти її на не витискування за умовою ( 5.117 [ 3]. Далі визначити з умови забезпечення щільності з’єднання, мінімально допустимий внутрішній діаметр різьби і з таблиці 25 підібрати різьбу згідно ДСТУ. Товщину фланців можна приблизно визначити за ємперічними залежностями: 5.124 … 5.127 [ 3].

Пояснення до рiшення задачи 6 :

За формулою , визначають отужність на приводному валу перемішую-чого пристрою. Далі розраховують загальний коефіцієнт корисної дії привода:

,

де - коефіцієнт корисної дії привода, а К.К.Д. окремих елементів і часток привода, а саме відкритої передачі, підшипників, муфти, редуктора та інш.). Числові значення К.К.Д. окремих елементів, можна взяти згідно загально прийнятих рекомендацій [1].

Розрахункове значення потужності двигуна буде рівнятися відношенню:

По знайденому значенню , можна вибрати декілька електродвигунів трьохфазного струму серії 4А з різною синхронною частотою обертання валу. При цьому номінальна потуж-ність електродвигуна не повинна бути менша розрахункової. Для більш конкретного визначення марки двигуна треба додатково узгодити і частоту обертання вала. Для цього рахують загальне передаточне число привода згідно залежності: , де - передаточні числа окремих передач, що входять в склад привода, якими попередньо задаються згідно загально прийнятих рекомендацій. Так для відкритих передач рекомендовані значення передаточних чисел знаходяться в межах 1,5….3,5. Це повязано з необхідністю зменшення габаритних розмірів і металоємності цих передач. Передаточні числа редукторів відповідно до заданого типу знаходять з каталогів. Після чого приблизно визначають частоту обертання двигуна:

отримане значення узгоджується з реальними частотами обертання двигунів. Якщо значно перевищує 3000, або суттєво менше 750 об/хв, то приймається інше значення u_ред , в інших випадках уточнюється передаточне число відкритої передачі. Марку електродвигуна, його потужність і частоту обертання (додаток 1.), а також його геометрічні розміри записують для подальшого використання і оформлення пояснувальної записки. Також робится ескіз двигуна.

Після чого нумеруються усі вали привода, починаючи від електродвигуна і для кожного вала визначають потужність , частоту обертання і момент кручення. Отримані значення зводять у таблицю.

Номер вала	Потужність на валу, кВт	Частота обертання вала, об/хв	Момент кручення на валу, Н*м
1	2	3	4

Використовуючи дані з таблиці, а саме частоту обертання входного вала, момент кручення на тихохідному валу і принятого раніше значення передаточного числа u_ред по каталогу вибирают відповідну марку редуктора.

Пояснення до рiшення задачи 7 :

В даній задачі за даними кінематичного і силового розрахунку привода виконують проектний і перевірочний розрахунки відкритої передачі, яка в ходить в склад привода ( див . позначення на відповідних схемах привода). Розрахунок той чі іншої передачі рекомендується виконувати в такій послідовності.

А. Послідовність розрахунку плоскопасової передачі

1. Вибрати тип паса залежно від умов роботи.

2. Визначити діаметр меншого шківа, його значення прийняти згідно зі стандартом.

3. Визначити кутову швидкість і порівняти її значення з допустимим.

4. Обчислити діаметр веденого шківа і прийняти його значення згідно зі стандартом.

5.Визначити міжосьову відстань та розрахункову довжину паса. Зробити перерахунок міжосьової відстані.

6. Перевірити передаточне число і порівняти із заданим.

7. Визначити кут охоплення пасом ведучого шківа. Якщо кут α₁ < 150°, то відстань між

осями збільшують.

8. Перевірити частоту перебігу паса. Якщо частота перебігу ν_п > [ν_п], (де [ν_п] – допустима

частота перебігу – для плоских пасів [ν_п] = 5, з натяжним роликом [ν_п] = 2), то міжосьову

відстань збільшують.

9. Визначити корисний натяг паса і допустимий проектний натяг.

10. Визначити колове зусилля на шківі.

11. Визначити площу поперечного перерізу паса.

12. З прийнятого відношення за відомого діаметра ведучого шківа D₁ знайти товщину

паса δ і округлити її до стандартного значення з урахуванням товщини та кількості

прокладок.

12. За відомою площею поперечного перерізу і товщиною паса визначити його ширину і

13. порівняти зі стандартним значенням.

14. Визначити навантаження, яке діє на вал пасової передачі.

Б. Послідовність розрахунку клинопасової передачі

1. Залежно від потужності та колової (орієнтовної) швидкості вибрати тип і профіль паса (переріз).

2. За стандартом вибрати діаметр меншого шківа з ряду рекомендованих значень.

3. Визначити колову швидкість і порівняти її з прийнятою раніше (якщо треба скоригувати переріз паса).

4. Визначити діаметр веденого шківа і прийняти його значення згідно зі стандартом.

5. Перевірити передаточне число.

6. Попередньо прийняти міжосьову відстань, визначити довжину паса і округлити її до найближчого стандартного значення. За прийнятим значенням довжини паса уточнити міжосьову відстань.

7. Перевірити частоту перебігу паса і порівняти її з допустимою [ν_п] (для клинових пасів [ν_п] = 10).

8. Визначити кут охоплення малого шківа, який має бути не менше 120°. Якщо ця умова не виконується, збільшують міжосьову відстань.

9. Залежно від допустимої потужності на один пас з урахуванням коректувальних коефіцієнтів визначити число пасів передачі.

10. Визначити навантаження, що діє на вал пасової передачі.

В. Послідовність розрахунку ланцюгової передачі

Вихідні дані для розрахунку ланцюгової передачі наведені в таблиці 26 .

Таблиця 26

Вихідний параметр	В а р і а н т
	1	2	3	4	5	6	7		8	9	10
Змащування передачі	Періодичне			Безперервне				Крапельне
Кут нахилу передачі до горизонту	40	60	70	0	50	30	0		45	60	90
Кількість робочих змін	1	2	3	3	2	1	2		3	1	2
Натяг ланцюга	Рухомі опори			Натяжний ролик				Не регулюється

1. Залежно від області застосування вибрати тип ланцюга.

2. Визначити коефіцієнт експлуатації передачі.

3. Визначити число зубців ведучої та веденої зірочок.

4. Визначити крок ланцюга та скорегувати його відповідно до стан­дарту.

5. Обчислити довжину ланцюга, виражену в кроках. Кількість ланок ланцюга округлити до парного числа.

6. Визначити фактичну міжосьову відстань.

7. Визначити діаметри ділильних кіл ведучої та веденої зірочок.

8. Визначити середню швидкість ланцюга.

9. Визначити колове зусилля F_t, яке передається ланцюгом, та на­тяг від провисання веденої гілки F₀ від власної ваги.

10. Визначити середній питомий тиск у шарнірах ланцюга та порів­няти його з допустимим: р ≤ [p] (де [p] – допустимий питомий тиск).

11. Перевірити ланцюг за запасом міцності:

,

де F_р – руйнівне навантаження вибраного ланцюга; k₁ – коефіцієнт характеру навантаження (k₁ = 1 – спокійне; k₁ =(1,25...1,50) – з поштовхами або перемінне); F_v – натяг ланцюга від дії відцентрових сил;

[n] – допустимий коефіцієнт запасу, який залежить від типу і швидкості ланцюга.

12. Визначити навантаження на вали зірочок:

F_в = k_вF_t+2F₀,

де k_в – коефіцієнт навантаження валу (при куті нахилу лінії центрів зірочок до горизонту γ = 0...40° і спокійному навантаженні k_в = 1,15, при ударному k_в = 1,30; при γ = 40…90° відповідно k_в = 1,05 та 1,15).

13. Згідно зі стандартом визначити геометричні параметри зірочок ланцюгової передачі.

Г. Порядок розрахунку відкритої зубчастої передачі

Додаткові вихідні дані для розрахунку зубчастої передачі наведені в таблиці 27.

Таблиця 27

Вихідний параметр	Варіант
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Матеріал зубчастих коліс	Ст.5	35	40	Ст.6	50	50Л	Ст.5	40Л	35Л	Ст.6
Строк служби передачі, год.	104	8000	9000	11000	12000	104	8000	9000	11000	12000
Характер навантаження	Спокійне			Ударне				Спокійне

1. Вибрати фізико-механічні характеристики заданого матеріалу для зубчастих коліс. Визначити допустимі напруження при згині і допустимі контактні напруження.

2. Вибрати кількість зубців шестерні (z_min = 17) і визначити кількість зубців колеса.

3. Розрахувати модуль зачеплення і округлити до стандартного значення.

4. Визначити колову швидкість і назначити відповідний ступінь точності виготовлення передачі.

5. Перевірити значення коефіцієнта динамічного навантаження.

6. Уточнити розрахунковий модуль зачеплення.

7. Визначити фактичні напруження згину зубців і порівняти їх з допустимими для менш міцного зуба колеса.

8. Перевірити зубці на контактну міцність при дії максимального навантаження.

9. Обчислити сили, що діють у зачепленні.

10. Виконати повний геометричний розрахунок зубчастих коліс згідно зі стандартом.

Пояснення до рiшення задачи 8 :

Для розробки розрахункової схеми вала спочатку орієнтовно визначають діаметр валу з

умови міцності при деформації кручення:

d_к = ,

де - допустиме напруження при деформації кручення ( попередньо приймають в межах 30-50 МПа).

Далі отримане значення діаметра збільшують на 10% округлюють до найближчого парного числа. Після чого розробляють розрахункову схему валу ( рис. 25 ).

Рис. 25 Розрахункова схема валу

Відстані L₁, L₂ та L ₃ приймають оріентировно: L₁ =20 d_к ; L₂=100 d_к; L ₃ =80d_{к .}

Сили які діють на вал з боку викритої передачі визначаються при розрахунку даної передачі (задача № 7). Для зубчастої циліндричної прямозубої передачі це колова та радіальна сили. Для конічної зубчастої передачі це колова, радіальна та осьова сили. Для ланцюгової та пасових передач це сили від натягу ланцюга та пасу. У випадку використання муфти можна враховувати лише відцентрову силу: (тут D₀ – діаметр по якому розташовані пальці з гумовими втулками в напівмуфті. Вибирається з каталогу. ) Підйомну та відцентрову сили , які діють на мішалку визначають умовно через колову силу:

, а , де .

Величини приведених моментів визначають як:

М = ,

де - коефіцієнт, що враховує різний характер дії циклів напружень згинання і кручення (береться рівним 1 або 0,75)..

З епюри приведених моментів визначають найбільш небезпечний переріз (де приведений момент буде найбільшим) для якого за третьою теорією міцності визначають діаметр вала в небезпечному перерізі:

d = ,

де - допустиме значення напруження, МПа , визначається у відповідності з вибраним матеріалом вала.

Далі використовуючи отримані значення діаметрів валу (з умови на кручення та в небезпечному перерізі), а також геометричні параметри елементів що кріпляться на валу, розробляють конструкцію вала (ескізну компоновку рис. 26 ).