1. Визначити параметри механізма, кінематична схема та дані якого надані в Додатку.

2. Визначити механічне напруження в сталевому _ст  = 180Мпа стрижні діаметра  40мм при дії на нього стискаючої поздовжної сили Р = 50Кн. Перевірити умову міцності.

3. Визначити поняття і призначення кінематичної схеми механізма.

24

1. Визначити механічне напруження в сталевому _розт  = 250Мпа стрижні квадратного перерізу ( а=25мм) при дії на нього поздовжної сили Р = 150Кн

2. Визначити параметри механізма, кінематична схема та дані якого надані в Додатку.

3.Проаналізувати необхідність використання циліндричних зубчастих передач; їх види; основні параметри та геометричні розміри.

25

1.Визначити характер з’єднання 24 Р8/h7. Користуючись відповідними таблицями стандартів ISO, знайти граничні значення розмірів елементів (отвору та валу). «Прочитати» запис, розшифрувавши його.

2. Визначити параметри механізма, кінематична схема та дані якого надані в Додатку.

.3. Проаналізувати можливості використання червячних зубчастих передач; їх основні параметри та геометричні розміри.

26

1. Визначити механічне напруження в сталевому валі τ _кр  = 50Мпа стрижні діаметру 40 при дії на нього крутного моменту М = 250Нм; перевірити умову міцності.

2. Визначити характер з’єднання  44 Н7/p7. «Прочитати» запис, розшифрувавши його. Користуючись відповідними таблицями стандартів ISO, знайти граничні значення розмірів елементів елементів (отвору та валу).

3. Проаналізувати необхідність використання в механізмах НК виконавчих механізмів.

27

1. Визначити діаметр сталевого τ _кр  = 50Мпа валу, виходячи з умов міцності при деформації кручення , при дії крутного моменту М = 200 Нм.

2. Визначити параметри механізма, кінематична схема та дані якого надані в Додатку.

3. Проаналізувати неохідність використання в механізмах НК кулачкових виконавчих механізмів

28

1. Визначити діаметр сталевого τ _кр  = 50Мпа валу, виходячи з умов міцності при деформації кручення, при дії крутного моменту М = 120Нм

2. Визначити параметри механізма, кінематична схема та дані якого надані в Додатку.

3. Визначити поняття «допуску на розмір» та вказати необхідність та шляхи досягнення різних допусків.

29

1. Порівняти напруження, що виникають в сталевому _розт  = 200Мпа стрижні 40мм та в такому ж стрижні квадратного перерізу ( а=40мм) при дії повзждовної сили Р = 200Кн.

2. Визначити параметри механізма, кінематична схема та дані якого надані в Додатку.

3. Визначити поняття «квалітет» та вказати орієнтовне застосування квалітетів для досягнення різних ступенв точності розмірів.

30

1. Порівняти напруження, що виникають в сталевому _розт  = 250Мпа стрижні 20 мм та в такому ж стрижні квадратного перерізу ( а=20мм) при дії повзждовної сили Р = 100Кн.

2. Визначити параметри механізма, кінематична схема та дані якого надані в Додатку.

3. Визначити поняття «посадки» та вказати необхідність та шляхи досягнення різних посадок.

Додаток№1

n – частота обертання, об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: N _вх -?, N _вих -?, , і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	[τ]	Мвих	ωвих 1/сек
20	40	4	80	8	30	2	2

№2

n – частота обертання,об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,85; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: N _вх -?, N _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z5	Z6	Z7	Z8	Мвих	nвих об/хв
20	80	5	100	20	80	1	1

№3

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність,Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	nвих	N вих
25	75	25	75	4	60	5	3

№4

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість,рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, N _вх -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	N вих	М вих
25	75	25	75	10	10	1

№5

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, N _вх -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	N вих	М вих
25	75	4	100	10	5	2

№6

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	nвих	N вих
20	80	3	99	11	10	7

№7

n – частота обертання, об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: N _вх -?, N _вих -?, , і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	Мвих	ωвих 1/сек
4	80	20	60	12	4	1

№8

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	nвих	N вих
23	92	4	100	23	92	4	2

№9

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	nвих	N вих
21	63	21	63	4	120	6	3

№10

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, N _вх -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	N вих	М вих
20	100	4	100	10	4	1

№16

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	nвих	N вих
3	90	22	88	22	88	5	4

№17

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	nвих	N вих
4	120	24	72	22	44	8	6

№18

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, N _вх -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z2’	Z3	Z3’	Z4	N вих	М вих
2	80	19	95	23	46	7	2

№19

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	nвих	N вих
22	55	22	55	12	10	10

№21

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	nвих	N вих
3	99	22	121	10	9	12

№23

n – частота обертання, об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: N _вх -?, N _вих -?, , і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	[τ]	Мвих	ωвих 1/сек
20	40	4	80	8	30	2	2

№24

n – частота обертання, об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,85; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: N _вх -?, N _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z5	Z6	Z7	Z8	Мвих	nвих об/хв
20	80	5	100	20	80	1	1

№25

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність, Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	Z5	Z6	nвих	N вих
25	75	25	75	4	60	5	3

№27

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, N _вх -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	N вих	М вих
25	75	25	75	10	10	1

№28

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, N _вх -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	N вих	М вих
25	75	4	100	10	5	2

№29

n – частота обертання об/хв; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність Вт; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр , мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: ω _вих -?, М _вих -?, і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	nвих	N вих
20	80	3	99	11	10	7

№30

n – частота обертання; ц.п. - циліндрична передача.

N – потужність; к.п. – конічна передача.

М – крутний момент Нм; ч.п. – черв’ячна передача.

d – діаметр, мм; пл.п – планетарна передача.

[τ] – допустиме напруження МПа; пш. – підшипник.

η – ккд окремих передач; η_ц.п.= η_к.п.= η_пл.п=0,95

і – передатне відношення. η _ч.п.=0,8; η_пш=0,99.

ω – кутова швидкість, рад/с.

1. Назвати всі передачі.

2. Визначити: N _вх -?, N _вих -?, , і_мех -?, якщо відомо

Z1	Z2	Z3	Z4	iпл.п	Мвих	ωвих 1/сек
4	80	20	60	12	4	1

1

Питання 1. Зєднання з номінальним діаметром 20мм, виконано в системі «основного отвору» ( ознака: основне відхилення поля допуска отвору Н = 0). Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки . Отвір виконаний по 8-му квалітету точності. Вал - по 7-ому квалітету. Згідно таблиць допусків стандарта ISO визначимо величини допусків на отвір (при номінальному розмірі Ø20 мм) по 8 квалітету, IT8=0,033 мм; на вал – по 7 квалітету IT7 = 0,021 мм. Зєднання рухоме; для посадки з зазором. (ознака: основне відхилення поля допуска валу згідно таблиці основних відхилень валів стандарта ISO:

g= - 0,007 мм).

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 20,033 мм; мінімальний – 20 мм. Максимальний діаметр валу – 19,993 мм; мінімальний – 19, 972 мм.

Питання 2. Передачі: циліндрична, черв’ячна, планетарна одноступінчаста

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну потужність: ;

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: , і_мех=320; N _вих=4 Вт; N _вх.=5.77 Вт

Питання 3. До складу будь-якого приладного комплекса неодмінно входять механічні та електромеханічні вузли. Вони є, як правило, допоміжним, але необхідним обладнанням. Механізми призначені для передачі і перетворення руху (за видом чи швидкістю) від ведучої ланки до вихідної та для передачі потужностей та моментів з метою створення на виході сили (чи моменту) корисного опору. В системах НК такими вузлами є пристрої сканування, вузли підпружинювання первинних перетворювачів, дефектовідмітників, електроприводи ОК чи ПП, різного роду стопорні пристрої. В вищеназваних пристроях широко застосовуються різні передаточні механізми: зубчасті, фрикційні, з гнучкими звязками тощо. Для забезпечення руху ПП за певними траєкторіями використовують такі виконавчі механізми як рейкові, кулачкові, гвинтові, мальтійські та ін. Широко використовують різні пружні елементи, напрямні, стартстопні пристрої.

2

Питання 1. Зєднання з номінальним діаметром 56 мм, виконано в системах «основного отвору» і «основного валу» ( ознаки основне відхилення поля допуску отвору Н=0 та h =0). Отвір виконаний по 8-му квалітету точності. Вал - по 7-ому квалітету. Згідно таблиць допусків стандарта ISO визначимо величини допусків (при номінальному розмірі Ø56 мм): на отвір по 8 квалітету IT8=0,046 мм; на вал –по 7 квалітету IT7 = 0,030 мм. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання рухоме; для посадки з зазором, але можливе отримання мінімального «нульового» зазору, оскільки основне відхилення поля допуску валу h =0. Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 56,046 мм; мінімальний – 56 мм. Максимальний діаметр валу –56 мм; мінімальний –55, 97 мм.

Питання 2. Передачі: циліндрична, черв’ячна, циліндрична

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну потужність: ; ;

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: , і_мех=400; N _вих=0.05 Вт; N _вх.=0.072 Вт

Питання 3. Кожен матеріал має різні групи властивостей: фізичні, хімічні, механічні, електричні тощо. До основних механічних властивостей матеріала відносяться їх: міцність, жорсткість, твердість. Ці властивості залежать від структури ( молекулярної будови) матеріала.

Міцність, це механічна властивість матеріала опиратися навантаженням, жорсткість – механічна властивість опиратися деформаціям; твердість –механічна властивість опиратися зануренню в тіло більш твердого індентора.

Всі механічні властивості впливають на якість виготовлених з них деталей, і їх «поведінку» при навантаженні, тому при проектуванні слід ретельно підбирати матеріали, з яких виготовлятимуться деталі, оскільки під впливом навантажень в деталях, виготовлених з різних матеріалів, виникають внутрішні силові фактори, механічні напруження і різного виду деформації. що може призвести до руйнування деталей чи заклинювання механізмів під час роботи; що недопустимо. Величини ж вищезгаданих факторів напряму повязані з механічними властивостями матеріалів.

3

Питання 1.Згідно умов зєднання повинно виконуватись в системі основного отвору (ознака: основне відхилення отвору Н = 0) Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Основне відхилення на поля допуску отвір: згідно завдання Н=0. Основне відхилення поля допуску на вал (при номінальному розмірі зєднання Ø36 мм) обираємо за таблицею стандарта ISO серед відхилень ряду p – zc, оскільки вони призначені для отримання посадок з натягом. Виберемо відхилення

s =+ 0,043мм. Згідно таблиць допусків призначимо величини допусків на отвір по7 квалітету IT7=0,025мм; на вал – 6 квалітету IT6 = 0,016 мм. . Отримуємо при цьому значення N min =0,0 18мм та Nmax = 0,059 мм.

Відповідь:  36 Н7/s6, при цьому похибка величини натягу при застосуванні стандартної посадки складе 3 мкм, а допуск посадки ( межі коливання величини натягу) залишиться незмінним:  = Nmax - N min = 0,041мм.

Питання 2. Передачі: циліндрична, циліндрична, черв’ячна.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідний момент: ; ;

Визначаємо вихідну кутову швидкість :

Відповідь: і_мех =135; ω _вих =0,52 рад/с; М _вих =1,56 Н·м

Питання 3. Механізми є пасивними кінематичними ланцюгами, призначеними для передачі та перетворення руху (за видом чи за швидкістю) від джерел руху до робочого органу. Крім того механізми передають на робочий орган корисну потужніть (і силу чи момент) для виконання ним необхідних функцій. В механізмах діють зовнішні для нього силові фактори: рушійні сили ( чи моменти), сили (моменти) інерції, сили (моменти) тертя, сили (моменти) корисного та шкідливого опору, сили власної ваги. До внутрішніх силових факторів відносяться сили (моменти) реакцій, що виникають між ланками механізму. Без дії рушійних сил механізм взагалі не працюватиме; якщо в механізмі на вихідній ланці не буде створюватись сила чи момент корисного опору, то його робочий орган ( до якого підєднано, наприклад, первинний перетворювач) переміщуватись не зможе. Наявність сил (моментів) тертя часто є шкідливим явищем, яке треба долати, хоч, наприклад, в фрікційних передачах явище тертя є корисним і тертя там треба збільшувати. Теж саме можна відмітити про сили ( моменти) інерції: найчастіше інерційність ланок шкідліва для механізма і її треба зменшувати; але в деяких механізмах застосовують деталі з великою масою ( наприклад для стабілізації швидкості руху).

4

Питання 1. Передачі: циліндрична, циліндрична, планетарна одноступінчата

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході: (1/сек)

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: і_мех =60; ω _вих =10 рад/с; N _вх =12,15 Вт

Питання 2. Згідно умов зєднання повинно виконуватись в системі основного отвору (ознака: основне відхилення отвору Н = 0)

Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Основне відхилення на поля допуску отвору: згідно завдання Н=0. Основне відхилення поля допуску на вал ( при номінальному розмірі зєднання Ø35 мм) обираємо за таблицею стандарта ISO серед відхилень ряду p – zc, оскільки вони призначені для отримання посадок з натягом. Виберемо, наприклад, відхилення х = + 0,080 мм. Згідно таблиць допусків стандарта ISO призначимо величини допусків на отвір по 9 квалітету IT9 =0,062 мм; на вал – 8 квалітету IT8 = 0,039 мм. Отримуємо при цьому значення N min =0,0 18мм та Nmax = 0,119 мм.

Відповідь:  35 Н9/х8, при цьому похибка величини натягу при застосуванні стандартної посадки - відсутня.

Питання 3. Деталі механізмів не являються абсолютно жорсткими тілами.Оскільки вони виконані з певних матеріалів, які мають відповідну структуру, то під впливом зовнішніх силових факторів деталі в процесі роботи механізма деформуються. Деформації при цьому повинні бути пружними, тобто зникати при знятті зовнішнього навантаження. Наявні деформації деталей не повинні впливати на якісне функціонування механізму і повинні бути обмежені за величиною.

В залежності від видів зовнішніх силових факторів в деталях виникають різні види внутрішніх силових факторів і деформацій. Під впливом повздовжних зовнішніх сил виникає деформація розтягу – стиску; від дії крутних моментів виникає деформація кручення; від поперечних сил і згинаючих моментів виникає деформація згину. Під дією пари поперечних сил виникає деформація зсуву. При різних деформаціях у поперечному перерізі деталі (бруса) виникають різні внутрішні силові фактори.

Розглянемо частинні випадки.

1. В перерізі виникає тільки поздовжня сила N. У цьому випадку це деформація розтягнення (якщо сила N напрямлена від перерізу) або деформація стиснення (якщо сила N напрямлена у бік перерізу).

Деталь, що зазнає деформації розтягнення (стиснення) називають стрижнем.

2. В перерізі виникає тільки одна поперечна сила Qy. У цьому випадку це деформація зсуву.

3. В перерізі виникає тільки крутний момент.

Якщо внутрішні сили можна привести до пари сил, площина дії яких співпадає з площиною перерізу (перпендикулярна до поздовжної вісі деталі), то такий вид деформації називається крученням. Деталь, що працює на кручення, називають вал.

3. У перерізі виникає згинаючий момент і поздовжня сила. Якщо площина дії пари приведених внутрішніх сил перпендикулярна до площини перерізу бруса (тобто лежить в площині деталі), то такий вид деформації називають згином. Деталь, що працює на згин, називають балка.

3. Якщо у перерізі одночасно виникають декілька внутрішніх силових факторів (наприклад, згинаючий та крутний моменти або згинаючий момент та поздовжня сила), то в цих випадках виникає одночасно і декілька основних деформацій – маємо складний напружений стан деталі.

5

Питання 1. Зєднання з номінальним діаметром 34 мм, виконано в системі «основного валу» (ознака: основне відхилення поля допуска на вал h = 0) Отвір виконаний по 8-му квалітету точності; згідно таблиць допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø34 мм) допуск на нього

IT8 = 0,026 мм. Допуск на вал - по 7-ому квалітету IT7 = 0,025 мм. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки . Зєднання нерухоме; для посадки з натягом (ознака: основне відхилення поля допуска отвору згідно таблиці основних відхилень отворів стандарта ISO P = - 0,026 мм).

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 33,974 мм; мінімальний – 33,935 мм. Максимальний діаметр валу –34 мм; мінімальний –33,975 мм.

Питання 2. Передачі: циліндрична, черв’ячна, двоступінчата планетарна передача зі змішаним зачепленням

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході : (1/сек)

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: і_мех =750; ω _вих =2,5 1/с; N _вх =7,23 Вт

Питання 3. При розрахунках і проектуванні механізмів, які складаються з багатьох деталей і перебувають під дією зовнішніх навантажень, необхідно дотримуватись виконання умов міцності для кожної з деталей. Міцність деталі залежить: від зовнішніх силових факторів, які викликають при своїй дії появу в деталі адекватних внутрішних силових факторів; від тих її геометричних розмірів, що впливають на міцність і від міцності матеріала, з якого виготовлена деталь. В узагальненому виді умови міцності можна записати:

•   для нормальних (чи контактних напружень) та

τ  τ для дотичних напружень

тут: , τ – фактичні напруження, що виникають в деталях під впливом існуючих зовнішніх навантажень і залежать ще й від геометричних розмірів деталі.

, τ - допустимі напруження, що є характеристиками певних матеріалів.

При більших навантаженнях слід використовувати міцніші матеріали.

Отже для виконання умов міцності слід розраховувати геометрічні розміри деталі і підбирати відповідні навантаженням матерали для виготовлення деталей.

6

Питання 1. Передачі: планетарна одноступінчата, циліндрична, черв’ячна.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході: (рад/с)

Визначаємо вихідний момент:

Відповідь: і_мех =1452; ω _вих =1,02 рад/с; М _вих =6,86 Н·м

Питання 2. Згідно умов зєднання повинно виконуватись в системі основного валу (ознака: основне відхилення поля допуска на вал h = 0) Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Основне відхилення на поля допуску вала: згідно завдання h = 0. Основне відхилення поля допуску на отвір (при номінальному розмірі зєднання Ø45 мм) обираємо за таблицею стандарта ISO серед відхилень ряду P - ZC, оскільки вони призначені для отримання посадок з натягом. Виберемо відхилення V= - 0,081 мм. Згідно таблиць допусків стандарта ISO призначимо величини допусків на отвір по 9 квалітету IT9 = 0,062 мм; на вал – 8 квалітету IT8 = 0,039 мм. Отримуємо при цьому значення

N min =0,0 42мм та Nmax = 0,143 мм.

Відповідь:  45 V9/h8, при цьому похибка величини натягу при застосуванні стандартної посадки відсутня.

Питання 3. При розрахунках і проектуванні механізмів, які складаються з багатьох деталей і перебувають під дією зовнішніх навантажень, необхідно дотримуватись виконання умов міцності для кожної з деталей. Міцність деталі залежить: від зовнішніх силових факторів, які викликають при своїй дії появу в деталі адекватних внутрішних силових факторів; від тих її геометричних розмірів, що впливають на міцність і від міцності матеріала, з якого виготовлена деталь. В узагальненому виді умови міцності можна записати:

•   для нормальних (чи контактних напружень) та

τ  τ для дотичних напружень

тут: , τ – фактичні напруження, що виникають в деталях під впливом існуючих зовнішніх навантажень і залежать ще й від геометричних розмірів деталі.

, τ - допустимі напруження, що є характеристиками певних матеріалів.

При більших навантаженнях слід використовувати міцніші матеріали.

Отже для виконання умов міцності слід розраховувати геометрічні розміри деталі і підбирати відповідні навантаженням матерали для виготовлення деталей.

7

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного отвору (ознака: основне відхилення допуска отвору Н = 0). Отвір виконано за 8 квалітетом точності з допуском, згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø25 мм): IT8 = 0,033мм; вал – за 7 квалітетом з допуском IT7 = 0,025 мм.. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення s допуску на вал призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на вал s = + 0,035 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 25,033 мм; мінімальний – 25 мм. Максимальний діаметр валу –25,035 мм; мінімальний –25,06 мм.

Питання 2. Передачі: двоступінчата планетарна передача зі змішаним зачепленням, черв’ячна, циліндрична

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі:

і _чп = z₂ : z₁ =80 : 4 = 20 ; і _цп = z₄ : z₃ =60 : 20 = 3

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну потужність:

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: і_мех =720; N _вих =4 Вт; N _вх =5,77 Вт

Питання 3. Деталі механізмів не являються абсолютно жорсткими тілами.Оскільки вони виконані з певних матеріалів, які мають відповідну структуру, то під впливом зовнішніх силових факторів деталі в процесі роботи механізма деформуються. Деформації при цьому повинні бути пружними, тобто зникати при знятті зовнішнього навантаження. Наявні деформації деталей не повинні впливати на якісне функціонування механізму і повинні бути обмежені за величиною.

В залежності від видів зовнішніх силових факторів в деталях виникають різні види внутрішніх силових факторів і деформацій. Під впливом повздовжних зовнішніх сил виникає деформація розтягу – стиску; від дії крутних моментів виникає деформація кручення; від поперечних сил і згинаючих моментів виникає деформація згину. Під дією пари поперечних сил виникає деформація зсуву. При різних деформаціях у поперечному перерізі деталі (бруса) виникають різні внутрішні силові фактори.

Розглянемо частинні випадки.

1. В перерізі виникає тільки поздовжня сила N. У цьому випадку це деформація розтягнення (якщо сила N напрямлена від перерізу) або деформація стиснення (якщо сила N напрямлена у бік перерізу).

Деталь, що зазнає деформації розтягнення (стиснення) називають стрижнем.

2. В перерізі виникає тільки одна поперечна сила Qy. У цьому випадку це деформація зсуву.

3. В перерізі виникає тільки крутний момент.

Якщо внутрішні сили можна привести до пари сил, площина дії яких співпадає з площиною перерізу (перпендикулярна до поздовжної вісі деталі), то такий вид деформації називається крученням. Деталь, що працює на кручення, називають вал.

3. У перерізі виникає згинаючий момент і поздовжня сила. Якщо площина дії пари приведених внутрішніх сил перпендикулярна до площини перерізу бруса (тобто лежить в площині деталі), то такий вид деформації називають згином. Деталь, що працює на згин, називають балка.

3. Якщо у перерізі одночасно виникають декілька внутрішніх силових факторів (наприклад, згинаючий та крутний моменти або згинаючий момент та поздовжня сила), то в цих випадках виникає одночасно і декілька основних деформацій – маємо складний напружений стан деталі.

8

Питання 1. Згідно умов зєднання повинно виконуватись в системі основного валу (ознака: основне відхилення допуска валу h=0) Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Основне відхилення на поля допуску вала: згідно завдання h=0. Основне відхилення поля допуску на отвір (при номінальному розмірі зєднання Ø30 мм) обираємо за таблицею стандарта ISO серед відхилень ряду P - ZC, оскільки вони призначені для отримання посадок з натягом. Виберемо, наприклад, відхилення V= - 0,055 мм. Згідно таблиць допусків стандарта ISO підбираємо величини допусків на отвір по 8 квалітету IT8 =0,033 мм; на вал – по 7 квалітету IT8 = 0,021 мм. Отримуємо при цьому значення натягу

N min =0,0 34 мм та Nmax = 0,088 мм, але допуск посадки ( межі коливання величини натягу) залишиться незмінним:  = Nmax - N min = 0,054мм.

Відповідь:  30 V8/h7.

Питання 2. Передачі: циліндрична, черв’ячна, конічна

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі:; ; ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході: (рад/с)

Визначаємо момент на виході :

Відповідь: і_мех =400; М _вих =4,76 Н·м; ω _вих =0,42 рад/с

Питання 3. Деталі механізмів не являються абсолютно жорсткими тілами.Оскільки вони виконані з певних матеріалів, які мають відповідну структуру, то під впливом зовнішніх силових факторів деталі в процесі роботи механізма деформуються. Деформації при цьому повинні бути пружними, тобто зникати при знятті зовнішнього навантаження. Наявні деформації не повинні впливати на якісне функціонування механізму і бути обмежені за величиною.

В залежності від видів зовнішніх силових факторів в деталях виникають різні види внутрішніх силових факторів і деформацій. Так під впливом повздовжних зовнішніх сил в будь-якому перерізі деталі виникають внутрішні сили теж повздовжного напрямку і виникає деформація розтягу – стиску. В перерізі виникає тільки поздовжня сила N. У цьому випадку це деформація розтягнення (якщо сила N напрямлена від перерізу) або деформація стиснення (якщо сила N напрямлена у бік перерізу).

Деталь, що зазнає деформації розтягнення (стиснення) називають стрижнем.

Ця деформація виникає у виді подовження (+l) чи зменшення (-l) лінійних розмірів деталі. При деформуванні деталі в ній виникають механічні нормальні.напруження _розт , які є мірою міцності деталі.

Умову міцності можна записати:

_розт   для нормальних напружень

тут: , – фактичні напруження, що виникають в деталях під впливом існуючих зовнішніх навантажень і залежать ще й від геометричних розмірів деталі.

, - допустиме напруження, що є характеристикою певного матеріалу.

При більших навантаженнях слід використовувати міцніші матеріали

9

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного отвору (ознака: основне відхилення допуска отвору Н = 0). Отвір виконано за 7 квалітетом точності з допуском, згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø 20 мм): IT7 = 0,021 мм; вал – за 6 квалітетом з допуском IT6 = 0,013 мм. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення p допуску на вал призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на вал p = + 0,022 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 20,021 мм; мінімальний – 20 мм. Максимальний діаметр валу –20,035 мм; мінімальний –20,022 мм.

Питання 2. Передачі: конічна,циліндрична, черв’ячна

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ; ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході: (рад/с)

Визначаємо момент на вихідному валі:

Відповідь: і_мех =270; М _вих =4,78 Н·м; ω _вих =0,628 рад/с

Питання 3. Деталі механізмів не являються абсолютно жорсткими тілами.Оскільки вони виконані з певних матеріалів, які мають відповідну структуру, то під впливом зовнішніх силових факторів деталі в процесі роботи механізма деформуються. Деформації при цьому повинні бути пружними, тобто зникати при знятті зовнішнього навантаження. Наявні деформації не повинні впливати на якісне функціонування механізму і бути обмежені за величиною.

В залежності від видів зовнішніх силових факторів в деталях виникають різні види внутрішніх силових факторів і деформацій. Так при дії крутних моментів (що розташовані в площині, перпендикулярній до повздовжної вісі деталі) в будь-якому перерізі деталі виникають внутрішні крутні моменти, які

викликають появу деформації кручення.В перерізах виникає дотичне механічне напруження τ_і . Деформація кручення проявляє себе у вигляду кута повороту перерізу (_і ). При розрахунках на кручення обовязкова перевірка і на виконання умови жорсткості (через питомий кут повороту і; умова жорсткості і    ), оскільки деформаціїї повинні бути обмеженими за величиною кута повороту. Тут   - допустимий питомий кут повороту перерізу ї наперед заданою величиною.

10

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного валу (ознака: основне відхилення допуска валу h = 0). Отвір виконано за 8 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø54 мм): IT8 = 0,046 мм; вал – за 7 квалітетом з допуском IT7 = 0,030 мм. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення U допуску на отвір призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на отвір U = - 0,087 мм.)Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 53,913 мм; мінімальний –53,867 мм. Максимальний діаметр валу –54 мм; мінімальний –53,97 мм.

Питання 2. Передачі: циліндрична, черв’ячна, планетарна одноступінчаста

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вхідну потужність:

Визначаємо кутову швидкість на виході:

(рад/с)

Відповідь: і_мех =1250; N _вх =5,77 Вт; ω _вих =4 рад/с

Питання 3. Деталі механізмів не являються абсолютно жорсткими тілами.Оскільки вони виконані з певних матеріалів, які мають відповідну структуру, то під впливом зовнішніх силових факторів деталі в процесі роботи механізма деформуються. Деформації при цьому повинні бути пружними, тобто зникати при знятті зовнішнього навантаження. Наявні деформації не повинні впливати на якісне функціонування механізму і бути обмежені за величиною.

В залежності від видів зовнішніх силових факторів в деталях виникають різні види внутрішніх силових факторів і деформацій. Так при дії на деталь поперечних сил та згинаючих моментів ( що лежать в площині самої деталі),в будь-якому довільному перерізі деталі виникають внутрішні поперечні сили та згинаючі моменти. В перерізах зівляється нормальне напруження _зг. Це призводить до появи деформації згину. Вона проявляється прогинами перерізів деталі ( у_і ) та кутом повороту перерізу відносно нейтральної осі

( і ).

11

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання повинно бути виконане в системі основного валу (ознака: основне відхилення допуска валу h = 0). За таблицею допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø43 мм) підбираємо допуски: на отвір призначимо 8 квалітет точності; з допуском IT8 = 0,039 мм; на вал – за 7 квалітетом з допуском IT7 = 0,025 мм. Для отримання нерухомого зєднання - посадки з натягом, підбираємо за таблицями основних відхилень отворів основне відхилення U допуску на отвір, оскільки воно призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допусків на отвір U = - 0,070 мм). Отримуємо при цьому значення натягу

N min =0,0 45 мм та Nmax = 0,109 мм,

Похибка в досягненні натягу при використанні стандартної посадки складе

Всього 1 мкм. Отже відповідь:  43 U8/h7.

Питання 2. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0. Для даної задачі:

N _і = Р = 100 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*15² мм.

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 100 * 10³ / 3,14*15²  142 (Мпа)

Умова міцності виконується: фактичне напруження  меньше за допустиме  ; 142 Мпа  150 Мпа.

Питання 3. Деталі виконані з певних матеріалів, які мають відповідну структуру. Під впливом зовнішніх силових факторів вони в процесі роботи механізма деформуються. Деформації при цьому повинні бути пружними, тобто зникати при знятті зовнішнього навантаження. Наявні деформації не повинні впливати на якісне функціонування механізму і бути обмежені за величиною.

В залежності від видів зовнішніх силових факторів в деталях виникають різні види внутрішніх силових факторів і деформацій. Так під впливом повздовжних зовнішніх сил в будь-якому перерізі деталі виникають внутрішні сили теж повздовжного напрямку і виникає деформація розтягу – стиску. Ця деформація виникає у виді подовження (+l) чи зменшення (-l) лінійних розмірів деталі. При деформуванні деталі в ній виникають механічні нормальні.напруження _розт , які є мірою міцності деталі.

В лабораторних умовах досліджують зразки різних матеріалів, зокрема при їх розтягуванні в координатах (- ) , з метою визначення межі залежності взаємозвязку між зовнішнім навантаженням і деформацією () зразка. При цьому будується діаграма розтягування.

Для пластичних матеріалів (напр. сталей) при навантаженні: _п - межа пропорційності ₍робоча зона); _пруж - межа пружності; _пл - межа плинності, коли деформація зростає без додаткового навантаження; _час - межа міцності, коли зразок руйнується. Через межу міцності з урахуванням коефіціенту запасу обраховують допустиме напруження   матеріалу зразка, яке стає довідниковою інформацією

12

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного валу (ознака: основне відхилення допуска валу h = 0). Отвір виконано за 8 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø54 мм): IT8 = 0,046 мм; вал – за 7 квалітетом з допуском IT7 = 0,030 мм. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення V допуску на отвір призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на отвір V = - 0,102 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 53,898 мм; мінімальний –53,852 мм. Максимальний діаметр валу –54 мм; мінімальний –53,97 мм.

Питання 2. Відповідь: Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0. Для даної задачі:

N _і = Р = 200 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*10² мм.

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 200 * 10³ / 3,14*10² 637 (Мпа)

Умова міцності не виконується: фактичне напруження  в стрижні більше за допустиме , ; 637 Мпа  200 Мпа .

Для її виконання необхідно або

1.збільшити діаметр d стрижня; з формули знайдемо:

d ≥ √ (4 N _і / π ) = √ (4*200*10³ /3,14*200  32 мм

2.замінити матеріал на більш міцний, збільшивши , що призведе в даному випадку к значному здорожчанню деталі. Тому обираємо вар.1

Питання 3. Механізм, це кінематичний ланцюг, що складається з ланок, зєднаних кінематичними парами. Механізми призначені для передачі і перетворення руху (за видом чи швидкістю) від ведучої ланки до вихідної та для передачі потужностей та моментів з метою створення на виході сили (чи моменту) корисного опору. Ланка - це одна чи декілька деталей, що зєднані між собою нерухомо. В механізмах розрізняють ведучі та ведені ланки. Ведуча ланка має незалежний рух. Ведені ланки (проміжні та вихідні) мають залежний визначений рух (за видом і швидкістю).

Виконавчі механізми призначені для здійснення спеціальних (за траєкторією чи за певним законом) рухів вихідних ланок. В якості виконавчих механізмів використовують: рейкові передачі, кулачкові механізми, мальтійські механізми тощо.

Прилади - це пристрої, призначені для здійснення функцій вимірювання; контролю; захисту; запобіжності; відслідковування; підрахунку тощо. Наприклад: витратоміри, акселерометри, амперметри, лічильники та ін. Більшість приладів мають в своєму складі механізми.

13

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання треба виконати в системі основного отвору (ознака: основне відхилення допуска отвору Н = 0). Підберемо спочатку, згідно таблиці допусків стандарта ISO, допуски на елементи при номінальному розмірі Ø35 мм: Наприклад на отвір за 6 квалітетом

IT6 = 0,016 мм; вал – за 5 квалітетом з допуском IT5 = 0,011 мм. Зєднання повинно бути рухомим, тобто посадка з зазором, тому обираємо основне відхилення допуску на вал з ряду призначених для формування рухомих посадок відхилень валі: a - h. Скористаємось відхиленням f = - 0,025 мм.

Відповідь:  35 Н6/f5. При цьому отрімуємо посадку зазором:

Smin = 0.025мм, Smax = 0,052 мм.

Питання 2. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0. Для даної задачі:

N _і = Р = 300 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*20² мм.

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 300 * 10³ / 3,14*20² 239 (Мпа)

Умова міцності не виконується: фактичне напруження  в стрижні більше за допустиме , ; 239 Мпа  200 Мпа .

Для її виконання необхідно:

1.або збільшити діаметр d стрижня; обрахуємо необхідний діаметр з формули:

d ≥ √ (4 N _і / π ) = √ (4*300*10³ /3,14*200)  43,6 мм

приймемо згідно ГОСТ d = 45 мм, тоді фактичне напруження в стрижні складе:  = 300 * 10³ / 3,14*22,5²  193 (Мпа)

2. або замінити матеріал на більш міцний, збільшивши , що призведе до здорожчання деталі. Тому обираємо варіант 1.

Умова міцності виконаєтьсяпри збільшенні діаметра: 193 Мпа 200 Мпа

Питання 3. До складу будь-якого приладного комплекса неодмінно входять механічні та електромеханічні вузли. Вони є, як правило, допоміжним, але необхідним обладнанням. Механізми призначені для передачі і перетворення руху (за видом чи швидкістю) від ведучої ланки до вихідної та для передачі потужностей та моментів з метою створення на виході сили (чи моменту) корисного опору. В системах НК такими вузлами є пристрої сканування, вузли підпружинювання первинних перетворювачів, дефектовідмітників, електроприводи ОК чи ПП, різного роду стопорні пристрої. В вищеназваних пристроях широко застосовуються різні передаточні механізми: зубчасті, фрикційні, з гнучкими звязками тощо. Для забезпечення руху ПП за певними траєкторіями використовують такі виконавчі механізми як рейкові, кулачкові, гвинтові, мальтійські та ін. Широко використовують різні пружні елементи, напрямні, стартстопні пристрої.

14

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного отвору (ознака: основне відхилення допуска отвору Н= 0). Отвір виконано за 7 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø44 мм): IT7 = 0,025 мм; вал – теж за 7 квалітетом з допуском IT7 = 0,030 мм. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення р допуску на вал призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на вал р= + 0,026 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 44,025 мм; мінімальний –44 мм. Максимальний діаметр валу –44,051мм; мінімальний –44,026 мм.

Питання 2. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0. Для даної задачі:

N _і = Р = 100 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*15² мм.

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 200 * 10³ / 3,14*15²  142 (Мпа)

Умова міцності виконується: фактичне напруження  меньше за допустиме , ; 142 Мпа  150 Мпа .

Питання 3. Деталі виконані з певних матеріалів, які мають відповідну структуру. Під впливом зовнішніх силових факторів вони в процесі роботи механізма деформуються. Деформації при цьому повинні бути пружними, тобто зникати при знятті зовнішнього навантаження. Наявні деформації не повинні впливати на якісне функціонування механізму і бути обмежені за величиною.

В залежності від видів зовнішніх силових факторів в деталях виникають різні види внутрішніх силових факторів і деформацій. Так під впливом повздовжних зовнішніх сил в будь-якому перерізі деталі виникають внутрішні сили теж повздовжного напрямку і виникає деформація розтягу – стиску. Ця деформація виникає у виді подовження (+l) чи зменшення (-l) лінійних розмірів деталі. При деформуванні деталі в ній виникають механічні нормальні.напруження _розт , які є мірою міцності деталі.

В лабораторних умовах досліджують зразки різних матеріалів, зокрема при їх розтягуванні в координатах (- ) , з метою визначення межі залежності взаємозвязку між зовнішнім навантаженням і деформацією () зразка. При цьому будується діаграма розтягування.

Для пластичних матеріалів (напр. сталей) при навантаженні: _п - межа пропорційності ₍робоча зона); _пруж - межа пружності; _пл - межа плинності, коли деформація зростає без додаткового навантаження; _час - межа міцності, коли зразок руйну.ться. Через межу міцності з урахуванням коефіціенту запасу обраховують допустиме напруження   матеріалу зразка, яке стає довідниковою інформацією.

15

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного валу (ознака: основне відхилення допуска валу h = 0). Отвір виконано за 7 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø35 мм): IT7 = 0,021 мм; вал – за 6 квалітетом з допуском

IT6 = 0,013 мм. Зєднання рухоме - посадка з зазором, оскільки основне відхилення G допуску на отвір призначене для формування рухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска наотвір G = + 0,007 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 35,028 мм; мінімальний –35,007 мм. Максимальний діаметр валу –35 мм; мінімальний –34,987 мм.

Питання 2. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0. Для даної задачі:

N _і = Р = 200 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = а² = 400 мм².

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 200 * 10³ / 400 = 500 (Мпа)

Умова міцності не виконується: фактичне напруження  більше за допустиме  ; 500 Мпа  200 Мпа.

Для виконання умови міцності необхідно або

1. збільшити розміри поперечного перерізу стрижня, тобто

а ≥ √ (N _і / ) = √ (200* 10³/ 200)  31,6 мм

приймемо згідно ГОСТ а = 32 мм, тоді фактичне напруження в стрижні складе:  = 200 * 10³ / 32² 195 (Мпа) і умова міцності виконається:

195 Мпа  200 Мпа

2. замінити матеріал на більш міцний, що менш вигідно, оскільки дорожче. Приймаємо варіант 1.

Питання 3.До складу будь-якого приладного комплекса неодмінно входять механічні та електромеханічні вузли. Вони є, як правило, допоміжним, але необхідним обладнанням. Механізми призначені для передачі і перетворення руху (за видом чи швидкістю) від ведучої ланки до вихідної та для передачі потужностей та моментів з метою створення на виході сили (чи моменту) корисного опору. В системах НК такими вузлами є пристрої сканування, вузли підпружинювання первинних перетворювачів, дефектовідмітників, електроприводи ОК чи ПП, різного роду стопорні пристрої. В вищеназваних пристроях широко застосовуються різні передаточні механізми: зубчасті, фрикційні, з гнучкими звязками тощо. Для забезпечення руху ПП за певними траєкторіями використовують такі виконавчі механізми як рейкові, кулачкові, гвинтові, мальтійські та ін. Широко використовують різні пружні елементи, напрямні, стартстопні пристрої.

16

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0. Для даної задачі:

N _і = Р = 100 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = а² =40² = 1600 (мм²)

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 100 * 10³ / 1600 = 62,5 (Мпа)

Умова міцності виконується, оскільки фактичне напруження  меньше за допустиме  ; 62,5 Мпа 200 Мпа

Питання 2. Передачі: черв’ячна, циліндрична, циліндрична.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході:

(рад/с)

Визначаємомомент на вихідному валі:

Відповідь: і_мех =480; М _вих =7,69 Н·м; ω _вих =0,52 рад/с

Питання 3. Механізми різних пристроїв і систем неруйнівного контролю структурно можна зобразити у вигляді схеми

Д

М

ВМ

ПМ

де:

Д - двигун;

М - муфта - вузол, що з'єднує вал двигуна і перший вал передатного механізму з метою передачі руху; ПМ - передатний механізм (часто редуктор); ВМ - виконавчий механізм, з приєднаним до його вихідної ланки первинним перетворювачем або об'єктом контролю.

Часто кінематичні характеристики на виході пристрою не співпадають з аналогічними параметрами двигуна. Тому для передачі руху, для перетворення швидкостей чи напрямів руху між виконавчим механізмом і двигуном встановлюється передаточний механізм. Застосовують зубчасті передаточні механізми, фрикційні, поводкові, шарніро-важільні та ін.

До основних параметрів відносять: кінематичні – це передатне відношення і_мех , кутові швидкості _і та частоти обертання n_i ланок; силові: потужності на вході та виході вх, вих механізму, потужності на ланках і, крутні моменти Мі на валах, коефіцієнт корисної дії _мех. ; геометричні розміри окремих ланок і всього механізму; експлуатаційні параметри: характеристики довколишнього середовища, умови роботи тощо.

17

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0. Для даної задачі:

N _і = Р = 100 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = а² = 25² = 625(мм²)

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 100 * 10³ / 625 = 160(Мпа)

Умова міцності виконується, оскільки фактичне напруження  меньше за допустиме ; 160 Мпа 200 Мпа.

Питання 2. Передачі: черв’ячна, циліндрична, конічна.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ; ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході:

(рад/с)

Визначаємо момент на виході:

Відповідь: і_мех =180; М _вих =7,14 Н·м; ω _вих =0,84 рад/с

Питання 3. Для передачі руху, для перетворення швидкостей чи напрямів руху між двигуном і виконавчим механізмом встановлюється передатний механізм.

До основних параметрів таких механізмів відносять кінематичні. Це передатне відношення і_мех , кутові швидкості _і та частоти обертання n_i ланок; Передатне відношення механізма - це співвідношення частот обертання n чи кутових швидкостей  вхідної та вихідної ланок.

Визначення спільного передаточного відношення провадиться за формулою:

і_сп = і_мех = n _дв/ n _вих =  _дв /  _вих

відомо також, що для складного механізма

і_сп =і₁ *і₂ *і₃ *......і_к, де

і₁ ; і₂ ; .......і _к, передатні відношення окремих передач механізму.;

В разі неохідності розподілу спільного передатного відношення складного механізму на окремі передачі необхідно дотримуватись наступного:

1.забезпечити мінімальний приведений до валу двигуна момент інерції привода.

2. забезпечити мінімальні масу і габаритні розміри пристрою.

Ці вимоги будуть виконуватись, якщо буде призначено:

і₁  і₂  і₃ ....і_к

де к – кількість передач;

якщо в механізмі застосовані зубчасті передачі з кількістю зубців на ведучій та веденій ланках відповідно Zi та Zk, то передатне відношення можна визначати через співвідношення кількості зубців коліс кожної пари:

і _п = Z_k/ Z_i

Наприклад: для зубчастого механізма з кінематичною схемою:

i_мех. = i_к.п.  i_ц.п.  і _ч.п.

18

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформації розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0.

Для даної задачі:

N _і = Р = 100 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = а² = 20² = 400(мм²)

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 100 * 10³ / 400 = 250(Мпа)

Умова міцності не виконується: 250 Мпа  200 Мпа. Для її виконання необхідно або

1. збільшити розміри поперечного перерізу стрижня , тобто

а ≥ √ (N _і / ) = √ (100* 10³/ 200)  22,4 мм

приймемо згідно ГОСТ а = 25 мм, тоді фактичне напруження в стрижні складе:  = 100 * 10³ / 25² = 160 (Мпа) і умова міцності виконається:

160 Мпа  200 Мпа

2. замінити матеріал на більш міцний, збільшити , що менш вигідно, оскільки дорожче. Приймаємо 1 варіант.

Питання 2. Передачі: черв’ячна, циліндрична, конічна

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ; ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході:

(рад/с)

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: і_мех =400; N _вх =10,14 Вт; ω _вих =3,5 рад/с

Питання 3. В пристроях в якості передатних механізмів, в залежності від потреб споживача можуть застосовуватись різні передатні механізми: зубчасті передачі різних типів, фрикційні передачі, передачі з гнучкими звязками, поводкові передачі тощо. Зубчасті механізми мають достатньо велике передатне відношення, в них відсутнє проковзування, але для передачі руху на достатньо великі відстані краще викорисовувати передачі з гнучким звязком. Однак ці передачі мають такий недолік як проковзування, отже їх передатне відношення дещо змінне. Фрикційні передатні механізми з беспосереднім торканням – прості в конструкції, але теж мають проковзування і невелике передатне відношення. Потреби можуть визначатися або необхідністю мінімальних габаритів і оптимальної конструкції пристрою (застосовують, наприклад, планетарні передачі), або великою навантажувальною здатністю (планетарні, червячні передачі), або необхідністю передачі руху між паралельними валами (циліндрічні зубчасті передачі) чи між валами, що повинні знаходитись під деяким кутом (конічні передачи). При необхідності забезпечення високого ккд пристрою, точності передачі руху застосовують зубчасті передачи, зокрема планетарні.

19

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформації кручення його порівнюють з допустимим напруженням  τ_кр , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформації кручення, коли діють зовнішні крутні моменти М _кр , в перерізах деталей виникають внутрішні моменти М _кр.вн. , що скручують деталь та дотичні напруження τ_кр.. Вони обчислюються :

τ_кр = М _кр.вн. / W_р ,

де М_кр.вн – внутрішній крутний момент в перерізі, що виникає під дією зовнішніх крутних моментів і обчислюється, виходячи з умови рівноваги: Σ М_{кр і} = 0;

W_р - полярний момент опору перерізу; для круглого суцільного перерізу діаметра d : W_р  0.2 d³ .

Умова міцності при деформації кручення має вид:

τ_кр ≤  τ_кр 

Для даної задачі з умови рівноваги М_{кр вн.} = М _кр = 8нМ, тому фактичне напруження в перерізі вала:

τ_кр = М _кр / W_р = 8*10³ / 0,2*20³ = 5 (мПа)

Відповідь: фактичне дотичне напруження в валі складе: τ_кр =5 Мпа. Умова міцності при крученні виконується: 5 Мпа  30 Мпа.

Питання 2. Передачі: конічна, конічна, планетарна одноступінчата.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході:

( рад/с)

Визначаємо момент на виході:

Відповідь: і_мех =75; М _вих =9,52 Н·м; ω _вих =1,05 рад/с

Питання 3. Жоден з геометричних розмірів деталі, що виготовляються на різному обладнанні і різними методами, реально не може бути виготовлений без похибок. При складанні з окремих деталей вузлів і пристрою в цілому теж зявляються похибки складання. Але навіть при наявності таких похибок механізм повинен функціонувати і при цьому мати певну точність. Наявні («заплановані») похибки розмірів деталей, при яких пристрій складається і фунціонує, являють собою допуски на розміри. Чим деталь виготовлена точніше, тим меньші в неї допуски на розміри, але тим дорожче коштує виготовлення деталі. Враховуючи ці положення, допуски на розміри для різних потреб машино- та приладобудування стандартизовано в міжнародній системі стандартів ISO. Різні за величинами допуски зведено в таблиці ступінів точності, що називаються квалітетами. Всього створено 19 квалітетів точності.

20

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформації кручення його порівнюють з допустимим напруженням  τ_кр , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї кручення, коли діють зовнішні крутні моменти М _кр , в перерізах деталей виникають внутрішні моменти М _кр.вн. та дотичні напруження τ_кр.. Вони обчислюються :

τ_кр = М _кр.вн / W_р ,

де М_кр.вн. – внутрішній крутний момент в перерізі, що виникає під дією зовнішніх крутних моментів і обчислюється з умови рівноваги : Σ М_{кр і} = 0;

W_р полярний момент опору перерізу; для круглого суцільного перерізу діаметра d W_р  0.2 d³ .

Умова міцності при деформації кручення має вид:

τ_кр ≤  τ_кр 

Для даної задачі з умови рівноваги М_{кр вн.} = М_кр.= 2 нМ, тому фактичне напруження в перерізі вала:

τ_кр = М _кр / W_р = 2*10³ / 0,2*10³ = 10 (мПа)

Умова міцності при крученні виконується, оскільки 10 Мпа  30 Мпа.

Питання 2. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного отвору. (ознака: основне відхилення допуска отвору Н = 0). Отвір виконано за 7 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø44 мм): IT7 = 0,030 мм; вал – за теж за 7 квалітетом з допуском IT7 = 0,030 мм. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення r допуску на вал призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на вал r = + 0,034 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 44,030 мм; мінімальний – 44 мм. Максимальний діаметр валу – 44,064 мм; мінімальний –44,034 мм.

Питання 3. Механізми різних пристроїв і систем неруйнівного контролю структурно можна зобразити у вигляді схеми

Д

М

ВМ

ПМ

де:

Д - двигун;

М - муфта - вузол, що з'єднує вал двигуна і перший вал передатного механізму з метою передачі руху; ПМ – передатний механізм (часто редуктор); ВМ - виконавчий механізм, з приєднаним до його вихідної ланки первинним перетворювачем або об'єктом контролю.

Часто кінематичні характеристики на виході пристрою не співпадають з аналогічними параметрами двигуна. Тому для передачі руху, для перетворення швидкостей чи напрямів руху між виконавчим механізмом і двигуном встановлюється передатний механізм. В якості таких механізмів застосовують зубчасті передатні механізми, фрикційні, поводкові, шарніро-важільні та ін.

До основних параметрів відносять: кінематичні – це передатне відношення і_мех , кутові швидкості _і та частоти обертання n_i ланок; силові: потужності на вході та виході вх, вих механізму, потужності на ланках і, крутні моменти Мі на валах, коефіцієнт корисної дії _мех. ; геометричні розміри окремих ланок і всього механізму; експлуатаційні параметри: характеристики довколишнього середовища, умови роботи тощо.

21

Питання 1. Передачі: черв’ячна, циліндрична, двоступінчата планетарна передача зі змішаним зачепленням.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо кутову швидкість на виході:

(рад/с)

Визначаємо момент на виході

Відповідь: і_мех =1815; М _вих =12,74 Н·м; ω _вих =0,942 рад/с

Питання 2. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформаціїї розтягу – стиснення його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0.

Для даної задачі:

N _і = Р = 300 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*20² мм.

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 300 * 10³ / 3,14*20² 239 (Мпа)

Умова міцності не виконується: фактичне напруження  в стрижні більше за допустиме ; 239 Мпа  200 Мпа .

Для її виконання необхідно:

або 1. збільшити діаметр d стрижня, обчисливши його з формули:

d ≥ √ (4 N _і / π ) = √ (4*300*10³ /3,14*200)  43,6 мм

і якщо приймемо згідно ГОСТ d = 45 мм, фактичне напруження в стрижні складе:  = 300 * 10³ / 3,14*22,5² 193 (Мпа)

або 2. замінити матеріал на більш міцний, збільшивши , що призведе до здорожчання деталі. Тому обираємо варіант 1.

Питання 3. Циліндричні зубчасті передачі застосовують в паредатних механізмах для передачі і перетворення руху між паралельними валами. Їх застосовують, наприклад, в годинникових механізмах, механізмах витратомірів, в електроприводах систем НК. Переваги зубчатих передач: велика навантажувальна здатність, великий ККД, стале передаточне відношення, компактність, зручність у використанні, надійність.

Недоліки: необхідність виготовлення зубчастих елементів на спеціальному обладнанні, шум при роботі.

Циліндричні зубчасті передачі класифікують за різними ознаками:

за видом зачеплення:

а) з зовнішнім зачепленням; б) з внутрішнім зачепленням;

За розташуванням зубців відносно вісі:

а) прямозубі, якщо зубці паралельні вісі деталі;

б) косозубі, якщо зубці знаходяться під кутом до вісі;

За профілем зубців зубчаті передачі діляться на: евольвентні, циклоідальні, годинникові тощо.

Основні геметричні розміри:

1. ділильне коло: d_і ; d₁ і d₂ - для шестерні та колеса,

2. кількість зубців: z_і ; z₁, і z₂ - для шестерні та колеса

3. модуль зачеплення m (стандартизована величина)

4. інші параметри: крок –p, товщина зуба – s, ширина западини – l, висота зубця – h

5. висота голівки зубця

- коефіцієнт висоти головки зуба

6. висота ніжки зуба

- коефіцієнт радіального зазору

7. діаметри кола верхівок зубчастого колеса

- зовнішнього зачеплення

- внутрішнє зачеплення

8. діаметр кола западин

- зовнішнього зачеплення

- внутрішнє зачеплення

9. Міжосьова відстань а_w = (d₁ + d ₂ ) / 2

22

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного валу. (ознака: основне відхилення допуска отвору h = 0). Отвір виконано за 7 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø 25 мм): IT7 = 0,021 мм; вал – за за 6 квалітетом з допуском

IT76= 0,013 мм. Зєднання рухоме - посадка з зазором,оскільки основне відхилення G допуску на отвір призначене для формування рухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на отвір G = + 0,077 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 25,028 мм; мінімальний – 25,007мм. Максимальний діаметр валу – 25 мм; мінімальний –24,987 мм.

Питання 2. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформаціїї розтягу – стиснення його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0.

Для даної задачі:

N _і = Р = 250 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*20² мм²

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 250 * 10³ / 3,14*20² 199 (Мпа)

Умова міцності виконується: фактичне напруження  в стрижні меньше за допустиме  = 200Мпа; 199Мпа  200 Мпа.

Питання 3. Виконавчі механізми приззначені для переміщення робочих органів пристроїв або за певним законом руху або за певною траєкторією. Виконавчими механізмами (ВМ) можуть бути різні механізми як поступального так і обертового руху. До виконавчих механізмів поступального руху відносяться: рейкова передача, проста чи диференціальна гвинтові передачі, кулачковий механізм зі штовхачем, що переміщується поступально та ін.

Виконавчі механізми обертального руху можна розділити на механізми неперервного руху (наприклад програмний механізм, кулачок зі штовхачем, що коливається); механізми перервного руху (наприклад мальтійські механізми зовнішнього та внутрішнього зачеплення). Наприклад, в системах НК виконавчий механізм рейкова передача використовується на виході сканера для переміщення всєї каретки по закріпленій на ОК зубчастій рейці; вал з профільованими кулачками, що обертаються, може застосовуватись для перемикання ПП по заданій профілем кулачків програмі.

23

Питання 1. Передачі: циліндрична, черв’ячна, планетарна одноступінчата

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну потужність: ;

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: , і_мех=320; N _вих=4 Вт; N _вх.=5.77 Вт

Питання 2. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформаціїї розтягу – стиснення його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0.

Для даної задачі:

N _і = Р = 50 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*20² мм²

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 50 * 10³ / 3,14*20²  39,8 (Мпа)

Умова міцності виконується: фактичне напруження  в стрижні меньше за допустиме  = 200Мпа; 39,8Мпа  180 Мпа .

Питання 3. Кінематична схема механізма, це схема, на якій позначено умовним чином всі елементи (ланки) пристрою, призначені для передачі руху. Ця схема показує передачу руху від входу пристрою, де як правило, встановлено стандартний двигун і зєднуючий вузол муфта, через проміжні ланки до виходу пристрою (до робочого органу).

Наприклад: кінематична схема для зубчастого механізма:

Кінематичну схему механізму розробляють на підставі кінематичних розрахунків і викреслюють згідно ГОСТ, у яких наведено умовні позначення й правила її виконання. На цій схемі повинні бути пронумеровані вали, із вказуванням частоти обертання кожного, елементи, що розташовані на валах (наприклад зубчасті колеса, із зазначенням кількості зубців), умовним чином показано ланки виконавчого механізма (при його наявності в пристрої), обєкт контроля чи первинні перетворювачі, а також наведені короткі технічні характеристики двигуна (назва, потужність і частота обертання), передаточні відношення окремих передач і вихідні параметри вихідної ланки. Креслення повинно містити основний напис по ГОСТ.

Кінематична схема викреслюється без масштабу, до неї додається специфікація з вказуванням позначень всіх наявних елементів. Крім вищезгаданих кінематичних параметрів механізма слід зазначити (при їх наявності в схемі) кількість зубців кожного з коліс передач, частоти обертання всіх валів і елементів, що на них розташовані та їхні кутові швидкості.

24

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформації розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0.

Для даної задачі:

N _і = Р = 150 кн. Площа поперечного перерізу складе:

S_i = а² = 25² =625 (мм²)

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 150 * 10³ / 625 = 240(Мпа)

Умова міцності виконується: 240 Мпа  250 Мпа.

Питання 2. Передачі: циліндрична, черв’ячна, циліндрична

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну потужність: ; ;

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: , і_мех=400; N _вих=0.05 Вт; N _вх.=0.072 Вт

Питання 3. Циліндричні зубчасті передачі застосовують в паредатних механізмах для передачі і перетворення руху між паралельними валами. Їх застосовують, наприклад, в годинникових механізмах, механізмах витратомірів, в електроприводах систем НК. Проста циліндрична передача складається з двох зубчастих циліндричних коліс – ведучого та веденого.

Переваги таких зубчатих передач: велика навантажувальна здатність, великий ККД, стале передаточне відношення, компактність, зручність у використанні, надійність.

Недоліки: необхідність виготовлення зубчастих елементів на спеціальному обладнанні, шум при роботі.

З усіх зубчастих передач виготовлення та монтаж цилиндричних – найпростіші. З окремих циліндричних пар при необхідності отримання великого передатного відношення (до 1000) можна скласти складний зубчастий механізм При малих навантаженнях їх можна виготовляти штампуванням, застосовуючи навіть різні пластмаси, що здешевлює виробництво.

Циліндричні зубчасті передачі класифікують за різними ознаками:

за видом зачеплення:

а) з зовнішнім зачепленням; б) з внутрішнім зачепленням;

За розташуванням зубців відносно вісі:

а) прямозубі, якщо зубці паралельні вісі деталі;

б) косозубі, якщо зубці знаходяться під кутом до вісі;

За профілем зубців зубчаті передачі діляться на: евольвентні, циклоідальні, годинникові тощо.

Основні геметричні розміри:

1.ділильне коло: d_і ; d₁ і d₂ - для шестерні та колеса,

2.кількість зубців: z_і ; z₁, і z₂ - для шестерні та колеса

3. модуль зачеплення m (стандартизована величина)

4. інші параметри: крок –p, товщина зуба – s, ширина западини – l, висота зубця – h

5. висота голівки зубця

- коефіцієнт висоти головки зуба

6. висота ніжки зуба

- коефіцієнт радіального зазору

7. діаметри кола верхівок зубчастого колеса

- зовнішнього зачеплення

- внутрішнє зачеплення

8. діаметр кола западин

- зовнішнього зачеплення

- внутрішнє зачеплення

9. Міжосьова відстань а_w = (d₁ + d ₂) / 2

До силових параметрів передачі слід віднести потужності N_вх та N_вих ; к.к.д. передачі η.

25

Питання 1. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного валу. (ознака: основне відхилення допуска валу h = 0). Отвір виконано за 8 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø 24 мм): допуск на отвір IT8 = 0,033 мм; на вал – за 7 квалітетом допуск IT7= 0,021 мм. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення Р допуску на отвір призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на отвір Р = - 0,022 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору –23,978 мм; мінімальний –23,945 мм. Максимальний діаметр валу –24 мм; мінімальний –23,979 мм.

Питання 2. Передачі: циліндрична, циліндрична, черв’ячна.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідний момент: ; ;

Визначаємо вихідну частоту обертання:

Відповідь: і_мех =135; ω _вих =0,52 рад/с; М _вих =1,56 Н·м

Питання 3. Червячна зубчаста передача це передача з осями, що зхрещуються . Складається з двох елементів: черв’яка (ведучої ланки) та черв’ячного колеса – веденої ланки.

Переваги:

1.можливість отримати більше передаточне відношення у одноступінчатій передачі

і_чп =10 - 500;

2. плавність та безшумність у роботі;

3.можливість самогальмування ( при самогальмуванні рух передається тільки від черв'яка до черв'ячного колеса, зворотній рух неможливий, так як виникає заклинювання);

недоліки:

1. досить низький ККД η = 0,65 – 0,75

2.необхідність застосування кольорових металів (колесо) з метою зменшення тертя і покращання умов роботи

Однак велика навантажувальна здатність і можливість отримання великих передатних відношень дозволяє їх використовувати, наприклад в електроприводах для переміщення великих і масивних обєктів контроля як на позицію контроля так і під час здійснення його. Прицьому габарити привода меньші ніж призастосуванні інших видів передач.

Основні параметри передачі

1. і₁₂- передаточне відношення передачі

2. z_ч - кількість заходів черв'яка z_ч = 1; 2 або 4 (стандартизовано);

z_чк - кількість зубців черячного колеса z_{чк min} > 28

3. d_1ч ; d_2чк – діаметри ділильного циліндра черв'яка та колеса

4. q - коефіцієнт діаметра черв'яка, (стандартизовано)

5.γ - кут підйому ліній витків черв’яка

6. m - модуль передачі (стандартизовано)

7. р – крок

Діаметр ділильного кола черв’яка та черв'ячного колеса

Діаметр кола верхівок черв'яка

- черв'ячного колеса

Діаметр кола западин

- черв'яка

- черв'ячного колеса

Ширина зубчастого вінца черв'ячного колеса

при ; при

Умовний кут обхвату

Довжина нарізаної частини черв'яка при

при

Найбільший діаметр черв'ячного колеса:

Міжосьова відстань дорівнює

До силових параметрів передачі слід віднести потужності N_вх та N_вих ; к.к.д. передачі η.

26

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформації кручення його порівнюють з допустимим напруженням  τ_кр , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформації кручення в перерізах деталей виникають дотичні напруження τ_кр.. Вони обчислюються :

τ_кр = М _{кр. вн.} / W_р ,

де М_кр.вн. – внутрішній крутний момент в перерізі, що виникає під дією зовнішніх крутних моментів і обчислюється з умови рівноваги : Σ М_{кр і} = 0;

W_р полярний момент опору перерізу; для круглого суцільного перерізу діаметра d W_р  0.2 d³ .

Умова міцності при деформації кручення має вид:

τ_кр ≤  τ_кр 

Для даної задачі з умови рівноваги М_{кр вн.} = М _кр = 250 нМ, тому фактичне напруження в перерізі вала:

τ_кр = М _кр.вн. / W_р = 250*10³ / 0,2*40³ = 19,5 (мПа)

Умова міцності при крученні виконується: 19,5Мпа  50 Мпа.

Питання 2. Зображаємо схему розташування полів допусків елементів (вала та отвора) для цієї посадки. Зєднання виконане в системі основного отвору. (ознака: основне відхилення допуска отвору Н = 0). Отвір виконано за 7 квалітетом точності; згідно таблиці допусків стандарта ISO (при номінальному розмірі зєднання Ø 44 мм): допуск на отвір IT7 = 0,025 мм; на вал – за 7 квалітетом допуск IT7= 0,025 мм. Зєднання нерухоме - посадка з натягом, оскільки основне відхилення р допуску на вал призначене для формування нерухомої посадки (згідно таблиці основних відхилень полів допуска на вал

р = + 0,026 мм.)

Граничні розміри елементів: максимальний діаметр отвору – 44,025мм; мінімальний – 44 мм. Максимальний діаметр валу – 44,051мм; мінімальний –44,026 мм.

Питання 3 Виконавчі механізми приззначені для переміщення робочих органів пристроїв або за певним законом руху або за певною траєкторією. Виконавчими механізмами (ВМ) можуть бути різні механізми як поступального так і обертового руху. До виконавчих механізмів поступального руху відносяться: рейкова передача, проста чи диференціальна гвинтові передачі, кулачковий механізм зі штовхачем, що переміщується поступально та ін.

Виконавчі механізми обертального руху можна розділити на механізми неперервного руху (наприклад програмний механізм, кулачок зі штовхачем, що коливається); механізми перервного руху (наприклад мальтійські механізми зовнішнього та внутрішнього зачеплення). Наприклад, в системах НК виконавчий механізм рейкова передача використовується на виході сканера для переміщення всєї каретки по закріпленій на ОК зубчастій рейці; вал з профільованими кулачками, що обертаються, може застосовуватись для перемикання ПП по заданій профілем кулачків програмі.

27

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформації кручення його порівнюють з допустимим напруженням  τ_кр , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї кручення в перерізах деталей виникають дотичні напруження τ_кр.. Вони обчислюються :

τ_кр = М _кр / W_р ,

де М_кр – внутрішній крутний момент в перерізі, що виникає під дією зовнішніх крутних моментів і обчислюється з умови рівноваги : Σ М_{кр і} = 0;

W_р полярний момент опору перерізу; для круглого суцільного перерізу діаметра d W_р  0.2 d³ .

Умова міцності при деформації кручення має вид:

τ_кр ≤  τ_кр 

Для даної задачі з умови рівноваги М_{кр вн.} = 200 нМ,  τ_кр  = 50 Мпа; діаметр вала обчислюється:

d ≥ ³√ ( М_{кр вн} / 0,2  τ_кр ) = ³√ 200*10³ / 0,2* 50  23 мм

Отже, виходячи з умови міцності при деформації кручення діаметр валу повинен бути: d  23 мм. Після узгодження з ГОСТ на «нормальні лінійні розміри» можна прийняти d = 25 мм.

Питання 1. Передачі: циліндрична, циліндрична, планетарна одноступінчата

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну частоту обертання:

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: і_мех =60; ω _вих =10 рад/с; N _вх =12,15 Вт

Питання 3. В сканерах систем НК кулачкові механізми застосовуються для створення спеціальних видів руху блоків первинних перетворювачів (ПП) по ОК:

а) за певним законом руху

б) за видом траєкторії

На схемі кулачкового механізму:

1-кулачок – ведуча ланка

2-штовхач – вихідна ланка, до якої кріпиться блок ПП

3-ролік ( для зменшення тертя в парі кулачок – штовхач )

4-пружина

Оскільки для здійснення процедури контролю ОК з різними поверхнями необхідно мати відповідний вид і закон руху перетворювачів, то кулачкові механізми розрізняють:

За видом перетворення руху:

а) обертовий в коливальний

б) коливальний в поступальний

в) обертовий в поступальний

г) поступальний в коливальний

д) поступальний в поступальний

За кількістю циклів: однократної та багатократної дії.

Вони бувають плоскі та просторові.

Переваги кулачкових механізмів:

1. Можливість отримання будь-яких законів руху.

2. Компактність, достатня простота.

Недоліки:

1. Наявність тертя між кулачком і штовхачем. Отже - підвищене зношування поверхонь.

2. Труднощі в виготовленні профілю кулачка.

Оскільки в сканерах кулачковий механізм розташовують на виході, то необхідно знати співвідношення між необхідною швидкістю переміщення ПП, величиною зони контролю та швидкістю переміщення самого кулачка

Існують вдповідні кінематичні співвідношення. Наприклад для кулачкового механізму з поступальним рухом штовхача:

n _кул = (60V) / (2S)

де:

V- швидкість переміщення штовхача (блоку ПП)

S- переміщення (хід) штовхача (залежить від розмірів контрольованого обєкту). В звязку з наявністю різноманітних обєктів контролю, виникає необхідність створення різних профілей кулачків для здійснення спеціальних видів руху блоків первинних перетворювачів (ПП) по ОК:

Тому при розрахунку кулачкового механізму виникає одна з двох задач.

1. По заданому закону руху кулачка і товкача визначають профіль кулачка - синтез кулачкового механізму.

2. По заданій схемі і розмірам кулачкового механізму визначають закон руху - аналіз кулачкового механізму.

28

Питання 1. . Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформації кручення його порівнюють з допустимим напруженням  τ_кр , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї кручення в перерізах деталей виникають дотичні напруження τ_кр.. Вони обчислюються :

τ_кр = М _кр.вн. / W_р ,

де М_кр.вн. – внутрішній крутний момент в перерізі, що виникає під дією зовнішніх крутних моментів і обчислюється з умови рівноваги : Σ М_{кр і} = 0;

W_р полярний момент опору перерізу; для круглого суцільного перерізу діаметра d W_р  0.2 d³ .

Умова міцності при деформації кручення має вид:

τ_кр ≤  τ_кр 

Для даної задачі з умови рівноваги М_{кр вн.} = М_кр = 120 нМ,  τ_кр  = 50 Мпа; діаметр вала обчислюється:

d ≥ ³√ ( М_{кр вн} / 0,2  τ_кр ) = ³√ 120*10³ / 0,2* 50  23 мм

Отже, виходячи з умови міцності при деформації кручення діаметр валу повинен бути: d  23 мм. Після узгодження з ГОСТ на «нормальні лінійні розміри» можна прийняти d = 25 мм.

Питання 2. Передачі: циліндрична, черв’ячна, двоступінчата планетарна передача зі змішаним зачепленням

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну частоту обертання:

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: і_мех =750; ω _вих =2,5 рад/с; N _вх =7,23 Вт

Питання 3. Жоден з геометричних розмірів деталі, що виготовляються на різному обладнанні і різними методами, реально не може бути виготовлений без похибок. При складанні з окремих деталей вузлів і пристрою в цілому теж зявляються похибки складання. Але навіть при наявності таких похибок механізм повинен функціонувати і при цьому мати певну точність. Наявні («заплановані») похибки розмірів деталей, при яких пристрій складається і фунціонує, являють собою допуски на розміри. Чим деталь виготовлена точніше, тим меньші в неї допуски на розміри, але тим дорожче коштує виготовлення деталі. Враховуючи ці положення, допуски на розміри для різних потреб машино- та приладобудування стандартизовано в міжнародній системі стандартів ISO. Різні за величинами допуски зведено в таблиці ступінів точності, що називаються квалітетами. Всього існує 19 квалітетів точності. Допуски на розміри «відповідальних» деталей точних пристроїв задають по 5, 6 квалітетах. На ті розміри звичайних деталей, по яких вони зєднуються між собою (так звані посадочні розміри) по 7,8 квалітетах; найбільші допуски, тобто найменшу точність – за 12, 14 квалітетами, мають так звані вільні розміри, по яких деталі не контактують з іншими.

29

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформаціїї розтягу – стиснення його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Як видно, вид поперечного перерізу (діаметральний, вадратний, прямокутний) теж бути впливати на величину напруження тобто на міцність деталі. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0.

Для даної задачі:

N _і = Р = 200 кн. Для круглого, діаметрального перерізу площа перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*20² мм²

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 200 * 10³ / 3,14*20² 159 (Мпа)

Для квадратного перерізу зі стороною квадрата а= 40 мм площа перерізу складе:

S_i = а² = 40² = 1600 мм²

Фактичне механічне напруження в квадратному стрижні складе:

 = 200 * 10³ / 40² 125 (Мпа)

Отже: для сталевого стрижня круглого перерізу фактичне напруження становитиме  =159 Мпа; для сталевого стрижня квадратного перерізу фактичне напруження становитиме  =125 Мпа. В обох випадках умова міцності виконується: 159,2 Мпа  200Мпа; 125 Мпа 200 Мпа. Але квадратний переріз стрижня використати вигідніше.

Питання 1. Передачі: планетарна одноступінчата, циліндрична, черв’ячна.

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі: ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну частоту обертання:

Визначаємо вихідний момент:

Відповідь: і_мех =1452; ω _вих =1,02 рад/с; М _вих =6,86 Н·м

Питання 3. Жоден з геометричних розмірів деталі, що виготовляються на різному обладнанні і різними методами, реально не може бути виготовлений без похибок. При складанні з окремих деталей вузлів і пристрою в цілому теж зявляються похибки складання. Але навіть при наявності таких похибок механізм повинен функціонувати і при цьому мати певну точність. Наявні («заплановані») похибки розмірів деталей, при яких пристрій складається і фунціонує, являють собою допуски на розміри. Чим деталь виготовлена точніше, тим меньші в неї допуски на розміри, але тим дорожче коштує виготовлення деталі. Враховуючи ці положення, допуски на розміри для різних потреб машино- та приладобудування стандартизовано в міжнародній системі стандартів ISO. Різні за величинами допуски зведено в таблиці ступінів точності, що називаються квалітетами. Квалітет це сукупність допусків, що відповідає однаковому рівню точності для всіх номінальних розмірів. Всього існує 19 квалітетів точності. Допуски на розміри «відповідальних» деталей точних пристроїв задають по 5, 6 квалітетах. На ті розміри звичайних деталей, по яких вони зєднуються між собою (так звані посадочні розміри) по 7,8 квалітетах; найбільші допуски, тобто найменшу точність – за 12, 14 квалітетами, мають так звані вільні розміри, по яких деталі не контактують з іншими. Допуски, призначені за 14 -19 квалітетами, достатньо великі і призначені для використання в тих пристроях, де досягнення великої точності, як окремих деталей так і виготовлення самого механізму, не є головною метою Це як правило, пристрої, призначені для передачі великих потужностей, моментів, які в перчу чергу повинні мати велику навантажувальну здатність.

30

Питання 1. Механічне напруження в будь-якому перерізі деталі є мірою її міцності. При перевірці умови міцності при деформаціїї розтягу – стиснення його порівнюють з допустимим напруженням , яке є характеристикою матеріала і довідниковою величиною. При деформаціїї розтягу – стиснення в перерізах деталей виникають нормальні напруження _{розт - ст.}. Вони обчислюються :

_{розт - ст.}._i = N _і / S_i .

Тут N _і - внутрішня сила, що діє в перерізі; S_i - площа поперечного перерізу. Як видно, вид поперечного перерізу (діаметральний, вадратний, прямокутний) теж бути впливати на величину напруження, тобто на міцність деталі. Внутрішню силу визначають з умови рівноваги перерізу під дією зовнішніх і внутрішніх сил. Умова рівноваги: Σ Р_і = 0.

Для даної задачі:

N _і = Р = 50 кн. Для круглого, діаметрального перерізу площа перерізу складе:

S_i = π*r² = 3,14*10² мм²

Фактичне механічне напруження в стрижні складе:

 = 50 * 10³ / 3,14*10² 159 (Мпа)

Для квадратного перерізу зі стороною квадрата а= 20 мм площа перерізу складе:

S_i = а² = 20² = 400 мм²

Фактичне механічне напруження в квадратному стрижні складе:

 = 50 * 10³ / 400 = 125 (Мпа)

Отже: для сталевого стрижня круглого перерізу фактичне напруження становитиме  =159 Мпа; для сталевого стрижня квадратного перерізу фактичне напруження становитиме  =125 Мпа. В обох випадках умова міцності виконується: 159,2 Мпа  200Мпа; 125 Мпа 200 Мпа. Але квадратний переріз стрижня використати вигідніше, бо напруження, що виникають в ньому – менші.

Питання 2. Передачі: двоступінчата планетарна передача зі змішаним зачепленням, черв’ячна, циліндрична

Знаходимо передаточні відношення кожної передачі:

і _чп = z₂: z₁ =80 : 4 = 20 ; і _цп = z₄ : z₃ =60 : 20 = 3 ;

Знаходимо спільне передаточне відношення :

Визначаємо вихідну потужність:

Визначаємо вхідну потужність:

Відповідь: і_мех =720; N _вих =4; N _вх =5,77 Вт

Питання 3. Під час складання з окремих деталей вузлів та при їх подальшому функціонуванні у складі механізму, одні деталі повинні бути рухомими відносно інших; другі – бути нерухомими, але без додаткового їх зєднання кріпильними елементами. Тобто розрізняють рухомі і нерухомі зєднання робочих поверхонь деталей. Характер зєднання двох деталей називають посадкою. Для практичного використання існують рухомі посадки (з зазором) між робочими поверхнями деталей, що зєднуються; нерухомі ( з натягом) та перехідні. Всі робочі поверхні умовно поділяють на охоплюючі (названі «отвір») і охоплені (названі «вал»). Необхідні величини зазорів чи натягів у посадках досягаються: 1- за рахунок призначення відповідних допусків на розміри згідно стандартів ISO; 2- за рахунок застосування рекомендованих рядів основних відхилень полів допусків від номінального розміра згідно стандартів ISO. В результаті цього робочі поверхні деталей, що зєднуються між собою, мають такі дійсні розміри, що створюється необхідний характер їх зєднання, тобто посадка. Найчастіше застосовують так звані системні посадки. Система «основного вала» – коли для досягнення бажаного характеру зєднання змінюється, з використанням стандартів ISO, другий елемент –«отвір», тобто охоплююча робоча поверхня деталі. В системі «основного отвору» - для досягнення необхідної посадки варїрують дійсними розмірами валу, підбираючи для його розміру відповідний квалітет точності та основне відхилення поля допуска від номінального розміру.