Все решения инженера @NICKпо двум видам детали построить третий выполнить разрезы
По двум видам детали построить третий. Выполнить разрезы. Проставить размеры 
По двум видам детали построить третий. Выполнить разрезы. Проставить размеры Последовательность сборки шестеренчатого насоса
Описать последовательность сборки шестеренчатого насоса изображенного на чертеже в процессе его изготовления 
Последовательность сборки шестеренчатого насоса Сборка шестеренчатого насоса в процессе его изготовления. В корпус (дет. поз. 1) запресовываем (дет. поз. 7) втулки подшипников скольжения , устанавливаем (дет. поз. 8) кольцо уплотнительное. В крышку (дет. поз. 2) запресовывем (дет. поз. 7) втулки подшипников скольжения В вал (дет. поз. 4) запресовываем шпонку (дет. поз. 10) и соединяем его с шестерней (дет. поз. 3). Устанавливаем вал в корпус. Устанавливаем зубчатое колесо (дет. поз. 5) в корпус насоса, вводя его в зацепление с шестерней. Закрываем насос крышкой и устанавливаем крепежные винты, добившись при этом свободного вращения вала, сверлим отверстия под установочные штифты. Вывинчиваем крепежные винты снимаем крышку. Запресовываем установочные штифты в корпус насоса. Закрываем насос крышкой по установочным штифтам. Вращения вала должно остаться свободным. Запресовываем в вал шпонку (дет. поз. 13). На вал устанавливаем шкив (дет. поз. 6), фиксируем его установочным винтом 14 и предупреждаем его вывинчивание проволокой 15. КомментарииПерспектива и тени портала
Перспектива и тени портала 
Перспектива и тени портала На картинке ход построения КомментарииПерспектива и тени портала
Перспектива и тени портала 
Перспектива и тени портала КомментарииПостроить проекции и истинную величину сечения тела плоскостью
Построить проекции и истинную величину сечения тела плоскостью 
Построить проекции и истинную величину сечения тела плоскостью КомментарииНайти натуральную величину треугольника лишь одной заменой плоскостей проекций
Найти натуральную величину треугольника лишь одной заменой плоскостей проекций 
Найти натуральную величину треугольника лишь одной заменой плоскостей проекций КомментарииСтальной ступенчатый брус заданной конфигурации подвергается воздействию внешней нагрузки q , P . Построить эпюру продольных сил
Условия задачи. Стальной ступенчатый брус заданной конфигурации подвергается воздействию внешней нагрузки q , P . Требуется: 1. Построить эпюру продольных сил N . 2. Построить эпюру нормальных напряжений при неизвестном значении площади F . 3. Записать условие прочности и определить необходимое значение F при допускаемом напряжении 160 МПа. Затем назначить площадь поперечного сечения Fi на каждом участке бруса, соблюдая указанные на схеме соотношения между F и Fi . 4. Построить эпюру продольных перемещений u , принимая модуль упругости E= 2 *10^5 МПа. 
Стальной ступенчатый брус заданной конфигурации подвергается воздействию внешней нагрузки q , P . Построить эпюру продольных сил 1. Построение эпюры продольных сил N Шаг 1. Вычертим эскиз модели: размеры d1; d2; d3 пропорциональны площадям сечений; , длины ступеней ℓ1; ℓ2; ℓ3 наносим на чертеж; брус закреплен в стене - закрепление "заделка". Шаг 2. Делим брус на участки нагружения (части бруса между внешними силами) - участки 1, 2. Шаг 3. Используем метод сечений для определения внутренних силовых факторов, действующих на каждом участке (при этом внутренние силы переходят в разряд внешних): Участок 1. Сумма проекций всех сил на ось X равна нулю.
$ ΣF_{x} = 0; P_{1} - N_{1} = 0; N_{1} = P_{1} = 10 кН $ Продольная сила N1 отрицательна. Участок 1 растянут. Участок 2. Сумма проекций всех сил на ось X равна нулю.
$ ΣF_{x} = 0; -qx + P_{1} + P_{2} + N_{2} = 0; N_{2} = qx - P_{1} - P_{2} $
$ x_{B} = 0; N_{2_{B}} = 0 - 10 - 15 = - 25 кН $ Продольная сила N2 со знаком минус, значит в действительности ее направление противоположно выбранному. Меняем направление N2B на чертеже, тогда
$ N_{2_{B}} = 25 кН $ Участок 2 в точке B растянут.
$ x_{A} = 0,25; N_{2_{A}} = 0,25×25 - 10 - 15 = - 18,75 кН $ Продольная сила N2 со знаком минус, значит в действительности ее направление противоположно выбранному. Меняем направление N2A на чертеже, тогда
$ N_{2_{A}} = 18,75 кН $ Участок 2 в точке A растянут. Шаг 3. Определяем величины нормальных напряжений по сечениям с учетом изменения площади поперечного сечения. Три участка по напряжениям:
$ σ_{1} = \frac{N_{1}}{F_{1}} = \frac{10}{2F} = \frac{5}{F} $
$ σ_{2} = \frac{N_{1}}{F_{2}} = \frac{N_{1}}{1,5F} = \frac{6,67}{F} $
$ σ_{3_{B}} = \frac{N_{2_{B}}}{F_{3}} = \frac{25}{F} $
$ σ_{3_{A}} = \frac{N_{2_{A}}}{F_{3}} = \frac{18,75}{F} $ Шаг 4. Если известны действующие силы и материал стержня, то требуемую площадь сечения находим из условия прочности бруса работающего на растяжение - сжатие:
$ σ_{3_{B}} = \frac{25000}{F}; F≥\frac{N}{[σ]} = \frac{25000}{160} = 156,25 мм^{2} $
$ F_{1} = 2F = 2×156,25=312,5 мм^{2} $
$ F_{2} = 1,5F = 1,5×156,25 = 234,68 мм^{2} $
$ F_{3} = F = 156,25 мм^{2} $ Шаг 5. На каждом участке определяем абсолютную деформацию (удлинение или сжатие):
$ u_{1} = \frac{σ_{1}L_{1}}{E} = \frac{(\frac{5000}{156,25})*0,3*10^{3}}{200*10^{3}} = 0,048 мм $
$ u_{2}=\frac{σ_{2}L_{2}}{E}=\frac{(\frac{6670}{156,25})*0,25*10^{3}}{200*10^{3}}=0,053 мм $
$ u_{3_{B}}=\frac{σ_{3_{B}}L_{3_{B}}}{E}=\frac{(\frac{25000}{156,25})*0,25*10^{3}}{200*10^{3}}=0,15 мм $
$ u_{3_{A}}=\frac{σ_{3_{A}}*L_{3_{A}}}{E}=\frac{(\frac{18750}{156,25})*0*10^{3}}{200*10^{3}}=0 мм $ Суммарное удлинение бруса (перемещение свободного конца)
$ u=u_{1}+u_{2}+u_{3_{B}}+u_{3_{A}}=0,048+0,053+0,15+0=0,251 мм $ Шаг 6. Построение эпюр внутренних силовых факторов, нормальных напряжений и перемещений по длине бруса. КомментарииОпределить максимальное нормальное напряжение, возникающее в сечении круглого бруса, расположенном рядом с жесткой заделкой
Определить максимальное нормальное напряжение, возникающее в сечении круглого бруса, расположенном рядом с жесткой заделкой, если к свободному концу бруса приложена поперечная сила F, равная 2000 Н, длина бруса ℓ = 10 м; диаметр бруса d = 0,2 м. Вес бруса не учитывать. Для решения задачи построим эпюру внутренних изгибающих моментов и эпюру внутренней поперечной силы действующих в сечениях по длине балки. 
Определить максимальное нормальное напряжение, возникающее в сечении круглого бруса, расположенном рядом с жесткой заделкой ℓ - длина балки Jx - момент инерции относительно главной центральной оси х E - модуль упругости материала балки EJx - изгибная жесткость Стержневая конструкция, все стержни которой лежат в одной плоскости и в этой же плоскости деформируются, называется плоской конструкцией. Вводим ортогональную систему координат: оси z, x и y. Указываем на расчетной схеме реакции заделки соответствующие нагружению балки силой: горизонтальную, вертикальную и угловую. Реакции - это силы с которыми опоры действуют на стержень Z_{A} - горизонтальная реакция Y_{A} - вертикальная реакция M_{RA} - угловая реакция (моментная реакция) Находим реакции, составляя уравнения равновесия балки Первое уравнение - сумма всех сил в проекции на ось Y равна нулю
$ ΣF_{y}=Y_{A}-F=0 $ из него находим вертикальную реакцию в опоре A
$ Y_{A}=F $ Второе уравнение - сумма всех сил в проекции на ось Z равна нулю
$ ΣF_{z}=-Z_{A}=0 $ Из него находим горизонтальную реакцию в опоре A
$ Z_{A}=0 $ Третье уравнение - сумма всех моментов относительно точки A равна нулю
$ ΣM_{A}=-M_{RA}-F ℓ=0 $ Момент силы принято считать положительным, если он вращает балку против часовой стрелки и наоборот - если по часовой стрелке. Учитываем, что плечи реакций Y_{A} и Z_{A} равны нулю. из него (третьего уравнения) получаем угловую (моментную реакцию) в опоре A
$ M_{RA}=-F ℓ $ Рисуем силовую схему 
Определить максимальное нормальное напряжение, возникающее в сечении круглого бруса, расположенном рядом с жесткой заделкой Четвертое (проверочное) уравнение - сумма всех моментов относительно точки B равна нулю
$ ΣM_{B}=-F ℓ+F ℓ=0 $ Далее разбиваем стержень на участки. Границами участка служат изменение сечения балки и точки приложения силовых факторов. Нагрузка приложена к концу балки. Изменения геометрии сечения балки нет. Получаем один участок. Далее на каждом участке вводим локальные системы координат. Оси Z которых направлены вдоль оси балки к центру участка. Следующим шагом используем метод определения внутренних силовых факторов. Мысленно разрезаем балку, отбрасываем левую часть. Заменяем действие отброшенной части силовыми факторами - Q_{y1}, M_{x1}. Пока не знаем их величину, но рисуем их в положительных направлениях, согласно установленному правилу знаков. Составляем уравнения равновесия Сумма всех сил в проекции на ось y_{1} равна нулю
$ ΣF_{y_{1}}=0=Q_{y_{1}}-F $ тогда
$ Q_{y_{1}}=F $ Сумма всех моментов относительно точки K_{1} равна нулю
$ ΣM_{K_{1}}=0=-M_{x_{1}}-Fz_{1} $ тогда
$ M_{x_{1}}=-Fz_{1} $ В точке B
$ z_{1}=0; M_{x_{1}}=-F×0=0 $ В точке A
$ z_{1}=ℓ; M_{x_{1}}=-F ℓ $ Общепринято что: если слева от сечения рассматривается поперечная сила направленная вверх, то она положительна и наоборот если вниз; если справа от сечения рассматривается поперечная сила направленная вниз, то она положительна и наоборот если вверх. Изгибающий момент M_{x_{1}} найден со знаком минус. А это означает, что действительное направление RA противоположно принятому при составлении уравнения равновесия. Исправляем направление RA на расчетной схеме. Правило знаков при нахождении изгибающих моментов в сечениях балки: Если нижние слои балки растянуты, то найденный момент положительный, если наоборот - отрицательный. По полученным расчетам строим эпюры внутренних силовых факторов - эпюр поперечной силы и эпюр моментов 
Определить максимальное нормальное напряжение, возникающее в сечении круглого бруса, расположенном рядом с жесткой заделкой Эпюра поперечной силы Q_{y} выше с нулевой линии. Как видно из уравнения поперечной силы, ее значение не зависит от координаты z, характеризующей удаление сечения от концов участка. Поэтому, эпюра поперечной силы будет представлять собой горизонтальную прямую. Для ее построения необходима одна точка. Чтобы ее получить рассматривается сечение в произвольной точке участка. Как видно из уравнения момента, его значение зависит от координаты z, характеризующей удаление сечения от концов участка. Поэтому, эпюра момента представляет собой наклонную прямую. Для ее построения необходимы две точки. Чтобы их получить рассматриваются сечения на концах участка. В любом сечении поперечная сила равна Q_{y} = F. Эпюра моментов M_{x} показывает, что момент действующий на участке не постоянный и отрицательный его величина линейно возрастает от конца балки к ее заделке, достигая наибольшего значения равного
$ M_{x} = F ℓ $ максимальное нормальное напряжение, возникающее в сечении круглого бруса, расположенном рядом с жесткой заделкой
$ σ = \frac{M_{x}}{W_{x}} $ Для круглого сечения бруса
$ W_{x} = \frac{πd^{3}}{32} $ максимальное нормальное напряжение, возникающее в сечении круглого бруса, расположенном рядом с жесткой заделкой
$ σ = \frac{F ℓ}{\frac{πd^{3}}{32}} = $
$ = \frac{32×2000×10×1000}{π×200^{3}} = 25,46 \frac{Н}{мм^{2}} = 25,46 МПа $ КомментарииРасчет подшипников качения на заданный ресурс
Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники серии диаметров 2: 207. Схема установки подшипников - враспор. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:
$ C_{r} = 25500 Н; $
$ C_{0r} = 13700 Н; $
$ d=35 мм; D=72 мм; D_{ω}=11,112 мм; α = 0°. $ При установке вала на двух радиальных шариковых подшипниках осевая сила Fa, нагружающая подшипник, равна внешней осевой силе, действующей на вал.
$ F_{a] = F_{A} $ Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует:
$ F_{a1} = 0 Н; $
$ Fa2 = \frac{1}{2}FA = 0 Н . $
$ F_{A} = F_{a1} +F_{a2} = 0 Н . $ Дальнейший расчет производим для более нагруженного подшипника опоры 2. Отношение
$ \frac{D_{ω}cosα}{D_{pω}} = \frac{11,112×1}{53,5} = 0,2077, $ где
$ D_{pω} =0,5(D+d)=0,5(72+35)=53,5 мм. $ В соответствии с табл. 7.3 имеем
$ f_{0}=13,7 $ Коэффициент осевого нагружения (см. табл. 7.2)
$ e=0,28(\frac{f_{0}F_{a}}{C_{0r}})^{0,23}=0,28(\frac{13,7×0}{13700})^{0,23}=0 $ Отношение
$ \frac{F_{a}}{VF_{r}} = \frac{0}{1×920} = 0 $ что больше e=0 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем (см. табл. 7.2): X=0,56; Y=0,44/e Принимаем Kб =1,4 [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o). Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
$ P_{r} = (VXF_{r} + YF_{a})K_{б}K_{т}= $
$ = (1 × 0,56 × 920 + Y × 0) × 1,4 × 1 = 721 Н. $ Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):
$ L10ah = a_{1}a_{23}(\frac{C_{r}}{P_{r}})^{k}(\frac{10^{6}}{60n}) = $
$ = 1 × 0.7 × (\frac{25500}{721})^{3}×(\frac{10^{6}}{60×291}) = 1773653 ч. $ Так как расчетный ресурс больше требуемого:
$ L10ah > L'10ah (1773653 > 33533.28) $ то предварительно назначенный подшипник 207 пригоден. При требуемом ресурсе 90%. КомментарииРасчет подшипников качения на заданный ресурс
Расчет подшипников качения на заданный ресурс. Промежуточный вал. 
Расчет подшипников качения на заданный ресурс ℓ=192 мм; ℓ1=96 мм; ℓ2=36,5 мм; 1. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении: в плоскости YOZ Сумма моментов всех сил относительно опоры 1
$ ΣM_{1}=0; F_{r2}ℓ_{2}+F_{r2}(ℓ - ℓ_{2}) – F_{r1}ℓ_{1} – R_{2в}ℓ=0; $
$ R_{2в}=(F_{r2}ℓ_{2}+F_{r2}(ℓ – ℓ_{2}) – F_{r1}ℓ_{1})/ℓ= $
$ = \frac{947,5×36,5+947,5(192 – 36,5) – 713,1×96}{192} = 591 Н $ Сумма моментов всех сил относительно опоры 2
$ ΣM_{2} = 0; R_{1в}ℓ + F_{r1}ℓ_{1} – F_{r2}(ℓ – ℓ_{2}) – F_{r2}ℓ_{2}=0; $
$ R_{1в} = \frac{F_{r2}ℓ – F_{r1}ℓ_{1}}{ℓ} = $
$ =\frac{(947,5×192 – 713,1×96)}{192} = 591 Н $ Проверка. Сумма проекций всех сил на ось Y равна нулю
$ ΣY=R_{1в} – 0,5F_{rII}+F_{rI} – 0,5F_{rII}+R_{2в} = $
$ = 591 – 1×1895+713+591=0 $ Реакции опор определены правильно. в плоскости XOZ Сумма моментов всех сил относительно опоры 1
$ ΣM_{1}=0; R_{2г}ℓ+F_{tI}ℓ_{1} – 0,5F_{tII}ℓ_{2} – 0,5F_{tII}(ℓ – ℓ_{2})=0 $
$ R_{2г}=\frac{0,5F_{tII}ℓ – F_{tI}ℓ_{1}}{ℓ} = $
$ =\frac{0,5×5025×192 – 1959×96}{192}=1533 Н $ Сумма моментов всех сил относительно опоры 2
$ ΣM_{2} = 0; 0,5F_{tII}(ℓ – ℓ_{2})+0,5F_{tII}ℓ_{2} – F_{tI}ℓ_{1} – R_{1г}ℓ=0 $
$ R_{1г} = \frac{0,5F_{tII}ℓ – F_{tI}ℓ_{1}}{ℓ} = $
$ =\frac{0,5×5025×192-1959×96}{192}=1533 Н $ Проверка. Сумма проекций всех сил на ось X равна нулю
$ ΣX=R_{1г} - 0,5F_{tII} – 0,5F_{tII} + F_{tI} + R_{2г} = $
$ = 1533 – 5025+1959+1533 = 0 $ 2. Радиальные реакции опор от действия муфты (на II валу муфты нет) 3. Реакции опор для расчета подшипников:
$ F_{r1max} = R_{1} = ((R_{1в})^{2} + (R_{1г})^{2})^{0,5} = $
$ = (591^{2} + 1533^{2})^{0,5} = 1643 Н; $
$ F_{r2max} = R_{2} = ((R_{2в})^{2} + (R_{2г})^{2})^{0,5} = $
$ = (591^{2} + 1533^{2})^{0,5} = 1643 Н; $ Внешняя осевая сила действующая на вал
$ F_{Amax} = F_{a} = 0 Н $ 4. Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности KE = 0,56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:
$ F_{r1} = K_{E}F_{r1max} = 0,56 × 1643 = 920 Н; $
$ F_{r2} = K_{E}F_{r2max} = 0,56 × 1643 = 920 Н; $
$ F_{A} = K_{E}F_{Amax} = 0,56 × 0 = 0 Н. $ КомментарииРасчет подшипников качения на заданный ресурс
2. Радиальные реакции опор от действия муфты. Радиальная жесткость муфты МУВП
$ C_{p} = 610 T_{H}^{0,333} = 610 × 51,4^{0,333} = 2267,74 Н/мм $ Радиальная сила Fк на валу от упругой муфты
$ F_{к} = C_{p} ∆ = 2267,74 × 0,3 = 680,32 Н $ Реакции от силы Fк Сумма моментов всех сил относительно опоры 1
$ ΣM_{1}=0; F_{к}(ℓ +ℓ_{2}) — R_{2к}ℓ = 0; $
$ R_{2к}= \frac{F_{к}(ℓ +ℓ_{2})}{ℓ}=\frac{680,32(192+80)}{192} = 963,79 Н; $
$ ΣM_{2}=0; F_{к}ℓ_{2} — R_{1к}ℓ = 0; $
$ R_{1к}= \frac{F_{к}ℓ_{2}}{ℓ}= \frac{680,32×80}{192} = 283,47 Н; $ Проверка:
$ — F_{к} +R_{2к}-R_{1к}= — 680,32 + 963,79 — 283,47 = 0; $ Реакции найдены правильно. 3. Реакции опор для расчета подшипников:
$ F_{r1max} = R_{1} + R_{1к} = 1042,38 + 283,47 = 1325,85 Н; $
$ F_{r2max} = R_{2} + R_{2к} = 1042,38 + 963,79 = 2006,17 Н; $ Внешняя осевая сила действующая на вал,
$ F_{Amax} = F_{a} = 0 Н $ 4. Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности
$ K_{E} = 0,56 $ Вычисляем эквивалентные нагрузки:
$ F_{r1} = K_{E}F_{r1max} = 0,56 ∙ 1325,85 = 742 Н; $
$ F_{r2} = K_{E}F_{r2max} = 0,56 ∙ 2006,17 = 1123 Н; $
$ F_{A} = K_{E}F_{Amax} = 0,56 × 0 = 0 Н. $ 5. Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники серии диаметров 2: 207. Схема установки подшипников - враспор. 6. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим: Cr = 25500 Н; C0r = 13700 Н; d=35 мм; D=72 мм; Dω=11,112 мм; α = 0°. 7. При установке вала на двух радиальных шариковых подшипниках осевая сила Fa, нагружающая подшипник, равна внешней осевой силе, действующей на вал. Fa = FA Для радиальных шарикоподшипников из условия равновесия вала следует: Fa1 = 0; Fa2 = FA = 0. Дальнейший расчет производим для более нагруженного подшипника опоры 2. 8. Отношение Dωcosα/Dpω = 11,112∙1/53,5 = 0,2077, где Dpω =0,5(D+d)=0,5(72+35)=53,5 мм. В соответствии с табл. 7.3 имеем f0=13,7 Коэффициент осевого нагружения (см. табл. 7.2) e=0,28(f0Fa/C0r)0,23=0,28(13,7×0/13700)0,23=0 9. Отношение Fa/(VFr)=0/(1×1123)=0, что больше e=0 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем (см. табл. 7.2): X=0,56; Y=0,44/e 10. Принимаем Kб =1,4 [1, табл. 7.4 стр 107]; Kт = 1 (tраб < 100o). Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
$ P_{r} = (VXF_{r} + YF_{a})K_{б}K_{т}= $
$ = (1 × 0,56 × 1123 + Y × 0) × 1,4 × 1 = 880 Н $ 11. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a23 = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):
$ L10ah = a_{1}a_{23}(\frac{C_{r}}{P_{r}})k(\frac{10^{6}}{60n}) = $
$ = 1 × 0,7 × (\frac{25500}{880} )^{3}×(\frac{10^{6}}{60×1445}) = 196450 ч. $ 6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L10ah > L'10ah (196450 > 33533,28), то предварительно назначенный подшипник 207 пригоден. При требуемом ресурсе 90%. КомментарииРасчет подшипников качения на заданный ресурс
Расчет подшипников качения на заданный ресурс. Входной вал. 
Расчет подшипников качения на заданный ресурс Линейные размеры: ℓ=192 мм; ℓ1=96 мм; ℓ2=80 мм; d1=52,5 мм. 1. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении: в плоскости YOZ Сумма моментов всех сил относительно опоры 1
$ ΣM_{1}=0; F_{r}(ℓ-ℓ_{1}) + \frac{F_{a}d_{1}}{2} – R_{2в}ℓ=0; $
$ R_{2в}=\frac{F_{r}(ℓ-ℓ_{1})+\frac{F_{a}d_{1}}{2}}{ℓ}= $
$ = \frac{713,1(192-96)+0}{192}=356,55 Н $ Сумма моментов всех сил относительно опоры 2
$ ΣM_{2}=0; R_{1в}ℓ + \frac{F_{a}d_{1}}{2} – F_{r}ℓ_{1}=0; $
$ R_{1в}=\frac{F_{r}ℓ_{1}- \frac{F_{a}d_{1}}{2}}{ℓ}= $
$ = \frac{713,1×96-0}{192}=356,55 Н; $ Проверка: Сумма проекций всех сил на ось Y равны нулю
$ ΣY=R_{1в} – F_{r} + R_{2в}=356,55 – 713,1 + 356,55 = 0; $ Значит реакции найдены правильно. в плоскости XOZ Сумма моментов всех сил относительно опоры 1
$ ΣM_{1}=0; R_{2г}ℓ — F_{t}(ℓ-ℓ_{1})=0; $
$ R_{2г} = \frac{F_{t}(ℓ-ℓ_{1})}{ℓ}= \frac{1959(192-96)}{192}=979,5 Н; $ Сумма моментов всех сил относительно опоры 2
$ ΣM_{2}=0; - R_{1г}ℓ + F_{t}ℓ_{1} = 0; $
$ R_{1г} = \frac{F_{t}ℓ_{1}}{ℓ} =\frac{1959×96}{192} = 979,5 Н; $ Проверка: Сумма проекций всех сил на ось X равны нулю
$ ΣX= R_{1г} – F_{t} +R_{2г} = 979,5 -1959 +979,5 = 0; $ Реакции найдены правильно. Суммарные реакции опор:
$ R_{1} = (R_{1г}^{2}+ R_{1в}^{2})^{0,5} = $
$ (979,5^{2} + 356,55^{2})^{0,5} = 1042,38 Н; $
$ R_{2} = (R_{2г}^{2}+ R_{2в}^{2})^{0,5} = $
$ (979,5^{2} + 356,55^{2})^{0,5} = 1042,38 Н; $ КомментарииКонструирование зубчатых колес
Спроектировать привод цепного конвейера Конструирование зубчатых колес Первая ступень По результатам разработки эскизного проекта были вычерчены контуры зубчатых колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная обработка их формы. [1, стр. 62] Шестерня Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис. а, б) или с выступающей ступицей (рис. в). Значительно реже (в одноступенчатых редукторах) колеса делают со ступицей, выступающей в обе стороны.[1, стр. 62] 
Конструирование зубчатых колес На рисунке показаны простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки (рис., б, в). При диаметре da < 80 мм эти выточки, как правило, не делают (рис. 13, а). [1, стр. 62] Так как da1 < 80 , то выточки не производим
$ d_{a_{1}} = 60,59 мм $ Длину ℓст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше b2 зубчатого венца (ℓст>b2). Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d [1, стр. 63]: ℓст = (0,8...1,5)d, обычно ℓст = (1,0...1,2)d. Так как зубчатое колесо выполнено совместно с валом, то рассчитывать ступицу нет необходимости. На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски f = (0,5...0,6)m, которые округляют до стандартного значения (см. ниже). [1, стр. 63] На прямозубых зубчатых колесах при твердости рабочих поверхностей менее 350 HB - под углом αф = 45o (рис. 13, а, б), а при более высокой твердости αф = 15...20o(рис. 13, в). [1, стр. 63] Фаска венца
$ f = 0,5m = 0,5 × 1,75 = 0,88 мм $ округленная до стандартного значения
$ f = 1 мм $ Зубчатое колесо Так как 272,5 = da2 > 80 , то выточки выполним на торце колеса глубиной 2 мм. Длина ступицы колеса
$ ℓ_{ст} = 1,2d = 1,2 × 54 = 64,8 мм $ Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:
$ S = 2,2m + 0,05b2 = 2,2 × 1,75 + 0,05 × 50 = 6,4 мм $ где m - модуль зацепления, мм. Фаска венца
$ f = 0,5m = 0,5 × 1,75 = 0,88 мм $ Конструирование зубчатых колес Вторая ступень По результатам разработки эскизного проекта были вычерчены контуры зубчатых колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная обработка их формы. [1, стр. 62] Шестерня
$ d_{a_{1}} = 113,34 мм $ Так как da1 > 80 , то выточки выполним на торце колеса глубиной 2 мм. Длину ℓст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше b2 зубчатого венца (ℓст>b2). Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d [1, стр. 63]: ℓст = (0,8...1,5)d, обычно ℓст = (1,0...1,2)d Принимаем
$ ℓ_{ст} = 1,2 × 45 = 54 мм $ Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:
$ S = 2,2m + 0,05b2 = 2,2 × 2,0 + 0,05 × 50 = 6 мм $ Фаска венца
$ f = 0,5m = 0,5 × 2,75 = 1,38 мм $ округленная до стандартного значения
$ f = 1,6 мм $ Зубчатое колесо
$ d_{a_{2}} = 322,66 мм $ Принимаем
$ ℓ_{ст} = 1,2d = 1,2 × 72,5 = 87 мм $ При ℓст>b2 выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы Fa в зацеплении. [1, стр. 63] Диаметр dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали dст = (1,5...1,55)d; чугуна dст = (1,55...1,6)d; легких сплавов dст = (1,6...1,7)d: меньшие значения для шлицевого колеса с валом, большие - для шпоночного и соединения с натягом. [1, стр. 63]
$ d_{ст} = 1,55d = 1,55 × 72,5 = 112,375 мм $ Назначаем
$ ℓ_{ст} = 45 мм; d_{ст} = 112 мм $
$ S = 2,2m + 0,05b2 = 2,2 × 2,0 + 0,05 × 32 = 6 мм $ Фаска венца
$ f = 0,5m = 0,5 × 2,75 = 1,38 мм; f = 1,6 мм $ Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]: Округлим полученные значения до целых Список используемой литературы: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов., 2008. - 492 с., ил. КомментарииНачертить три вида детали
Начертить три вида детали. Главный вид взять по стрелке А. выполнить необходимые разрезы. Проставить размеры. 
Начертить три вида детали. Главный вид взять по стрелке А. выполнить необходимые разрезы. Проставить размеры. КомментарииПостроить горизонтальную проекцию линии I , принадлежащей конической поверхности
Построить горизонтальную проекцию линии I , принадлежащей конической поверхности 
Построить горизонтальную проекцию линии I , принадлежащей конической поверхности КомментарииПостроить горизонтальную и профильную проекции призмы с вырезом
Построить горизонтальную и профильную проекции призмы с вырезом 
Построить горизонтальную и профильную проекции призмы с вырезом КомментарииПостроить линию пересечения поверхности наклонной призмы плоскостью Ω(Ω2)
Построить линию пересечения поверхности наклонной призмы плоскостью Ω(Ω2) 
Построить линию пересечения поверхности наклонной призмы плоскостью Ω(Ω2) КомментарииНайти центр описанной окружности О в плоскости ABC
Найти центр описанной окружности О в плоскости ABC 
Найти центр описанной окружности О в плоскости ABC КомментарииОпустить перпендикулярно из точки А на прямую I
Опустить перпендикулярно из точки А на прямую I 
Опустить перпендикулярно из точки А на прямую I КомментарииОпределить расстояние от точки К до плоскости
Определить расстояние от точки К до плоскости 
Определить расстояние от точки К до плоскости КомментарииПостроить проекции прямой I параллельной плоскости BCD
Построить проекции прямой I ∈ A, параллельной плоскости Σ(∆BCD)Построить проекции прямой I параллельной плоскости BCD 
Построить проекции прямой I параллельной плоскости BCD КомментарииПровести перпендикуляр к прямой m из ее точки А до пересечения его с прямой I
Провести перпендикуляр прямой m из ее точки А до пересечения его с прямой I 
Провести перпендикуляр прямой m из ее точки А до пересечения его с прямой I КомментарииКомпоновочная схема редуктора
Спроектировать привод цепного конвейера Компоновочная схема редуктора После определения диаметров ступеней валов, расстояний между деталями передачи, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступаем к вычерчиванию редуктора 
Компоновочная схема редуктора Компоновочную схему выполняем в масштабе 1:1 на миллиметровой бумаге. Для получения представления о конструкции, размерах деталей передач и их относительном расположении достаточно двух проекций. Для вычерчивания эскизной компоновки предварительно принимаем: длину ступицы цилиндрического колеса
$ ℓ_{ст} ≥ b_{2}; $ длину посадочного конца вала
$ ℓ_{МБ} = ℓ_{МТ} = 1,5d; $ длину промежуточного участка тихоходного вала
$ ℓ_{КТ} = 1,2d_{П}; $ длину промежуточного участка быстроходного вала
$ ℓ_{КБ} = 1,4d_{П}. $ Окончательные размеры ℓ_{ст} выявляем после расчета шпоночного (шлицевого) соединения или после подбора посадок с натягом. Окончательные размеры ℓ_{КБ} и ℓ_{КТ} определяем при конструировании крышек подшипников, после выбоа типа уплотнения и при конструировании корпусной детали. Окончательные размеры ℓ_{МБ} и ℓ_{МТ} получаем после выбора муфты, размеров звездочки, расчета шпоночного (шлицевого) соединения. Цилиндрические редукторы обычно конструируют с раземом корпуса по осям валов. Для этого последние располагают в одной плоскости. Такое исполнение наиболее удобно для сборки редуктора. Каждый из валов редуктора с опорами и со всеми расположенными на нем деталями можно собрать независимо от других валов и затем поставить в корпус. При необходимости осмотра и ремонта любой комплект вала может быть изъят из корпуса. Список используемой литературы: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов., 2008. - 492 с., ил КомментарииИз заданного центра S спроектировать треугольник ABC на горизонтальную плоскость проекций
Из заданного центра S спроектировать треугольник ABC на горизонтальную плоскость проекций П1. Известны центральные проекции A1 и B1 вершин A и B треугольника и точка K пересечения прямой линии стороны AC этого треугольника с плоскостью проекций П1. 
Из заданного центра S спроектировать треугольник ABC на горизонтальную плоскость проекций КомментарииВыбор типа подшипника
Выбор типа подшипника в соответствии с установившейся практикой проектироания и эксплуатации машин осуществляют по следующим рекомендациям. Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. 
Выбор типа подшипника Первоначально назначают подшипники серии диаметров 2. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники серии диаметров 3. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые. Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии №207, №207 и №212. Обычно используют подшипники класса точности 0 (нормальный). Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких чаcтотах вращения. [1, стр. 47] Устанавливаем подшипники по схеме 2а 
Выбор типа подшипника В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы в опорах от осевых и рад перемещений. В следствии увеличения длины вала от температурных изменений осевые за зо ры в подшипниках схемы 2а, также уменьшаются. Чтобы не происходило защемление вала в опорах, предусматривают при сборке осевой за а. Принимаем
$ a = 0,5 мм $ КомментарииРасстояния между деталями передачи
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор "а" (мм) [1, стр.48]: 
Расстояния между деталями передачи Расстояние
$ a = (L+3)^{1/3} = $
$ = (\frac{322,66}{2}+200+160+\frac{60,59}{2}+3)^{\frac{1}{3}} = 8,22 мм $ где L=551,63 - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. Принимаем
$ a = 12 мм $ Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов и коробок передач принимают [1, стр. 48]:
$ b_{0} ≥ 3a $ Расстояние c между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме, принимают
$ c = (0,3...0,5)a = 0,5a = 0,5 × 12 = 6 мм $ Список используемой литературы: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов., 2008. - 492 с., ил. КомментарииПодбор шпоночных соединений
Подбор шпоночных соединений Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и промежуточного вала При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу. [1, стр. 81] Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. 
Подбор шпоночных соединений Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. а) или плоские (рис. б). Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут из табл. 9 [1, табл. 24.29] и определяют расчетную длину lр шпонки. Длину l = lр + b шпонки со скругленными или l = lр с плоскими торцами выбираем из стандартного ряда (табл. 9). Длину ступицы назначают на 8...10 мм больше длины шпонки. Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами. Длину l (мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280. При диаметре вала 54 мм и длине ступицы 64,8 мм выбираем шпонку со следующими параметрами: b = 18 мм; h = 11 мм; s = 0.6 мм; t1 = 7 мм; t2 = 4.4 мм. Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок: l = 50 - 200 мм. l = 56 мм При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач) [1, стр. 77]: Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6. Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9. Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и выходного вала Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами. При диаметре вала 72.5 мм и длине ступицы 65 выбираем шпонку со следующими параметрами: b = 22 мм; h = 14 мм; s = 0.8 мм; t1 = 9 мм; t2 = 5.4 мм. Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок: l = 56 - 220 мм. l = 56 мм. При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач) [1, стр. 77]: Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6. Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9. Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков Входной вал. При диаметре хвостовика 32 мм и длине хвостовика 80 мм выбираем шпонку со следующими параметрами: b = 10 мм; h = 8 мм; s = 0,4 мм; t1 = 5 мм; t2 = 3,3 мм; l = 22 - 110 мм. Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины хвостовика, согласно стандартному ряду длин для шпонок: l = 70 мм. Выходной вал. При диаметре хвостовика 50 мм и длине хвостовика 110 мм выбираем шпонку со следующими параметрами: b = 18 мм; h = 11 мм; s = 0,4 мм; t1 = 7 мм; t2 = 4,4 мм; l = 50 - 200 мм. Длину шпонки назначим примерно на 8...10 мм меньше длины хвостовика, согласно стандартному ряду длин для шпонок: l = 100 мм. Список используемой литературы: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов., 2008. - 492 с., ил. КомментарииПредварительный расчет валов
Предварительный расчет валов выполняем по вращающему моменту После определения меж осевых расстояний и размеров колес приступаем к разработке конструкции редуктора или коробки передач. На первом этапе конструирования осуществляем разработку компоновочной схемы. При этом определяем расположение деталей передачи, расстояния между ними, ориентировочные диаметры валов ступеней, выбираем типы подшипников и схемы их установки. 
Предварительный расчет валов Эскизное проектирование После определения меж осевых расстояний, размеров колес приступаем к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. [1, стр. 42] для быстроходного (входного) вала
$ d ≥ (7...8)(T_{Б})^{\frac{1}{3}} = (7...8)(51,43)^{\frac{1}{3}} = 29,75 мм $ для промежуточного
$ d_{к} ≥ (6...7)(T_{ПР})^{\frac{1}{3}} = (6...7)(239,54)^{\frac{1}{3}} = 45 мм $ для тихоходного (выходного)
$ d ≥ (6...7)(T_{Т})^{\frac{1}{3}} = (6...7)(714,08)^{\frac{1}{3}} = 50 мм $ Принимаем диаметры и длины концов согласно таблице 24.28 [1]
$ d_{вх}=32 мм; $
$ d_{вых}=50 мм $ Диаметры под подшипники:
$ d_{П_{вх}} = d_{П_{вх}}+2×t_{цил} = 28 + 2×3,5 = 35 мм; $
$ d_{П_{пр}} = d_{к}-3r = 45 - 3×3 = 36 мм; $
$ d_{П_{вых}} = d_{П_{вых}}+2×t_{цил} = 50 + 2×4 = 58 мм $ Высоту tцил(tкон) заплечника, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d [1, стр. 42]. Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные (табл. 24.10 [1]):
$ d_{П_{вх}} = 35 мм; $
$ d_{П_{пр}} = 35 мм; $
$ d_{П_{вых}} = 60 мм $ Диаметры без контактных поверхностей
$ d_{БП вх} = d_{П}+3r= 35 + 3×1,5 = 39,5 мм; $
$ d_{БП пр} = 35 + 3×2,5 = 42,5 мм; $
$ d_{БП вых} = 60 + 3×3,5 = 70,5 мм $ Принимаем диаметр выходного (тихоходного) вала для установки зубчатого колеса:
$ d_{К вых} = 72,5 мм $ Список используемой литературы: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов., 2008. - 492 с., ил КомментарииРасчет зубчатых колес цилиндрической передачи второй ступени
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]
$ σ_{H} =\frac{Z_{σ}}{a_{W}}(\frac{K_{H}T_{1}(u_{ф}±1)^{3}}{(b_{1}u_{ф})})^{\frac{1}{2}}≤[σ]_{H}=482,8 МПа $ где Zσ = 9600 для прямозубых и Zσ = 8400 для косозубых передач, МПа^{1/2}
$ σ_{H} = \frac{8400}{200}(\frac{1,3218×239,54(3,1956+1)^{3}}{(2×32×3,1956)})^{\frac{1}{2}}=449,1 МПа $ Если расчетное напряжение σH меньше допустимого [σ]H в пределах 15-20% или σH больше [σ]H в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. [1, стр. 23] σH (больше) меньше [σ]H на 6,51%. Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные. Силы в зацеплении 
Расчет зубчатых колес Окружная
$ F_{t} = \frac{2×10^{3}×T_{1}}{d_{1}} = \frac{2×10^{3}×239,54}{95,34} = 5025 Н $ радиальная (для стандартного угла α=20o tgα=0,364)
$ F_{r} = \frac{F_{t}tgα}{cosβ} = \frac{5025 × 0,364}{0,965} = 1895 Н $ осевая
$ F_{a} = F_{t}tgβ = 5025 × 0,2717 = 1365 Н $ Список используемой литературы: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов., 2008. - 492 с., ил КомментарииРасчет зубчатых колес цилиндрической передачи второй ступени
Диаметры колес 
Расчет зубчатых колес Делительные диаметры d [1, стр. 22]: шестерни
$ d_{1} = \frac{z_{1}m}{cosβ} = \frac{46×2}{0,965} = 95,34 мм $ колеса внешнего зацепления
$ d_{2} = 2a_{W} - d_{1}=2×200-95,34=304,66 мм $ Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления [1, стр. 22]:
$ d_{a_{1}} = d_{1} + 2(1 + x_{1} - y)m; $
$ d_{f_{1}} = d_{1} - 2(1,25 - x_{1})m; $
$ d_{a_{2}} = d_{2} + 2(1 + x_{2} - y)m; $
$ d_{f_{2}} = d_{2} - 2(1,25 - x_{2})m $ где x1 и x2 - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; коэффициент воспринимаемого смещения
$ y = \frac{-(a_{W} - a)}{m} $ делительное меж осевое расстояние:
$ a = 0,5m(z_{2} ± z_{1}) = 0,5 × 2 × (147+46) = 193 мм $
$ y = \frac{-(200 - 193)}{2} = -3,5 $
$ d_{a_{1}} = 95,34 + 2 × [1-(-3,5)] × 2 = 113,34 мм $
$ d_{f_{1}} = 95,34 - 2 × 1,25 × 2 = 90,34 мм $
$ d_{a_{2}} = 304,66 + 2 × [1-(-3,5)] × 2 = 322,66 мм $
$ d_{f_{2}} = 304,66 - 2 × 1,25 × 2 = 299,66 мм $ Размеры заготовок Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры Dзаг, Cзаг, Sзаг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр (табл. 1 [1, табл. 2.1, стр. 11]) [1, стр. 22]: Dзаг ≤ Dпр; Cзаг ≤ Cпр; Sзаг ≤ Sпр. Значения Dзаг, Cзаг, Sзаг (мм) вычисляются по формулам:
$ D_{заг} = d_{a} + 6 мм $ для колеса с выточками
$ C_{заг} = 0,5b_{2} и S_{заг} = 8m $ для колеса без выточек
$ S_{заг} = b_{2} + 4 мм $
$ D_{заг_{1}} = 113,34 + 6 мм = 119,34 мм $
$ D_{заг_{2}} = 322,66 + 6 мм = 328,66 мм $
$ S_{заг_{2}} = 32 + 4 мм = 36 мм $ Комментарии |
Записать новую задачу Все задачи Все темы Все инженеры |
Комментарии