Проектирование цилиндрической зубчатой передачи

Кинематическая связь между ротором двигателя и входным звеном исполнительного механизма обычно осуществляется с помощью зубчатых ме-ханизмов.

В большинстве случаев числа зубьев колес цилиндрической зубчатой передачи (например, z₁иz₂) заданы в качестве исходных. В некоторых передачах задается только z₁и передаточное число u₁₂ или отношение i₁₂. В этом случае число зубьев колеса z₂ определяют по формуле:

 

, (6.2)

 

а полученное значение округляют до ближайшего целого числа.

Кроме чисел зубьев заданным является и модуль зацепления m, мм (значение модуля в ряде заданий выбрано условно, т. е. без учета действующих нагрузок и схемы привода).

Процесс проектирования зубчатой передачи состоит в определении таких значений ее основных параметров, которые наилучшим образом удовлетворяют предъявляемым к передаче прочностным, кинематическим, геометрическим и экономическим требованиям.

В курсовом проекте предусматривается геометрический расчет – выбор основных геометрических параметров, определение размеров колес и проверка качественных показателей для нулевого и неравносмещенного зацеплений.

 

6.5.1.

Вычерчивание элементов передачи

Вычислив размеры элементов зацепления по формулам, приведенным в табл. 6.1, вычерчивают зацепление. При этом масштаб выбирают в зависи-мости от модуля: если модуль равен 4; 4,5; 5; 6 мм, то масштаб следует принять М4:1; если модуль равен 7; 8; 9; 10; 11; 12 мм – М2:1.

В нулевом зацеплении делительная и начальная окружности совпадают. Делительная - это такая окружность, для которой модуль стандартный; по этой окружности откладываются шаг зацепления (Р _t) и толщина зуба (S). Начальные - это такие окружности, которые перекатываются одна по другой без скольжения, они характеризуют передачу. Сумма радиусов начальных окружностей составляет межосевое расстояние, а точка касания называется полюсом зацепления (Р).

Порядок вычерчивания зацепления следующий. Из центров О₁ и О₂
(см. рис. 6.6), расположенных на расстоянии а _ω друг от друга, провести начальные окружности радиусом r _ω1 и r _ω2, которые касаются друг друга в полюсе Р, через точку Р - касательную ХХ перпендикулярно к прямой О₁О₂, а под углом α = 20^о к касательной ХХ - линию зацепления NN и затем на нее из центров О₁ и О₂ опустить перпендикуляры О₁А и О₂В. Через основания перпендикуляров (А и В) из соответствующих центров провести окружности радиусом r _b1 и r _b2, которые называются основными.

Для построения эвольвент зубьев первого и второго колес отрезки АР и ВР следует разделить на произвольное количество частей, причем части отрезка АР могут быть не равны частям отрезка ВР. На рис. 6.6 эти отрезки разделены на четыре части: А – 1; 1 – 2; 2 – 3; 3 – P и B – 1; 1 – 2; 2 – 3; 3 – P. Взяв в раствор циркуля длину одной части на участке АР, сделать засечки на основной окруж-ности , начиная от точки А в обе стороны, и получить точки 2', 3', р₁', 4', 5', затем соединить их с центром О₁, чтобы через них точнее провести касательные к основной окружности Каждая касательная – это прямая NN, занимающая разные положения при перекатывании ее по основной окружности без скольжения.

При пользовании табл. 6.1 нужно учесть, что h^* = 1; с^* = 0,25; α_ω = 20^о; z₂ > z₁. Индекс «1» принадлежит меньшему колесу (ведущему), «2» – большему
(ведомому).

 

Т а б л и ц а 6.1

 

Формулы для подсчета размеров элементов

зубчатого цилиндрического зацепления

 

Наименование элемента зацепления	Обозначение	Вид зацепления
нулевое	неравносмещенное
Шаг зацепления по делительной окруж-ности, мм	рt
Радиус делительной окружности, мм	r
Окружная делительная толщина зу-ба, мм	s
Радиус окружности впадин, мм	rf
Межосевое расстояние, мм
Отклонение меж-осевого расстояния, мм
Расстояние между делительными окружностями на линии центров, мм
Радиус начальной окружности, мм	rω
Глубина захвата зубьев, мм	hd
Высота зуба, мм	h
Уменьшение высоты зуба неравносмещенного зацепления, мм
Радиус окружности вершин, мм	ra

 

Рис. 6.6

 

 

Так как эвольвента – это кривая, которую описывает точка прямой, перекатываемой по окружности без скольжения, а прямой является линия зацепления NN, то на каждом положении линии зацепления из соответствующих точек касания (1', 2', 3', 4', 5') отложить следующее количество отрезков до полюса: на АР – четыре; на 1'в – три; на 2'б – два; на 3'а – один (точка р₁' находится на основной окружности и является началом эвольвенты); на 4'г– пять; на 5'д – шесть. Точки р₁', а, б, в, Р, г, д соединить плавной кривой. Точно также построить эвольвенту для зуба второго колеса (р₂, а, б, в, Р, г, д). Эвольвента очерчивает участок зуба от основной окружности до окружности вершин. Следует заметить, что радиус окружности впадин (r _f) может быть больше, равен или меньше радиуса основной окружности (r _b), этозависит от числа зубьев колес. Радиус переходной кривой (галтели) ножки зуба колеса принимается равным 0,4 m, мм.

У нулевого зацепления толщина зубьев и шаг обоих колес по делительным окружностям одинаковы, мм: s ₁ = s ₂ = 0,5 р _t; р _t (см. табл. 5.1).

Чтобы начертить зуб, нужно отложить по делительнымокружностям r ₁ и r ₂ (от полюса Р) толщину зуба s ₁ и s ₂ соответственно и, разделив ее пополам, провести через точки О₁ и О₂ осевые линии зуба. Затем с помощью кальки или лекала вычертить вторую половину зуба. Далее по делительной окружности отложить от осевой линии зуба шаг зацепления р _t (в обе стороны), провести осевые линии двух других зубьев и скопировать еще два зуба (см. рис. 5.1).

6.5.2. Неравносмещенное зубчатое зацепление

 

 

Неравносмещенное зубчатое зацепление отличается от нулевого
(рис. 6.7).

 

Рис. 6.7

 

Рис. 6.8

При этом зацеплении некоторые размеры колес зависят от смещения инструментальной рейки при их изготовлении – толщины зубьев s1 и s2 по делительным окружностям, диаметры окружностей впадин и , есть размеры, которые зависят от двух смещений рейки, – угол зацепления α, диаметры начальных окружностей dω, межосевое расстояние aω, глубина захода зубьев hd, высота зубьев h, диаметры окружностей вершин da. Характерной особенностью неравносмещенного зацепления является и то, что угол зацепления α не равен углу αω и делительные окружности не являются начальными. Угол зацепления определяется по номограмме, приведенной на рис. 6.8. Определив и , вычисляем отношение ; на номограмме против числа, соответствующего значению отношения , находим угол зацеп- ления αо. П р и м е р: zΣ = 59; хΣ = 1,75. Определив находим по номограмме против числа 29,7 значение угла: α = 26о36¢.

 

6.5.3. Выбор коэффициентов смещения режущего инструмента

 

Положение исходного производящего контура относительно делительной окружности проектируемого зубчатого колеса оказывает влияние на форму профиля зуба в торцовом сечении, а следовательно, и на эксплуатационные свойства проектируемого зацепления.

Расстояние по нормали между делительной прямой исходного производящего контура и делительной окружностью колеса называют смещением, а отношение смещения к расчетному модулю – коэффициентом смещения и обозначают буквой x. Коэффициент смещения – величина безразмерная, но имеет знак: х > 0, если делительная прямая располагается вне делительной окружности нарезаемого колеса. Это соответствует положительному неравносмещенному зацеплению.

Коэффициенты смещения существенно влияют на размеры колес, геометрические показатели качества и нагрузочную способность передачи. От них зависят толщина зуба у основания и на окружности вершин; наличие или отсутствие подрезания; скорости скольжения и удельные скольжения, характеризующие абразивный износ и склонность к заеданию; коэффициент перекрытия.

Коэффициенты смещения для каждой передачи назначают индивидуально с учетом условий ее работы. Выбор оптимальных коэффициентов смещения х ₁ и х ₂ производят с помощью специально построенных блокирующих контуров или таблиц, предложенных В. Н. Кудрявцевым. Блокирующие контуры для различных сочетаний зубчатых колес приведены в справочнике по геометрическому расчету эвольвентных передач.

Порядок выбора коэффициентов смещения с использованием блокирующих контуров следующий:

1) чтобы спроектировать зубчатую передачу с максимальной контактной прочностью, необходимо к линии ε = 1,2 блокирующего контура провести касательную rr под углом 45^о к осям координат в зоне положительных значений x₁ и x₂ (рис. 6.9). Спроецировав полученную точку R касания на координатные оси, находим коэффициенты смещения x₁ и x₂;

2) чтобы спроектировать передачу с максимальной изгибной прочностью, необходимо при ведущем меньшем колесе двигаться по кривой а блокирующего контура, а при ведущем большем колесе – по кривой δ вверх до пересечения с кривой ε = 1,2. Спроецировав точку К пересечения на координатные оси, получим коэффициенты смещения x₁ и x₂;

3) чтобы спроектировать передачу с максимальной абразивной износостойкостью и стойкостью против заедания, следует двигаться по кривой вверх до пересечения с кривой ε = 1,2 на контуре (в курсовом проекте точность найденных коэффициентов смещения достаточно ограничить двумя знаками после запятой).

 

 

Рис. 6.9

 

П р и м е р. Выбрать коэффициенты смещения для пары эвольвентных колес внешнего зацепления, имеющих числа зубьев z₁ = 15; z₂ = 25.

 

Решение. По блокирующему контуру (см. рис. 6.9) находятся следующие величины:

максимальная контактная прочность при x₁ = 0,25; x₂ = 1,0;

 

максимальная изгибная прочность при ведущем меньшем колесе при
x₁ = 0,75; x₂ = 0,3;

максимальная абразивная износостойкость и стойкость против заедания при x₁ = 0,58; x₂ = 0,58.

Выбор коэффициентов смещения производят по таблицам
В. Н. Кудрявцева (табл. 6.2 – 6.5).

Таблицы содержат значения коэффициентов x₁ и x₂, сумма которых х_Σ является максимально возможной при выполнении основных требований к передачам. Данными таблиц нужно пользоваться следующим образом:

если 2 ≥ u₁₂ ≥ 1, то сначала в табл. 6.2 по заданному z₁ находят коэффициент ψ, затем в табл. 6.3 по заданным z₁ и z₂ - коэффициенты x₁ и x₂; угол α определяют по номограмме (см. рис. 6.8), затем подсчитывают по формулам, приведенным в табл. 6.1, все размеры зацепления;

если 5 ≥ u₁₂ ≥ 2, то сначала в табл. 6.4 по заданному z₁ находят коэффициенты ψ и x₁, затем в табл. 6.5 по z₁ и z₂ – коэффициент x₂; далее определяют угол α и подсчитывают все параметры.

 

6.5.4. Построение активной части линии зацепления и

рабочих участков профилей зубьев обоих колес

 

Активная часть линии зацепления – это отрезок СD теоретической линии зацепления NN, расположенный между точками пересечения ее с окружностями вершин колес и (рис. 6.10). Если ведущим является первое колесо и оно вращается по ходу часовой стрелки, то в точке D начинается зацепление, а в точке С оно заканчивается.

Рабочие участки профилей зубьев – это такие участки, которые участвуют в зацеплении. Учитывая, что в точке D начинается зацепление (см. рис. 6.10), т. е. в ней контактируют крайняя точка а головки зуба первого (ведущего) колеса и низшая точка ножки зуба второго (ведомого) колеса, радиусом О₂D сделаем засечку на исходном профиле зуба (который сопрягается с построенным) большего колеса (). Эта засечка и определит положение низшей рабочей точки

зуба второго колеса. Делая засечку радиусом О₁С на профиле зуба первого колеса (с '), определим аналогичную точку для него. Рабочие участки зубьев колес штрихуются с внутренней части зуба (ас ' и вd '). Ширина зоны штриховки составляет 2 – 3 мм.

 

Т а б л и ц а 6.2

Значения коэффициента ψ для неравносмещенного внешнего зацепления при 2 ≥ U₁₂ ≥ 1

z 1
ψ	0,127	0,145	0,16	0,175	0,19	0,202	0,215	0,227	0,239	0,25	0,257	0,265	0,272	0,278

 

Т а б л и ц а 6.3

Значения коэффициентов х ₁ и х ₂ для неравносмещенного внешнего зацепления при 2 ≥ U₁₂ ≥1

 

z 2	z 1
	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2
	0,684	0,684
	0,723	0,658	0,720	0,720
	0,756	0,639	0,756	0,699	0,755	0,755
	0,792	0,617	0,793	0,676	0,793	0,731	0,782	0,782
	0,814	0,609	0,830	0,652	0,831	0,707	0,821	0,758	0,812	0,812
	0,849	0,588	0,860	0,636	0,866	0,686	0,861	0,732	0,850	0,787	0,839	0,839
	0,871	0,579	0,888	0,622	0,893	0,673	0,892	0,715	0,884	0,761	0,872	0,820	0,865	0,865
	0,898	0,566	0,915	0,639	0,926	0,654	0,925	0,696	0,924	0,742	0,913	0,793	0,898	0,845
	0,916	0,561	0,937	0,601	0,948	0,645	0,951	0,683	6,950	0,729	0,946	0,774	0,934	0,822
	0,937	0,552	0,959	0,592	0,976	0,632	0,976	0,672	0,984	0,708	0,979	0,755	0,966	0,804

 

О к о н ч а н и е т а б л. 6.3

z 2	z 1
	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2	х 1	x 2
	0,958	0,543	0,980	0,583	0,997	0,624	1,000	0,662	1,007	0,700	1,010	0,737	1,000	0,784
	0,976	0,537	0,997	0,578	1,018	0,615	1,023	0,651	1,031	0,689	1,038	0,723	1,033	0,764
	0,994	0,532	1,017	0,571	1,038	0,608	1,045	0,641	1,051	0,681	1,055	0,718	1,060	0,750
	1,011	0,528	1,038	0,562	1,056	0,602	1,065	0,634	1,075	0,669	1,084	0,701	1,081	0,741
	1,026	0,525	1,054	0,559	1,076	0,594	1,082	0,629	1,094	0,662	1,101	0,696	1,105	0,720
	1,041	0,522	1,071	0,554	1,093	0,589	1,102	0,622	1,114	0,655	1,121	0,689	1,127	0,720
	1,059	0,516	1,088	0,550	1,110	0,584	1,122	0,614	1,131	0,650	1,145	0,678	1,149	0,719
35	1,072	0,515	1,102	0,547	1,127	0,580	1,140	0,608	1,154	0,639	1,163	0,672	1,170	0,702
	1,088	0,511	1,117	0,545	1,141	0,578	1,157	0,603	1,172	0,634	1,180	0,667	1,188	0,696
			1,131	0,542	1,159	0,573	1,171	0,601	1,187	0,631	1,200	0,659	1,206	0,690
			1,145	0,540	1,173	0,570	1,186	0,599	1,204	0,626	1,218	0,653	1,223	0,685
					1,187	0,538	1,201	0,595	1,222	0,622	1,232	0,651	1,241	0,680
					1,201	0,567	1,218	0,591	1,233	0,621	1,249	0,647	1,260	0,673
							1,231	0,589	1,250	0,616	1,265	0,643	1,276	0,669
							1,247	0,586	1,266	0,612	1,279	0,640	1,291	0,665
									1,279	0,611	1,295	0,636	1,306	0,662
									1,293	0,609	1,310	0,634	1,321	0,659
											1,325	0,631	1,336	0,657
											1,338	0,629	1,350	0,654
													1,365	0,651
													1,379	0,649

 

Т а б л и ц а 6.4

Значения коэффициентов ψ и х₁ для неравносмещенного внешнего

зацепления при 5 ≥ U₁₂ > 2

 

z 1
ψ	0,16	0,17	0,18	0,19	0,20	0,21	0,22	0,23	0,24	0,25	0,25
х 1	0,66	0,73	0,80	0,86	0,92	0,98	1,04	1,10	1,16	1,22	1,27

 

 

Т а б л и ц а 6.5

Значения коэффициента х₂ для неравносмещенного внешнего зацепления

при 5 ≥ U₁₂ > 2

 

z2	z1
	0,442	0,425
	0,501	0,486	0,471	0,463
	0,556	0,542	0,528	0,522	0,518	0,512	0,505
	0,610	0,596	0,582	0,577	0,575	0,569	0,564	0,560	0,553
	0,661	0,648	0,635	0,632	0,628	0,624	0,620	0,616	0,611	0,606	0,566
	0,709	0,696	0,685	0,684	0,682	0,677	0,674	0,671	0,667	0,662	0,623
	0,754	0,745	0,734	0,732	0,731	0,728	0,727	0,722	0,720	0,716	0,677
		0,789	0,782	0,780	0,779	0,778	0,777	0,773	0,772	0,769	0,729
			0,822	0,825	0,826	0,827	0,825	0,823	0,821	0,820	0,778
				0,866	0,870	0,872	0,874	0,871	0,869	0,868	0,828
					0,909	0,914	0,917	0,920	0,919	0,916	0,876
						0,954	0,957	0,961	0,962	0,965	0,924
							0,998	0,101	1,003	1,008	0,964
								1,042	1,046	1,048	1,005
									1,086	1,088	1,045
										1,129	1,087
											1,131

 

 

 

Рис. 6.10

6.5.5. Определение качественных показателей зацепления

К качественным показателям следует отнести такие, которые характеризуют работу зубчатой передачи. В курсовом проекте рассмотрим два основных показателя: коэффициент перекрытия ε и коэффициенты относительного скольжения λ ₁ и λ ₂.

Коэффициент перекрытия – это отношение длины дуги зацепления к длине шага по начальным (r _ω1 и r _ω2) окружностям колес, он характеризует непрерывность зацепления, а значит, плавность и бесшумность работы передачи.

До того как зацепление вычерчено, коэффициент перекрытия вычисляется по теоретической формуле:

 

(5.4)

 

где α_ω – угол зацепления в других видах передач;

α – угол зацепления в нулевой передаче.

Для нулевого зацепления sin α_ω = sin α = sin 20^о.

Действительный коэффициент перекрытия определяется из чертежа зацепления по формуле:

, (5.5)

 

где СD – действительный участок линии зацепления, мм;

m – модуль зацепления, мм;

α = 20^о.

Определив коэффициенты перекрытия по формулам (5.4) и (5.5), сравнить их значения и вычислить относительную ошибку, которая не должна превышать 5 %:

. (5.6)

Во время работы профили зубьев одновременно совершают процесс качения и скольжения. Трение качения мало и в расчетах им пренебрегают, а трение скольжения вызывает износ зубьев. Главным фактором, определяющим износ, является скорость скольжения. Характеризуют влияние скорости скольжения коэффициенты относительного скольжения – λ ₁ и λ ₂ (рис. 5.3), которые рассчитываются по формулам:

(5.7)

(5.8)

(5.9)

(5.10)

где е – длина теоретической линии зацепления (см. рис. 5.3, участок АВ), мм, между основаниями перпендикуляров, опущенных из центров О₁ и О₂ на ли-нию NN;

с – расстояние от основания перпендикуляра, проведенного из центра меньшего колеса (z ₁) (от точки А) до точки основания перпендикуляра из
центра большего колеса (z ₂) (до точки В) через 15 – 30 мм.

Рис. 6.11

Продолжением перпендикуляра О1А является линия АМ, а перпендикуляра О2В – линия ВR, расстояние между которыми равно е. Строить график изменений коэффициентов λ1 и λ2 рекомендуется на продолжении названных перпендикуляров, откладывая положительные значения над линией ОО, отрицательные – под ней (см. рис. 6.11). Линиями аб и вг ограничена рабочая зона (по точкам С и D – линии зацепления). Масштаб можно выбрать любой: от М10:1 до М100:1. Для удобства построения рекомендуется составить таблицу значений λ 1 и λ2 в зависимости от величин е и с (табл. 6.6).

 

 

Таблица 6.6

Результаты расчета коэффициентов скольжения

 

с

NР

е

е – с

λ 1

–∞

λ 2

–∞

 

Пример определения качественных показателей зацепления.

При е = 120 мм: с = 0; с ₁ = 16 мм; с ₂ = 32 мм; с ₃ = 48 мм; NP = 57 мм;...,
с = е = 120 мм; при этом е – с = 120 – 16 = 104 мм; 120 – 32 = 88 мм и т. д.

Подставив поученные значения с и (е – с) в формулы (5.7) и (5.8), вычислим значения величин λ ₁ и λ _2..

 

7. РЕКОМЕНДАЦИИ К ОФОРМЛЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА

 

Расчетно-пояснительная записка (ПЗ) к курсовому проекту должна
содержать (в указанной последовательности) титульный лист; задание; реферат; оглавление; введение; основные разделы, предусмотренные заданием на
проект; заключение; библиографический список.

Титульный лист (первый лист ПЗ) оформляют чертежным шрифтом по ГОСТ 3.304-81 на листе формата А4 по форме, приведенной в прил. 3.

Реферат должен содержать сведения об объеме работы, о количестве иллюстраций, таблиц, об используемых источниках; перечень ключевых слов (5 – 10 слов или фраз в именительном падеже, выполненных прописными буками и разделенных запятыми) и текст реферата, отражающий объект исследования; цель работы; полученные результаты и область их применения. Объем реферата не должен превышать одной страницы.

Оглавление приводят в точном соответствии с рубрикацией, принятой в ПЗ, с указанием номеров страниц начала разделов строчными буквами кроме первой прописной.

Во введении обосновывают актуальность, указывают цель и задачи выполняемой работы.

Заключение должно содержать краткие выводы о результатах выполняемой работы, предложения по их применению.

Примеры оформления реферата, введения, заключения приведены в прил. 4.

Источники приводят в порядке появления ссылок на них.

Слова «РЕФЕРАТ», «СОДЕРЖАНИЕ», «ВВЕДЕНИЕ», «ЗАКЛЮ-ЧЕНИЕ», «БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК» записывают в виде заголовков симметрично тексту прописными буквами.

Текст ПЗ выполняют рукописным способом или на компьютере на одной стороне листа с полями, мм: слева – 25, сверху и справа – 15, снизу – 35.

Нумеруют все листы (кроме титульного, который является обложкой), но на листах задания, реферата, содержания номер страницы не ставят, а на всех остальных – внизу посередине страницы.

Каждый раздел (структурный анализ, кинематическое, силовое исследование, синтез зубчатого зацепления) начинают с нового листа, отступив сверху 30 – 40 мм.

Излагать текст ПЗ следует от первого лица множественного числа («…принимаем…», «…выбираем…»).

Сокращений слов в тексте не допускают.

Все формулы в ПЗ нумеруют. Номер проставляют справа в конце строки в круглых скобках.

Графическая часть анализа четырехзвенного механизма выполняется карандашом на одном листе чертежной бумаги формата А2 (420 × 594) или А3 (297 × 420) (ГОСТ 2.105-79). Толщина линии обводки – 1 мм. Все построения, выполненные тонкими линиями, обязательно сохраняются. Над каждым отдельным чертежом делается надпись и указывается масштаб. В правом нижнем углу помещается основная надпись (форма 1) по требованиям ГОСТ 2.104-68.

На втором листе вычерчивается спроектированная цилиндрическая прямозубая передача с эвольвентным профилем зубьев (не менее трех на каждом колесе) в таком масштабе, чтобы высота зуба была в пределах 30 – 50 мм.
Масштаб выбрать по ГОСТ 2.302-68 из ряда 2:1; 2,5:1; 4:1; 5:1. Центры колес могут быть за пределами листа. Требуется высокая точность построения.
В правом нижнем углу также помещается основная надпись (форма 1) по требованиям ГОСТ 2.104-68.

Пример заполнения основной надписи:

в графе обозначения конструкторского документа - ИНМВ.31207.000 К, где 3 – курсовой проект; 12 – номер задания; 07 – номер варианта; К – кинематическая схема. При выполнении чертежа зубчатого зацепления вместо «К» пишется «ТЧ» (теоретический чертеж);

в графе наименования предприятия – 10 19-03-02 19Б, где 10 – шифр кафедры ТМ и ДМ: 19-03-02 – шифр специальности (в данном случае – «Вагоны»; для специальности «Локомотивы» – 19-03-01, «Электроподвижной состав железных дорог» – 19-03-03, «Технология транспортного машиностроения» -
15-10-01); 12Б – номер группы студента или индивидуальный шифр (для студентов заочного отделения).

Защита курсового проекта проходит в устной форме по вопросам, указанным ниже. Для самоподготовки рекомендуется ответить на вопросы в устной форме.

 

8. ВОПРОСЫДЛЯ ПОДГОТОВКИ К ЗАЩИТЕ

КУРСОВОГО ПРОЕКТА

1) Каковы задачи структурного анализа механизма?

2) Что называется звеном, кинематической парой, механизмом, машиной?

3) Что такое структурная формула механизма и каков порядок ее составления?

4) Что такое группа Ассура? Объяснить ее формулу, класс, вид.

5) Написать формулу Чебышева. Пояснить составляющие, входящие в ее состав и физический смысл.

6) Перечислить методы построения траекторий точек звеньев. Что такое масштаб в ТММ?

7) Как определить масштаб плана скоростей механизма?

8) Пояснить построение плана скоростей механизма.

9) Пояснить построение плана ускорений механизма.

10) Перечислить свойства планов скоростей и ускорений. В чем сходство и разница планов скоростей и ускорений? Пояснить свойства подобия обоих планов.

11) Как вычисляются значения скоростей и ускорений центров тяжести звеньев?

12) Как определить угловые скорости и ускорения звеньев механизма по направлению и значению?

13) Как определить значения, направления, точки приложения сил инерции для разных звеньев?

14) Каков принцип построения векторных уравнений в силовом расчете?

15) Используя чертежи курсового проекта, определить значения сил в кинематических парах групп Ассура.

16) Какая сила называется уравновешивающей и как вычислить и определить ее по величине и направлению?

17) От чего зависит коэффициент перекрытия?

18) Как изменится коэффициент перекрытия с увеличением угла зацепления, числа зубьев? Назвать пределы значений коэффициента перекрытия.

19) Назвать способы изготовления зубчатых колес.

20) Каковы параметры зубчатых колес и как они рассчитываются?

21) Что называется начальной и делительной окружностями? Чем они отличаются друг от друга и каково их назначение?

22) Что называется действительным (активным) участком линии зацеп-ления?

23) Что называется теоретическим участком линии зацепления?

 

9. РАЗДЕЛЫКУРСА ДЛЯ ПОДГОТОВКИ К ЭКЗАМЕНУ

 

1) Структурный анализ и классификация механизмов.

2) Кинематический анализ механизмов.

3) Силовой анализ механизма: силы, действующие на звенья; трение в механизмах; силы инерции.

4) Анализ движения механизмов и машин.

5) Синтез плоских зубчатых механизмов.

6) Синтез кулачковых механизмов.

Приложение 1