Вопросы к защите курсовой работы

1. Что называется зубчатой передачей и что характеризует передаточное число?

2. Что показывает межосевое расстояние?

4. Какие диаметры ограничивают высоту зуба?

5. Как изменяется форма зубьев при положительном смещении?

6. Как определить радиальный зазор?

7. Что такое смещение инструмента?

8. Как определяются положения линий станочного и зубчатого зацеплений?

9. Как определить активный участок линии зацепления?

11. Этапы построения эвольвенты при формировании профиля зуба?

12. Что показывает воспринимаемое и уравнительное смещения?

13. Что учитывает коэффициент торцевого перекрытия?

14. Какое зацепление называется станочным?

15. Что определяет положение станочно-начальной прямой?

16. Как определяется положение линии станочного зацепления?

17.Чем планетарная зубчатая передача отличается от обычной цилиндрической зубчатой передачи?

18. Где расположено солнечное (центральное) колесо?

19. Какова функция водила?

20. В чем особенность опорного колеса?

21. Зачем устанавливают несколько сателлитов?

22. Как определить передаточное число планетарной передачи?

23. В чем смысл проверки условия сборки планетарной передачи?

24. Что проверяет условие соседства планетарной передачи?

25. В чем смысл проверки условия соосности планетарной передачи?

26. Как определяется масштабный коэффициент длины?

27. Что обозначает нулевая линия на плане угловых скоростей?

28. Какие свойства имеет эвольвента?

29. Как графически определить шаг по основной окружности?

30. Что характеризует параметр ?

ФГБОУ ВПО КГТА им. В.А. Дегтярева Кафедра теории и конструирования машин СИНТЕЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ Пояснительная записка к курсовой работе по дисциплине ТММ ТММ 09-03.00.00 ПЗ Исполнитель ст. гр. ТМ – 113 Попов И.М. Руководитель Шенкман Л.В. 2015 год

Рис. 1.2.7. Пример оформления (стр. с ** по **)

Техническое задание 09-03 1. Синтез зубчатых зацеплений 1.1. Рассчитать геометрические параметры зацепления. 1.2. Выполнить построение цилиндрической зубчатой передачи. 1.3. Определить коэффициент торцевого перекрытия. Исходные данные 1. Передача цилиндрическая прямозубая с внешним зацеплением. 2. Коэффициент высоты головки зуба ; коэффициент радиального зазора ; угол профиля исходного контура по ГОСТ 13755. 3. Согласно заданию: передаточное число u = 1,5; модуль зацепления m = 14 мм; делительный диаметр шестерни d1 = 168 мм. 2. Синтез планетарного механизма 2.1. Определить числа зубьев зубчатых колес планетарного механизма и выполнить проверку условий соосности, сборки и соседства. 2.2. Определить делительные диаметры зубчатых колес. 2.3. Выполнить построение планетарного механизма в двух проекциях. 2.4. Выполнить построение плана угловых скоростей. 2.5. Рассчитать передаточное отношение планетарного механизма на основе графических построений и сравнить с исходным значением.

Ри

Исходные данные: Планетарный механизм – однорядный,где 1 – солнечное (центральное) колесо, 2 – сателлит (k=3), 3 – опорное колесо, Н – водило iпл = 8,6 – передаточное отношение планетарного механизма; m = 5 мм - модуль; n1 = 920 мин-1 – частота вращения центрального колеса. Порядок выполнения 1. Синтез зубчатых зацеплений 1.1. Используя типовую расчетную программу, определены геометрические параметры зацепления: - число зубьев шестерни z1 = 12; колеса z2 = 18 - уточненные коэффициенты смещения шестерни х1 = 0,5; колеса x2 = 0,328 - коэффициент уравнительного смещения delta_y = 0,114 - коэффициент воспринимаемого смещения y = 0,714 - межосевое расстояние начальное a_w = 220 мм; делительное a = 210 мм - диаметр основной окружности шестерни d_b1 = 157,868 мм колеса d_b2 = 236,803 мм - диаметр начальных окружностей шестерни d_w1 = 176 мм колеса d_w2 = 264 мм

- угол зацепления alfa_tw = 26,236 град - диаметр окружности впадин шестерни d_f1 = 147 мм колеса d_f2 = 226,184 мм - диаметр окружности вершин шестерни d_a1 = 206,808 мм колеса d_a2 = 285,992 мм - радиальный зазор с = 3,5 мм - делительный диаметр колеса d2 = 252 мм - воспринимаемое смещение y_m = 9,996 мм - толщинa зуба по делительной окружности S = 21,98 мм по основной окружности шестерни S_b1 = 23,007 мм колеса S_b2 = 24,183 мм - радиус сопряжения p_f = 5 мм - шаг по делительной окружности p = 43,96 мм по основной окружности p_b = 41,309 мм - угловой шаг зубьев шестерни fi_z1 = 30 град; колеса fi_z2 = 20 град - коэффициент торцевого перекрытия eps_teor = 1,204 1.2. Построение станочного и зубчатого зацепления в натуральную величину. 1.3. Определение коэффициента торцевого перекрытия - теоретическое определение коэффициента торцевого перекрытия

- графическое решение где – длина активного участка линии зацепления ; значение определено расчетом. 1.4. Определяем по чертежу толщину зубьев шестерни по окружности вершин . Проверим выполнение условия (для тяжело нагруженных передач ): (условие выполняется). 2. Синтез планетарного механизма 2.1. Расчет чисел зубьев зубчатых колес планетарного механизма с использованием типовой расчетной программы: z1 = 20 – число зубьев центрального колеса; z2 = 66 – число зубьев каждого сателлита; z3 = 152 – число зубьев опорного (неподвижного) колеса. Проверка полученного передаточного отношения: Проверка условия соосности: Проверка условия сборки: Проверка условия соседства:

2.2. Расчет делительных диаметров зубчатых колес 2.3. Для выполнения построения планетарного механизма определим масштабный коэффициент длины , где D 3 (в метрах) отобразим на чертеже окружностью диаметром 120 мм. 2.4. Построение плана угловых скоростей. Угловая скорость центрального колеса Выполним построение плана угловых скоростей и определим масштабный коэффициент угловых скоростей. Вектор покажем отрезком длиной 100 мм. угловая скорость водила. 2.5. Расчет передаточного отношения планетарного механизма на основе графических построений.