РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИИ ПЕРЕДАЧИ И ЕЕ ДЕТАЛЕЙ

4.1 Фрикционные передачи

Фрикционные передачи роликами осуществляют передачу движения между параллельными и пересекающимися валами.

Сила трения возникает на образующей роликов (рис. 4.1.а) или на их торцовых поверхностях (рис. 4.1.б).

Сила нормального давления Q/2 создается силами упругости составляющих дисков 1 и 2.

Размеры передачи зависят от диаметров роликов и , межосевого расстояния, равного а _w= 0.5 ((Д₁ + Д₂).

Задаваясь диаметром , определяют , где - передаточное число.

Рис. 4.1. Схемы фрикционных передач

При геометрическом расчете диаметров дисков 1 и 2 фрикционных механизмов с гибкой связью 3 (рис. 8.в) значения (мм) для передач с резинотканевыми ремнями равны /3/:

, (4.1)

где - вращающий момент на валу малого шкива (н.м.).

Для синтетических ремней эта зависимость дает завышенные результаты. По этому при расчете рекомендуется предварительно выбрать толщину ремня d =0,5 мм или d =0,7 мм и диаметр определить из соотношения Д₁ /d =60 - 150.

Наименьший размер шкива в таких механизмах РЭС составляет Д_1min = 6 – 8 мм. В качестве гибкой связи используют шнуры из шелка, капрона, резины, пластмасс, стальные тросики, ленту, а также плоский, круглый и клиновый ремни.

Минимальное значение расчетного диаметра меньшего шкива (мм) клиноременных передач определяется из выражения:

Д₁ ≈ 30∙(T₁)^1/3, (4.2)

где - крутящий момент на ведущем валу (н.м.).

Диаметр большего шкива равен , а вычисленные значения округляют до ближайших стандартных значений: 30; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200 и т.д. Межосевое расстояние а_w определяется конструктивными требованиями к ременному приводу и для плоскоременных передач:

а_w > (1.5 – 2.0)×(Д₁+ Д₁ ) . (4.3)

Коэффициент 1.5 принимают для передач с синтетическими ремнями и 2.0 – для передач с резинотканевыми ремнями. Для клиноременных передач: а_w равно

а_wmin = 0.55×(Д₁+ Д₂ ) + h (4.4)

а_wmax =2×(Д₁+ Д₂ ) (4.5)

Обычно для увеличения долговечности ремня принимают а_w > а_wmin и руководствуются следующей зависимостью:

а_w = С×Д₂ (4.6)

где C – числовой коэффициент равный 1.5 для передаточного числа U=1, C=1.2; для U=2, C=1.0, если U=3, C=0.95; для U=4, C=0.9, если U=5 и C=0.35; для U>6.

Расчетная длина ремня L_р стального тросика, ленты, шнура в зависимости от выбранного а_w определяется выражением /3/:

L_р = 2 а_w + 0.5p ( Д₁ + Д₂) + 0.25( Д₁ - Д₂) ²/ а_w (4.7)

Угол охвата ведущего шкива a₁ равен:

a₁ = (180 ⁰ – 57⁰)( Д₂ – Д₁) ²/ а_w (4.8)

Значение угла зависит от тяговой способности и составляет для передач с резинотканевыми и синтетическими ремнями a₁ >150⁰ и клиноременных a₁ >120⁰. По этому габариты клиноременных передач существенно меньше.

Достоинством передачи с гибкой связью, в качестве которой используется зубчатый ремень, является отсутствие скольжения. Зубчатый ремень (рис. 4.2) на внутренней поверхности имеет выступы или зубцы, расположенные с шагом Рр; зубцы входят в соответствующие впадины на шкивах.

Рис. 4.2. Основные размеры зубчатого ремня (а) и шкива (б)

Ремень состоит из жесткой кольцевой основы в виде тросиков 2 и резиновой массы 1. Согласно отраслевой нормали ОН-6-07-5-83, ремень характеризуется модулем m = Р_р/π, общей толщиной Н, высотой зуба h, шириной В, углом 2γ=50° и толщиной S зуба. Стальные тросики диаметром d = 0.3 ÷ 0,75 мм размещают с шагом 1 ÷ 1,2 мм на расстоянии Δ от основания ремня. Число зубьев ремня берется равным 32, 36, 40, 45, 50, 56, 64, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160. Рекомендуемые значения модуля m: в зависимости от передаваемой мощности Р имеют вид: для P ≤ 0,4 кВт, m = 2 мм или m = 3 мм, для 0,4 ≤ Р ≤ 3,0 кВт, m = 3 мм или m = 4 мм; для Р > 3 кВт, значения m = 4 мм или m = 5 мм.

При расчете размеров зубчатого шкива определяют диаметр начальной окружности Д₀, соответствующий положению стальных тросиков в зубчатом ремне, когда ремень находится на шкиве.

Д₀ =m·z (4.9)

Минимальное число зубьев на шкиве z_min зависит от

модуля ремня: при m = 2 - 4 мм z_min = 16, при m = 5 мм z_min = 18.

Наружный и внутренний диаметры, а также шаг впадин шкива P_ш = Р_р (рис. 4.2, б) находят из выражений

Д_н = Д₀ - 2∆ (4.10)

Д_вн = Д_н - 2·(h) (4.11)

Р_ш = (π·Д_н ) /z= Р_р-2πΔ /z (4.12)

, (4.13)

где δ – угловой шаг впадин шкива.

Радиус округлений зубьев у головки и ножки шкива R = 0,25·m. Ширину основания впадины у шкива S’_ш рассчитывают с учетом бокового f = 0,35·m и радиального е ≥ 3·m зазоров, при этом S’ = S - 2·е tgγ +f / cosγ. Передачи с гибкой связью с зацеплением выполняются также и с перфорированной лентой. В таких передачах зубчатые барабаны 1 соединены гибкой 2 перфорированной лентой (рис. 4. 3), которую изготавливают чаще всего из стали.

Минимальный радиус r барабана связан с толщиной δ стальной ленты зависимостью г = 120·δ. Передача с перфорированной лентой широко применяется в принтерах персональных компьютеров.

Передаточное отношение для зубоременных передач и передач с перфорированной лентой определяется выражением (1), где под Д₁ и Д₂ – понимают диаметры начальных окружностей.

Рис. 4.3. Передача с перфорированной лентой (а) и лобовой вариатор (б)

При последовательном соединении n-фрикционных механизмов передаточное отношение i_1n равно произведению передаточных отношений отдельных механизмов.

i_1n= i₁₂× i₄₃×i₆₅ … i_n-1,n (4.14)

Если при последовательном соединении фрикционных механизмов диаметры дисков равны D₁, D₂,… Dn, то передаточное отношение i_1n определяется выражением

i_1n = ξⁿ∙ D₂/D₁∙D₄/D₃…D_n/D_n-1 (4.15)

Для лобового вариатора (рис. 1, б), при перемещении ролика 2, меняется передаточное отношение i₁₂. Один из его основных параметров диапазон регулирования.

Д = =D_2max/D_2min, (4.16)

Диапазон регулирования лобового вариатора может изменяться в широких пределах.

Следует учитывать, что фрикционные механизмы с гибкой связью применяются для передачи вращения между валом при больших межосевых расстояниях и для преобразования вращательного движения в прямолинейное, и наоборот. Для передачи вращения (рис. 4.1, в) фрикционные механизмы имеют передаточное число 7÷10, обладают плавным ходом, демпфируют и сглаживают колебания крутящего момента, имеют низкую стоимость, не нуждаются в смазке и работают в широком температурном интервале от – 40 до + 80 °С. Эти особенности обусловливают широкое применение ременных передач в системах автоматики и в персональных компьютерах, приводах магнитофонов и видеомагнитофонов.

Кроме ременной передачи различают механизмы с непосредственными соединениями, когда гибкая связь 3 закреплена каким - либо способом на барабанах или шкивах; (рис. 4.4).

Для фрикционных передач с непосредственными соединениями в качестве гибких связей применяются гибкие стальные тросики: диаметром d = 0,6 - 1,02 мм; капроновые d = 0,3 - 0,8 мм и специальные для радиоприемников d = 0,8 - 1,3 мм или гибкие стальные ленты, для которых применяются высокоуглеродистые и пружинные стали толщиной 0,1; 0,12; 0,15; 0,18; 0,2; 0,22; 0,25; 0,28; 0,3 мм и шириной 4 - 30 мм. Предел прочности при растяжении таких лент 735 - 1175 МПа.

На рис. 4. 4 приведены схемы передач гибкой связью с непосредственными соединениями. Для передачи преобразующей линейное перемещение гибкой связи 3 во вращательное движение ролика 1 (рис. 4.4, а). уравнение движения имеет вид

φ₁ = 180 / π×(2×l /Д + h), (4.17)

где φ₁ – угол поворота ролика;

l – поступательное перемещение гибкой связи,

Д – диаметр ролика;

h – толщина или диаметр тросика

Для передачи (рис. 4.4, в) уравнение движения задается формулой

φ₂ = φ₁×(Д ₁ + h) / (Д₂ + h) (4.18)

Рис. 4.4. Схемы передач с гибкой связью

Передачи с гибкой связью могут работать как на ускорение, так и на замедление с i₁₂ до 3:1 или 1:3. Необходимым условием работы передачи с гибкой связью является силовое или кинематическое замыкание. Силовое замыкание передач с одной ветвью чаще всего осуществляется с мощью пружин связанных с ведомым звеном.

В кинематических замкнутых передачах натяжение гибкой связи производится пружиной (рис. 4.4, а, в), натяжным роликом (рис. 4.4, г) или винтовой стяжкой (рис. 4.4, д). Шкивы и ролики для передач с гибкими тросиками выполняются с одной круговой и несколькими спиральными канавками. Профиль канавки шкива для увеличения трения обычно делают клиновидным (рис. 4.4, а). Ролики для передач с гибкой лентой выполняют в прямоугольной канавке (рис. 4.4 б). Иногда вместо двух дисков в фрикционной передаче используют три диска (рис. 4.4, е), повышая точность настройки.

Такие виды передач получили широкое применение в конструкциях современных аналово-цифровых приемников в качестве настройки на заданную частоту радиостанции.

4.2. Геометрия цилиндрической зубчатой передачи

В механизмах РЭС наиболее распространены эвольвентные зубчатые передачи /4/. Меньшее зубчатое колесо ( ) называют шестерней, а большое ( ) – колесом. Зацепление зубчатых колес и кинематически можно представить как качение без скольжения двух окружностей диаметрами и называемых начальными , для передач без смещения они совпадают с делительными и (рис. 4.4).

Положение линии зацепления, т.е. траектории общей точки контакта зубьев при ее движении относительно неподвижного звена зубчатой передачи, определяется углом зацепления (ГОСТ 16530-70). Окружность зубчатого колеса, делящуюся при его нарезании на равное число частей длинной P, называемых шагами и имеющую стандартный модуль, называют делительной. Диаметр такой окружности находят из равенства

, (4.19)

где m - модуль зубчатого зацепления.

Модуль m является основной характеристикой

зубчатого колеса и равен

(4.20)

Зубчатые колеса с модулем 0.1 мм 1мм называют мелкомодульными. Для снижения номенклатуры и унификации режущего и измерительного инструментов модули стандартизированы и выбираются из табл. 4.1. Первый ряд следует предпочитать второму.

Рис. 4.5. Схема зацепления двух зубчатых колес

У передачи, которая состоит из зубчатых колес и изготовленных без смещения, начальные и делительные окружности совпадают:

(4.21)

(4.22)

Таблица 4.1

Значения модулей

Высота зуба берется равной . При , , где - коэффициент высоты головки, - коэффициент радиального зазора (по ГОСТ 16532-70, значения

и ). Диаметры вершин зубьев равны:

(4.23)

, (4.24)

диаметры впадин: определяются выражениями

(4.25)

. (4.26)

Межосевое расстояние зубчатой пары: равно

. (4.27)

Исходный контур инструментальной рейки, используемый при нарезании зубчатых колес имеет угол профиля a_w = 20⁰. Ширина венца зубчатого колеса определяется произведением межосевого расстояния на соответствующий коэффициент ширины зубчатого венца ; . Выбор осуществляется из табл. 4.2.

Таблица 4.2

Значения

	Применение
0.01 0.1	Кинематические и легконагруженные передачи
0.1 0.25	Легко и средненагруженные передачи при повышенной жесткости валов
0.25 0.40	Передачи повышенной и высокой нагруженности при достаточной жесткости валов

При увеличении коэффициента ширины зубчатого венца для обеспечения контакта по всей длине зуба необходимо повышать жесткость и точность изготовления зубчатых колес.

4.3. Конические зубчатые передачи

В конических передачах начальные и делительные

Конусы зубчатых колес и сопровождаются по своим образующим и перекатываются друг по другу без скольжения. Вершины конусов находятся в точке пересечения осей этих колес (рис. 4.6). Зубчатый венец ограничивает внешний и внутренний торцы колеса, а сама передача имеет межосевой угол и углы образующих начальных конусов и . Размеры зубчатых колес обозначают по их внешнему торцу (индекс C) и среднему сечению (индекс m).

Рис. 4.6. Схема конической передачи и геометрия конического зубчатого колеса

В соответствии ГОСТ 198824-74 зубчатые колеса без смещения при прямом зубе и торцевом модуле для имеют следующие параметры:

внешнее конусное расстояние ; среднее конусное расстояние ;

ширина зубчатого венца ;

углы делительные конусов ; ;

внешний делительный диаметр ; ;

внешний диаметр вершин ;

, где ; ;

внешняя высота зуба , где =0.2; расчетное расстояние .

Передаточное число в конической передаче . Погрешности зубчатых колес зависят от точности их изготовления.

4.4. Геометрия червячной передачи

Червячные передачи работают по принципу работы винтовой пары. Как правило, ведущим звеном является червяк, а ведомым – колесо. В червячной передаче с архимедовым червяком различают начальные диаметры и ; делительные диаметры червяка 1 и колеса 2 и и шаг P связанный с модулем зацепления в основном сечении червяка m соотношением (рис. 4.7).Резьба червяка может быть однозаходной и многозаходной, число витков червяка равно , число зубьев колеса - . Модули предпочтительного ряда в осевом сечении червяка должны выбираться из ряда:0.1; 0.125; 0.16; 0.2; 0.25; 0.315; 0.4; 0.5; 0.63; 0.8; 1.0; 1.25; 1.6; 2.0; 2.5; 3.15; 4.0; 5.0 и т.д.; допускается использование модулей 0.12; 0.15; 0.3; 0.6; 1.5; 3.0; 3.5; 4.5; 5.5 и т.д.

Рекомендуются следующие коэффициенты диаметра червяка (ряд 1): 6.3; 8.0; 10; 12.5; 16; 20; 25. Некоторые сочетания и по ГОСТ 2144-76 даны в табл. 4.3. Делительный (начальный) диаметр , диаметры вершин и впадин витков при ; , при =0.2 выражение в виде:

(4. 28)

(4. 29)

. (4. 30)

Таблица 4.3

Значения для выбора параметра

1.0			1.6	10; 12.5; 16; 20	1; 2; 4
1.25	12.5; 16; 20	1; 2; 4	2.0; 2.5; 3.15	8; 10; 12.5; 16; 20	1; 2; 4

Рис. 4.7. Геометрические параметры червячной передачи

Длина нарезанной части червяка:

при

при .

Угол обхвата витков червяка колесом , угол зацепления . При этом

(4. 31)

(4. 32)

(4. 33)

(4.34)

При , ; при , ; при , .

Ширину венца находят в соответствии с углом обхвата червяка колесом . Делительный угол подъема винтовой линии вычисляют из выражения:

. (4. 35)

Межосевое расстояние в червячной передаче без смещения:

. (4. 36)

Геометрические расчеты червячных передач во многом аналогичны расчетам зубчатых механизмов.

4.5. Передача винт-гайка

В передаче винт-гайка используют в основном трапецеидальную резьбу (рис. 4.8,.а) и лишь в отдельных случаях – метрическую (рис. 4.8, б). Резьба имеет наружный , внутренний и средний диаметры ( относится к винту, - к гайке), шаг , теоретическую высоту H и рабочую высоту профиля связаны H₁ , угол профиля , угол подъема резьбы , число заходов , ход резьбы .

Рис. 4.8. Трапецеидальная (а) и метрическая (б) резьба

Для трапецеидальной резьбы в стандартах определены профиль и основные ее размеры. У этой резьбы , ; , мм, =1.5 мм.

Для метрической резьбы эти параметры даны в СТ СЭВ 640-77, угол профиля резьбы , шаг и высота профиля H. Теоретическая высота H и рабочая высота профиля связаны H₁ = 5/8 H = 0,541 P для винта и для гайки соответственно H/8 и H/4.

Стандарт предусматривает для одного номинального диаметра резьбу с крупными и мелкими шагами (табл. 4.4).Резьбы с мелким шагом используют в соединениях, испытывающих вибрационные нагрузки, что обеспечивает лучшее самоторможение. Обозначение основной резьбы с указанием допуска имеют вид: для болтов M12-6q; для гаек M12-6H, для болтового соединения M12-6H/6q (для 6-й степени точности).

4.6. Механизмы прерывистого движения

Рассмотрим геометрические параметры мальтийского механизма с внешним зацеплением и четырехпазовым крестом (рис. 4.9).

Таблица 4.4

Параметры метрической резьбы

Номиналь-ный диаметр (1- ряд), мм	Шаг резьбы ,мм	Номи-нальный диаметр (1-ряд), мм	Шаг резьбы ,мм
Круп-ный	Мел-кий	Круп-ный	Мелкий
	0.25	0.2		1.5	1.25; 1.0; 0.75; 0.5
1.2	0.25	0.2		1.5	1.25; 1.0; 0.75; 0.5
1.6	0.35	0.2		1.75	1.5; 1.25; 1.0; 0.75; 0.5
	0.4	0.25		1.75	1.5; 1.25; 1.0; 0.75; 0.5
2.5	0.45	0.35			1.5; 0.75; 0.5
	0.5	0.35		2.5	2.0; 1.5; 1.0; 0.75; 0.5
	0.7	0.5			2.0; 1.5; 1.0; 0.75
	0.8	0.5		3.5	2.0; 1.5; 1.0; 0.75
	1.0	0.75; 0.5			3.0; 2.0; 1.5; 1.0
	1.25	1.0; 0.75; 0.5		4.5	3.0; 2.0; 1.5; 1.0

Его геометрическими параметрами являются межосевые расстояния , радиус кривошипа , радиус фиксатора , число пазов креста , угол между пазами креста , угол поворота кривошипа при повороте креста угол (рабочий угол кривошипа) и расчетные радиусы креста и .

Угол между пазами креста равен 2a₀ = 2p /z, где =3-12.

Угол поворота кривошипа имеет вид 2j₀ = 2 (p /2 - a₀) = p(z-2) /z. Радиус кривошипа определяют, задаваясь межосевым расстоянием а:

. (4. 37)

Радиусы креста равны и R_2max = A cos(p /z). Диаметр цевки кривошипа и ширина пазов креста связаны . Условием безударного зацепления цевки с пазами креста является зависимость .

Рис. 4.9. Геометрия мальтийского механизма

Кинематическими параметрами механизма являются период цикла , коэффициент цикла движения и наибольшая угловая частота креста . Период цикла механизма соответствует времени одного оборота кривошипа и равен сумме времени движения креста и времени его покоя :

, (4.38)

где - частота вращения кривошипа об/мин.

Коэффициент цикла движения равен x=t_q/T_ц=j₀/p. Наибольшая угловая частота креста определяется выражением

. (4.39)

Динамические параметры механизма характеризуются ускорениями движения креста, значения которых в начальный и конечный моменты движения равны

. (4.40)

Ускорение уменьшается при увеличении числа пазов креста. Остановка механизма при выходе цевки из паза осуществляется секторным замком, выпуклая цилиндрическая поверхность которого входит в вогнутую поверхность креста и препятствует его повороту.

Основные параметры геометрии других механизмов прерывистого движения приведены на рис 4.10. Преимуществом секторного зубчатого механизма прерывистого движения по сравнению с мальтийским является возможность расширения характеристики цикла t = t_д/t_п, а его недостатком- наличие жесткого удара при входе в зацепление. Для предотвращения самопроизвольного поворота ведомого колеса в период его покоя используются фиксирующие устройства. Зубчатые механизмы прерывистого движения применяют в устройствах дискретной цифровой техники и в ограничителях движения.

Если неполное число зубьев на ведущем колесе 1 (рис. 4.10 а) обозначить через Z¹₁ при полном числе зубьев Z₁ ,а число зубьев на ведомом колесе Z₂, то угол поворота колеса 2 за один полный оборот колеса 1при g₂=2×p /Z₂ равен

j₂ = (Z¹₁ -1)×2×p /Z₂ +k×2×p /Z₂ =(Z¹₁ + k –1)×2×p /Z₂ )× (4.41)

Число k можно получить делением двойного угла 2b₂, охватывающего дугу зацепления, на угловой шагg₂, т.е k равно целому числу при делении 2b на g₂. Угол b₂ для передач без коррекции зубьев при r_а1=d_а1/2. r_а2=d_а2/2 определяют из выражения

cos2b₂=(а_w +r_а2 - r_а1)/(2×а_w r_а2) =4×Z₁/(Z₂+2)(Z₁ +Z₂) (4.42)

Рис. 4.10. Геометрические характеристики секторной зубчатой передачи (а), храпового механизма (б, в) и реечной передачи (г)

Храповые механизмы, получившие применение в конструкциях современных электронно- механических часов, используют для преобразования вращательного движения во вращательное с остановками Конструктивно такие механизмы содержат храповое колесо 1 и собачку 2, а основной характеристикой зацепления храпового колеса является модуль

m = P /p= D / Z, (4.43)

где D – наружный диаметр храпового колеса.

Число зубьев храпового колеса определяется наименьшим углом его поворота g.за один ход собачки

Z = 2p / g.(4.44)

Число зубьев на храповом колесе Z=8-48, однако предпочтительное Z=12 –20 .Число зубьев можно уменьшить, используя две или три собачки. Собачки обычно прижимаются к храповому колесу с помощью пружин. Профиль зуба у колеса может быть с поднутрением (рис 4.9 б) или без него(рис. 4.9 в). Угол поднутрения a составляет обычно a=10 –15⁰ и улучшает стопорение колеса. Угол b = 10 –12⁰ улучшает надежность зацепления. Высота зуба h = m, высота опорной части собачки h₁ = 1.2 m. Длину зуба храпового колеса выбирают, исходя из допустимой удельной нагрузки [q]

b = F_t /[q] (4. 45)

Материал храпового колеса и собачки – термически обработанная сталь марок 20Х, 12ХН3, 40ХН.

При твердости НВ=280 –350 МПа величина [q] равна [q] £ 250 МПа, при твердости НВ=400 –500 МПа,[q] £ 400 МПа. Окружная сила, действующая на собачку и зуб храпового колеса

F_t = 2×T₁×K_д /D (4. 46)

Для реечной передачи расчет геометрии зубчатого колеса производят как для обычного зубчатого зацепления, определяя делительный диаметр , диаметр впадин, диаметр выступов.

Затем рассчитывают длину рейки L реечной передачи

L = m×p× Z, (4. 47)

где Z– число зубьев рейки, m – модуль зубчатого зацепления.

Межосевое расстояние a_w в реечной передачи выбирают из соотношения

a_w = d₁ /2 + m /2 , (4. 48)

При этом высота рейки h, выбирается конструктивно и равна h=5-10мм, d₁ – делительный диаметр колеса, определяемый выражением (4. 39), .m – модуль зубчатого зацепления

Контрольные вопросы

1. Что включает расчет геометрии фрикционных передач?

2. Каким образом определяется диапазон регулирования

лобового вариатора?

3. Как определяются межосевое расстояние, угол обхвата

и длина ремня для фрикционной передачи с гибкой связью?

4. Чем определяется угол поворота ролика для фрикцион-

ных передач, в которых силовое замыкание осуществляется с помощью пружин?

5. От чего зависит высота зуба в зубчатой передаче?

6. Каким образом определяется делительные диаметры,

диаметры выступов и впадин, межосевое расстояние для зубчатых механизмов?

7. Что такое модуль зубчатых механизмов и как он

выбирается?

8. Какие зубчатые колеса относят к мелкомодульным?

9. Чему равна ширина зубчатого венца и от чего она зави-

сит для зубчатых колес?

10. Как определяются геометрические характеристики

конической зубчатой передачи?

11. Каким образом определяется делительный диаметр,

диаметр вершин и впадин червяка?

12. Что входит в расчет геометрии червячного колеса?

13. Каким образом определяется длина нарезной части

червяка и угол подъема его винтовой линии?

14. Что относится к геометрическим характеристикам

мальтийского механизма?

15. Какими параметрами характеризуется трапецеидальная

метрическая резьбы в механизме винт-гайка и их основные

размеры?

16. Чему равны угловая скорость и угловое ускорение

мальтийского креста и как они связаны с геометрией мальтийского механизма?

17. От чего зависят радиусы креста и ширина его пазов для

мальтийского механизма?

18. Чем характеризуется расчет геометрии секторной

зубчатой передачи?

19. Как определяется число зубьев и модуль храпового

колеса ?

20. Что относится к геометрическим параметрам храпово-

го механизма?

21. Каким может быть профиль зуба храпового колеса

и от чего зависит его высота в храповом механизме?

22. Из каких условий выбирают длину рейки реечной

передачи?