\documentclass[a4paper,12pt]{article}

% Кодировка и язык
\usepackage[utf8]{inputenc}
\usepackage[T2A]{fontenc}
\usepackage[russian]{babel}

% Математические пакеты
\usepackage{amsmath, amssymb}

% Настройка полей страницы
\usepackage{geometry}
\geometry{
    left=1.5cm,
    right=1.5cm,
    top=1.5cm,
    bottom=1.5cm
}

% Пакеты для улучшения оформления
\usepackage{enumitem}
\usepackage{titlesec}
\usepackage{tcolorbox}
\tcbuselibrary{skins, breakable}

% Пакеты для схем и изображений
\usepackage{graphicx}
\usepackage{tikz}

% Настройка заголовков (если нужны разделы)
\titleformat{\section}
  {\normalfont\bfseries}{\thesection}{1em}{}

\titleformat{\subsection}
  {\normalfont\bfseries}{\thesubsection}{1em}{}

% Настройка списков
\setlist[itemize]{noitemsep, topsep=0pt}
\setlist[enumerate]{noitemsep, topsep=0pt}

% Настройка блоков вопросов и ответов
\newtcolorbox{questionblock}{
    breakable,
    colback=blue!5,
    colframe=blue!50!black,
    title=Вопрос,
    fonttitle=\bfseries,
    boxrule=0.5pt,
    left=1em,
    right=1em,
    top=0.5em,
    bottom=0.5em
}

\newtcolorbox{answerblock}{
    breakable,
    enhanced jigsaw,
    colback=green!5,
    colframe=green!50!black,
    title=Ответ,
    fonttitle=\bfseries,
    boxrule=0.5pt,
    left=1em,
    right=1em,
    top=0.5em,
    bottom=0.5em
}

% Начало документа
\begin{document}

% \maketitle и \tableofcontents убраны для компактности

%\maketitle
%\tableofcontents
%\newpage

\section*{ОКП РК1}

\subsection*{Вопрос 1}

\begin{questionblock}
Приводы приборных устройств. Структура, назначение, классификация. Примеры.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Назначение:}

Приводы предназначены для приведения в движение исполнительных органов приборов и систем, обеспечивая их функционирование.

\textbf{Структура:}
\begin{enumerate}[label=\alph*)]
    \item \textbf{Двигатель} — обеспечивает первичное движение.
    \item \textbf{Передача} — передает движение от двигателя к исполнительному устройству, может включать редукторы, ремни, шестерни и другие механизмы.
    \item \textbf{Исполнительные устройства} — непосредственно выполняют требуемое действие, например, перемещение стрелки, открытие клапана и т.д.
\end{enumerate}

\textbf{Классификация:}
\begin{enumerate}[label=\alph*)]
    \item \textbf{По типу двигателя:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Электромеханический} — использует электрическую энергию для создания механического движения.
        \item \textbf{Пневматический} — использует сжатый воздух.
        \item \textbf{Гидравлический} — использует жидкость под давлением.
        \item \textbf{Пружинный} — использует энергию упругой деформации.
    \end{itemize}
    \item \textbf{По характеру работы:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Нерегулируемые} — работа с фиксированными параметрами движения.
        \item \textbf{Регулируемые} — позволяют изменять параметры движения, такие как скорость, положение и т.д.
    \end{itemize}
\end{enumerate}

\textbf{Примеры:}
\begin{itemize}
    \item Электромеханический привод стрелки измерителя давления.
    \item Пневматический привод клапана регулирования потока.
    \item Гидравлический привод рычага управления.
\end{itemize}
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 2}

\begin{questionblock}
Механические передачи. Назначение, классификация. Основные характеристики.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Назначение:}

Механические передачи предназначены для передачи и преобразования энергии, моментов сил, перемещений и скоростей от ведущего звена к ведомому. Они применяются для:

\begin{itemize}
    \item Изменения скорости в самой передаче.
    \item Преобразования движения:
    \begin{itemize}
        \item Вращение во вращение.
        \item Вращательное в поступательное.
        \item Вращательное равномерное по определенному закону.
    \end{itemize}
    \item Управления несколькими потребителями от одного двигателя.
\end{itemize}

\textbf{Классификация:}

\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
    \item \textbf{По мощности:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Силовые} — характеризуются высокой мощностью и постоянной скоростью.
        \item \textbf{Кинематические} — обеспечивают высокую скорость и высокую точность передачи.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{По принципу действия:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Фрикционные} — используют трение для передачи движения.
        \item \textbf{Зубчатые} — используют шестерни для передачи вращения.
        \item \textbf{Ременные (пасиковые)} — используют ремни для передачи движения.
        \item \textbf{Цепные} — используют цепи и звездочки для передачи вращения.
    \end{itemize}
\end{enumerate}

\textbf{Основные характеристики передач:}

\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
    \item \textbf{Зависимость между входной и выходной величинами:} \( Y_{\text{вых}} = f(X_{\text{вх}}) \).
    
    \item \textbf{Передаточное отношение:} отношение мгновенных скоростей ведущего и ведомого звеньев.
    
    \item \textbf{Коэффициент полезного действия (КПД):} 
    \[
    \eta = \frac{P_{\text{полезная}}}{P_{\text{полная}}} = \frac{P_{\text{полная}} - P_{\text{потери}}}{P_{\text{полная}}} = 1 - \psi,
    \]
    где \( \psi \) — коэффициент потерь.
\end{enumerate}
\end{answerblock}


\subsection*{Вопрос 3}

\begin{questionblock}
Преобразование энергии в механических передачах. Силовые факторы в передачах, источники, характеристики.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Преобразование энергии:}

\begin{tikzpicture}

% First circle (small)
\draw[thick] (0,0) circle (1);
\draw[->, thick] (0,1) arc[start angle=90, end angle=30, radius=1.2]; % Arrow for omega1
\node at (0.5, 1.5) {$\omega_1$};
\draw[->, thick] (-1,0) -- (-1,1); % Arrow for M1
\node at (-1.2, 1.2) {$M_1$};

% Second circle (big)
\draw[thick] (3,0) circle (2);
\draw[->, thick] (3,2) arc[start angle=90, end angle=150, radius=2.2]; % Arrow for omega2
\node at (2.2, 2.5) {$\omega_2$};
\draw[->, thick] (5,0) -- (5,1); % Arrow for M2
\node at (5.2, 1.2) {$M_2$};

% Centers of circles
\node at (0,0) {+};
\node at (3,0) {+};

\end{tikzpicture}

\textbf{Силовые факторы в передачах:}

\begin{tabular}{|l|p{10cm}|}
\hline
\textbf{Силовые факторы} & \textbf{Характеристика} \\
\hline
С и M нагрузки & Воздействие внешней нагрузки на передачу. \\
\hline
С и M движущая & Силы и моменты, создаваемые двигателем для приведения передачи в движение. \\
\hline
С и M трения & Силы и моменты, возникающие из-за трения между контактирующими поверхностями передачи, зависят от коэффициента трения или силы сжатия. \\
\hline
С и M инерционные & Силы и моменты, связанные с инерцией движущихся частей передачи, важны при разгоне и торможении, так как создают динамический момент. \\
\hline
\end{tabular}

\textbf{Источники силовых факторов:}

\begin{itemize}
    \item \textbf{Нагрузка:} Внешние силы, действующие на механизм, требующие передачи и преобразования энергии.
    \item \textbf{Движущая сила:} Энергия, подаваемая от двигателя, необходимая для преодоления нагрузок и трений.
    \item \textbf{Трение:} Сопротивление движению, возникающее при контакте деталей передачи.
    \item \textbf{Инерция:} Сопротивление изменениям скорости движения частей механизма, особенно при запуске и остановке.
\end{itemize}

\textbf{Характеристики силовых факторов:}

\begin{itemize}
    \item \textbf{Нагрузка:} Определяет необходимый момент и силу для выполнения работы механизма.
    \item \textbf{Движущая сила:} Обеспечивает энергию для преодоления нагрузок и поддержания движения.
    \item \textbf{Трение:} Влияет на КПД передачи, снижая её эффективность за счёт потерь энергии.
    \item \textbf{Инерция:} Влияет на динамику работы передачи, особенно при изменении скорости движения.
\end{itemize}
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 4—6 (см. нужную классификацию)}

\begin{questionblock}
Зубчатые передачи. Достоинства, недостатки. Классификация по форме колес и взаимному расположению. || Классификация по расположению и форме зубьев, по профилю зубьев. || Классификация по сложности. Основные характеристики различных типов.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}

\begin{tikzpicture}

% First circle (small gear)
\draw[thick] (0,0) circle (1);
\draw[->, thick] (0,1) arc[start angle=90, end angle=30, radius=1.2]; % Arrow for omega1
\node at (0.5, 1.5) {$\omega_1$};

% Second circle (big gear)
\draw[thick] (3,0) circle (2);
\draw[->, thick] (3,2) arc[start angle=90, end angle=150, radius=2.2]; % Arrow for omega2
\node at (2.2, 2.5) {$\omega_2$};

% Centers of circles
\node at (0,0) {+};
\node at (3,0) {+};

% Teeth on small gear (small inverted triangles along the small circle)
\foreach \x in {275, 295, 315, 335, 355} {
    \draw[thick] ({cos(\x)},{sin(\x)}) -- ({0.85*cos(\x+5)},{0.85*sin(\x+5)}) -- ({0.85*cos(\x-5)},{0.85*sin(\x-5)}) -- cycle;
}

% Teeth on big gear (small inverted triangles along the big circle)
\foreach \x in {190, 205, 220, 235, 250} {
    \draw[thick] ({3+2*cos(\x)},{2*sin(\x)}) -- ({3+1.7*cos(\x+5)},{1.7*sin(\x+5)}) -- ({3+1.7*cos(\x-5)},{1.7*sin(\x-5)}) -- cycle;
}

\end{tikzpicture}

\textbf{Достоинства зубчатых передач:}
\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
    \item \textbf{Компактность при передаче значительной мощности:} Зубчатые передачи способны передавать большие мощности в относительно небольших размерах.
    \item \textbf{Высокий КПД:} Благодаря жесткому сцеплению зубьев потери энергии минимальны.
    \item \textbf{Постоянство передаточного отношения:} Обеспечивают стабильное отношение скоростей вращения ведущего и ведомого звеньев.
    \item \textbf{Надежность и долговечность:} Конструкции зубчатых передач обычно прочны и долговечны при правильной эксплуатации.
\end{enumerate}

\textbf{Недостатки зубчатых передач:}
\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
    \item \textbf{Сложность изготовления:} Требуется высокая точность при производстве зубьев для обеспечения эффективной работы.
    \item \textbf{Невозможность бесступенчатого изменения передаточного отношения:} Передаточное отношение фиксировано и изменяется только при смене пар шестерен.
    \item \textbf{Шум при больших скоростях:} Высокие скорости вращения могут приводить к увеличению уровня шума.
    \item \textbf{Появление вибраций и неравномерности работы при неточном изготовлении:} Неправильно изготовленные зубья могут вызвать вибрации и нестабильную работу передачи.
\end{enumerate}

\textbf{Классификация зубчатых передач: (¡см. билет!)}

\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
    \item \textbf{По форме колес и взаимному расположению:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Цилиндрические передачи:}
        \begin{itemize}
            \item \textbf{Форма колес:} Цилиндрические шестерни.
            \item \textbf{Взаимное расположение:} Параллельные оси валов.
        \end{itemize}
        
        \item \textbf{Конические передачи:}
        \begin{itemize}
            \item \textbf{Форма колес:} Конические шестерни.
            \item \textbf{Взаимное расположение:} Пересекающиеся оси валов.
        \end{itemize}
        
        \item \textbf{Червонные и винтовые передачи:}
        \begin{itemize}
            \item \textbf{Форма колес:} Червонные шестерни и винтовые передачи.
            \item \textbf{Взаимное расположение:} Скрещенные оси валов.
        \end{itemize}
        
        \item \textbf{Реечные передачи:}
        \begin{itemize}
            \item \textbf{Форма колес:} Реечные колеса и рейки.
            \item \textbf{Взаимное расположение:} Обычно перпендикулярные оси валов.
        \end{itemize}
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{По сложности:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Одноступенчатые передачи:} Имеют одну пару шестерен, обеспечивающую передачу движения.
        \item \textbf{Многоступенчатые передачи:} Состоят из нескольких пар шестерен, позволяющих передавать движение с различными передаточными отношениями.
        \item \textbf{Рядные передачи:} Все пары шестерен расположены в одну линию.
        \item \textbf{Планетарные передачи:} Состоят из центральной шестерни (солнечная шестерня), планетарных шестерен и внешней кольцевой шестерни.
        \item \textbf{Вопповые передачи:} Специфический тип зубчатых передач, характеризующийся особенностями формы зубьев.
        \item \textbf{Дифференциальные передачи:} Позволяют передавать движение с возможностью разной скорости вращения ведомых валов.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{По расположению и форме зубьев:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Прямозубые передачи:} Зубья шестерен расположены параллельно оси вращения.
        \item \textbf{Косозубые передачи:} Зубья шестерен наклонены относительно оси вращения.
        \item \textbf{Криволинейные (винтовые) передачи:} Зубья шестерен имеют винтовую форму.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{По профилю зубьев:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Эволюентные передачи:} Зубья имеют профиль, основанный на эволюентной кривой.
        \item \textbf{Циклоидальные передачи:} Зубья имеют циклоидальную форму.
        \item \textbf{Часовые передачи:} Зубья имеют форму, напоминающую часовой механизм.
        \item \textbf{Передачи с треугольным профилем зубьев:} Зубья имеют треугольную форму.
    \end{itemize}
\end{enumerate}

\textbf{Основные характеристики различных типов зубчатых передач:}
\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
    \item \textbf{Цилиндрические передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Простота конструкции:} Легко изготавливаются и монтируются.
        \item \textbf{Высокая точность:} Подходят для точных механизмов.
        \item \textbf{Ограничение по углу:} Работают эффективно при параллельных осях.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Конические передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Изменение направления вращения:} Позволяют изменять угол между осями валов.
        \item \textbf{Высокая нагрузочная способность:} Подходят для передач больших моментов.
        \item \textbf{Сложность изготовления:} Требуют более точного производства по сравнению с цилиндрическими передачами.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Червонные и винтовые передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Высокая передача крутящего момента:} Эффективны для передачи больших сил.
        \item \textbf{Низкий КПД:} Из-за трения между червонем и шестернями КПД ниже по сравнению с цилиндрическими и коническими передачами.
        \item \textbf{Саморегулируемость:} Позволяют обеспечить самозатягивание передачи.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Реечные передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Простота использования:} Легко устанавливаются и обслуживаются.
        \item \textbf{Высокая точность позиционирования:} Подходят для механизмов с точным управлением перемещения.
        \item \textbf{Ограничение по нагрузке:} Не подходят для передачи больших моментов сил.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Одноступенчатые передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Простота конструкции:} Имеют простую конструкцию с одной парой шестерен.
        \item \textbf{Ограниченное передаточное отношение:} Передаточное отношение фиксировано одной парой шестерен.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Многоступенчатые передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Большое передаточное отношение:} Позволяют достичь больших передаточных отношений за счёт нескольких ступеней.
        \item \textbf{Сложность конструкции:} Состоят из нескольких пар шестерен, что увеличивает сложность и стоимость производства.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Рядные передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Лёгкость монтажа:} Все пары шестерен расположены в одной линии.
        \item \textbf{Пространственные ограничения:} Подходят для систем, где есть достаточное пространство для размещения всех шестерен.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Планетарные передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Компактность:} Позволяют достичь больших передаточных отношений в компактном объёме.
        \item \textbf{Распределение нагрузки:} Нагрузка распределяется на несколько планетарных шестерен.
        \item \textbf{Сложность управления:} Требуют точной регулировки для эффективной работы.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Вопповые передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Особенности профиля:} Используют специфические профили зубьев для улучшения сцепления.
        \item \textbf{Высокая износостойкость:} Обеспечивают длительный срок службы.
    \end{itemize}
    
    \item \textbf{Дифференциальные передачи:}
    \begin{itemize}
        \item \textbf{Возможность разной скорости:} Позволяют двум ведомым валам вращаться с разной скоростью при поворотах.
        \item \textbf{Применение в автомобилях:} Используются для передачи крутящего момента на колёса.
    \end{itemize}
\end{enumerate}
\end{answerblock}

Дальше идут ответы из ChatGPT (не проверено)
\subsection*{Вопрос 7}

\begin{questionblock}
Основные требования к профилю зубчатого зацепления приборного устройства. Профили зубчатых колес, им удовлетворяющие. Краткая характеристика.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Требования к профилю зубчатого зацепления:}

\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
\item \textbf{Постоянство сопряжения} — профиль зубьев должен обеспечивать постоянный контакт зубчатых колес, что гарантирует плавность и равномерность работы.
\item \textbf{Постоянство передаточного отношения (П.О.)} — зацепление должно сохранять неизменное передаточное отношение на протяжении всего периода контакта.
\end{enumerate}

\textbf{Профили зубчатых колес:}
\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
\item \textbf{Эвольвентный профиль} — обеспечивает постоянство передаточного отношения и является одним из наиболее распространенных в машиностроении.
\item \textbf{Циклоидальный профиль} — используется реже, но обеспечивает минимальное скольжение и долговечность за счет равномерного распределения нагрузок.
\end{enumerate}

Эти профили обеспечивают требуемую точность и надежность работы зубчатого зацепления.

\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 8}

\begin{questionblock}
Эвольвента. Определение, образование, основные характеристики и особенности.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Определение:}

Эвольвента окружности — это траектория точки, которая движется по касательной к окружности и не скользит по её поверхности. При этом радиус-вектор, соединяющий точку на эвольвенте с центром окружности, перпендикулярен касательной к окружности.

\textbf{Образование:}

Эвольвента формируется как развёртка нити, намотанной на окружность. По мере разворачивания нити, её свободный конец описывает эвольвенту, оставляя траекторию в пространстве.

\textbf{Основные характеристики:}
\begin{enumerate}[label=\alph*)]
\item \textbf{Постоянное передаточное отношение} — одна из ключевых характеристик эвольвенты, которая делает её идеальной для зубчатых передач. При использовании эвольвентного профиля зубьев зацепление остаётся плавным и стабильным.
\item \textbf{Сопряжённое движение} — обеспечивает плавную передачу усилия между зубьями без ударных нагрузок.
\end{enumerate}

\textbf{Особенности:}
\begin{itemize}
\item Эвольвента не проходит внутри основной окружности, она всегда выходит из неё.
\item Эвольвента выходит из окружности под прямым углом. 
\item Начало любого зуба — часть эвольвенты. 
\end{itemize}
\end{answerblock}


\subsection*{Вопрос 9}

\begin{questionblock}
Параметры зубчатого колеса. Зависимость формы эвольвенты от количества зубьев, модуля, диаметра зубчатого колеса.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Параметры зубчатого колеса:}
\begin{itemize}
    \item \textbf{Модуль (m)} — это отношение делительного диаметра зубчатого колеса к числу зубьев.
    \[
    m = \frac{d}{z},
    \]
    где \( d \) — делительный диаметр, \( z \) — количество зубьев.
    \item \textbf{Число зубьев (z)} — количество зубьев на зубчатом колесе.
    \item \textbf{Диаметр делительной окружности (d)} — диаметр окружности, на которой расположены вершины зубьев.
    \[
    d = m \cdot z.
    \]
    \item \textbf{Высота зуба (h)} — состоит из двух частей: высоты головки зуба (ha) и высоты ножки зуба (hf).
\end{itemize}

\textbf{Зависимость формы эвольвенты от количества зубьев:}
\begin{itemize}
    \item При малом количестве зубьев профиль эвольвенты становится более вытянутым и крутым, что может привести к повышенному трению и снижению КПД передачи.
    \item Чем больше зубьев у колеса, тем более плавной становится форма эвольвенты, что улучшает характеристики передачи, обеспечивая более равномерное распределение нагрузки.
\end{itemize}

\textbf{Зависимость формы эвольвенты от модуля:}
\begin{itemize}
    \item При увеличении модуля зубья становятся более крупными, а форма эвольвенты — менее изогнутой. Это может быть полезно для передачи больших мощностей.
    \item Малый модуль приводит к меньшему размеру зубьев, что требует большей точности при изготовлении.
\end{itemize}

\textbf{Зависимость формы эвольвенты от диаметра:}
\begin{itemize}
    \item Чем больше диаметр делительной окружности, тем более плавной и вытянутой становится форма эвольвенты, что положительно сказывается на работе зубчатой передачи.
    \item При малом диаметре форма зубьев становится более острой, что может повысить вероятность заедания или преждевременного износа.
\end{itemize}
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 10}

\begin{questionblock}
Параметры эвольвентного зацепления. Теоретическая и активная линии зацепления.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Параметры эвольвентного зацепления:}
\begin{enumerate}[label=\arabic*)]
    \item \textbf{Модуль (m)} — основной параметр, определяющий размер зубчатой передачи. Чем больше модуль, тем крупнее зубья и, соответственно, больше допустимая нагрузка.
    \item \textbf{Число зубьев (z)} — количество зубьев на колесе. Влияет на плавность работы передачи и передаточное отношение.
    \item \textbf{Делительный диаметр (d)} — диаметр окружности, по которой рассчитаны зубья. Зависит от модуля и числа зубьев по формуле:
    \[
    d = m \cdot z.
    \]
    \item \textbf{Угол зацепления (\( \alpha) \)} — угол, при повороте на который пара зубьев колёс находится в зацеплении. Стандартное значение угла зацепления для эвольвентных передач — 20 градусов.
    \item \textbf{Коэффициент перекрытия (\( \varphi )\)} — показатель того, сколько зубьев одновременно участвует в передаче нагрузки. Чем больше коэффициент, тем плавнее и надёжнее работает передача.
\end{enumerate}

\textbf{Теоретическая линия зацепления:}

Теоретическая линия зацепления — это прямая, которая проходит через точки начала и конца зацепления двух сопрягающихся зубчатых колес. Она лежит на расстоянии от центров колес, равном сумме радиусов делительных окружностей обоих колес. На этой линии происходит передача движения и силы между зубьями.

\textbf{Реальная линия зацепления:}

Реальная линия зацепления — это часть теоретической линии зацепления, вдоль которой зубья фактически взаимодействуют. Она начинается в точке, где первый зуб начинает зацепляться, и заканчивается в точке, где последний зуб выходит из зацепления. Длина активной линии зацепления влияет на плавность работы передачи и её долговечность.
\end{answerblock}


\subsection*{Вопрос 11}

\begin{questionblock}
Параметры эвольвентного зацепления. Коэффициент перекрытия.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Параметры эвольвентного зацепления (см. предыдущий вопрос)}

\textbf{Коэффициент перекрытия:}

Коэффициент перекрытия (\( \epsilon \)) — это величина, показывающая, сколько зубьев одновременно находятся в зацеплении в течение работы передачи. Он определяется как отношение длины активной линии зацепления к шагу зацепления на делительной окружности:

\[
\epsilon = \frac{\varphi}{\tau} \approx 1,2,
\]
где \( \varphi \) — угол перекрытия зубчатого колеса.

\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 12}

\begin{questionblock}
Скольжение в зубчатой передаче. Основные факторы, влияющие на скольжение.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Скольжение в зубчатой передаче:}

Скольжение в зубчатых передачах возникает из-за относительного движения зубьев друг относительно друга в процессе зацепления. Это явление связано с тем, что скорости вращения разных точек зубьев не равны вдоль всей линии зацепления. Наиболее заметным скольжение становится на входе и выходе зубьев из зацепления, когда относительная скорость между сопрягающимися зубьями максимальна. 

\textbf{Основные факторы, влияющие на скольжение:}

1. \textbf{Угол зацепления:} Чем больше угол зацепления, тем больше относительное движение между зубьями и, соответственно, скольжение.

2.  Скорость скольжения существенно зависит от угловых скоростей. Чем выше \( \omega_1 \) и \( \omega_2 \), тем выше \( V_\text{скольжения} \)
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 13}

\begin{questionblock}
Методы нарезания зубьев. Достоинства и недостатки.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Методы нарезания зубьев:}

Существует два основных метода нарезания зубьев: метод деления (копирования) и метод обкатки.

1. Метод деления (копирования):
   Этот метод заключается в прорезании впадин между зубьями с помощью пальцевой или дисковой фрезы. Колесо поворачивается на необходимый угол, и процедура повторяется для каждой впадины между зубьями. Каждый зуб фрезеруется отдельно, что требует точного позиционирования заготовки на станке.

   \textbf{Недостатки метода деления:}
   \begin{enumerate}
       \item Высокие требования к точности поворота заготовки: любые отклонения приводят к неточности нарезки зубьев.
       \item Большие затраты времени на поворот заготовки: каждый зуб прорезается поочерёдно, что замедляет процесс.
       \item Необходимость применения разных фрез для разных чисел зубьев: фрезы подбираются в зависимости от размера и количества зубьев.
       \item Перенос на колесо погрешности фрезы, в том числе вследствие её износа: износ инструмента приводит к снижению точности нарезки зубьев.
   \end{enumerate}
   
   \textbf{Достоинств у этого метода нет,} так как современные технологии и методы нарезки позволяют более эффективно и точно нарезать зубья другими способами.

2. Метод обкатки:
   Этот метод заключается в использовании рейки, которая повторяет движение вдоль оси зубчатого колеса и образует на нём собственный контур — исходный контур. По мере того как рейка движется вдоль колеса, само колесо постепенно поворачивается на определённый угол, создавая профили зубьев. Рейка повторяет своё движение, обеспечивая нарезку зубьев на всём колесе.

   В результате перекатывающийся по окружности профиль трапеции создаёт эвольвентную форму боковой поверхности зуба. Эвольвента нарезается за счёт перекатывания профиля по окружности. Контур рейки стандартизирован и называется исходным контуром.

   \textbf{Достоинства метода обкатки:}
   \begin{enumerate}
       \item Высокая точность нарезки эвольвентных профилей за счёт использования стандартизированного контура рейки.
       \item Отсутствие необходимости в точной регулировке поворота колеса, так как метод обкатки сам по себе обеспечивает правильное взаимное расположение зубьев.
       \item Универсальность метода: можно нарезать зубья на колёсах с разными диаметрами, что делает метод обкатки более гибким в производстве зубчатых передач.
   \end{enumerate}
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 14}

\begin{questionblock}
Минимальное число зубьев. Способ получения колеса с числом зубьев меньше минимального.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Минимальное число зубьев:}

Минимальное число зубьев зубчатого колеса определяется для того, чтобы избежать подрезания зубьев при нарезке эвольвентного профиля. При слишком малом числе зубьев возникает опасность подрезания ножек зубьев, что приводит к ослаблению колеса и снижению его прочности и долговечности.

Для стандартного эвольвентного профиля с углом зацепления 20 градусов минимальное число зубьев \( z_{\text{min}} \) может быть вычислено с использованием эмпирических формул. Для стандартных условий обычно принимается:

\[
z_{\text{min}} = 17,
\]

где \( z_{\text{min}} \) — минимальное число зубьев, при котором зубья не подрезаются и сохраняют свою прочность.

\textbf{Способ получения колеса с числом зубьев меньше минимального:}

Существует специальный метод для создания колёс с числом зубьев меньше минимального — это применение профилированных зуборезных инструментов и колёс с модифицированным профилем.

1. Модификация профиля зубьев:
   \begin{itemize}
       \item При нарезке колёс с числом зубьев меньше минимального используется метод исправления профиля зубьев — их корректировка. Эта процедура позволяет избежать подрезания за счёт изменения формы зубьев в корневой части.
       \item Введение коэффициента смещения, который позволяет изменить расположение эвольвенты относительно делительной окружности, увеличивая её наружный диаметр. Это позволяет сохранять прочность зубьев при малом числе зубьев.
   \end{itemize}

2. Использование планетарных передач:
   \begin{itemize}
       \item Планетарные передачи позволяют использовать колёса с малым числом зубьев, благодаря равномерному распределению нагрузки на несколько зубчатых колёс. За счёт конструкции с центральной шестернёй и планетарными колесами обеспечивается стабильность работы передачи, даже если число зубьев меньше минимального для стандартных условий.
   \end{itemize}

\textbf{Заключение:} Минимальное число зубьев для стандартных эвольвентных передач составляет 17, однако при использовании методов модификации профиля или в планетарных передачах можно добиться работы с меньшим числом зубьев без потери качества и прочности передачи.
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 15}

\begin{questionblock}
Смещение в зубчатых передачах. Назначение, описание, влияние на форму и нагрузочную способность зуба.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Смещение в зубчатых передачах:}

Смещение — это сдвиг инструмента относительно заготовки при нарезке зубьев на заданную величину. Смещение может быть как положительным, так и отрицательным, и оно активно используется для изменения характеристик зубчатой передачи, таких как нагрузочная способность, форма зубьев и передаточное отношение.

\textbf{Назначение смещения:}

Основной целью смещения является корректировка геометрии зубьев и улучшение эксплуатационных характеристик зубчатых передач. Смещение позволяет:
\begin{itemize}
    \item Избежать подрезания зубьев при малом числе зубьев на шестерне.
    \item Улучшить нагрузочную способность зубьев, увеличив толщину их основания.
    \item Изменить передаточное отношение без замены размеров колёс.
    \item Повысить износостойкость зубчатой передачи.
\end{itemize}

\textbf{Описание смещения:}

Смещение вводится при нарезке зубьев за счёт изменения положения инструмента относительно заготовки. Оно может быть:
\begin{itemize}
    \item \textbf{Положительным смещением} — когда инструмент смещается наружу от делительной окружности. Это приводит к увеличению размеров зуба.
    \item \textbf{Отрицательным смещением} — когда инструмент смещается внутрь, что приводит к уменьшению размеров зуба.
\end{itemize}

При положительном смещении зубья становятся более длинными и прочными, а передаточное отношение изменяется в сторону увеличения скорости передачи. При отрицательном смещении зубья укорачиваются, что может использоваться в высокоскоростных передачах, где важна компактность.

\textbf{Влияние на форму зуба:}

Смещение существенно изменяет форму зуба:
\begin{itemize}
    \item При положительном смещении зубья становятся более выпуклыми, а их основание утолщается. Это повышает прочность зубьев и уменьшает вероятность их разрушения при высоких нагрузках.
    \item При отрицательном смещении зубья становятся более узкими, а основание тоньше. Такое решение может уменьшить вес колеса, но увеличивает риск деформации зубьев при больших нагрузках.
\end{itemize}

\textbf{Влияние на нагрузочную способность зуба:}

\begin{itemize}
    \item \textbf{Положительное смещение} увеличивает толщину основания зубьев, что позволяет передавать большие крутящие моменты и снижает вероятность поломки зубьев при высоких нагрузках.
    \item \textbf{Отрицательное смещение}, наоборот, уменьшает толщину основания зубьев, что снижает их прочность и нагрузочную способность, но может улучшить динамические характеристики передачи.
\end{itemize}

\textbf{Заключение:} Смещение является важным инструментом для корректировки характеристик зубчатой передачи. Положительное смещение позволяет увеличить нагрузочную способность и прочность зубьев, тогда как отрицательное смещение может быть полезным для компактных и высокоскоростных передач, но снижает прочность зубьев.
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 16}

\begin{questionblock}
Смещение в зубчатых передачах. Влияние смещения на межосевое расстояние зубчатой передачи.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Смещение в зубчатых передачах:}

Смещение — это изменение положения инструмента при нарезке зубьев относительно заготовки, что приводит к изменению формы зубьев. Смещение может быть положительным (увеличение размеров зубьев) или отрицательным (уменьшение размеров зубьев).

\textbf{Влияние смещения на межосевое расстояние:}

Межосевое расстояние — это расстояние между центрами двух взаимодействующих зубчатых колёс. Оно зависит от размеров колёс, их передаточного отношения и формы зубьев. Смещение оказывает непосредственное влияние на межосевое расстояние:

1. Положительное смещение:
   \begin{itemize}
       \item При положительном смещении зубья становятся больше и шире, что приводит к увеличению диаметра делительной окружности. Это, в свою очередь, увеличивает межосевое расстояние между взаимодействующими колёсами.
       \item Положительное смещение часто используется для увеличения нагрузки, передаваемой зубчатой передачей, а также для изменения передаточного отношения без необходимости замены самих колёс.
   \end{itemize}

2. Отрицательное смещение:
   \begin{itemize}
       \item При отрицательном смещении диаметр делительной окружности уменьшается, что приводит к сокращению межосевого расстояния.
       \item Отрицательное смещение применяется, когда требуется уменьшить размеры передачи или когда необходимо улучшить динамические характеристики системы, например, для снижения трения и улучшения скорости вращения.
   \end{itemize}

\textbf{Формула для расчёта межосевого расстояния:}

Межосевое расстояние \( a \) при использовании смещения рассчитывается по формуле:

\[
a = \frac{m}{2} \cdot (z_1 + z_2) + (x_1 + x_2) \cdot m,
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \( m \) — модуль зубчатого колеса;
    \item \( z_1, z_2 \) — количество зубьев на первом и втором колёсах;
    \item \( x_1, x_2 \) — коэффициенты смещения для каждого колеса.
\end{itemize}

Эта формула показывает, что межосевое расстояние напрямую зависит от величины смещения. Чем больше коэффициенты смещения \( x_1 \) и \( x_2 \), тем больше расстояние между осями зубчатых колёс.

\textbf{Влияние на эксплуатационные характеристики:}

\begin{itemize}
    \item \textbf{Положительное смещение:} Увеличение межосевого расстояния за счёт положительного смещения улучшает нагрузочную способность зубьев, позволяет передавать больший крутящий момент и снижает риск поломки зубьев.
    \item \textbf{Отрицательное смещение:} Уменьшение межосевого расстояния с помощью отрицательного смещения позволяет уменьшить размеры передачи, но это может снизить нагрузочную способность и прочность зубьев.
\end{itemize}

\textbf{Заключение:} Смещение существенно влияет на межосевое расстояние зубчатой передачи. Положительное смещение увеличивает межосевое расстояние и повышает прочность передачи, в то время как отрицательное смещение уменьшает расстояние, что полезно в компактных и высокоскоростных передачах, но снижает нагрузочную способность.
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 17}

\begin{questionblock}
Силы и моменты в зубчатой передаче. Природа, характеристика, влияние на весь привод.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{Силы и моменты в зубчатой передаче:}

В зубчатой передаче действуют несколько типов сил и моментов, которые обеспечивают передачу крутящего момента между ведущим и ведомым колёсами. Эти силы и моменты определяются как контактными взаимодействиями зубьев, так и внешними нагрузками, приложенными к передаче.

\textbf{Природа сил в зубчатой передаче:}

1. Окружная сила (Fт):
   \begin{itemize}
       \item Окружная сила действует вдоль касательной к окружности зацепления. Эта сила передаёт основной крутящий момент между колёсами.
       \item Окружная сила зависит от крутящего момента \( M \), который передаётся через передачу:
       \[
       F_t = \frac{2M}{d},
       \]
       где \( M \) — крутящий момент, \( d \) — диаметр делительной окружности колеса.
   \end{itemize}

2. Радиальная сила (Fр):
   \begin{itemize}
       \item Радиальная сила действует перпендикулярно к делительной окружности и направлена к центру колеса. Она возникает как результат взаимодействия зубьев и стремится сжать или растянуть зубья.
       \item Радиальная сила увеличивает нагрузку на подшипники и может вызвать вибрации, что требует более прочной опоры для колёс.
   \end{itemize}

3. Осевые силы:
   \begin{itemize}
       \item Осевые силы возникают в косозубых передачах, где зубья нарезаны под углом. Эти силы действуют вдоль оси колеса и требуют наличия специальных подшипников, способных воспринимать осевые нагрузки.
   \end{itemize}

\textbf{Природа моментов в зубчатой передаче:}

Моменты в зубчатой передаче возникают как результат действия окружных сил. Основной момент, который передаётся через зубчатую передачу, — это крутящий момент:

\[
M = F_t \cdot \frac{d}{2},
\]
где \( F_t \) — окружная сила, \( d \) — делительный диаметр колеса.

\textbf{Влияние сил и моментов на привод:}

1. Износ зубьев:
   \begin{itemize}
       \item Окружные силы, передавая крутящий момент, могут вызывать постепенный износ зубьев из-за трения между контактирующими поверхностями. Чем выше сила, тем больше нагрузка на зубья и выше вероятность их износа.
   \end{itemize}

2. Вибрации и шум:
   \begin{itemize}
       \item Радиальные и осевые силы могут вызывать вибрации в системе, что снижает её надёжность и вызывает шум. Особенно это актуально для косозубых передач, где осевые силы могут быть значительными.
   \end{itemize}

3. Нагрузки на подшипники:
   \begin{itemize}
       \item Радиальные и осевые силы передают нагрузки на подшипники и опоры зубчатых колёс, что требует более прочных и надёжных подшипников для обеспечения стабильной работы передачи.
   \end{itemize}

4. Перегрузка привода:
   \begin{itemize}
       \item Если окружные силы и моменты превышают расчётные значения, это может привести к перегрузке привода и поломке зубьев. Неравномерное распределение сил между зубьями увеличивает риск разрушения.
   \end{itemize}

\textbf{Заключение:} Силы и моменты в зубчатой передаче играют ключевую роль в её работе. Они определяют как эффективность передачи крутящего момента, так и долговечность зубчатых колёс. Правильный расчёт и распределение сил помогают избежать преждевременного износа, вибраций и поломок привода.
\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 18}

\begin{questionblock}
Виды разрушения зубчатых колёс.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
Зубчатые колёса, как и любые механизмы, подвергаются износу и разрушению в процессе эксплуатации. Основные виды разрушений зубчатых колёс можно классифицировать по причине их возникновения и природе разрушения.

\textbf{1. Усталостное разрушение зубьев:}
\begin{itemize}
    \item Описание: Возникает при многократном воздействии переменных нагрузок на зубья, что приводит к образованию микротрещин в материале зуба.
    \item Причины: Постоянные повторяющиеся нагрузки на зубья, превышающие предел усталости материала.
    \item Признаки: Появление трещин на поверхности зуба, которые постепенно распространяются вглубь, приводя к полному разрушению зуба.
    \item Последствия: Зуб может полностью отколоться, что приведёт к поломке всей передачи.
\end{itemize}

\textbf{2. Износ поверхности зубьев:}
\begin{itemize}
    \item Описание: Постепенное удаление материала с поверхности зубьев вследствие трения при работе передачи.
    \item Причины: Неправильная смазка, высокие скорости, недостаточная точность изготовления зубчатых колёс.
    \item Признаки: Изменение профиля зуба, появление царапин, задиров на рабочей поверхности зуба.
    \item Последствия: Нарушение точности передачи, увеличение зазоров между зубьями, что приводит к шуму и снижению КПД.
\end{itemize}

\textbf{3. Питтинг (коррозионное разрушение):}
\begin{itemize}
    \item Описание: Образование мелких точечных повреждений на поверхности зубьев, вызванных локальной усталостью материала.
    \item Причины: Высокие контактные напряжения на поверхности зубьев, недостаточная смазка, загрязнение смазочных материалов.
    \item Признаки: Небольшие углубления и трещины на поверхности зубьев, которые со временем могут увеличиваться.
    \item Последствия: Уменьшение прочности зубьев, что в конечном итоге приводит к поломке зуба или ухудшению характеристик передачи.
\end{itemize}

\textbf{4. Задиры на поверхности зубьев:}
\begin{itemize}
    \item Описание: Механическое повреждение поверхности зубьев, вызванное недостаточной смазкой или перегревом.
    \item Причины: Недостаточная смазка, перегрев передачи, слишком высокие скорости вращения.
    \item Признаки: Образование борозд и царапин на поверхности зубьев.
    \item Последствия: Повышенное трение, увеличение износа зубьев, снижение КПД передачи.
\end{itemize}

\textbf{5. Поломка зубьев вследствие перегрузки:}
\begin{itemize}
    \item Описание: Полное разрушение зубьев под действием слишком высоких нагрузок.
    \item Причины: Случайные перегрузки передачи, неправильный расчёт нагрузки или низкая прочность материала.
    \item Признаки: Полное откалывание зубьев, разрушение профиля зуба.
    \item Последствия: Передача теряет свою работоспособность, возможен выход из строя всей системы.
\end{itemize}

\textbf{6. Поломка зубьев из-за усталостного разрушения основания:}
\begin{itemize}
    \item Описание: Возникает из-за усталостного разрушения материала в основании зуба, где действуют максимальные напряжения.
    \item Причины: Повторяющиеся нагрузки, превышающие предел выносливости материала.
    \item Признаки: Трещины у основания зуба, которые могут распространяться по всей его длине.
    \item Последствия: Откалывание зуба и выход из строя передачи.
\end{itemize}

\textbf{7. Коррозионное разрушение:}
\begin{itemize}
    \item Описание: Разрушение зубьев вследствие воздействия агрессивной среды, вызывающей коррозию материала.
    \item Причины: Работа передачи в агрессивной среде без защиты от коррозии.
    \item Признаки: Образование ржавчины, ослабление материала зубьев.
    \item Последствия: Снижение прочности зубьев, возможность поломки при нагрузке.
\end{itemize}

\textbf{Заключение:} Разрушение зубчатых колёс может происходить по разным причинам — от усталостных нагрузок до неправильной эксплуатации и недостаточной смазки. Для увеличения долговечности передачи необходимо правильно рассчитывать нагрузки, использовать качественные материалы и обеспечивать адекватную смазку.
\end{answerblock}

\newpage
\section*{ОКП РК2}

\subsection*{Вопрос 1}

\begin{questionblock}
Расчет модуля передачи исходя из условия изгибной прочности. Расчет модуля передачи исходя из условия контактной прочности.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}
\textbf{1) Расчет модуля передачи исходя из условия изгибной прочности:}

Условие прочности на изгиб зубьев зубчатого колеса выражается неравенством:

\[
\sigma_{F\,\text{max}} \leq [\sigma_F]
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \(\sigma_{F\,\text{max}}\) — максимальное напряжение изгиба в основании зуба;
    \item \([\sigma_F]\) — допускаемое напряжение на изгиб для материала зубьев.
\end{itemize}

Максимальное напряжение изгиба рассчитывается по формуле:

\[
\sigma_{F\,\text{max}} = \frac{2 \cdot K \cdot M_z \cdot Y_F}{m^2 \cdot z \cdot b}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \(K\) — коэффициент нагрузки;
    \item \(M_z\) — крутящий момент на зубчатом колесе;
    \item \(Y_F\) — коэффициент формы зуба;
    \item \(m\) — модуль зубчатого зацепления;
    \item \(z\) — число зубьев колеса;
    \item \(b\) — ширина зубчатого венца.
\end{itemize}

Ширина зубчатого венца определяется как:

\[
b = m \cdot \psi_{bm}
\]

где \(\psi_{bm}\) — коэффициент ширины венца.

Подставим выражение для \(b\) в формулу для \(\sigma_{F\,\text{max}}\):

\[
\sigma_{F\,\text{max}} = \frac{2 \cdot K \cdot M_z \cdot Y_F}{m^2 \cdot z \cdot (m \cdot \psi_{bm})} = \frac{2 \cdot K \cdot M_z \cdot Y_F}{m^3 \cdot z \cdot \psi_{bm}}
\]

Условие прочности перепишем:

\[
\frac{2 \cdot K \cdot M_z \cdot Y_F}{m^3 \cdot z \cdot \psi_{bm}} \leq [\sigma_F]
\]

Решаем неравенство относительно модуля \(m\):

\[
m^3 \geq \frac{2 \cdot K \cdot M_z \cdot Y_F}{z \cdot \psi_{bm} \cdot [\sigma_F]}
\]

Отсюда модуль определяется как:

\[
m \geq \sqrt[3]{\frac{2 \cdot K \cdot M_z \cdot Y_F}{z \cdot \psi_{bm} \cdot [\sigma_F]}}
\]

\textbf{2) Расчет модуля передачи исходя из условия контактной прочности:}

Условие контактной прочности зубьев:

\[
\sigma_{H\,\text{max}} \leq [\sigma_H]
\]

Максимальное контактное напряжение определяется по формуле:

\[
\sigma_{H\,\text{max}} = \sqrt{\frac{K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot b \cdot a^2}}
\]

где:

\begin{itemize}
    \item \(\sigma_{H\,\text{max}}\) — максимальное контактное напряжение;
    \item \([\sigma_H]\) — допускаемое контактное напряжение для материала зубьев;
    \item \(K\) — коэффициент нагрузки;
    \item \(M_z\) — крутящий момент на зубчатом колесе;
    \item \(K_\alpha\) — коэффициент нагрузки по профилю зуба;
    \item \(i_{12}\) — передаточное отношение (\(i_{12} = \dfrac{z_2}{z_1}\));
    \item \(b\) — ширина зубчатого венца;
    \item \(a\) — межосевое расстояние.
\end{itemize}

Ширина зубчатого венца выражается через межосевое расстояние:

\[
b = \psi_{ba} \cdot a
\]

где \(\psi_{ba}\) — коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Межосевое расстояние определяется как:

\[
a = \frac{d_1 + d_2}{2} = m \cdot \frac{z_1 + z_2}{2}
\]

Подставим выражения для \(b\) и \(a\) в формулу для \(\sigma_{H\,\text{max}}\):

\[
\sigma_{H\,\text{max}} = \sqrt{\frac{K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot (\psi_{ba} \cdot a) \cdot a^2}} = \sqrt{\frac{K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot \psi_{ba} \cdot a^3}}
\]

Условие прочности перепишем:

\[
\sqrt{\frac{K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot \psi_{ba} \cdot a^3}} \leq [\sigma_H]
\]

Возведем обе части неравенства в квадрат:

\[
\frac{K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot \psi_{ba} \cdot a^3} \leq [\sigma_H]^2
\]

Выразим \(a^3\):

\[
a^3 \geq \frac{K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot \psi_{ba} \cdot [\sigma_H]^2}
\]

Подставим выражение для \(a\):

\[
a = m \cdot \frac{z_1 + z_2}{2}
\]

Тогда:

\[
a^3 = m^3 \left( \frac{z_1 + z_2}{2} \right)^3
\]

Подставляем обратно в неравенство:

\[
m^3 \left( \frac{z_1 + z_2}{2} \right)^3 \geq \frac{K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot \psi_{ba} \cdot [\sigma_H]^2}
\]

Выразим модуль \(m\):

\[
m^3 \geq \frac{8 \cdot K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot \psi_{ba} \cdot [\sigma_H]^2 \cdot (z_1 + z_2)^3}
\]

Отсюда модуль определяется как:

\[
m \geq \sqrt[3]{\frac{8 \cdot K \cdot M_z \cdot K_\alpha^3 \cdot (i_{12} + 1)}{i_{12} \cdot \psi_{ba} \cdot [\sigma_H]^2 \cdot (z_1 + z_2)^3}}
\]

Таким образом, модуль \(m\) рассчитывается исходя из условия контактной прочности по приведенной формуле.

\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 2}

\begin{questionblock}
Косозубые цилиндрические зубчатые передачи. Изготовление, применение, особенности. Достоинства, недостатки.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}

\textbf{Эскиз:}

\begin{center}
    \includegraphics[width=0.7\textwidth]{images/oblique_cylindrical_gears.png}
\end{center}

\textbf{Описание:}

Косозубые цилиндрические передачи характеризуются тем, что зубья колес наклонены под углом \(\beta\) к образующей делительного цилиндра. Это обеспечивает более плавное зацепление, так как контакт между зубьями начинается постепенно по линии зацепления.

\textbf{Изготовление:}

Технологический процесс изготовления косозубых колес является стандартным, поскольку для нарезания косых зубьев используется тот же инструмент, что и для нарезания прямых зубьев, но повернутый на угол \(\beta\). Это позволяет использовать стандартное оборудование и инструменты, облегчая процесс производства.

\textbf{Применение:}

Косозубые передачи широко применяются в механизмах, где требуется передача больших нагрузок с высокой плавностью хода и низким уровнем шума. Они используются в автомобильных трансмиссиях, редукторах, станках и другом промышленном оборудовании.

\textbf{Особенности:}

\begin{itemize}
    \item \textbf{Повышенная плавность работы} — благодаря наклону зубьев контакт происходит постепенно, снижая динамические нагрузки.
    \item \textbf{Увеличенная нагрузочная способность} — за счет большей площади контакта между зубьями.
    \item \textbf{Возникновение осевых сил} — наклон зубьев приводит к появлению осевых компонентов силы, требующих дополнительной фиксации валов.
\end{itemize}

\textbf{Достоинства:}

\begin{enumerate}[label=\alph*)]
    \item \textbf{Плавность хода} — уменьшение вибраций и ударных нагрузок.
    \item \textbf{Бесшумность} — снижение уровня шума при работе передачи.
    \item \textbf{Высокая нагрузочная способность} — возможность передачи больших крутящих моментов.
    \item \textbf{Улучшенное распределение нагрузки} — одновременно в зацеплении находится несколько пар зубьев.
\end{enumerate}

\textbf{Недостатки:}

\begin{enumerate}[label=\alph*)]
    \item \textbf{Осевые силы} — необходимость использования упорных подшипников для компенсации осевых нагрузок.
    \item \textbf{Повышенные требования к смазке} — из-за увеличенной площади контакта и трения.
    \item \textbf{Более высокая стоимость} — по сравнению с прямозубыми передачами из-за сложности изготовления.
\end{enumerate}

\end{answerblock}



\subsection*{Вопрос 3}

\begin{questionblock}
Косозубые цилиндрические зубчатые передачи. Методика расчёта, основные формулы.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}

\begin{center}
    \includegraphics[width=0.7\textwidth]{images/2.png}
\end{center}

\textbf{Методика расчёта косозубых цилиндрических зубчатых передач:}

При расчёте параметров косозубых передач используют эквивалентное прямозубое колесо. Это позволяет применять стандартные формулы и методы расчёта, скорректированные с учётом угла наклона зубьев \(\beta\).

\textbf{Основные формулы:}

1. \textbf{Приведённое число зубьев:}

\[
z_v = \frac{z}{\cos^3 \beta}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \(z\) — действительное число зубьев колеса;
    \item \(\beta\) — угол наклона зубьев к образующей делительного цилиндра.
\end{itemize}

2. \textbf{Приведённый радиус вершины зуба:}

\[
r_v = \frac{r}{\cos^3 \beta}
\]

где \(r\) — действительный радиус вершины зуба.

3. \textbf{Диаметр делительной окружности:}

\[
d_v = 2 \cdot r_v
\]

4. \textbf{При расчёте на изгиб:}

\[
m_n \geq \sqrt[3]{\frac{2 \cdot K \cdot M_z \cdot Y_F \cdot Y_\beta \cdot K_\alpha}{z_n \cdot \psi_b \cdot [\sigma_F]}}
\]
где:
\begin{itemize}
    \item \(K\) — коэффициент динамической нагрузки;
    \item \(M_z\) — крутящий момент;
    \item \(Y_F\) — коэффициент формы зуба;
    \item \(Y_\beta\) — коэффициент, учитывающий наклон зубьев (\(Y_\beta = \frac{\cos \beta}{\cos^2 \beta}\));
    \item \(K_\alpha\) — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
    \item \(m_n\) — нормальный модуль;
    \item \(z_n\) — число зубьев в нормальном сечении (\(z_n = \frac{z}{\cos^3 \beta}\));
    \item \(b\) — ширина зубчатого венца (\(b = m_n \cdot \psi_b\));
    \item \(\psi_b\) — коэффициент ширины венца (\(\psi_b = \frac{b}{m_n}\)).
\end{itemize}

5. \textbf{При расчёте на контактную прочность:}

Межосевое расстояние определяется как:

\[
a \geq \sqrt[3]{\frac{K \cdot M_z \cdot K_{\alpha H}^2 \cdot (i + 1)}{i \cdot \psi_b \cdot [\sigma_H]^2 \cdot (Z_H \cdot Z_E)^2}}
\]
где:
\begin{itemize}
    \item \(Z_H\) — коэффициент геометрии зацепления;
    \item \(Z_E\) — коэффициент упругости материалов колёс;
    \item \(K_{\alpha H}\) — коэффициент нагрузки по контактной прочности;
    \item \(i\) — передаточное отношение (\(i = \frac{z_2}{z_1}\));
    \item \(b\) — ширина зубчатого венца (\(b = \psi_b \cdot m_n\));
    \item \(a\) — межосевое расстояние (\(a = 0{,}5 \cdot m_t \cdot (z_1 + z_2)\));
    \item \(\psi_b\) — коэффициент ширины венца.
\end{itemize}


\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 4}

\begin{questionblock}
Косозубые цилиндрические зубчатые передачи. Силы и моменты. Полезные и вредные составляющие силы.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}

\begin{center}
    \includegraphics[width=0.7\textwidth]{images/3.png}
\end{center}

\textbf{Силы и моменты в косозубых цилиндрических зубчатых передачах:}

В косозубых передачах из-за наклона зубьев под углом \(\beta\) возникают дополнительные силы, которые необходимо учитывать при проектировании и расчётах.

1. \textbf{Тангенциальная сила \( F_t \):}

Это основная полезная сила, передающая крутящий момент от ведущего колеса к ведомому.

\[
F_t = \frac{2 M_2}{d_2} = \frac{2 M_2}{m_t z_2} = \frac{2 M_2 \cos \beta}{m_n z_2}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \( M_2 \) — крутящий момент на ведомом колесе;
    \item \( d_2 = m_t z_2 \) — делительный диаметр ведомого колеса;
    \item \( m_t \) — делительный (осевой) модуль, связанный с нормальным модулем \( m_n \) соотношением \( m_t = \frac{m_n}{\cos \beta} \);
    \item \( z_2 \) — число зубьев ведомого колеса;
    \item \( \beta \) — угол наклона зубьев.
\end{itemize}

2. \textbf{Нормальная сила в поперечном сечении \( F_n' \):}

\[
F_n' = \frac{F_t}{\cos \beta} = \frac{2 M_2}{m_n z_2}
\]

3. \textbf{Осевая сила \( F_a \):}

Это вредная сила, возникающая из-за наклона зубьев и действующая вдоль оси вала.

\[
F_a = F_t \tan \beta = \frac{2 M_2 \sin \beta}{m_n z_2}
\]

4. \textbf{Нормальная сила в нормальном сечении \( F_n \):}

\[
F_n = \frac{F_n'}{\cos \alpha} = \frac{2 M_2}{m_n z_2 \cos \alpha}
\]

где \( \alpha \) — угол профиля зуба (обычно \(20^\circ\)).

5. \textbf{Радиальная сила \( F_r \):}

Это вредная сила, действующая в радиальном направлении и стремящаяся раздвинуть колёса.

\[
F_r = F_n' \tan \alpha = \frac{2 M_2 \tan \alpha}{m_n z_2}
\]

\textbf{Полезные и вредные силы:}

- \textbf{Полезная сила:} \( F_t \) — передаёт крутящий момент и является основной рабочей силой в передаче.

- \textbf{Вредные силы:} \( F_a \) и \( F_r \) — создают дополнительные нагрузки на опоры и подшипники, требуют компенсации в конструкции передачи.

\textbf{Компенсация вредных сил:}

- \textbf{Осевая сила \( F_a \):} Вызывает осевые нагрузки на подшипники. Компенсируется использованием упорных подшипников или установкой парных колёс с противоположным направлением наклона зубьев.
- \textbf{Радиальная сила \( F_r \):} Вызывает радиальные нагрузки на подшипники. Компенсируется правильным выбором подшипников и жёсткостью опор.

\begin{center}
    \includegraphics[width=0.7\textwidth]{images/4.png}
\end{center}

\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 6}

\begin{questionblock}
Конические зубчатые передачи. Особенности, методика расчета, основные формулы.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}

\textbf{Особенности:}

- Конические зубчатые передачи используются для передачи вращательного движения между пересекающимися валами, обычно под углом 90 градусов.
- Зубья нарезаны на поверхности усеченного конуса, что позволяет изменять направление вращения и передавать движение между валами, расположенными под различными углами.
- В конических передачах стандартным является внешний модуль \(M_e\), так как его проще всего измерить и использовать в расчетах.

\textbf{Методика расчета:}

1. \textbf{Внешний делительный диаметр колес:}

\[
d_{e1} = z_1 \cdot M_e, \quad d_{e2} = z_2 \cdot M_e
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \(d_{e1}\), \(d_{e2}\) — внешние делительные диаметры ведущего и ведомого колес;
    \item \(z_1\), \(z_2\) — число зубьев ведущего и ведомого колес;
    \item \(M_e\) — внешний модуль.
\end{itemize}

2. \textbf{Радиус вершины конуса (\(R_e\)):}

\[
R_e = \frac{1}{2} \sqrt{d_{e1}^2 + d_{e2}^2} = \frac{M_e}{2} \sqrt{z_1^2 + z_2^2}
\]

3. \textbf{Передаточное отношение (\(i\)):}

\[
i = \frac{\omega_1}{\omega_2} = \frac{z_2}{z_1}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \(\omega_1\), \(\omega_2\) — угловые скорости ведущего и ведомого валов.
\end{itemize}

4. \textbf{Окружные скорости на делительных диаметрах:}

\[
V_{k1} = \omega_1 \cdot \frac{d_{e1}}{2}, \quad V_{k2} = \omega_2 \cdot \frac{d_{e2}}{2}
\]

5. \textbf{Связь угловых скоростей и диаметров:}

\[
\frac{\omega_1}{\omega_2} = \frac{d_{e2}}{d_{e1}} = \frac{z_2}{z_1}
\]

6. \textbf{Передаточное отношение через углы конусов:}

\[
i = \frac{d_{e2}}{d_{e1}} = \frac{R_e \cdot \sin \delta_2}{R_e \cdot \sin \delta_1} = \frac{\sin \delta_2}{\sin \delta_1}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \(\delta_1\), \(\delta_2\) — углы конусов ведущего и ведомого колес.
\end{itemize}

7. \textbf{Связь углов конусов с числом зубьев:}

\[
\tan \delta_1 = \frac{z_1}{z_2}, \quad \tan \delta_2 = \frac{z_2}{z_1}
\]

8. \textbf{Основные геометрические параметры:}

- \textbf{Внешний модуль:}

\[
M_e = \frac{d_{e1}}{z_1} = \frac{d_{e2}}{z_2}
\]

- \textbf{Межосевое расстояние (радиус вершины конуса):}

\[
R_e = \frac{M_e}{2} \sqrt{z_1^2 + z_2^2}
\]

- \textbf{Углы конусов:}

\[
\delta_1 = \arctan \left( \frac{z_1}{z_2} \right), \quad \delta_2 = \arctan \left( \frac{z_2}{z_1} \right)
\]

\end{answerblock}

\subsection*{Вопрос 7}

\begin{questionblock}
Конические зубчатые передачи. Силы и моменты в конической передаче.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}

\begin{center}
    \includegraphics[width=0.7\textwidth]{images/5.png}
\end{center}

\textbf{Силы и моменты в конической зубчатой передаче:}

В конических передачах при передаче крутящего момента возникают силы, действующие на зубья и валы, которые необходимо учитывать при расчёте и проектировании передачи.

\textbf{Основные силы в зацеплении:}

1. \textbf{Тангенциальная сила \( F_t \):}

Это основная полезная сила, передающая крутящий момент от ведущего колеса к ведомому.

\[
F_{t1} = F_{t2} = \frac{2 M_2}{0.85 d_{e2}}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \( M_2 \) — крутящий момент на ведомом колесе;
    \item \( d_{e2} \) — внешний делительный диаметр ведомого колеса.
\end{itemize}

Так как \( d_{e2} = M_e \cdot z_2 \), где \( M_e \) — внешний модуль, \( z_2 \) — число зубьев ведомого колеса, то:

\[
F_t = \frac{2 M_2}{M_e z_2}
\]

2. \textbf{Радиальная сила \( F_{r1} \):}

Возникает из-за компоненты силы, действующей перпендикулярно к оси вращения колеса.

\[
F_{r1} = F_t \cdot \tan \alpha \cdot \cos \delta_1 = - F_{a2}
\]

3. \textbf{Осевая сила \( F_{a1} \):}

Действует вдоль оси вала и является вредной, так как создает дополнительную нагрузку на подшипники.

\[
F_{a1} = F_t \cdot \tan \alpha \cdot \sin \delta_1 = - F_{r2}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \( \alpha \) — угол профиля зуба (обычно \(20^\circ\));
    \item \( \delta_1 \) — угол конуса ведущего колеса, определяется как \( \delta_1 = \arctan \left( \dfrac{z_1}{z_2} \right) \).
\end{itemize}

\end{answerblock}


\subsection*{Вопрос 8}

\begin{questionblock} Червячные передачи. Назначение, описание. Достоинства, недостатки. \end{questionblock}

\begin{answerblock} 

\begin{center}
    \includegraphics[width=0.7\textwidth]{images/6.png}
\end{center}

\textbf{Назначение:}

Червячные передачи используются для передачи вращательного движения между несоосными и часто перпендикулярными валами с большим коэффициентом редукции.

\textbf{Описание:}

Червячная передача состоит из червяка — винта с трапециодным профилем витка, и червячного колеса — зубчатого колеса, взаимодействующего с червяком. Оси валов червяка и колеса скрещиваются, обычно перпендикулярны друг другу.

\textbf{Достоинства:} \begin{enumerate}[label=\alph*)] \item \textbf{Плавность хода} — обеспечивает плавное и непрерывное движение. \item \textbf{Бесшумность} — низкий уровень шума при работе. \item \textbf{Эффект самоторможения} — предотвращает обратное движение без необходимости дополнительного тормозного механизма. Это достигается за счет высокого трения между червяком и колесом, что не позволяет колесу приводить в движение червяк. \end{enumerate}

\textbf{Недостатки:} \begin{enumerate}[label=\alph*)] \item \textbf{Большие потери на трение} — высокая трение снижает КПД передачи. \item \textbf{Низкий КПД} — эффективность передачи невысока из-за трения. \item \textbf{Необходимость изготовления элементов передач из дорогих антифрикционных материалов} — для уменьшения износа и трения требуется использование специальных материалов, что увеличивает стоимость. \end{enumerate}

\end{answerblock}


\subsection*{Вопрос 9—10}

\begin{questionblock}
Червячные передачи. Кинематика. КПД при ведущем червяке. КПД при ведущем колесе.
\end{questionblock}

\begin{answerblock}

\textbf{Кинематика:}

\begin{center}
    \includegraphics[width=0.7\textwidth]{images/7.png}
\end{center}


Червячные передачи состоят из червяка и червячного колеса. Кинематика червячной передачи определяется геометрией червяка и числом заходов его резьбы.

1. \textbf{Для однозаходного червяка} (\( z_1 = 1 \)):

Угол подъёма винтовой линии червяка определяется как:

\[
\tan \gamma = \frac{P}{\pi d_1}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \( \gamma \) — угол подъёма линии витка червяка;
    \item \( P \) — шаг червяка (расстояние между соседними витками);
    \item \( d_1 \) — делительный диаметр червяка.
\end{itemize}

Выразим делительный диаметр червяка:

\[
d_1 = \frac{P}{\pi \tan \gamma}
\]

2. \textbf{Для многозаходного червяка} (\( z_1 > 1 \)):

Ход червяка \( S \) — это расстояние, на которое перемещается точка вдоль оси червяка за один полный оборот:

\[
S = P \cdot z_1
\]

Угол подъёма линии витка для многозаходного червяка:

\[
\tan \gamma = \frac{S}{\pi d_1} = \frac{P \cdot z_1}{\pi d_1}
\]

Отсюда делительный диаметр червяка:

\[
d_1 = \frac{P \cdot z_1}{\pi \tan \gamma}
\]

Поскольку шаг \( P \) связан с модулем \( m \) соотношением \( P = m \pi \), получаем:

\[
d_1 = \frac{m \pi \cdot z_1}{\pi \tan \gamma} = \frac{m z_1}{\tan \gamma}
\]

Вводится \textbf{коэффициент диаметра червяка} \( q \):

\[
q = \frac{d_1}{m} = \frac{z_1}{\tan \gamma}
\]

Таким образом, делительный диаметр червяка выражается как:

\[
d_1 = m q
\]

\textbf{Примечания:}

\begin{itemize}
    \item \textbf{Шаг} (\( P \)) — расстояние между соседними витками по оси червяка.
    \item \textbf{Ход} (\( S \)) — расстояние, на которое перемещается точка вдоль оси червяка за один оборот (\( S = P \cdot z_1 \)).
    \item Модуль червяка \( m \) должен быть равен модулю червячного колеса для обеспечения правильного зацепления.
\end{itemize}

Делительный диаметр червячного колеса:

\[
d_2 = m z_2
\]

где \( z_2 \) — число зубьев червячного колеса.

\textbf{КПД червячной передачи:}

Коэффициент полезного действия (КПД) червячной передачи зависит от того, какое звено является ведущим.

1. \textbf{При ведущем червяке}:

\[
\eta = \frac{\tan \gamma}{\tan (\gamma + \rho)}
\]

2. \textbf{При ведущем колесе}:

\[
\eta = \frac{\tan (\gamma - \rho)}{\tan \gamma}
\]

где:
\begin{itemize}
    \item \( \gamma \) — угол подъёма линии витка червяка;
    \item \( \rho \) — \textbf{приведённый угол трения}, который учитывает влияние трения в передаче.
\end{itemize}

\textbf{Определение приведённого угла трения \( \rho \):}

При анализе сил, действующих на наклонной плоскости, сила трения и сила тяжести связаны следующим образом.

Сила тяжести, действующая вдоль наклонной плоскости:

\[
F_{\text{тяг}} = mg \sin \alpha
\]

Сила трения:

\[
F_{\text{тр}} = N \mu = mg \cos \alpha \cdot \mu
\]

В состоянии равновесия (когда тело находится на грани скольжения):

\[
mg \sin \alpha = mg \cos \alpha \cdot \mu
\]

Отсюда:

\[
\tan \alpha = \mu
\]

Следовательно, приведённый угол трения:

\[
\rho = \arctan \mu
\]

где \( \mu \) — коэффициент трения между поверхностями червяка и червячного колеса.

\textbf{Примечания:}

- Угол подъёма витка \( \gamma \) и коэффициент трения \( \mu \) существенно влияют на КПД червячной передачи.
- При больших значениях \( \gamma \) (более пологий виток) КПД повышается.
- При высоком коэффициенте трения \( \mu \) КПД снижается из-за увеличения потерь на трение.
- Приведённый угол трения \( \rho \) показывает, насколько трение влияет на эффективность передачи.

\textbf{Выводы:}

- Для повышения КПД червячной передачи рекомендуется уменьшать коэффициент трения (используя качественные смазочные материалы) и увеличивать угол подъёма витка \( \gamma \) (используя многозаходные червяки).
- При проектировании червячных передач важно учитывать направление передачи мощности, так как КПД отличается при ведущем червяке и ведущем колесе.

\end{answerblock}

\end{document}
