Приведены методика кинематического расчета привода и выбора электродвигателя к нему, а также справочные данные по асинхронным короткозамкнутым электродвигателям серии 4А. Проанализированы особенности кинематического расчета и выбора салазок для электродвигателя, а также расчета зубчатых передач в закрытом редукторном исполнении, червячных, временных и цепных передач.

Наведено методику кінематичного розрахунку приводів машин, а також розрахунку зубчастних, черв'ячних, ланцюгових і пасових передач з використанням електронно-обчислювальних машин. Увагу приділено особливостям вибору електродвигуна, конструктивним елементам зубчастих коліс, геометричним і кінематичним параметрам передачі.

Приведена методика кинематического расчета приводов машин, а также расчета зубчастых, червячных, цепных и пассовых передач с использованием электронно-вычислительных машин. Уделено внимание особенностям выбора электродвигателя, конструктивным элементам зубчастных колес, геометрическим и кинематическим параметрам передачи.

Наведено методики, довідкові дані й приклади розрахунків типових схем передавальних механізмів, які використовуються в процесі курсового проектування з дисципліни "Основи конструювання й деталі машин". Подано принцип кінематичного розрахунку приводу й необхідний довідковий матеріал, що дозволяє обгрунтовано робити вибір електродвигуна й полозків для його кріплення, а також виконувати практичні розрахунки. Викладено розрахунки зубчастих, черв'ячних, пасових і ланцюгових передач.

Приведены методики, справочные данные и примеры расчетов типичных схем передающих механизмов, которые используются при курсовом проектировании по дисциплине "Основы конструирования и детали машин". Предложен принцип кинематического расчета привода и необходимый справочный материал, который позволяет обосновано делать выбор электродвигателя и полозков для его крепления, а также выполнять практические расчеты. Изложены расчеты зубчастых, червячных, пасовых и цепных передач.

Досліджено вплив змушувальної сили на параметричні коливання гнучкого робочого елемента приводу, який рухається зі сталою швидкістю. Вважається, що його поперечний переріз є сталим, а маса рівномірно розподілена вздовж довжини. Одержано диференціальне рівняння поперечних коливань гнучкого елемента у випадку змінної в часі сили натягу. Використовуючи метод Бубнова - Гальоркіна, приведено його до нелінійної моделі рівняння типу Матьє. Для конкретного вигляду нелінійних сил одержано співвідношення, що визначають вплив кінематичних і силових факторів на АЧХ коливань.

Наведено математичну модель приводу з жорсткою запобіжною та пружно-запобіжною муфтами в період пуску та раптового прикладання навантаження після розгону. Досліджено вплив параметрів муфт, приводу та режиму його роботи на динаміку в перехідних режимах функціонування. Обгрунтовано доцільність і перспективність застосування пружно-запобіжних муфт для захисту елементів приводу, покращання його динамічних характеристик у перехідних режимах роботи.

Розвинуто математичну модель плоско-паралельного руху та одержано критерій асимптотичної стійкості обертання кільцевих робочих органів (КРО) безмеханічних опор, який взаємозв'язує зовнішні потенційні сили, масу та сили опору руху, виконання якого гарантує збереження фіксованого положення КРО у площині обертання. Теоретично визначено способи підвищення стійкості обертання КРО шляхом вибору геометричних параметрів і параметрів розподілу зовнішніх сил, за яких приводиться до нуля дестабілізувальна тангенціальна складова головного вектора. Одержано аналітичні вирази для розрахунку геометрії КРО без механічних опор, визначення зовнішніх сил і моментів, які дозволяють здійснювати параметричний синтез КРО, що здатні виконувати роботи за умов обертання у центральному або змішеному положенні, за різних швидкостей та різних навантажень. На підставі силового аналізу встановлено особливості прикладання до КРО без механічних опор зосередженого або розподіленого навантаження та запропоновано способи його прикладання, за якими у площині обертання на КРО діють зовнішні сили та моменти, що мають негативний зворотний зв'язок зі зміщенням у разі збурень.

Наведено об'єктивну оцінку технічного рівня й управління якістю проектних варіантів силових передач зачепленням. Розроблено теорію системного відображення множини фізично-інформаційних ознак якості виробів машинобудування згідно з цілями проектування. Обгрунтовано універсальну математичну модель для здійснення багатокритеріальної оцінки технічного рівня передач зачепленням та їх структурних компонентів (елементів зачеплення, валів, опору, корпусів, систем мащення й охолодження). На базі матричних і графових моделей для інженерних розрахунків, а також адаптації та модульної інтеграції до складу САПР розроблено системні методи технічного удосконалення якості передач зачепленням.

Розроблено науково-теоретичні засади створення високонавантажених механічних передач з гнучкими ланками (ГЛ) та проміжними тілами кочення (ПТК), що забезпечують ефективну роботу та високі технічні показники редукторів важкого машинобудування у широкому діапазоні передаточних відношень. Запропоновано нові теоретичні підходи до моделювання процесів, що відбуваються за умов пружної взаємодії несучих елементів високонавантажених хвильових зубчатих передач (ХЗП). Побудовано узагальнену математичну модель, що враховує пружну взаємодію зубців. З використанням результатів дослідження установлено залежність розподілу навантаження за довжиною зубця від фази генератора хвиль. Визначено зони інтерференції та умови проектування зубців і енергетичні втрати у зубчастому зачепленні великогабаритних ХЗП. З урахуванням конструктивних особливостей, кінематичних і силових факторів розроблено математичну модель кочення диска по краю оболонки, реалізація якої дозволяє визначити енергетичні втрати в області генератора хвиль, виявити причини виникнення та величину осьових сил. Розроблено теорію геометричного синтезу зубчастого зачеплення з ПТК, за якою спряжені ланки не зв'язані взаємообводністю робочих профілів. Апробація цієї теорії дозволила: компенсувати флуктуації передаточного відношення радіальною піддатливістю пружних роликів і багатопарністю зачеплення; визначити межі існування зубчастого зачеплення й області відсутності інтерференції зубців; визначити необхідну величину початкового зазору в зачепленні; одержати аналітичні залежності коефіцієнта корисної дії у зубчастому зачепленні та механізмі паралельних кривошипів від

Розглянуто сучасні методики розрахунку та проектування найбільш поширених механічних передач. Розкрито особливості проектування приводів машин. Висвітлено питання оптимізації передач зачепленням за критеріями зниження маси та габаритів в залежності від обраної кінематичної схеми. Увагу приділено методиці визначення потрібної потужності двигуна привода та вибору його типу. Подано інформацію про пасові, ланцюгові, циліндричні та конічні зубчасті, черв'ячні передачі. Наведено алгоритми та приклади комплексних розрахунів окремих механічних передач.

Наведено загальні відомості про призначення і склад приводів робочих машин та обладнання, дані про електродвигуни, характеристику редукторів приводів машин, кінематичний та силовий розрахунки приводів, клинопасових, ланцюгових, циліндричних, конічних та черв'ячних зубчастих передач.

Разработан итерационный алгоритм целевого повышения системного показателя технического уровня передач зацеплением, которое обеспечивает необходимую формализацию процедуры начала решения, сходимость и достаточную точность численной реализации.

Наведено проблеми проектування і виробництва нетипових машинних елементів, як, наприклад, некруглі механізми. Такі механізми використовують в нерівному пробігу зубчато-ремінних передач, які дозволяють одержувати періодично-змінні кінематичні параметри. Описано переваги і обмеження на формування зубів. Наголошено на відсутності інформації про стандарти некруглих механізмів і методи вимірювання геометричних особливостей.

Наведено результати експериментальних досліджень конструкційної міцності та роботоспроможності опор кулькових вільного переміщення виробництва ТОВ "Вікторія" (Україна) залежно від твердості матеріалу корпуса та кількості кульок у ложі опори. Описано методику експериментів та спеціальне обладнання, спроектоване та виготовлене для їх проведення. Встановлено оптимальні режими термічної обробки корпуса опори та її реальні запаси міцності за нормативних рівнів статичних і динамічних навантажень. Проведено оцінку роботоспроможності опори, яка визначалась, виходячи з можливості повного провертання центральної кулі в ложі з менших кульок за різних рівнів навантаження.

Досліджено вплив нелінійного демпфування на динамічні процеси у приводах із гнучким робочим елементом у разі змінної сили його натягу. З використанням методу Бубнова - Гальоркіна одержано амплітудні співвідношення, на базі яких побудовано залежності резонансної амплітуди коливань від величини розбалансування частот.

Розглянуто проблеми вдосконалення безконтактних прямих приводів машин різного призначення створенням регульованих конічних аеростатичних опор, застосування яких дозволяє зменшити вагу, габарити та витрати повітря, а також завдяки регулюванню характеристик опорних систем забезпечити стійкість обертання роторів у широкому діапазоні швидкостей та навантажень. Для дослідження властивостей приводів та ефективності запропонованих шляхів технічного вдосконалення запропоновано математичні моделі одно- та багатоопорних систем приводів. Визначено функціональні зв'язки між конструктивними, силовими, геометричними параметрами конічних аеростатичних опорних систем під час регулювання зазору зі змащенням, що дозволяє змінювати несучу здатність та динамічні властивості безконтактних приводів. Для аналітичного визначення статичних характеристик приводів запропоновано параметричне приведення їх конічних опор до еквівалентних за жорсткістю і несучою здатністю радіальних опор та упорних підп'ятників. Визначено аналітичний критерій стійкості руху ротора одноопорного привода у разі виникнення коливань та умови роботоздатності регульованих конічних опорних систем, за яких забезпечується статична стійкість приводів за робочих навантажень. Запропоновано пневмошпиндель на регульованих конічних аеростатичних опорах різної геометрії, експериментальну установку та методику натурних випробувань пневмошпинделя, методику проектування безконтактних приводів, а для перевірки проектних рішень - алгоритм комп'ютерного дослідження статичних характеристик і динамічних властивостей опор та всього привода.

Запропоновано методику вибору конструктивних параметрів приводів машин, що виключає роботу машин в небезпечних резонансних режимах. Методика враховує можливу незбалансованість роторів машин, пружну деформацію їх елементів і пружні властивості опорних конструкцій. Як приклад застосування методики проектування розглянуто механізм приводу нахилу конвертора.

В Чернігівському національному технологічному університеті (ЧНТУ) на кафедрі "Автомобільний транспорт та галузеве машинобудування" для вивчення навчальних дисциплін "Підйомно-транспортне обладнання і роботи", "Спеціалізований рухомий склад автотранспортних і вантажно-розвантажувальних машин", "Обладнання та транспорт механоскладальних цехів", "Промислові роботи", "Металообробне обладнання", розроблено навчальний продукт: "Анімація роботи рейкових та черв'ячно-рейкових механізмів для створення прямолінійного поступального руху". Анімація розроблена для лабораторій "Промислові роботи" з реальними роботами: МП-11, М10П, М20П, РМ-01 та "Металообробне обладнання". Запропонований програмний продукт дозволяє зробити процес навчання більш яскравим, наочним та дешевшим. Запропонований програмний продукт має деяке обмеження, зокрема відсутня можливість інтерактивного керування цими механізмами. Бажано в наступних версіях цю проблему усунути.

Purpose. To evaluate the influence of driven crank parameters on the location of different sets of a mechanism with the fourth-class structural group. Methodology. A theoretical study on the influence of the input crank parameters on the positioning of different sets of the mechanism of a double-jaw crushing machine using the Mathcad software was carried out. Findings. It is shown that: the center of rotation and the length of the crank in the fourth-class mechanism should be positioned in a certain area; the choice of specific positioning of the crank can eliminate the dangerous proximity of two adjacent sets of the mechanisms of the fourth-class structural group. Originality. An algorithm of defining a zone of positioning the rotational center and length of a crank is determined for plain mechanisms of the fourth-class structural group. It has also been found that probability of spontaneous transition from one assembly to another closely-spaced assembly in heavy-loaded mechanisms can be reduced significantly by choosing the appropriate rotational center of a crank. Practical value. An algorithm of actions is proposed, which makes it possible to choose an assembly which ensures its good functioning during the synthesis of a plain heavy loaded mechanism of the fourth class.

Індекс рубрикатора НБУВ: К445-02

Рубрики:

Деталі машин і механізми для передавання обертального руху (передачі)

Шифр НБУВ: ДС44895 Пошук видання у каталогах НБУВ 

Індекс рубрикатора НБУВ: К445-02

Рубрики:

Деталі машин і механізми для передавання обертального руху (передачі)

Шифр НБУВ: ДС44895 Пошук видання у каталогах НБУВ