автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Разработка и исследование шарнирно-рычажных механизмов с остановками

,1-R fXfjpBOGÏiF'tPCKM ГООУДЛГСТВПШНН ТЕХНИЧЕСКИЙ 10 УНИВЕРСИТЕТ

' П M A fi jQQ/'

' и '• : ■ ! На правах рукописи

КУХАРЙЖО ДМИТРИИ ПЕТРОВИЧ

УДК 621.01

РАЗРАБОТКА 11 ИССЖЦОВЛИПЕ С ОСТАНОВКАМИ

Социальность: 03.02.18 - Тоормл гэяашгзг'оэ п маша

Автореферат диссертации па соисгсаккэ ученой степени кандидата тогничоских наук

• Новосибирск ■ 1094

'• Работа ' выполнена в Иркутском иястотуте инженеров нйлэанодорокаого транспорта и Иркутском Государственном тояшческои УНИБЭрСИГОТО.

Научный'руководитель: академик PAT,

доктор технически! наук, профессор Острошншсиа П.И. Официальна оппоненты: доктор -тохцичасккх наук,

профессор Сколпг/^ А.И.,

кандидат технических наук, доцэнт Евдокимов Ю.И. •

. -Вздутая организация: ,\0 '"11РКЭТСКТНШШГ

Ssmira дассвртащш состойгся __IS94 г.

л "1Q" часов на заседании Ошцнализйрозанного совета Д 063.34.02 в Новосибирска;,: Государства ином техническом ушшарситото по адрасу: 630093, г. Новосибирск, пр. Карла Маркса, 2О

Автореферат разослан "72 " oUOJf_1894 г..

Ученый секретарь Спшдалгоировашюго совета -

Д.Т.Н., npojoccop - JZ-fr' В.Ф.Хон

сталя ХАРАКТЕРИСТИКА'РАБОТ»

А!'.*, /ЛЫЮСТЬ ПРОБЛЕМЫ. Латсчяг..^>5'Л ' прокы'аленности с щвовре»,энный повыиянизм проипволитежпоста труда приводит, как детшо, к увеличению рабочих нсоростоя и динамических усатая в рехнологических машинах. Это требует разработан уточненных изтодов шализа и синтеза проектируемых механизмов с учетом их важнейших шкематпческих п дгагжчосклх гарактеристак. Последующие расчеты на точность, конструктивное оформлений, выбор материалов, как травило, ун'е по .могут существенно измелить основные динатпоские звопства кеханизмз.

В пзстошзе время при автоматизации дискретных технологических гроцессов для обеспечения точных остановок рабочих органов наиболее зироко применяет механизмы с "высшими кинематическими парами (кулачковые, кулачково-цевочныэ, мальтияскке и др.). Рычакные леханизмы, обеспечивающие квазипрерыпноо и прорывное движение рабочих органов используются редко.

В то же время рычажнь'е механизмы имеют ряд существенных преимуществ по сравнению с механизмами, содержащими высшие кинематические пары. В частности, механизмы, содержащие только низшие кинемзтические пары позволяют повысить надежность и цолговечность машин, уменьшить износ деталей, исключить разработку специальных конструкций для замыкания звеньев, упростить технологии изготовления и ремонта, упростить и в некоторых случаях осуществить регулировку закона движения выходаого звэна дат во время работа машины.

В связи с ■ изложенным разработка и исследование новых конструкция рычажных механизмов с точными остановками весьма актуальна. '

ЦЕЛЬ РАБОТЫ заключается в ' создании и исследовании новых конструкция рычажных механизмов с остановками, разработке методик расчета основнух кинематических параметров, проведении динамического анализа и серии натурных и численных экспериментов для уточнения и дополнения результатов динамического анализа.

Для достижения этой цели поставлены следующие задачи:

- разработать новые конструкции рычажных механизмов с остановками;

- разработать методам расчета основных кинематически;; соотношении;

разработать методики определения положения звеньев механизмов в зависимости от углового перемещения ведущего кривошипа;

- провести динамический анализ предлагаемых механизмов и, в частности, определить критические скорости вращения ведущего кривошипа, ограничивающие быстродействие механизмов;

- провести натурные и вычислительные эксперименты для подл. зрждения достоверности теоретических исследований и оценки значимости различных существенных факторов (инерции, зазоров, рюсткостея и др.).

НОВИЗШ, НАУЧНЫХ РЕЗУЛЬТАТОВ заключается в следующем:

1. На уровне изобретения предложены схемы шарнирно-рычажных механизмов с остановками (с различным числом остановок), содержащие только низшие кинематические пэры (Д.С.СССР № 1025924).

2. Исследована структура предлагаемых шарнирно-рычг'жных механизмов с остановками.

3. Разработаны методики определения основных кинематических параметров предложенных механизмов. Разработаны методики определения положения всех звеньев механизмов и на их основе получены расчетные Формулы для определения скоростей и ускорения рабочих органов.

4. Проведен динамический анализ механизмов. Исследована неустойчивость установившегося движения с учетом поперечных колебании кулисы.-Получены критические угловью скорости вращения ведущего кривошипа, которые ограничивают быстродействие предложенных механизмов.

5. Проведена серия натурных экспериментов с использованием опытных образцов шарнирно-рычажных механизмов с остановками.

6. Проведены вычислительные эксперименты с использованием методов математического главирования экспериментов. В результате экспериментов проанализировано влияние различных факторов <с учетом зазоров в кинематических парах) на изменение усилия в пэре "камень-кулиса".

7. ■ Разработаны прикладные программы, позволяющие проводить кинематический и динамический анализ предложенных шарнирно-рычажных механизмов с остановками с использованием ПЭВМ.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ И ВНЕДРЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ. Результаты диссертации использованы душ проектирования исполнительных механизмов , обеспечивающих периодические остановки рабочих органов

ишрокоуниворсалыюго инструментально!о фрезерного станка повишвппов точности, выпускаемого Иркутским станкостроительным заводом. Структурная схема механизма и макетные образцы используются н курса "Теория механизмов и машин", при проведении практических занятия и курсовом пректированпи в Иркутском Государственном техническом университете.

ДОСТОВЕРНОСТЬ ПОЛУЧЕННЫХ РЕЗУЛЬТАТОВ определяется корректностью математических постановок задач и сравнением, где это возможно, полученных результатов с известными решениями и экспериментальными данными.

АПРОБАЦИЯ. Материалы диссертации покладаьшись на научно-технической конференции Иркутской о Государственного технического университета (1092 - 1994), на заседании Западно-Сибирского филиала всесоюзного семинара по теории механизмов и машин (Новосибирск, 1990), на III конференции по нелинейным колебаниям механических систем (Нижний Новгород, 1993), на международной научно-технической конференции "Концепция развития и высокие технологии индустрии ремонта транспортных средств" (Оренбург, 1993), на ■ XVIII научно-технической конференции "Транспортные проблемы Сибирского региона в условиях формирования рынка" (Иркутск, 1993).

ПУБЛИКАЦИИ. По результатам выполненных исследования опубликовано ö работ, получено I авторское свидетельство на изобретение.

СТРУКТУРА И ОБЪЕМ РАБОТУ. Диссертационная работа состоит из введения,четырех глав, заключении, списка использования литературы из 123 наименовании и приложения. Содержание диссертационно» работы изложено на 118 страницах машинописного текста и поясняется 38 рисунками и 4 таблицами. Общий объем диссертации с приложениями • составляет 127 страниц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертации и определяются цел! исследования.

В первой главе содержится краткий анализ используемых цикловых механизмов с остановками. Из приведенного обзора работ делаются следующие выводы:

1. Для обеспечения пориодических остановок рабочих

о

органов наиболее широко используются механиз?,щ с высшими кинематическими парами.

При передач© больших нагрузок дал достиквния допустимы: значении удельных давлении размеры элементов звоиьов в высших пара; приходится соответственно уволичжать. Высшие пары, кроме того, в обладают свойством обратимости.

■2. Большая часть указанных парнирно-рычашшх механизмов с остановками с высшими кинематическими палами работают с разрывом кинематической цепи, что влечет за собой появление ударов в момент восстановления кинематической цепи. Это значительно снижает надежность механизмов.

3. Большшство иарнирно-рычажных механизмов с остановкам! предполагают получение приближенных ыстоев, что может неблагоприятно сказаться на технологическом процессе. Кроме того, они не позволяют изменять количество выстсев.

С учетом сделанных выводов формулируются цель и задачи исследования, приведенные выше.

Во в то рои главе исследуется структура и предяагаотся' методы расчета основных юшематических параметров шарнирно-рычаншых механизмов с остановками, признанных изобретением.

Длины звеньев механизмов, представленных на рис. I вычисляются

I ВО Г

по формуле |0А| = - ,

2tg(?ip/s)

число остановок: k = u-s/[2(s-p)],

где s - число углов выбранного многоугольника; р - минимальное число целых, отсекаемых кулисой криволинейных траекторий; к -число остановок ползуна; и - число оборотов кривошипа.

Максимальную и минимальную продолжительность остановки рабочего органа можно расчитать по формулам

t =<1 - p/s)t ,

так * ~ ' кw

■ t =р х t./s, (i)

min г k '

где tma>(. tmi n - максимальная и минимальная продолжительности остановки рабочего органа; tk - время, за которое кривошип осуществляет полный оборот.

В указанных механизмах важно правильно произвести выбор формы ползунов 5 и 6 (рисЛ). Необходимо, чтобы при полной остановке ползуна (при переходе с одной траектории движения на другую) осуществлялся полный контакт двух сторон ползуна с соответствующими траекториями криволинейного пзза.

Pilo. I

Очевидно, что ползун долзкэн быть правильным многоугольником, а число его углов расчитывается по формуле г = 2з/(з-2р).

Пенар кривизны стороны ползуна расположен на линии, проходящая через середину стороны и центр вращения ползуна и находится на расстоянии |ВС|, равном длине кулисы, от центра его вращения.

Если применить известный подход при загшси функции полошния звеньев, то эта функция является кусочно-непрерывной. Указанная форма записи доставляет большие трудности' при дальнейших исследованиях. Поэтому предложен другой метод записи э таз уравнения.

Если после каждой остановки одного из двух рабочих органов поворачивать систему координат на угол <р, то форма уравнении, описывающих положение звеньев механизма в предыдущих системах координат, не изменится.

Учитывая сказанное, введем понятие номера системы координат II = 1,2,3,.... N - любое целое, положительное число. Систему координат I условимся называть базовой. Угол поворота системы координат относительно базовой можно рэсчитать по формула:

7 =

2и;<з - р)

(И - 1).

В выбранных системах отсчета функция положения принимает вид

2х(3 - р) о^а--- (N-1);

1=~

6 а соз с^

2+А*42си11з1п с^

2те Щз-^-Жбэ-бр) гжэ-р) гс<з-2р) -< а £ И-

N =

2з а + тс<5з - 6р)

Лп(з - р)

гэ

<2)

гдэ с^- относительное угловое леремещвние кривошипа в системе координат N.

Дифференцированием функции полошния (2) получим соответствующие выражения для определения скоростей и ускорения точек В и С рабочих органов.

В третьей главе проводится динамический анализ механизмов.

Для механизма, показанного на рис.1, получено уравнение движения в форме уравнения Лагранжа II рода

Ь

m + Bàz/2 = M(t>, где \ - A(t ) и В = B(t) - переменные коэффициенты; M<t> -суммарный momoiit двикущих сил и сил сопротивления,приведенный: к входному звену; а - угловое перемещение ведущего кривошипа.

Для большинства практических применения цинковых механизмов необходимо знать максимальное (минимальное) время перехода из одного положения в другое, которое определяется по формуле (1). Для этого необходимо знать критические угловые скорости ведущего кривошипа, которые определяют быстродействие механизмов.

Критической угловой скоростью будем называть чаименысее значение скорости, при котором установившееся движение механизма сопровождается резким (на порядок и более) возрастанием ого вибрации. В этих условиях механизм становится неработоспособным.

Из кинематического и динамического анализа механизма, представленного расчетной моделью из абсолютно твердых тел (рис 2), не следует каких-либо ограничений на скорость вращения кривошипа, Эти ограничения (южно наяти из динамического анализа с учетом конечной жесткости звеньев механизма.

Наименьшую жесткость- гамет кулиса. Она представляет собоя стержень с консольно закрепленной массой. Длина консольной часта кулисы периодически изменяется.

Критическая угловая скорость • кривошипа для механизма, изображенного на рис. 2, определяется при следующих ограничениях:

- угловая скорость ведущего кривошипа - величина постоянная, тем самым предполагаем, что мощность достаточно велика Для обеспечения этого условия;

. - все звенья,' кроме кулисы, считаем абсолютно твердыми телами (это обусловлено тем, что кулиса имеет большую длину и наименьшую резонансную частоту, которая определяет критическую угловую скорость);

- влиянием зазоров пренебрегаем (будет учтено далее в гл.4);

- трением пренебрегаем, так как оно уменьшает амшпггуду резонансных колебания, а на величину резонансной частоты а линейном приближении не оказывает существенного влияния.

Исходя из введенных ограничения, механизм можно представить а виде схеки на рис.3. Точка А совершает заданное движение, которое является переносным дм кулисы. В этом случае упругие колебания кулисы будут иметь кинематическия и параметрический механизмы возбуждения.

' $

' ( N I \

4 „

Peo. 2

Л

Рно. 3

ÍO

Рассматриваются малые относительные колебания при заданном переносном (установившемся) движении то'пси Л механизма. В этом случае упругие поперечные колебания кулисы можно описать уравнением

f(t)

Щпу +'C(t)y = - Ип6 ---= F<t)

6,<t)

или

311

У + -— у = F(t), (3)

ИП6(Ь - &,)z

где у - относительное упругое смещениеточки В кулисы; I - момент инерции сечения кулисы; 2 - модуль упругости материала кулисы; иП=шэ+ и/3 - приведенная масса кулисы; иа- масса ползупа; mt-масса кулисы.

Учитывая, что дифференциальное уравнение (3) является линейным, его общее решение можно найти определив общее решение однородного дифференциального уравнения и частное решение неоднородного дифференциального уравнения. При исследовании параметрических колебаний, используем .однородное Д15фф8ренодально8 уравнение

311

У + -■ у = о (4)

П!п&(& - б,)'

При скольжении ползуна 2 в установившемся движении с учетом кшюмашки механизма и полагая aN= co1t, где wt= const, имеем:

. .. А

■У + -:-:--— У = 0. (5)

В + В sLn(ü)tt) - F/G + H sUlO^t)

где A, В, D, F, G, H - некоторые постоянные величины, определяемые из кинематических соотношения исследуемых механизмов.

Коэффициент жесткости 0 оказывается функцией времени и поэтому 'дифференциальное уравнение (4) является уравнением с переменными коэффициентами (5).

Разлагая в ряд Фурье переменный коэффициент перед у и полагая , (dtt = 2.x, дифференциальное уравнение параметрических колебаний (5) приводится к обобщенному дифференциальному уравнению Хилла:

ÖZ „ г со со

У г—> г-

~Т + Ro+ Ч Я-н^П^УТ) + 2) RVcC0S(2V'i) У = 0 (6) йЪ [fei fei

Для нахождения областей неустойчивости решения обобщенного

уравнения Хклла использовался мзтод нэтод Уиггекэра б 1зторпрзтацш1 Т.Хапси.

В зтсш сдучвэ общзэ рэазнкэ диффорандаальпого уравнзнил (С) запишется' в Б1гхо

у = С^^икп-Х - 04) + С.е"|Агз¿п(гп - аг) Периодическая функция ф(а). в области неустойчивости нечетного порадка содзрлгг члены, соответствующие только нечотныы гдрмшасам. В зтом случае решение икает вид:

у = еРфСт) = е1п[а£з(.п(т; - а4) + а8з1п<3а - ав)1 (7) Учитывая это, можно записать неравенство:

Д<0>=

Чо^с • ъ

1С 2 С И..

<0

(8)

При зтом условии хараьстеристичесгаш показатель ц является действительным, а решение уравнения (6) соответствует первой или трэтьей областям неустойчивости. Определитель (8) равен нулю на границах первой или трэтьеа областей неустойчивости. ' В диссертации подучены аналогичные выражения для четное (второй) области неустойчивости.

'Значения критических угловых скоростей,- соответствующих различным областям неустойчивости для опытных образцов механизмов, исследуемых далее экспериментально? составили •

ш'1'= 13.6 с-',

18.2 с"1

'= 37.9 с*

Исходя из (3) минимальная резонансная частота при вынужденных

колебаниях

4

•ЗИ

ш 6(6

Ч)

40,6 с"

Проведенные расчеты показывают,что быстродействие механизма ограничивается критической угловой скоростью *', соответствующей границэ первой области неустойчивости. Ее исследованию в дальнейшем уделяется наибольшее внимание. График функции Р(ш) = А(0), характеризующий первую область неустойчивости, показан на рис.4.

\ в чешдердой- главе приводите А результаты экспериментальных исследований,которые состоят из двух частей: натурные испытания и

вычислительный эксперимент.

Экспериментальные исследования проводились с целью определения критической угловоа скорости ведущего кривошипа опытные образцов шаршрно-рычэжных механизмов с остановка?,щ, обоснования и уточнения полученных теоретических результатов. '

В опытны}: образцах число углов замкнутого криволинейного многоугольного контура s = 3; длила ведущего кривошипа а = 0.09 и; длинь кулисы 6 = 0.31 м; насса кулисы и=0.1бкг; масса датчика шд= 0.054 кг.

Измерения проводились при покош виброизмеригелыкш аппаратуры фкркы "VIB ROBOTRON MESSELELEKIRONIK". : виброметра "roßotron 00 042" с пьезоэлектрическим датчиком KS 50; однолучевого осцшюграфа ЕО 211; измерительного усилителя Н 601 и самописца уровня 03 013. .

В процессе эксперимента регистрировались попэрочныэ колебания кулисы, по которой перемещается ползун, шарнирно соединенней с ведущим кривошипом. Скорость вращения кривошипа изменялась в предела! №=10,5... 15 с"1 с шагом Да = I с"1. При приближении к границе расчетной области неустойчивости, характеризующейся резким возрастанием уровней вибрации, прово,г..ились дополнительные измерения с шагом ¿и = 0.2 с"1.

В результате эксперимента выявлена область значения критической угловоа скорости ведущего кривошипа: шк=10.9 + 12 с"4. Расчетное значение критической угловой скорости, соответствующей

первой области неустойчивости составляет 13.6 с"1.

Изменение амплитуда колебаний в зависимости от изменения угловой, скорости кривошипа отражено в виде графика на рис. б. Полученная кривая показывает, что при приближении к границе расчетной области неустойчивости амплитуда колебаний .стержня резко возрастает.

С доверительной веречтностыо Р = 0.95 суммарная погрешность эксперимента с учетом систематической и случайной ошибок О =25.7Ж

О цолью определения влияния- зазоров в кинематических парах , инерционности, конечное жесткости ведущих и ведомых звеньев и других ' существенных факторов на изменение усилия в паре "каконь-кулиса" проведен численньш эксперимент. Выбор данного глэмента механизма обосновывается тем, что палец А <рис.6) является одаим из наиболее уязвимых мест. Это же подтверждают натурные эксперименты.

. Для динамической модели исследуемого шарнирно-рычажного

механизма с остановками (рис.6) запишем уравнение движения в виде

d ЛГО <¡1 + - / — ггзт(<|>) ф + —

г й

—СОЗ(ф ) t ---

г '¿г

- сой(ф)

d ГС"

нт(ф) - - Mc3ígn<(p) + - / -- г^ш sLn((pJ, (9)

ТС ' I

а С \к*

где ф= ф+ ut; С =---------;а = ;М - —;

а п аг+ otn <ф4) С^ ' i'

d - логарифмические декромонт колебания; С , ' С2- х:всткости ведущих и ведомых звеньев механизма; I - момент инерции механизма, приведенный к оси вращения ведомого звена 2; М*- приведенный момент сопротивления; упругодиссипативные характеристики механизма, приведенные к звену 3: Сп- приведенная жесткость; 5 - суммарный зазор, составленный из всех приведенных к паре "камень- кулиса" зазоров в кинематических парах.Уравнение (9) является расчетной математической моделью рассматриваемого шарнирно-рычажного механизма с'остановками. При условии X > О (X - деформация упругого элемента 3) ограничивается область применения уравнения (9). Данное условие физически означает наличие контакта в кинематическая наро "камень-кулиса". Если силы инерции ведомого звена окажутся больше, чем момент сопротивления, то условие х > 0 нарушается, а при его выполнении уравнение справедливо.на каждом из полупериодов движения ведущего кривошипа Ф,«3^ Д], ф1с[тскро ,2и], исключая зоны Ф1е(0,.ро], ф^Стс,»^], соответствующие выборке зазоров и начальному деформированию упругого элемента. Эквивалентным условию X > 0 является

|1ф*| < |М*| (10)

При невыполнении условия (1Q) происходит раскрытие зазоров за счет опережения ведомым звеном ведущего. При раскрытых зазорах ведущее и ведомое звенья механизма движутся независимо, а уравнения движения имеют вид:

¡í = - Mo/I; <р= cot. (11)

Такое движение происходит до тех пор, пока

X = |Г2С03(ф) - Г1СОЭ(ф1)| - й/2 Следовательно, полностью движение исследуемого механизма описывается уравнениями (9) и (11). Запишем уравнение движения (9) в канонической форме, введя Y (У4= , ф2= ф4, zt» ф^ ф10+ ut):

v-

-AV,

%y i j

stn(Y.) Y -

r o

-icos(z.) + -

r. 2r

(12)

-eos (Y.)

sln<í,) + -J

%

r¡r- M* .

— r,u sü1(z, )---

I ' 'I

При решении <12) определяется усилив в" пара "камень-кулиса".

Уравнения (12) решены численно-аналитическим методом.

В первой серии опытов научалась зависимость усилия от сем факторов; 1, М*, ш, ct, Сг, й, d. Использовалась I/I6 часть о полного факторного эксперимента 27. Чтобы получить информацию линейных эффектах в чистом виде, при более высокой разрешайте, способности, необходимо реализовать вторую реплику по метод перевала. Матрицу планирования второй реплики получают заменой все: знаков в первой реплике на обратные. Усредняя результаты вычислени для двух реплик получаем раздельные оценки для всех линейны: аффектов.

Анализ полученных данных показывает, что эффект, связанный i изменением коэффициента демпфирования, можно считать незначимым Наибольшее влияние на величину усилия оказывают значения момента инерции ведомой массы и скорость ведущего звена <рис,7).

jcp>

¿l6icpl

х^ с Ш>

Х? <б>

х < d > 1

Рис. 7

г г,

i

(рис.7х - усредченные результаты вычислении дал ДБух реплик.

Так как в реальных механизмах рассеяние жесткости звеньев мало, ад второй серии эксперимента целесообразно исключить С2, приняв ее за постоянную величину. Такт образом, сохраняя пять факторов, ■гспользуем модель второго порядки. При к = 5 эффективны планы Хартли 1 ортгоналыша план с полурепликой, содержащие по 27 опытов.

При проверке значимости коэффициентов уравнения регрессии и адекватности полиноминалыюя модели определение ошибок предсказания шачении в каждом опыте проводится по известным методикам.

При выбранном диапазоне максимальных рабочих скоростей ^[б.8;10.21 при Ш .7;68.3]; С,® [3.1-Ю4 ;8.83-10а];

> [ 0.3; 1.7 ]; 0 е [0.002;0.006], выбранных исходя из конструктивных ;оображений, получена Формула ,,

Г = 0.027 - 0.002ш - 0.009 I + 0.001М*- 0.024 ■ 10~ЯС +

С 1

+780 +0.034щ1 + 0.003 • ЮАС^ 0.016 • Ю"3!^- 0.076 I1-

- 6 • Ю'О* (13)

Ошибка определения усилий Г в паре "камень-кулиса" с помощью ИЗ) составляет Еср=Еср-ДЕ= -I.63% с доверительной вероятностью 1.95.

Тагам образом, результаты вычислительного эксперимента (оказывают, что выбранные'параметры механизма и нагрузки (I, М*, С2, 0, а) оказывают различное влияние на изменение динамических 'силш в, паре "камень-кулиса" (рис. 7). Наибольшее влияние бусловлено ■ инерционными характеристиками механизма. Это юдгвервдает правильность выбранных допущений при проведении [инамического анализа в главе 3.

ЗЛКЛКНЕНШ ■

Настоящая работа содержит комплексное исследование предлагаемых анирно-рычажных механизмов с остановками.

Проведенные исследования позволяют сделать адэдпзде вьгволы:

1. Для выполнения дискретных технологических операций во ногих отраслях промышленности широко ' используются цикловые еханизмы с высшими кинематическими парами. Актуальна разработка икловых механизмов, содержащих только низшие кинематические пары, виду их известных преимуществ.

2. На уровне изобретения предложены схемы шарнирно-рычажных еханизмов с остановками (с различным числом остановок), содержащий

только иизшйэ кяюмятичяш» пары (Л.С.СССР ¡í; IG2F>S?4}.

Л. Иследована структура продязгзочыг изрнкрно-рычажяых кохавиямоп с остановками.

4. разработаны мзтодкки определения основных кинематических параметров прэдшжешшх мюанизков:

- определения дата звоньов;

- зависимости числа остановок рабочего органа от числа углов замкнутого криволинейною многоугольного контура и числа оборотов ведущего кривошипа;

- зависимости максимальной и шшалыюа продолжительности остановки рабочего органа от времени полного оборота кривошипа;

- определения формы ползунов;

- определения угла поворота ползуна вокруг своей оси против направления вращения кривошипа;

- записана и исследована функция положения рабочего органа, которая позволяет определить положение всех звеньев механизма в зависимости от углового перемещения ведущего кривошипа, а таг«© вычислять •-■короста и ускорения рабочего органа.

5. Разработаны методики определения положения всех звеньев механизмов в зависимости от углового перемещения ведущего кривошипа.

6. Проведен динамический анализ механизмов. Исследованы параметрически возбуждаемые поперечные колебашп кулисы, описанные обобщенным уравнением Хилла. Методом Уштекера определены первая, вторая и третья области неустойчивости и критические угловые скорости вращения ведущего кривошипа.Показано, что параметрические колебания ограничивают быстродействие предложенных, механизмов.

9. Проведена серия натурных экспериментов с использованием опытных образцов шарнирн >-рычажногых механизмов с остановками. Получении экспериментальные значения критических угловых скоростей ведущего кривошипа. Получено хорошее совпадение расчетных и экспериментальных значения критических угловых скоростей, соответствующих первой области неустойчивости.

10. Проведены вычислительные эксперименты на основе выбранной расчетной динамической: модели с использованием методов математического планирования экспериментов. В результате экспериментов определено влияние зазоров в кинематических парах , инерционности, жесткости ведущих и ведомых звеньев и другие

-lo

зущественных факторов на изменение усилия в паре "камень-кулиса" «ехаризмов.

II. Разработаны прикладные программы, позволяющие проводить шнематичоския и динамический анализ предложенных шэрнирпо-рычаганых механизмов с остановками с использованием ПЭВМ.

Приложения содержат комплекс программ для расчета основных ¡стоматических параметров и динамического анализа, акты внедрения рззультатов диссертационной работы.

Основные положения диссертации отражены в публикацият:

1.A.с. № 1825924 ССОР. Иарнирно-рычажньт механизм с остановками // П.А.Лебедев, Д.П.Кухаренко, м.м.ратшюр.

2.Кухаренко Д.II. Шарнирно-рычатга механизм с остановками для автоматизации технологических процессов при проведении ремонтных работ транспортных средств' //Тез. докл. каждунар. к^нф. "Концепция развития и высокие технологии индустрии ремонта, транспортных средств.", Оренбург, 1933. С. I8I-I82.

3.Кухаренко Д,П..Ратанвр М.М. Аналитический метод кинематического анализа плоских рычзкных механизмов // Изв.Вузов, М.: Мавкностроенко, i960. 112. С.41-44.

А.Куяарокко Д.П.,Ратшэр M.Lt. -Аиалткескт гдатодо киксиапгтаского анализа. Шкгорнш метод. Метод, указания для ИК5. Иркутск: ИЛИ, 1991. 12 с.

О.Остраквксюм П.И., Кухарэнко Д.П, Анализ семепства ' каряфяо-рлчзяшк кэхшшзмов с остановками // Вопросы гршадкой механики: Можвуз. сб. науч. тр. / Под ред. А.И. Смелягана, Новосиб. гос. техн. ун-т. Новосибирск, 1993. С. 23-31. О.Остроменскм П.И., Кухарсжко Д.П. Динамически! анализ шарнирно-рычажных механизмов с остановками /7 Тез. докл. III конференции по нолиноянш колебаниям. Н. Новгород, 1993. Т.Остроменския П.И., Кухарэнко Д.П. Анализ иарнирно-рычажных ' механизмов с остановками // Тез. дом. конф. "Транспортные проблемы Сибирского региона в условиях формирования рынка" / ЙРИИТ. Иркутск, 1393. С. 77.