автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Анализ и синтез кривошипно-кулисных механизмов с гибкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре

ИНСТИТУТ МЕХАНИКИ И МАШИНОВЕДЕНИЯ НАЗ! РН-.

РГ6 ШГ

У Я ; ■ '' V На правах руиописи

ТОГАНВАЕВ Мурат Толешович

АНАЛИЗ Л СИНТЕЗ КРНВОЗНКНО-ГСУЯПСПЫХ ,. НКХАШГЗНОВ С гишсиии ЗВЕНЬЯМИ В ЗАМКНУТОМ ПРЕДВАРИТЕЛЬНО НАПРЯЖЕННОЙ КОНТУРЕ

05. 02. 16 - Теория механизмов и мшин

АВТОРЕФЕРАТ -диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Алма-га - 1994-

Работа выполнена в Казахском ордена 'Трудового Красного Знамени сельскохозяйственном институте.

¡научнш рлсозодаэдь

■щдще2е предприятие официальные сшоненш

- доктор технических наук, профессор НАУРЫЗЕАЕВ Р. К .

- ИГО "Казсельхозмеханизация"

- доктор технических иаук, профессор МУРАТОВ А Н. -

кандидат -технических наук, доцент РАХКАЗУЛЛАЕВ А Ш.

Защита диссертации состоится " j Q " 1994

года в ^ часов на заседании специглизирозакного совета Д 53. 0S. 01 при Ннстшуте неягкк235 и машиноведения HAH PK.

С диссертацией колю ознакомиться в библиотеке Нацконалшой Акгдемии каук Республики Казахстан.

Отзыва на автореферат просим направлять на имя ученого секретаря по адресу: 4С0091, г. Атл-га-ш, цр. Лбая, 31. »

Автореферат разослан " ^ " _ 199^ р.

УЧеньй секретарь специализированного совета, кандидат зазщичесжх наук

Е. С. Тенирбеков

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность тот. Решение проблем эксплуатационной надежное-'и существующих кривошяпно-кулиенше механизмов с жесткими звень-;ми во многом зависит от оптимальней структурно!! схемя,Устран8НИб убыточно пало-.енкнх сЕязей обеспечивает статическую опродзли-юсть механизма, сборку звеньев без натягов, безотказную работу ри переносах осей, относительно равномерное распределение усилий !еяду звеньями и кинема тическяш парами. Однако; оптимизация с труту ры механизмов с жесткими звеньями часто приводит к их услокне-ню, сшг:ению нагрузочной способности за счет применения высших инемэтических пар, увеличению металлоемкости я технологической тоимости изготовления, наличии зазоров в кянемзтгческях парах.

Новые кривошипно-кулисные механизмы с гибкими звеньями бос- -роизводят практически все движения их аналогов о.жеотними зввнь-ми. В них увеличена поперечная база жесткой кулисы, конца кото- ' ой связаны с кривошипом двумя гибкими звеньями (например, троса~ я). При этом поперечная база расположена перпендикулярно к традиционной кулисе и монет быть закреплена к последней жестко или зрнирно.

Несомненным! преимуязстваш новых механизмов являются отсут-гвие зазоров в кинематических парах за счет предварительного на-тяения гибких звеньев и одностороннего контакта элементов кине-^тичоских пар,, высокая нагрузочная способность за счет возмок-)сти силового зашкания гибких звеньев, высокие значения КПЗ за ¡ет отсутствия скольжения камня по кулисе. Ударное приложение-¡грузок, неточности сборки и изготовления звеньев могут быть ком-¡нсировзны тчкяе предварительным натяжением гибких званьев.

Таким образом, кривошипно-кулисные механизмы с гибкими звень-

дай в замкнутом предварительно напряженном контуре имеют широкие перспективные■возможности применения в различных отраслях народного хозяйства. Для наиболее рационального их использования необходим правильный выбор оптимальных структурных и динамических параметров работы, что в конечном счете повышает эксплуатационную надекность.и является задачей актуальной.

Объектом исследования являвтоя крявошипно-кулисный маханием с вращавщайоя кулисой и четырьмя гибкими звеньями. Подвижные звенья механизма образуют замкнутый предварительно напряженный контур. Механизм обладает комплексом основных свойств, предлагаемых для нового класса механизмов, имеет широкий спектр конструктивных преобразований и является предметом выявления основных закономерностей структуры кинематических цепей и специфических особенностей динамики нового класса крквошпно-кулисных механизмов с гибкими звбньяш в замкнутом предварительно напряженном контуре,

Даль исследования заклвчавтся в.установлении основных особенностей образования кинематических цепей кривошигшо-кулисных механизмов с гибкими звеньямн и закономерностей динамики кривовзшно-кулисного механизма с вращающейся кулисой и четырьмя гибкими звеньями, разработки методики расчета закона движения ведомого аве-ка-кулисй, обусловленной прочность» основных элементов, определении расчетных зависимостей для выбора их параметров и режимов работы при проектирования.

Основные задачи иооладования состоят в следующем:

1, Разработка научно-обоснованных методов отруктурного анализа и синтеза кривошишо-кулисных механизмов с гибкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре.

2. Составление я решение дифференциального уравнения свободного вращательного движения кривошипно-кулионого механизма с вра-

щающвйоя кулисой и четырьмя гибкими звеньями - объекта исследования.

3. Определение частот собственных колебаний исследуемого механизма.

4. Исследование вынужденных колебаний исследуемого механизма прч установившемся движении. :

5. Экспериментальные исследования кривошипно-кулисного механизма с вращающейся кулисой и гибкими звеньями в лабораторных условиях. • .. •

Научная новизна: ...-•'./■

1. Разработана класоификапяя базовых однозйеяннх групп-контуров нулевой подвижности для кривошишо-кулисных механизмов с гиб-¡сими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контур,

2. На основе формулы Л.П.Малншева определены магматические зависимости для структурного синтеза' из базовых групп-контуров слезой подвижности более сложных и многозвенных кинематических ипей кривошпно-кулисяых механизмов с гибкими звеньями.

3. Выведено дифференциальное уравнение свободного движения сривошипно-кулисного механизма о вращающейся кулисой я четырьмя • ябкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре, [зучена динамика вынужденных колебаний исследуемого механизма в [инамической модели машинного агрегата.

4. Предложены новые самоустанавливающиеся механизмы привода ктивиого колебания граблин мотовила уборочных машин, двухножэво-о режущего аппарата косилки, фальцующее устройство, кулисные ре-укторы о гибкими звеньями, защищенные авторскими о ведете льствя-и СССР и патентами Р5 и РК.

Практическая ценность:

I. Разработанная классификация базовых однозвенных групп-кон-

туров нулевой подвижности кривошпно-кулясных механизмов с гибкими звеньями, а также методика их структурного анализа и синтеза являются основой для конструкторской практики и позволяют служить ключом к проектированию надежных и долговечных машин и устройств, включающих самоустанавливающиеся разработанные и вновь со здаваемые кривошипно-кулисные механизмы с гибкими звеньями.

2. Определены расчетные зависимости для выбора параметров и режимов работы кривоиипна-кулисного механизма с вращающейся кулисой и четырьмя гибкими звеньями. Доказана его работоспособность

в лабораторных условиях. Разработана лабораторная модель машинного агрегата, содержащая двигатель и нагрузочное устройство, свя ' занных между собой посредством исследуемого механизма с вращающейся кулиоой.

3. Результаты работы в виде рекламных проспектов, информационных листков, действующих моделей, аналитических обзоров экспонировались на выставках НТТМ-83, 90, ВДНХ КазССР, Всесоюзной межотраслевой выставке-ярмарке "Изобретения и научно-технический прогресс" на ВЛНХ СССР в 1990 г., тематической выставке АН СССР "Математика и механика - народному хозяйству" в павильоне "Физика" ВДНХ СССР в 1989 г., республиканской научно-технической выставке конверсионных технологий и промышленной продукции на заводе им.С.М.Кирова в г.Алматн в 1993 г.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы .докладывались и обсуждались на всесоюзных и республиканских научно-практических конференциях МУиС (Кустанай, 1988; Алма-Ата, 1989-1992; Ставрополь, 1991; Гянджа, 1991), на Всесоюзной конференции по проблемам машиностроения Казахстана на эт^пе перестройки (Павлодар, 1989), на всесоюзных межвузовских научно-практических конференциях профессорско-преподавательского состава (Семина-

латинск, 1990, Ижевск, 1991), на ГУ научно-методическом совещз-нии заведующих кадрами, ведущих лекторов по ТММ вузов республик Средней Азии и Казахстана (Алма-Ата, 1991), на Всесоюзной конференции "Механизмы переменной структуры в технике" (Бишкек, 1991), но научной сессии отдаления физико-математвческих паук ЮШ РК, посвященной проблемам развития механики н машиностроения в Казахстане (Алма-Ата, 1992), на научно-производственной конференции профессорско-преподавательского состава и аспирантов инженерных (факультетов Казахского сельскохозяйственного института в 1987-1993 гг. ежегодно. . . .?

На защиту выносятся следующие основные полонения: ",

1. Методика структурного анализа и синтеза кривоиипно-кулис-ных механизмов с гибкими звеньями, основанная на классификации базовых однозеснных групп-контуров нулевой подвижности.

2. Ноеый класс самоустанавливавщихся кривошипно-кулисных'механизмов с гибкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре.

3. Новые варианты самоустонавливакщихся механизмов с гибкими звеньями для приводов рабочих органов сельскохозяйственных машин, толиграфяческого оборудования, кулисных редукторов, стеклоочисти-голей транспортных средств.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 47 научных тру-юв, в том число 10 авторских свидетельств на изобретения.

Структура и 'объем работы. Диссертационная работа состоит из ¡ведения, пяти глав и заключения. Основная часть диссертации издавна на 146 страницах машинописного текста, содержащих 84 юо-■юстрации, 3 таблицы, список использованных источников, включав-:ий 100 позиций.

. ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Структурный синтез кривошпно-кулисных механизмов с гибкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре

В разработанной классификации (см.таблицу) базовая группа нулевой подвижности состоит из одного жесткого звена и может иметь одну и более гибкие кинематические пары - гибкие связи. При этом простейшая гибкая кинематическая пара является парой первого класса, ограничивает перемещение по длине,-оставляя свободными пять остальных относительных перемещений, и эквивалентна нитевой паре.. Соединение двух нитевых пар дает пару второго класса, соединение трех нитевых пар, пересекающихся в одной точке, - пару третьего класса и т.д. Условия связей, накладываемых нитевыми параш в зависимости от их количества в базовых групп-контурах, соответствуют рекомендациям Л.Н.Решетова для механизмов, содержащих гибкие звенья.

Структурный синтез каждой базовой группы проводится на основании простейших структурных уравнений, сочетающих количество звеньев, род и число кинематических пар по А.Н.Малншеву. Элементарные однозвенные базовые группы в общей классификации синтезируются из структурных уравнений при условии П = I. Каждой базовой группе соответствует определенный класс, семейство и порядок. Последовательное решение структурных уравнений позволяет установить * закономерности наслоения новых групп с учетом модификаций родов кинематических пар. Общее условие структурного синтеза базовых групп контуров соответствует структурной формуле А.П.Малышева. В качестве примеров на рис.1-4 показаны схемы самоусгзнавливаицих-ся кривошипно-кулисных механизмов с гибкими звеньями с использованием базовых структурных элементов и простейших структурных уравнений, приведенных в таблице.

Классификация базовых

Таблица

кривошгтно-кулисных~механизм<^

структурного синтеза

условия кх

IV

рл=П

р=2п

р5=Ьп

рт2п

ПРИМЕР

Р<=Р5=П,

при п=1, р^ир5=Ь

Р2=П, р5=2п, при п=1, р2=1 р5=2

£ I

£

СЧ]

I

о: £

I

"О

I

На рис.1 приведена простейшая схема кривовшпно-кулисного механизма, включающая кривошип I, качающуюся кулису 2 и два гибких звона (связи Pg), образующих замкнутый предварительно напряженный контур. Формирование таких механизмов на основа разработанной таблицы существенно облегчает выбор оптимальных схем с заведомо самоустанавливаемыми свойствами их звеньев и одинаковы:.! натяжением всех гибких звеньев в любом положении ведущего звена. Вводя такие структурные группы с гибкими звеньями, можно далее проводить структурный анализ и для многозвенных кулисных механизмов с гибкими звеньями, приведенных на рис.5-12, расчленяя их на . указанные в таблице группы и ведущие звенья. Условие задания предварительного напряжения гибким звеньям при сборке механизмов соответствует минимуму потенциальной энергии замкнутого контура. В механизмах с качающейся кулисой (рис.Г, 5, 10, II) это условие соответствует одному из крайних положений кулисы.

На рис.2, 3, 4, 6, 8, 9 изображены механизмы с вращающейся

t

кулисой, о на рис.7 - кулисный синусный механизм.

Рациональность этих механизмов заключается еще и в том, что наличие гибких звеньев повышает их адаптивность к вероятным нагрузкам. Ударные нагрузки демпфируются вблизи зоны hx возникновения. Гибкие звенья эквивалентны высшим кинематическим парам и не требуют геометрического замыкания, а всегда имеют только силовое. Механизмы отличаются отсутствием массивного ползуна, бесшумностью и беззазорностью конструкции.

Дгртепенциальное уравнение свободного движения кривошипно-кулисного механизма с гибкими звеньями и вращающейся кулисой

.Динамическую связь в расчетной схеме исследуемого механизма Fin рис.13 осуществляют гибкие звенья предварительно напряженного

Рис.13

контура кинематической цепи, инерционными свойствами которых можно пренебречь вследствие малости их масс и ускорений по сравнению с массами и ускорениями жестких звеньев - кривошипа и кольцевой кулисы. Рассеяние энергии в опорах жестких звеньев, в шарнирах присоединения гибких звеньев к жестким и в самих упруго-податливых гибких звеньях не учитывается. Ди-

намическая модель механизма рассматривается как консервативная система под действием внутренних сил упругости динамической связи и двумя инерционными массами ведущего и ведомого звеньев. Дифференциальное уравнение свободного движения механизма на основе уравнения Лагранжа второго рода имеет вид:

п к , 2Сг3£о51п({Р-?Г) Сг5втгСУ-Ю-п

й

_ 2Сг3£сБШСР-Т) _ Сг!Щ2ОМ)^0

(I)

й я

где Ф и У - обобщенные координаты соответственно ведущего (кривошипа) и ведомого (кулисы) жестких звеньев механизма, моменты инерции соответственно ведущего и ведомого звеньев, Г и

- размеры радиусов соответственно кривошипа и кольцевой кулисы, С - коэффициент продольной жесткости гибких звеньев, £о- относительная деформация предварительного натяжения гибких звеньев в положении начальной сборки механизма.

Кинетическая энергия свободного движения механизма выражается формулой:

(2)

Потенциальная энергия упругой деформации замкнутого предварительно напряженного контура в общем случае выражается формулой:

где Ei, £2 ,63,64 - соответствупцие относительные деформации гибких стержней, вызываемые колебаниями ведущего и ведомого звеньев механизма.

Относительные деформации в любом положении механизма могут

быть определены выражениями:

с ^-L е e«-Ro с Ы-lo . hz-Zo m

где 1о - начальная длина гибких срерхней в'положении механизма при 'Ре = 0 и = 0.

Длины деформированних гибких стержей определяются из соответствующих выражений:

-rsinf+R COS .(5)

£m=V(R sin J-rcos4> )2 +(d+rsMf+R cos T)\ h2=M^V+rcos<P)2+(Rc0br-d-rsinlPJ2,

где d - конструктивный размер г.:еханиг?л-л мвтцу коренными осями-вращения крипожипо и кулисы.

Для пепзн.чя практических задач диилг.мки предлагаемых механизма!) удойно излагаться уравненном свободного движения следующего рпда:

О^ + ^тг^зшСР-Т^О,

(6)

В линейной постановке задачи система (I) уравнений примет

вид:

Э^+Сп рОР-ТИ, Г7аУ-СпР(Ч>-Ю=0,

(7)

где . Сир- приведенная крутильная жесткость исследуемого механизма с гибкими звеньями, и определяется из еы ранения:

Г _ п Сг3£о 2

(8)

где П - число гибких связей (например, стальных тросов) механизма.

На рис.14-17 приведены схемы вариантов предельного кривошип-но-кулисного механизма с различным количеством гибких звеньев и соответствующими формулами для определения крутильной жесткости механизмов.

п -

Ц>- ¿К

2 С Г со

Сп

Г _5Сг3£о

?::с .16

Рис,17

Рис.15

Из зависимости (8) слезует, что !.--личина крутильной жесткости исследуемого механизма зависит пт количества гибких связей П , продольной жесткости С гибких связей, величины £о предварительного натяжения гибких связей к рэ зкегюп Г :■*-,

па и Я кольцевой кулисы.

Динамика вынужденных колебаний кривошипно-кулисного механизма с гибкими звеньями в составе двухмашинного агрегата

Схема простейшего двухмашинного агрегата, содержащего исследуемый механизм с вращающейся кулисой, изображена на рис.18. На рис. 19 приведена двухмассовая динамическая модель'-двухмашинного агрегата. При использовании в системе асинхронного двигателя о жесткой характеристикой динамическую модель можно рассматривать как простейшую с одной степенью свободы (см. рис.20).

Фд,Ма «й».Мв

I

8

Рис.18

Рис Л 9

и)

Рис.20

"/^тематическая модель динамической системы (см.рис.21) в составе двухмааинного агрегата на основании системы уравнений (7):

м«, (9)

ОзЯ-Сп

В рассматриваемой динамической модели и Т углы поворота соответственно вала двигателя и вала рабочей машины. Приведенные к валу рабочей маиины момент инерции Эз и момент инерции подвижных частей двигателя приняты постоянными, - приведенный я валу двигателя момент движущих сил,, М? - модуль момента сил сопротивления, псивецзнных к входному валу раоочей машины, а

№

9

Ф^сопвЬ шп

3,

У

т

-э-

РШ Л

шш

г=н-х

д

М2

угловое смещение ¿С=(Ф~Т) соответственно .¿ = (4)-?Г) , уИ - коэффициент диссипации. При относительно большой мощности двигателя закон вращения его ротора 'Р(Ь) может считаться не зависящим от изменения Мг и Ог . Тогда при условии заданной зависимости те) второе уравнение системы (9) можно записать.в виде:

Ъи+унА+СрЛ* Нг+Ш (Ю)

Для двигателей с жесткой характеристикой часто принимают угловую скорость его ротора постоянной. Тогда уравнение (10) примет вид:

Рис.21

(п)

Таким образом, полученное уравнение может быть решено относительно углового смещения ведущего и ведомого звеньев независимо "от первого уравнения системы (9).

В уравнении (II) момент Мг может изменяться по различным законам. Рассмотрим случай изменения момента по закону:

Мг^Мср+Нвиг&оЬ,

где Мер - среднее значение М2 , Н сительно среднего значения.

(12)

аетлитуда колебания отно-

/_ Мер

После замены переменных ¿-У* £ , уравнения (II) преобразуется к елодующему вицу уравнения колебательного типа:

¡¡ + 2ву+К2уфша)Ь,

(13)

где 1/2_Сп£ /-_ Я_ п _ ¿СГС»

Решение уравнения (13) при начальных условиях Ь = О, у = О, у = О после возврата к переменной имеет вид:

где

п гЬш » Н •

Найденное решение показывает, что в режиме разгона кроме вынужденных колебаний с угловой частотой О) и амплитудой А наблюдаются свободные и сопровождающие колебания с угловой частотой К* . которые с течением времени затухают. При этом 7=1РЬ~еС В режиме установившегося движения остаются только вынужденные колебания:

¿ = +Д5{Л(ои6-02). (15)

В качестве основной динамической характеристики исследуемого механизма принят коэффициент динамичности по силам, определяемый как отношение максимального значения вращающего момента на входном валу машины с учетом упругости гибких звеньев механизма к максимальному значению того же момента без учета упругости гибких звеньев механизма в режиме установившегося.движения. Полаггя, что = 0, вращающий момент на входном валу рабочей машины:

+ (Ю

После преобразований значение максимального вращающего момента Мв с учетом упругости гибких звеньев выражается формулой!

(17)

Мвтах = Мср+

Максимальное знзчение того ке момента при жестком соединении вала двигателя с входным валом рабочей машины:

Мтах=Мср + Н.

Коэффициент динамичности по силам согласно приведенному определению:

2(Л)2

КГ

Ьпр

1181

На рис.22 изображен график зависимости коэффициента динамичности по силам КС от отношения частот при нескольких значениях 6 .

Из условия (18) при соблюдении условия Кс<1, найдена необходимая зависимость между угловой частотой вынуждающего момента Ц0 и конструктивными параметрами кривошипно-кулисного механизма с гибкими звеньями с использованием уравнения (8):

пСг3£о

(19)

I № Щ

Рис.22

НС г*6о

и)

1 1 Ф-сапзЬ

) Гл

V.

Рис.23

Срез Рис.24

Спр

На рис.23 показана амплитудно-частотная характеристика исследуемого механизма при малом демпфировании в системе.

Согласно форлдгле (17) можно определить амплитуду динамической деформации при учете первой гармоники возмущающего момента. Функция А< = А<(Слр) представлена на рис.24 при неизменном'значении 'средней угловой скорости Ч* вала двигателя. Как видно из (17), при статическом нагружении увеличение жесткости исследуемого механизма ведет к уменьшению деформации, т.к. растет значение К* (см.13). Однако з условиях .динамического колебательного процесса зависимость амплитуды деформации от жесткости Спр более сложная. Бели жесткость мала ( Спр ^ Срез ), где Сра= 00*02 -кесткость, при которой наступает максимум динамической деформации, то при периодической нагрузке увеличение жесткости вызывает увеличение амплитуды деформации (см.рис.24). Если жесткость велика (т.е. Спр >Срез ), то при ее увеличении деформация будет уменьшаться. Такое влияние жесткости необходимо учитывать при про-зктировании исследуемого механизма с гибкими звеньями в замкнутом контуре, чтобы избежать резонансных режимов.

Экспериментальные исследования проводились с целью проверки работоспособности кривошипно-кулисных механизмов о гибкими зве-тьями при различных частотах вращения вала двигателя, а также под воздействием нагрузки на валу ведомого звена - кулисы.

Для экспериментальных исследований разработана лабораторная установка в виде двухмашинного агрегата, изображенная на рис,18. Залы двигателя и рабочей машины связаны с помощью кривошипно-ку-тисного механизма с гибкими звеньями. В работе приводится обоснование выбранной схемы конструктивной сборки из многообразия разработанных кривошипно-кулисных механизмов при различных соотноие-!иях размеров радиусов кривоэшпа и кулисы, а также параллельного

смещения коренных осей вращения жестких звеньев. В качестве конструктивного варианта начальной сборка выбрана схема по рис.25, содержащая два жестких звена с полярным углом & между ними 90°,

Жесткие звенья связаны между собой двумя гибкими звеньями (тросами). Пр;; этом силовое замыкание гибким звеньям обеспечивается моментом сопротивления рабочей машины. Экспериментальные исследования проводились с помощью фотосъемки за очень короткие промежутки времени при различных ре лет-Рис .25 мах работы установки. Приведенные в работа

фотограммы наглядно демонстрируют периодическое изменение углового смещения жестких звеньев, влекущих изменение значения полярного угла Д между ниш, в периоды разбега и установившегося движения при переменной нагрузка на валу рабочей машины. 1

Новые самоустанавливающиеся механизмы с гибкими звеньями в конструкциях реальных машин и исполнительных устройств разработаны на основе теоретических положений, обоснованы их функциональные и точностные преимущества.

Конструктивное воплощение схемы привода мотовила на рис.26 позволит поднять производительность уборочных машин при уборке полеглых, спутанных хлебов и риса за счет сложного движения ак-5 тивных рабочих органов - граблин (а.с. № 1802ЭЭ7 СССР).

' Использование нового привода двухножевого режущего аппарата (рис.27) на засоренных и каменистых полях значительно увеличит надежность и долговечность уборочных сельскохозяйственных машин за счет упругой податливости- гибких звеньев (положительное решение на выдачу патентов РФ и РК по заявке № 4941546/15),

Привод фальцующего устройства с гибкими звеньями (рис.23) для

образования изгиба листа в полиграфическом производстве, в отличив от аналогов, не содержит зубчатого планетарного механизма. Привод отличают простота и низкая металлоемкость.

На ряс.29 изображен кулисный двухступенчатый редуктор с гибкими звеньями, встроенный в маховик. Схема также не содержит зубчатых передач. Передаточное отношение равно 4, Редуктору присущи бесшумность, улучшенные условия смазки и эстетичный вид.

В механизме стеклоочистителей на рис.30 вращательное движение кривошипа монот быть преобразовано в постуштельное, качательное или вращательное движения рабочих щеток. В зависимости от сборки и конструктивного расположения ведущего и ведомого звеньев механизм ¡таеет возможность пркспооабливаемости к изменявшейся кривизне поверхности очистки (а.с. й 1569267, 1569268 СССР).

Конструктивно механизм эллипсографа на рис.31 следует выполнять при условиях ОД = АД = ВД. При вращении водила I любая точка, например, точка С, находящаяся на звене 2, крома точок А, В и Д, описывает траекторию эллипса. Центры шарниров А и В совершают строго прямолинейное движение длиной 5 = 4Г*<.

Все разработанные механизмы отличаются самоустанавливаемос-тью подвижных звеньев, простотой и беззазорностью конструкции.

Основные научные результаты и выводы:

1. Разработана классификация базовых однозвенных групп-контуров и определены условия их структурного синтеза для кривошжт-но-кулисных механизмов с гибкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре.

2. На основе уравнения Лагранжа П рода получена система дифференциальных уравнений свободного движения кривошипно-кулисно-го механизма с вращающейся кулисой и гибкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре. Аналитическое решение ис-

ходной системы .дифференциальных уравнений найдено в эллиптических интегралах первого рода.

3. Дано обоснование динамической модели кривошипно-кулисного механизма с гибкими звеньями в составе .двухмашинного агрегата. Получены приближенные зависимости для подсчета крутильной жест-; кости исследуемого механизма.

4. Динамика вынужденных колебаний кривошипно-кулисного механизма с гибкими звеньями в составе двухмашинного агрегата и ее . динамическая модель изучены в виде модели Вульфсона-Коловского. Определены законы движения ведущего и ведомого звеньев.1

5. Результаты экспериментальных исследований подтвердили работоспособность кривошипно-кулисного механизма с гибкими звеньями в замкнутом предварительно напряженном контуре. Угловое смещение X жестких звеньев имеет периодический характер' изменения.

6. На основе теоретических положений разработан ряд патентоспособных схемных и конструктивных вариантов самоустанавливающихся криЕошипно-кулисных механизмов с гибкими звеньями для приводов рабочих органов сельскохозяйственных машин, полиграфического оборудования, стеклоочистителей, кулисного редуктора и направляющих устройств.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

Г. Тоганбаев М.Т., Наурызбаев Р.К. Методы анализа и синтеза кривошипно-кулисных механизмов с гибкими связями // Тематический сборник научных трудов "Повышение эффективности процессов механизации и электрификации сельскохозяйственного производства". -Алма-Ата: КазСХИ, 1992. - С.92-95.

2. Наурызбаев Р.К., Тоганбаев М.Т. К вопросу динамики свободного движения кривошипно-кулисного механизма с гибкими связя-

ш// Сборник отатей научной конференции профессорско-преподавательского состава и аспирантов (17-19 февраля).- Ч.П. - Алматы: КазСХИ, Г993. - С.133-135,

3. Каурызбаев Р.К., Тогвнбаев МЛ. К построению самоустаняв-ливающихся кразошипно-кулисных механизмов о гибкими звеньями в замкнутом контуре // Материалы научной авоот отделения фиэико-матеметическнх наук, посвященной проблемам развития механики и машиностроения в Казахстане.- Алматы: Институт механики и мзлиновал е кия HAH PK, 1993. - С.172-173.

4. Тоганбавв Ы.Т., Наурызбавв Р.К. Методы анализа к синтеза кривошипно-кулисяых механизмов с гибкими связями // Тематический сборник научных трудов "Повышение эффективности процессов механизации и электрификации сельскохозяйственного производетва".-Алма-Ата: КазСХИ, 1992. - С.92-95.

5. Тоганбавв М.Т., Наурывбаев Р.К. О некоторых результатах исследования моханизмовгроботов и манипуляторов с гибкими звеньями// Материалы 17 научно-методического совещания заведующих кафедрами, ведущих лекторов по ТШ вузов республик Сродней Азии и Казахстана. - Алма-Ата, 1991. - С.22.

6. Наурызбавв Р.К., Тоганбавв М.Т. Динамика самоустанавливающегося механизма с гибкими звеньями в замкнутом контура // Материалы Всесоюзной конференции "Механизмы переменной структуры

в технике. - Бишкек: АН Республики Ныргызотан:1991.-С.106-107.

7. A.C. № 1802997 (СССР). Мотовило к уборочным машинам. -Опубл. в £И. - 1993. - № II / Наурызбавв Р.К., Тоганбаев М.Т.

8. Наурызбавв Р.К., Тоганбавв М.Т. Рациональные конструкции шарнирно-стеряневых механизмов манипуляторов и роботов с гибкими связями // Информационный лиоток № 103-91.-Алма-Ата: КазНИИНТИ, 1991. 5 с. . ¿fcjL.

TVWHKIAJFAH AJ№H AJIA KEPHEyjIEHTEH KOHTyPflATH MfcCKAK SBJSHMM MIHHI-KyJMCAJM( MEXAHHSNWEPJII TA^flAY I8HE CHOTESflEy

TUHPHMflAMA

Byjx ayMtfCTa est opHuraiHH MadtKRan BBeHona HfRni-Kyjincajitm MexaifflSHr^epfllH niHa Kiiaca ycuHUJiaflu. OnapfltH cipyrerypaaa« Tan-flay zsHe CHHTes^ey sfllcTeMecl mrpajiraH. ifexaiMsi^epfllfl zam K/racu yhIh noaraflHou HOJitre Ten Sip OBeHoaa Ton-KoraypJiaw,HR xsJina atKTejiyt mcajy,«• Kyjuicacu aftnenMaaa wfHUl-KyjiHcaJtint Me-xhhwsmhIh Herlsri KHHeMatmKaaim sene flwhamhkajihk CHnanaMaoaH aHUKTay oflJcTeMeci eepney ofoeKilcl peili^e bjihhuh.

GiKepinreK sepTTeynep HexHaeciHfle 47'rtMHMw xywuc dactmBn aaniu. OHtfH tniwe 10-a KCPO 6btopjiur Kywilrl.

MB ANALYSIS AND SYNTHESIS OP CRANK LINKED MECHANISMS WITH FLEXIBLE SECTIONS IN THE CLOSED PRELIMINARY STRAINED C 0 N T 0 U fi

ABSTRACT

This work is devoted to the new in essence class of self-adjusting crank linked mechanisms with flexible sections and to the methods for their structural analysis and synthesis. The general classification ia worked out concerning the one-linked groups of zeroing mobility for the new class of mechanisms including the methods to define the main kinematio and dynamic characteristics of the crank linked raechanism with rotary link (the nain object of investigation).

As a result this investigation 4-7 scientific works are published including 10 works having all rights reserved in the USSR.