автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Оптимизация параметров механизмов параллельной структуры с упругими элементами

Р Г Б ОД

" 'Г'"" РОССИЙСКАЯ АКАДЕМИЯ НАУК ИНСТИТУТ МЛШИНОВЕЩЯШЛ ИМ.А.А.Благонравора

На правах рукописи

МУНИЦЫНА Надежда Викторовна

УДК 621.01

ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ МЕХАНИЗМОВ ПАРАЛЛЕЛЬНОЙ СТРУКТУРЫ С УПРУГИМИ ЭЛЕМЕНТАМИ

Специальность 05.02.18 - Теория механизмов и машин

АВТОРЕФЕРАТ

/

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва - 1995

Работа выполнена в Институте Машиноведения шл.А.А.Влагонра-сова РАН.

Научный руководитель -

доктор технических наук, профессор В.А.Глазунов.

Официальное оппоненты

доктор технических наук, профессор Е.Н.Ивашов

доктор технических наук, профессор Л.К.Беле^ой

часов

Ведущее предприятие Машиностроительная Компания

КРАНЭКС, г.Иваново

Защита состоится П-У ¡995 г, в чаС|

на заседании Специализированного бовета по общей теории иашин (ДО03.42.02) при Институте Машиноведения им.А.А.Елагонравова РАН по адресу : 101830, Москва, Центр, ул.Грибоедова, 4.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Института Машиноведения ( Москва, ул. Бардина, 4, тел. 135-55-16 ).

Автореферат разослан

1995 г.

Ученый секретарь Специализированного Совета кандидат технических

В.А.Дубровский

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Современный уровень развития средств автоматизации машиностроения требует широкого внедрения робототехнических систем, обеспечивавдих высокую производительность, точность и надекность. Использование механизмов параллельной структуры позволяет существенно повысить эти характеристики. В сравнении с традиционными механизмами с последовательным расположением звеньев механизмы параллельной структуры имеют более высокую точность п грузоподъемность, хотя возможно меньшую рабочую зону. Выходное звено этих механизмов связано с основанием несколькими кинематическими цепями, каждая из которых содержит несколько приводов пли налагает некоторое количество связей на движение выходного звена.

Некоторые кинематические схемы таких механизмов позволяют вынести приводы из рабочей зоны, что дает возможность их использования для работы в экстремальных средах. Увеличению надежности при эксплуатации в экстремальных средах может способствовать замена традиционных сферических и цилиндрических пар упругими элементами, выполненными в виде перемычек пониженной жесткости, что дает ряд преимуществ - исключается адгезия, отсутствуют люфты, нет необходимости использования смазки, но в то же врем недостаточно разработаны методы расчета механизмов с упругими элементами, что сдергивает их практическое применение в технике.

При работе механизма вследствие упругости его звеньев на движение исполнительного органа накладываются малые колебания, которые могут значительно снизить точность выполняемых операций, поэтому определение динамической ошибки движения выходного звена с учетом упругих свойств звеньев является актуальной задачей для механизмов параллельной структуры.

Реферируемая диссертация посвящена исследованию механизмов параллельной структуры с упругими элементами и кинематическими парами.

Целью работы является разработка алгоритмов кинематического и динамического анализа механизмов параллельной структуры -с упругими элементами и оптимизация их параметров.

Для достижения поставленной цели следует решить следующие задачи :

- используя известный подход к резеняю зядачи о полсглн;'ят.

- ч - .

провести оптимизацию параметров механизмов по двум критериям -объему рабочей зоны и среднему углу сервиса;

- провести силовой и кинематический анализ механизмов с жесткими звеньями;

- разработать и программно реализовать алгоритм динамического анализа механизма с учетом продольной и изгибной упругости стержней-вводов;

- провести оптимизацию формы упругих кинематических пар прямоугольного и круглого поперечного сечения и оценить их влияние на величину рабочей зоны.

Методы исследования основаны на законах теоретической механики и теории механизмов и машин. Особое внимание уделено методу винтов, вытекающему из классической теории винтов и винтового исчисления. При учете упругости звеньев механизма использовались соотношения линейной теории деформации стержней и теории упругости. Полученные алгоритмы реализованы в виде программ для ПЭВМ с использованием численных методов прикладной математики. Научная новизна заключается в том, что :

- проведена двухкритериальная многопараметрическая оптимизация механизмов и на ее основе синтезированы два новых механизма параллельной структуры;

- разработаны эффективные численные алгоритмы и компьютерные программы, позволившие построить рабочие зоны этих механизмов с учетом особых положений;

- проведен динамический анализ механизма с тремя кинематическими цепями с учетом упругости стержней-вводов. Получен алгоритм, позволяющий определить динамическую ошибку механизма при произвольном законе изменения 1-координат;

- проведен расчет упругих элементов механизмов, выполненных в виде перемычек пониженной жесткости.

Обоснованность теоретических выводов обусловлена строгостью применения аппарата аналитической и сферической геометрии в пространстве, теории винтов при разработке математических моделей. Достоверность полученных результатов обеспечена проверкой алгоритмов при решении тестовых задач и численным математическим моделированием на ПЭВМ.

Практическая значимость. Исследованы два типа механизмов параллельной структуры, областью применения которых может быть выполне-

ние операций с повшиеншми требованиями к их точности. Разработаны универсальные алгоритмы и программы, позволяющие построить рабочие зоны, выявить особые положения, провести силовой анализ и динами-ческий анализ механизма с учетом упругости звеньев. Выполненная работа позволяет синтезировать механизмы с оптимальным сочетанием параметров уже на стадии проектирования в зависимости от требоьа-пий разработчика.

Апробация работы. Материалы диссертации докладывались на :

- Международной научно-технической конференции "Состояние и перспективы развития электротехнологий", Иваново, 1994г;

- XI научно-технической конференции г.Иваново, 1994г;

- II научно-технической конференции ИИСИ "Опыт информатизации образования в институте", Иваново, 1995г;

- научном семинаре Лаборатории механических систем Института Машиноведения им.А.А.Благонравова РАН, 1995г;

- научном семинаре кафедры Механика Ивановского Инженерно-строительного института, Иваново, 1994 г.

Основные результаты работы опубликованы в 6 статьях и 2 тезисах докладов [1-8].

Структура диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка литературы из 140 наименований. Содержание работы изложено на 166 страницах машинописного текста и иллюстрировано 46 графиками и рисунками.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе приводится обзор методов, применяемых к исследованию механизмов параллельной структуры, анализируются результаты, достигнутые в их изучении. Механизмы параллельной структуры обладают рядом преимуществ, но сложны с точки зрения их описания. Отмечаются работы Ф.М.Диментберга, А.Ш.Колискора, Г.В.Крейнина, Е.И.Воробьева, Ю.Л.Саркисяна, А.Ф.КраПневз, Р.И. Ализаде, У.А.ДжолдасСекова, В.А.Глазунова, а также К.Сугкмото, М.Мохамеда, Д.Даффи, К.Ханта, Ж.-П.Марле.

В этой же главе проводится анализ публикаций по механизмам с упругими звеньями и парами. Значительное число работ посвяден.1 механизмам традиционной последовательней структуры. Динямич---: • •'

FK5.2

анализ механизмов параллельной структуры с учетом упругости звеньев проводился лишь в отдельных частных случаях. Отмечаются исследования А.Е.Кобринского, А.А.::обринского, Ф.Л.Черноусько, Я.М.Цейтлина, В.А.Светлимого, О.С.Нарайкина, К.М.Рагульскиса.

В заключении главы формируются цели и задачи диссертационной работы, вытекающие из приведенного анализа.

Во второй главе решается задача оптимизации параметров механизмов параллельной структуры для экстремальных сред. Привода рассматриваемых механизмов вынесены из рабочей зоны, что обеспечивает защиту приводов и минимальное загрязнение рабочего объема.

Механизм параллельной структуры с тре т кинематическими цепями представлен на рис.1. Выходное звено механизма I связано с основанием 2 тремя кинематическими цепями; Эти кинематические цепи представляют собой стержни-вводы 3 и стержни 4 , соединенные между собой и присоединенные к основанию и выходному звену посредством сферических шарниров 5. Основание и стержни-вводы образуют поступательные пары 6, размещенные в сферических шарнирах 7. Стержни 4 имеют приводы 8, которые могут быть выполнены или в виде гидроцилиндров, или в виде винтовых пар. При работе механизма каждый привод перемещает посредством стержней 3,4 выходное звено I по одной независимой координате, что обеспечивает ему шесть степеней подвижности.

На рис.2 показан второй рассматриваемый механизм с двумя кинематическими цепями. Соединение одной из кинематических цепей с основанием осуществляется с помощью двухподвижного шарнира 9.

Поскольку выходное звено рассматриваемых механизмов имеет шесть степеней подвижности, его положение в неподвижной системе координат описывается тремя декартовыми координатами полюса и тремя углами Эйлера. Для этих механизмов необходимо решить обратную задачу о положениях, которая для первого механизма заключается в определении обобщенных координат 11,га{(1=1,2,3), а для второго -в определении обобщенных координат т{ (1-1.. .6). Для первого механизма задача решена на основе общих геометрических подходов, для второго механизма кроме того используются формулы сферической тригонометрии.

По результатам решения обратной задачи о положениях необходимо провести моделирование рабочей зоны механизмов, при этом в трехмерном параллелепипеде со сторонами, заведомо большими, чем

V

ль

к р;

V ю Х£ pit 1Z Гц ^ Й^пч

р°

Рис.3

Рис.4

z=o.«o

21=0.30

Рис.5

размеры рабочей зоны, сканируется положение выходного звена при различных углах ориентации. В рабочую зону включаются точки, удовлетворяющие конструкционном ограничениям. Учитывались конструкционные ограничения на 1-координаты и на углы вращения сферических шарниров : для первого механизма

.т«1*«1! «« • Ш1 „«п®«^« «о.ЛЫ.2.3);

30°<У,<150° , 30°с^150° (ы.2,3; 3=1..6);

и для второго механизма

П1 .ш®««1. „«.(1=1.2.3);

30°0>1«г150° , 30°«П>*<150° (1=1..4; 3=1..7).

Из полученных рабочих зон следует исключить точки, соответствующие особым положениям механизмов. Для этого необходимо определить углы давления как углы между вектором силы, действующим со стороны привода, и вектором скорости соответствупцеи точки механизма.

Для механизма с тремя кинематическими цепями обозначим через

силовые винты, действующие на выходное звено при заторможенных приводах, через П,=(и. ) кинематический винт выходного звена.

I {3> (у (с \ X * I/ \ Ш

Плюккеровы координаты силовых винтов можно выразить через единичные векторы Ьэ{,Ьи( и радиус-векторы г, (1=1,2,3) ( рис.3.).

При заторможенных всех, кроме одной, приводных парах механизм имеет одну степень свободы, и выходное звено может перемещаться лишь по одному винту. Этот кинематический винт может быть определен из условия взаимности с пятью силовыми винтами, действующими на выходное звено со стороны заторможенных пар

топН^О,)^ (I)

Алгоритм получения уравнения (I) при заторможенном 1-том приводе реализуется вычеркиванием 1-той строки из матричного уравнения

В-0=0,

где матрица В , состояцая из шшккеровых координат силовых винтов,

имеет вид

** ЪгшГгр&г» ь«ЛЛЛ.

** ЪэШЬэГэ.

Ьи2.

В результате будем иметь пять уравнений относительно вести неизвестных кинематического винта, что позволяет определить его с точностью до множителя. Для этого полагаем одну из шести неизвестных составляющих кинематического винта, например, иа равной единице и решаем полученную систему линейных алгебраических уравнений относительно оставшихся пятя неизвестных методом Гаусса с выбором главного елемента. Линейные скорости точек к],кг,к3 определяются как момент кинематического винта относительно втих точек.

Производя указанную процедуру для каждой приводной пары, определяются шесть углов давления, и если хотя бы один из них близок к 90°, то считается, что механизм находится в особом положении. Конкретные интервалы для недопустимых углов давления принимались в пределах 7б°ад1СОб°.

Для второго механизма наряду с кинематическим винтом выходного звена 0о, рассмотрим кинематический винт О, стержня-ввода А)В,. Силовые винты в действуйте на указанные звенья при заторможенных приводах, определяются через силы Р( и моменты М^ (рис.4.). Компоненты винтов 00 и О, определяются из условий взаимности кинематического винта 0о с тремя силовыми винтами

вощ(Й°,П0)«0 (1-1,2,3); (2)

условий взаимности винта П; с пятью силовыми винтами

юоивСП^.О, >-0 (1«4..8); (3)

■ равенства нулю сумш взаимных моментов силовых винтов й°0, им* с кинематическим винтом 00 и взаимных моментов силовых

винтов -Яр -н}0. 0 кинематическим винтом О,

тоо(Н°,П0)-нпош(-н{,П>)=0 (1-9.. 12). (4)

Движение механизма при заторможенных всех, кроме одной, приводных парах определяются с точностью до константы из II остающихся после вычеркивания одного условия из системы уравнений (2),(3),(4)

В-К=0

по алгоритму, аналогичному описанному выше для первого механизма. Здесь К« (и ,и> ,и> ,аР ,иУ° ,и. ,иУ? ,иУ? )- 12-

^^ о* оу* ож' ох* оу* о«' 1а' 1у 'у

мерный вектор, составленный из компонент кинематических винтов 0о и О.. Матрица В в этом случае имеет вид

• • • * • * ООО ООО

• • • • • • ООО ООО

• » » • • • ООО ООО

ООО ООО • • • • * *

ООО ООО • • • • • •

ООО ООО • • • • * •

ООО ООО • • • • • •

ООО ООО • • • • • *

• 00 0 • • • 0 0 ООО

0*0 • 0 * 0*0 ООО

0 0* • • 0 0 0« ООО

ООО • • • ООО • • •

Значком • отмечены элементы, отличные от нуля.

В данной главе проведена оптимизация параметров механизмов по двум критериям, характеризующим качество, а именно - по объему рабочей зоны в трехмерном пространстве и среднему углу сервиса. Оптимизирующими параметрами являлись координаты сферических варваров, расположенных на неподвижном основании ( 9 и 6 параметров соответственно для механизмов с тремя и двумя кинематическими цепями), в качестве пробных точек использовались точки ЯЦ-последовательностей. С помощью составленной програшы просчитано на ЭВМ по 1024 вариантов для каждого механизма и составлены таблицы испытаний. Из анализа результатов вычислений с помощью экспертной оценки определены оптимальные варианты геометрических размеров рассмотренных механизмов.

Срезы рабочих зон оптимального варианта механизма с тремя кинематическими цмпями приведены на рис.5, где выделены точки, соответствуйте особым положениям.

Таким образом, в данной главе проведена оптимизация параметров механизмов параллельной структуры, построены рабочие зоны и определены особые положения. Разработаны программы оптимизационного синтеза двух механизмов параллельной структуры БШИ и 5ГНТ2, позволяющие на экране ПЭВМ демонстрировать рабочие зоны в плоскости и в изометрии.

Третья глава посвящена силовому и динамическому анализу механизма с тремя кинематическими цепями (рис.1).

Из принципа возможных перемещений получены зависимости между силовым винтом И, действующим на выходное звено механизма, и усилиями в приводах N

Н=-Вт-Ы, (Б)

где В- матрица, полученная на этапе кинематического анализа механизма (I). Для случая действия только силы тяжести проводилось сканирование всех точек рабочей зоны, в результате чего получены экстремальные значения усилий в приводах.

Исходными уравнениями динамического анализа механизма являются уравнения динамики твердого' тела, имеющего шесть степеней свободы

-¡^ (Т-П)+П - (Т-П)= И (б)

Аффинор инерции Т имеет диагональный вид, поскольку в качестве системы координат, жестко связанной с выходным звеном, принимались главные оси инерции. Массой приводов пренебрегаем. Уравнение (6) необходимо дополнить кинематическими дифференциальными уравнениями, которые вместе образуют замкнутую систему 12 уравнений с 12 параметрами.

Для механизма с жесткими звеньями решена прямая и обратная задачи динамики, в первом случае численным интегрированием определено движение выходного звена при заданном законе изменения усилий в приводах из состояния покоя. Во втором случае определены усилия в приводах при движении механизма с различными.скоростями по траектории

61, (Т)

где q = [х,у,г,а,р,7].

При динамическом анализе с учетом продольной и изгибной деформации стержней-вводов силовой винт, действующий на выходное звено, определяется шестью силами

ЕР. • ЗЕЛ.

Р(=Т" Рю"ГГ <1=1.2.3) (8)

где и(=ЕБ(- удлинение стержней-вводов А(3{ , а ш(=АС(- их прогиб в плоскости А^и, (1=1,2,3) (рис.6). Формулы (8) получены по известным зависимостям механики деформированных стержней в предположении, что жесткость звеньев 3{В{ намного больше жесткости рабочих частей А,3,. По заданному положению выходного звена механизма и величинам 1, и т(, координаты точек Е, и Б4 определяются по формулам аналитической геометрии.

Для малых амплитуд колебаний выходного звена полученная система уравнений может быть линеаризирована, что позволило определить собственные частоты и формы колебаний механизма.

Решена прямая задача динамики механизма с упругими звеньями. В качестве примера рассмотрена программа управления механизмом, соответствующая уменьшению всех шести 1-координат на 2 мм в течение 0,1 с по линейному закону. Полученные зависимости обобщенных координат выходного звена от времени представлены на рис.7. Движение представляет собой полигармонический процесс, при Ъ0.1 с колебания происходят вокруг нового положения равновесия механизма. Аналогичные результаты получены и при учете диссипации в уравнениях движения.

В этой же главе проведен динамический анализ ошибки движения механизма, обусловленной упругостью стержней-вводов. Допустим, что движение выходного звена происходит по траектории (7) и функции управления 1,(1) и т{(г) определены из решения обратной задачи о положениях механизма. Тогда движение выходного эвена будет отличаться от требуемого наличием малых колебаний вокруг него. Если скорость заданного движения (7) мала, то результирующее движение можно представить в виде суммы "быстрого" и "медленного" движений

О = П°+ 0*. . (9)

Подставляя в (6) и пренебрегая рядом малых слагаемых, получено линейное винтовое дифференциальное уравнение

+ С-Ф*= 0, (10)

61 па? •

где Ф- винт малых перемещений и ^ --О ; С- матрица жесткости механизма. Уравнение (10) при заданных начальных условиях решается аналитически. Полученное решение можно считать достоверным на

M -

Рис. б

К в

1.6501

1.6495 1.64Э9 1.6483 1.МТ7

1 Í

1 \ 1 1 !

i \ i I

'Ь.оо ! 1 ■1 0.10 0.20 0.30 0.40 0

0.6013 0.6013 0.6008 0.600« 0.SW9

а. оа

а.ю

0.20

е. за

(МО

0.30

о.зо

Рис.7

малом участке траектории, в пределах которого матрица С меняется незначительно. На рис.8 приведены полученные значения отклонений выходного звена механизма от заданного (7) при 0=2*/60, что достаточно хорошо совпадает с решением, полученным прямым численным интегрированием.

Таким образом, в данной главе проведен силовой анализ механизмов параллельной структуры и динамический анализ с учетом упругости его звеньев. Разработана программа DDffllAN, графические возможности которой позволяют выводить получаемые движения механизма на экран дисплея в виде графиков координат, скоростей, ускорений и усилий в режиме реального времени, а также демонстрировать движение механизма в режиме мультипликации.

Четвертая глава посвящена разработке упругих элементов для механизмов параллельной структуры. В механизмах, предназначенных для работы в агрессивных средах, вращательные и сферические пары целесообразно выполнять в виде перемычек пониженной жесткости прямоугольного и круглого поперечного сечений.

Упругие элементы не соответствуют в точности вращательным и сферическим парам, поскольку позволяют соединяемым звеньям не только поворачиваться друг относительно друга, но и совершать относительное поступательное перемещение. Чем меньше относительный сдвиг в упругой паре, тем больше она соответствует кинематической паре.

В данной главе упругие элементы прямоугольного и круглого поперечного сечения рассчитываются методом конечных элементов. Определяются угол поворота сечения упругой пары и поперечные перемещения под действием сил и моментов, приложенных к одному из сечений. При этом варьируется форма боковой поверхности, что позволяет выбрать элемент, максимально соответствующий идеальной кинематической паре.

За основу принята программа SAP, для использования которой разработана оригинальная программа WODSAP, позволяющая автоматизировать разбиение упругих пар на конечные элементы и представить деформированное состояние упругой пары в графическом режиме на экране дисплея. На рис.9 представлена деформация упругой пары круглого сечения под действием изгибающего момента, Приложенного к верхнему основанию упругго элемента при неподвижном нижнем основании. Вся конструкция рнпбита на 128 элементов. Такие же расчеты

Рис.8

Гис.

проводились для пары прямоугольного поперечного сечения под действием момента и поперечной силы. Рассмотрены различные виды кривой, описывающей бокгвую поверхность упругого элемента : окружность, парабола и алгебраическая кривая четвертого порядка.

Из анализа полученных результатов следует, что наибольшей подвижностью , но и наименьшим коэффициентом запаса прочности обладает упругая кинематическая пара, боковая поверхность которой описывается алгебраической кривой четвертого порядка. Наименьшей подвижностью и наибольшим запасом прочности обладает пара с поверхностью в виде параболы.

Таким образом, в данной главе проведен расчет упругих элементов пониженной жесткости и проведено сравнение различных фора поверхности по критерию подвижности и прочности.

Построена рабочая зона для механизма, имеющего кинематическую схему как на рис.1 для случая, когда сферические шарниры А(,А2,АД заменены на упругие элементы круглого поперечного сечения. Это повышает надежность механизма, но снижает размеры зоны обслуживания. При моделировании рабочей зоны учитывались дополнительные конструкционные ограничения на углы поворота упругих пар в виде

(1=1.2,3)

где Ф,- угол между нормалью к плоскости, определенной точками А/РА2,Ад и вектором Бз{; Ф°- исходное значение угла Ф,; [®,]-допустимый угол поворота упругого элемента (1=1,2,3). В качестве примера рассмотрена пара с допустимыми углами вращения [Ф{]=0,0872 рад, при этом примерно на 60* уменьшаются размеры рабочей зоны в шестимерном пространстве.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработан алгоритм решения обратной задачи о положениях механизмов параллельной структуры с двумя и тремя кинематическими соединительными цепями. Построены рабочие зоны с учетом конструкционных ограничений на 1-координаты и взаимные углы поворота в сферических шарнирах.

2. Проведен кинематический анализ указанных механизмов. С помощью теории винтового исчисления определены углы давления, что позволило исключить из рабочей зоны особые положения механизмов.

3. Синтезированы механизмы, имевдие оптимальные значения объбма рабочей зоны и среднего угла сервиса, на основе разработанного алгоритма двухкритериальной многопараметрической оптимизации с использованием ЛПТ последовательностей.

4. Получена замкнутая система уравнений, описывающих движение выходного звена механизма с тремя кинематическими цепями с учетом продольной и изгибной упругости стержней-вводов.

Б. Оределены усилия в приводах по заданному закону движения выходного звена с учетом возникающих инерционных сил при различных скоростях движения.

6. Разработан алгоритм, позволяющий по заданному закону изменения 1-координат определить движение выходного звена и оценить динамическую ошибку, обусловленную упругостью звеньев. Величина этой ошибки зависит от скорости исследуемого движения. Учет сил диссипации приводит к уменьшению амплитуды малых колебаний вокруг заданного движения механизма.

7. Для заведомо малых скоростей, движение выходного звена может быть представлено в виде суммы заданного и малого колебательного движения, что позволило существенно упростить исходную систему уравнений. Получен алгоритм, позволяющий определить отклонения в движении механизма от заданного при любом законе движения. Сравнение полученных результатов с точным решением дает хорошев совпадение при достаточно малых скоростях движения выходного звена.

8. Разработан алгоритм расчета и оптимизации упругих элементов сложной формы для механизмов параллельной структуры с использованием метода конечных элементов. Автоматизирована процедура разбиения конструкции на конечные элементы, что позволило существенно сократить время, затрачиваемое на подготовку исходных данных и обработку полученных результатов.

9. На выбор оптимальной формы поверхности упругих пар влияют несколько противоречивых факторов. Для рассмотренных случаев на-гружения изгибающим моментом и поперечной силой, увеличение угловой подк-жности упругого шарнира приводит к увеличению продольной и поперечной подвижности, а также к снижению запаса прочности упругой пары.

10. Произведена оценка влияния угловой подвижности упругих элементов в конструкции механизма с тремя кинематическими цепями

на размера рабочей зоны. Размеры рабочей зоны значительно уменьшаются с уменьшением угловой подвижности используемых элементов.

II. Все разработанные в диссертации алгоритмы реализованы в виде программ для ПЭВМ, написанных автором на алгоритмическом языке Паскаль (версия 7.0). Программы обладают широкими графическими возможностями, позволяющими демонстрировать движение механизма в'режиме реального времени с элементами пространственной мультипликации.

Основное содержание диссертации опубликовано в работах :

1. Крайнев А.Ф., Глазунов В.А., Мупицына Н.В. Построение рабочих зон манипулятора параллельной структуры и двухкритериаль-яая оптимизация его параметров // Изв. ВУЗов. Машиностроение, 1994, N 1-3, с.3-7.

2. Глазунов В.А..Муницына Н.В. Оптимальное проектирование манипуляторов параллельной структуры для агрессивных сред текстильного производства // Изв. ВУЗов. Технология текстильной промышленности, 1994, N 5, с.85-89.

3. Муницына Н.В., Синакевич Л.Д. Динамика манипуляторов параллельной структуры с учетом упругости звеньев V Международная яаучно-техническая конференция "Состояние и перспективы развития электротехнологии", Тезисы докладов, Иваново, 1994, с,65.

4. Муницына Н.В. Применение теории винтов для радения задач динамики манипуляторов параллельной структуры / Сборник научно-информ. статей ИИСИ, Иваново, 1994, Вып. I , с.124-126. \

5. Муницына Н.В. Определение динамической ошибки позицирова-шя манипулятора параллельной структуры с упругими элементами / Троблемы строительного материаловедения и механики. Межвуз. сб. 1ауч. стат. Иваново : изд.ИИСИ, 1995, с.98-103.

6. Глазунов В.А., Муницына Н.В. Синтез и моделирование мани-1уляторов параллельной структуры для экстремальных сред / XI науч-ю-техническая конференция. Тезисы докладов, Иваново, 1993, с.78.

7. Муницына Н.В. Моделирование управляемых колебаний плоского [-координатного механизма / Сборник статей II научно-технической сонференции ИИСИ, Иваново, 1995, с.79-81.

8. Глазунов В.А..Муницына Н.В. Использование программы расчета плоских механизмов параллельной структуры в учебном процессе / Збор. стат. II научно-технич. конфер. ИИСИ, Иваново, 1995, с.12.

):.:аГ ран. Гак. Л 41. Тираж 1С С экз.ПХ/ № 53-149.