автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Разработка и исследование механизма дифференциального преобразователя движения

РГБ ОД

1 В ДЕК 70С1

На правах рукописи УДК 62-587(043)

ЖЕЛОБОВ Антон Александрович

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЯ ДВИЖЕНИЯ

Специальность 05. 02. 02 — машиноведение и детали машин

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Владимир 2000

Работа выполнена на кафедре «Теоретическая и прикладная механика» Владимирского государственного университета.

Научный руководитель - заслуженный деятель науки и техники

РФ, доктор технических наук, профессор Д.В. Бушенин

Официальные оппоненты

- доктор технических наук, профессор Г.К. Рябов ■ кандидат технических наук, доцент Н.П. Абарихин

Ведущая организация —

ОАО «Владимирский тракторный завод», г. Владимир

Защита состоится « До » 2000 г. в 14 час. 00 мин. на заседании

диссертационного совета Д.063.65.01 Владимирского государственного университета по адресу: 600000, г. Владимир, ул. Горького, 87, ауд. 211-1.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Владимирского государственного университета.

Автореферат разослан ¡^¿¿^¿¿Л^ 2000 г.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просьба направлять по вышеуказанному адресу учёному секретарю диссертационного совета.

Учёный секретарь диссертационного совета доктор технических наук

К63'52'041'01ь0

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

АКП'ЛЛЬНОСТЬ ТЕиы. На современном этапе социальные и экономические потребности общества требуют дальнейшей интенсификации различных технологических процессов. Рациональное использование известных, а также создание новых механизмов является одним из действенных средств повышения производительности и качества труда.

Существует значительное число отраслей хозяйства (машиностроение, приборостроение, сельское хозяйство, пищевая промышленность и др.), где большой круг задач требует перемещения исполнительного органа машины по криволинейной траектории. К ним относятся перемещение захватывающих устройств сельскохозяйственных машин, роботов, манипуляторов, грузоподъемных и т.п. машин; перемещение режущих инструментов на станках специального назначения, например при шлифовании аэродинамических и других поверхностей сложного профиля; при автоматической сварке фасонных швов; на станках, у которых подача режущего инструмента должна осуществляться по криволинейной траектории относительно обрабатываемой детали в продольном или поперечном направлении и т.д.

Рабочие органы машин первых групп базируются чаще всего на кри-вошипно-ползунных механизмах, механизмах с качающейся или вращающейся кулисой, кулисных механизмах с шатуном, многошарнирных, кулачковых и других. Для образования фасонного профиля детали в продольном направлении хорошо себя зарекомендовали механизмы, работающие от копира (гидро- и электрокопировальные устройства).

Перемещений режущего инструмента по криволинейной траектории в поперечном к обрабатываемой детали направлении требуют прогрессивные методы обработки: циклоидальное (подача резца осуществляется по эпициклоиде) и спиральное (подача резца осуществляется по плоской спирали) точения. Эти методы при обработке деталей с короткими поверхностями вращения (кольца подшипников, блоки шестерен, шкивы и т.п.) обеспечивают рост производительности труда на 25...400% в зависимости от параметров обрабатываемой детали.

Для реализации таких способов обработки в основу суппорта станка должен быть положен механизм специальной конструкции, способный обеспечивать режущему инструменту спиральные и циклоидальные траектории перемещения. Разработка и исследование такого механизма является актуальной задачей.

Предварительный анализ показал, что циклоидальные траектории могут воспроизводить дифференциальные механизмы. Такие механизмы имеют широкие, ещё не раскрытые возможности по использованию их при обработке материалов для перемещения режущего инструмента по сложным траекториям. Изучение сателлитных кривых, описываемых различными точками их сателлитов, ограничивалось передаточными отношениями в пределах 0,5...5 с довольно крупным шагом, что не позволило вскрыть в полном объёме возможности этих механизмов как построителей сложных траекторий.

Однако наличие двух независимых приводных цепей снижает надёжность дифференциальных механизмов при использовании их в металлорежущем оборудовании и вызывает затруднения при размещении в ограниченном пространстве.

ЦЕЛЬ И ОСНОВНЫЕ ЗАДАЧИ РАБОТЫ. Целью работы является создание механизма для построения криволинейных траекторий перемещения режущего инструмента на металлорежущих станках, разработка теоретических основ его проектирования и определение области использования.

Для достижения этой цели необходимо решить следующие задачи:

1. Разработать схему одноприводного дифференциального механизма, обеспечивающего рабочему органу, связанному с сателлитом, криволинейные, в том числе спиральные, траектории перемещения.

2. Теоретически и экспериментально установить связь между кинематическими параметрами механизма и видом траектории, воспроизводимой его выходным звеном.

3. Исследовать скорости и ускорения перемещения точки исполнительного органа по сателлитной кривой.

4. Оценить кинематическую точность воспроизведения криволинейной траектории.

5. Теоретически и экспериментально установить связь между движущими силами или моментами, прилагаемыми к ведущему звену, и силами полезных сопротивлений на ведомом звене, определить коэффициент полезного действия механизма.

6. Разработать методику проектирования изучаемого механизма и пакет программ для его расчета и проектирования.

7. Дать конструктивное решение механизма для различных случаев его использования.

8. Оценить экономическую эффективность нового механизма применительно к конкретному случаю его использования.

МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ. При проведении исследований использован аналитический аппарат научных основ теории машин и механизмов, аппарат линейной алгебры, дифференциального исчисления, методы машинного моделирования. Достоверность проведённых исследований подтверждена натурными испытаниями на специально разработанной экспериментальной установке.

НАУЧНУЮ НОВИЗНУ РАБОТЫ составляют:

- новый вид дифференциального механизма для воспроизведения криволинейных траекторий - дифференциальный преобразователь движения (ДПД) и кинематические схемы его осуществления;

- установленные закон движения рабочего органа механизма в зависимости от его базовых параметров и закон изменения видов траекторий в системе координат передаточных отношений в кинематических цепях ДПД;

- установленные зависимости скорости и ускорения перемещения рабочего органа ДПД по сателлитным кривым и точности их воспроизведения от его основных кинематических параметров;

- установленные зависимости потоков мощности в кинематических цепях и КПД механизма от передаточного отношения замкнутого контура;

- установленные зависимости между движущими силами (моментами) и силами (моментами) полезных сопротивлений в ДПД и разработанная методика оценки эффективности его схемы.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ РАБОТЫ заключается в следующем:

- предложенный механизм - ДПД - позволяет реализовать на практике высокопроизводительные методы обработки с криволинейными траекториями перемещения режущего инструмента: спиральное точение, циклоидальное точение, перициклоидалъное фрезерование и др.;

- полученные аналитические зависимости, связывающие кинематические и силовые характеристики ДПД с его базовыми параметрами, и разработанная методика его проектирования позволяют на основе ДПД спроектировать устройство для конкретного слу жебного назначения.

РЕАЛИЗАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ. Полученные результаты использовались при разработке:

- конструкции суппорта к станку спирального точения внутреннего кольца подшипника 1316, внедрение в производство которого в условиях ГПЗ-1 позволит повысить производительность обработки в 1,25 раза с годовым экономическим эффектом в 34.5 тыс. руб.;

- конструкции фрезерной силовой головки к продольно-фрезерному станку;

- лабораторной установки ДПД для учебных целей

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Основные положения работы докладывались и

обсуждались на всероссийских научно-технических конференциях «Актуальные проблемы машиностроения на современном этапе» (Владимир, 1995 г.), «Ресурсосберегающие технологии в машиностроении» (Владимир, 1998 г.), «Актуальные проблемы повышения качества машиностроительной продукции» (Владимир, 1998 г.), научно-технических конференциях ВлГУ (1995, 1996,1998гг.).

ПУБЛИКАЦИИ. По материалам, изложенным в диссертации, опубликовано 10 работ.

СТРУКТУРА И ОБЪЕМ ДИССЕРТАЦИИ. Диссертация состоит из введения, 5 глав, общих выводов и рекомендаций и приложений. Общий объём работы 201 страница; содержит 74 рисунка, 18 таблиц, список использованной литературы из 52 наименований и 3 приложения на 10 страницах, включая акт внедрения результатов работы.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, определена цель работы, выделены задачи, которые должны быть решены.

Первая глава содержит обзор простейших механизмов и анализ их возможностей как построителей сложных криволинейных траекторий перемещения исполнительных органов машины, указаны области их применения. Отмечено, что в металлообработке при врезном точении деталей с короткими поверхностями вращения требуется перемешение режущих инструментов по криволинейным, в частности круговым, циклоидальным, спиральным и другим траекториям, что обеспечивает при многоинстру-ментной обработке повышение производительности в 1,2...4 раза. Использование механизмов-построителей таких траекторий перемещения резцов позволяет решить эту задачу. При этом сложный контур деталей обеспечивается комбинацией стандартных резцов, а не копированием или программированием. Поэтому отпадает необходимость в использовании в станках сложных кулачковых систем, гидро- или электрокопировальных устройств, сложных электрических схем станков с программным управлением.

Для осуществления указанных способов точения требуется разработка специальных механизмов для рабочих перемещений резцов. Известные механизмы в металлообработке в основном используются для изготовления кулачков с различными профилями, деталей с аэродинамическими поверхностями и т.п. и представляют собой соединение простейших шарнирных, рычажных, кулачковых и зубчатых механизмов. Их анализ, выполненный по работам И.И. Артоболевского, Л.Н. Решетова, Д.Н. Ре-шетова. B.C. Карелина, В.Н. Кудрявцева, Ю.Н. Кирдяшева, Ю.П. Борен-штейна, И.С. Хоменко и других показал, что рычажные и шарнирные механизмы имеют переменные передаточные отношения и недостаточную жёсткость, поэтому не могут использоваться в станках для снятия значительных припусков при высоких требованиях к точности обработки; при точной обработке геометрически правильных поверхностей для сообщения инструменту криволинейной подачи целесообразно использовать зубчатые механизмы; отсутствуют сведения о механизмах, обеспечивающих воспроизведение спиральной траектории.

Поиск механизма, способного сообщить исполнительному органу циклоидальные и спиральные траектории, выполнялся путём анализа уже существующих механизмов, выполняющих близкие по содержанию операции. Рассмотрение разных типов механизмов показало, что интересующие нас траектории можно получать с помощью дифференциальных механизмов, которые в настоящее время используются как редукторы и коробки передач, а также в качестве дифференциала транспортных машин, металлорежущих станков, приборов и др. Для использования этого механизма в качестве построителя криволинейных траекторий выходным должно быть звено, на котором происходит суммирование движений от двух ведущих цепей, т. е. сателлит. Исполнительный орган машины, жёстко связанный с сателлитом, будет описывать сложные траектории. Для приведения в действие дифференциальный механизм должен иметь два привода, что в ряде случаев является препятствием при его использовании, так как внезапный отказ в одном из приводов приведёт к резком}' изменению траектории перемещения исполнительного органа машины и создаст аварийную ситуацию, что особенно опасно при обработке металлов резанием. Кроме того, два двигателя делают невозможным использование такого механизма при разработке механизированных слесарных инструментов, например для шабрения или очистки плоскостей от старой краски и т.п. Для повышения его надёжности при металлообработке и

уменьшения гаоаритов целесообразно привод данного механизма осуществлять от одного двигателя.

В связи с этим, предложен новый вид дифференциального механизма. Его отличие от известных дифференциальных механизмов состоит в том, что он имеет один ведущий вал, который получает вращение от одного двигателя. С ведущим валом жёстко связаны две кинематические цепи: центральная шестерня — сателлит и гитара сменных колес — водило — сателлит (рис. 1). Рабочий орган, связанный с сателлитом, получающий движение от двух ведущих цепей, может описывать сложные криволинейные траектории в рабочей плоскости. Таким образом, получая простое вращательное движение на входном валу, предложенный механизм преобразует его в сложное криволинейное перемещение рабочего органа, жёстко связанного с выходным звеном - сателлитом. Поэтому такой механизм назван дифференциальным преобразователем движения (ДПД).

зал

Ведомый вал

У////У/А

Рис. I. Схема ДДД с передаточными отношениями )1Л >0; )р <0

Вторая глава посвящена исследованию кинематики ДПД. На основе возможных сочетаний внешних и внутренних зубчатых зацеплений в его ведущих цепях гитара сменных колёс - водило - сателлит (/|Л) и центральная шестерня - сателлит (/,'',) выявлены 4 основные схемы его осуществления: схема с >0 и <0 требует использования зубчатых колёс внешнего зацепления (см. рис. I): схема с <0 и /р <0 требует

применить в цепи гитара сменных колёс - водило - сателлит зубчатую пару внутреннего зацепления; в схеме с /|/( >0 и 1р > 0 нужно использовать

зубчатую пару внутреннего зацепления в цепи центральная шестерня - сателлит; схема с ¿1А < 0 и /,А2 > 0 требует применить зубчатую пару внутреннего зацепления в цепях центральная шестерня - сателлит и гитара сменных колёс - водило - сателлит.

Определена зависимость частоты вращения сателлита п2 в абсолютном движении от частоты вращения ведущего вала п: и передаточных отношений 1]к и 1"2 в его звеньях, исходя из зависимости утла поворота <р2

сателлита от углов поворота его ведущих звеньев - центральной шестерни {<р{) и водила (<ри)'-

Iя

Л, =-

'12

МА '12

1

'12

12

1,к + /А - 1 -л, =—-Щ—п,

МА МА МА ' 42

где коэффициент ки является передаточной функцией механизма и характеризует величину общего передаточного отношения между ведущим валом и выходным звеном (сателлитом) ДПД. Графики зависимости передаточной функции от передаточных отношений в его ведущих цепях (рис. 2) показывают, что наибольшее влияние на передаточную функцию ки оказывает передаточное отношение в диапазоне -1,5 ... +1,5 при любых значениях г]А. В этой области передаточных отношений следует ожидать наибольшее разнообразие видов сателлитных кривых.

Исходя из того, что абсолютное движение сателлита складывается из переносного и относительного, определён закон движения рабочего органа механизма в зависимости от его базовых параметров. Закон представляется параметрическими уравнениями, описывающими траекторию движения произвольной точки к, связанной с сателлитом:

1 - I соб(9'1 —) + Ягг сов<| <р]

12 1

Чи +1п -1

-Г,

-) + Яг, (рх

'12 У

где знак '"минус перед первым слагаемым принимается только для внутреннего зацепления колес 2/ и в этом случае всегда г> < г/ и < 1.

Теоретическое исследование этих уравнений сопряжено со сложностью анализа полученных результатов, так как в большинстве случаев полученные анааитические выражения в общем виде ничего не говорят исследователю. Поэтому целесообразно использовать машинное моделиро-

к

вание процесса формирования траектории точек выходного звена ДПД. Для этой цели разработаны программы для ПЭВМ, функционирующие в среде Borland Pascal 7.0 и MathCad plus 5.0.

А

J

1

и 10

-3 -2 -I

... in,— 0,5; ---■ • • • hh = 2: — • ■ --hh=l5.

a)

о

• hk = I:

А

\ 42

V. чиг?-;» j». м и X -к

f 1 2 —*

■■••in

0,5; ■ ■ hh = l;

• i/л — 2:

15.

в)

42 30

20

-10

к

Л

ih lll

1 2 3

■■hh=~0,5;

■ .. I

= - 2;

' ■ ■ ■ 1<>, — ~15.

lh

-I:

■■ ■ •ht = -4;

Г)

Рис. 2. Графики зависимости /г,, = / (;,'',): при а - /,, > 0, /,', <0: б - /,Л < 0,

i[\ < 0: в - ¡„, > 0. i,\ > 0: г - iUi < 0. ij': > 0

Дифференцируя параметрические уравнения сателлитных кривых, получены зависимости для определения скоростей и ускорений рабочего органа машины, связанного с сателлитом.

Установлена величина кинематической ошибки перемещения по координатам рабочей точки, жёстко связанной с ведомым звеном ДПД. Преобразуя параметрические уравнения сателлитных кривых к виду, когда в формулах явно выделены источники возможных погрешностей, и определив их коэффициенты влияния, получили:

Дг = Arh cos(¿?|ср\)- &<phrh sin^,^,) + Ar2Acos(Dl<pl j-Acp2Xr2 sin(D,9>1), Ду = Д rh sin (Bí q>x)+ Aq>hrk cos(¿?, <px) + А г, Л sin (D, <px)+ A<p2 cos(Z>, tpx).

Анализ этих уравнений показывает, что погрешности координат представляют собой суперпозиции первичных ошибок, изменяющихся по гармоническим законам, и являются периодическими функциями угла поворота (рх центральной шестерни z¡. Величина погрешностей Ах и Ау зависит от погрешностей Дrh, Aг,, A<ph и А(р2, а период колебаний — от передаточных отношений и /*2 (коэффициенты Вх и D, при угле <рх являются функциями i]h и /,А2 ). Повышая точность изготовления зубчатых колёс на одну степень, можно уменьшить погрешности отработки ДПД сателлитных кривых в среднем на 30 ... 50%.

Третья глава посвящена силовому расчёту ДПД. Внешними силами, действующими на ДПД, являются: ведущий момент M¡ двигателя и моменты (или силы) полезного (производственного) сопротивления Мс (FJ, приложенные к сателлитам. Для ДПД характерен установившийся режим работы. Поэтому в его передачах моменты от сил инерции отсутствуют. Силами сопротивления, как и в большинстве механизмов, являются силы трения в подшипниках и зацеплениях зубчатых колёс.

В ДПД передача энергии от ведущего вала к выходным звеньям происходит двумя потоками с различной степенью её распределения по кинематическим цепям. В зависимости от величин передаточных отношений этих цепей ( í¡t|2 и /|Л) направление вращения сателлита совпадает или не

совпадает с направлением вращения центрального колеса г/. При этом создаются разные условия силового нагружения звеньев ДПД. Четыре основные кинематические схемы ДПД дают восемь различных сочетаний направлений вращения центрального колеса, водила и сателлита. Анализ показал, что из-за противоречивости требований к соотношениям величин передаточных отношений два сочетания неосуществимы.

Исследуемый механизм является двухпоточной замкнутой передачей, у которой собственно планетарный механизм находится на выходе, замыкая между собой оба силовых потока, которые алгебраически суммируются на выходном звене (сателлите). Кинематически связанные между собой звенья образуют замкнутый контур, в котором энергия может не только передаваться по обеим ветвям в одном направлении — от входного вала к выходному, но и возвращаться назад по одной из ветвей. В этом случае в контуре возникает так называемая замкнутая мощность, которая, суммируясь с поступившей на вход энергией, вызывает перегрузку одной из цепей. Характеристику ДПД в этом отношении даёт передаточное отношение замкнутого контура in - (/^ -1 )/iUl . Теоретический диапазон изменения irc от -оо до +оо. Исследования показали, что замкнутая мощность в механизме возникает при значениях /„ < 0. Если in < -1, то в прямом направлении энергия передаётся по кинематической цепи водила, а возврат мощности происходит по цепи центральной шестерни z\, при -I < <0 кинематические цепи меняются ролями. В этих случаях для той цепи, по которой происходит возврат мощности, сателлит является ведущим звеном, во второй кинематической цепи он остаётся ведомым. И только при irc > 0 в обеих кинематических цепях сателлит является ведомым звеном и в ДПД отсутствует замкнутая мощность.

Исследование распределения энергетических потоков по кинематическим цепям ДПД показало, что по цепи центральной шестерни z\ передаётся мощность Л', = iV0/(l + ), по цепи водила — Nh = N0in /(l + iK), где Лг0 - мощность на ведущем валу механизма. Без учёта потерь на сателлит поступает мощность, равная /V, + Nh = N0. Мощность, возвращаемая по одной из кинематических цепей от ведущего сателлита (передаваемая в обратном направлении), имеет отрицательную величину.

При определении КПД механизма была использована методика профессора М. А. Крейнеса, в соответствии с которой КПД определяется в результате деления силового передаточного отношения на кинематическое, если последнее вычислено в направлении передаваемого потока энергии. Эта методика дала возможность получить формулы для определения КПД ДПД в зависимости от передаточных отношений замкнутого контура irc и КПД кинематических цепей: - цепи центральной шестерни и rjih - цепи водила, которые учитывают потери на трение в зацеплениях зубчатых колёс, в подшипниках и гидравлические потери и определяются по рекомендациям курса деталей машин.

Так как имеются три зоны с определёнными диапазонами передаточных отношений /'„, в которых различны распределения потоков энергии в кинематических цепях механизма, то для этих зон получены различные формулы для определения КПД:

Исследования показали, что если irc —>, то rj12 —>Tjth\ если irc —» -1, то 7712 0. Если irc -» 0, то rjn —» . Для механизмов, у которых irc > О, КПД изменяется от qu при ¿ге —> 0 до т)12 q]h, когда —>00 • Отсюда можно сделать вывод о том, что при irc < 0 на границах

зон замкнутая мощность формально обращается в бесконечность, т. е. происходит заклинивание передачи, и КПД такого механизма цп = 0.

Следовательно, слева вблизи границ зон имеет место значительное снижение КПД. Исследования показали также, что обычно величины КПД находятся в пределах 0,75 ... 0,97.

Для оставшихся шести расчётных схем, рассматривая ДПД как трёх-звенный механизм и не учитывая в первом приближении потери на трение в зубчатых зацеплениях и подшипниках, а также гидравлические потери, получены общие выражения для определения моментов на звеньях ДПД при установившемся движении, которые приведены в табл. I, где М , Мh , Ма — внешние моменты, приложенные соответственно к центральной шестерне, водилу и сателлиту, а па, nh , я„ —частоты вращения этих звеньев. При известных моменте сопротивления М„ -Мс и частотах вращения па, nh , ng системы уравнений решены относительно неизвестных моментов Ма и Мh. Получение в результате расчётов одного из моментов со знаком минус указывает на то, что момент на таком звене направлен в сторону, противоположную его вращению, и по этой цепи происходит возврат мощности в механизме.

Для прочностных расчётов деталей ДПД определены силы, действующие в зацеплениях зубчатых передач и на опоры основных звеньев ДПД. Для этого составлены и решены уравнения их равновесия под действием приложенных сил и моментов для каждой из шести расчётных схем. Моменты и мощности на основных звеньях ДПД определялись с помощью пакета математических программ MathCad plus 5.

при <-1 при -1 < irc < 0 при /ге> 0

Таблица 1 Результаты силового анализа расчётных схем

№ п/п '12 Направление вращения сателлита Ведущее звено Уравнения моментов и энергий

¿1 к

1 2 ■у 3 4 5 6 7

1 меньше нуля больше нудя +■ - + ма+м„-мг= 0

2 - + - М„+Мк +А1г =0 «А+"А+"А=0

3 меньше нуля - + + м -м„+м =0 а Н $

4 больше нуля больше нуля + 4- - ма+мк-мж =0

5 - - + Ма+МЛ+Мя =0 + "¡М,, + "У1, = 0

6 меньше нуля + т + Ма-М„-Мя= 0 •

Примечание.В графе 4 в соответствующей строке стоит знак " + если направление вращения сателлита совпадает с направлением вращения ведущего вала, и

'—если не совпадает. В графах 5 и 6 знаком " + " отмечено ведущее звено, а знаком " - " — звено, по цепи которого происходит возврат мощности. Если в графах 5 и 6 стоят плюсы, то в механизме отсутствует замкнутая мощность.

В четвёртой главе приведены результаты экспериментальных исследований ДПД. В ходе экспериментальных исследований, которые включали в себя натурные испытания на экспериментальной установке и машинное моделирование процесса работы ДПД на ПЭВМ, устанавливались: виды сателлитных кривых, воспроизводимых ДПД; скорости и ускорения перемещения рабочего органа ДПД по сателлитным кривым; влияние первичных погрешностей механизма на точность отработки сателлитных кривых; измерение моментов на звеньях ДПД и влияние роли его цепей на передачу потоков движения и энергии.

В основу экспериментатьной установки была положена схема с передаточными отношениями в ведущих цепях ДПД ih¡2 < 0 и in, > О, которая за счёт изменения величины /м позволяла менять роль кинематических цепей ДПД с ведущей на ведомую и наоборот. Величина in, могла меняться в диапазоне 0,389...2,57 (см. рис. 1). Установка была смонтирована на станине токарного станка 1Д63 и приводилась в действие через его коробку скоростей.

Установление видов сателлитных кривых выполнялось как машинным моделированием, где в качестве модели использовались их параметрические уравнения, так и на экспериментальной установке. Оно показало, что в общем случае параметрические уравнения описывают разные виды циклоидальных кривых: нормальные (2 = 1), укороченные (Я < 1) и удлинённые (А>1) эпи- и гипоциклоиды, которые могут трансформироваться в окружности, спирали, эллипсы, 3-, 4-угольные и другие многоугольные фигуры, перициклоиды и даже прямые линии (табл. 2). Спиральные траектории получаются при передаточных отношениях i,h, лежащих в диапазоне 0,94... 1,06 при любых /,а2. Характерно, что один вид сателлитной кривой может быть получен как при разных кинематических схемах ДПД, так и в пределах одной схемы при разных сочетаниях передаточных отношений в его ведущих цепях ( i['2 и in,). Это расширяет возможности по выбору

механизма, наиболее близко реализующего режим рабочего процесса проектируемой машины.

Таблица 2

Примеры сателлитных кривых ДПД

№ ! л, п/п 1 12 'и, Я ! Сателлитные кривые

1 | 2 3 4 i 5

i 1 | -0,5 ! i 1 i 1 Л-'Г-.-д 1 1 \ ' ' у

2 ; 0,25 ! 0,5

Окончание табл. 2

1 2 л 4 5

3 -0,25 2 1

4 -0,345 1,0408 1 ©

5 -0,5 16 1 О

6 0,25 0,5 3 ' 1 1

Установлена обобщённая кинематическая зависимость между видом кривой и передаточными отношениями в ведущих цепях ДПД: /,Л2 = ±{\/к^1',Л + 1), где к — число петель (углов) фигуры.

Эксперименты показали полную идентичность кривых, полученных на установке и при их машинном моделировании, что подтвердило правильность теоретических исследований по установлению кинематических зависимостей между основными кинематическими цепями ДПД; правильность параметрических уравнений, описывающих закон движения рабочего органа механизма, и в связи с этим правомерность использования машинного моделирования при исследованиях скоростей и ускорений движения рабочего органа по сателлитной кривой и при исследованиях кинематической точности воспроизведения сателлитных кривых.

При машинном моделировании скоростей и ускорений движения рабочего органа по сателлитной кривой в качестве модели использовались описывающие их параметрические уравнения, которые связывают эти характеристики с базовыми параметрами механизма. Полученные в результате моделирования графики зависимостей скоростей и ускорений от угла поворота ведущего вала позволяют для любого вида сателлитной кривой установить величины скоростей и ускорений, диапазон их изменения, построить их годографы. Это нужно для оценки соответствия действительных скоростей и ускорений требованиям рабочего процесса при проектировании ДПД и при необходимости для целенаправленного корректирования базовых параметров механизма.

При исследовании кинематической точности механизма в качестве модели использовалась зависимость погрешности воспроизведения сателлитной кривой от точности изготовления его зубчатых колёс и водила.

Подставляя в модель величины Дrh, Дг2 и погрешности углов поворота водила A<ph и сателлита Др,, соответствующие определённой степени точности по ГОСТ 1643-81, получаем как величину погрешности воспроизведения кривой, так и динамику её изменения в зависимости от угла поворота центрального колеса Д срх. Эти сведения позволяют судить о характере изменения погрешности воспроизведения конкретной кривой, о допустимости её величины рабочим процессам при заданной точности изготовления зубчатых колёс и подобрать нужную степень точности их изготовления, исходя из служебного назначения механизма.

Исследование моментов на ведущем валу, центральной шестерне и на водиле были проведены на экспериментальной установке методом торможения. Измерение сил выполнялось пружинным динамометром. Опыты подтвердили правильность теоретических положений и формул для определения моментов на водиле М h и центральной шестерне Л/у. Расхождение величин моментов, полученных на экспериментальной установке и рассчитанных по выведенным выражениям, в среднем составляло 5...7%, а максимально - 10%. По результатам опытов для двух схем со значениями irc - -1,292 и ire = -0,523 получены значения КПД механизлга, отличающиеся от теоретических величин не более чем на 5%, что подтверждает правильность предложенной методики определения КПД ДПД.

Пятая глава посвящена вопросам практического использования ДПД. В ней приведены разработанная методика проектирования ДПД и примеры её использования при разработке конструкций торцовой фрезерной го-

ловки к продольно-фрезерному станку и суппорта к станку спирального точения внутреннего кольца подшипника 1316. Технико-экономические расчёты показали, что внедрение этого станка в производство повышает производительность обработки в 1,25 раза с годовым экономическим эффектом в 34,5 тыс. руб.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ II РЕКОМЕНДАЦИИ

1. Предложен новый вид дифференциального механизма — дифференциальный преобразователь движения (ДПД): получая простое враша-тельное движение на входном валу, он преобразует его в сложное криволинейное перемещение рабочего органа, жёстко связанного с выходным звеном - сателлитом.

2. Предложено четыре кинематические схемы выполнения ДПД. Определена его передаточная функция кп, характеризующая величину общего передаточного отношения между ведущим валом механизма и выходным звеном — сателлитом. Установлена её зависимость от частных передаточных отношений в его ведущих звеньях, выявлено, что наибольшее влияние на передаточную функцию оказывает в диапазоне -1,5...+ 1,5 при любых значениях /|А. В этой области передаточных отношений имеет место наибольшее разнообразие видов сателлитных кривых.

3. Установлен закон движения рабочего органа механизма в зависимости от его базовых параметров. Форма сателлитных кривых определятся кинематической схемой механизма, величинами и знаками передаточных отношений между его звеньями и не зависит от частоты вращения его ведущего звена. Натурный эксперимент установил совпадение видов сателлитных кривых, полученных на ПЭВМ и экспериментальной установке, что подтверждает правильность теоретического анализа.

4. Предложена методика определения на ПЭВМ скоростей и ускорений перемещения рабочей точки исполнительного органа ДПД, что необходимо для оценки их соответствия режимам рабочего процесса.

5. Определена кинематическая точность воспроизведения траекторий перемещения точек исполнительного органа и её связь с точностью выполнения основных звеньев ДПД. Разработанная методика расчёта погрешностей базируется на требованиях и рекомендациях ГОСТ 21098-82. Показано, что каждая более точная степень зубчатых передач повышает точность отработки траектории в среднем на 30 ... 50%.

6. Исследовано распределение входной мощности между цепями ДПД в зависимости от величины и знака передаточного отношения замкнутого контура ire механизма. Показано, что при irc < 0 в механизме циркулируют потоки замкнутой мощности, так как сателлит в одной из двух кинематических цепей становится ведущим: при < -1 - в цепи водила, при -1 < < 0 - в цепи центральной шестерни. При /,г > 0 сателлит в обеих цепях является ведомым, и замкнутая мощность в ДПД отсутствует.

7. Теоретически исследована зависимость КПД механизма от величины и знака irc- Приведены формулы для определения КПД ДП Д для трёх диапазонов изменения в которых изменяются направления потоков замкнутой мощности и последняя отсутствует.

8. Выделено б основных расчётных схем механизмов в зависимости от сочетания направлений крутящих моментов, действующих на его основные звенья. Получены расчётные формулы для определения их величин. Измерение моментов на экспериментальной установке подтвердило результаты расчётов по формулам: расхождение в среднем составляет 5...7%, максимально - 10%. Для двух схем механизма экспериментально подтверждены формулы для определения КПД ДПД. Расхождение теоретических величин КПД и экспериментальных данных не более 8%.

9. На основе выполненных теоретических и экспериментальных исследований разработана и предложена методика проектирования ДПД с применением пакета программ для ПЭВМ по расчёту основных кинематических и силовых параметров механизмов в среде Borland Pascal 7.0 и MathCad plus 5.0 при использовании машинного моделирования процесса работы ДПД. По предложенной методике на основе ДПД спроектированы торцовая фрезерная головка к продольно-фрезерному станку для обработки плоских поверхностей и суппорт для станка спирального точения для обточки внутреннего кольца подшипника 1316. Станок для спирального точения этой детали при внедрении в производство в условиях ГПЗ-1 повысит производительность её обработки в 1,25 раза с годовым экономическим эффектом в 34,5 тыс. руб.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ диссертации отражено в следующих публикациях:

1. Желобов A.A., Желобов А.И., Медкова Т. А. Конструкция и расчёт суппорта к токарному станку. - Владимир, 1991. - 6 с. Деп. в ЦНИИТЭИ тракторосельхозмаш. 09.04.91. ФН1380-тс91.

2. Желобов A.A., Желобов А. И., Желобова Т.А. Полуавтомат для токарной обработки колец подшипников на основе нового метода точения // Актуальные проблемы машиностроения на современном этапе: Тез. докл. Всероссийской науч.-техн. конф. - Владимир, 1995. - С. 39-40.

3. Желобов A.A., Желобов А.И., Желобова Т.А. Спиральное точение деталей сложного профиля // Техника машиностроения. 1996. № 3. С. 38.

4. Желобов A.A., Бушенин Д.В., Желобова Т.А. Кинематические схемы дифференциальных умформеров. - Владимир, 1998. - 6 с. Деп. в ВИНИТИ. 15.06.98. ФН1787-В98.

5. Желобов A.A., Бушенин Д.В., Желобова Т.А. Параметрические уравнения сателлитных кривых дифференциальных умформеров. - Владимир, 1998. - 9 с. Деп. в ВИНИТИ. 15.06.98. ФН1788-В98.

6. Желобов A.A., Желобова Т.А. Совершенствование методов обработки деталей машин // Ресурсосберегающие технологии в машиностроении: Материалы науч.-техн. конф. 21 - 22 октября 1998 г. - Владимир, 1999.-С. 73-74.

7. Желобов A.A., Желобова Т.А., Курилов JI.A. Экспериментальная отработка конструкции суппорта к станку спирального точения // Ресурсосберегающие технологии в машиностроении: Материалы науч.-техн. конф. 21 - 22 октября 1998 г. - Владимир, 1999. - С. 74 - 75.

8. Желобов A.A., Желобова Т.А. Технологические возможности дифференциальных умформеров // Актуальные проблемы повышения качества машиностроительной продукции: Тез. докл. Всероссийской науч.-техн. конф. 30 сентября - 1 октября 1999 г. - Владимир, 1999. - С. 77.

9. Желобов A.A., Попов Б.К. Механическая характеристика дифференциального умформера // Актуальные проблемы повышения качества машиностроительной продукции: Тез. докл. Всероссийской науч.-техн. конф. 30 сентября - I октября 1999 г. - Владимир, 1999. - С. 92.

10. Желобов A.A., Желобова Т.А. Технологические возможности дифференциальных преобразователей движения. - Владимир, 2000. - 6 с. Деп. в ВИНИТИ. 22.03.00. ФН708-В00.

ВВЕДЕНИЕ.

Глава 1. ОБЗОР МЕХАНИЗМОВ ДЛЯ ПОЛУЧЕНИЯ СЛОЖНОГО

ДВИЖЕНИЯ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА.

1.1. Обзор и анализ механизмов для получения сложных траекторий перемещения исполнительного органа.

1.2. Практическое использование механизмов для получения сложных траекторий перемещения исполнительного органа.

1.3. Цели и задачи исследования.

Глава 2. ИССЛЕДОВАНИЕ КИНЕМАТИКИ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЯ ДВИЖЕНИЯ.

2. 1. Кинематические схемы исследуемых механизмов.

2.2. Определение основных кинематических характеристик.

2.3. Вывод уравнений сателлитных кривых и их анализ.

2. 4. Моделирование на ЭВМ траекторий перемещения точек выходного звена механизма.

2. 5. Уравнения скоростей и ускорений перемещения исполнительного органа механизма по сателлитной кривой.

2. 6. Исследование погрешности перемещения исполнительного органа дифференциального преобразователя движения.

2. 7. Выводы по главе.

Глава 3. СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЯ ДВИЖЕНИЯ.

3.1. Силы, действующие на звенья механизма.

3.2. Влияние кинематических особенностей механизма на условия силового нагружения его звеньев.

3.3. Исследование потоков мощности в дифференциальном преобразователе движения.

3.4. Коэффициент полезного действия дифференциального преобразователя движения.

3.5. Определение моментов на основных звеньях механизма.

3.6. Определение сил в зацеплениях и на опорах основных деталей механизма дифференциального преобразователя.

3.7. Сравнительный анализ силовых и энергетических показателей различных схем дифференциальных преобразователей.

3.8. Выводы по главе.

Глава 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЯ ДВИЖЕНИЯ.

4. 1. Программа исследований.

4. 2. Описание экспериментальной установки.

4. 3. Частные методики проведения экспериментальных исследований

4. 3. 1. Методика проведения исследований по установлению связи между кинематическими параметрами механизма и видом траектории, воспроизводимой его выходным звеном.

4. 3. 2. Методика машинного эксперимента по определению скоростей и ускорений точки исполнительного органа дифференциального преобразователя движения.

4. 3. 3. Методика машинного эксперимента по исследованию погрешностей воспроизведения траектории точки исполнительного органа преобразователя движения.

4. 3. 4. Методика проведения исследований по установлению связи между моментами полезных сопротивлений на ведомом звене и движущими моментами, прилагаемыми к ведущему звену (ведущему валу).

4. 4. Результаты экспериментов.

4. 4. 1. Результаты эксперимента по определению сателлитных кривых.

4.4.2. Анализ результатов эксперимента по определению сателлитных кривых.

4. 4. 3. Результаты экспериментов по исследованию скоростей и ускорений рабочих точек выходного звена дифференциального преобразователя движения и их анализ.

4.4.4. Результаты машинных экспериментов по исследованию погрешностей воспроизведения траекторий перемещения точки исполнительного органа и их анализ.

4. 4. 5. Результаты экспериментов по определению моментов на основных звеньях преобразователя движения и их анализ.

4. 5. Выводы по главе.

Глава 5. ВОПРОСЫ ПРАКТИЧЕСКОГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ДИФФЕ

РЕНЦИАЛЬНЫХ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕЙ ДВИЖЕНИЯ.

5. 1. Методика проектирования дифференциальных преобразователей движения.

5. 2. Проектирование дифференциального преобразователя для перемещения рабочего органа по перициклоиде.

5.3. Проектирование дифференциального преобразователя для перемещения рабочего органа по спирали.

5. 4. Технико-экономическое обоснование принятой конструкции станка для спирального точения с суппортом на основе дифференциального преобразователя движения.

5. 5. Выводы по главе.

На современном этапе социальные и экономические потребности общества требуют дальнейшей интенсификации различных технологических процессов. Их механизация, осуществляемая рациональным применением и использованием известных, а так же созданием новых механизмов, является одним из действенных средств повышения производительности и качества труда.

В практической деятельности большой круг задач требует перемещения исполнительного органа машины по криволинейной траектории. Это захватывающие устройства сельскохозяйственных машин, роботов, манипуляторов, грузоподъемных и т.п. машин; перемещение режущих инструментов на станках специального назначения, например, при шлифовании аэродинамических поверхностей у турбинных лопаток или дисковых фрез у пилорам; при автоматической сварке фасонных швов; на станках, у которых подача режущего инструмента должна осуществляться по криволинейной траектории относительно обрабатываемой детали в продольном или поперечном направлении и т.д.

Рабочие органы машин первых групп базируются чаще всего на криво-шипно-ползунных механизмах, механизмах с качающейся или вращающейся кулисой, кулисных механизмах с шатуном, четырёхшарнирных, кулачковых и других механизмах. Для образования фасонного профиля детали в продольном направлении хорошо себя зарекомендовали механизмы, работающие от копира (гидро - и электрокопировальные устройства).

Перемещение режущего инструмента в поперечном направлении при циклоидальном (а. с. 432975 В 23 В 1/00) или спиральном (а. с. 1779462 В 23 В 1/00) точении возможно при использовании в качестве суппорта планетарного или дифференциального механизмов, которые обеспечивают режущим инструментам врезную подачу соответственно по эпициклоиде либо по плоской спирали вокруг обрабатываемой заготовки. Указанные способы точения используются для обработки деталей с короткими поверхностями вращения (Ъ/Е) < 0,5) широкими резцами (кольца подшипников, блоки шестерен, шкивы и т.п.).

Планетарные или дифференциальные механизмы имеют широкие, еще не вскрытые возможности по использованию их в качестве направляющих для перемещения режущего инструмента при обработке материалов. Изучение сателлитных кривых, описываемых различными точками их сателлитов, ограничивались передаточными отношениями в пределах - 3.4 (5) [11]. Причём в этом диапазоне передаточные отношения выбирались произвольно, с довольно крупным шагом, например 0,5, что не позволило вскрыть в полном объёме возможности этих механизмов как построителей сложных траекторий.

Дополнительные исследования этих механизмов показали, что дифференциальные механизмы из-за наличия у них двух независимых ведущих звеньев — центрального колеса и водила, позволяют получать более разнообразные виды траекторий точек перемещения ведомого звена — сателлитов, в том числе и спиральные. Для приведения в движение такой механизм должен иметь две приводные цепи, что в ряде случаев является препятствием для его использования. Внезапный отказ в одной из приводных цепей приведёт к резкому изменению требуемой траектории перемещения исполнительного органа машины и создаст аварийную ситуацию, что особенно опасно при обработке металлов резанием. Кроме того, два двигателя делают невозможным использование такого механизма при разработке механизированных слесарных инструментов, например, для шабрения или очистки плоскостей от старой краски и т. п. Такая конфигурация механизма может вызвать затруднения при размещении его в ограниченном пространстве.

Поэтому целью данной работы является создание механизма для построения криволинейных траекторий перемещения режущего инструмента на 8 металлорежущих станках, разработка теоретических основ его проектирования и определение области его использования.

Для реализации этой цели необходимо решить следующие задачи:

1. разработать схему одноприводного дифференциального механизма, обеспечивающего рабочему органу, связанному с сателлитом, криволинейные, в том числе, спиральные траектории перемещения;

2. теоретически и экспериментально установить связь между кинематическими параметрами механизма и видом траектории, воспроизводимой его выходным звеном;

3. исследовать скорости и ускорения перемещения точки исполнительного органа по сателлитной кривой;

4. оценить кинематическую точность воспроизведения криволинейной траектории;

5. теоретически и экспериментально установить связь между движущими силами или моментами, прилагаемыми к ведущему звену, и силами полезных сопротивлений на ведомом звене, определить коэффициент полезного действия механизма;

6. разработать методику проектирования изучаемого механизма и пакет программ для его расчета и проектирования;

7. дать примеры конструктивного решения механизма для различных случаев его использования;

8. оценить экономическую эффективность нового механизма применительно к конкретному случаю его использования.

Общие выводы и рекомендации

1. Предложен новый вид дифференциального механизма — дифференциальный преобразователь движения (ДПД) - преобразователь движения: получая простое вращательное движение на входном валу, он преобразует его в сложное криволинейное перемещение рабочего органа, жёстко связанного с выходным звеном - сателлитом.

2. Предложены четыре кинематические схемы выполнения ДПД. Определена его передаточная функция кХ2, характеризующая величину общего передаточного отношения между ведущим валом механизма и выходным звеном — сателлитом. Установлена её зависимость от частных передаточных отношений в его ведущих звеньях. Установлено, что наибольшее влияние на передаточную функцию оказывает передаточное отношение ^ в диапазоне от -1,5 до +1,5 при любых значениях г1/г. В этой области передаточных отношений имеет место наибольшее разнообразие видов сателлитных кривых.

3. Установлен закон движения рабочего органа механизма в зависимости от его базовых параметров. Форма сателлитных кривых определятся кинематической схемой механизма, величинами и знаками передаточных отношении между его звеньями и не зависит от частоты вращения его ведущего звена. Натурный эксперимент установил совпадение видов сателлитных кривых, полученных на ПЭВМ и экспериментальной установке, что подтверждает правильность теоретического анализа.

4. Предложена методика определения на ПЭВМ скоростей и ускорений перемещения рабочей точки исполнительного органа ДПД, что необходимо для оценки соответствия скоростей и ускорений режимам рабочего процесса.

5. Определена кинематическая точность воспроизведения траекторий перемещения точек исполнительного органа и её связь с назначением точности выполнения основных звеньев ДПД. Разработанная методика расчёта погрешностей отработки траектории базируется на требованиях и рекомендациях

ГОСТ 21098-82. Каждая более точная степень зубчатых передач повышает точность отработки траектории в среднем на 30 . 50%.

6. Исследовано распределение входной мощности между цепями ДПД в зависимости от величины и знака передаточного отношения замкнутого контура irc. Показано, что при irc < 0 в механизме циркулируют потоки замкнутой мощности, так как сателлит в одной из двух кинематических цепей становится ведущим: при irc < -1 — в цепи водила, при -1 < irc < 0 - в цепи центральной шестерни. При irc > 0 в обеих цепях сателлит является ведомым, и замкнутая мощность в ДПД отсутствует. Последние схемы предпочтительней по энергетическим показателям.

7. Теоретически исследована зависимость КПД механизма от величины и знака irc- Приведены формулы для определения КПД ДПД для трёх диапазонов изменения irc, в которых изменяются направления потоков замкнутой мощности и последняя отсутствует.

8. Выделено шесть расчётных схем механизмов в зависимости от сочетания направлений крутящих моментов, действующих на основные звенья. Получены расчётные формулы для определения их величин. Измерение моментов на экспериментальной установке подтвердило результаты расчётов их по формулам: расхождение в среднем составляет 5.7%, максимальное — 10%. Для двух схем механизма экспериментально подтверждены формулы для определения КПД ДПД. Расхождение теоретических величин КПД и экспериментальных данных не более 8%.

9. На основе выполненных теоретических и экспериментальных исследований разработана и предложена методика проектирования ДПД с применением пакета программ для ПЭВМ по расчёту основных кинематических и силовых параметров механизмов в среде Borland Pascal 7.0 и MathCad plus 5.0 при использовании машинного моделирования процесса работы ДПД. По предложенной методике на основе ДПД спроектированы торцовая фрезерная головка (ТФГ) к продольно - фрезерному станку для обработки плоских поверхностей

186 и суппорт для станка спирального точения для обточки внутреннего кольца подшипника 1316. Станок для спирального точения этой детали при внедрении в производство в условиях ГПЗ-1 повысит производительность её обработки в 1,25 раза с годовым экономическим эффектом в 34,5 тыс. руб.

1. Артоболевский И. И. Механизмы в современной технике. М.: Наука, 1971. Т. 1,606 с, Т. 2, 1606 с.

2. Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов. —4-е изд., перераб. и доп.— М.: Наука, Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988.— 640 с.

3. Артоболевский С. И. Теория механизмов и машин: Учеб. пособ. для втузов.— 2-е изд.- М.: Высш. школа, 1965. —367 с.

4. Решетов Л. Н. Конструирование рациональных механизмов. 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1972. — 256 с.

5. Кудрявцев В. Н. Планетарные передачи. — 2-е изд., перераб. и доп-М.-Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1966. — 307 с.

6. Кудрявцев В. Н., Державец Ю. А., Глухарев Е. Г. Конструкция и расчёт зубчатых редукторов: Справочнок пособие. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1971.—328 с.

7. Планетарные передачи: Справочник./Под ред. В. Н. Кудрявцева и Ю. Н. Кирдяшева. —М.-Л.: Машиностроение, 1977.— 536 с.

8. Кирдяшев Ю. Н. Многопоточные передачи дифференциального типа. — М.-Л.: Машиностроение, 1981. — 223 с.

9. Кирдяшев Ю. Н., Иванов А. Н. Проектирование сложных зубчатых механизмов. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1973. — 351 с.

10. Карелин В. С. Проектирование рычажных и зубчато-рычажных механизмов. Справочник.— М.: Машиностроение, 1986. — 180 с.

11. Боренштейн Ю. П. Механизмы для воспроизведения сложного профиля. Справочное пособие. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1978. —232 с.

12. Боренштейн Ю. П. Исполнительные механизмы захватывающих устройств. — Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1982.— 232 с.

13. Семёнов M. В. Исследование движения сателлитов планетарных механизмов. — «Труды семинара по ТММ», 1954. — с. 5-26.

14. Семёнов М. В. Теория одно- и двухступенчатых планетарных передач. — М.-Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1966.— 164 с.

15. Семёнов М. В. Кинематические и динамические расчёты исполнительных механизмов.—Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1974.—430 с.

16. Семёнов М. В. Теория механизмов и машин. Пространственные механизмы, преобразующие вращательное движение. Письменные лекции.—Л.: 1964,—70 с.

17. Хоменко И. С. Исследование планетарной передачи 2НК. Спец. 05.02.02. Автореф. дисс-ции на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. — Киев, 1975. —24 с.

18. Айрапетов Э. Л., Генкин М. Д. Статика планетарных механизмов.— М.: Наука, 1976. — 263 с.

19. Петров А. В. Планетарные и гидромеханические передачи колёсных и гусеничных машин.— М.: Машиностроение, 1966. — 383 с.

20. Теория передач в машинах. Сб. статей. Ред. коллегия: д-р техн наук, проф. В. А. Гавриленко, отв. ред. и др..— М.: Наука, 1973.— 113 с.

21. Шабанов К. Д. Замкнутые дифференциальные передачи. — М.: Машиностроение, 1972. — 160 с.

22. Иванов M. Н. Детали машин: Учебник для втузов. 5-е изд., перераб. — М.: Высш. школа, 1991. — 383 с.

23. Решетов Д. Н. Детали машин: Учебник для втузов. 4-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1989. — 496 с.

24. Свешников В. К., Усов А. А. Станочные гидроприводы: Справочник — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 512 с.

25. Справочник по электрическим машинам: в 2 т./под общ. ред И. П. Копалова и Б. К. Колокова. т. 1. — М.: Энергоатомиздат, 1988. — 456 с.

26. Кинематика, динамика и точность механизмов: Справочник/Под ред. Г. В. Крейнина. — М.: Машиностроение, 1984. — 224 с.

27. Желобов A.A., Желобов А.И., Желобова Т.А. Спиральное точение деталей сложного профиля // Техника машиностроения. 1996. № 3. С. 38.

28. Желобов A.A., Желобов А.И., Медкова Т. А. Конструкция и расчёт суппорта к токарному станку. Владимир, 1991. - 6 с. Деп. в ЦНИИТЭИ тракторосельхозмаш. 09.04.91. ФН1380-тс91.

29. А. с. 432975 СССР, МКИ3 В23 В 1/00. Способ механической обработки металлов / Б. П. Романов, Д. В. Бушенин, Т, А. Медкова.— №16293799/25-08; заяв. 09. 03. 71; опубл. 25. 06. 74, Бюл. № 12.— 2 с.

30. А. с. 889403 СССР, МКИ3 В24 В 39/00. Способ упрочнения поверхностей тел вращения / Б. П. Романов, Д. В. Бушенин, Т. А. Желобова.— №2743788/25-08; заяв. 30. 03. 79; опубл. 15. 12. 81, Бюл. № 46,— 3 с.

31. А. с. 1139567 СССР, МКИ3 В23 В 1/00. Способ механической обработки металлов./ Б. П. Романов, Д. В. Бушенин, А. И. Желобов, Т. А. Желобова,— №3623310/25-03; заяв. 12. 04. 83; опубл. 15. 02. 85, Бюл. № 6.— 2 с.

32. А. с. 1779462 СССР, МКИ3 В23 В 1/00. Способ механической обработки металлов./ Б. П. Романов, А. И. Желобов, Т. А. Желобова.— №4660015/08; заяв. 07. 03. 89; опубл. 07. 12. 92, Бюл. № 45,— 2 с.

33. Бушенин Д. В., Желобов А. А., Желобова Т. А. Анализ схем компоновок станков для спирального точения колец подшипников/В ладим. государ. ун-т — Владимир, 1998. 13 с. Деп. в ВИНИТИ 19. 03. 98, №764-В98.

34. Желобов A.A., Желобова Т.А. Совершенствование методов обработки деталей машин // Ресурсосберегающие технологии в машиностроении: Материалы науч.-техн. конф. 21 22 октября 1998 г. - Владимир, 1999. - С. 73-74.

35. Желобов A.A., Желобова Т.А. Технологические возможности дифференциальных умформеров. Владимир, 2000. - 6 е.: Деп. в ВИНИТИ. 22.03.00. ФН708-В00.

36. Коченов М. И., Правоторова Е. А., Сергеев В. И. Вероятностное моделирование в задачах точности. — М.: Наука,1973. — 152 с.

37. Правоторова Е. А., Сергеев В. И. Исследование точности кинематических цепей, уравнение движения которых записываются в неявном виде.— В кн.: Механика машин. — М.: Наука, 1972, вып. 35-36, с. 37-43.

38. Сергеев В. И. Инструментальная точность кинематических и динамических систем.— М.: Наука, 1971.— 100 с.

39. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин.— 3-е изд., перераб. и доп.— М.: Высшая школа, 1978.—352 с.

40. Одинец С. С., Топилин Г. Е. Средства измерения крутящего момента. Библиотека приборостроителя. — М.: Машиностроение, 1977. — 160 с.

41. Выгодский М. Я. Справочник по высшей математике. — Изд. 2-е, стереотип. — М.: Наука, Гл. ред. физ.-мат. лит., 1975. — 872 с.

42. ГОСТ 1643 81. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски. — М.: Издательство стандартов, 1985.— 42 с.191

43. Экономическое обоснование металлорежущих станков при проектировании: Методические указания к дипломному проектированию./ Владим политехи, ин-т. Сост.: В. Н. Жарков, И. В. Пичужкин, Л. М. Фадеева. — Владимир, 1989. — 48 с.

44. Тейлор Дж. Введение в теорию ошибок. Пер. с англ.— М.: Мир 1985, —272 с.

45. ГОСТ 21098 82. Цепи кинематические. Методы расчёта точности — М.: Издательство стандартов, 1984.— 26 с.

46. Красненьков В. И., Вашец А. Д. Проектирование планетарных механизмов транспортных машин. —М.: Машиностроение, 1986. 272 с.

47. Крейнее М. А., Розовский М. С. Зубчатые механизмы. Выбор оптимальных схем. — М.: Наука, 1987.— 428 с.

48. ГОСТ 13837 79. Динамометры общего назначения. Технические условия. — М.: Издательство стандартов, 1980.— 10 с.