автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Разработка теории и расчет параметров преобразующего механизма нефрикционной бесступенчатой передачи

' ЧЕЛЯБИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

РАЗРАБОТКА ТЕОРИИ И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПРЕОБРАЗУЩЕГО МЕХАНИЗМ НЕФРИКЦЖШОЙ БЕССШЕНЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Специальность 05.02.02 - "Машиноведение и детали машин"

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандвдата Технических наун

На правах рукописи

Челябинск - .1991

Работа выполнена в Челябинском государственном техническом университете.

Научный руководитель: доктор технических наук» доцент

А.Ф.Дубровский.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Катков Н.П.,

доктор технических наук, профессор Баженов С.П.

Ведущая организация: ВНИДредуктор

Защита состоится "3 " с^ 1991 г. в /Г часов на

заседании специализированного Совета К 053Л3.02 при Челябинском государственном техническом университете по адресу: 454080, г.Челябинск, пр. им.З.И.Ленина, 76, аудитория 244.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ЧГТУ.

Автореферат разослан • 1 ■ 1991 г.'

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью, просим направлять по указанному адресу.

Учгный секретарь специализированного совета к.т.н., доцент

В.В.Жестков

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОВ»

Актуальность темы. В основных направлениях социально-экономического развития страны особое внимание обращается на интенсивное развитие машиностроения, массовое изготовление высокопроизводительной- техники, переход к автоматизации всех стадий производственного процесса, широкое применение ресурсосберегающих технологий.

. Одним из путей улучшения экономических характеристик, роста производительности труда и точности воспроизведения технологических процессов является применение в приводах машин и механизмов бесступенчатых регулируемых передач. Здесь большие перспективы открывает использование механических бесступенчатых нефрикционных передач непрерывного действия (ШНД). Данные передачи компактна, просты в изготовлении. Для них характерны стабильность рабочих характеристик, в частности устанавливаемых передаточных отношений, и большие возможности в плане увеличения диапазона регулирования. Основным звеном ШНД, определяющим кинематические й динамические характеристики, а также ее нагрузочную способность и долговечность, является зубчатый преобразующий механизм (ГШ). .

В процессе проектирования передачи всегда ставится вопрос о • выборе параметров ГШ таким образом, чтобы улучшить эксплуатационные характеристики НГЩ: увеличить, диапазон регулирования, снизить неравномерность вращения и динамическую нагруженность основных деталей. Несоответствие зксплуа*ационных характеристик 'передачи возможным оптимальным значениям существенно снижает производительность машины, долговечность и эффективность ее использования. В настоящее время отсутствует теория расчета рабочих характеристик НПВД, учитывающая влияние числа и формы зубьев зубчатого колеса, а также податливость рабочих тел ПМ. Это затрудняет оптимизацию параметров ПМ, направленную на увеличение диапазона регулирования, снижение неравномерности вращения и динамической нагруженности основных деталей передачи. В связи с изложенным, тематика работы представляется актуальной.

Данная работа является составной частью комплексных.исследований, проводимых Челябинским государственным техническим университетом, включенных в координационные планы НИР АН СССР по проблема "Теория мэлгин и. систем мзшн" на 1986-1990 р.г.{¡тема 1.11.1.5; 1.11.1.7), а тахяэ в план НИР института по темам: ■

"Комплексный анализ и совершенствование конструкции унифицированной бесступенчатой передачи переменной структуры (вариатора) привода топок в плане повышения нагрузочной способности и надежности" О,' ПР 01(350014673) и "Разработка унифицированного вибратора и механического бесступенчатого привода наплавочного станка" (№ ГР 01860041237). Последняя работа проводилась согласно постановлению Совета Министров СССР от.1.02.79 г. !Ш4 "О развитии производственных мощностей по' восстановлению изношенных деталей автомобилей, тракторов и сельскохозяйственных машин".

Цель работы. Работа посвящена созданию конструкции и основ оптимального проектирования параметров зубчатого преобразующего механизма бесступенчатой нефрикционной передачи непрерывного действия.

Научная новизна работе. Разработана математическая модель Гь', учитывающая число и форму зубьев колеса, податливость рабочих тел.

Получены аналитические зависимости для определения диапазона регулирования, неравномерности, вращения и коэффициента динамичности нагрузки на рабочие тела, позволяющие исследовать влияние параметров ПМ на его кинематические и динамические характеристики. ; . - '

Сформулированы критериальные функции, характеризующие диапазон регулирования и неравномерность вращения ведомого звена, позволяющие провести оптимизацию параметров ПМ.

Установлены ориентировочные значения критических частот вращения ведущего звена ПМ, соответствующих условии возникновения -параметрического резонанса.. , • - ■ • - '

Практическая ценность. Разработаны усовершенствованные конструкции Щ и.его зубчатого колеса (а.с. №1381292, а.с. №1395836). На базе серийного вращателя наплавочного .станка УД-209 разработана принципиально новая.конструкция универсального бесступенчатого привода с использованием ШНД,(а.с. №1525377). л

Разработаны алгоритмы расчета оптимальных параметров зубчатого колеса и предложена инженерная методика выбора основных параметров ПМ. Получены практические рекомендации по эксплуатации Ш5 и ШЭД. , ,

Реализация в промышленности. Результаты диссертационной работы, а именно, яоксярукцяя его зубчатого колеса и расчет па-рамгтрсв Щ,1 были изпользозаны гтри проектировании и; изготовлении опнтно-прсмышленноЯ партии ШНД на Гусинском машиностроительном

заводе в приводе колосникового полотна топки ТНУ, а также на-заводе ПО "Росагроцроздеталь" г.Челябинска в приводе ходового винта универсального наплавочного станка УД-209. Общий экономический эффект от внедрения'составит 90 тыс.руб.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на:

- научно-технических конференциях Челябинского государственного технического университета, Челябинск, 1933-1550 г.г. (ежегодно);

- седьмой Всесоюзной научно-технической конференции по управляемым и автоматическим механическим приводам и передачам гибкой связью, Одесса, 1936 г.;

- областной научно-практической конференции "Участие молодых ученых и специалистов в реконструкции и модернизации предприятий, во внедрении новой техники и технологии", Челябинск, 1986 г.;

- 1У Всесоюзном симпозиуме по теории реальных передач зацеплением, Курган, 1983 г.;

- научно-технической конференции "Прогрессивные технологические процессы и оборудование для отделки труб и трубннх изделий", Челябинск, 1988 г.;

- заседании Западно-Сибирского филиала Всесоюзного семинара по 1Ш, Новосибирск, 1939 г.

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 12 печатных работ, получено 6 авторских свидетельств и 2 положительных решения ЗНШГПЭ по заявкам №4433910/27 , 4635634/25.

Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, общих выводов, списка использованной литературы, включающего 109 наименований, и 2-х прило?кений. Основной текст изложен на 167 страницах, иллюстрированных 62 рисунками на 42 страницах. . "

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показаны.актуальность, новизна, практическая значимость выполненной работа. Сформулированы положения, выносимые на защиту.

В первой главе. Приведен краткий обзор существующих схем бесступенчатых передач. Отдельно рассмотрены существующие схемы НПНД и зубчатых Ш. Сделан анализ про:-еденных исследований с точки зрения выявления общих методов расчета рабочих характеристик ША и передачи в целом. Рассмотрены работы А.З>.Дубровского, В.И.Дк-

ыитрова, А.Л.Колесникова, В.А.Яковлева, А.И.Леонова, А.Н.Мельника, А.Е.Кроша, Ю.В.Янчевского, А..Н.Прудникова, В.Л.Вейца, Е.Я.Антошка и ряда других авторов, результаты которых легли в' основу разрабатываемой модели и методов расчета.

В существующей теории расчета ПМ НПВД рассматривался как идеальный механизм, звенья которого не деформируются, зазоры в кинематических парах отсутствуют, число зубьев зубчатого колеса условно принимается равным бесконечности и соответственно, процесс переключения рабочих тел протекает мгновенно. Данная модель не учитывает число и форму зубьев зубчатого колеса, а также податливость рабочих тел, ч?о не позволяет-определить диапазон регулирования, снижает точность расчета .рабочих характеристик и затрудняет выбор параметров ПМ.

Поэтому, исходя из вышеизложенного, в диссертационной работе были поставлены следующие основные задачи:

- разработка новой конструкции ПМ и его зубчатого колеса;

- разработка модели ПМ, учитывающей вдслЬ и форму зубьев зубчатого колеса, а также податливость рабочих тел;

- исследование процесса переключения, определение, максимальных нагрузок, воспринимаемых рабочими телами;

- расчет основных параметров ПМ на основе критериальных функций, характеризующих диапазон регулирования и неравномерность вращения ИМ. . •

Вторая глава посвящена краткому анализу разработок конструкций .ПМ и его зубчатого колеса"{а.с. №381292 и а.с. №1395886).

На рис.1 показано зубчатое колесо по а.с. №1381292, у которого с цель» уменьшения неравномерности вращения ведомого звена и увеличения диапазона регулирования, рабочая поверхность зуба имеет цилиндрическую форму, .что позволяет рабочему телу практически сразу после обхода вершины зуба войти в контакт с зубчатым колесом ч сугдествеьно уменьшить динамические нагрузки при переключении.

Кроме того, во второй главе также рассматриваются некоторые воцросы кинематики и синтеза,идеального ПМ, учитывающие направление вращения ведущего звена. • .

В третьей главе построена математическая модель реального ПМ, учитывающая число и форму зубьев зубчатого колеса. Получены аналитические зависимости для определения диапазона-регулирования и неравномерности вращения, на основании которых разработаны алгоритмы расчета оптимальных параметров ПМ. .

Модель корпусного ПМ показана на рис.2. Она содержит: ведущее

Зубчатое колесо Ш(а.с. М381292)

Схема расчета реального Ш

Рис.2

звено - эксцентрик OS ; ведомое звено - зубчатое колесо SJI ; рабочие тела Ji&í- равномерно расположенные по окружности обоймы жестко связанной с корпусом передачи ( Vi = consi),

ПМ работает следующим образом. При значении эксцентриситета 05=0 Бедовое звено неподзияно. С увеличением эксцентриситета OS от нуля до некоторого значения OSt , определяющего зону нечувствительности ИМ, вращение ведущего звзка приводит к сложному плос-непараллельному двикенгео ведомого звена Sd , которое при этом не вращается ( t¿ "ionsi), так как рабочие тела совершают перемещения в пределах полки зуба зубчатого колеса, не взаимодействуя с его рабочей поверхность». Передаточное отноиение ПМ L при этом остается равным нулю (здесь и в дальнейшем под передаточным отношением будет пониматься отношение угловой.скорости вращения ведомого звена к ведущему). Дальнейшее изменение величины OS приводит к взаимодействию рабочих тел с зубьяш зубчатого колеса и, соответственно, вращению ведомого звена S J? . G увеличением эксцентриситета угловая скорость ведомого звена также увеличивается.

Расчетная схема реального ИМ (рис.2) представляет собой совокупность элементарных ПМ, четырехзвенников OSA¿ B¿ , последовательно в определенном порядке взаимодействующих с зубчатым колесом. Порядок взаимодействия-рабочих тел определяется необходимом и достаточным условиями переключения. Необходимое условие определяется из "инематики ПМ, а достаточное - параметрами зубчатого колеса. Кинематическая модель реального ПМ.состоит из системы уравнений элементарных ПМ .

Д cos 9-/Jt cos ft - J4k sin (<¿¿+ f¿}-+ s¿n ¥¿ - 0> //* sin 9 Sen ¡ft COS {oí¿ + f¿J- COS f¿ - О,

необходимого условия переключения

fj- max (2)

и достаточного условия переключения

(x-tTí*-*)). (3)

Здесь: »ifii, i; - внутренние углы элементарного Ш& 0S4;£;{юл. рис.2); /7 - число работах тел; & - угол поворота ведущего звена OS ; Jf - у roí. поворот ьедочого звена SJ ; / - ьорядковый номер ве-yiu9.ro f¿ - безраз-ерные

геометрические параметру, 7 - число зубьев зубчатого колеса.

При составлении модели были принят;.! следующие допущения: звенья ПИ не деформируются, выполиени абсолютно точно, процесс переключения рабочих тел протекает мгновенно, положение либого звена ИМ однозначно определяется в зависимости от угла поворота ведущего звена.

На основе анализа данной модели получены аналитические зависимости для определения значений среднего передаточного отношения Iк и соответствующих им значений управляемого параметра /// , при которые необходимое и достаточное условия выполняются одновременно

(í(ih*)T-f.

* = Р* s¡nbo ;

' sT^Jflíj с*>

(4)

Л /i

tCf> реального ПМ

¿CP = ¿o s¿n (к f) eos (к в), € [fJ^pr' ) (5)

неравномерности вращения ведомого звена S1

Я

f = f-CCSÁ( К +А 9) .

(в)

и диапазона регулирования 2)

7) = JL. Ve sin [к тг)eos (kА 9 )

Здесь £ -.неэлементарная функция, целая часть дроби ( -p¡- );

П - число рабочих тел, участвующих в работе; к - коэффициент,' учитывающий направление вращения ведомого звена;- ¿o, fio - постоянные коэффициенты, характеризующие передаточное отношение идеального ПгД; поворота ведущего звена,

определяющий смещение точек переключения рабочих тел идеального и реального ПГЛ.

Полученные формулы (4), (6) и (7) позволили получить критериальные функции и разработать алгоритма расчета для проведения оптимизации параметров ПМ в зависимости от назначения и ус-

лозий работы передачи. На рис.3 и 4 приведены зависимости критериальных функций Т$(г7,2), характеризующих диапазон регулирования и максимальное значение, неравномерности вращения ведомого звена.

В четвертой главе разработаны физическая и математическая модели ПМ с упругими рабочими телами. Введение податливости рабочих тел позволяет более точно определить начало и окончание процесса переключения, учесть динамические свойства реального ПМ, что особенно ваяно при расчете нагрузок на рабочие тела.

При создании физической модели ГЫ с упругими элементами были сделаны следующие допущения: рабочие тела моделируются линейно-упругим элементом, остальные звенья ПМ абсолютно жесткие тела; моменты инерции рабочих тел (находящихся в зацеплг-нии с зубчатым колесом) относительно оси их крепления пренебрежимо малы, силы трения и диссипации энергии в системе не учитываются.

Физическая модель (рис.5) состоит из ведущего звена (соответственно варианту механизма им могут быть звенья {05 , ОБ , ¿Л и 06 ), ведомого звена ( , 0& , Ов > вЛ > и невращащегося звена (06 , , 0$ , 0$ )» упругих рабочих тел (звенья ) и зубчатого колеса' (звено В Л ). Вращающий момент от двигателя через ведущее звено передается на упругие рабочие тела, которые деформируются за счет опоры на корпус через невращакяциеся звено и действия момента сопротивления, и в свою очередь цриводят во вращение ведомое звено.

Математическое описание модели было проведено на основе уравнений Лагранжа второго рода с множителями:

3 9 = м, Сошв [лл (//* л'п($;..+В)-со5(&-01

■ ^ г—ль-у.х] Е^г/^л-л^с*4 ^(8)

% : Мщ + 1 [¿¿I О *>'(V-([¿1 + Цч))] ,

где, например, для корпусного ГШ (рис.5) 7, - момент инерции ведущего вала и цриведенных к' нему масс эксцентрика, промежуточных шестерен и двигателя относительно оси Ш; 7г - момент инерции ведомого вала и цриведенных к нему масс ведочых элементов и преобразователя типа ¿'№ = 1 относительно оси ПМ; ^ - момент инер- . ции ведомого вала и цриведенных к нему масс ведомых элементов, и

о,ос$

о,т

п

Значения ^ опт для критериальной функции ¿'(л,?)

[Щ П9]

/г?

г>пу М /29 т , ш ш В5 Ж /. ^ П7

/ У . Г}9 П7 \ (27 т

1_/ V т по т

П9

о

Г2

/8

п

I,2-аналитические завпсмлости;3-расчет на ЭВМ; Рис.3

П V

1*. 0.1

Значения "20пг*РЛя критериальной функции 1£(п,ц)

\1Ь5

/З'Х

П1 и \sJ39

(25 м 125 /37

$ (2 Рис.4

/У

п

преобразователя типа IIV = / относительно оси ПГЛ; Уц - момент инерции неподвижной обойма Ш\Мг -Мс- момент сопротивления;

- вес звена 8Л ; ~ число рабочих тел, передающих нагрузку; С - кесткость рабочих тел; £ - радиус звена 08 \ ; - безразмерный параметр, характеризующий длину рабочего тела в деформированном состоянии; В,^^3- обобщенные координаты; М1 = Мд -момент двигателя; - с£г(~ ^ .

Алгоритм расчета характеристик упругого ПМ с использованием система дифференциальных уравнений в основном аналогичен алгоритму реального ПМ. Отличием является нахокдение параметра К1 , определяющего сзруктуру уравнений системы. Для чего дополнительно к условиям (2) и (3) вводятся условия выхода из зацепления рабочего тела' •

В пятой глазе с цель» исследования нагрузок, воспринимаемых рабочими телаш при переключении рассматривается квазилинейное дифференциальные уравнения-движения .корпусного 1М ( = Ъ стационарных речшмах ( Q^const! ),

(9)

Здесь и f(ô, функции, зависящие от параметров приво-

да и положений ведущего и ведомого звена..

Так как уравнения имеют физический малый параметру vy^ & { то для нахождения приближенного решения применяем метод малого- параметра. Реаение уравнений ищем в виде рада

при этом функций { (в, £ f-^ej представляем в виде ряда по степеням

(Г~ for)' и f^e > а фуикцяр веде рвда по стешщш (f-lfa(i,

и /J» •

■На основании полученного приближенного решения-определены аналитические зависимости для времени переключения и максимальной нагрузки, воспринимаемой рабочими телаш при переключении, рассчитана фазовые траектории движения уцругого ПМ, даны рекомендации по выбору параметров ПМ, и из области не кратных чисел, позволяющие ^ снизить иагрукеииссть работах тел и зубьев зубчатого колеса. При-

■ 15 ;

• Модель ПМ с упругими рабочими телами

ÔJ

Рис.5

H

Коэффициент динамичности kg,

/

/

I

Ц 0,2 OJ áfc"f

1-апалЕтстесгля зависимость; 2-расчет ка ЭБМ: . Рзс.в

ведение дифференциальных уравнении порождающей системы к уравнению Хилла с функцией возбуждения, изменяющейся по закону квазипрямоугольного синуса, позволило также определить ориентировочные значения критических частот вращения ведущего звена ПМ, соот-ветствущих условию возникновения параметрического резонанса.

Сравнение аналитической зависимости к^ с результатами расчета на ЭВМ приведены на рис.б.

В шестой главе' приводятся результаты экспериментальных исследований корпусного ПМ. Цель» исследований является проверка основных теоретических пояснений и оценка сделанных при этом допущений.

Для проведения экспериментальных исследований был разработан стенд, включавший электродвигатель, бесступенчатую передачу с корпусным ПМ и выходным преобразователем типа Л* = 1, электропорошковый тормоз, тензоусияитель> светолучэвой осциллограф, блок сопротивлений и другую контрольно-измерительную, регистрирующую и согласующую аппаратуру.

Измерялись следующие величины: средние угловые скорости, вращения ведущего ведомого валов, время, положение эксцентрика относительно корпуса, нагрузки на рабочие тела, момент сопротивления. Вся информация фиксировалась на ленте' осциллографа.

Варьируемыми параметрами являлись: эксцентриситет промежуточного вала , число и форма зубьев зубчатого колеса. Эксперимент проводился в два этапа. На первом этапе проводилась проверка гипотезы математической модели <' (^е) результатам эксперимента по /■ - критерию, Лидера. На втором этапе строилась квадратичная регрессионная модель зависимости коэффициента динамической нагрузки на рабочее.тело о? начальных условий переключения.

Построенные модели оказались -адекватными и работоспособными. Относительная погрешность при определении среднего передаточного отношения не превышала' 102, коэффициента динамичности 30%.

3 приложении содержатся: методика расчета параметров ГШ, программы для Э3!1 и справки о внедрении.

ОБЩИЕ вывода

I. Использование разработанных конструкций П!Д и его зубчатого колеса позволило создать простую и надежную конструкцию бес-стуагпчатой передачи, существенно в 1,5...2 раза увеличить диапазон регулирования и на 20...30$ снизить динамическую нагружен-

ность основных деталей.

2. Разработана математическая'модель реального ПМ, учитывающая число и форму зубьев зубчатого колеса, а также податливость рабочих тел, что позволяет исследовать процесс переключения и определить диапазон регулирования, зависимость неравномерности вращения от величины управляемого параметра /¿е и величину максимальной нагрузки, воспринимаемой рабочими телами ПМ,

3. Теоретические исследования кинематики реального ПМ позволили получить аналитические зависимости для среднего передаточного отношения ¿Ср , зоны нечувствительности 1/$), диапазона регулирования 3 и неравномерности вращения ¿Г , а также установить следующее:

- основными параметрами, наиболее существенно влияющими на рабочие характеристики Ш является величина уцравляемого параметра

ре , число рабочих тел п , число и форма зубьев зубчатого колеса ? ;

- с целью увеличегчя диапазона регулирования и уменьшения неравномерности вращения ведомого звена целесообразно применять зубчатое колеса, зубья которых имеют цилиндрическую или близкую к ней рабочую поверхность;'

- зависимости д (п, 7) и ^^^/^нослт разрывный характер по каздому из аргументов и имеют множество локальных экстремумов;

- с целью сокращения времени счета и повышения возможности реализации предложенных алгоритмов определения оптимальных параметров пСРттл ?опт, диапазон изменения значений ( \Zmcn, ¿л»ох}) -монет не превышать значения (2.. .3) Пгг,ах , при этом определение Ртах целесообразно производить из расчета на прочность;

• - использование ацриорной информации, полученной при исследовании критериальных функций также позволяет в (2тех ~ 2п>сп * 1 ) . раз уменьшить объем вычислений.по сравнению с полным перебором значений Ли?..- •-".'■ • .

4. Теоретические исследования динамики реального ПМ на основании приближенного решения методом малого параметра квазилинейного уравнения движения корпусного ПМ позволили установить следующее:

. - аналитические зависимости для определения зоны нечувствительности упругого ПМ (целесообразно, чтобы)»

- аналитические з?г 'симости для определения коэффициента динамичности кд нагрузки на рабочие тела;

- ориентировочные значения'критических частот вращения ведуще-

го ПМ, соответствующих условию возникновения параметрического резонанса; '

- с целью равномерного распределения числа циклов нагружения между рабочими телами и зубьями зубчатого колеса целесообразно выбирать значения п и 2 из области не кратных чисел.

5. Оценка адекватности разработанных математических моделей на экспериментальном стенде показала, что относительная погрешность при определении среднего передаточного отношения не превышает 10$,а коэффициента динамичности 30%. Это свидетельствует о пригодности данных моделей для исследования кинематических и динамических характеристик, а также для выполнения практических расчетов при проектировании зубчатых ПМ.

6. В результате проведенных исследований предложена методика проектирования зубчатого ПМ с рекомендациями по его эксплуатации, а также предложены новые конструкции ПМ, которые признаны изобретениями и обеспечивая? увеличение диапазона регулирования

и снижение динамической нагруженности основных деталей.

7. Разработанные методика и конструкции были использованы при проектировании НГЩЦ привода колосникового полотна топки ТНУ и в бесступенчатом приводе универсального наплавочного станка УД-209. Кроме того, данные разработки могут быть использованы, например, при проектировании приводов подач металлорежущих станков, а также зубчатых механизмов свободного хода.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах:

" I. Гречшшш В.Ф. Выбор оптимальных параметров зубчатого колеса преобразующего механизма механической бесступенчатой.нефрикционной передачи непрерывного действия- // Седьмая Всесоюзная научно-техническая конференция по управляемым и автоматическим механическим приводам и передачам гибкой связью: Тез*, докл.-Одесса. - 1986.-сЛ59.

2. Грзчшкин 8.Ф. Исследование влияния, параметров зубчатого колеса преобразующего .механизма на кинематические характеристики механической бесступенчатой нефрикционной передачи. - Челябинск, 1936. - 9 с. - Деп. в ЙНЩГЭМР 20.10.86,' М26 МШ.

3. Гречишкин 3.3?. К исследованию одной из схем преобразующего неханизма бесступенчатой передачи // Сб. научн. тр. Владш. политехи.института. -1985.-с.56-61,

4. Гречишкин В.Ф. Некоторые вопросы синтеза преобразующего '

механизма бесступенчатой нефрикционной передачи // Седьмая Всесоюзная научно-техническая конференция по управлявши и автоматическим приводам и передачам гибкой связью: Тез. докл. - Одесса. -1986. - с.152.

5. Гречишкин З.Ф. Обобщенная математическая модель преобразующего механизма с упругими рабочими телами. - Челябинск, 1933. - II с. - Деп. в ВНШГЭМР 25.01.33. №29 Ш.

6. Гречишкин Б.<5. Расчет кинематических характеристик преобразующего механизма зубчатой бесступенчатой передачи нового принципа действия. - Челябинск, 1984. - 8 е.. - Деп. ВНИИТЭМР 11.03.65 Ю5 МИ. .

7. Гречишкин 3.3. Синтез преобразующего механизма из условия ограничения угла передачи в период рабочего хода. - Челябинск, 1937. 13 с. - Деп. в ВНИИТШР 15.06.87, №279. Ж.

8. Гречишкин 3.$., Ситников П.Л., Уернов М.й. Механическая' бесступенчатая нефрикционная передача привода наплавочного станка // Участие молодых ученых и специалистов в реконструкции и модернизации предприятий, по внедрение новой техники и технологии: Тез. докл. обл. науч-практ. конф. 23-24 октября'1986 г. - Челябинск, 1986., - с. 13.

9. Гречишкин В.5. Снижение ударных нагрузок при переключении рабочих тел преобразующего механизма механической бесступенчатой нефрикционной передачи на заданном^диапазоне регулирования // Сб. научн. тр. /¡3ладим. политехи, институт. - 1989. - с.82-86.

10. Некоторые результаты экспериментальных исследований зубчатых -преобразующих- механизмов и механических бесступенчатых передач на их основе Д.Дубровский, З.И.Димитров, А.Л.Колесников,

В.Гречишкин //1У Всесоюз. симпозиум пб теории реальных передач зацеплением: Тез. докл. - Кургак; 1983 - с.119.

11. А.с. 1240934 СССР, МКИ } 16 Н 29/02. Импульсный вариатор /А.Л.Колесников, Б.5.Гречишкин, З.И.Дммитров (СССР). - 2 е.: ил.

12. А.с. 1331292 СССР, МКИ Я 16 Н 29/02. Импульсный вариатор /3.Гречишкин (СССР). - 5 е.: ил,

13. А.с. 1395386 СССР, ЖИР 16 И 29/08. Преобразующий механизм/З.Ф. Гречишкин, А.Л. Колесников, З.И.Димитров (СССР). -

3 с.: ил. , .

14. *А.с. 1404709 СССР, >ЖЛ Р 16 Н 3/60, 31/00. Бесступенчатая передача /А.Л.Колесников, 3.£.Гречишкин, З.К.Димитров (ССОР)