Purpose. The main objective of the work is to perform a kinematic analysis and synthesis of the known schemes of guide bearing central slide-crank mechanisms by the criterion of the energy index of motion transmission with the restriction by the allowable pressure angles in the sliding pairs and the smallest deviation of the trajectory from straightness in the approximation area. The article is also aimed to determine the scheme that best suits the synthesis conditions and to propose the gripping device mechanism on its basis. Methodology. This purpose is achieved by means of analytical kinematics of flat mechanisms of the mechanism and machine theory and mathematical modeling of the positions and movement of links. Findings. The design of mechanisms with different gripping devices providing a constant clamping force of objects of various thicknesses with a constant drive power and minimal energy costs can be performed by the criterion energetic motion transfer index (EMTI). On its basis the analysis of the known straight-guiding central crank-slider mechanisms with an extended connecting rod is carried out according to the criterion of the smallest deviation from the EMTI unit. It was found that the practical use of main part of these mechanisms according to this criterion is extremely limited or impossible. Using optimized synthesis of kinematic equations, it was obtained the only values of the relative parameters and the rotation ranges of the driving crank for the guide bearing central slide-crank mechanisms with an extended connecting rod that best meet the optimization criterion and satisfy the restrictions for pressure angles. Based on the optimal parameters of the guide bearing central slide-crank mechanism a paired parallelogram eleven-link mechanism is proposed that provides the rectilinear movement of the gripping elements with a constant speed and constant clamping force which is equal to the nominal driving force of the drive. Originality. For the first time, a qualitative and quantitative analysis of the known schemes of the guide bearing central slide-crank mechanisms according to the criterion of the energetic motion transfer index was carried out and the optimal synthesis of the gripping device according to the results of the analysis was performed. Practical value. Practical recommendations are suggested for choosing a scheme, relative sizes and arrangement of links of the guide bearing central slide-crank mechanism of the gripping mechanism that corresponds to the requirements of the optimization criterion and restriction by the allowable pressure angles.

The article is aimed to perform a structural analysis of the main and auxiliary mechanisms of tube straightening machines, to identify structural and local redundant links in the mechanism schemes, and to offer recommendations on their rational design. Methodology. The solution is realized by means of the theory of mechanisms and machines using structural analysis of the mechanisms of tube straightening machines based on the universal structural theory of O.G. Ozol. Findings. The extended principle of the machine's mechanism formation, which provides inclusion to the mechanism not only невільних solid bodies, but also the deformed bodies, allows us to consider the structure of machines for pressure processing of metals, taking into account the plastically deformed workpiece. Therefore, such machines include in their composition a deformed workpiece as an integral part of the machine mechanism, whose deformation and addition of certain geometric parameters to it is the reason the tube straightener was created for. Defects in the machine structure are determined by the local and structural redundant links included in the kinematic chains of the mechanisms, which transform the mechanism into a statically undetermined system. Movement of the mechanism with defects in the structure is possible in the presence of gaps or due to deformation of the links. The main mechanism of the tube straightening machine is a mechanism of variable structure, therefore, an analysis for its two states is carried out: before the tube is caught by the rollers and during its straightening. For calculation of the number of mobilities of the outer «rolltube» pair, it was taken into consideration that most of the coordinates are overlaid with non-retentive links, which contain a fractional number of constraints. Fifteen redundant links were identified in the main mechanism and their amount in the auxiliary mechanisms of the tube straightening machine was established. Originality. The structural analysis of tube straightening machines with the search for redundant links was never performed. A structural analysis of the mechanisms of cross roll tube straightening machine was performed for the first time, taking into account the presence of external fractional links that are superimposed in the «roll-tube» pairs. Practical value. The practical recommendations for eliminating the harmful redundant links that were found in the structural analysis of the main and auxiliary mechanisms of the tube straightening machine were developed.

The article is aimed to carry out a structural analysis of gripping device as a mechanism with a variable structure and external unilateral constraints, as well as to determine the number of repeated connections in the internal and external contours in the mechanism diagram, and to recommend the ways to reduce them. Methodology. Solution of the set problem is realized by means of the mechanisms and machines theory using the universal structural theory of Ozols for analyzing the gripping device as a mechanism with internal and external constraints. Findings. The design of schemes of mechanical gripping devices rarely provides for a stage of structural analysis and synthesis of the mechanism. The preference is given to mandatory kinematic and kinetostatic calculations, layout and design. If structural analysis is carried out, then most often it is limited to calculating the number of the mechanism freedom degrees. The ten-link gripping device is built on the basis of coupled parallelogram slider-crank mechanism with a leading slider. The leading slider acts on the connecting rods connected by the rocker with the frame. The connecting rods bear the clamping elements of the gripping device. The added dyads form a parallelogram and provide a plane-parallel movement of the gripping elements of clamp. Structural analysis was performed using structural schemes for two states of the mechanism: before clamping the object and in the state of the clamped object. The main internal structural parameters of the kinematic scheme: the number of links-10, the number of connections-13, the number of contours-4, the mobility-1, the number of internal repeated connections-11. The number of external connections-12, the actual mobility of the mechanism-1, the working mobility of the mechanism is-0, the number of lost mobilities of the external body from the action of external connections-6, the number of external repeated connections-5. Originality. Structural analysis of the coupled slider crank mechanism of the gripping device as a mechanism of a variable structure with internal and external connections is carried out for the first time. It is performed contour search, analysis and elimination of useless repeated connections in the internal and external contours of the mechanism. Practical value. Practical recommendations for changing the mobility of kinematic pairs are proposed to reduce the number of repeated connections in internal contours and to provide unloading connection in the outer contour of the mechanism.

Мета. У роботі передбачається визначити умови утворення динамічної погрішності контурної механіч-ної обробки різанням поверхні гребеня реального залізничного колеса чашковим різцем та запропонувати способи її зменшення. Методика. Задача вирішувалася шляхом створення нелінійної динамічної розрахун-кової пружної моделі з подальшим моделюванням її навантаження зовнішніми силовими факторами, зна-чення яких були отримані аналітичними та експериментальними методами. Розрахункова схема зрівноваже-ного супорта являє собою нелінійну двомасову систему, динамічна модель повзуна -одномасова, з одним ступенем волі. В основу математичного опису технологічних навантажень покладені результати заводських експериментів, а також аналітичні узагальнення, отримані методом зіставлення декількох схем формоутво-рення гребеня колеса. Аналітичне визначення складових сили різання враховує зміни кінематичних параме-трів режиму різання при обробці профілю фасонним інструментом. Результати. При обробці гребеня колеса радіальна й осьова складові сили різання, що навантажують супорт і повзун верстата, знакозмінні. Існують умови, при яких у приводі подачі супорта й повзуна розкриваються зазори, причому це можливо за будь-якої геометрії профілю колеса. Особливості навантаження супорта й повзуна, що формують гребінь реаль-ного колеса (з бігармонійним припуском), ведуть до виникнення ділянок обробки, на яких відбувається ба-гаторазове розкриття зазорів у передачах приводів подач та збільшується помилка формоутворення. Дина-мічна система приводу повзуна досить жорстка та високочастотна і чутлива до наявності зазорів. Наукова новизна. Автором створені пружні нелінійні динамічні моделі супорта і повзуна. Складені у від-повідності моделі, вирішені рівняння руху мас та навантаження зв'язків. З'ясовані умови стійкого руху. Практична значимість. Моделюванням визначені якісні й кількісні умови, при яких нестійкий рух супорта та повзуна з перекладанням зазорів не відбувається: для цього рекомендовано змінити вагу противаги.Ключові слова: залізничне колесо; верстати для обробки залізничних коліс; динамічні навантаження; ди-намічна точність; зазори; коливання ВступТехнологія виробництва залізничних коліс гарячою прокаткою не дозволяє одержати виріб достатньої точності й шорсткості поверхні без-посередньо з прокатного стану, а зовнішні ша-ри прокатаного обіду зневуглецьовані і насиче-ні неметалічними включеннями. Тому механіч-ній обробці прокатаної заготовки обов'язково підлягає поверхня катання, гребінь, обід із вну-трішньої й зовнішньої сторони колеса, а також, розточується отвір у маточині, при цьому собі-вартість механічної обробки складає більш ніж 50 %. Операційна технологія механічної оброб-ки на кожному підприємстві індивідуальна, враховує можливості встановленого устатку-вання та технічні вимоги до отриманої продук-ції. Крім того, технологія ця різна для обробки різних коліс у рамках одного підприємства. Зрозуміло, фінішна обробка термічно обробле-ного колеса дозволяє усунути геометричних похибок форми й розмірів, але скорочує проду-ктивність верстат...

Мета. У роботі передбачено визначити умови створення динамічного перевантаження приводу колесообробного верстата в різних нестаціонарних режимах експлуатації й запропонувати способи його зменшення. Методика. Поставлена задача вирішувалася шляхом створення динамічної розрахункової багатомасової ланцюгової пружної моделі з подальшим математичним моделюванням її навантаження зовнішніми силовими факторами, значення яких були отримані аналітичними й експериментальними методами. Розв'язання рівнянь руху з визначенням навантаження приводу в перехідному режимі розгону та в режимі врізання здійснювалось засобами MathCad. Результати. Розрахункова схема приводу обертального руху планшайби верстату представлена лінійною тримасовою рядною системою з двома пружними зв'язками і з трьома абсолютними ступенями вільності. Аналітичне визначення моментів сили різання враховує зміни кінематичних параметрів режиму різання під час обробки різних ділянок профілю чашковим різцем. Прийнятий найгірший випадок прикладання навантаження за одночасного врізання інструментів. Еквівалентний момент сил різання визначений як сума моментів від кожного з інструментів за умови багаторізцевої обробки. Визначені моменти пружності зв'язків у стаціонарному стані приводу верстата. Динамічні перевантаження з коефіцієнтами динамічності у зв'язках К д12 = 1,13 і К д23 = 1,04 в режимі врізання незначні й швидко зменшують своє значення. Абсолютні значення крутного пружного моменту у наведеному зв'язку редуктора С 23 в режимі пуску несуттєві й значно менші від величин стаціонарного навантаження. За допомогою методу розрахунку й експериментальних досліджень встановлене суттєве динамічне перевантаження приводу верстата в режимі реостатного пуску електродвигуном постійного струму. Реактивний пружний момент періодичної зміни у 2,7 разів перевищує номінальний момент стаціонарного режиму обробки. Наукова новизна. Була створена пружна динамічна модель приводу колесообробного верстата. Складені і розв'язані моделі й розв'язані рівняння руху мас та визначене навантаження зв'язків. З'ясовані теоретичні умови зниження навантаження в приводі. Практична значимість. На підставі моделювання перехідного процесу пуску приводу визначені суттєві перевантаження його елементів, які в декілька разів перевищують реакцію пружних зв'язків під час різання. Для запобігання цьому рекомендовано змінити режим багатоступеневого запуску двигуна зі зниженням пускового струму мінімум у два рази до величини не більше 1 200 А.Ключові слова: залізничне колесо; колесообробний верстат; привід верстата; коливання; динамічні навантаження; перехідні процеси ISSN 2307-3489 (Print), ІSSN 2307-6666 (Online) Наука та прогрес транспорту. Вісник Дніпропетровського національного університету залізничного транспорту, 2018, № 3 (75) НЕТРАДИЦІЙНІ ВИДИ ТРАНСПОРТУ. МАШИНИ ТА МЕХАНІЗМИ