Амортизатори з еластомерів із товщиною 5...40 мм можуть установлюватися на вузлах машин, де немає для цього спеціального місця, наприклад, на підшипниках роликів рольгангів. Для таких амортизаторів запропоновано методику вибору основних параметрів і визначення ефективності їх роботи.

Обгрунтовано необхідність використання системних методів оцінки головних споживчих якостей корпусних деталей. Розроблені математичні моделі забезпечують формалізований вибір номенклатури показників та їх об'єднання до єдиного системного критерію техніко-економічного рівня виробу.

Встановлено, що питома енергоємність матеріалу на одиницю об'єму чи ваги є головною характеристикою, яка визначає придатність даного матеріалу для виготовлення пружних елементів. Наведено інші характеристики, які впливають на енергоємність амортизаторів. Доведено, що поліуретани - найбільш прийнятні матеріали для виготовлення амортизаторів.

Описаны методы синтеза шарнирно-рычажных и центроидных механизмов, направляющих по заданным траекториям, в частности, прямолинейным. Охарактеризованы принцип механической реализации графических построений, определены механизмы прямолинейного перемещения звена, в частности, параллельных линеек и механизмы Кемпе, Гагарина, Гарта, Рузинова. Приведены общие сведения о центроидных механизмах, а также графический, аналитический и графо-аналитический методы определения центроидов. Рассмотрены примеры синтеза точных и приближенных прямолинейно-направляющих механизмов (прямил) и особенности их практического применения в машиностроении и роботехнике.

Приведен алгоритм выбора оптимальных параметров упругого подвеса на основе метода динамического программирования. С помощью разработанной программы получен оптимальный вариант параметров. В системе моделирования выполнен анализ динамических показателей навесного механизма с тремя вариантами параметров упругого подвеса. Доказано, что лучшие показатели наблюдаются у варианта с оптимальными параметрами. Отмечено, что для практической реализации данного подвеса необходимы новые подходы к разработке конструкций упругих подвесов.

На підставі дослідно-конструкторського матеріалу охарактеризовано клас нових віброзахисних систем - оболонкові пружні елементи. Розглянуто їх будову та принципи роботи, особливості застосування у сучасній техніці.

На основании исследовательско-конструкторского материала охарактеризован класс новых виброзащитных систем - оболочковые пружинные элементы. Рассмотрены их строение и принципы работы, особенности применения в современной технике.

Освещены особенности создания демпфирующих конструкций, описаны прессовые и шпоночно-прессовые разноконусные и жесткие, шлицевые, резьбовые, осевые, болтовые, и заклепочные демпфирующие соединения. Приведены аналитические расчёты на выносливость с учётом микродинамических процессов жесткой и демпфирующих конструкций зубчатых передач.

На базі скінченноелементної моделі досліджено напружено-деформований стан циліндричного амортизатора. Визначено зону контакту з металевим ложементом.

Выполнен анализ условий работы упругой кольцевой опоры с выступами в узлах амортизации. С целью расширения пределов жесткостных характеристик таких упругих колец, исключения возможности отрыва их выступов от вала и корпуса предложено использовать упругие кольца с нечетным количеством выступов. Получены значения реакций выступов таких колец и параметра жесткости.

При экспериментальном определении статической характеристики пневматической подвески измеряются усилия на подвеску, давление в пневматической полости и перемещение подвески. На основании этих измерений определены важные характеристики пневматической подвески: зависимости эффективной площади резинокордовой оболочки и объема газовой полости от перемещения подвески, зависимости статической и динамической жесткости и их составляющих, обусловленных упругостью газовой полости и конфигурацией плунжера и резинокордовой оболочки, собственной частоты колебаний подрессоренной массы от перемещения подвески.

Описано, проаналізовано та класифіковано конструкції віброзахисних пристроїв, що використовуються в техніці, окреслено подальші напрямки досліджень.

Предложена методика определения профиля плунжера пневматической подвески для требуемой статической характеристики. Экспериментально установлены значения коэффициентов для расчета профиля плунжера для резинокордовых оболочек диафрагменного типа в широком диапазоне изменения несущей способности указанных оболочек.

Предложена универсальная статическая характеристика пневматического упругого элемента для колесных машин, сидений водителей транспортных средств и виброзащиты многих узлов и агрегатов в области машиностроения. Получена система уравнений, которая позволяет при выбранной требуемой статической характеристике пневматической подвески определить зависимость эффективной площади резинокордовой оболочки (РО) и ее производной от перемещения подвески, статическую и динамическую жесткость подвески и жесткость, обусловленную упругостью газа и изменением эффективной площади РО. Установлено, что основные свойства пневматической подвески определяются тремя постоянными: отношением максимальной нагрузки к номинальной, отношением произведения номинальной эффективной площади РО и полного хода подвески к номинальному объему газовой полости и числа, которое определяет участки хода подвески с малой жесткостью и нелинейные участки характеристик упругости при сжатии и растяжении подвески.

Предложена новая конструкция виброзащитной системы ручной ударной машины, составлена расчетная схема и проведен анализ эффективности ее использования.

Запропоновано нове розв'язання задачі геометричного моделювання графоаналітичного методу розрахунку профілів роторів і корпусів роторно-планетарних маших з урахуванням зубчатих передач внутрішнього зачеплення. Розроблено спосіб опису обвідної сім'ї кривих на площині рівнянням у неявному вигляді, коли вхідними параметрами є описи елемента сім'ї та закону переміщення по площині з зафіксованими межами зміни параметра, що дозволило скласти універсальний алгоритм визначення обвідної параметричної сім'ї, коли її параметр змінюється у фіксованих межах. Розроблено спосіб опису обвідної сім'ї, утвореної в результаті обкатки профілю ротора та кривої з кутовими точками, що дозволило визначати обвідні для негладких кривих. Розроблено опис профілю корпусу рівнянням у неявному вигляді, що дозволило обирати його раціональні параметри. Розроблено спосіб узгодження зубчатої передачі внутрішнього зачеплення з формами профілів ротора та корпусу машини, що дало змогу за допомогою одних і тих же параметрів описати взаємне переміщення двох пар спряжених кривих, а саме: профілів ротора та корпуса, а також зубців пари зубчатих коліс.

Запропоновано новий спосіб розв'язання задачі геометричного моделювання та унаочнення у часі розв'язків рівняння Дуффінга як математичного апарату дослідження процесу проклацування конструкцій типу ферми Мезеса. Розроблено метод розрахунку механічних систем з перескоками на прикладі конструкцій типу ферми Мезеса. Удосконалено спосіб побудови на площині розв'язків рівняння Дуффінга суміщених з полем ізоклін, методи дослідження розв'язків рівняння Дуффінга залежно від початкових умов і в околі точки нестійкої рівноваги та визначення періодичних орбіт аттрактора Дуффінга. Розроблено різновиди анімації зображень формоутворення аттрактора Дуффінга. Запропоновано методику моделювання механічних систем з проклацуванням, що дозволить вивчати цілий клас механізмів коливальної дії шляхом візуалізації фазових портретів диференціального рівняння Дуффінга. Здійснено апробацію практичних розробок під час проектування системи захисту від вібрацій в механізмах поліграфічних машин та для віброізоляції кабіни керування. Теоретичні розробки впроваджено у навчальний процес Національного технічного університету "Харківський політехнічний інститут".

Розроблено теоретичні принципи конструювання нових некласичних автобалансуючих пристроїв (АБП) нечутливими до сил ваги, зокрема вперше усунено чутливість коригувальних вантажів (КВ) до сил ваги в некласичних АБП, шляхом встановлення другого КВ і накладання на їх рухи кінематичних в'язей, виділено ознаки, комбінаціями яких створюються АБП. Визначено технічні характеристики запропонованих АБП і КВ, що в них застосовуються, розроблено таблиці масо-інерційних характеристик КВ. На підставі розробленої математичної моделі ротора і АБП доведено працездатність пристроїв на зарезонансних швидкостях обертання у практично важливих випадках - якщо маса КВ набагато менше маси ротора, та ротора, що швидко обертається. Експериментально встановлено працездатність нових АБП за різних умов експлуатації ротора під час дії збурень різного походження. Встановлено, що на відміну від АБП прототипу, на зарезонансних швидкостях якість балансування ротора новим АБП не залежить від швидкості обертання ротора і не погіршується за умови зменшення швидкості.

Вперше розроблено єдиний теоретико-методологічний підхід щодо побудови та аналізу динаміки сучасних віброзахисних систем з котково-демпфірувальними пристроями типового ряду конструкцій, в якому аналітично враховано специфіку функціонування останніх. На основі розробленого підходу побудовано нові математичні моделі, що описують вимушені коливання віброзахисних систем з котковими гасниками зі сферичними та циклоїдальними виїмками для двох типів збудження: силового та кінематичного. Запропоновано аналітично-числовий метод визначення амплітудно-частотних характеристик для досліджуваного класу нелінійних віброзахисних систем за умови обмеження відносних амплітуд їх робочих тіл та без даних обмежень. Вперше аналітично одержано частоти та періоди вільних коливань робочих тіл коткових гасників нових конструкцій зі сферичними та з циклоїдальними виїмками за умов реалізації їх чистого кочення. Визначено фізичні умови реалізації кочення робочих тіл гасників без проковзування, на основі яких визначено та обгрунтовано частотний діапазон застосування останніх. Розроблено нову графічно-числову методику знаходження оптимальних величин параметрів настроювання коткових гасників, що впливають на динамічний стан несучих тіл. Створено нову математичну модель, що описує поздовжні вимушені коливання транспортної віброзахисної системи, обладнаної турнікетами з роликовими амортизаторами, під час її кінематичного збудження (типу зіткнення). Розроблено нову методику числового аналізу рівня вібронавантажень елементів транспортної системи.

Наведено рішення актуальних задач теорії пружності та гідродинаміки стосовно до гідроімпульсних конструкцій. Обгрунтовано математичну модель і розроблено методики розрахунку на міцність гідроімпульсних пристроїв з урахуванням динамічних навантажень, пружно-пластичних деформацій та нестаціонарної кавітації. Розроблено алгоритми та програми, проведено комп'ютерне моделювання. Для розрахунку нестаціонарних рухів рідини з кавітацією і пружно-пластичних деформацій корпусу гідропристрою адаптовано числовий метод зі штучною в'язкістю. Розраховано параметри течії рідини, що супроводжується нестаціонарною хвильовою кавітацією. Показано, що у разі знехтування кавітації якійсно й кількісно змінюються параметри течії. Вперше в нестаціонарній постановці розраховано напружено-деформований стан корпусу експериментального зразка порохової гідрогармати з урахуванням динаміки процесу, реальної геометрії пристрою та кавітації рідини. Дану задачу вирішено комплексно на базі спільного розрахунку пружно-пластичних деформацій корпусу та руху ідеальної стисливої рідини. Результати дослідження реалізовано у вигляді робочої методики розрахунку параметрів гідрогармат.

Розглянуто математичну модель процесу керування внутрішніми напруженнями в корпусі шестеренного насосу, описано метод скінченних елементів, запропоновано модель геометричної форми корпусу. Визначено параметри математичної моделі: температуру нагрівання, охолодження корпусу та кількість циклів і степінь відносної деформації в циклах. Проаналізовано напружено-деформований стан корпусу на базі моделі Боднера-Партома. Відзначено, що межові та початкові умови включають гіпотезу однорідності й ізотропності матеріалу. Виявлено подрібнення мікроструктури матеріалу корпусу. Доведено, що в 1,2 - 1,4 рази підвищується твердість, в 1,2 - 1,5 рази - зносостійкість та в 1,25 - 1,5 рази межі міцності та плинності матеріалу корпусу в порівнянні з відповідними показниками існуючих аналогів. Досліджено зменшення в 1,5 - 1,7 рази величини деформацій корпусу зі сформованим полем напружень за умов експлуатації у порівнянні з відповідними показниками серійного насосу, гама-процентний ресурс шестеренного насосу з корпусом, у якому виконано формування внутрішніх напружень, на 16 - 18 % перевищує ресурс серійного.