The crushing equipment is characterized by a significant energy-consuming system during the crushing workflow. The current trend in the development of such processes puts forward requirements for the development of new or improvement of existing energy-saving equipment. The essence of the solution to the problem in this work is determined by using resonant modes, which are inherently the most effective. The practical implementation of the resonance mode has been achieved taking into account the conditions for the interaction of the resonant vibration crusher with the material at the stages of its destruction. The degree of the stress-strain state of the material is taken into account, which was a prerequisite for identifying the potential for the development of a vibration load. Composed equations of motion based on a substantiated discrete-continuous model of a vibration crusher and processing material. An approach is applied to determine the stepwise destruction of the material with the determination of the required degree of energy. This methodological approach made it possible to reveal the nature of the process of material destruction, where energy costs at the stages of crack formation, their development and final destruction are taken into account. It was revealed that the greatest energy consumption during the operation of crushers goes into the kinetic energy of the crushing plates and the potential energy of deformation of the springs. The proposed model is common for any design of a vibration machine and its operating modes. The stable resonance mode has made it possible to significantly reduce the energy consumption for the course of the technological process of material grinding. The results obtained are used to improve the calculation methods for vibratory jaw and cone crushers that implement the corresponding energy-saving stable zones of the working process.

In order to increase reliability and accuracy of robot manipulators or other construction equipment used for lifting operations an optimum dynamic mode for moving its boom system has been calculated in the paper. Results of the research have made it possible to construct a mathematical model for manipulator movement and obtain kinematic characteristics of the optimum dynamic mode. While determining the optimum dynamic motion mode, a criterion action has been used as an optimization criterion which represents a time integral with an integrand function expressing a dynamic component of manipulator drive power. Functions for changing kinematic characteristics of an manipulator boom have been calculated when it moves from one predetermined position to another one and which correspond to optimum dynamic mode of motion. Search for an optimum motion mode has been performed by minimizing the optimization criterion using the Euler–Poisson equations. In this case a generalized angle of rotation has been used which permits to relate movement of the boom and oscillations of its support part. As a linking component differential equations of system motion have been also applied, in which relationships between an oscillation angle, rigidity of a manipulator support, and its mass-geometric characteristics have been recorded. Results of the work can be useful for refinement and improvement of existing engineering methods for calculating the drive mechanisms of manipulators both at design/construction stages and in real operation modes, and the results can also be used while making design or improvement of similar executive mechanisms for construction equipment and robots.

Застосування промислової робототехніки в будівництві висуває ряд жорстких і суперечливих вимог, зокрема, при високій швидкодії необхідно забезпечувати задану плавність руху та високу точність відпрацювання, а при мінімальних масі та габаритних розмірах виконавчих механізмів бажають отримувати найвищу продуктивність та ефективність функціонування робота. При цьому підвищення точності зазвичай пов’язано зі збільшенням маси і моментів інерції рухомих частин, а підвищення швидкодії досягається розміщенням потужних привідних механізмів на рухомих ланках роботів, що значно їх навантажує тим самим знижуючи корисне навантаження промислового робота. Одним із ключових факторів ефективного застосування роботів є оптимальний підбір параметрів для виконання конкретного завдання, а це потребує додаткових досліджень оскільки наукових робіт де чітко відображаються взаємозв’язки між робочим середовищем та роботом немає. Для використання роботів у будівництві необхідно мати чітку модель розуміння функціонування даних систем в заданих технологічних умовах, позаяк на основі цього буде здійснюватися оптимальний підбір агрегатів та виконуватиметься конструювання основних вузлів та механізмів робота. Метою даної роботи є встановлення впливу заданого робочого середовища на вибір геометричних параметрів дволанкового маніпулятора. В роботі представлено залежності за допомогою яких можна оцінити енергетичні показники маніпулятора, які залежатимуть від його геометричних розмірів.В дослідженні було використано методи геометричної подібності та аналітичної алгебри, рівняння Лагранжа 2-го роду та відомі оптимальні закони руху, які є коректними для вантажопідйомних машин.

Self-propelled jib cranes are most widely used in construction for loading and unloading operations, the main advantage of which, among other types of cranes, is high mobility. The share of self-propelled jib cranes in construction is more than 60%. An important element of the construction of self-propelled jib cranes is the boom, the strength of the structure of which largely depends on the safety of the crane and the prevention of accidents that lead to injuries and death of maintenance personnel. When calculating the crane boom for strength, power of electric motors for changing the departure of the boom and turn, the brakes of these mechanisms must take into account all types of loads acting on the rotary boom with load, including inertial, which account for a significant share among other loads. The paper considers the calculation of the following moments of inertia forces: created by vertical inertial forces during braking of the load lifting mechanism; arising from the mass of the load and the boom during the period of unstable movement of the mechanism of change of the boom departure during start-up and braking; the load created by centrifugal force which arises at rotation of a rotary part of the crane; arising from the mass of the load and the boom during the period of unstable movement of the crane rotation mechanism. When calculating these moments of inertia, the following initial data are taken into account: geometric dimensions of the crane, weight and length of the boom, weight and height of the load, angle of the self-propelled crane in the construction area, radius of the crane boom, boom and load speeds, start and braking times mechanisms for lifting the load, changing the departure of the boom and turning the crane. The obtained dependences for determining the inertial loads of the rotary boom of a self-propelled crane will allow more accurately taking into account multiple factors to calculate the values of these loads in order to perform strength calculations of the boom, selection of components for lifting, changing the boom and turning the crane.

У цьому дослідженні запропонована уточнена математична модель стрілової системи маніпулятора, що дозволяє досліджувати динаміку роботи маніпулятора з урахуванням податливості його пружної основи внаслідок її деформування. Математична модель складена на підставі рівнянь Лагранжа другого роду для голономної механічної системи з двома ступенями рухливості. Як узагальнених координат прийнято кут повороту стріли маніпулятора щодо горизонтальної поверхні і кут хитання опорної рами при цьому ланки маніпулятора прийнято абсолютно жорсткими з масами, віднесеними до їх геометричних центів. Результати досліджень у вигляді кінематичних характеристик узагальнених координат і амплітуд коливань податливої опорної ланки стрілової системи маніпулятора отримано при вплив приводного моменту від гідроприводу, виконаного для типових лінійних функцій моменту