У статті розглянуті деякі питання побудови конструкцій механізмів зміни вильоти стріли портальних кранів, забезпечують передбачуваність конструктивно-компонувальних рішень, властивостей матеріалу, геометрії і міцності рейкової передачі.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Андріанов Євген Миколайович, Іванов Анатолій Миколайович


The article is devoted to some problems of construction of gantry crane boom outreach control mechanisms for prediction of constructive and lay-out decisions, material properties, geometry and durability of a pinion-rack drive.


Область наук:
  • Механіка і машинобудування
  • Рік видавництва діє до: 2012
    Журнал: Вісник державного університету морського і річкового флоту ім. адмірала С.О. Макарова

    Наукова стаття на тему «Актуальні питання конструювання і розрахунку механізмів зміни вильоту стріли портальних кранів '

    Текст наукової роботи на тему «Актуальні питання конструювання і розрахунку механізмів зміни вильоту стріли портальних кранів»

    ?Список літератури

    1. Михайлов В. І. Планування експериментів в суднобудуванні / В. І. Михайлов, К. М. Федосов. - Л .: Суднобудування, 1978.

    2. Тищенко О. Б. Діалог комп'ютера і студента / О. Б. Тищенко // Вища освіта в Росії. - 2000. - № 6.

    3. Броневич А. Б. Деякі психолого-педагогічні особливості створення та використання комп'ютерних навчальних програм у вузі / А. Б. Броневич // Психологічна наука і освіта. - 2004. - № 4.

    4. Вислобоков Н. Ю. Технології організації інтерактивного процесу навчання /

    Н. Ю. Вислобоков, Н. С. Віслобокова // Інформатика й освіту. - 2011. - № 6 (224).

    5. Куценко С. М. моделюють комп'ютерні програми в процесі лабораторно-практичних занять студентів вузу / С. М. Куценко. - Казань: КГЕУ, 2004.

    6. Баркова Н. А. Введення в віброакустичний діагностику роторних машин і обладнання / Н. А. Баркова. - СПб .: Изд. центр СПбГМТУ, 2003.

    7. Варкулевіч В. К. Діагностування електроприводних насосного агрегату без розбирання / В. К. Варкулевіч. - Владивосток: Морський держ. ун-т, 2003.

    8. Балтех. Діагностика насосів [Електронний ресурс]. Електрон. дан. Режим доступу: http: //www.baltech ^ і / саЬа ^ .рЬр? Са! А ^ = 18

    УДК 621.875.5 Е. Н. Андріанов,

    канд. техн. наук, професор, СПГУВК;

    А. Н. Іванов,

    канд. техн. наук, доцент, СПГУВК

    АКТУАЛЬНІ ПИТАННЯ КОНСТРУЮВАННЯ ТА РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМІВ

    У статті розглянуті деякі питання побудови конструкцій механізмів зміни вильоти стріли портальних кранів, що забезпечують передбачуваність конструктивно-компонувальних рішень, властивостей матеріалу, геометрії і міцності рейкової передачі.

    The article is devoted to some problems of construction of gantry crane boom outreach control mechanisms for prediction of constructive and lay-out decisions, material properties, geometry and durability of a pinion-rack drive.

    Ключові слова: механізм, виліт, кран, конструкції, геометрія, міцність.

    Key words: mechanism, boom, crane, constructions, geometry, strength.

    ЗМІНИ ВИЛЬОТУ СТРІЛИ ПОРТАЛ КРАНІВ

    TOPICAL PROBLEMS OF CONSTRUCTION AND DESIGN OF THE GANTRY CRANE BOOM OUTREACH CONTROL MECHANISMS

    ЕХАНІЗМ зміни вильоту (МІО) портального крана є одним з основних механізмів, що забезпечують надійність машини в цілому. Його поломка призводить до значних економічних втрат, пов'язаних з ремонтом конструкції і просто-

    ям в роботі крана.

    випуск 2

    Для конструкцій механізмів зміни вильоту характерно застосування деталей і сполучень з розрахунковими параметрами. Так, неточне розташування шарнірів (А, В, С) (рис. 1-3) переміщує рейку 3 в неправильне положення: пляма контакту і бічний зазор в зубах виходять за межі, рекомендовані стандартами. Виникає необхідність їх регулювання. При великих розмірах і масах виробів виконати це важко. Труднощі в чому обумовлюється ще й пристроєм механізму, що містить просторово роз'єднані вузли.

    У статті викладаються особливості конструювання МІО рейкового типу з зубчастої рейкою, які переважають на сучасних портальних кранах [1]. Розглядаються питання, які не знайшли належного відображення в спеціальній літературі, а також відомі питання під новим кутом зору. Ці питання хоча і здаються на перший погляд другорядними, проте в реальному виробничої діяльності вони займають значне місце.

    1. Регулювання взаємного положення рейки і шестерні в рейкової передачі є важливим з точки зору експлуатаційних властивостей питанням. Для забезпечення точності взаємного розташування в МІО передбачають регулюючий пристрій, конструкція якого багато в чому залежить від взаємного розташування шарнірів кореня стріли (шарнір А) і приводного вала рейки (шарнір С) (рис. 1-3).

    см

    X

    про

    Мал. 1. Пристрій для регулювання зачеплення і спрямовуючої рейки МІО портальних кранів типу «Сокіл»

    Розглядаючи конструкції, як знайшли застосування в портальних кранах, так і новостворювані, можна виділити два основних конструктивних рішення.

    У першому конструктивному вирішенні обидва шарніра (А і С) розміщені в одній металоконструкції верхньої будови - колоні 2. Це робить можливим їхнє спільне механообработку, що забезпечує паралельність осей шарнірів. При монтажі механізму для забезпечення правильного зачеплення досить переміщення опори рейки уздовж осі шарніра (В) до тих пір, поки не буде досягнуто потрібне пляма контакту. Одна з конструкцій регульованого шарніра (В) показана на рис. 1, б.

    В процесі експлуатації крана проводиться лише технічне обслуговування і заходи з підтримки зазору між нажімнимі роликами і рейкою в встановлених межах. Дану операцію часто називають дорегулірованіем рейки.

    На рис. 1, в показана типова конструкція регулювання направляючої рейки, тобто регулювання зазору між нажімнимі роликами 6 і рейкою 3. Під час експлуатації конструкція не допускає зміни плями контакту і бічного зазору понад нормованих значень. При перевищенні норм проводиться дорегулірованіе.

    У другому конструктивному вирішенні шарніри (А і С) розміщені в різних металоконструкціях верхньої будови, що виключає спільну механообработку отворів. Тому зробити отвори під шарніри, що знаходяться далеко один від одного, точно паралельними практично неможливо. Це вимагає додаткових пристосувань, за допомогою яких можна забезпечити правильне зачеплення і уникнути трудомістких робіт при монтажі механізму.

    У конструкції на рис. 2 шарнір (С) розміщений на вихідному валу редуктора, в свою чергу встановленого на рамі верхнього А-образного каркаса 2. Таке рішення не створює умов для правильного зачеплення в основному з двох причин. По-перше, конструкція не забезпечує паралельність і відсутність перекосу осей шарнірів і, по-друге, не забезпечує правильного положення рейки в кремальера і в вушку стріли шарніра (В) по відношенню до осі V, що лежить в площині, перпендикулярній поздовжній осі H рейки ( рис. 2).

    Паралельність осей шарнірів забезпечують в цьому випадку шляхом розгортання редуктора по площині стику корпусу з рамою верхнього каркаса. Потрібне положення корпуса фіксують клинами 5 (рис. 2, б), що встановлюються між бічними сторонами лап корпусу і рами лебідки. Форма клина виявляється при монтажі. Для зниження трудомісткості монтажу реалізація регулювання досягається складанням і зварюванням у спеціальних складальних стендах в заводських умовах.

    Правильне положення рейки в кремальера регулюють як зазвичай: переміщенням її уздовж осі шарніра. Після чого за допомогою хомутів 6 (рис. 2, в) закріплюють положення рейки.

    Відзначимо, що для повороту корпусу редуктора конструкцією не передбачені регулювальні гвинти. Тому якщо доведеться пізніше знову регулювати зачеплення, в подібному пристрої це виконати нелегко.

    Зазначеного недоліку позбавлена ​​конструкція на рис. 3, в якій шарнір (С) також розміщений на вихідному валу редуктора механізму. Правильне зачеплення зубів встановлюється переміщенням опор вала за допомогою регулювальних гвинтів 5 (рис. 3, б).

    Після регулювання на торцях корпусів підшипників приварюють фіксують планки 6. Якщо доведеться пізніше знову регулювати зачеплення, в подібному пристрої це виконати легко.

    2. Твердість зубів є іншим важливим питанням, що визначає розміри і конструкцію рейкової пари. Як приклад можна вказати на табл. 1. Зокрема, якщо число зубів шестерні одно 12, шестерня має ділильний діаметр 460, 300, 245, 212 мм, при середній твердості зубів відповідно рівний 187, 230, 256, 287 НВ (див. Виділений курсивом стовпець). Пікове навантаження 620 кН, параметри і режим роботи МІО однакові. Конструкція рейки до твердості 230 НВ включно зварна, а понад зазначеної твердості - збірна (знімне полотно).

    випуск 2

    випуск 2

    Таблиця 1

    Розрахунковий модуль рейки по ГОСТ 21354-87

    Твердість НВ Число зубів шестерні

    10 12 14 16 18 20

    167 ... 207 42,3 38,6 35,7 33,4 31,5 29,9

    187 ... 229 33,7 30,8 28,5 26,7 25,1 23,8

    212.248 27,2 24,8 23,0 21,5 20,3 19,2

    223.262 24,7 22,5 20,8 19,5 18,4 17,4

    235.277 22,6 20,6 19,1 17,8 16,8 16,0

    248.293 20,8 18,9 17,6 16,4 15,5 14,7

    262.311 19,4 17,7 16,4 15,4 14,5 13,7

    Відзначимо особливості призначення твердості зубів і термообробки.

    При виборі механічних властивостей матеріалу деталей рейкового зачеплення МІО стріли портальних кранів рекомендується вважатися:

    - з розмірами: довжиною рейкового полотна і діаметром шестерні;

    - конструкцією рейки: полотно знімне або зуби нарізаються в звареної конструкції;

    - оброблюваністю матеріалу, що визначає тривалість процесу нарізування, стійкість зуборізних інструментів: затуплення інструменту в процесі нарізування призводить до спотворень в геометрії зачеплення, і тому воно або взагалі неприпустимо, або допустимо в тій мірі, яка обумовлюється допусками на точність елементів зачеплення;

    - прірабативаемость контактної пари, оскільки можлива робота зуба краєм, як внаслідок деформації металоконструкції, так і внаслідок недостатньо точного виготовлення і монтажу рейкової зачеплення;

    - схильністю контактної пари до заїдання: при матеріалах зубів, що піддаються термообробці до нарізування зубів (покращувані і нормалізовані стали), найменша твердість шестерні повинна бути не нижче найбільшої твердості рейки.

    При обліку оброблюваності матеріалу потрібно мати на увазі наступне. Чим однорідніше структура матеріалу, тим краще її оброблюваність при даній твердості. Тому стали з глибокої прокаливаемостью обробляються легше. З цієї ж причини сталь, у якій дана твердість досягається після нормалізації з високим відпуском, обробляється легше, ніж поліпшена сталь при тій же твердості. Так, рейкові зачеплення, що містять нормалізовану і відпущену сталь, скажімо 35ХГСА, добре прірабативаются і менш схильні до заїдання, ніж з сталей, що містять нікель.

    Певне поширення набули в техніці зачеплення з високим перепадом твердості (разнотвердое зачеплення). У них поверхневому зміцненню до високої твердості піддаються зуби шестірні, а рейка виготовляється з термічно поліпшеної сталі і має твердість не нижче 260 НВ або таку твердість, яка допустима за умовами оброблюваності. Такі зачеплення зберігають за рахунок м'якої деталі прірабативаемость. Тому їх допустимо виготовляти з більш низькою точністю і застосовувати в вузлах машин, де внаслідок конструктивних, технологічних і монтажних особливостей висока точність не може бути забезпечена. Слід також мати на увазі, що використання разнотвердого зачеплення дозволяє підняти ізломную міцність зубів шестерні.

    На цій підставі для механізмів подібного класу можна рекомендувати дві групи матеріалів:

    - нормалізовані і покращувані стали, у яких середня твердість менше 350 НВ (перша група). По даній групі матеріалів виготовлені, зокрема, деталі рейкового зачеплення серійних портальних кранів заводу ПТО ім. С. М. Кірова;

    | Нормалізовані і покращувані стали для реікі і для шестерні стали, що піддаються поверхневому зміцненню (друга група). Тут за умовчанням передбачається, що шестерня виконана з високою точністю і високим класом шорсткості. У цих умовах шестерня грає роль притиру, забезпечуючи контакт по всій ширині зуба. По даній групі виконано зачеплення портальних кранів (Народне підприємство кранобудування, м Еберсвальде), в якому зуби шестірні піддані поверхневому загартуванню на глибину (3,7 ... 6,3) мм з твердістю (54 .. .60) НЯС при модулі , що дорівнює 20 мм.

    Мал. 2. Пристрій для регулювання зачеплення і спрямовуючої рейки МІО портальних кранів типу «Кіровець»

    випуск 2

    Автори сподіваються, що викладені вимоги до вибору твердості зубів дозволять конструктору врахувати: дефіцитність використовуваних матеріалів на ринку; конструкцію рейки; питання ремонтопридатності конструкції; наявність заводського обладнання для термічної і механічної обробки зубів.

    3. Компонування механізму, геометрія і міцність рейкової передачі.

    Взаємне положення початкової площини рейки щодо шарніра оголовка.

    У рейкової передачі аксоідамі є площину і циліндр, звані початковій площиною рейки і початковим циліндром шестерні. Останній в рейковому зачепленні збігається з ділильним циліндром. Набули поширення дві схеми взаємного розташування початкової площини 2 щодо шарніра (В).

    У першій схемі на рис. 4, а початкова площину 2 не проходить через центр шарніра (В). Дивись також рис. 2 і 3. Тут через центр шарніра проходить площину, паралельна їй і проходить центр ваги (О) поперечного перерізу рейки.

    У другій схемі на рис. 4, б (див. Також рис. 1) початкова площину 2 проходить через центр шарніра (В), а площина, що проходить через центр ваги поперечного перерізу рейки, відстоїть від неї на певній відстані.

    Для кожної компонування характерна своя силова схема. Для схеми на рис. 4, а, б:

    - сумарне тиск на ролики:

    де Зр - зусилля в рейці; а - кут профілю вихідного профілю; hc - координата центра ваги поперечного перерізу рейки щодо полюса Ж зачеплення, наявного на ділильної кола шестерні.

    Взаємне положення рейки і шестерні рейкової передачі. Поширення набула рейкова пара, в якій делительная поверхню рейки віддалена від ділильної поверхні шестерні на відстань, рівну зсуву вихідного контуру, тобто передача з позитивним зміщенням. При цьому в практиці проектування не слід вибирати коефіцієнт зміщення за рекомендацією [2, с. 76], що вирівнює питомі ковзання на ніжках зубів рейки і шестерні. Справа в тому, що при малому числі зубів шестерні, а це характерно для механізмів досліджуваного типу, зазначена рекомендація призводить до загострення зубів шестерні. Досить надійно працює рекомендація, призначає зміщення, рівну половині модуля. Зокрема, при числі зубів, що дорівнює 10, коефіцієнт зміщення слід призначити величиною, рівною 0,5.

    2

    * Дізнатися про обмеження параметри рейкової передачі. Обробку зубів рейок

    ип розглянутих механізмів при відсутності спеціальних верстатів виробляють шляхом розподілу,

    В

    наприклад на універсально-фрезерних верстатах, пристосованих для виготовлення [2].

    Дізнатися про обмеження вибір параметрів рейкової передачі, для випадку, коли рейка обробляється методом копіювання, шестерня - методом обкатки інструментом рейкового типу, пов'язані:

    - з можливістю підрізання і загострення зубів шестерні;

    - в меншій мірі з можливістю інтерференції головок з перехідною поверхнею.

    ь

    КР = Яр * (Ца) -у) Кр = Ярх ОАП (а));

    реакція в шарнірі (В) стріла-рейка:

    (1)

    вигинає момент в перерізі 1:

    Л /, = 5, хм (1-у)

    Мал. 3. Пристрій для регулювання зачеплення і спрямовуючої рейки МІО портальних монтажних кранів типу "КОМБККЛМБ8"

    Розрахунок геометрії рейкової прямозубой передачі слід виконувати з перевіркою правильності призначення коефіцієнта зміщення у шестерні (виняток підрізання, загострення, інтерференції) і коефіцієнта укорочення зуба шестерні і рейки До < 0,] = 1, 2. Зокрема, при Z1 = 10 і к1 < 0 при значенні х1 = 0,7 настає загострення зуба. Тому рекомендацію [2, с. 76] призначити х1 = 0,61 вважати правильною можна, так як відносна товщина зуба (8а1 / ш) = 0,092 виявляється менше рекомендованого значення, рівного 0,25 для поліпшених зубів, і набагато менше значення 0,4 в разі поверхневого гарту зубів шестерні.

    До визначення напружень вигину в корені зуба рейки. Зуб рейки - це по суті коротка консольна балка, у якій максимальні напруги розвиваються в галтелі підстави. В роботі [3, р. 763-766] показано визначальний вплив на величину напружень вигину геометричного співвідношення 2хр / ^, де р - радіус перехідної поверхні галтелі в підставі зуба; 8 - товщина зуба в небезпечному перерізі, що визначаються методом Ьіпке [4].

    Коефіцієнт К показує, у скільки разів знижується изгибная міцність зуба рейки з нестандартним радіусом р ^ заокруглення і товщиною в порівнянні з зубом рейки, виконаним зі стандартними значеннями р ^ і буо, відповідно до роботам [3; 4] представляється у вигляді

    До>= \

    5 # хр * (2)

    випуск 2

    випуск 2

    Мал. 4. Схема розташування рейки в МІО стріли портальних кранів

    Так, при коефіцієнтах радіуса перехідної поверхні р = 0,38 і р ^ = 0,2 і відповідних їм толщинах зуба = 55,75 мм і 5 ^ = 56,875 мм при модулі т = 22 мм отримаємо К = 1,23. На рис. 5 показані результати обчислення напружень в корені зуба по методу кінцевих елементів: ставлення напруг в вузловий точці дорівнює 881/705 = 1,25, що добре узгоджується з теоретичним розрахунком. З (2) видно, що якщо радіус р ^ прагне до нуля, то передана навантаження також спрямовується до нуля.

    Мал. 5. Напруга в корені зуба в методі кінцевих елементів

    4. Про закон розподілу експлуатаційних навантажень. Закони розподілу навантажень в часі для грейферних портальних кранів отримані кафедрою ПТМ ЛІВТ в результаті численних натурних випробувань в річкових і морських портах при різних режимах експлуатації і перевантаження різних видів вантажів [5, с. 9-16].

    Одним із способів отримання статистичних характеристик силових процесів, необхідних для розрахунку надійності і довговічності елементів крана, є метод непрямого визначення їх за допомогою статистичних характеристик параметрів, що обумовлюють формування процесу напружень. До числа таких параметрів відносяться: - зусилля в вантажних канатах; ф - кут нахилу стріли (Я - виліт крана); а й в - кути відхилення канатів від вертикалі в площині і з площини гойдання стріли [6, с. 100-117].

    При відомих характеристиках дійових сил і геометрії несучої конструкції визначення параметрів випадкового процесу навантаження не викликає особливих труднощів (див. Рис.

    6, а) для цього необхідно все зовнішні навантаження звести до системи сил і моментів, що діють в шарнірах стрілових систем. Такі сили називаються наведеними (див. Рис. 6, б) [7, с. 48-55].

    Кут нахилу стріли ф (виліт - Я) залежить від варіанта роботи і технологічних особливостей організації перевантажувального процесу. Закон розподілу кутів нахилу стріли в більшості випадків може бути апроксимувати усіченим нормальним законом з щільністю розподілу (рис. 7) [6]:

    Встановлено, що у портальних кранів з вильотом стріли до 32 м найбільший розкид значень кута нахилу стріли спостерігається у кранів, що працюють за спрощеним варіантом склад-склад (крива 3). При цьому математичне сподівання кута нахилу тф = 57 ° і середньоквадратичне відхилення 5Ф = 10 °. Більш стабільні значення числових характеристик розподілів кутів нахилу у кранів, що працюють за варіантами склад-судно (крива 1) і вагон-судно (крива 2), де кранівники працюють переважно на середніх вильоти. В цьому випадку для варіанта склад-судно математичне очікування кута нахилу тф = 53 ° і середньоквадратичне відхилення 5Ф = 6,7 °; для варіанту вагон-судно відповідно математичне очікування тф = 58 ° і середньоквадратичне відхилення 5Ф = 7 °. За варіанту вагон-склад спостерігається підвищений розкид значень робочих вильотів, що пояснюється розмірами формованого складу (крива 4). Математичне сподівання кута нахилу стріли за цим варіантом - тф = 59 ° і середньоквадратичне відхилення - 5Ф = 9 °.

    Мал. 6. Розрахункова схема і навантаження елементів стрілового пристрою

    (3)

    випуск 2

    випуск 2

    На рис. 7 приведена крива 5, побудована за рівнянням (3), апроксимуюча розподіл кривої 3.

    Мал. 7. Графіки розподілу щільності кутів нахилу стріли ф і вильотів Я

    У періоди несталого руху механізму зміни вильоту наведена сила, що діє в площині гойдання стріли, може бути визначена по залежності (рис. 6, б):

    Г = + Г. (4)

    з О3 а 4 '

    ГО - приведена до верхнього шарніру стріли сила від вагових складових ШБУ і вантажу з наступними статистичними характеристиками [7]:

    - математичне очікування (кГс)

    = (РД; _0,25) єя + 0,4 (7, + 0, ЮОТ;

    - дисперсія (кГс2)

    Д, С = (0,008С2 + 0,006 ^ + 0,032) ся + 0,03в2х + (0,02? + 0,03) вхСн.

    де ^ = I / 1З - співвідношення плечей хобота (див. рис. 6, а)

    ?} - приведена до кінця стріли сила, що виникає в періоди розгону або гальмування механізму зміни вильоту, з наступними статистичними характеристиками:

    - математичне очікування (кГс)

    = т

    - дисперсія (кГс)

    90]

    "I

    їі

    Га - приведена до кінця стріли сила, що виникає вследстівіе відхилення вантажних канатів від вертикалі в площині гойдання, з наступними статистичними характеристиками:

    - математичне очікування (кГс)

    ^ = (0,01 ^ + 0,045 ^

    - дисперсія (кГс)

    Бра = (Ь, 008? 2 + 0,004? + 0,01 б) в2н.

    У наведених залежностях ^% Л'Л - кінематичні параметри стре-

    ловой системи (див. рис. 6, а); тп - маса стріли, наведена до оголовка; юв, ^ - кутова швидкість стріли і час несталого руху механізму зміни вильоту; G GOT, GH - вага хобота, відтягнення і нормального вантажу.

    Аналіз статистичних характеристик коефіцієнтів динамічності металевих конструкцій стріл грейферних портальних кранів показує, що середній час при розгоні і гальмуванні механізму зміни вильоту = 2 с, при цьому середня амплітуда прискорень кінця стріли ав = 0,5 м / с2 [8, с. 111-121].

    З достатньою для інженерних розрахунків точністю можна визначити навантаження на рейку механізму зміни вильоту (див. Рис. 6, б)

    Р? ^

    8П = -5-5 - "------------------------------------------ * -, (5)

    Р 7 *

    пр \ sirKp

    де V = I / 1с - геометричне співвідношення між довжиною стріли і відстанню від кореня стріли до точки кріплення рейки; ф - кут нахилу стріли, що визначається за графіками на рис. 7.

    Натурні тензометричні випробування портальних кранів показують, що навантаження механізму зміни вильоту добре описуються нормальним законом з математичним очікуванням, рівним нулю, який в цьому випадку буде однопараметричним і може бути замінений напівнормальних законом з функцією щільності розподілу [5]:

    / ( «) =

    л / 2тто

    ехр

    (6)

    де О8 - середньоквадратичне відхилення навантаження (моменту) Б.

    Грунтуючись на досвіді дослідження механізмів портальних кранів, можна стверджувати, що існують залежності між параметрами машин та імовірнісними характеристиками експлуатаційних навантажень. Натурні тензометричні випробування показують, що закони навантаження близьких за типом між собою кранів ( «Ганц», «Кіровець», «Сокіл», «Альбатрос» і ін.) Ідентичні між собою і відрізняються тільки значеннями максимального навантаження. У відносній системі координат гістограми навантажень можуть бути апроксимувати одним законом з щільністю розподілу / (х) і відносної випадкової величиною х = 5/5 де 5 - випадкове значення навантаження; 5р - максимальне навантаження на рейку [1]. Встановлено, що для МІО стріли відносне значення середньоквадратичного відхилення навантаження

    х = о / 5 = 0,15.0,2.0,25 [5].

    Про Р

    Подальші розрахунки надійності і довговічності елементів механізму зміни вильоту слід проводити відповідно до методики, викладеної в роботі [5].

    Список літератури

    1. Довідник по кранах: в 2 т. / М. П. Александров, М. М. Гохберг, О. А. Ковин [и др.]; під заг. ред. М. М. Гохберг. - Л .: Машинобудування, 1988. - Т. 2. - 559 с.

    2. Зубчасті передачі: довід. / Під. заг. ред. Е. Г. Гінзбурга. - 2-е вид. - Л .: Машинобудування, 1980. - 416 с.

    випуск 2

    випуск 2

    3. Proc. Int. Conf. Gear., Zhengzhou, 5-10 Nov., 1988. - Zhengzhou, 1988. - Vol. 2.

    4. Wissenschaftliche Zeitschrift der Technischen Universi ^ t Dresden. - 1978. - № 27, 3/4.

    5. Андріанов Е. Н. Експлуатаційні навантаження портальних перевантажувальних кранів / Е. Н. Андріанов // Журнал університету водних комунікацій. - СПб., 2009. - Вип. 4.

    // Тр. ЛІВТ. - Л .: Транспорт, 1969.

    7. Звягінцев Н. В. Імовірнісні характеристики процесів навантажень елементів металевих конструкцій стрілових систем грейферних портальних кранів / Н. В. Звягінцев, Н. Я. Розовський // Тр. ЛІВТ. - Л .: Транспорт, 1976.

    8. Звягінцев Н. В. Статистичні характеристики коефіцієнтів динамічності металевих конструкцій стріл грейферних портальних кранів / Н. В. Звягінцев, Н. Я. Розовський, Ю. В. силіку // Тр. ЛІВТ. - Л .: Транспорт, 1972.

    УДК 621.43.068

    МАТЕМАТИЧНЕ МОДЕЛЮВАННЯ подачі палива І ЛОКАЛЬНИХ внутріціліндровие ПРОЦЕСІВ В ДИЗЕЛІ з об'ємною сумішоутворенню З ВИКОРИСТАННЯМ ПРОГРАМИ CYBERDIESEL

    MATH MODELING OF FUEL INJECTING AND LOCAL INSIDE CYLINDER PROCESSES IN SPRAY-TYPE DIESEL ENGINE BY PROGRAM OF CYBERDIESEL

    Програма CyberDiesel розроблена на теоретичній основі комплексної математичної моделі подачі палива і локальних внутріціліндровие процесів дизеля з об'ємним сумішоутворенням. Програма призначена для вирішення практичних завдань узгодження конструктивних і регулювальних параметрів паливної апаратури і камери згоряння дизеля методами математичного моделювання.

    The program CyberDiesel has been developed on theoretical base of complex math model offuel injecting and local inside cylinder processes. The program is designed for solving ofpractical problems of coordination of fuel injecting equipment and a combustion chamber of diesel engines by math modeling methods.

    Ключові слова: дизель, упорскування палива, паливна струмінь, горіння палива, паливна апаратура, камера згоряння, математичне моделювання локальних внутріціліндровие процесів, викид NO, витрата палива.

    Key words: diesel engine, fuel injection, fuel jet, fuel burning, fuel injecting equipment, combustion chamber, math modeling оf local inside cylinder processes, NO emission fuel outlay.

    б. Брауде В. І. Навантаження портальних кранів / В. І. Брауде, М. В. Звягінцев, Ю. В. силіку

    В. В. Гаврилов,

    д-р техн. наук, професор, СПГУВК;

    В. Ю. Мащенко,

    аспірант,

    СПбГМТУ

    А

    Нализ розвитку суднової енергетики показує, що актуальність проблеми підвищення економічних і екологічних показників дизелів не знижується. Одним з основних способів вирішення цієї проблеми є узгодження конструктивних парамет-


    Ключові слова: МЕХАНІЗМ / ВИЛІТ / КРАН / КОНСТРУКЦІЇ / ГЕОМЕТРІЯ / МІЦНІСТЬ / MECHANISM / BOOM / CRANE / CONSTRUCTIONS / GEOMETRY / STRENGTH

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити