Научная статья на тему 'Актуальные вопросы конструирования и расчета механизмов изменения вылета стрелы портальных кранов'

Актуальные вопросы конструирования и расчета механизмов изменения вылета стрелы портальных кранов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

CC BY
1044
249
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Ключевые слова
МЕХАНИЗМ / ВЫЛЕТ / КРАН / КОНСТРУКЦИИ / ГЕОМЕТРИЯ / ПРОЧНОСТЬ / MECHANISM / BOOM / CRANE / CONSTRUCTIONS / GEOMETRY / STRENGTH

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Андрианов Евгений Николаевич, Иванов Анатолий Николаевич

В статье рассмотрены некоторые вопросы построения конструкций механизмов изменения вылеты стрелы портальных кранов, обеспечивающие предсказуемость конструктивно-компоновочных решений, свойств материала, геометрии и прочности реечной передачи.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

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.

Текст научной работы на тему «Актуальные вопросы конструирования и расчета механизмов изменения вылета стрелы портальных кранов»

Список литературы

1. Михайлов В. И. Планирование экспериментов в судостроении / В. И. Михайлов, К. М. Федосов. — Л.: Судостроение, 1978.

2. Тыщенко О. Б. Диалог компьютера и студента / О. Б. Тыщенко // Высшее образование в России. — 2000. — № 6.

3. Броневич А. Б. Некоторые психолого-педагогические особенности создания и использования компьютерных обучающих программ в вузе / А. Б. Броневич // Психологическая наука и образование. — 2004. — № 4.

4. Вислобоков Н. Ю. Технологии организации интерактивного процесса обучения /

Н. Ю. Вислобоков, Н. С. Вислобокова // Информатика и образование. — 2011. — № 6 (224).

5. Куценко С. М. Моделирующие компьютерные программы в процессе лабораторно-практических занятий студентов вуза / С. М. Куценко. — Казань: КГЭУ, 2004.

6. Баркова Н. А. Введение в виброакустическую диагностику роторных машин и оборудования / Н. А. Баркова. — СПб.: Изд. центр СПбГМТУ, 2003.

7. Варкулевич В. К. Диагностирование электроприводного насосного агрегата без разборки / В. К. Варкулевич. — Владивосток: Морской гос. ун-т, 2003.

8. БАЛТЕХ. Диагностика насосов [Электронный ресурс]. Электрон. дан. Режим доступа: http://www.baltech ^и/саЬа^ .рЬр?са!а^=18

УДК 621.875.5 Е. Н. Андрианов,

канд. техн. наук, профессор, СПГУВК;

А. Н. Иванов,

канд. техн. наук, доцент, СПГУВК

АКТУАЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ И РАСЧЕТА МЕХАНИЗМОВ

В статье рассмотрены некоторые вопросы построения конструкций механизмов изменения вылеты стрелы портальных кранов, обеспечивающие предсказуемость конструктивно-компоновочных решений, свойств материала, геометрии и прочности реечной передачи.

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.

Ключевые слова: механизм, вылет, кран, конструкции, геометрия, прочность.

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

ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА СТРЕЛЫ ПОРТАЛЬНЫХ КРАНОВ

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

ЕХАНИЗМ изменения вылета (МИВ) портального крана является одним из основных механизмов, обеспечивающих надежность машины в целом. Его поломка приводит к значительным экономическим потерям, связанным с ремонтом конструкции и просто-

ям в работе крана.

Выпуск 2

Для конструкций механизмов изменения вылета характерно применение деталей и сопряжений с расчетными параметрами. Так, неточное расположение шарниров (А, В, С) (рис. 1-3) перемещает рейку 3 в неправильное положение: пятно контакта и боковой зазор в зубьях выходят за пределы, рекомендуемые стандартами. Возникает необходимость их регулирования. При больших размерах и массах изделий выполнить это трудно. Трудность во многом обусловливается еще и устройством механизма, содержащего пространственно разобщенные узлы.

В статье излагаются особенности конструирования МИВ реечного типа с зубчатой рейкой, которые преобладают на современных портальных кранах [1]. Рассматриваются вопросы, которые не нашли должного отражения в специальной литературе, а также известные вопросы под новым углом зрения. Эти вопросы хотя и кажутся на первый взгляд второстепенными, однако в реальной производственной деятельности они занимают существенное место.

1. Регулирование взаимного положения рейки и шестерни в реечной передаче является важным с точки зрения эксплуатационных свойств вопросом. Для обеспечения точности взаимного расположения в МИВ предусматривают регулирующее устройство, конструкция которого во многом зависит от взаимного расположения шарниров корня стрелы (шарнир А) и приводного вала рейки (шарнир С) (рис. 1-3).

см

X

о

Рис. 1. Устройство для регулирования зацепления и направляющей рейки МИВ портальных кранов типа «Сокол»

Рассматривая конструкции, как нашедшие применение в портальных кранах, так и вновь создаваемые, можно выделить два основных конструктивных решения.

В первом конструктивном решении оба шарнира (А и С) размещены в одной металлоконструкции верхнего строения — колонне 2. Это делает возможным их совместную механообработку, обеспечивающую параллельность осей шарниров. При монтаже механизма для обеспечения правильного зацепления достаточно перемещения опоры рейки вдоль оси шарнира (В) до тех пор, пока не будет достигнуто нужное пятно контакта. Одна из конструкций регулируемого шарнира (В) показана на рис. 1, б.

В процессе эксплуатации крана производится лишь техническое обслуживание и мероприятия по поддержанию зазора между нажимными роликами и рейкой в установленных пределах. Данную операцию часто называют дорегулированием рейки.

На рис. 1, в показана типовая конструкция регулирования направляющей рейки, то есть регулирования зазора между нажимными роликами 6 и рейкой 3. В эксплуатации конструкция не допускает изменения пятна контакта и бокового зазора сверх нормированных значений. При превышении норм производится дорегулирование.

Во втором конструктивном решении шарниры (А и С) размещены в разных металлоконструкциях верхнего строения, что исключает совместную механообработку отверстий. Поэтому сделать отверстия под шарниры, находящиеся далеко друг от друга, точно параллельными практически невозможно. Это требует дополнительных приспособлений, посредством которых можно обеспечить правильное зацепление и избежать трудоемких работ при монтаже механизма.

В конструкции на рис. 2 шарнир (С) размещен на выходном валу редуктора, в свою очередь установленного на раме верхнего А-образного каркаса 2. Такое решение не создает условий для правильного зацепления в основном по двум причинам. Во-первых, конструкция не обеспечивает параллельность и отсутствие перекоса осей шарниров и, во-вторых, не обеспечивает правильного положения рейки в кремальере и в проушине стрелы шарнира (В) по отношению к оси V, лежащей в плоскости, перпендикулярной продольной оси H рейки (рис. 2).

Параллельность осей шарниров обеспечивают в этом случае путем разворачивания редуктора по плоскости стыка корпуса с рамой верхнего каркаса. Нужное положение корпуса фиксируют клиньями 5 (рис. 2, б), устанавливаемыми между боковыми сторонами лап корпуса и рамы лебедки. Форма клина выявляется при монтаже. Для снижения трудоемкости монтажа реализация регулировки достигается сборкой и сваркой в специальных сборочных стендах в заводских условиях.

Правильное положение рейки в кремальере регулируют как обычно: перемещением ее вдоль оси шарнира. После чего с помощью хомутов 6 (рис. 2, в) закрепляют положение рейки.

Отметим, что для поворота корпуса редуктора конструкцией не предусмотрены регулировочные винты. Поэтому если придется позже вновь регулировать зацепление, в подобном устройстве это выполнить нелегко.

Отмеченного недостатка лишена конструкция на рис. 3, в которой шарнир (С) также размещен на выходном валу редуктора механизма. Правильное зацепление зубьев устанавливается перемещением опор вала с помощью регулировочных винтов 5 (рис. 3, б).

После регулировки на торцах корпусов подшипников приваривают фиксирующие планки 6. Если придется позже вновь регулировать зацепление, в подобном устройстве это выполнить легко.

2. Твердость зубьев является другим важным вопросом, определяющим размеры и конструкцию реечной пары. В качестве примера можно указать на табл. 1. В частности, если число зубьев шестерни равно 12, шестерня имеет делительный диаметр 460, 300, 245, 212 мм, при средней твердости зубьев соответственно равный 187, 230, 256, 287 НВ (см. выделенный курсивом столбец). Пиковая нагрузка 620 кН, параметры и режим работы МИВ одинаковые. Конструкция рейки до твердости 230 НВ включительно сварная, а свыше указанной твердости — сборная (съемное полотно).

Выпуск 2

Выпуск 2

Таблица 1

Расчетный модуль рейки по ГОСТ 21354-87

Твердость НВ Число зубьев шестерни

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

Отметим особенности назначения твердости зубьев и термообработки.

При выборе механических свойств материала деталей реечного зацепления МИВ стрелы портальных кранов рекомендуется считаться:

— с размерами: длиной реечного полотна и диаметром шестерни;

— конструкцией рейки: полотно съемное или зубья нарезаются в сварной конструкции;

— обрабатываемостью материала, определяющая длительность процесса нарезания, стойкость зуборезного инструмента: затупление инструмента в процессе нарезания приводит к искажениям в геометрии зацепления, и поэтому оно либо вообще недопустимо, либо допустимо в той мере, которая обусловливается допусками на точность элементов зацепления;

— прирабатываемостью контактной пары, поскольку возможна работа зуба краем, как вследствие деформации металлоконструкции, так и вследствие недостаточно точного изготовления и монтажа реечного зацепления;

— склонностью контактной пары к заеданию: при материалах зубьев, подвергаемых термообработке до нарезания зубьев (улучшаемые и нормализованные стали), наименьшая твердость шестерни должна быть не ниже наибольшей твердости рейки.

При учете обрабатываемости материала нужно иметь в виду следующее. Чем однороднее структура материала, тем лучше ее обрабатываемость при данной твердости. Поэтому стали с глубокой прокаливаемостью обрабатываются легче. По этой же причине сталь, у которой данная твердость достигается после нормализации с высоким отпуском, обрабатывается легче, чем улучшенная сталь при той же твердости. Так, реечные зацепления, содержащие нормализованную и отпущенную сталь, скажем 35ХГСА, хорошо прирабатываются и менее склонны к заеданию, чем из сталей, содержащих никель.

Определенное распространение получили в технике зацепления с высоким перепадом твердости (разнотвердое зацепление). В них поверхностному упрочнению до высокой твердости подвергаются зубья шестерни, а рейка изготавливается из термически улучшенной стали и имеет твердость не ниже 260 НВ или такую твердость, которая допустима по условиям обрабатываемости. Такие зацепления сохраняют за счет мягкой детали прирабатываемость. Поэтому их допустимо изготовлять с более низкой точностью и применять в узлах машин, где вследствие конструктивных, технологических и монтажных особенностей высокая точность не может быть обеспечена. Следует также иметь в виду, что использование разнотвердого зацепления позволяет поднять изломную прочность зубьев шестерни.

На этом основании для механизмов подобного класса можно рекомендовать две группы материалов:

— нормализованные и улучшаемые стали, у которых средняя твердость меньше 350 НВ (первая группа). По данной группе материалов изготовлены, в частности, детали реечного зацепления серийных портальных кранов завода ПТО им. С. М. Кирова;

■ нормализованные и улучшаемые стали для реики и для шестерни стали, подвергаемые поверхностному упрочнению (вторая группа). Здесь по умолчанию предполагается, что шестерня выполнена с высокой точностью и высоким классом шероховатости. В этих условиях шестерня играет роль притира, обеспечивая контакт по всей ширине зуба. По данной группе выполнено зацепление портальных кранов (Народное предприятие краностроения, г. Эберсвальде), в котором зубья шестерни подвергнуты поверхностной закалке на глубину (3,7...6,3) мм с твердостью (54.. .60) НЯС при модуле, равном 20 мм.

Рис. 2. Устройство для регулирования зацепления и направляющей рейки МИВ портальных кранов типа «Кировец»

Выпуск 2

Авторы надеются, что изложенные требования к выбору твердости зубьев позволят конструктору учесть: дефицитность используемых материалов на рынке; конструкцию рейки; вопросы ремонтопригодности конструкции; наличие заводского оборудования для термической и механической обработки зубьев.

3. Компоновка механизма, геометрия и прочность реечной передачи.

Взаимное положение начальной плоскости рейки относительно шарнира оголовка.

В реечной передаче аксоидами являются плоскость и цилиндр, называемые начальной плоскостью рейки и начальным цилиндром шестерни. Последний в реечном зацеплении совпадает с делительным цилиндром. Получили распространение две схемы взаимного расположения начальной плоскости 2 относительно шарнира (В).

В первой схеме на рис. 4, а начальная плоскость 2 не проходит через центр шарнира (В). Смотри также рис. 2 и 3. Здесь через центр шарнира проходит плоскость, параллельная ей и проходящая центр тяжести (О) поперечного сечения рейки.

Во второй схеме на рис. 4, б (см. также рис. 1) начальная плоскость 2 проходит через центр шарнира (В), а плоскость, проходящая через центр тяжести поперечного сечения рейки, отстоит от нее на определенном расстоянии.

Для каждой компоновки характерна своя силовая схема. Для схемы на рис. 4, а, б:

— суммарное давление на ролики:

где Зр — усилие в рейке; а — угол профиля исходного профиля; hc — координата центра тяжести поперечного сечения рейки относительно полюса Ж зацепления, располагаемого на делительной окружности шестерни.

Взаимное положение рейки и шестерни реечной передаче. Распространение получила реечная пара, в которой делительная поверхность рейки удалена от делительной поверхности шестерни на расстояние, равное смещению исходного контура, то есть передача с положительным смещением. При этом в практике проектирования не следует выбирать коэффициент смещения по рекомендации [2, с. 76], выравнивающей удельные скольжения на ножках зубьев рейки и шестерни. Дело в том, что при малом числе зубьев шестерни, а это характерно для механизмов исследуемого типа, указанная рекомендация приводит к заострению зубьев шестерни. Достаточно надежно работает рекомендация, назначающая смещение, равное половине модуля. В частности, при числе зубьев, равном 10, коэффициент смещения следует назначить величиной, равной 0,5.

2

* Ограничения, накладываемые на параметры реечной передачи. Обработку зубьев реек

ып рассматриваемых механизмов при отсутствии специальных станков производят методом деления,

В

например на универсально-фрезерных станках, приспособленных для изготовления [2].

Ограничения, накладываемые на выбор параметров реечной передачи, для случая, когда рейка обрабатывается методом копирования, шестерня — методом обкатки инструментом реечного типа, связаны:

— с возможностью подрезания и заострения зубьев шестерни;

— в меньшей степени с возможностью интерференции головок с переходной поверхностью.

ь

КР= Яр* (Ца) -у) Кр=Ярх Оап(а)) ;

реакция в шарнире (В) стрела-рейка:

(1)

изгибающий момент в сечении 1:

Л/,=5,хМ(1-у)

Рис. 3. Устройство для регулирования зацепления и направляющей рейки МИВ портальных монтажных кранов типа “КОМБККЛМБ8”

Расчет геометрии реечной прямозубой передачи следует выполнять с проверкой правильности назначения коэффициента смещения у шестерни (исключение подрезания, заострения, интерференции) и коэффициента укорочения зуба шестерни и рейки К < 0,] = 1, 2. В частности, при Z1 = 10 и к1 < 0 при значении х1 = 0,7 наступает заострение зуба. Поэтому рекомендацию [2, с. 76] назначить х1 = 0,61 считать правильной нельзя, так как относительная толщина зуба (8а1/ш) = 0,092 оказывается меньше рекомендуемого значения, равного 0,25 для улучшенных зубьев, и гораздо меньше значения 0,4 в случае поверхностной закалки зубьев шестерни.

К определению напряжений изгиба в корне зуба рейки. Зуб рейки — это по существу короткая консольная балка, у которой максимальные напряжения развиваются в галтели основания. В работе [3, р. 763-766] показано определяющее влияние на величину напряжений изгиба геометрического соотношения 2хр/^, где р — радиус переходной поверхности галтели в основании зуба; 8 — толщина зуба в опасном сечении, определяемым методом Ьіпке [4].

Коэффициент К показывающий, во сколько раз снижается изгибная прочность зуба рейки с нестандартным радиусом р^ скругления и толщиной по сравнению с зубом рейки, выполненным со стандартными значениями р^ и Буо, согласно работам [3; 4] представляется в виде

К>=\

5#хр* (2)

Выпуск 2

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

Выпуск 2

Рис. 4. Схема расположения рейки в МИВ стрелы портальных кранов

Так, при коэффициентах радиуса переходной поверхности р = 0,38 и р^ = 0,2 и соответствующих им толщинах зуба = 55,75 мм и 5^ = 56,875 мм при модуле т = 22 мм получим К = 1,23. На рис. 5 показаны результаты вычисления напряжений в корне зуба по методу конечных элементов: отношение напряжений в узловой точке равно 881/705 = 1,25, что хорошо согласуется с теоретическим расчетом. Из (2) видно, что если радиус р^ стремится к нулю, то передаваемая нагрузка также устремляется к нулю.

Рис. 5. Напряжение в корне зуба в методе конечных элементов

4. О законе распределения эксплуатационных нагрузок. Законы распределения нагрузок во времени для грейферных портальных кранов получены кафедрой ПТМ ЛИВТа в результате многочисленных натурных испытаний в речных и морских портах при различных режимах эксплуатации и перегрузки различных видов грузов [5, с. 9-16].

Одним из способов получения статистических характеристик силовых процессов, необходимых для расчета надежности и долговечности элементов крана, является метод косвенного определения их с помощью статистических характеристик параметров, обусловливающих формирование процесса напряжений. К числу таких параметров относятся: — усилие в грузовых канатах; ф — угол наклона стрелы (Я — вылет крана); а и в — углы отклонения канатов от вертикали в плоскости и из плоскости качания стрелы [6, с. 100-117].

При известных характеристиках действующих сил и геометрии несущей конструкции определение параметров случайного процесса нагружения не вызывает особых затруднений (см. рис.

6, а) для этого необходимо все внешние нагрузки свести к системе сил и моментов, действующих в шарнирах стреловых систем. Такие силы называются приведенными (см. рис. 6, б) [7, с. 48-55].

Угол наклона стрелы ф (вылет — Я) зависит от варианта работы и технологических особенностей организации перегрузочного процесса. Закон распределения углов наклона стрелы в большинстве случаев может быть аппроксимирован усеченным нормальным законом с плотностью распределения (рис. 7) [6]:

Установлено, что у портальных кранов с вылетом стрелы до 32 м наибольший разброс значений угла наклона стрелы наблюдается у кранов, работающих по варианту склад-склад (кривая 3). При этом математическое ожидание угла наклона тф = 57° и среднеквадратическое отклонение 5ф = 10°. Более стабильные значения числовых характеристик распределений углов наклона у кранов, работающих по вариантам склад-судно (кривая 1) и вагон-судно (кривая 2), где крановщики работают преимущественно на средних вылетах. В этом случае для варианта склад-судно математическое ожидание угла наклона тф = 53° и среднеквадратическое отклонение 5ф = 6,7°; для варианта вагон-судно соответственно математическое ожидание тф = 58° и среднеквадратическое отклонение 5ф = 7°. По варианту вагон-склад наблюдается повышенный разброс значений рабочих вылетов, что объясняется размерами формируемого склада (кривая 4). Математическое ожидание угла наклона стрелы по этому варианту — тф = 59° и среднеквадратическое отклонение — 5ф = 9°.

Рис. 6. Расчетная схема и нагрузки элементов стрелового устройства

(3)

Выпуск 2

Выпуск 2

На рис. 7 приведена кривая 5, построенная по уравнению (3), аппроксимирующая распределение кривой 3.

Рис. 7. Графики распределения плотностей углов наклона стрелы ф и вылетов Я

В периоды неустановившегося движения механизма изменения вылета приведенная сила, действующая в плоскости качания стрелы, может быть определена по зависимости (рис. 6, б):

Г = + Г . (4)

с О 3 а 4 '

ГО — приведенная к верхнему шарниру стрелы сила от весовых составляющих ШСУ и груза со следующими статистическими характеристиками [7]:

— математическое ожидание (кГс)

= (РД; _0,25)єя + 0,4(7, + 0,ЮОТ;

— дисперсия (кГс2)

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

где ^ = I / 1з — соотношение плеч хобота (см. рис. 6, а)

¥} — приведенная к концу стрелы сила, возникающая в периоды разгона или торможения механизма изменения вылета, со следующими статистическими характеристиками:

— математическое ожидание (кГс)

— дисперсия (кГс)

90 ]

" I

ЇІ

Га — приведенная к концу стрелы сила, возникающая вследстивие отклонения грузовых канатов от вертикали в плоскости качания, со следующими статистическими характеристиками:

— математическое ожидание (кГс)

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

— дисперсия (кГс)

БРа = (Ь,008£2 + 0,004£ + 0,01 б)в2н.

В приведенных зависимостях ^%ЛЪЛ — кинематические параметры стре-

ловой системы (см. рис. 6, а); тп — масса стрелы, приведенная к оголовку; юв, ^ — угловая скорость стрелы и время неустановившегося движения механизма изменения вылета; G GOT, GH — вес хобота, оттяжки и нормального груза.

Анализ статистических характеристик коэффициентов динамичности металлических конструкций стрел грейферных портальных кранов показывает, что среднее время при разгоне и торможении механизма изменения вылета = 2 с, при этом средняя амплитуда ускорений конца стрелы ав = 0,5 м/с2 [8, с. 111-121].

С достаточной для инженерных расчетов точностью можно определить нагрузку на рейку механизма изменения вылета (см. рис. 6, б)

Р£ ^

8П =—5-5-»------------------------------------------*—, (5)

Р 7 *

пр \sirKp

где V = I / 1с — геометрическое соотношение между длиной стрелы и расстоянием от корня стрелы до точки крепления рейки; ф — угол наклона стрелы, определяемый по графикам на рис. 7.

Натурные тензометрические испытания портальных кранов показывают, что нагрузки механизма изменения вылета хорошо описываются нормальным законом с математическим ожиданием, равным нулю, который в этом случае будет однопараметрическим и может быть заменен полунормальным законом с функцией плотности распределения [5]:

/(«)=

л/2тто

ехр

(6)

где о8 — среднеквадратическое отклонение нагрузки (момента) Б.

Основываясь на опыте исследования механизмов портальных кранов, можно утверждать, что существуют зависимости между параметрами машин и вероятностными характеристиками эксплуатационных нагрузок. Натурные тензометрические испытания показывают, что законы нагружения близких по типу между собой кранов («Ганц», «Кировец», «Сокол», «Альбатрос» и др.) идентичны между собой и отличаются только значениями максимальной нагрузки. В относительной системе координат гистограммы нагрузок могут быть аппроксимированы одним законом с плотностью распределения /(х) и относительной случайной величиной х = 5 / 5 где 5 — случайное значение нагрузки; 5р — максимальная нагрузка на рейку [1]. Установлено, что для МИВ стрелы относительное значение среднеквадратического отклонения нагрузки

х = о /5 = 0,15.0,2.0,25 [5].

О Р

Дальнейшие расчеты надежности и долговечности элементов механизма изменения вылета следует производить согласно методике, изложенной в работе [5].

Список литературы

1. Справочник по кранам: в 2 т. / М. П. Александров, М. М. Гохберг, А. А. Ковин [и др.]; под общ. ред. М. М. Гохберга. — Л.: Машиностроение, 1988. — Т. 2. — 559 с.

2. Зубчатые передачи: справ. / под. общ. ред. Е. Г. Гинзбурга. — 2-е изд. — Л.: Машиностроение, 1980. — 416 с.

Выпуск 2

Выпуск 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. Андрианов Е. Н. Эксплуатационные нагрузки портальных перегрузочных кранов / Е. Н. Андрианов // Журнал университета водных коммуникаций. — СПб., 2009. — Вып. 4.

// Тр. ЛИВТа. — Л.: Транспорт, 1969.

7. Звягинцев Н. В. Вероятностные характеристики процессов нагружений элементов металлических конструкций стреловых систем грейферных портальных кранов / Н. В. Звягинцев, Н. Я. Розовский // Тр. ЛИВТа. — Л.: Транспорт, 1976.

8. Звягинцев Н. В. Статистические характеристики коэффициентов динамичности металлических конструкций стрел грейферных портальных кранов / Н. В. Звягинцев, Н. Я. Розовский, Ю. В. Силиков // Тр. ЛИВТа. — Л.: Транспорт, 1972.

УДК 621.43.068

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ТОПЛИВОПОДАЧИ И ЛОКАЛЬНЫХ ВНУТРИЦИЛИНДРОВЫХ ПРОЦЕССОВ В ДИЗЕЛЕ С ОБЪЕМНЫМ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕМ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ПРОГРАММЫ CYBERDIESEL

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

Программа CyberDiesel разработана на теоретической основе комплексной математической модели топливоподачи и локальных внутрицилиндровых процессов дизеля с объемным смесеобразованием. Программа предназначена для решения практических задач согласования конструктивных и регулировочных параметров топливной аппаратуры и камеры сгорания дизеля методами математического моделирования.

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.

Ключевые слова: дизель, впрыскивание топлива, топливная струя, горение топлива, топливная аппаратура, камера сгорания, математическое моделирование локальных внутрицилиндровых процессов, выброс NO, расход топлива.

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. И. Нагрузки портальных кранов / В. И. Брауде, Н. В. Звягинцев, Ю. В. Силиков

В. В. Гаврилов,

д-р техн. наук, профессор, СПГУВК;

В. Ю. Мащенко,

аспирант,

СПбГМТУ

А

НАЛИЗ развития судовой энергетики показывает, что актуальность проблемы повышения экономических и экологических показателей дизелей не снижается. Одним из основных способов решения этой проблемы является согласование конструктивных парамет-

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.