CC BY
45
УДК: 539.37 В.Н. Говердовский,
кафедра технологии транспортного машиностроения и эксплуатации машин, Сибирский государственный университет путей сообщения; Новосибирск, 630-049, ул. Д. Ковальчук, 191;
тел.: +7 (383) 328-0427, 8-905-951-9880; E-mail: vova57ng@yahoo.com
А.В. Зобов,
Новосибирский авиаремонтный завод, Новосибирск, 630-123, ул. Аэропорт, 2/4
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ МЕХАНИЗМОВ
С «ОТРИЦАТЕЛЬНОЙ» ЖЕСТКОСТЬЮ ДЛЯ ВИБРОЗАЩИТЫ ПИЛОТОВ ВЕРТОЛЕТОВ
V.N. Goverdovsky, A.V. Zobov
GEOMETRICAL SYNTHESIS OF MECHANISMS WITH «NEGATIVE» RIGIDITY FOR VIBROPROTECTION PILOTS OF HELICOPTERS
Аннотация. В условиях стесненного рабочего пространства в кабине, механизмы с «отрицательной» жесткостью могут стать единственно возможным средством виброзащиты в диапазоне инфрачастот, наиболее вредных и опасных для экипажа вертолета. Рассматривается метод проектирования, устраняющий противоречие между размерами подобных механизмов, требуемым диапазоном регулирования «отрицательной» жесткости и заданными ограничениями рабочего пространства. Метод позволяет создать оптимальную системную модель механизма. Представлены итерационная процедура, примеры расчета и компоновки механизмов для подвесок сидений пилотов вертолетов. Адекватность метода показана путем сравнения результатов расчетов и инструментальных измерений.
Ключевые слова: системная модель компактного механизма с «отрицательной» жесткостью при больших перемещениях.
Abstract. In cramped room of the cockpit, the mechanisms with "negative" stiffness might become the only way to provide vibration protection in the infra-frequency range that is the most harmful and dangerous for a helicopter crew. This paper presents a design method resolving the contradiction between the dimension of such mechanisms, required control range of the "negative " stiffness, and restrictions specified with the room. The method provides designing an optimal system model of the mechanism. There are presented an iterative procedure, the samples of design and layout of the mechanisms for suspended seats of helicopter pilots. The validity of the method is dem-
onstrated through the comparison of computation and instrumental measurement results.
Keywords: system model of the compact mechanism with «negative» rigidity at the big moving.
ВВЕДЕНИЕ
Вертолетостроительные компании разрабатывают виброзащитные системы (ВЗС) для фюзеляжа от вибраций несущего винта и главного редуктора [1-3]. Это, главным образом - динамические гасители колебаний, например, типа DAVI, для центральной втулки несущего винта [4]. Эффективность DAVI невысока, причем лишь в узкой полосе частот f e(l6; 25] Гц. Этого недостаточно для защиты экипажа и пассажиров вертолета, т.к. наибольшие проблемы человек испытывает от вибраций в диапазоне частот 1-16 Гц [5]. Казалось, известное сходство динамики вертолетов и ряда наземных транспортных и самоходных технологических машин дает возможность применить в вертолетах ВЗС, используемые в наземных машинах. Но попытки оказались безрезультатными, прежде всего, в силу низкой эффективности известных ВЗС в наиболее проблемном диапазоне инфрачастот f e(l;10] Гц. Кроме того, наземные ВЗС громоздки и материалоемки, что делает их несовместимыми со стесненным рабочим пространством кабины вертолета. Поэтому основным индивидуальным средством виброзащиты пилотов являются подушки сиденья (рис. 1).
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
Рис. 1. Рабочее пространство (мм) для компоновки ВЗС экипажа вертолета: 1 - пол кабины; 2 - корпус сиденья; 3 -подушка; 4 - спинка; 5-10 - элементы крепления к полу и механизм регулирования высоты сиденья
Однако подушки, парашютные мешки и пр. элементы индивидуальных средства виброзащиты практически бесполезны в диапазоне инфрачастот, т.к. их эффективность начинается, как правило, с / > 20—40 Гц. Таким образом, члены экипажа и
пассажиры вертолета по-прежнему беззащитны от воздействий инфрачастотных вибраций - одного из основных препятствий для достижения эффективности и безопасности полетов.
Проблема виброзащиты экипажа и пассажиров вертолета может быть решена методами синтеза механизмов, способных генерировать «отрицательную» жесткость, удовлетворяющих условиям компактности, работоспособности и прочности. Однако известные проектные решения механизмов с «отрицательной» жесткостью являются, как правило, результатом интуитивного поиска, зависящего от опыта разработчика [6-9]. «Эвристический» метод проектирования приводит к ошибкам, исключающим применение подобных механизмов в транспортных ВЗС. В известных механизмах диапазон «отрицательной» жесткости ограничивается значениями, много меньшими длины траектории относительного движения ВЗС, определяемой антропометрией человека и эргономикой его рабочего места. Габариты ВЗС превышают размеры рабочего пространства для их размещения в кабинах современных машин.
В связи с этим, в статье рассматривается метод геометрического (размерного) синтеза подобных механизмов на элементном (простейший упругий элемент с «отрицательной» жесткостью «в большом»), подсистемном (упругая связь с «отри-
цательной» жесткостью заданной величины) и системном (механизм) уровнях. В основе метода лежат положения и гипотезы фундаментальной непротиворечивой теории оболочек. Представлены модели наиболее рациональных кандидатов на роль простейших упругих элементов и упругих связей. Рассмотрена итерационная процедура решения задачи о геометрически нелинейном деформировании элементов в рамках линейной теории тонких оболочек. Предложены зависимости, устанавливающие взаимосвязь геометрических параметров и функциональных характеристик механизма. Обоснованность метода и точность моделей оценивается путем сравнения результатов вычислений и инструментальных измерений. Демонстрируются примеры применения метода для решения задач проектирования ВЗС пилотов одного из перспективных вертолетов класса Ми-8.
МОДЕЛИ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ С «ОТРИЦАТЕЛЬНОЙ» ЖЕСТКОСТЬЮ»
Пологие цилиндрические оболочки, пластинки при цилиндрическом изгибе и др. упругие конструкции кажутся готовым «исходным материалом» для проектирования элементов с «отрицательной» жесткостью. Такие конструкции имеют некоторые общие свойства, в частности: (а) локально неустойчивы, причем, как правило, в центре кривизны; (б) несмотря на локальную неустойчивость, способны сохранять общую устойчивость; (в) их диаграммы равновесия отличаются на 2-3% из-за различий в моделях деформированной срединной поверхности [10].
Современные технологии. Механика и машиностроение
Гипотеза выдвинута на основе анализа предельных возможностей стержневых систем, составлявших с 1960-х годов основу «элементной базы» для проектирования упругих связей с «отрицательной» жесткостью [6, 8, 11-13]. Из решения задачи продольно-поперечного изгиба стержня в нелинейной постановке построена модель упругого элемента, отражающая достаточно точно его поведение при закритическом деформировании «в большом». Получены параметрические зависимости поперечной нагрузки р и прогиба ш, устанавливающие границы области «отрицательной» жесткости [14]:
~ Pl2 l 2 р = Pl0 lo 2
EJ ш0 Ж
= +
(0,5~ )2 cos0,25^~
(1а)
д/2 + cos0,5^~ - б(ж ) ^т0,5ж~
ш
zu = -
ст„
2^ 0,25 же eos 0,25 же-sin 0,25 яг ^2 + cos0,5ttc -6 (же) 'sinO^jc
(1б)
Тогда из уравнений (2) и (3) следует, что для проектирования механизма, удовлетворяющего требованиям транспортной ВЗС человека-оператора по дизайну и функциональным характеристикам: а) простейший элемент упругих связей, принимая во внимание параметр (hjlQ ) и механические свойства упругих материалов, должен быть тонкостенной конструкцией; б) элемент, вследствие параметра (bl0), должен быть оболочкой или пластинкой, но не стержнем, чтобы увеличить протяженность участка «отрицательной» жесткости без расширения рабочего пространства и снижения прочности элемента; в) упругие связи должны содержать п t элементов с тем, чтобы
спроектировать компактный механизм с жесткостью связей, регулируемой в заданных пределах.
Из решения уравнения (1б) получают также: sin(cl0 - cs)
ш = щ-
sin cl
■, где s - координата вдоль
собственной оси стержня; угол ^ - дополнительный проектный параметр, минимум которого необходимо определять на интервале с > 2:
Здесь с = 2л хс10 - параметр перехода от закритического деформирования «в малом» к за-критическому деформированию «в большом», где
с2 = Ра/{Ы), Ра и EJ - продольная сила сжатия и изгибная жесткость стержня длиной 210 . В результате анализа модели получены предпосылки для развития «элементной базы». Так, из уравнения (1а) следует:
Р = Р
EbL
ж
3 ( _ \ГиЛ
12(1 -V2)
2
ш
V l0 J
h
V l0 J
(2)
Условие прочности стержня:
jmf /л
F \EJ2)
У max
0,125ж2с ^2 + со80,5жс-б(жс) 1 sin 0,5 же
(3)
( г.\( - \
V l0 J
ш
V l0 J
И
E
где Ь и h - размеры поперечного сечения стержня; V - коэффициент Пуассона; MF и [а^ - момент и допускаемое напряжение при изгибе.
^1min
8 Ж 6 . ж~
2 + cos---sin —
ж2~\ 2 ж 2
(4)
ЗАДАЧА О ДЕФОРМИРОВАНИИ ЭЛЕМЕНТА УПРУГОЙ СВЯЗИ
Гипотеза о деформировании упругого элемента при больших перемещениях
Поведение тонкостенной конструкции может быть исследовано достаточно точно в рамках нелинейной теории упругости. Однако, в инженерной практике предпочтительны методы, позволяющие свести геометрически нелинейную задачу к решению последовательности линейных краевых задач, построить простой численный алгоритм решения и получить его хорошую сходимость.
В основе одного из таких методов лежит гипотеза [15]. Пусть оболочечный элемент произвольной формы и кривизны разделен на п конечных элементов (КЭ). Исходное состояние его срединной поверхности можно описать вектором
х = х{в1в2 ), где {0х 02) - криволинейные координаты. Поверхность переходит в конечное положение, описываемое вектором х+ = х + и ^. При этом
каждый КЭ с номером п осуществляет следующее перемещение:
3
F
x
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
(п) (п) (п)
ы^) = и* ) + и( ),
(5)
где и(п) - вектор «больших» перемещений КЭ как
(п)
твердого тела; и - вектор малых перемещений КЭ из состояния, описываемого вектором
(п) (п) , (п) г-т ~
X = X + и . Т огда, изменение потенциальной энергии упругой деформации КЭ будет опреде-
(п)
ляться только перемещениями и . Исходя из допущения об их малости, можно использовать линейные представления для записи энергии упругой деформации, а также уравнений состояния. Итерационная процедура Данная гипотеза позволяет построить сравнительно простую итерационную процедуру решения нелинейной задачи методом конечных элементов (МКЭ) [14]. Так, если известно некоторое состояние КЭ с номером п, описываемое вектором
(п,к) (п) . (п,к)
X = X + и , , где к - номер итерации, то на
этапе
V
(к +1) итерации векторы и(п'к+1) перемещений КЭ определяют так, чтобы потенциальная энергия упругой деформации каждого из них стала бы минимальной на перемещениях
д„(п,к+1) (п,к) _ (п,к+1) = и gl и* ■
(6)
Здесь и(п'к+1) - в общем случае, функции шести произвольных постоянных (различных для каждого КЭ), которые определяются на данном этапе. Тогда на втором этапе систему КЭ соединяют в конструкцию за счет малых перемещений
(п,к+1) (п,к+1) (п) , (п,к+1) тт
и из состояния X* = X + щ . Для
оценки этих перемещений, определяющих напряженно-деформированное состояние каждого КЭ, потенциальная энергия конструкции минимизируется. Далее определяют потенциальную энергию ЕпМ1) каждого КЭ в локальной системе коорди-
(п,к+1)
нат, описываемой вектором X» , и потенциальную энергию Е(р +1) конструкции в глобальной
системе координат. Минимизация функции Е
дает систему линейных уравнений для МКЭ:
р-(к+1)ж7-(к+1) _р* _р(к+1) (1\
V = , (7)
где К^1^ - матрица жесткости; У^,к+1) - вектор узловых перемещений в глобальной системе координат; Р^ и Р^1 - векторы внешних нагрузок и
внутренних сил.
Из решения глобальной задачи определяется новое деформированное состояние элемента конструкции. Итерационная процедура заканчивается,
(п,к) (п,к+1)
если различия между векторами и* и и*
«малых» перемещений системы, состоящей из п КЭ, становятся меньше заданной величины.
Согласно методу, энергию упругой деформации КЭ определяют только на этапе перемещений сборки. Исходя из допущения об их малости, для формирования функции энергии могут быть использованы соотношения линейной теории тонких оболочек [16]. В качестве необходимого условия, вектор Р* должен быть однозначно зависим
только от геометрии КЭ. Решение и критерий его сходимости есть также простые функции. Достоверность модели определяется интенсивностью сетки КЭ и проверяется измерениями. Таким образом, итерационная процедура позволяет учесть геометрические нелинейности задачи [7].
МОДЕЛИ УПРУГОЙ СВЯЗИ И МЕХАНИЗМА
Практические зависимости
Цель проектирования - компактный механизм с характеристиками «отрицательной» жесткости, прочности и рабочего пространства, оптимальными для заданного типа транспортной ВЗС.
Исходя из прогноза о наиболее вероятных кандидатах на роль простейшего упругого элемента, модель упругой связи с «отрицательной» жесткостью можно представить, например, в виде пр1 пластинок, размещенных вокруг центрального звена через некоторый угловой шаг. Из пр1 пластинок можно сформировать пхе( пакетов по
Пр1Ш
/пе в каждом. Тогда системная модель механизма может быть такой, как показано на рис. 2 [18]. Здесь ведущее звено 3 механизма и ведущее звено 2 ВЗС могут взаимодействовать путем силового или кинематического замыкания [19].
^1=0
Рис. 2. Системная модель механизма с «отрицательной» жесткостью. Здесь: 1 - стойка, 2 и 3 - ведущие звенья ВЗС
и механизма, 2'
упругий элемент.
Современные технологии. Механика и машиностроение
Для проектирования механизма по МКЭ рическими параметрами и функциональными ха-удобно ввести следующие безразмерные геомет- рактеристиками механизма. В частности [18]:
рические параметры:
~ = lo^Vl^l Г2 = Г210
— V
(8а)
T~(a)
2 p=Po
гр(а) T 2
Ebl2
о
г df±a) п к2 = —< 0.
d(f>
(10а)
(10б)
В процессе расчета контролируют изгибные напряжения в пластинке:
с
F(max)
F (max)
а
7
2(1->
( А2
а ш
dx
V J (шах)
(П)
Здесь ие - предел упругости; йг = ш / /0 -прогиб; ~ = х / /0 - текущая координата поперечного сечения пластинки.
Если ¿гтХх > 1, то итерационную процедуру повторяют, уменьшая величину е0. Используя базу исходных данных и оптимизируя величину £0, можно сформулировать зависимости для определения оптимальных соотношений между геомет-
(ri — Г2) h
= 6,25p0 — 8 • 10—4 p02 — 6,25 • 10—4 pi (12а)
(86)
¿0=1 "(l-'O'o1- (8в)
Здесь l0 и h - длина и толщина пластинки; r2 - внешний радиус ведущего звена, r - внутренний радиус стойки.
Дополнительные проектные параметры -углы \у1 и \у2 наклона опорных концов (на ведущем звене и стойке) пластинок к их нормалям.
Из решения уравнений (8) определяют изгибающий момент mf , мембранную n и перерезывающую Q силы в пластинке. Если каждая пластинка рассматривается отдельно, то взаимное влияние пластинок в пакете не учитывается, но учитывается их расположение в пакете. Тогда из равновесия геометрически связанных звеньев 2 и 3 определяют крутящий момент:
npl/nset
Па) = nset • 2 (МЛ — Nkek — Qr ), (9) k=1
где e - эксцентриситет k-й пластинки пакета относительно центральной.
Далее определяют безразмерные функциональные характеристики механизма на участке перемещений p = p0, где его упругая связь имеет «отрицательную» жесткость:
(12б)
щ= 1,083754 Точность метода
Точность расчетных моделей определяется интенсивностью сетки КЭ и проверяется инструментальными измерениями. Адекватность метода проверена путем сравнения численных результатов с данными экспериментов, проведенных с помощью опытных образцов механизмов для виброизолирующих подвесок сидений (рис. 3 и 4).
(а)
(б)
Рис. 3. Результаты геометрического синтеза: (а) мгновенное деформированное состояние МКЭ-модели элемента упругой связи; (б) цифровая фотосъемка опытного образца элемента
r(a)
(кНм)
X
си
-23 -17.25 -11.5 -5.75
5.75 11.5 17.25 23
Перемещение, ^(град)
Рис. 4. Результаты геометрического синтеза: характеристики механизма для подвески сиденья, где 1 - расчет, 2 - измерения (2Т и 24 - кривые нагружения и разгрузки механизма).
Чувствительность характеристик механизма к изменению его геометрии
При проектировании механизма определяют чувствительные геометрические параметры, кото-
)
2
0.228
0.171
0.114
0
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
рые позволяют регулировать значения характери-
I- к2\ и щ с учетом особенностей ком-
7т(а)
,
поновки и динамики транспортной ВЗС.
Из анализа уравнений (12) следует, что, при фиксированном значении к, можно добиться существенного увеличения щ -диапазона без увеличения размеров механизма. Причем, при определенных значениях \у1 Ф 0 размеры можно дополнительно уменьшить без снижения прочности.
В уравнения (12) не входит ширина Ь элемента упругой связи, т.к. величина щ практически нечувствительна к изменению этого параметра. Однако параметр Ь и количество пластинок
пр1 влияют на величину Т 2 .
Расчеты показывают, что функциональные характеристики механизма незначительно изменяются при варьировании длины 10 пластинок. Вид и диапазоны характеристик зависят, в основном, от величины параметра ~, ограничиваемой допускаемыми напряжениями. При определенных значениях е0 участок «отрицательной» жесткости отсутствует. Увеличение £0 на Л.с0 = (1 — 2)% дает желаемый вид характеристики (рис. 5). При Ла0 « 3% может оказаться, что упругие связи уже не соответствуют условию прочности.
о
Переменные
г1 (мм)
I
- с (а)
\
Результаты
Рис. 5. Взаимосвязь функциональных характеристик и геометрических параметров механизма.
-25 -20 -15 -Ю
10 15 20
Перемещение, щ (град)
РЕАЛИЗАЦИЯ МЕТОДА ПРИ СОЗДАНИИ ВЗС ПИЛОТА ВЕРТОЛЕТА
Метод позволяет спроектировать компактный модульный блок универсального применения, содержащий механизм с регулируемой «отрицательной» жесткостью и устройство его силового или геометрического замыкания с кинематической цепью ВЗС. Модульный блок несложно разместить в рабочем пространстве транспортной ВЗС любого типа. На рис. 6 показана компоновка ВЗС с модульным блоком для пилота вертолета в процессе летных испытаний [20].
Транспортные ВЗС становятся более «электрифицированными» и оснащенными активной системой с большим числом функций управления. Применение аэропружин и пневмораспределите-лей с электромагнитными исполнительными устройствами дает возможность, с высокой точностью и быстродействием, управлять движением ВЗС. На рис. 7 показана схематика сиденья с активной пневматической подвеской, содержащей механизм с «отрицательной» жесткостью.
Техническая характеристика модульного блока для ВЗС пилота вертолета:
- объем, не более 0,05 -1СГ3мд, т.е. менее 2,5% от объема рабочего пространства ВЗС;
- возможность произвольного (наиболее рационального) размещения блока в рабочем пространстве ВЗС путем геометрического замыкания механизма с «отрицательной» жесткостью и ВЗС;
- относительные перемещения ВЗС в направлении «отрицательной» жесткости: до 140 мм, что превышает суммарное значение диапазона регулирования сиденья по высоте (55-60 мм) и хода подвески (65-70 мм);
Рис. 6. Опытный образец ВЗС пилота вертолета: (а) рабочее пространство ВЗС; (б) подвеска с механизмом «отрицательной» жесткости для сиденья.
Рис. 7. Проект активной ВЗС пилота вертолета: (а) схематика рабочего пространства ВЗС (мм); (б) опытный образец пневматической подвески сиденья, совместимой с рабочим пространством. Здесь: 1 - пол кабины; 2 -корпус сиденья; 3 - подушка; 4 - спинка; 5 - элементы крепления подвески к корпусу сиденья; 6 - аэропружина; 7 - механизм с «отрицательной» жесткостью; 8 - контроллер системы управления.
- диапазон регулирования «отрицательной» жесткости: снижение жесткости подвески (без потери устойчивости ВЗС) с обычных 4200—10000 Н/м до 85 — 400 Н/м и менее;
- статическая нагрузка на ВЗС пилота вертолета, до 1650 Н;
- масса модуля, не более 2,5 кг.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В работе представлен метод системного геометрического синтеза компактных механизмов с регулируемой «отрицательной» жесткостью. Тестирование метода показало возможность как точного описания деформированного состояния элементов и упругих связей, причем при сравнительно малом числе конечных элементов, так и оптимизации геометрических параметров и функциональных характеристик механизмов при заданных ограничениях на размеры рабочего пространства ВЗС. Механизмы с «отрицательной» жесткостью спроектированы и испытаны при создании опытных образцов ВЗС пилотов вертолетов Ми-8. Введение механизмов в структуру ВЗС позволило уменьшить вибрации, ухудшающие самочувствие пилотов и снижающие безопасность полетов, на 300-3000% во всем регламентируемом диапазоне частот. По-видимому, это были первые успешные опыты создания и применения индивидуальных средств виброзащиты экипажей вертолетов как в целом, так и с использованием механизмов с «отрицательной» жесткостью. Метод может стать практической основой алгоритмов и
процедур инженерного проектирования подобных
механизмов, совместимых с рабочим пространством транспортных ВЗС любого типа.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. K.-A. Yuan, P.P. Friedman, Structural optimization for vibratory loads reduction of composite helicopter rotor blades with advanced geometry tips. J. of the American Helicopter Society 43 (1998) P.246-256.
2. Konstanzer P. et al., Recent advances in Eurocop-ter's passive and active vibration control: Proc. 64th Annual Forum of the American Helicopter Society. - Montreal, Canada, 2008. - P. 75-93.
3. http://mi-helicopter.ru/.
4. Брамвелл А.Р.С. Динамика вертолетов: Пер. с англ. - М.: Машиностроение, 1982.
5. ISO 2631: 1997 - Evaluation of human exposure to whole-body vibration.
6. E.E. Ungar, K.S. Pirsons, New constant force spring systems. J. of Product Engineering 27 (1961)32-34.
7. Magnetic spring type vibration damping device. Patent JP 9229132, 1997.
8. Юрьев Г.С. Виброизоляция прецизионных устройств. Препринт 89-146. - Новосибирск: Изд-во ИЯФ СОРАН, 1989.
9. Зуев А.К., Лебедев О.Н. Высокоэффективная виброизоляция судового оборудования. - Новосибирск: Изд-во НГАВТ, 1997.
ИРКУТСКИМ государственный университет путей сообщения
10. Вольмир А.С. Устойчивость деформируемых систем. - М.: Наука, 1967.
11. Каудерер Г. Нелинейная механика: Пер. с нем. - М.: ИЛ, 1961.
12. Migirenko G.S. et al., Nonlinear highly effective systems of vibration protection with mechanisms of "negative" stiffness: Proc. 2nd CISM-IFToMM Symposium. - Moscow, Russia, 1985. - P. 335341.
13.Алабужев П.М. и др. Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью. - Л: Машиностроение, 1986.
14. C.-M. Lee, V.N. Goverdovskiy, A.I. Temnikov, Design of springs with "negative" stiffness to improve vehicle driver vibration isolation. J. of Sound and Vibration 302 (2007) 865-874.
15.Пустовой Н.В., Темников А.И. Тензорные уравнения для расчета тонких оболочек. //Динамика и прочность авиационных конструкций: Сб. научн. тр. - Новосибирск: НГТУ, 1992. - С. 20-34.
16.Новожилов В.В. Линейная теория тонких оболочек. - СПб: Политехника, 1991.
17. Темников А.И. Расчет НДС геометрически нелинейных конструкций по МКЭ с использованием линейных конечных элементов: Тр. меж-дунар. конф. «Проблемы механики современных машин». - Улан-Удэ: РАН, 2000. - С. 6469.
18. Говердовский В.Н. и др. Устройство регулирования жесткости подвески компактного сиденья: Патент РФ 2216461, 2003.
19. Говердовский В.Н., Ли Ч.-М. Способ регулирования жесткости виброизолирующего устройства компактного сиденья для человека-оператора транспортно-технологической машины: Патент РФ 2214335, 2003.
20. Заводские летные испытания экспериментального образца виброзащитного сиденья пилота вертолета Ми-8 ^>17). - Новосибирск: НАРЗ, 1997.
УДК 678.05 Б.А. Сентяков,
д.т.н., профессор, Воткинский филиал ГОУ ВПО Ижевского Государственного технического университета, тел: 8(34145) 5-16-17. Е-mail: sentyakov@inbox.ru.
К.П. Широбоков,
к.т.н., доцент, Воткинский филиал ГОУ ВПО Ижевского Государственного технического университета, тел: 8(34145) 5-15-00. E-mail: vflab101@mail.ru.
В.М. Святский,
аспирант, Воткинский филиал ГОУ ВПО Ижевского Государственного технического университета, тел: 8-9058759300. E-mail: svlad-2000@rambler.ru
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ПЛАВИЛЬНОГО АГРЕГАТА ПРИ ПРОИЗВОДСТВЕ ВОЛОКНИСТЫХ МАТЕРИАЛОВ ИЗ РАСПЛАВА _ТЕРМОПЛАСТОВ_
B.A. Sentjakov, K.P. Shirobokov, V.M. Svjatsky
DEFINITION OF PRODUCTIVITY OF THE FURNACE AT MANUFACTURING OF FIBROUS MATERIALS FROM THE MELT OF THERMOPLAST^
Аннотация. Рассмотрен способ получения волокнистых материалов из расплава термопластов, представлена методика расчета производительности плавильного агрегата.
Ключевые слова: технология, установка, агрегат, волокно.
Abstract. The way of reception of fibrous materials from the melt of thermoplastic is considered, the design procedure of productivity of the melting unit is presented.
Keywords: technology, installation, the unit, a
fibre.
