CC BY
30
иркутским государственный университет путей сообщения
слой насадки и снижает общую эффективность абсорбции.
Рис. 3. Распределение концентрации ТМА в газе по высоте слоя ленточной насадки (1) и колец Рашига (2) при снижении коэффициента избытка расхода жидкости
В связи с этим можно рекомендовать в расчетах по абсорбции аммиака из многокомпонентных газовых смесей аммиака и аминов использо-
вать коэффициент избытка расхода воды не менее
3 (q > 3).
Выполненные расчеты могут быть использованы при разработке и модернизации насадоч-ных колонн стадии очистки сбросных газов в производстве аминов.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Скачков И.В., Бальчугов А.В., Кузора И.Е., Коро-бочкин В.В. Определение гидравлического сопротивления ленточной насадки // Химическая промышленность сегодня. 2013. № 11. С. 45-50.
2. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. Химия, 1976. 552 с.
3. Рамм В.М. Абсорбционные процессы в химической промышленности. М., 1951. 359 с.
4. Рамм В.М. Абсорбция газов. М. : Химия, 1976. 656 с.
УДК 621.443 - 519.6 Дорохов Александр Фёдорович,
д. т. н., профессор, профессор кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники»,
Астраханский государственный технический университет, тел. 8906187-40-83, e-mail: [email protected] Пахомова Надежда Владимировна, начальник Управления конвенционной подготовки и повышения квалификации, Каспийский институт морского и речного транспорта - филиал ФГБОУ ВПО «Волжская государственная
академия водного транспорта» г. Нижний Новгород, тел. 8-927-554-05-25, e-mail: [email protected]
МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЕПЛОПЕРЕДАЧИ ЧЕРЕЗ СТЕНКУ РАБОЧЕГО ЦИЛИНДРА ПОРШНЕВОГО ДВС И УПРАВЛЕНИЕ ЕГО НАПРЯЖЁННО-ДЕФОРМИРОВАННЫМ
СОСТОЯНИЕМ
A. F. Dorohov, N. V. Pakhomov
HEAT TRANSFER THROUGH THE WALLS OF THE PISTON ICE WORKING CYLINDER SIMULATION AND MANAGEMENT OF ITS STRESS-STRAIN CONDITION
Аннотация. Приведены результаты и условия физического и математического моделирования температурного состояния цилиндровой втулки судового вихрекамерного дизеля, форсированного газотурбинным наддувом. Полученные данные для форсированного двигателя будут способствовать гораздо более высокому и неравномерному уровню напряжённо-деформированного состояния всех элементов ЦПГ, находящихся в сопряжении. Температурное расширение цилиндровой втулки на доминирующем режиме работы в 0,4 мм представляет собой серьёзную проблему с точки зрения работоспособности всего сопряжения ЦПГ, а ожидаемый рост уровня форсирования двигателя в пределах 30-35 кВт эту проблему ещё более ужесточает. Таким образом, превалирующим фактором в данном случае является температура цилиндра. Результаты приведённых и предстоящих работ представят возможность выбора рационального уровня форсирования рассмотренного класса судовых дизелей по их теплонапряженному и деформированному состоянию. На этой основе возможен выбор соответствующих этим состояниям конструкций систем, в частности систем охлаждения.
Ключевые слова: дизель, форсирование, газотурбинный наддув, температуры, термометрирование, моделирование, задачи теплопроводности, условия однозначности.
Abstract. The results and conditions of physical and mathematical modeling of the temperature status cylinder sleeve ship swirl-chamered diesel forced by turbocharging are given. The data obtained for the high-revving engine will contribute to a much higher level and uneven stress-strain state of all elements of CPG held in conjunction. Thermal expansion of the cylinder sleeve in the dominant mode of 0.4 mm is a serious problem from the point of view of efficiency of all CPG interface, and the expected increase in the level of engine boosting within 30^35 kW is an even more tightening problem. Thus, the predominant factor in this case is the cylinder temperature. The above results and future works will present a choice of rational level of forcing this class of ship diesel engines for their heat-stressed and deformed state. On this basis, designs systems corresponding to these states in particular cooling systems can be selected.
Keywords: diesel, boost, turbocharging, temperature, termometering, modeling, heat conduction problem, the condition of uniqueness.
Введение
Любые работы, связанные с усовершенствованием эксплуатационных характеристик тепловых машин, в том числе и двигателей внутреннего сгорания, должны предваряться исследованием их теплового состояния на стадии, предшествующей усовершенствованию. Под тепловым состоянием следует понимать значения и уровень температур основных элементов рабочего цилиндра, значения и уровень локальных тепловых потоков и общих количеств теплоты, переданных теплоносителю системы охлаждения и далее в окружающую среду. Эти данные, полученные различными способами, будут являться исходными для правильного выбора направлений усовершенствования и будут служить реперными точками для сравнения того что было, и того, что получилось в результате проведённых работ, и позволит ли достигнутый уровень теплового состояния обеспечить успешную дальнейшую и длительную эксплуатацию машины.
1. Объект исследования
Объектом исследования являлся судовой дизель типа Ч9,5/11, а именно 4Ч9,5/11 с двухкон-турной водо-водяной комбинированной системой охлаждения (принудительная циркуляция теплоносителя в головке цилиндров и термосифонная в блоке) и вихрекамерным смесеобразованием. Двигатели этого типа (в 2-, 4- и 6-цилиндровом исполнении) являются довольно старыми моделями и по своим удельным показателям значительно уступают современным машинам аналогичного назначения. Тем не менее, они продолжают использоваться во флоте в качестве главных двигателей малых судов (служебные и разъездные катера, рыбопромысловые боты, спасательные шлюпки), а также как вспомогательные, в качестве приводов судовых электрогенераторов и различных комбинированных агрегатов. С целью улучшения эксплуатационных показателей этих двигателей без кардинального изменения их конструкции, технологии изготовления и без замены материалов основных элементов Лаборатория проблем моторной энергетики Института физики Дагестанского научного центра РАН при Астраханском государственном техническом университете по согласованию с производителем этих типов дизелей ОАО «Завод «ДАГДИЗЕЛЬ» произвела работы по форсированию дизеля 4Ч9,5/11 по среднему эффективному давлению путём газотурбинного наддува. Работы производились под руководством научного руководителя лаборатории, д. т. н., профессора А. Ф. Дорохова при участии аспиранта Н. В. Па-хомовой и других сотрудников. На двигатель был
установлен турбокомпрессор ТКР-6 со всеми необходимыми коммуникациями (рис. 1).
Рис. 1. Общий вид экспериментальной установки с дизелем 4ЧН9,5/11
На двигатель была смонтирована цилиндровая втулка (2-й цилиндр), препарированная 24 хромель-копелевыми термопарами, в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (в плоскости оси коленчатого вала и в плоскости качания шатуна), по 6 поясам. На рис. 1 видны выходы электродов термопар во фторопластовых чехлах, а на рис. 2 показана цилиндровая втулка после извлечения её из двигателя.
Рис. 2. Цилиндровая втулка, препарированная термопарами
На рис. 3 показана схема расположения термопар относительно основных элементов двигателя. Первый пояс термопар располагался на расстоянии 5 мм от верхнего торца втулки, остальные пояса - через каждые 20 мм. Глубина заделки термопар от тепловоспринимающей поверхности втулки составляла 1 мм. Моделировалась работа двигателя на режимах винтовой и нагрузочной характеристик. Тормозным устройством являлся генератор постоянного тока П-81, нагружаемый системой тепловых электрических нагревателей. Показания термопар снимались посредством мультиметра МУ62. Таким образом было осуществлено измерение температурного состояния цилиндровой втулки. Целью данной статьи не является анализ показателей рабочего процесса двигателя в безнаддувном и наддувном исполнении,
иркутским государственный университет путей сообщения
этот материал будет рассмотрен в других публикациях, но, тем не менее, некоторые сравнительные данные приведём. Номинальная эффективная мощность серийного судового вихрекамерного дизеля 4Ч9,5/11 - 22 кВт при частоте вращения коленчатого вала 1500 мин"1 и удельном эффективном расходе топлива 0,279 кг/(кВт-час). Эффективная мощность дизеля 4ЧН9,5/11 составляет 27 кВт (п = 1500 мин-1) при удельном эффективном расходе топлива 0,24 кг/(кВт час). Мощность в 27 кВт была принята по соображениям поддержания на приемлемом уровне внешних показателей двигателя - температур и давления воды и масла, температур отработавших газов, температур цилиндровой втулки и клапанов, при его исходной серийной комплектации. Фактически дизель развивал мощность в 30 кВт и мог развить и большую мощность, но при этом стали проявляться дефекты, связанные с недостаточной жёсткостью элементов остова, недостаточной производительностью насосов системы охлаждения, и другие факторы.
Форсунка
1 иилинвр
3 цилиндр
\ 19-Я
Коллекторы
Рис. 3. Схема установки термопар в цилиндровую втулку
На рис. 4-7 приведены графики температур в цилиндровой втулке дизелей 4Ч9,5/11 и 4ЧН9,5/11 при работе на режимах номинальной мощности. В табл. 1 и 2 приведены значения температур цилиндровой втулки на режимах винтовой характеристики. Распределение температур для вихрекамерного дизеля вполне ожидаемое и подтверждающее ранее проведённые исследования [1, 2].
Распределение температур в плане, особенно в районах с 1-го по 3-й пояса термопар, представляет собой односторонне вытянутый эллипс с большей осью, направленной в сторону расположения вихревой камеры, которая значительно смещена от оси цилиндра.
Со стороны 3-го цилиндра, коллектора и 1 -го цилиндра распределение температур практически одинаково. Отсюда можно сделать вывод о сложном напряжённо-деформированном состоянии относительно тонкостенной цилиндровой втулки дизелей типа Ч9,5/11, что сказывается на условиях работы цилиндропоршневой группы.
Температура С
Рис. 4. Показания термопар 1-6
Температура 'С
Рис. 5. Показания термопар 13-18
Рис. 6. Показания термопар 7-12
160 170 190 190 ¿00 210 ¡20 230 240 250 260 270 Температура С
Рис. 7. Показания термопар 19-24
Т а б л и ц а 1 Результаты термометрирования цилиндровой
Номера Режимы работы, мин-1
т/п ХХ 1190 (50 %) 1360 (75 %) 1500 (100 %)
1 180 195 208 232
3 167 173 178 178
4 160 165 167 173
5 158 160 163 169
6 158 162 163 167
7 195 210 224 262
9 167 173 176 180
10 169 167 171 176
11 160 165 167 176
12 160 167 169 176
13 180 195 205 228
14 169 176 182 187
15 162 167 173 178
16 158 162 167 173
17 155 158 163 169
18 157 160 165 171
19 180 195 202 217
22 158 163 165 169
24 160 163 167 178
(Термопары №№ 8, 20, 21, 23 не работали)
Т а б л и ц а 2 Результаты термометрирования цилиндровой втулки дизеля 4Ч9,5/11 (°С)
Номера Режимы работы,мин-1
т/п ХХ 1190 (50 %) 1360 (75 %) 1500 (100 %)
1 171 183 191 199
3 163 168 171 175
4 159 112 148 166
5 157 158 159 161
6 156 159 161 162
7 186 198 206 215
9 163 168 171 174
10 170 169 168 168
11 157 161 164 166
12 156 161 165 168
13 171 183 191 202
14 165 170 174 178
15 159 163 166 169
16 156 159 161 164
17 153 156 157 160
18 155 158 159 162
19 171 183 191 197
22 155 159 162 164
24 158 161 162 164
На рис. 8 приведена картина распределения температур по цилиндровой втулке как в форсированном варианте работы дизеля (1), так и в серийном (2).
Рис. 8. Схема распределения температур в цилиндровой втулке
2. Математическая модель теплопередачи через стенку цилиндровой втулки
Знания температурного состояния элементов двигателя ещё недостаточно, чтобы судить о его теплонапряжённом состоянии. Необходима математическая модель теплопередачи через стенку цилиндровой втулки, с тем чтобы учесть все источники и количества теплоты, проходящие через втулку, а также зоны наиболее интенсивной теплопередачи. С точки зрения авторов моделирование может быть осуществлено двумя путями:
- на основе 3-мерной задачи стационарной теплопроводности для твёрдого тела в виде цилиндрической оболочки [3]
Э2Т/Эр2+1/р(ЭТ/Эр)+1/р2(Э2Т7Э 2)+Э2Т/ЭС2=0;
- на основе 2-мерной задачи стационарной теплопроводности для твердого тела в виде цилиндрической оболочки
д2Т/др2 +1/р(дТ/др) + ё2Т/дй>2 = О, принимая осесимметричность температурного поля с трех сторон втулки (1-й этап) и отдельную двумерную задачу для участка стенки со стороны вихревой камеры (2-й этап) с последующим «сшиванием» эпюр тепловых потоков по границам. Оба эти уравнения представляют собой разновидность оператора Лапласа. Решение данных задач возможно при задании соответствующих условий однозначности. К ним относятся:
- геометрические условия, представляющие собой размеры детали в соответствующей системе координат;
- граничные условия - условия, характеризующие температурное состояние, и условия теплообмена и теплопередачи на границах тела.
Если с геометрическими условиями всё понятно, то граничные условия необходимо задать в соответствии с функционированием детали при прохождении через неё тепловых потоков. На рис. 9 приведены цифровые обозначения зон ци-
линдровой втулки для формирования граничных
условий.
Рис. 9. Разбивка цилиндровой втулки на границы
Граница 1. Находится в зоне интенсивного изменения температур ¡1. Здесь граничное условие 1-го рода, в виде функции температур ц = x(Q. Функцию температур можно вывести используя метод параболической интерполяции Лагранжа.
Граница 2. Верхний торец втулки изолируется от головки цилиндров асбостальной прокладкой, которая препятствует теплообмену. Здесь можно задать граничное условие 2-го рода в виде отсутствия теплопередачи П9/П^ = 0.
Граница 3. Это зона теплового зазора между втулкой и блоком. Здесь также можно задать граничное условие 2-го рода Пе/Пр = 0.
Границы 4 и 5. Это зоны плотного контакта втулки с блоком, и здесь можно задать граничные условия 4-го рода в виде равенства температур в зоне стыка, t4 = t5 = ta - const, где ta - температура блока в зоне контакта.
Граница 6. Зона перехода к охлаждаемой поверхности втулки, омываемая охлаждающей жидкостью. Поскольку она имеет небольшие размеры, её температуру можно принять постоянной и равной температуре высшей точки теплоотдаю-щей поверхности 7.
Граница 7. Теплоотдающая поверхность втулки. Здесь можно задать граничное условие 3-го рода в виде коэффициента теплоотдачи от втулки к охлаждающей жидкости. Коэффициент теплоотдачи примем по формуле Зоннекена а = 1,163(300 + 1800(^охл)°'5), Вт/(м2 °С), где ^охл -скорость течения охлаждающей жидкости, м/с.
Граница 8. Является нижним торцом цилиндровой втулки и контактирует с атмосферой кар-
тера двигателя. Ширина торца достаточно мала, и можно принять условие отсутствия теплообмена по оси z, пе/Щ = 0.
Граница 9. Зона ¡2 на тепловоспринимающей поверхности втулки, где температуры выровнены и стабильны, поэтому можно принять граничное условие 1-го рода, t9 - const.
Таким образом, задавшись уравнениями стационарной теплопроводности и условиями однозначности, можно составить алгоритм и программу расчёта температурных градиентов, тепловых потоков и общих количеств теплоты одним из численных методов, точность расчёта по которому будет определяться выбранным шагом. Результаты расчёта, помимо вышеуказанного, позволят выявить неучтённые источники теплоты, например от сил трения (на что указывают ранее проведённые исследования [4, 5]), что даст возможность рационально организовать теплоотвод от мест наиболее интенсивной теплопередачи и наибольших значений температур. Это в конечном итоге позволит снизить локальный уровень напряжённо-деформированного состояния цилиндропоршне-вой группы и улучшить эксплуатационные показатели двигателя и его ресурс.
Обработка полученной посредством термо-метрирования информации о температурном состоянии цилиндра форсированного дизеля подтвердила полученные ранее данные для этого типа двигателей [3]. Но для безнаддувной машины неравномерность распределения температур не была столь велика, и это позволяло поддерживать её эксплуатационные показатели, в первую очередь ресурс до первой переборки, в приемлемых для потребителя значениях - 5-6 тысяч часов. Полученные данные для форсированного двигателя будут способствовать гораздо более высокому и неравномерному уровню напряжённо-деформированного состояния всех элементов ЦПГ, находящихся в сопряжении. По В. А. Ваншейдту [5], условные температурные напряжения, возникающие в цилиндровой втулке, будут
at = a E q 5/2 (1 - МПа (1)
где X - среднее значение коэффициента теплопроводности чугуна, 0,168 Вт/(м час град); a - среднее значение коэффициента линейного расширения, 12/106 на 1 °С; ц - коэффициент Пуассона, 0,25; 5 -средняя толщина стенки цилиндра в месте максимальных температурных значений, 0,019 м; Е -модуль упругости, 1,13/105 МПа; q - среднее значение количества теплоты, проходящего через стенку втулки, Вт/час. Допускаемые напряжения, согласно [6], определятся по формуле
[a сж] = ав сж гв/kc [n], МПа, (2)
где ав сж = 1000 МПа, 8в = 1,0, h = 1,0, n = 3 (согласно [6]). Тогда [а сж] = 333 МПа. По аналогии с [5], термические напряжения составляют ~1/3 от механических, то есть [at] = 111 МПа. Отсюда до-
пускаемый перепад температур по толщине стенки цилиндра составит, ДТ =121 °С. Следовательно, если принять за исходную температуру дефорси-рованного двигателя в 215 °С, то допускаемая температура цилиндра составит 356 °С, тогда, как максимальное действительное значение температур 262 °С (рис. 6, табл. 1). Отсюда получается, что теплонапряжённое состояние цилиндра находится в допускаемых пределах и ещё с некоторым запасом. Но это при умеренном уровне наддува, который был принят по вышеописанным причинам. При планируемом высоком наддуве теплона-пряжённое состояние цилиндра наверняка выйдет за пределы допускаемого.
Важную техническую задачу представляет определение уровеня температурных деформаций коэффициентом линейного расширения а [7] а = (\/Т)(й//йТ), где / - определяющий размер детали в м (диаметр цилиндровой втулки по верхнему бурту - 0,133 м). Тогда преобразовывая уравнение для а, как а = (1//) (Д//ДТ) получим приращение определяющего размера Д/ = а / ДТ. Подставив значения, получим Д/ = 0,0004 м, или 0,4 мм. Температурное расширение цилиндровой втулки на доминирующем режиме работы в 0,4 мм представляет собой серьёзную проблему с точки зрения работоспособности всего сопряжения ЦПГ, а ожидаемый рост уровня форсирования двигателя в пределах 30-35 кВт эту проблему ещё более ужесточает. Таким образом, превалирующим фактором в данном случае является температура цилиндра.
3. Система охлаждения
Рассматривая возможности управления напряжённо-деформированным состоянием ЦПГ, следует иметь в виду прежде всего условия и режимы системы охлаждения двигателя в целом и рабочего цилиндра в данном конкретном случае. Серийная система охлаждения двигателей типа Ч9,5/11 комбинированная, как показано на рис. 10.
что от насоса системы охлаждения охладитель после теплообменника поступает в нижнюю часть крышки цилиндров, а отводится из верхней, осуществляя таким образом принудительный тепло-отвод от всех элементов крышки цилиндров. К цилиндрам охладитель попадает через соединительные отверстия между крышками и блоком цилиндров, и теплоотвод от цилиндров осуществляется посредством свободной конвекции (термосифонное охлаждение). Термосифонный теплоотвод не обладает высокой интенсивностью, описывается системами критериальных уравнений [8, 9], и здесь имеет место пристеночное, а в ряде случаев и развёрнутое кипение теплоносителя, как показали экспериментальные исследования. Поэтому при высоком уровне тепловой нагрузки на цилиндр термосифонного охлаждения недостаточно для компенсации возникающих температурных деформаций цилиндра и всех элементов ЦПГ при форсировании двигателя. Для управления этими процессами необходимо изменить схему охлаждения двигателя с комбинированной на полнопоточную циркуляционную с подводом охладителя в верхнюю часть блока цилиндров и обязательно со стороны наибольших значений температур цилиндра, т. е. со стороны вихревой камеры, как показано на рис. 11.
Рис. 10. Комбинированная схема охлаждения Комбинированной схема является потому,
Рис. 11. Предлагаемая схема конструкции системы охлаждения форсированного дизеля
Заключение
Направляя охладитель непосредственно от теплообменника к наиболее теплонагруженной части цилиндра и подбирая или регулируя производительность циркуляционного насоса и тепло-понижающего действия теплообменника, можно
управлять уровнем напряжённо-деформированного состояния рабочего цилиндра и сопряжённых с ним элементами ЦПГ и обеспечивать поддержание эксплуатационных показателей двигателя в установленных пределах.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. Дорохов А.Ф. Температурное состояние деталей ЦПГ малоразмерного дизеля при различных способах смесеобразования // Двигателестроение. 1980. № 4. С. 15-18.
2. Дорохов А.Ф., Бочкарёв В.Н. Температурное состояние ЦПГ судовых малоразмерных дизелей // Дви-гателестроение. 1986. № 11. С. 51-52.
3. Дорохов А.Ф. Анализ теплопередачи через стенку цилиндра судового вспомогательного дизеля. // Двигателестроение. 1987. № 6. С. 6-8.
4. Петриченко P.M., Квасов Е.Е. Формирование эпюры тепловой нагрузки зеркала цилиндра // Двигателестроение. 1981. № 4. с. 16-18.
5. Ваншейдт В.А. Конструирование и расчёты прочности судовых дизелей Л. : Судостроение, 1969. 639 с.
6. Беляев В.Н., Борович Л.С., Досчатов В.В. Краткий справочник машиностроителя. М. : Машиностроение, 1966. 797 с.
7. Политехнический словарь / под ред. И.И. Артоболевского. М. : Советская энциклопедия, 1977. 607 с.
8. Пахомова Н. В., Дорохов А. Ф. Одноконтурная система охлаждения судовых дизелей // Вестн. Астра-хан. гос. техн. ун-та. Сер.: Морская техника и технология. 2013. № 2. С. 143-148.
9. Дорохов А. Ф. Исследование основных эксплуатационных показателей судового дизеля при его форсировании наддувом // Вестн. Астрахан. гос. техн. ун-та. Сер.: Морская техника и технология, 2014, № 4. С. 65-72.
УДК 004.832.34+ 622.23.05
Аршинский Леонид Вадимович,
д. т. н., заведующий кафедрой «Информационные системы и защита информации», Иркутский государственный университет путей сообщения, тел. (8-395)-63-83-59, e-mail: [email protected] Шевченко Дмитрий Анатольевич, начальник отдела информационных технологий, ООО «Компания «Востсибуголь», Россия
АГРЕГИРОВАННАЯ ОЦЕНКА КАЧЕСТВЕННОГО СОСТОЯНИЯ ЭКСКАВАТОРА ЭШ-20/90
L. V. Arshinkiy, D. A. Shevchenko AGGREGATE ESTIMATES OF QUALITY STATUS OF ES-20/90 EXCAVATOR
Аннотация. В работе на примере шагающего экскаватора-драглайна ЭШ-20/90 рассматриваются особенности применения логико-аксиологического подхода к построению агрегированных оценок качественного состояния сложных технических систем. Особенностью подхода служит учет ключевых компонентов системы, утрата или выход из строя которых влечет утрату (выход из строя, обесценивание) всей системы в целом. Методика опирается на понятиях эффективности и ценности компонентов системы. Под эффективностью понимается выраженная на шкале [0, 1] степень соответствия компонента своему целевому назначению, под ценностью - выраженная на той же шкале степень падения эффективности системы в случае утраты компонента. Для получения агрегированной оценки используется присоединенный логический вывод по правилу modus ponens с использованием системы продукций вида —i с ^ —s, где s - утверждение «система (подсистема) s эффективна», а с, - утверждение «компонент с эффективен», с последующей процедурой объединения свидетельств посредством функции специального вида. Истинность первого суждения характеризует степень эффективности системы (подсистемы), истинность второго - степень эффективности компонента. Ценность рассматривается как истинность импликации —с,- ^ —s.
Методика эффективна при оценке иерархических систем. Для иллюстрации методики выбран карьерный экскаватор-драглайн ЭШ-20/90, представляющий собой сложную техническую систему, состоящую из подсистем: подъемной лебедки, механизма поворота, роликового круга, головных блоков, ковша, вантов стрелы, подвески стрелы, системы вентиляции, пнев-мосистемы, системы смазки, механизма шагания, системы электропривода. Каждая подсистема состоит из собственных компонентов. В данной статье рассматривается только подсистема ковша.
Ключевые слова: агрегированная оценка, качественное состояние, техническая система, экскаватор-драглайн, логико-аксиологический подход, ключевые компоненты.
Abstract. This paper, on the example of excavator ES-20/90, discusses the features of the logic-axiological approach to the construction of aggregate estimates of the quality status of complex technical systems. The main feature of the approach is the consideration of the key components of the system, loss or damage, which leads to the loss (damage, devaluation) of the entire system. The technique relies on the concepts of efficiency, and value components of the system. The efficiency is the degree of conformity of a component to its purpose which expressed on a scale of [0, 1]. The value is understood to be expressed on the same scale degree of a drop in the efficiency of the system in case of loss of the component. To obtain an aggregate estimate, we use attached logical inference by means of "modus ponens" rule using of the —с,- ^ — s type of production system, where s means "the system (subsystem) s is effective" and сi means "component сi is effective", with the subsequent procedure of combining evidence using a function of special form. The truth of the first statement characterizes the degree of effectiveness of the system (subsystem). The truth of the second statement characterizes the degree of efficiency of the component. The value is treated as truth of the —с,- ^ — s implications.
The method is effective in the evaluation of hierarchical systems.
