Статьи в выпуске: 6
Для исследования напряженно-деформированного поведения асфальтобетонной смеси в процессе уплотнения используются различные типы моделей. Для моделирования необходимо знать значения параметров моделей во всем диапазоне изменения характеристик уплотняемого материала. Целью статьи является разработка методики определения параметров модели по результатам лабораторного испытания асфальтобетонной смеси на ползучесть-восстановление. В работе принята модель, отражающая упругие, вязко-упругие и вязко-текучие свойства уплотняемого материала. Получено дифференциальное уравнение, представляющее собой закон поведения слоя асфальтобетонной смеси под нагрузкой. Аналитически описаны этапы испытания на ползучесть-восстановление, а именно: быстрое нагружение постоянной нагрузкой и деформирование под этой нагрузкой; снятие нагрузки и восстановление. Определены начальные условия для указанных этапов. С учетом начальных условий получены аналитические выражения законов деформирования модели под действием постоянной нагрузки и в процессе восстановления. Описана методика проведения лабораторных экспериментов на ползучесть-восстановление, по результатам которых получают искомые значения параметров модели с минимальной абсолютной погрешностью. Разработанная методика позволяет определять параметры модели, описывающей напряженно-деформирован-ное поведение асфальтобетонной смеси различной плотности и температуры. Следовательно, появляется возможность моделирования поведения слоя асфальтобетонной смеси на предварительном, основном и заключительном этапах уплотнения с целью определения эффективных режимов работы уплотняющего оборудования.
Выход из строя опорно-поворотного устройства ведет к существенному экономическому ущербу, связанному с длительными простоями техники из-за невозможности его замены новым в результате наложения санкций со стороны недружественных стран. Если ранее до введения ограничительных санкций (мер) выход из строя опорно-поворотного устройства проходила менее болезненно и занимала по времени от 15 дней до одного месяца максимум, то сейчас это растягивается до 3…5 месяцев. Одной из причин выхода из строя техники является изнашивание зубьев колеса и шестерни опорно-поворотного устройства, что ведет к изменению напряженно-деформированного состояния кассет с телами качения. Установлен неравномерный износ колеса по высоте, причем верхняя его часть изнашивается в большей степени, чем нижняя, что ведет к проскальзыванию между зубьями передачи в верхней части в большей степени, чем в нижней. Изнашивание зубьев шестерни и поворотного круга ведут к неравномерному и повышенному изнашиванию кассет и сепараторов опорно-поворотного устройства и соответственно к выпадению тел качения. Установленная неравномерность изнашивания колеса в различных его сегментах позволяет внести предложения по усовершенствованию конструкции колеса. Проведенные исследования изнашивания кассет и роликов позволили установить изменения напряженно-деформированного состояния в зоне контакта кассеты и ролика, что в дальнейшем позволит усовершенствовать методику их расчета и внести предложенная по усовершенствованию соединения кассеты и ролика.
Эффективность использования лесозаготовительных машин на крутом склоне зависит от многих факторов, в том числе от рабочей зоны манипулятора, которая может быть реализована в различных технологических режимах работы. Геометрические параметры реализуемой рабочей зоны определяются рабочей позицией машины в соответствующем технологическом режиме, то есть местом установки машины относительно дерева или группы деревьев, подлежащих заготовке. Оптимизация рабочей зоны манипулятора, образуемой при работе лесозаготовительной машины, является одним из действенных способов повышения ее производительности. В данной статье на основе ранее разработанной математической модели оптимизации конструктивных размеров звеньев четырехзвенного шарнирно-сочлененного гидравлического манипулятора, предназначенного для пространственного манипулирования харвестерной головкой при спиливании и укладки деревьев в штабель для дальнейшего транспортирования на погрузочную площадку, выполнен анализ влияния основных геометрических и силовых характеристик харвестера на оптимальные размеры рабочей зоны.
Защита от вибрации для операторов тяжелой техники важна. Воздействие вибрации вредит здоровью. Для защиты используют виброзащитные сиденья. Перспективны надежные пассивные системы с квазинулевой жесткостью. Для разработанной конструкции сиденья на основе параллелограммного механизма, пружины, троса и роликов, проведено исследование виброзащитных свойств. Разработана расчетная схема, выделены ключевые параметры, проведено их исследование на показатели виброзащиты. Статическая силовая характеристика аппроксимировалась тремя линейными сегментами с горизонтальным средним. Использовалась известная динамическая модель, описывающая вынужденные колебания массы. Перемещение основания задавалось гармонической функцией. Сравнивались виброзащитные системы с трехсегментной и с односегментной статической силовой характеристикой. Сравнение проводилось по коэффициентам передачи, по ускорениям и по перемещению подвески. Приведены в виде графиков результаты вычислительного эксперимента: амплитудно-частотные характеристики в виде коэффициентов передачи по ускорениям и перемещениям, при различных амплитудах колебаний основания, коэффициентах демпфирования и жесткости. Приведены зависимости средних значений коэффициентов передачи в исследуемом диапазоне частот. Эффективно виброгашение, когда максимальный ход подвески не выходит за пределы среднего участка статической характеристики. Наиболее эффективное виброгашение, по среднему значению коэффициента передачи по ускорениям, достигается при минимальных, а для односегментной характеристики - нулевых значениях коэффициента жесткости. Наличие крайних сегментов в характеристике существенно повышает средние значения коэффициентов передачи по ускорениям и перемещению подвески. Виброзащитные системы сидений в реальных условиях должны иметь ограничение перемещения подвески из эргономических соображений. Значения коэффициентов жесткости крайних участков статической силовой характеристики, по критерию минимизации среднего значения коэффициента передачи по ускорениям, должны минимизироваться. Для обоснования оптимальных значений коэффициентов жесткости крайних участков характеристики и коэффициентов вязкого трения целесообразно проведение дополнительных исследований при ступенчатых и стохастических воздействиях.
Рассмотрены и проанализированы известные варианты объемных гидроприводов грузоподъемных и технологических механизмов. Рассмотрены области применения насосных и аккумуляторных гидроприводов, с различными видами регулирования, и варианты их реализации в качестве приводов грузовой лебедки мостового крана. Показано, что управление работой объемного гидравлического приводов грузовой лебедки, наряду с объемным и дроссельным регулированием, может быть выполнено релейным способом. Отмечено, что цикличность работы грузоподъемных механизмов при подъеме и опускания груза, позволяет осуществить механическую и гидравлическую рекуперация энергии, в пределах рабочего цикла, что является перспективным способом существенного повышением эффективности их работы. Проведен анализ существующих конструкций гидравлических приводов технологических машин, позволяющих рекуперировать потенциальную энергию рабочих органов с грузом. Предложен в качестве альтернативы известным гидроприводам грузовой лебедки мостового крана, гидропривод с релейным управлением. Показана эффективность такого привода, по показателям коэффициента использования номинального давления и энергоемкости рабочей жидкости, в случае реализации в нем механической и гидравлический рекуперации энергии в рабочем цикле. Рассмотрена механическая и гидравлическая схемы такого привода. Предложен алгоритм математической модели его работы с рассмотрением различных фаз движения груза и проведено ее исследование. Проанализирована возможность выполнение условий безопасности работы гидропривод с релейным управлением, в части обеспечения требований к равномерности движения груза.
Проектировочный расчет крановых металлоконструкций обычно выполняют по комбинациям нагрузок, для которых коэффициенты динамичности строго определены в нормативной документации. В действительности эти коэффициенты зависят от вылета и длины подвеса груза, различны при подъеме грузов различной массы. Обзор литературных источников выявил явный пробел в исследованиях динамики портальных кранов, для которых характерно изменение характеристик их конструкции даже в течение одного цикла их работы. В данной работе для изучения влияния параметров системы портального крана на величину коэффициентов динамичности применена динамическая модель, состоящая из массы металлоконструкции крана, приведенной к точке подвеса груза и массы груза. Масса каната, упругость механизма подъема, затухание колебаний не учитываются, а характеристика двигателя считается абсолютно жесткой. Представлена методика определения параметров динамической модели таких, как жесткость конструкции, ее приведенные массы, приведены результаты расчета коэффициентов динамичности для металлоконструкции крана и канатного подвеса при различных параметрах и режимах работы. Расчеты, для портального крана грузоподъемностью 10 тонн показали, что при малых вылетах коэффициент динамичности нагрузки в канате всегда меньше, чем для металлоконструкции, при этом значение его максимально. При больших вылетах значения коэффициентов динамичности близки к принимаемым для расчетов по нормативным документам. Указанные обстоятельства должны быть учтены как в статическом расчете портальных кранов, так и в расчете их элементов на долговечность, что повысит их достоверность определения нагруженности металлоконструкции.