авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 |   ...   | 4 | 5 || 7 | 8 |

«Секция 3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ, СТРОИТЕЛЬСТВО И ЭКСПЛУАТАЦИЯ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДОРОГ И МОСТОВ УДК 625. 7:624.2 ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ДОРОЖНО-ТРАНСПОРТНОГО ...»

-- [ Страница 6 ] --

В последнее время распространение получают трамбующие машины с рабочим органом двойного действия, разделяющиеся по виду привода на дизельные, электрические, электромагнитные, гидравлические, пневмати ческие, механические, взрывного действия и комбинированные.

Грунтоуплотняющие машины на базе трактора с гидроударными ра бочими органами (рисунок) являются одними из перспективных машин для уплотнения грунта трамбованием [2].

При уплотнении грунта грунтоуплотняющей машиной с гидроудар ными рабочими органами большое значение для производительности име ют скорость движения машины и скорость перемещения суппорта, на ко тором установлены гидроударные рабочие органы. Это связано с тем, что для уплотнения различных типов грунтов требуется различное число уда ров по одному месту, необходимое для доведения грунта до требуемой плотности [1].

Анализ исследований уплотнения грунта трамбованием показал, что наибольшее распространение для расчета параметров трамбующих рабо чих органов получила теория удельных импульсов Н.Я. Хархуты, которая подтверждается результатами многочисленных исследований и практиче ским опытом [1].

Грунтоуплотняющая машина с гидроударниками на базе трактора Теория импульсов Н.Я. Хархуты основана на оценке эффективности уплотняющего воздействия трамбующего рабочего органа на грунт по ве личине удельного импульса удара.

Выбор основных параметров трамбующего рабочего органа сводится к определению массы подвижных частей, скорости в момент удара, тре буемой энергии удара, а также размеров трамбующей плиты.

Библиографический список 1. Хархута Н.Я. Машины для уплотнения грунтов. Теория, расчет и конструкции.

2-е изд., перераб. М.: Машиностроение, 1973. 176 с.

2. Галдин Н.С. Гидроударные рабочие органы дорожно-строительных машин:

Учеб. пособие. Омск: Изд-во СибАДИ, 2001. 65 с.

УДК 625. ЗУБ-РЫХЛИТЕЛЬ АКТИВНОГО ДЕЙСТВИЯ ДЛЯ ЭКСКАВАТОРА ЭО- Н.С. Галдин, д-р техн. наук, профессор, И.А.Семенова Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Технический прогресс в области создания новых машин и механизмов для разрушения, рыхления тяжелых и мерзлых грунтов, разрушения ас фальтобетонных и бетонных покрытий имеет выраженную направленность в повышении эффективности воздействия инструмента на обрабатывае мую среду путем активизации рабочих органов машин. Активизация рабо чих органов путем приложения различного рода импульсных нагрузок при разрушении грунта обеспечивает концентрацию значительных усилий, возможность разработки мерзлых и высокопрочных грунтов, уменьшение сопротивляемости разрабатываемого грунта разрушению, а также способ ствует более рациональному использованию мощности базовой машины.

Использование, например, в качестве навесного рабочего органа до рожно-строительных машин (ДСМ) зуба-рыхлителя активного действия позволит производить рыхление мерзлых грунтов 56 категорий без при влечения дополнительных средств механизации, при этом производитель ность рыхлителя существенно возрастает.

В современных условиях для интенсификации производственных процессов в различных отраслях промышленности широко используются гидравлические ударные механизмы. Наибольшее применение они полу чают в качестве активных рабочих органов дорожно-строительных, горных и других машин [1] [4].

В настоящее время одноковшовые гидравлические экскаваторы, яв ляющиеся одними из ведущих многофункциональных строительных ма шин, находят все большее применение благодаря широкому использова нию сменных рабочих органов и рабочего оборудования. Использование сменного рабочего оборудования и рабочих органов позволяет повышать производительность машин, уровень механизации работ, снижает их стои мость и сокращает сроки выполнения работ в строительстве.

Использование в качестве сменного рабочего органа гидравлического экскаватора ЭО-2621 зуба-рыхлителя активного действия (рисунок) позво лит производить полную разработку грунта без привлечения дополнитель ных средств механизации.

Зуб-рыхлитель на основе гидроударника для экскаватора Зуб-рыхлитель применяют для вскрытия асфальтового покрытия. Кро ме того, зубом-рыхлителем можно взламывать корку мерзлого грунта тол щиной не более 300 мм.

Рабочий цикл рыхлителя включает рабочий ход (заглубление рабочего органа, регулирование угла рыхления, рыхление с постоянной корректи ровкой глубины и направления), выглубление рабочего органа, разворот или обратный (холостой) ход в зависимости от схемы разработки.

Производительность рыхлителя в значительной степени зависит от вида и прочности разрабатываемого грунта, организации и технологии ве дения работ. Рыхление грунта производят параллельными резами с макси мально возможной для данного рыхлителя глубиной.

Библиографический список 1. Галдин Н.С. Основы расчета и проектирования гидроударных рабочих органов дорожно-строительных машин: Монография. Омск: Изд-во СибАДИ, 1997. 98 с.

2. Галдин Н.С. Гидроударные рабочие органы дорожно-строительных машин:

Учеб. пособие. Омск: Изд-во СибАДИ, 2001. 65 с.

3. Гидропневмоударные системы исполнительных органов горных и строительно дорожных машин / А.С. Сагинов, А.Ф. Кичигин, А.Г. Лазуткин, И.А. Янцен. М.: Ма шиностроение, 1980. 200 с.

4. Машины ударного действия для разрушения горных пород / Д.П. Лобанов, В.Б.

Горовиц, Е.Г. Фонборштейн и др. М.: Недра, 1983. 152 с.

УДК 625. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ БЕЗЗОЛОТНИКОВОГО БЛОКА УПРАВЛЕНИЯ ГИДРОУДАРНОГО МЕХАНИЗМА И.А. Угрюмов, ст. преподаватель Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия С целью повышения эффективности гидроударных механизмов в Си бАДИ была разработана конструкция беззолотникового органа управления с упругими запорно-регулирующими элементами (ЗРЭ), позволяющего существенно уменьшить объемы управления и повысить быстродействие ЗРЭ.

Для проверки работоспособности беззолотникового блока управления, определения его динамических характеристик и оценки адекватности ма тематической модели реальному объекту были проведены эксперимен тальные исследования. При проведении экспериментальных исследований использовались методы математической теории планирования экспери мента. Для обработки результатов экспериментов применялись методы теории вероятностей и математической статистики. Экспериментальные исследования беззолотникового блока управления проводились в лабора тории гидропривода СибАДИ.

Для проведения исследований был разработан экспериментальный образец блока управления с двумя упругими запорно-регулирующими элементами. Данный распределитель может быть использован в качестве органа управления гидроударных механизмов постоянной структуры на порного типа.

Экспериментальные исследования динамических характеристик упру гих ЗРЭ проводились на специальной установке, оборудованной тензомет рическими датчиками давления, позволяющими с помощью светолучевого осциллографа зафиксировать давление на входе и выходе, а также давле ние в управляющих гидролиниях распределителя. Работа установки осу ществлялась в режиме постоянного расхода. Подача насоса варьировалась в диапазоне (0,75…1,63)10-3 м/с. Расход рабочей жидкости через ЗРЭ1 и ЗРЭ2 записывался с помощью датчиков расхода, моделирование нагрузки при работе осуществлялась с помощью регулируемого дросселя.

Регистрация результатов экспериментальных исследований про водилась визуально и с использованием распространенных электри ческих методов измерения неэлектрических величин. Для визуального определения величины рабочего давления на входе, выходе распреде лителя и в управляющих гидролиниях использовались образцовые манометры с диапазоном измерения 0…16 МПа.

В качестве отклика, характеризующего качество функционирования распределителя с упругими запорно-регулирующими элементами, прини мали время переходного процесса.

В результате проведенных исследований подтверждена работоспо собность экспериментального образца блока управления с ЗРЭ. Время сра батывания ЗРЭ при различных условиях эксперимента составляло (9…20)10-3 с, что позволило сделать вывод о его высоком быстродейст вии и возможности использования в качестве органа управления гидро ударного механизма. Расхождение между результатами теоретических и экспериментальных исследований не превышает 12 %, что следует считать удовлетворительным при данных условиях эксперимента и подтверждает адекватность принятой математической модели.

УДК 621.873 (083) КРАНОВЫЙ ДВУХБАРАБАННЫЙ МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА ГРУЗА Ю.В. Ремизович, канд. техн. наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Для электропривода крановых механизмов изготавливают специализи рованные серии электрических машин: асинхронные двигатели с коротко замкнутым ротором, с фазным ротором и двигатели постоянного тока.

Для управления электроприводом с целью обеспечения широкого диа пазона скоростей используют различные системы управления.

Стоимость указанных систем управления по отношению к стоимости дви гателя составляет 5:1 и более. Соотношение массо-габаритных характери стик находится в этих же пределах.

С целью энергосбережения разработан механизм подъема груза, обес печивающий диапазон регулирования скорости 1:20 и более без использо вания средств и приемов электротехники.

Механизм содержит двойной комплект: двигатель, муфту-тормоз, ре дуктор и два барабана разного диаметра.

За счет сочетания направлений вращения барабанов обеспечиваются малые (посадочные) скорости груза, номинальные или ускоренные (удво енные). Последние необходимы для перемещений грузозахватного при способления без груза.

Использование двухбарабанного механизма позволит существенно со кратить расход электроэнергии и повысить надежность.

УДК 531. ОБОБЩЕННАЯ ЦЕЛЕВАЯ ФУНКЦИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ПОГРУЗЧИКА А.Н. Подсвиров, канд. техн. наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Учитывая, что энергосберегающий гидропривод (в дальнейшем ЭСГП) погрузчика снимает пиковые нагрузки при черпании, умень шает давление в гидросистеме при подъеме стрелы, представляется целесообразным разработать целевую функцию, позволяющую оце нить степень снижения давления в насосе в течение рабочего цикла и определить величину повышения моторесурса насоса. Методические основы к решению данной задачи заимствованы из работы [1].

Рассмотрим интегральную функцию RHi PH dt, (1) где i – индекс элемента рабочего цикла, i = 1,…,5.

Определим сумму интегралов (1) для всех элементов рабочего цикла:

RHi RHi.

i Приняв гипотезу о линейной связи величины RH с моторесурсом насо сов рабочего оборудования, получим формулу моторесурса насоса гидро привода рабочего оборудования погрузчика с ЭСГП:

R H TRH TRH (2) RH где TRH, TRH – моторесурс насосов гидропривода для базового погруз чика обычной конструкции [2] и для погрузчиков с ЭСГП;

RH, RH – показатель уровня давления в гидроприводе базового погрузчика обычной конструкции и погрузчика с ЭСГП.

Моторесурс насоса базового погрузчика TRH можно задать в относи тельном безразмерном измерении, т.е. принять TRH 1, тогда формула (2) позволит оценить относительное увеличение моторесурса насосов гидро привода в долях единицы. В конечном результате формула (2) справедлива при относительно небольшом изменении RH вследствие принятого допу щения о линейном характере связи интеграла RH с моторесурсом насоса.

В теории оптимизации известны случаи построения целевых функций, в которых суммируются частные критерии с соответствующими коэффи циентами. При этом значения весовых коэффициентов определяются пу тем опроса экспертов и усреднения результатов [3].

Попытаемся получить подобную целевую функцию, которая может рассматриваться как обобщенная целевая функция и использоваться для оптимизации параметров ЭСГП.

В качестве исходного положения при решении поставленной задачи обратим внимание на условия работы двигателя погрузчика.

Моторесурс двигателя зависит при прочих равных условиях от ряда факторов. При уменьшении уровня механической нагрузки на валу двига теля, т.е. среднего за цикл значения работы на валу двигателя Aдп, моторе сурс возрастает. Уменьшение количества топлива, сжигаемого двигателем за время его эксплуатации, также приводит к повышению его моторесурса из-за снижения тепловой напряженности. И, наконец, увеличение произво дительности погрузчика при равных объемах выполняемых работ приво дит к увеличению моторесурса за счет сокращения времени цикла. Сделав допущение о линейном влиянии на моторесурс указанных факторов при малом их относительном изменении, можно записать Aдв Tц S T 2), TRд TRд ( (3) Aдп Tц S T где TRд, TRд – моторесурс двигателя базового погрузчика обычной конст рукции и погрузчика с ЭСГП;

Aдв, Aдп – работа на валу двигателя, совер шаемая за рабочий цикл погрузчика обычной конструкции и с ЭСГП;

Tц, Tц – время рабочего цикла погрузчика обычной конструкции и с ЭСГП;

ST, ST – стоимость топлива, израсходованного за год двигателем погруз чика обычной конструкции и с ЭСГП.

Поскольку понятие «моторесурс двигателя» использовалось в качест ве методологического приема для получения обобщенной целевой функ ции, можно принять TRд 1, тогда формула (3) будет определять относи тельное изменение обобщенной целевой функции погрузчика с ЭСГП в долях единицы по сравнению с базовым погрузчиком обычной конструк ции.

Библиографический список 1. Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. – М.:

Машиностроение, 1988. – Кн. I. – 560 с.

2. Мироненко В.Н. Гидропривод шахтного погрузчика ТО-27-1 // Строительные и дорожные машины. – 1986. – №3. – С. 3 – 4.

3. Багичук Н.В. и др. Методы оптимизации авиационных конструкций. – М.: Ма шиностроение, 1989. – 296 с.

УДК 621.644.004. ОБЗОР НАУЧНЫХ И КОНСТРУКТОРСКИХ РЕШЕНИЙ ПОДКАПЫВАЮЩЕЙ МАШИНЫ, ПОСТАНОВКА ЦЕЛИ И ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ А.М. Завьялов, д-р техн. наук, Д.А. Малых, инженер Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Цель исследования: повышение ресурсоэффективности рабочего про цесса подкапывающей машины и обеспечение экологической безопасности её эксплуатации.

Задачи исследования:

анализ патентных и научных исследований рабочего процесса под капывающей машины;

построение математической модели рабочего процесса подкапы вающей машины;

проведение экспериментальных исследований рабочего процесса подкапывающей машины с целью проверки адекватности матема тической модели;

исследование рабочего процесса подкапывающей машины для ус тановления его рациональных параметров;

подготовка практических рекомендаций по ресурсоэффективности рабочего процесса подкапывающей машины.

Общая протяженность магистральных трубопроводов в России дос тигла 217 тыс. км. Длина магистральных трубопроводов, имеющих срок эксплуатации, близкий к предельному (30 и более лет), составляет более половины от общей протяжённости [1]. Значительную долю дефектов на теле трубы составляют внешние коррозионные дефекты, которые устра няются при замене изоляции [2].

Существует необходимость увеличения объёмов работ по капиталь ному ремонту с заменой изоляции, что требует создания более эффектив ных и производительных машин для разработки грунта под трубопроводом [2].

Подкапывающая машина входит в состав колонны по капитальному ремонту магистрального трубопровода и предназначена для удаления грунта ниже нижней образующей трубопровода и создания технологиче ского просвета необходимой глубины для последующей работы очистной и изоляционных машин.

Применение подкапывающей машины для разработки грунта под тру бопроводом позволяет снизить использование ручного труда и одноков шового экскаватора, увеличить темп работ и уменьшить их себестоимость, повысить уровень безопасности при производстве ремонтных работ. Рабо ты на трубопроводе ведутся без подъёма тела трубы и без остановки пере качки продукта.

Машина состоит из несущей рамы, на которой смонтирован рабочий орган в виде двух вертикально расположенных роторов, каждый из кото рых имеет автономный привод. Применён механизм перемещения подка пывающей машины по трубе шагающего типа. Оператор, находясь на бровке траншеи, управляет машиной дистанционно с помощью пульта, за креплённого на телескопической штанге. Шкаф электрооборудования под капывающей машины монтируется на штатной электростанции, переме щаемой вместе с ремонтной колонной одним из трубоукладчиков.

Были проведены патентный поиск и анализ существующих конструк ций и проблем, связанных с эксплуатацией подкапывающей машины. Ра бочий процесс подкапывающей машины остаётся малоисследованным, в связи с этим актуальным представляется вопрос о создании математиче ской модели этого процесса и её анализе.

При построении математической модели грунт рассматриваем как од нокомпонентную пластически-сжимаемую сплошную среду, движение частиц которой по криволинейной координате, то есть траектории, совпа дающей с траекторией движение точек резца ротора, описывается уравне нием p ( ), t s s где, р, – плотность, давление и скорость частиц грунте;

t, s – время, путь [3].

Построение математической модели подкапывающей машины и её ис следование позволит разработать практические рекомендации по ресурсо эффективности рабочего процесса и обеспечить экологическую безопас ность эксплуатации машины.

Библиографический список 1. Безопасность России. Правовые, социально-экономические и науч но- технические аспекты. Безопасность трубопроводного транспорта.М.:

МГФ «Знание», 2002.– 752 с.

2. Гринько В.С., Горин А.С. Сфера особого внимания // Трубопровод ный транспорт нефти. –2001.№6. – С. 1720.

3. Завьялов А.М. Основы теории взаимодействия рабочих органов до рожно-строительных машин со средой: Дис. …д-ра техн.наук.Омск, 1999.252 c.

УДК 629.113.012, АКТИВНАЯ СИСТЕМА УГЛОВОЙ СТАБИЛИЗАЦИИ И ДЕМПФИРОВАНИЯ КОЛЕБАНИЙ КОЛЕСНЫХ МАШИН Ю.А. Бурьян, д-р техн.наук, профессор Омский государственный технический университет В.И. Мещеряков, канд.техн.наук, профессор, В.Н. Сорокин, канд.техн.наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Ограничение скорости движения многоосных колесных машин на не ровностях дороги обусловлено в основном продольно-угловыми колеба ниями и нестабильностью положения платформы с грузом. В связи с ма лой эффективностью существующих систем подрессоривания колесных машин в низкочастотной области в работе рассмотрены возможность угло вой стабилизации и демпфирования продольно-угловых колебаний с по мощью активной пневматической системы и один из ее вариантов.

Для решения поставленной задачи на первой и последней осях авто мобиля устанавливаются резинокордные оболочки (РКО), процесс измене ния давления в них определяется системой управления, структурная схема которой представлена на рисунке.

Система автоматического управления состоит из системы демпфиро вания продольно-угловых колебаний и системы угловой стабилизации и работает следующим образом. Сигнал с датчика угловой скорости 1, уста новленного на платформе автомобиля, подается на логические элементы 2.

Если, например, логическим устройством определено, что 0, реле включает ЭМК-1 на подачу давления воздуха из ресивера в РКО-1 и одно временно выключает ЭМК-2, открывая выход воздуха из РКО-2 в атмо сферу.

Д.давл.

РКО 0 ЭМК Б.осред.

Реле Р.давл.

Ресивер Форм.З.Сигн.

Р.давл.

Реле Б.осред.

0 РКО ЭМК Д.давл.

Блок-схема активной системы угловой стабилизации и демпфирования колебаний колесных машин: 1датчик угловой скорости;

2логические элементы Система угловой стабилизации также управляет давлением в РКО-1 и РКО-2, поддерживая его среднее значение на определенном уровне и обес печивая тем самым угол наклона платформы в пределах, заданных форми рователем задающего сигнала. Сигнал с датчика давления в РКО подается в блок осреднения, в котором происходит осреднение давления за 2 с. Сиг нал осредненного значения давления подается в сумматор, где происходит его сравнение с сигналом, поступающим с формирователя задающего сиг нала. Усиленный сигнал рассогласования подается на регулятор давления, который поддерживает в РКО среднее давление, обеспечивающее задан ный угол наклона платформы автомобиля.

Во время срабатывания регулятора давления блок формирования за дающего сигнала блокирует ЭМК-1 и ЭМК-2 в закрытом состоянии и воз дух через них не проходит.

Внедрение активной системы угловой стабилизации и демпфирования продольно-угловых колебаний позволит увеличить скорость движения ко лесных машин на неровностях дороги.

Библиографический список 1. Бурьян Ю.А., Мещеряков В.И., Сорокин В.Н. Активная система демпфирова ния угловых колебаний колесных машин // Строительные и дорожные маши ны.2002.№ 9.

2. Гироскопические системы / Под ред. Д.С. Пельнора.М., 1988.

3. Аксенов П.В. Многоосные автомобили.М., 1989.

4. Бежанов Б.И. Пневматические механизмы.М., 1957.

5. Пневмопривод систем управления летательных аппаратов / Под ред. А.В. Ча щина.М., 1987.

6. Калашников Б.А. Частотные характеристики многоосного автомобиля, имею щего в составе подвески пневмоэлементы с дискретной коммутацией полостей // Тр. II Международной конференции «Автомобили и техносфера».Казань, 2001.

УДК 621.226+629.014. ПРОБЛЕМЫ РАЗРАБОТКИ СИСТЕМ ПРЕДОТВРАЩЕНИЯ ПОТЕРЬ РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ ИЗ ГИДРОСИСТЕМ ДСМ С.П. Лупинос, канд. техн. наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия При эксплуатации гидропривода строительных и дорожных машин до 30 % от казов приходится на рукава высокого давления в связи с их малой надежностью.

Тенденция повышения давления и расхода жидкости приводит к тому, что при по рыве шланга до 70 % рабочей жидкости выливается в окружающую среду, что при водит к значительным экономическим и экологическим потерям.

Статистики говорят, что в среднем 34 раза в году происходит разрыв рукавов высокого давления. Таким образом, например, при эксплуатации экскаватора третьей размерной группы на землю выливается примерно 800 л рабочей жидкости в год.

Кроме того, при эксплуатации гидрофицированных машин существу ют «мелкие» утечки через зазоры и некачественные уплотнения. В резуль тате снижается уровень рабочей жидкости в баке, что может привести к выходу насоса из строя.

В последнее время в СибАДИ ведутся работы по созданию систем предотвращения потерь рабочей жидкости (СППЖ). Проведенный анализ позволил сформулировать требования к СППЖ и на основе этих требова ний разработать ряд конструкций, каждая из которых обладает рядом дос тоинств и недостатков. В докладе приведены результаты эксперименталь ных исследований конструкций СППЖ и намечены мероприятия по их внедрению.

УДК 621.226+629.014. РАЗРАБОТКА СИСТЕМ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ ДОРОЖНО-СТРОИТЕЛЬНЫХ МАШИН Ш.К. Мукушев, ст. преподаватель Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Улучшение условий труда оператора дорожно-строительных машин, повышение комфортности, удобство обслуживания является немаловаж ным фактором при создании новых машин и модернизации существую щих. Одним из путей достижения поставленных целей является совершен ствование систем рулевого управления. Среди существующих систем ру левого управления наиболее перспективным является объемный гидропри вод рулевого управления (ОГРУ). ОГРУ предназначен для поворота управляемых колес или складирования полурам шарнирно сочлененных машин, дорожно-строительных машин в зависимости от типа управления машины, обеспечивая при этом требуемое усиление выходной мощности за счет использования энергии потока рабочей жидкости.

В связи с увеличением единичной мощности строительно-дорожных машин появилась потребность в разработке новых систем ОГРУ. Сущест вующие системы ОГРУ не удовлетворяют требуемым параметрам маши ны. В основном принцип действия многих ОГРУ заключается в примене нии усилителей потока в многоконтурных системах. Как правило, эти уст ройства выполняются на базе дросселирующих распределителей или кла панов. Это в свою очередь приводит к повышению нагрева рабочей жидко сти, что существенно влияет на точность управления машины.

Нами предлагается объемный способ увеличения коэффициента уси ления ОГРУ. Этот способ заключается в следующем: во втором контуре двухконтурной системы ОГРУ устанавливаются гидромотор и гидронасос, кинематически связанные между собой. При этом гидронасос гидравличе ски связан с насосом-дозатором первого контура и представляет собой гидропередачу с замкнутой циркуляцией потока рабочей жидкости. При этом рабочий объем насоса-дозатора в несколько раз больше рабочего объ ема гидронасоса. Таким образом, при вращении насоса-дозатора на один оборот гидронасос совершает несколько оборотов в соответствии с разни цей рабочих объемов. При этом гидронасос вращает на столько же оборо тов гидромотор, т.к. они кинематически связаны между собой, вследствие чего объем рабочей жидкости, проходящей через гидромотор, суммируется с объемом жидкости гидронасоса и поступает в исполнительные гидроци линдры. Таким образом, выбирая гидромотор, гидронасос и насос-дозатор с необходимыми рабочими объемами, можно получить систему ОГРУ с необходимой надежностью. При этом значительно меньше нагревается ра бочая жидкость, что приводит к повышению точности управления дорож но-строительной машиной.

УДК 625.735.768. АНАЛИЗ НАУЧНЫХ, КОНСТРУКЦИОННЫХ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ ПРИМЕНЕНИЯ МАШИН ДЛЯ СОДЕРЖАНИЯ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДОРОГ А.М. Завьялов, д-р техн. наук, профессор, В.В. Спиридонов, аспирант Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Машины для летнего содержания дорог являются неотъемлемым и немаловажным элементом дорожного комплекса, позволяющего ре шать ряд проблем, связанных с эксплуатацией дорог.

Анализ конструкционных решений машин для содержания авто мобильных дорог, технологий подметания и уборки дорог показал, что имеет место тенденция, направленная на повышение требований по обеспечению экологических параметров и безопасности дорожного движения.

Основные научные работы, посвященные данной тематике, сводятся к решению следующих задач:

исследование процессов взаимодействия рабочих органов со сре дой;

определение геометрических параметров и режимов работы обору дования;

выполнение энергетического расчета рабочего оборудования [3,5].

Однако недостаточное внимание уделяется совершенствованию тех нологии уборки городских дорог, а именно уборке лотковой зоны. До 80 % всех загрязнений скапливаются именно в этой зоне шириной до 1,5 м и плотностью около 200 г/м2. Например, при мойке дороги крупные частицы смета остаются в прибордюрной полосе, а в ливневую канализацию попа дает около 40 % загрязнений, в то же время увеличивается возможность засорения канализации. Недостатком также является то, что время непо средственной мойки составляет всего 10 – 15 % от полного времени техно логического цикла [2,6,7]. В работе [2] перспективными считаются меха ническая уборка и транспортирование смета.

Все это позволяет сделать вывод, что существующие машины либо не приспособлены для уборки лотковой зоны, либо недостаточно эффективно решают проблему очистки этой зоны, особенно вследствие таяния снега весной и после ливневых дождей, когда скапливаются грунтовые наносы.

В описании к авторскому свидетельству [1] представлена уборочная ма шина, конструктивной особенностью которой является наличие торцовой фрезы, лотковой щетки и шнека. В процессе удаления наносов вблизи бор дюрного камня торцовая фреза и лотковая щетка транспортируют смет в зону шнекового питателя. Недостатком данного конструкторского реше ния является незащищенность торцовой фрезы от столкновения с непре одолимым препятствием. В статье [4] представлено рабочее оборудование, позволяющее решить проблему уборки лотковой полосы. Достоинством этого технического решения является то, что рабочее оборудование уста навливается на шасси снегоуборочной машины, применение данного обо рудования позволяет увеличить коэффициент использования машины по времени. Однако недостаточная полнота научных исследований по пред ложенному в статье оборудованию не дает возможности эксплуатировать его с наибольшей эффективностью.

Качественное и своевременное удаление смета положительно влияет на безопасность дорожного движения, так как повышает сцепление колес с дорожным покрытием на 12 – 15 %, а также уменьшает содержание мелко дисперсных частиц загрязнений в воздухе, которые, по данным [2], состав ляют 10 – 40 % от общего объема смета.

Уборочная машина должна обеспечить отделение грунтовых наносов от поверхности дорожного покрытия, погрузку и вывоз, в настоящее время эта проблема решается следующим образом. При небольшом слое наносов они удаляются подметально-уборочной машиной в один или несколько проходов, при относительно большом слое наносов они сгребаются в кучи автогрейдером или бульдозером, затем загружаются в транспортное сред ство и вывозятся, что довольно трудоемко [6].

Создание специализированной машины для уборки лотковой зоны на базе уже существующих шасси позволяет повысить эффективность уборки дорог и экологи ческую безопасность городской среды.

Библиографический список 1. А. с. 1557239 (СССР). Уборочная машина / В.П. Бауменко, М.И. Ваил.1990.

2. Дорожно-строительные машины и комплексы: Учебник для вузов / В.И. Ба ловнев, Г.В. Кустарев, Е.С. Локшин и др.2-е изд., доп. и перераб. М.;

Омск: Си бАДИ, 2001. 526 с.

3. Ермилов А.Б. Расчет и проектирование машин для летнего содержания до рог. М.: МАДИ, 1988. 89 с.

4. Завьялов А.М. Разработка и исследование оборудования для очистки лотко вой части автомобильных дорог // Строительные и дорожные машины. 1993. №4.

С. 14 – 15.

5. Завьялов А.М. Энергетический расчет рабочего органа для очистки лотковой части автомобильных дорог // Строительные и дорожные машины. 1994. №4. С.

20.

6. Содержание городских улиц и дорог: Справочник/ З.И. Александровская, Б.М. Долганин, Е.Ф. Зайкина, Я.В. Медведев. М.: Стройиздат, 1989. 208 c.

7. Эксплуатация специальных автомобилей для содержания и ремонта город ских дорог / В.И. Баловнев, Г.Л. Карабан, И.А. Засов и др.;

Под ред. Л.Л. Афанасье ва. М.: Транспорт, 1983. 344 с.

УДК 762. ГЕТЕРОФАЗНЫЕ КОМПОЗИЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ СО СТРУКТУРНО-НЕУСТОЙЧИВОЙ СВЯЗКОЙ В.В. Акимов, канд. техн. наук, доцент, М.С. Корытов, канд. техн. наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия С.Н. Кульков, д-р физ.-мат. наук ИФПиМ СО РАН, г. Томск Известно, что если в дисперсно-упрочненных материалах матрица не сет основную нагрузку, в волокнистых композитах матрица передает ее на армирующие волокна, то при упрочнении частицами нагрузка распределя ется между матрицей и частицами [1]. Расстояние между упрочняющими карбидными частицами в твердых сплавах меньше их размера. Представи телями данного класса композиционных материалов являются безвольф рамовые твердые сплавы, представляющие собой тугоплавкие карбиды ме таллов в связующей металлической матрице.

Использование структурно-неустойчивого сплава в качестве связую щей фазы позволяет получить композиционный материал с высокими прочностными и вязкими свойствами. Структурные превращения в свя зующей фазе способны эффективно релаксировать напряжения, возни кающие в связке при нагружении твердого сплава, и использовать карбид ную составляющую для несения основной нагрузки, не оказывая влияния на вязкость матрицы. Поэтому конструирование прочных композиционных материалов с внутренними демпфирующими способностями элементов яв ляется перспективным.

Новый композиционный материал на основе карбида титана со связ кой из никелида титана, а также его сочетание с различными малыми до бавками (B, Ti, TiNi, TiCдис) обладает хорошим комплексом механических характеристик: высокие значения прочности, твердости, износостойкости и вязкости. Полная релаксация прочности карбидных частиц и связующей фазы интерметаллида возможна при оптимальной однородной и разделен ной структуре композита. Одновременное сочетание пластичности и проч ности TiNi в сплавах TiC – TiNi определяется специфическим характером деформаций материала связки в области превращений с образующейся в нем гетерогенной структурой.

Возникновение вихревой пластической деформации с одновременным фазовым превращением обеспечивает высокие пластические свойства та кой системы [2]. При нагружении таких твердых сплавов возможно мно жественное растрескивание отдельных твердых карбидных частиц без на рушения сплошности связки. Это подтверждает высокую релаксационную способность связки и ее высокое упрочнение в процессе деформационных превращений, что также связано с эффективной диссипацией энергии при нагружении твердого сплава.

Как показали экспериментальные данные, при протекании превраще ний в связке при температурах 123 – 473 K [3, 4] происходит понижение модуля упругости, что приводит к снижению жесткости композита. По вышенная демпфирующая способность связки TiNi приводит к сдвигу максимума прочностных свойств в сторону увеличения содержания твер дой фазы карбида титана.

Поэтому использование структурно-неустойчивой связки позволяет существенно повысить вязкопластические свойства композитов при сохра нении достаточно высоких прочности и твердости.

Проведенные испытания твердого сплава при резании мерзлого грун та, при абразивном и гидроабразивном износе в сравнении со сплавами ВК-8, КНТ-16, ТН-20, ТН-30 показали, что разработанный сплав может ус пешно работать в условиях интенсивного износа и высоких ударных на грузок.

Библиографический список 1. Панин В.Е., Лихачев В.А., Гриняев Ю.В. Структурные уровни деформации твердых тел. – Новосибирск: Наука, 1985. – 163 с.

2. Панин В.Е., Гриняев Ю.В., Данилов В.И., Зуев Л. Б. и др. Структурные уровни пластической деформации и разрушения. – Новосибирск: Наука. Сиб. отделение, 1990.

– 255 с.

3. Полетика Т. М. Структурное состояние никелида титана и его роль в формиро вании механических свойств твердых сплавов TiC – TiNi: Дис... канд. физ.-мат. наук. – Томск, 1987.

4. Исследование теплоемкости и теплопроводности безвольфрамовых сплавов TiCTiNi при различных температурах / В.В. Акимов, А.И. Кузнецов, В.И. Белков, Е.П.

Поляков, В.И. Гурдин // Анализ и синтез механических систем: Сб. науч. тр. Омск:

ОмГТУ, 1998. С.135138.

УДК 623.435.3219. АНАЛИЗ ИНЕРЦИОННОГО НАГРУЖЕНИЯ АМОРТИЗАТОРА ПОДВЕСКИ ГУСЕНИЧНОЙ МАШИНЫ В.Т. ШВЕЦОВ, Д-Р ТЕХН. НАУК, ПРОФЕССОР ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Э.А. КУЗНЕЦОВ, КАНД. ТЕХН. НАУК, ДОЦЕНТ, С.В. АЛФЕРОВ, В.И. ДЕНИСЕНКО ОМСКИЙ ТАНКОВЫЙ ИНЖЕНЕРНЫЙ ИНСТИТУТ Выполнено исследование инерционного нагружения амортизатора гу сеничной машины и, в частности, подвижного соединения «шток на правляющая втулка амортизатора» как одного из элементов, опреде ляющего нагрузочную способность механизма подвески в целом. В ос нову этого анализа положено предположение, что при движении ма шины по относительно ровному полотну дороги и пересеченной мест ности доминирующее нагружение поверхности направляющей втулки связано с инерционным воздействием на корпус амортизатора, обу словленным рельефом беговой обрезиненной дорожки гусеницы, по которой перекатывается опорный каток. Частота и амплитуда инер ционного нагружения, формирующегося в связи с неровностями до рожного полотна, много меньше по сравнению с упомянутыми выше.

Учёт этого влияния на динамику данного механизма в известных тех нических литературных источниках отсутствует.

С указанной целью составлено аналитическое описание кинема тических передаточных функций рычажного механизма подвески в функции угла поворота балансира как выходного звена. В результате анализа этих зависимостей установлено, что наиболее существенное влияние на угловые ускорения корпуса амортизатора оказывает пере даточная функция скорости. Значения передаточной функции углово го ускорения относительно малы, особенно при малых углах поворота балансира, соответствующих крайнему нижнему положению катка (при движении машины по ровной дороге). В этой связи угловое уско рение амортизатора зависит, прежде всего, от передаточной функции угловой скорости и от углового ускорения балансира.

Кинематический анализ математической модели инерционного нагружения штока и корпуса амортизатора в поворотном движении и соответственно направляющей втулки этого соединения показывает, что в этом отношении доминирующей является инерционная нагруз ка, определяющаяся моментом сил инерции, возникающим в связи с изменением углового ускорения штока и корпуса амортизатора. Зна чительную составляющую в нагружение вносят и тангенциальные си лы инерции, направленные практически перпендикулярно оси сим метрии амортизатора. Характер нагружений явно знакопеременный, что позволяет говорить об усталостном разрушении соединения «шток – направляющая втулка».

Для экспериментальной проверки нагружения механизма подвес ки составлена методика экспериментального определения угловых ускорений амортизатора. В этом отношении определялись виброуско рения корпуса амортизатора путём анализа амплитудно-частотных характеристик подвески машины, построенных по результатам на турных испытаний, поставленных на серийной машине при её движе нии по ровной бетонированной трассе и грунтовой дороге.

Испытания проводились для двух схем установки датчиков ли нейных ускорений. По первой схеме датчики устанавливались на кор пусе амортизатора на разных расстояниях от точки крепления штока амортизатора на корпусе машины. По второй схеме один из датчиков размещался на амортизаторе, а другой – непосредственно на корпусе машины. Для каждой средней скорости движения машины (20, 30, …, 70 км/ч) анализировались амплитуды ускорений и их фактические частоты.

Проведенный анализ расхождения полученных фактических час тот с предполагаемыми показал, что погрешность не превышает 3, %, что согласуется с погрешностью штатного спидометра машины, который использовался для контроля скорости движения.

Сопоставления результатов эксперимента с расчетными значе ниями амплитуд линейных ускорений точек крепления датчиков по казал, что расхождение этих величин растет по мере увеличения ско рости движения машины, причем эксперимент даёт заниженный ре зультат по сравнению с аналитическим. Это объясняется известным эффектом в динамике: величины деформации зависят от скорости приложения нагрузок. С увеличением скорости прохождения катком стыка между траками величина просадки катка уменьшается.

С целью уменьшения инерционного нагружения исследовано влияние метрических параметров механизма подвески катка на вели чину его передаточной функции угловой скорости, намечены пути выбора рациональных размеров звеньев данного механизма.

УДК 625. КОНЦЕПЦИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПАРКА МАШИН СТРОИТЕЛЬНОЙ ОРГАНИЗАЦИИ В.Н. Иванов, канд. техн. наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Основными рабочими единицами строительно-монтажных про цессов являются комплекты и комплексы машин, которые составля ют машинные парки строительных организаций. Эффективность их использования зависит от многочисленных факторов.

При наличии одних и тех же производственных возможностей на предприятии можно получить различные результаты в зависимости от то го, насколько целесообразно сформированы комплекты и комплексы ма шин, определена структура парка машин, каковы коэффициенты использо вания техники по времени.

Продукция строительного предприятия может быть получена с ис пользованием различных технологий, а значит, и отличающимся друг от друга составом машин и механизмов. Один и тот же технологический про цесс может быть выполнен различными машинами, отличающимися друг от друга как принципом работы, так и техническими параметрами.

Актуальной остается задача выбора системы критериев оценки эф фективности использования парка машин и их иерархии.

В настоящее время недостаточно изучен вопрос влияния на эффек тивность использования парков машин процессов оперативного управле ния.

Состояние вопроса по установлению закономерностей развития от дельных параметров использования машины в ее жизненном цикле, оказы вающих влияние на ее эффективность, также требует дальнейших изыска ний.

Кроме того, различные технологии выполнения работ и использую щиеся при этом машины парка имеют различный уровень производствен ных рисков, влияющих на эффективность.

Раскрытие темы доклада достигается решением следующих задач:

1. Провести анализ и обосновать систему критериев оценки эффек тивности использования парка машин строительных организаций.

2. Определить и систематизировать факторы, оказывающие влияние на эффективность использования парка машин: структуры парка, состоя ния машин, организационного уровня предприятия, погодных условий, со ответствия параметров машин и строительных конструкций.

3. Разработать математическую модель выбора эффективной техноло гии строительных работ, раскрывающую место средств механизации в об щей структуре эффективности.

4. Обосновать взаимное влияние эффективности технологий, ком плектов и комплексов машин и дополнительных полезных свойств и сро ков эксплуатации строительной продукции.

5. Создать методику учета производственных рисков в экономической эффективности использования парков машин.

6. Обосновать уровень надежности эксплуатационной производитель ности и создать методику его достижения.

7. Установить закономерности изменения эксплуатационной произво дительности строительных машин от ремонтов и их наработки.

8. Создать методику определения зоны рациональной периодичности вывода машин в ремонт.

9. Разработать обобщающую математическую модель расчета эффек тивной структуры парка машин строительного предприятия.

10. Создать методику эффективного комплектования парка машин строительной организации.

УДК 625. К ВОПРОСУ УПЛОТНЕНИЯ ХОЛОДНЫХ АСФАЛЬТОБЕТОННЫХ СМЕСЕЙ В.О. Поляков, преподаватель Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Асфальтобетонные смеси, укладываемые в холодном состоянии, формируются в покрытие длительное время, поэтому применение новых технологических приемов позволит качественно осуществлять формирование структуры асфальтобетонного покрытия и сразу вводить в эксплуатацию готовые участки дороги без всяких огра ничений [1,2].

Для разработки новых технологических приемов устройства ас фальтобетонного покрытия из холодных смесей необходимо опреде лить влияние параметров уплотнения (температура смеси, коэффици ент уплотнения, прикладываемая нагрузка, время приложения на грузки и т.д.) на физико–механические свойства получаемого покры тия.

Для определения влияния нагрузки и температуры уплотнения на фи зико-механические свойства холодного асфальтобетона использовали мно гощебенистую смесь типа Бх на битуме марки СГ 70/130 [3]. Результаты исследований показаны на рис. 1.

Данные результаты позволяют сделать вывод: для получения наибольшей плотности и прочности покрытия целесообразно уклады вать и производить уплотнение холодной асфальтобетонной смеси при ее температуре в диапазоне 40–60 С, уплотнение должно быть закон чено до момента достижения смесью температуры около 35 С.

В процессе уплотнения асфальтобетонной смеси происходит измене ние модуля деформации, связанное с уменьшением температуры смеси и степени уплотненности по мере воздействия уплотняющей нагрузки.

В результате проведения полного факторного эксперимента типа [4] было получено следующее уравнение зависимости модуля деформации Е от температуры асфальтобетонной смеси (фактор х1) и коэффициента уплотнения (фактор х2):

E 22,767 14,5 x1 10,517 x 2 5,483 x1 x2, где х1, х2 – кодированные значения факторов.

Графическая зависимость модуля деформации Е от коэффициента уп лотнения смеси Ку и ее температуры Т представлена на рис. 2.

Rсж, МПа,г/см 2, 40 МПа 40 МПа 20 МПа 20 МПа 2, 2, 10 МПа 1, 10 МПа 2, 6 МПа 1, 6 МПа 2,35 Т, 0 С 20 Т, 0С 20 40 Рис. 1. Зависимость плотности и предела прочности асфальтобетонных образцов от температуры уплотнения Модуль деформации Е, МПа модульдеформацииЕ, МПа коэ 0.9 фф ици 0.8 ент еси уп 0. ура см К лотнен перат 0 С тем 0.6 ия у T, Рис. 2. Зависимость модуля деформации Е от коэффициента уплотнения смеси Ку и ее температуры Т Библиографический список 1. Дорожный асфальтобетон/ Л.Б. Гезенцвей, А.М. Богуславский, Н.В. Коро лев;

Под ред. Л.Б. Гезенцвея. М.: Транспорт, 1985. 350 с.

2. Дорожный теплый асфальтобетон/ И.В. Королев, Е.Н. Агеева, В.А. Головко, Г.Р. Фоменко. 2-е изд., испр. и доп. Киев: Вища школа, 1984. 200 с.

3. ВСН 93–73. Инструкция по строительству дорожных асфальтобетонных покры тий.– М.: Транспорт, 1973.–176 с.

4. Планирование эксперимента в технологии дорожного строительст ва: Методические указания. Омск, 1978.– 95 с.

УДК 621.869: 622. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ ФРОНТАЛЬНОГО ПОГРУЗЧИКА НА ЭЛЕМЕНТАХ ЕГО ЦИКЛА А.М. Лукин, канд. техн. наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Разработка принципиально новых конструкций требует больших вре менных и материальных затрат, поэтому в жестких условиях современной рыночной экономики наибольший эффект может быть достигнут только за счет автоматизации оптимальных режимов работы находящихся в экс плуатации машин. При устойчивой тенденции подорожания цен на энер гоносители разработка ресурсосберегающих технологий машин является актуальной проблемой.

При проектировании ресурсосберегающей технологии работы фронтального погрузчика (ФП), который рассмотрен как сложная динамическая система «внешняя среда – ФП», разработчик сталкивается с рядом задач, решение которых требует, чтобы каждый элемент его рабочего цикла был оптимальным по соответствующему критерию. Эти задачи наиболее просто решаются при математическом моделирова нии функционирования этой системы на ЭВМ.

Полный рабочий цикл ФП содержит следующие элементы: установка погру зочного оборудования в исходное положение черпания;

наполнение ковша;

подъем погрузочного оборудования в транспортное положение;

движение к месту выгрузки;

подъем ковша до разгрузочного положения;

выгрузка материала;

опускание погру зочного оборудования в транспортное положение;

обратное движение к месту набо ра материала.

На рисунке представлена расчетная схема ФП в типовом рабочем цик ле.

Согласно расчетной схеме на ФП в типовом рабочем цикле действуют следующие нагрузки: Go – сила тяжести спецшасси погрузчика;

Pg, Pv, Mp – приведенные к режущей кромке ножа днища ковша горизонтальная, вер тикальная силы и пара сил на i -м элементе рабочего цикла;

Tpm, Tsm – силы тяги соответственно на переднем и заднем мостах;

Fpm, Fsm – силы сопро тивления перекатыванию переднего и заднего движителей;

Npm, Nsm – нор мальные реакции переднего и заднего движителей.

На расчетной схеме кроме перечисленных нагрузок использованы и другие условные обозначения: Vn – скорость поступательного движения спецшасси ФП;

Vks – ско рость движения штоков G n ковшовых цилиндров;

Vss – Vk V Mp скорость движения штоков Pv стреловых цилиндров.

Задавая различные со четания нагрузок Pg, Pv, Mp, приложенных к режу Pg щей кромке ножа днища Vs T T ковша, и скоростей Vn, Vks, p s s F Fm p Vss движения соответст m m Np m венно спецшасси и штоков s Nm m ковшовых и стреловых ци Расчетная схема ФП на i-м элементе рабочего цикла линдров, исследователь может моделировать лю бой элемент рабочего цикла ФП.

Нагрузки, приложенные к режущей кромке ножа днища ковша на различных элементах рабочего цикла ФП, определяются по формулам:

Элемент 1.

Pg = Fig +ex;

Pv = Fiv + Gno;

Mp = Mif + MGno + Mex.

Элемент 2.

Pg = Fig +ex + rkx + rsx;

Pv = Fiv + Gno + rkz + rsz;

Mp = Mif + MGno + Mex +Mrk + Mrs.

Элемент 3.

Pg = ex + rsx;

Pv = Gno + G17 + rsz;

Mp = MGno + Mg17 + Mex + Mrs.

Элемент 4.

Pg = ex;

Pv = Gno + G17;

Mp = MGno + MG17 + Mex.

Элемент 5.

Pg = ex + rsx;

Pv = Gno + G17 + rsz;

Mp = MGno + MG17 + Mex + Mrs.

Элемент 6.

Pg = ex + Mex,;

Pv = Gno + G17 + rkz;

Mp = MGno + MG17 + Mex +Mrk.

Элемент 7.

Pg = ex;

Pv = Gno + rsz;

Mp = MGno + Mex + Mrs.

Элемент 8.

Pg = ex;

Pv = Gno;

Mp = MGno + Mex, где Fig, Fiv, Mif – нагрузки на режущей кромке ножа при взаимодействии ковша с раз рабатываемым материалом в процессе черпания;

Gno – вес погрузочного оборудова ния;

G17 – вес сыпучего материала в ковше;

MGno – главный момент силы тяжести погрузочного оборудования;

MG17 – главный момент силы тяжести сыпучего мате риала в ковше;

rkx, rkz, Mrk соответственно горизонтальная, вертикальная со ставляющие главного вектора и главный момент относительных сил инерции погру зочного оборудования при работе ковшовых цилиндров;

rsx, rsz, Mrs соответст венно горизонтальная, вертикальная составляющие главного вектора и главный мо мент относительных сил инерции погрузочного оборудования при работе стреловых цилиндров;

ex, Mex – главный вектор и главный момент сил инерции в переносном движении погрузочного оборудования.

Разработанную автором данной публикации совокупность математических мо делей работы ФП [1] [6] используют при решении следующих задач.


1. Количественная оценка выходных параметров ФП на любом эле менте его рабочего цикла при внесении конструктивных изменений в ма шину без изготовления опытного образца и натурных экспериментов.

2. Определение оптимальной технологии каждого элемента рабочего цикла для серийной машины.

3. Формулирование технических требований к разработке автомати зированных систем управления рабочим процессом ФП по ресурсосбере гающим технологиям.

Проведенные теоретические исследования позволили определить тех нологию совмещенного способа черпания сыпучего материала ФП, обес печивающую минимальные энергозатраты при максимальной производи тельности, и разработать технические решения, реализующие эту техноло гию [7, 8].

Математическое моделирование работы ФП на элементах его рабоче го цикла позволило разработать ряд новых технических решений (а. с.

СССР № 573442, 608758, 613039, 618498, 640001, 670696, 691391, 699114, 708018, 746056, 757644, 768894, 608758, 785437, 789377, 831911, 874901, 876878, 878869, 892019, 926166, 960397, 1071713, 1071714, 1270240, 1320353, 1330276, 1331969, 1333749, 1373589, 1395774, 1409732, 1460147, 1516582, 1728327).

Разработанная совокупность математических моделей рекомендуется для использования сотрудниками научных и проектных организаций, ин женерно-техническими работниками заводов и КБ горного, строительного и дорожного машиностроения, аспирантами и студентами высших учеб ных заведений, обучающихся по специальностям 170900 «Подъемно транспортные машины, строительные, дорожные машины и оборудова ние», 170100 «Горные машины и оборудование» и 291300 «Механизация и автоматизация строительства».

Библиографический список 1. Лукин А.М. Основы проектирования ресурсосберегающих технологий сложных динамических систем циклического действия. Ч. 1. Методологические основы теории черпания сыпучего материала ковшом погрузочной машины: Монография. – Омск:

Изд-во СибАДИ, 2002. – 319 с.

2. Лукин А.М. Методика определения нагрузок в механизмах управления рабочим оборудованием фронтального погрузчика СибАДИ. Омск, 1979. Деп. в ЦНИИТЭст роймаше, № 159.

3. Лукин А.М. Определение соотношений скоростей выдвижения штоков ковшо вых и стреловых цилиндров и поступательного перемещения погрузчика при черпании материала СибАДИ. Омск, 1983. Деп. в ЦНИИТЭстроймаше, № 402.

4. Лукин А.М. Динамика взаимодействия ковша погрузчика со штабелем сыпучего материала при совмещенном способе черпания СибАДИ. Омск, 1983.

Деп. в ЦНИИТЭстроймаше, № 411.

5. Лукин А.М. Математическая модель процесса черпания сыпучего материала СибАДИ. Омск, 1983. Деп. в ЦНИИТЭстроймаше, № 71 сд -Д83.

6. Лукин А.М. Математическая модель и программа для определения кинематиче ских и силовых параметров погрузочного оборудования фронтальных погрузчиков СибАДИ. Омск, 1986. Деп. в ЦНИИТЭстроймаше, № 82 - сд-86.

7. Лукин А.М. Оптимизация режимных параметров фронтального погрузчика при исследовании динамики процесса черпания сыпучего материала / Омский научный вестник. – 2002. – Вып. 19. – С. 101–104.

8. Лукин А.М., Калачевский Б.А. Совершенствование технологии черпания сыпу чего материала по удельным энергозатратам Омский научный вестник. – 2002. – Вып.

19. – С. 104106.

УДК 625. ЭНТРОПИЙНЫЙ МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ СТРОИТЕЛЬНЫХ МАШИН В.Н. Иванов, канд. техн. наук, доцент, К.В. Щукин, аспирант Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Для сохранения адекватности обобщающей математической модели по расчету эффективной структуры парка машин дорожно-строительных ор ганизаций реальным производственным процессам значения некоторых ее параметров целесообразно определять с использованием статистических методов. К такого рода параметрам относится, прежде всего, эксплуатаци онная производительность.

Для количественного анализа вероятностных процессов необходимо знать закон распределения случайной величины и ряд числовых характе ристик. Весьма трудной проблемой является оценка эксплуатационной производительности, статистическое исследование которой затрудняется требуемым объемом наблюдений (так называемой «малой выборкой» при использовании широко применяемых критериев согласия). На сегодняш ний день эта проблема является достаточно актуальной.

Основной задачей и условием успешного анализа эксплуатационной производительности (извлечением из данной выборки требуемой инфор мации) служит возможность принятия решения. Следовательно, критерием понятия «малая выборка» может служить достоверность принимаемого на ее основе решения.

С этой целью вводятся в рассмотрение энтропийные метрики [(рас стояния между двумя точками (элементами)] множества А, где А – дейст вительная числовая функция (в данном случае энтропия Н). Если функция распределения описывает генеральную совокупность случайных величин производительности Х и зависит от конечного числа параметров, то, по определению, теоретическая мера относительной неопределенности рас пределения вероятностей определяется следующим образом:

Т Н ( ) f ( X, ) ln f ( X, )dx.

^ Оценка неизвестного параметра по выборке Х1,…,Хn является вели чиной случайной и по вероятности в силу свойства состоятельности оцен ки сходится к истинному значению ^ lim ( X 1,..., X n ).

n Очевидно, что разность энтропий ^ h H T ( ) H Э ( ).

будет характеризовать степень близости эмпирического аналога генераль ной совокупности (выборки) эксплуатационной производительности ее ис тинному значению.

Использование энтропийного метода определения эксплуатационной производительности строительных машин позволяет снизить требования к величине выборки при проведении анализа и получить более точные дове рительные интервалы. Используя законы распределения энтропийных мет рик, можно определить их математическое ожидание, квантильную функ цию и другие статистические характеристики, позволяющие оценить влия ние объема выборки на достоверность принимаемого решения.

УДК 531. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ПОГРЕШНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ВИБРОАКТИВНОСТЬ ПРИВОДА В.В. Аккерман, аспирант Омский государственный технический университет Точность один из важнейших показателей качества работы машин, влияю щий на все показатели работоспособности и его потребительские качества.

Зубчатые передачи являются в настоящее время самым распростра нённым видом передаточного устройства. Однако они обладают отрица тельным свойством наличием кинематической погрешности (КП), кото рая проявляется в виде высокочастотных колебаний выходного вала от носительно его заданного вращения. При установке зубчатой передачи в привод механизма существует опасность работы последнего в резонанс ном режиме при совпадении собственной часто Частотный преобра- ты колебаний привода с любой из гармониче зователь ских составляющих КП передачи. При этом на блюдается повышенная неравномерность дви Двигатель жения рабочего органа и повышенные вибрации Редуктор всего привода.

Следовательно, при проектировании меха Датчик низма с приводом на основе зубчатой передачи необходимо учитывать не только общие характе Усилитель ристики редуктора, встраиваемого в привод, но и спектральный состав его КП, характеристику АЦП крутильной жесткости, инерционные и жесткост ПК ные параметры привода.

Для моделирования и исследования указанного Matlab выше привода была разработана и собрана экспе Функциональная схема ус- риментальная установка, включающая в себя:

тановки – двухступенчатый червячный редуктор ( u 2090 );

– средства для моделирования режимов работы передачи;

– измерительную аппаратуру.

Функциональная схема установки представлена на рисунке.

В состав средств моделирования входят:

– частотный преобразователь Emotron Digiflux CF;

– набор нагрузочных масс со средней массой каждого эле мента 12 кг;

– набор пружин с дискретно изменяемой жёсткостью.

В состав измерительной аппаратуры входят:

– аппаратура аналогового измерения вибраций;

– аналого-цифровой преобразователь (АЦП) со следующими ха рактеристиками: 1 канал, 12 разрядов, частота дискретизации Гц (автономный режим до 25 кГц), 0..5 В, вывод управляющего на пряжения 0..5 В;

– персональный компьютер под управлением Windows;

– система математического анализа Matlab.

При измерениях сигнала АЦП использует генерируемое самостоятель но опорное напряжение U ref (в данном случае возможно дискретное из менение U ref на следующие значения 3,3;

3,9;

4,7;

5 В).

Минимально возможная измеренная величина изменения напря жения U U ref 4096 (таблица).

Соответственно погрешность измерений U 2.

Результаты расчётов погрешности измерений для каждого U ref Обозначение Размерность Вычисленные значения U ref В 5 4,7 3,9 3, U мВ 1,221 1,147 0,952 0, мВ 0,611 0,574 0,476 0, В процессе выполнения работы пришлось воспользоваться методикой расчёта КП червячного редуктора. На базе этой методики была написана программа под управлением системы математических расчётов MathCAD. В этой методике при расчёте КП редуктора учитываются такие факторы, как:

– погрешности изготовления зубьев;

– погрешности сборки агрегата;

– режимы работы;

– упругодиссипативные характеристики агрегата и т.д.

При анализе сигнала, полученного при работе установки, был исполь зован инструмент SPTool, входящий в состав пакета Matlab.

В качестве выводов можно отметить: данная экспериментальная уста новка позволяет проводить исследования указанной передачи с необходи мой точностью.

УДК 621. ГЕОМЕТРИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС С КРУГОВЫМ ЗУБОМ А.С. Хромых Омский государственный технический университет Конические передачи широко применяются в автомобилестрое нии. Обычно это прямозубые конические передачи. Конические пере дачи с круговыми зубьями обладают более высокой нагрузочной спо собностью при слабой чувствительности к осевым смещениям. Одна ко их применение ограничивает сложность их производства.


Ресурс работы передачи зависит от качества изготовления, которое контролируется согласно ГОСТ 1758-81 по зоне касания, кинематической погрешности и плавности работы передачи. В настоящее время алгоритмы расчета наладок обеспечивают требуемое качество зацепления лишь в ма лой окрестности расчетной точки контакта. Как альтернатива теории ква зилинейного контакта предлагается решение методом объемного модели рования. Далее изложена суть такого решения.

В основе математического моделирования лежит процесс воспроиз водства метода обкатки. На первом этапе в результате моделирования по лучается боковая поверхность, состоящая из некоторого числа конических поверхностей. При математическом моделировании каждая коническая по верхность задается уравнением вида:

а1 х2+а2 у2+а3 z2+a4 x y+a5 x z+a6 y z+a7 x+a8 y+a9 z+a10=0, (1) где а1…a10 – числовые коэффициенты;

x, y, z – координаты.

При помощи современных САПР, например AutoCAD 2000, боковую по верхность можно представить в трех мерном пространстве (рис. 1).

Количество поверхностей назнача ется из условия обеспечения точности, на порядок превышающей задаваемую технической документацией шерохова Рис. 1. Метод поверхностей тость поверхности.

Представление боковой поверхности в виде некоторого числа поверх ностей необходимо для понимания процесса резания (хорошо видно вреза ние, резание и выход инструмента из заготовки). По этим данным прини маются граничные условия. Исследование этим методом позволяет уви деть основную причину отличия поверхности от эвольвентной при плоском движении фрезы. Линии контакта фрезы и заготовки распо ложены под углом к продольным линиям зуба, это приводит к неиз бежной кинематической погрешно сти.

Если ограничиться только таким представлением боковой поверхно сти, то при математическом моде Рис. 2. Метод сеток лировании зацепления для нахождения зоны касания необходимо решить MNK систем из трех уравнений вида (1). M – число поверхностей одного из зубчатых колес;

N – число шагов поворота колеса при определе нии пятна контакта;

К – число вариантов.

Решение большого количества систем уравнений приводит к значи тельным затратам времени. Оптимизация наладок станка – сложная задача в связи с большим числом этих параметров и их нелинейным влиянием на работоспособность передачи.

При аппроксимации боковой поверхности сеткой (рис. 2) число сис тем уравнений составит АВ, где А – число шагов по высоте;

В – число ша гов по длине зуба. При таком представлении поверхностей точность ото бражения остается прежней, но сокращается объем расчетов.

Таким образом, одновременное использование вышеуказанных мето дов позволяет решать задачи математического моделирования и оптимиза ции наладок станка.

УДК 534. ПОВЫШЕНИЕ КАЧЕСТВА ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ НАВЕСНОГО ОБОРУДОВАНИЯ СТРОИТЕЛЬНЫХ МАШИН И.П. Аистов, канд. техн. наук Омский государственный технический университет И.И. Посивенко ОАО «Омский агрегатный завод»

Надежность работы гидромеханических систем строительных и до рожных машин, в которых наиболее широко применяются перекачиваю щие узлы на основе шестеренных насосов, является одним из факторов, определяющих надежность гидропривода навесного оборудования.

На ОАО «Омский агрегатный завод», одном из наиболее крупных про изводителей шестеренных насосов в Российской Федерации, накоплен мно голетний опыт производства, эксплуатации и ремонта таких насосов. Анализ возвращенных дефектных насосов показывает, что наработка на отказ насо сов одного типоразмера, изготовленных по одной и той же технологии, на од ном и том же оборудовании, одним и тем же инструментом, эксплуатируемых в сопоставимых условиях имеет разброс по долговечности до 5 раз. Наиболее распространенными являются следующие дефекты: срез хвостовика веду щей шестерни;

износ подпятников шестерен насоса;

износ профиля зубьев шестерен. Все эти дефекты связаны с перекачивающим узлом, выполненным в виде зубчатой передачи (зацепления) прямозубых шестерен. При этом, как показывает контроль, узлы шестеренного зацепления, подшипники, подпят ники, посадочные места корпуса насоса изготовлены в пределах допуска.

Однако в собранном виде контроль за качеством сборки шестеренного насоса осуществляется только по рабочим параметрам насоса, что недостаточно для её оценки, хотя именно качество сборки насоса, на наш взгляд, является ос новной причиной возврата насоса по рекламациям потребителя.

Известно, что эксплуатационные характеристики зубчатого зацепле ния определяются не только точностью изготовления, но и точностью мон тажа шестерен. В теории точности зубчатых передач перечисленные показате ли характеризуются параметрами кинематической погрешности передачи (за цепления), возникающей вследствие первоначального сочетания первичных погрешностей шестерен.

В большинстве случаев причины возникновения погрешностей проявля ются случайно. Следовательно, погрешности изготовления и монтажа насоса являют собой случайные величины, которые можно представить в виде векто ров. Указанные векторы в процессе работы остаются неподвижными или вра щаются с частотами проявления первичных погрешностей. Например: накоп ленная погрешность шага, погрешность шестерен (вектор Fp) проявляются с частотой вращения шестерен, а погрешности профиля зубьев (вектор ff) вра щающегося с частотой пересопряжения зубьев – z, где z – число зубьев. Иллю страция такого суммирования погрешностей, по которому можно оценить пе ременные составляющих угловых взаимных смещений шестерен, приведена на рис 1.

Суммарный вектор погрешности собранного насоса в каждый момент времени можно записать как сумму векторов 2 2 t н t t мi F pi cos t i f fi cos z t z, (1) i 1 i 1 i где i и z – фазовые углы ориентации векторов погрешностей;

t М вектор постоянного монтажного смещения подшипниковых опор;

Fpi вектор вра щающихся подвижных погрешностей зубчатого зацепления шестерни (погреш ность зубчатого венца и опорных ff шеек шестерен) с частотой враще tk(t) ния ведомой шестерни ;

f fi – век z тор погрешностей непосредственно зубьев шестерен, который вращает Fр ся с частотой пересопряжения зубь ев z, где z – число зубьев.

Выражение (1) фактически tМ является кинематической по Рис 1. Суммарная погрешность шестерни грешностью зубчатого зацепления шестерен насоса, характеризующей ка чество сборки насоса с учетом погрешностей изготовления шестерен и их монтажа в корпусе насоса и которую можно экспериментально опреде лить. На рис. 2 представлены расчетные значения кинематической по грешности и экспериментальная кинематограмма шестерен насоса, которая была получена на кинематомере GPS-2 фирмы «Goulder Micron» (Англия).

Полученные результаты подтверждают мкм целесообраз-ность такого вида контроля для повышения долговеч-ности 1 шестеренного насоса без изменения техноло гического процесса изготов 0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1, ления его комплектующих.

- Диагностическая система кинематометрирования - шестеренных пар насосов - внедрена на ОАО «Омский Оборот шестерни агрегатный завод».

Рис. 2. Кинематическая погрешность:

Рис.2. Кинематическая погрешность:

1 -–расчет;

2 2 эксперимент 1 расчет;

- – эксперимент УДК 621. ИССЛЕДОВАНИЕ ТРИБОТЕХНИЧЕСКИХ СВОЙСТВ В УСЛОВИЯХ ТРИБОЭЛЕКТРОХИМИЧЕСКОЙ КОМПЕНСАЦИИ ИЗНОСА В.И. Иванов, канд. техн. наук, доцент Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Ю.К. Машков, д-р техн. наук, профессор Омский государственный технический университет Н.Г. Макаренко, канд. техн. наук, доцент, С.Н. Волошин Омский танковый инженерный институт Эксплуатация машин и механизмов неизменно связана с износом их деталей, что является определяющим фактором их ресурса. Применяемые в настоящее время способы упрочнения поверхностей деталей [1] имеют ограниченные возможности в повышении износостойкости.

Разработанный способ [2] и составы сред [3] для реализации трибо электрохимической компенсации износа открывают новые возможности в повышении долговечности трибосопряжений, превышающие результаты, достигнутые в этой области.

Для исследования триботехнических свойств в условиях компенсации износа предлагается конструкция стенда, представленная на рис. 1.

Конструкция узла нагружения обеспечивает плавность и стабильность режима испытаний независимо от изменений в процессе определения мо мента трения и величины износа.

8 Р Рис.1.Установка для испытания образцов на износостойкость в условиях трибоэлектрохимической компенсации износа:

1 – образец для испытаний;

2 – контртело;

3 – держатель контрте ла;

4 – вставка-анод;

5 – смазочная рабочая жидкость;

6 – ячейка;

7 – тензометрическое кольцо;

8 – тензоусилитель;

9 – осциллограф;

10 – источник тока Испытания проводятся по схеме «ролик колодка». Ролики-колодки изготавливались из деталей, используемых в узлах трения машин (вкла дыши, гильзы). При испытаниях определяли момент трения, температуру и износ. Нагрузку последовательно увеличивали до 100 Н. Длительность ис пытания на каждой нагрузке до 10 ч. Давление в контакте в пределах 10 – 100 МПа, скорость скольжения 1 – 20 м/с.

В качестве смазочной среды использовать жидкость ПГВ. Материал анодной вставки: цинк, медь, алюминий.

Ток в цепи «анод–катод»: 1 – 100 мА.

На рис. 2 приведены результаты исследований трибоэлектрохимиче ской компенсации.

Как показывают исследования, варьируя параметры работы системы, можно замедлить износ, стабилизировать или наращивать массу деталей трения, используя при этом энергию и ионы металла от постороннего ис точника.

0, 0, f 0, 0, 3 5 МПа 4 6 p Рис. 2. Изменение коэффициента трения в зависимости от нагрузки при традиционной смазке моторным маслом – верхние кривые и при реализации системы автокомпенсации износа – нижние кривые, для скоростей скольжения:1 – 0,5 м/с;

2 – 1 м/с;

3 – 1,5 м/с Основной задачей при реализации способа является оптимизация со става среды, материалов анода и режимов работы системы автокомпенса ции износа.

Библиографический список 1. Справочник по электрохимическим и электрофизическим методам обработки// Г.Л. Амитан, И.А. Байсупов, Ю.М. Барон и др.;

Под общ. ред. В.А. Волосатова. – Л.:

Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1988. – 719 с.

2. Патент РФ 2084863. Способ стабилизации состояния трибосистем /Н.Г. Макарен ко.

3. А.c. 327904 СССР, МКИ G01N 3/56. Состав для получения износостойких покры тий /И.А Кравец, Н.Г. Макаренко, Н.И. Кузнецов, А.И. Невмывака, А.И. Терещенко.

УДК 621. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РЕГУЛЯТОРЫ С ЭЛАСТИЧНЫМИ ЗАПОРНО-РЕГУЛИРУЮЩИМИ ЭЛЕМЕНТАМИ В.В. Сыркин, д-р техн. наук, доцент, А.Н. Добрецов, аспирант Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Т.И. Саввантиди, доцент Омский танковый инженерный институт Применение нетрадиционных запорно-регулирующих элементов из эластомеров в гидравлических регуляторах позволяет упростить их конст рукцию, улучшить динамические качества и снизить массу, а также повы сить герметичность полостей данных регуляторов.

Эластичные элементы, в том числе кольца круглого сечения, входящие в состав регуляторов в качестве регулирующих элементов, во многом оп ределяют работоспособность и надежность данных регуляторов.

Регулятор давления, который может работать в режиме предохрани тельного и обратного клапана, состоит из корпуса с двумя полостями, со единенными каналом, в котором расположен с радиальным зазором затвор, поджатый пружиной. Затвор взаимодействует с эластичным запорным элементом, также поджатым пружиной. Уровень настройки давления оп ределяется осевым положением винта.

В регуляторе давления использован комбинированный клапанный узел, состоящий из металлического затвора и эластичного кольца круглого сечения. Данное сочетание позволяет обеспечить необходимые рабочие характеристики, уменьшить габариты регулятора и упростить его конст рукцию. Основными рабочими характеристиками такого регулятора явля ются: герметичность соединения «затворседло», статическая точность, динамическая устойчивость, ресурс.

Эластичное кольцо круглого сечения взаимодействует с затвором и ко ническим седлом. Положение затвора и кольца соответствует установив шемуся режиму работы технологического устройства, при этом кольцо обеспечивает герметичность регулятора. При переходе технологического устройства на новый режим работы регулятор работает в режиме предо хранительного клапана, параллельный регулятор такой же конструкции – в режиме обратного.

Для экспериментального определения работоспособности эластичного кольца применялась специальная установка, которая позволяла создавать гидростатическую и гидродинамическую нагрузки на эластичный элемент.

В процессе исследований кольцо помещалось с натягом между двумя дис ками специального устройства, один из которых выполнен из прозрачного материала (для визуального наблюдения), а другой – с возможностью осе вого перемещения (изменения натяга). Исследовались уплотнительные кольца круглого сечения (по ГОСТ 9833-74) десяти типоразмеров, у кото рых твердость по Шору составляла 70…75 единиц.

Каждый из образцов колец находился между дисками в устройстве для испытаний с осевой деформацией последовательно на 10, 20 и 30 % отно сительно диаметра поперечного сечения кольца и нагружался нарастаю щим давлением по наружной поверхности до момента, когда кольцо начи нало изменять первоначальную форму. Давление, при котором происходи ло изменение формы кольца, фиксировалось визуально и по изменению давления (образцовый манометр).

Установлено, что основным фактором, определяющим деформацию кольца, является сила трения, величина которой определяется степенью осевой деформации кольца. Способность кольца сохранять свою форму под нагрузкой определяется экспоненциальной зависимостью в координа тах Sн / Sk и рсм, где Sн – площадь поверхности кольца, на которую дейст вует давление, Sk площадь контакта с опорными поверхностями при осе вой деформации.

Установлено, что ресурс кольца составляет не менее 4·106 циклов на гружения, который является достаточным основанием для рекомендации по использованию эластичного кольца в конструкции данного гидравличе ского клапана.

Статические характеристики гидравлического регулятора давления с эластичным элементом необходимы при математическом моделировании и дальнейшем исследовании динамических свойств данного устройства.

Библиографический список 1. Сыркин В.В. и др. Эластичные управляющие элементы в дроссельных гидро механизмах // Теория механизмов и машин.– Алма-Ата: Наука, 1977. –С. 194195.

2. Сыркин В.В. и др. Динамика предохранительного клапана с эластичным элемен том // Гидропривод и гидропневмоавтоматика: Респ. межвед. науч.-техн. сб. Киев:

Техника, 1979. – Вып. 15. С. 3334.

УДК 625.855. ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ НА ИЗМЕНЕНИЕ СВОЙСТВ АСФАЛЬТОБЕТОННОЙ СМЕСИ В ПРОЦЕССЕ УПЛОТНЕНИЯ Ю.С. Седельникова, аспирантка Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Асфальтобетонные покрытия являются в настоящее время основным типом капитальных дорожных покрытий. Они обладают комплексом вы соких технико-эксплуатационных свойств, в наибольшей степени отве чающих современным требованиям к дорожным покрытиям для интенсив ного скоростного движения.

Наиболее широкое применение в дорожном строительстве нашел горячий асфальтобетон. Покрытия из этого материала наиболее ус тойчивы к действию транспортных нагрузок и атмосферных факто ров. Важнейшая особенность покрытий из горячего асфальтобетона – короткий срок их формирования, практически заканчивающийся с завершением уплотнения асфальтобетонной смеси и остыванием его до температуры окружающего воздуха. Движение автомобилей по та кому покрытию может быть открыто уже через несколько часов после укладки асфальтобетонной смеси.

При уплотнении асфальтобетонной смеси в результате непрерывного воздействия трех факторов (температуры, повышения плотности и упроч нения смеси под действием повторных нагрузок) непрерывно изменяются как ее прочностные (предел прочности), так и деформативные (модуль де формации) характеристики. Основным фактором, от которого зависят ука занные характеристики, является температура.

Предел прочности и модуль деформации с понижением темпера туры прогрессирующе возрастают. Причем модуль деформации, яв ляющийся мерой жесткости материала, растет быстрее, чем предел прочности. Это обстоятельство затрудняет процесс уплотнения ас фальтобетонной смеси.

Проведенные исследования показали, что предел прочности при сжатии R50сж уменьшается с понижением температуры. Таким образом, уплотнение смеси при по ниженных температурах ухудшает прочностные характеристики асфальтобетона [1].

Исследования показали, что как для многощебенистых смесей типа А, так и для малощебенистых типа В с понижением температуры смеси работа уплотнения увеличивается. Смеси типа В, содержащие большее количество асфальтовяжущего раствора, более чувствительны к изменению температуры.

Уложенный на основание слой горячей асфальтобетонной смеси стремится пе рейти в состояние теплового равновесия с окружающей средой. Смесь остывает за счет контакта поверхности слоя смеси с рабочим органом уплотняющего средства.

Температура асфальтобетонной смеси в общем случае будет различной по толщине слоя и меняться во времени. Это изменение зависит от ряда факторов: температуры слоя смеси к началу укатки, толщины слоя, температуры воздуха, скорости ветра, теплофизических характеристик основания и асфальтобетонной смеси, температуры и материала вальца катка [2].

В процессе уплотнения асфальтобетона увеличивается его плотность, умень шается количество и объем пор воздуха. В связи с уменьшением объема асфальтобе тонной смеси в процессе уплотнения будет происходить изменение объемной тепло емкости асфальтобетона. В свою очередь изменение объемной теплоемкости асфаль тобетонной смеси будет влиять на характер ее остывания.

Продолжительность периода уплотнения определяется как внеш ними факторами (температура воздуха, скорость ветра, тип основа ния, начальная температура и толщина асфальтобетонного слоя), так и внутренними (плотность, теплопроводность и объемная теплоем кость смеси). Поэтому очень важно установить рациональные темпе ратурные границы начала и окончания уплотнения смеси.

Библиографический список 1. Пермяков В. Б., Дубков В. В. К вопросу о кинетике остывания слоя ас фальтобетонной смеси в процессе уплотнения // Известия вузов. Строительство. – 1999. № 6. С. 102 – 105.

2. Пермяков В. Б., Дубков В. В. Аналитическое исследование изменения тем пературы поверхности // Известия вузов. Строительство. 1999. № 11. С. 88 – 92.

УДК 625. ИССЛЕДОВАНИЕ УПЛОТНЕНИЯ ТОНКИХ АСФАЛЬТОБЕТОННЫХ СЛОЕВ ПОД ВОЗДЕЙСТВИЕМ РАЗЛИЧНЫХ ФАКТОРОВ УПЛОТНЕНИЯ А.В. Шапошников, аспирант Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Отсутствие общих теоретических основ оптимизации параметров режимов работы уплотняющих средств с учётом постоянно меняю щихся свойств смеси в процессе уплотнения снижает эффективность их использования. Оптимизация параметров процесса уплотнения яв ляется залогом повышения производительности катков и качества уплотняемых асфальтобетонных покрытий, а также снижения энерго ёмкости процесса уплотнения. Поскольку тонкие асфальтобетонные слои являются верхними слоями многослойного асфальтобетонного покрытия, требования к их качеству предъявляются выше. Поэтому важно правильно выбрать технологию уплотнения тонких асфальто бетонных слоёв.

В работе рассматривались тонкие слои толщиной не более 5 см.



Pages:     | 1 |   ...   | 4 | 5 || 7 | 8 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.