автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.05, диссертация на тему:Разработка методов расчета надежности механизма поворота портальных перегрузочных кранов

ЛЕНИНГРАДСКИЙ ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ргб од ИНСТИТУТ ВОДНОГО ТРАНСПОРТА

2 б дпр 1933

На правах рукописи БАРСУКОВА Ирина Константиновна

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ РАСЧЕТА НАДЕЖНОСТИ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА ПОРТАЛЬНЫХ ПЕРЕГРУЗОЧНЫХ КРАНОВ

Специальность 05.05.05 Подъемно-транспортные машины

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург 1993

Работа выполнена в Ленинградском ордена Трудового Красного Знамени институте водного транспорта

Научный руководитель -чп.-ко?.АТ?ч Доктор технических наук,

профессор Брауде В.И.

Официальные оппоненты - доктор технических наук,

профессор Соловьев В.Г. кандидат технических наук, с.н.с.Лейферт Э.Т. Ведущее предприятие - Санкт-Петербургский ордена Трудового

Красного Знамени завод подъемно-транспортного оборудования имени С.М.Кирова производственного объединения "Подъем-трансмаш"

Защита состоится " |Ц" мая 1993 года в ___час.,в ауд____

на заседании специализированного совета К 116.01.03 по присуждению ученой степени кандидата наук в Ленинградском институте водного транспорта ( 198035,Санкт-Петербург, ул.Двинская, 5/7, ЛИВТ).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ЛИВТа.

Автореферат разослан " Щ " апреля 1993 года.

Ученый секретарь специализированного совета K116.0i.03 кандидат технических наук, доцент

А.К.Миненко

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работ ы.В связи с переходом России к рыночный отношениям сокращаются плановые поставки оборудования и запасных частей в порты.Цены на новую технику резко увеличиваются.Поэтому существенное значение приобретает задача повышения надежности основного оборудования портов.значительную часть которого составляют портальные перегрузочные краны.

В настоящее время во многих конструкторских бюро применяются традиционные методы расчетов,не учитывающие вероятностный характер действующих нагрузок и несущей способности элементов.В ряде случаев результатом такого подхода являются отказы ыаиин.

Отказы механизмов поворота перегрузочных портальных кранов приводят к большим экономическим потерям.связанным с простоем судов,вагонов,автомашин (при соответствующих технологических вариантах).По данным лаборатории грузоподъемных мавин и специального оборудованияСГМиСО) ЛИВТа отношение длительности восстановления (ремонта) деталей механизма поворота к суммарному времени восстановления механической части по всему крану составляет для КПП 10-30 КПП 16-30,КПП 10( 12,5 3-30, Альбатрос 10-32 в среднем 407..

Имеется достаточно обширная литература,посвященная проблемам надежности.Однако,приведенные в ней расчетные рекомендации недостаточны для определения надежности механизма поворота,имеющего ряд особенностей.Он представляет собой многоприводнуш систему,обладающую значительной инерционностью и имеющую в своем составе открытые зубчатые передачи,подверженные изнашиванию.

Целью работы является разработка теоретических" обоснований и методов расчета надежности механизмов поворота порталь-

ных перегрузочных кранов.

В соответствии с целевой установкой в диссертации реиены следующие задачи.

Сформирована имитационная модель многоприводного механизма поворота,позволяющая сформировать как полный рабочий цикл механизма, так и репрезентативное множество циклов.Использование модели дает возможность определить величины текущих значений эксплуатационных нагрузок в каждом из механизмов.

На основании разработанных методов создана методика расчета показателей надежности механизма поворота,позволяющая определять их как для эксплуатируемых,так и для проектируемых кранов.

Научная новизна работы заключается в следующем: разработан и использован при расчете надежности редуктора метод приведенных схем,позволяющий определять условные вероятности безотказной работы элементов;

предложен графо-аналитический метод определения вероятности безотказной работы и гамма-процентного ресурса элементов механи-ма поворота по условию циклической прочности;

разработана методика расчета среднего и гамма-процентного ресурса открытой зубчатой передачи механизма по критерию абразивного износа;

проведен анализ влияния на надежность механизма поворота его конструктивных особенностей.

Методы исследован и я.В работе использовались методы имитационного моделирования,теории вероятностей и математической статистики.принципы статистической обработки результатов исследований,методы численного решения систем дифференциальных уравнений.При выполнении исследований были проведены натурные тен-зометрические испытания механизма поворота крана Ганц 16-33 в экс-

плуатащюнннх условиях.

Практическим результатом работы является создание методики расчета надежности механизма поворота.

Промышленная реализация работы. По разработанной методике был осуществлен расчет надежности механизма поворота проектируемых кранов на заводе ПТО им.С.М.Кирова. По результатам этих расчетов заводом было выполнено усиление некоторых элементов механизма.Методика является развитием и продолжением ''Технических условий на проектирование портальных кранов''.

Апробация работ «.Основные результаты работы докладывались и получили положительную оценку:

на ХХи и ХХШ конференциях молодых научных работников Ленинградского института водного транспорта в 1989 и 1990 гг.:

на заседании секции судовых подъемно-транспортных машин и устройств Всесоюзного научно-технотехного общества им.ак.А.Н.Крылова в 1991 г.:

на технических совещаниях конструкторского биро портальных кранов завода ПТО им.С.М.Кирова в 1989,1990,1991 и 1992 гг.

Публикаци и.По результатам теоретических и экспериментальных исследований опубликовано три статьи.

Структура и объем работ н.Диссертация состоит из введения,четырех глав.закличения,списка литературы и 11 приложений.

Общий объем работы составляет 254 страницы,в том числе рисунков 30,таблиц 18;список литературы из 89 наименований на И стра-ницах;приложения на ¡54 страницах.

- б -

СОДЕРЖАНИЕ РОБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертации, сформулированы реваемые задачи,приведена обчад характеристика работы с определением ее научной новизны и практической ценности.

В первой главе выполнен анализ существующих методов расчета и определения надежности механизмов,на основании чего формулируется цель работы и методы решения поставленных задач. Оценивается влияние на надежность конструктивных особенностей механизмов поворота.Приведены основные показатели надежности механизма, осуществлена оценка точности коэффициента готовности.

Широко распространенный метод допускаемых напряжений не учитывает случайный характер нагрузки и несущей способности.Использование детерминированных методов расчета допустимо на стадии эскизного проектирования.При техническом проектировании этого недостаточно.

Известные вероятностные методы расчета не позволяет учесть связь между элементами по нагруженности явным образом.

Вопрос адекватного определения параметров закона распределения напряжений и несущей способности тесно связан с задачей расчета надежности элементов и механизмов.

Анализ работ.посвященных проблемам надежности мамин показал отсутствие разработок по определению надежности механизмов поворота портальных перегрузочных кранов с учетом их особенностей.В этих механизмах последовательное (с точки зрения надежности) соединение применимо как для одноприводных.так и для многоприводных механизмов поворота.В последнем случае отказ одного из механизмов выводит

из строя вси систему.Значительная инерционность,опасность неравномерного распределения нагрузки и наличие открытых зубчатых передач также являются особенностями механизмов поворота кранов.

Для создания методики расчета показателей надежности механизмов поворота необходимо решить ряд специфических задач.К ним относятся:

исследование процесса изнашивания открытых зубчатых передач для выбора методики расчета их ресурса;

определение относительной неравномерности нагрузки многоприводного механизма;

оценка качественного влияния контруктивных особенностей и вариантов компоновок механизма поворота на уровень надежности.

При решении поставленных задач были применены методы теории вероятностей и математической статистики.С их помощью определены законы распределения напряжений.выполнена проверка согласования теоретических и статистических законов распределения.Использованы методы имитационного моделирования для определения эксплуатационных нагрузок,возникающих в многоприводном механизме поворота.Применены методы численного решения систем дифференциальных уравнений и методы статистической обработки результатов натурного эксперимента.

Определен перечень показателей надежности механизма поворота в зависимости от целей расчета.Рекомендуется использовать:гамма--процентный ресурс(Ту) для определения обеспечения заданного ресурса,средний ресурс (Тер),играющий значительную роль в экономических расчетах,время восстановления (Тв) и время наработки между отказами (То) для нахождения коэффициента готовности механизма в целом.Вероятность безотказной работы (Pet )) используется для определения Ту .

Рассмотрен вопрос об определении точности статистической оценки коэффициента готовности (Иг).На основании результатов расчета по трем различным методикам проводилось сравнение величины относительной ошибки (<$ ),характеризующей точность оценки Кг (при постоянном числе опытов).Выбрана оптимальная методика,позволяющая получить наименьшее значение 5 при прочих равных условиях.

Составлена классификация механизмов поворота портальных кран-нов,работающих в портах,по признакам:компоновки,типа редуктора,вида электропривода и системы управления,способа торможения,наличия муфты предельного момента,наличия амортизаторов,количества приводов.

В результате анализа по перечисленным признакам предложен механизм поворота,обладающий рациональными конструкционными предпосылками для обеспечения высокого уровня надежности.Такой механизм должен обладать вертикальным приводом с тиристорными управляющими устройствами, обеспечивающим плавную регулировку частоты вращения двигателя.Рекомендуется планетарный редуктор С если обеспечен высокий уровень ремонта),обладающий малой массой и габаритами.В тормозной системе следует предусмотреть снижение частоты вращения вала двигателя к моменту наложения колодок тормоза.Установленные амортизаторы должны иметь (в случае многоприводной системы) одинаковые жесткости.Кран должен быть оснащен устройством для гашения колебаний груза.

Для многоприводной системы необходимо обеспечить выравнивание нагрузок между приводами электрическим или механическим путем.

Таким образом,был выполнен качественный анализ влияния на надежность конструктивных особенностей механизмов поворота.Для количественной оценки показателей надежности механизма необходимо знать параметры закона распределения эксплуатационных нагрузок.

Вторая глава посвящена определении эквивалентных нагрузок в многоприводном механизме поворота.

На основании анализа известных динамических моделей механизма поворота сделан вывод о необходимости создания имитационной модели многоприводного механизма , учитывающей реальные воздействия на механизм, вызывающие в нем нагрузки случайного характера.

В качестве базовой выбрана математическая модель разработанная М.С.Турпищевой.в которую диссертантом введены ступенчатые функции, позволяющие моделировать многоприводной механизм поворота и придающие модели универсальный характер.

Имитационная модель сочетает в себе элементы случайных параметров и управляющего алгоритма.Случайными параметрами являются масса груза,длина подвески,рабочий вылет стрелы,угол поворота,тормозной момент.С помощью управляющего воздействия осуществляется уменьшение раскачивания грейфера в местах загрузки и разгрузки.

Для описания движения приведенных масс расчетной схемы составлена система неоднородных нелинейных дифференциальных уравнений, порядок которой зависит от числа приводов механизма поворота.Решение системы с помощью ЭВМ требует создания громоздких программ и значительных затрат машинного времени.Для упрощения расчетной схемы принят ряд допущений,влияющих на точность расчетов в пределах 10...15%.

В частности, на основании проведенного анализа колебаний груза при различных вариантах подвеса (с использованием регрессионных зависимостей В.Т.Гришкина), было принято допущение о сохранении плоскости колебаний груза при повороте крана. Стрела рассматривалась как абсолютно жесткий элемент расчетной схемы, так как деформации ее в горизонтальной плоскости малы по сравнению с амплитудами раскачивающегося груза. Кроме того, не учитывается электромагнитная

инерция якоря, кориолисовые силы инерции (в виде внешних сил),так как эти факторы не оказывают существенного влияния на результаты расчета.

Значения таких параметров как вес груза,вылет стрелы,длина подвеса груза принимались равными их математическим ожиданиям.величины которых определялись на основании статистических данных.

При решении на ЭВМ ( СМ 1420) системы уравнений,полученной с учетом допущений,частично использована программа,написанная О.И.Петровым,в которую внесены следующие изменения:

реализован полный рабочий цикл механизма поворота( поворот крана с грузом.торможение,высыпание груза,поворот с пустым грейфером к месту загрузки,торможение);

учтено влияние на нагрузку кинематических несовершенств зубчатых зацеплений;

введено гашение колебаний груза,которое имитируется в местах загрузки и разгрузки крана.

Модель позволяет варьировать входные величины,исследуя их влияние на уровень эксплуатационных нагрузок.

Адекватность модели проверялась путем сравнения результатов имитационного и натурного экспериментов.Последний проведен в 1984 г. сотрудниками лаборатории ГМиСО ЛИВТа.Установлено,что наибольшее расхождение величин эквивалентных крутящих моментов не превышает 1 ?'/..

С целью выяснения вопроса о степени неравномерности распределения эквивалентных нагрузок в двухприводном механизме поворота был поставлен натурный эксперимент с участием автора.

Натурный эксперимент проводился на кране Ганц 16-33 в Усть-Донецком речном порту в 1989 г.. Эксплуатационные испытания осуществлялись при перегрузки угля по технологическому варианту суд-

но-склад.

При проведении натурных испытаний ставились следующие задачи:

исследование влияния на уровень эквивалентных нагрузок в двух-приводно« механизме поворота величин выдержек времени по ступеням разгона двигателя;

определение степени неравномерности нагруженности каждого механизма поворота.

В результате обработки данных испытаний по текущим значениям эксплуатационных нагрузок построены гистограммы и вычилены эквивалентные нагрузки на каждый механизм.Исследовано влияние на уровень нагруженности регулировки пусковой аппаратуры.Найдено среднее значение коэффициента неравномерности нагружения механизма эквивалентными крутящими моментами(< Кнер> =2.0).Подтверждена необходимость выравнивания нагрузок механическим или электрическим путем.

Применение методов натурного или имитационного моделирования позволяет определить параметры закона распределения эксплуатационных нагрузок и использовать их в качестве исходных данных при последующих расчетах надежности элементов механизма.

В третьей главе разработаны методы расчета элементов механизма поворота на надежность.

Одним из основных элементов.определяющих надежность механизма, является открытая зубчатая передача.Необходимо учитывать,что методики расчета шестерни и зубчатого венца не совпадают,вследствие особенностей работы механизма поворота крана и различия вариантов установки многоприводных механизмов.

Для открытой зубчатой передачи механизма поворота основными показателями надежности являются средний и гамма-процентный ресурсы по износу.Расчет таких показателей возможен при известной скорости изнашивания.Проведены статистические исследования процес-

са изнашивания шестерен открытой пары механизма поворота кранов Альбатрос 10-32 в Нсть-Донецком и Санкт-Петербургском речных портах. На основании собранных статистических данных определена средняя скорость изнашивания.Сопоставление полученной величины со значениями скоростей,рассчитанными по трем различным методикам,позволили выбрать адекватную,учитывающув отклонение профилей изношенных зубьев от эвольвенты.При известной скорости изнашивания расчет среднего ресурса шестерни не вызывает затруднений.

Расчет зубчатого венца открытой передачи имеет ряд особенностей,не учитываемых ни одной из рассмотренных методик.

Специфика работы зубчатого венца заключается в неравномерном изнаиивании его зубьев(по секторам) в отличие от шестерни,все зубья которой подвержены примерно одинаковому износу.Кроме того,число контактов зубьев венца зависит от расположения шестерен многоприводного механизма.При этом расположение их в диаметральной плоскости является предпочтительным.Все эти факторы учтены в разработанной методике.

На основании статистических данных лаборатории ГМиСО ЛИВТа (без учета приработочных отказов)был определен теоретический закон распределения ресурса по износу открытой зубчатой передачи механизма поворота крана Альбатрос 10-32.Рассмотрено 32 крана в 6 портах.С помощью критерия Пирсона доказано что с вероятностью р=0.95 гипотезу о распределении ресурса по износу по нормальному закону можно считать не противоречащей опытным данным.

С учетом созданной методики была разработана программа расчета на ЭВМ гамма-процентного ресурса открытой зубчатой передачи при известных параметрах закона распределения.

Помимо открытой зубчатой передачи,элементами лимитирующими надежность механической части механизма поворота являютсягвалы,

зубчатые колеса.подшипники.При расчете надежности в качестве исходных данных использованы параметры законов распределения нагрузок,предварительно определенные одним из способов .рассмотренных

во второй главе.

Задача вычисления гамма-процентного ресурса основных деталей редуктора механизма поворота решена графо-аналитическим методом. В его основе лежит зависимость для определения вероятности безотказной работы по условию циклической прочности:

и.

где Оэ -эквивалентная амплитуда напряжений в цикле нагружения: <Г<о_|£> -средний предел выносливости рассчитываемой детали; -коэффициент вариации предела выносливости.

Для определения РцС ) и гамма-процентного ресурса построены графики при различных значениях

Анализ полученных графиков показал,что в области высокой надежности важно как можно точнее определять \F-\k , так как его влияние в интервале 0.7 Рц(^ )< 1.0 велико.

Если ресурс назначен (например Нр количество циклов нагружения за срок службы крана) последовательность расчетов не меняется а найденное по графику значение РцС t ) является вероятностью обеспечения назначенного ресурса N у .Обычно для определения необходимо выполнить 3...5 итераций.

Таким образом осуществляется расчет показателей надежности из условия обеспечения циклической прочности.

Расчет надежности по условии статической прочности производится с учетом разброса эксплуатационых нагрузок и несущей способности деталей.Сопоставление этих распределений позволяет определить

методами теории случайных выбросов вероятность пересечения случайных процессов нагружения со случайным уровнем несущей способности рассчитываемой детали.При этом учитываются помимо случайного распределения нагрузок случайные распределения параметров,определяющих прочностные характеристики рассчитываемых деталей.

Для валов плотности распределения нормальных и касательных напряжений определяются по формулам:

х/Га г \ 2а ЬМЧ) I

где \л/П|^/0-соответственно полярный и осевой моменты сопротивления расчетного сечения вала; Зм^-среднее квадратическое отклонение (СКО) крутящего момента;

й -коэффициент,учитывающий переход от крутящего к изгибающему моменту.

Для прямозубых цилиндрических колес(К^ =1,Ку^=1) при условии учета внешних динамических нагрузок(КА=1,К^=1) получены зависимости для определения напряжений в зубьях.

В этом случае плотность распределения напряжений изгиба в зубьях колес находится по формуле:

(брн им^м-ммч»,

о о

где

мга

-сложные функции. Так например:

(1+м5-<к_щ>)

■-1-*

Дм1)

б*

4-

£

Здесь < КпЛ ^Кга.) S ) -математические ожидания(МО) и СКО МЧНГ/ л^р'.^.-Кр* к и

' коэффициентов г4^ г^ ; X -коэффициент корреляции ^и Кяр; С Р» , 3), В -детерминированные коэффициенты.функционально связывающие соответствующие значения Кру Крв с Икр ;

■Р -показатель степени. Проведенный анализ полученных зависимостей показал,что с достаточной для практических целей точностью при расчете эквивалентных напряжений в зубьях колес можно использовать средние значения

коэффициентов.При этом погрешность в определении <5

б

ЭКЬ Н

не превышает +-12...15%.

Величина ГчКр в этом случае должна определяться на основании экспериментальных данных или по результатам имитационного моделирования.

В особо ответственных случаях плотности распределения |||(бр) ^((оц) рекомендуется определять по приведенным в диссертационной работе зависимостям.При этом возможно численное интегрирование на ЭВМ по специальной программе.

Четвертая глава содержит методику расчета надежности механизма поворота.

Приведены зависимости для вычисления показателей надежности

механизма в целям.Для определения надежности редуктора механизма поворота разработан метод приведенных схем.В схемах все однотипные элементы выстраиваются в ряд,в котором действует один случайный процесс нагружения.Напряжения в расчетных сечения элементов-аналогов определяются по зависимостям,учитывающим факт приведения из условия равенства напряжений.

Эквивалентные напряжения в I -м приведенном элементе вычисляются по формуле:

При расчете надежности вала по условию циклической прочности при совместном действии изгибающего и крутящего моментов:

При расчете зуба колеса на циклическую прочность при изгибе коэффициент приведения:

где

С1 -диаметр вала в расчетном сечении; ^ ^-коэффициенты эквивалентности,зависящие от цисла циклов нагружения и показателя степени кривой усталости; Аг. -коэффициент перехода от крутящего к изгибающему моменту.

урь уруг.

Здесь ^Кч,вц.Шч -геометрические параметры расчетного зубчатого колеса;

^УвУр Хе -коэффициенты,рассчитываемые для зубчатого колеса с учетом действия крутящего момента на валу приведения.

Соответствующие зависимости для получены для расчетов на статическую прочность.

Долговечность подшипника определяется по формуле:

1 \<*6

цсг (мэ1ц) ^ .

где о^-б -показатель степени,определяемый типом подшипника;

В[. -коэффициент приведения,зависящий от величины динамической грузоподъемности подшипника,от частоты вращения,коэффициентов радиальной и осевой нагрузки,коэф-фициена,учитывающего заданную вероятность безотказной работы,коэффициентов эквивалентности и т.д.

Максимальные напряжения элементов механизма вычисляется по формуле,аналогичной (1),в которой вместо Ыэ1 используются характеристики (НО.СКО) распределения текущего значения ординат крутящего момента.

С помощью приведенных, схем составлена методика расчета надежности механизма поворота.Она представляет собой алгоритм вычисления соответствующих показателей надежности и рекомендуется к использованию на стадии технического проектирования новых кранов, или при определении уровня надежности механизмов поворота эксплуатируемых кранов.Эта методика позволяет учесть (явным образом) связь элементов по нагруженности и упрощает процедуру расчета

нагрузок.

Последовательность расчета по данной методике:

Сформируется приведенная схема механизма.

2.Вычисляются показатели надежности элементов.

3.Рассчитываются показатели надежности механизма .

Разработанный метод приведенных схем может быть также применен при расчете комплексной надежности детали с учетом нескольких видов деформаций.

Для определения вероятности безотказной работы и гамма-процент ного ресурса деталей в предложенной методике использован разработанный графо-аналитический метод.

Был проведен корреляционный анализ величин,определяющих значение числа нагружений,играющих важную роль при расчетах циклической прочности.Он показал,что при определенных условиях можно не учитывать корреляционную связь между величинами времени цикла и продолж тельностью включения механизма поворота;годовой производительность и весом одного подъема груза.

Проверка адекватности разработанных методик проводилась путем сопоставления статистических данных о ресурсах деталей механизмов кранов КПП 16-30 и Альбатрос 10-32 с расчетными значениями.Расчеты показали совпадение статистических данных с прогнозируемым ресурсом в пределах 30...40%,что позволяет сделать вывод об адекватности методики расчета показателей надежности.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате теоретических и экспериментальных исследований выполненных в диссертационной работе:

1.Сформирована имитационная модель многоприводного механизма

поворота портального перегрузочного крана.позволяющая реализовать как полный рабочий цикл механизма,так и репрезентативное множество циклов.В модель входит расчетная схема,система дифференциальных уравнений движения,алгоритм управления,пакет программ для ЭВМ.

При варьировании исходных данных (тормозные моменты,время включения каждого тормоза,приведенные коэффициенты жесткости механизма, время разгона по ступеням каждого двигателя и т. д.)возмояна оценка неравномерности нагружения эквивалентными моментами каждого из механизмов.

При сопоставлении данных натурного и вычислительного экспериментов установлено.что наибольшее расхождение величин эквивалентных крутящих моментов не превышает V}'/..Таким образом.подтверждена адекватность имитационной модели.

2.В результате натурных тензометрических испытаний,проведенных с участием и по программе автора,подтверждена значительная неравномерность нагружения двухприводного механизма поворота эквивалентными крутящими моментами.Средний коэффициент неравномерности равен 2.0.

3.Составлена методика расчета на износ открытой зубчатой передачи механизма поворота,позволяющая определить ее средний и гамма--процентиый ресурсы.Учтены особенности работы зубчатого венца многоприводного механизма поворота в зависимости от компоновки механизма.Адекватность методики доказана сопоставлением расчетных и экспериментальных данных.Погрешность составила 30...402.

4.Предложен перечень основных показателей надежности механизма поворота.К ним относятся средний и гамма-процентный ресурсы,коэффициент готовности.Вероятность безотказной работы используется для определения гамма-процентного ресурса с помощью графо-аналитическо-го метода.

3.Разработанаинженерная методика расчета перечислениях показателей надежности механизма.позволявшая определить эти величины как для эксплуатируемых,так и для проектируемых кранов.

6.Методами теории функций случайных аргументов получены уточненные зависимости для определения плотностей распределения дейс-вующих напряжений в валах и зубьях колес механизма поворота,позволяющие определять наиболее точные значения показателей надежности при расчете ответственных деталей.

7.Для определения вероятности безотказной работы и гамма-процентного ресурса элементов механизма поворота разработан графо--аналитический метод,упрощающий решение этой задачи по сравнению

с известными методами.Он позволяет отказаться от недостаточно устойчивого распределения долговечностей деталей.

Составлены графики,рекомендуемые к практическому применению.

8.Создан метод приведенных схем,с помощью которого доказана возможность учета связи по нагрузкам.При использовании этого метода достаточно знать нагрузку только на валу приведения и прочностные параметры элементов.

9.Сравнительный анализ конструктивных особенностей механизмов поворота эксплуатируемых портальных перегрузочных кранов показал их влияние на надежность.Разработаны рекомендации по выбору рациональной (с точки зрения надежности) компоновки механизма.

На основании статистических данных об отказах деталей выявлены элементы,лимитирующие надежность механизмов поворота кранов.

10.Выбран на основании анализа и сравнения трех известных методов оценки коэффициента готовности наиболее точный.

11.Внедрение предложенных методов расчета позволяет получить определенный экономический эффект за счет сокращения расходов, вызванных необходимостью ремонта механизма поворота.Ио результа-

там этих расчетов заводом ПТО им.С.М.Кирова было выполнено усиление некоторых элементов механизма поворота проектируемого крана.

Основные положения диссертации опубликованы в работах:

1.Барсукова И.К. Конструктивные особенности механизмов поворота портальных кранов и их влияние на надежность механизма.В кн. Эксплуатация портов,водных путей и сооружений.Сб.научн.тр.ЛИВТа. -Л..1930.-с.8-16.

2.Барсукова И.К. Оценка ресурса открытых зубчатых передач механизма поворота перегрузочного портального крана//Энергетика и управление на водном транспорте:СБ.научн.тр.ЛИВТа.-Л.,1989. -с.104-111.

3.Барсукова И.К. Расчет надежности механизмов поворота портальных перегрузочных кранов//Л.:ЛИВТ,1992.-7с.(Деп. в ЦБНТИ Министерства транспорта РФ 07.12.92,N 300-РФ).

Отпечатано на ротапринте ЛЮТА

зак. icQ тир. iUU .

Бесплатно.