Сетевое издание

Современные проблемы науки и образования

ISSN 2070-7428

"Перечень" ВАК

ИФ РИНЦ = 1,006

Разработка алгоритма и методики выбора силовой схемы кабины с применением компьютерной автоматизации процесса дает возможность повысить эффективность процесса проектирования кабин. Методика проектирования безопасной кабины, подробно описанная в работе [4], включает в себя пять этапов. Выбор безопасной силовой схемы кабины предусмотрен на первом ее этапе. Он предполагает в качестве известного параметра только наличие мест расположения отдельных узлов. В качестве задачи ставится определение жесткостей элементов, размеров их сечений и распределение их по силовым элементам. Их соотношения выбираются таким образом, чтобы силовая схема удовлетворяла требованиям безопасности. Эта задача в общем виде сводится к перебору характеристик элементов силовой схемы, их изменению путем добавления некоторого дискретного значения. На первом этапе следует задать исходное распределение жесткостей [3]. На втором этапе оценивается безопасность силовой схемы кабины. Если требования безопасности удовлетворяются, то задача считается решенной, а если нет, то ведется перераспределение жесткостей путем перебора значений жесткостей отдельных элементов. Суть алгоритма перераспределения жесткостей заключается в следующем. Во-первых, выбирается шаг, с которым следует изменять жесткости отдельных элементов. В разработанной программе этот шаг равен 15% от текущего значения жесткости. По затратам времени это значение считается оптимальным для  приближенных расчетов. Во-вторых, при переборе вариантов возможных механизмов разрушения силовой схемы определяется тот, которому соответствует максимальное значение разрушающей нагрузки. На следующем шаге проводится оценка безопасности силовой схемы для нового распределения жесткостей. Таким образом, в ходе алгоритма выбора силовой схемы последовательно увеличиваются параметры жесткости тех элементов кабины, которые больше всего подвержены разрушению в ходе нагружения силовой схемы кабины.

Проектирование безопасной конструкции кабины предусматривает рассмотрение всех возможных вариантов в соответствии с требованиями существующих стандартов. Совокупность возможных вариантов нагружения кабин [1], которые следует учитывать при их проектировании, в обобщенном виде показана на рисунке 1. Здесь также показаны, для примера, пластические шарниры, образующиеся в элементах при действии на кабину нагрузки F5, соответствующей шведским требованиям. Более подробно рассмотрение возможных механизмов разрушения силовой схемы изложено в работе [5]. Основные параметры, которые необходимо задавать при расчете несущей способности силовой схемы по разрушающим нагрузкам, — это размеры и расположение ее силовых элементов. Также здесь дана нумерация узлов схемы кабины, условно принятая в расчете. Формат задания элементов имеет вид, показанный в таблице 1. Рассмотрено 15 вариантов возможных механизмов разрушения кабины, показанных на рисунке 2.

Для каждого механизма разрушения  проведен анализ и определено его соответствие виду нагружения. В таблице 2 плюсом отмечены те механизмы, которые возможны при соответствующей нагрузке.

Для однозначного определения положения пластических шарниров и удобства машинной обработки каждой схемы используется матричная форма записи в виде нулей и единиц, показанная в табл. 3.

Расчет и поиск разрушающей нагрузки проводятся для схемы дверного проема, показанной на рисунке 3 в двух состояниях: в исходном и конечном. В системе отсчета XОZ, показанной на рисунке 3, задаются координаты шести узлов дверного проема. Программой вычисляются координаты четырех из них, в которых образуются пластические шарниры, например в узлах 1, 2, 3 и 4. Разработанные алгоритм и программа позволяют определять координаты узлов механизмов разрушения силовой схемы в конечном положении. Для этого задаются углы наклона отрезка (1-2) между первыми шарнирами в исходном положении (α1), угол наклона отрезка между первыми шарнирами в конечном положении — α2. Координаты узлов 2 и 3 высчитываются исходя из значений углов α1 и α2.

Для определения координат узла 3’ в конечном положении используются определенные тригонометрические преобразования и схема, показанная на рисунке 4. Поиск сводится к решению уравнения по определению геометрии мест пересечений дуг окружностей с радиусами L23 и L34. Из двух полученных пар координат истинным местом расположения узла 3’ является его близость к исходному положению.

Поскольку рассматриваемая схема состоит из 6 узлов, а в расчете разрушающих нагрузок учитываются только 4 узла (как показано для механизма разрушения на рисунке 4), то для определения положений остальных узлов в конечном состоянии используются геометрические соотношения с несколькими системами отсчета, как показано на рисунке 5.

Первая система координат XOZ является глобальной (неподвижной). Вторая система координат Х1О1Z1 выбирается таким образом, чтобы ось Z1 проходила через узел второго пластического шарнира, как было принято на рисунке 5. Третья система координат X2O2Z2 связана с конечным деформированным положением данной конструкции. Ось Z2 должна проходить через узел 2’. Центры второй и третьей системы координат должны лежать в узле 1 (на рис. 5 они разнесены для удобства). Обозначения координат узлов в выбранных системах координат и выражения для определения координат известных узлов схемы кабины в начальном (индекс «b») и конечном (индекс «e») положениях, а также места приложения нагрузок к конструкции в начальном (Sb) и конечном положениях (Se) показаны в таблице 4.

Интерфейс программы (рис. 6) выбора безопасной силовой схемы кабины имеет три окна, в которых выбираются вариант схемы (пространственной или плоской) кабины и вид анализа: оценка безопасности существующей кабины или выбор параметров безопасной силовой схемы при проектировании новой кабины.

В качестве примера для определения параметров жесткостей кабины при выборе безопасной силовой схемы была рассмотрена характерная каркасная конструкция кабины, показанная на рисунке 7. Ее исходные данные задаются в виде относительного расположения силовых элементов и их габаритных размеров.

На первом этапе выбора безопасной силовой схемы кабины задаются одинаковые геометрические характеристики сечений для всех элементов стрежневой модели. После этого проводится оценка безопасности силовой схемы кабины, результаты которой для примера приведены в таблице 6.

Из таблицы 6 видно, что для отдельных видов нагружения (строки) у некоторых возможных механизмов разрушающие нагрузки получились меньше регламентированных значений, приведенных в правом столбце таблицы. Поэтому для них требования безопасности не удовлетворяются. Значения нагрузок в темных ячейках являются максимальными для данной силовой схемы кабины. Соответствующие им механизмы показаны на рисунке 8.

Значения разрушающих нагрузок, полученные на последнем шаге алгоритма выбора безопасной силовой схемы конструкции, после выполнения процедуры перераспределения жесткостей между элементами, показаны в таблице 7.

Минимальные значения нагрузок, указанных в таблице 7, соответствуют действительным разрушающим нагрузкам для кабины. Эти значения (табл. 7) выделены темным цветом. Они получились выше регламентируемых значений. Это говорит о том, что данную силовую схему с новыми значениями характеристик сечений элементов можно считать безопасной и использовать ее на следующих этапах проектирования [2].

Разработанный алгоритм расчета разрушающих нагрузок позволяет не только оценивать существующие силовые схемы кабин на безопасность, но и выбирать параметры жесткостей отдельных ее элементов для обеспечения безопасности силовой схемы. Это рационально проводить уже на начальном этапе проектирования, когда отсутствуют подробные геометрические модели и чертежи кабины, а известна только геометрия ее силовой схемы.

Рецензенты:

Шапкин В.А., д.т.н., профессор, профессор кафедры «Строительные и дорожные машины», ФГБОУ ВПО «Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева», г. Нижний Новгород.

Аникин А.А., д.т.н., генеральный директор, ЗАО «Завод Вездеходных Машин», г. Нижний Новгород.