f₁= n_пр?A; f₂= n_пр?S_тр ; f₃= n_пр?m_тр; f₄= n_пр?m_м;

f₅= n_пр?m_т; f₆= m_б; f₇= m_к; f₈= n_p? m_р; f₉= - з, (13)

которые необходимо минимизировать на области возможных решений задачи Х.

Применение к полученной области возможных решений принципа Эджворта-Парето позволит сузить область Х до области парето-оптимальных решений Р_f(Х). Для дальнейшего сужения области парето-оптимальных решений до области принимаемых решений Sel(X) формируется идеальный вектор U, состоящий из минимальных значений полученных при решении задачи критериев оптимальности:

U= (f _1min, f _2min, …, f _9min). (14)

Для каждого решения x_j Р_f(Х) X рассчитывается метрика с(x_j), представляющая собой неотрицательное число, определяющее расстояние критериального вектора f (x_j) от идеального вектора U. Величина метрики для каждого решения x_j рассчитывается:

. (15)

Оптимальным является решение, расположенное как можно ближе к множеству идеальных оценок U, т.е. решение, имеющее наименьшую метрику.

При оптимальном проектировании механизма передвижения тележки прежде всего учитывается ее тип. Для консольных тележек, получивших распространение для однобалочных кранов, алгоритм выбора оптимальных параметров аналогичен выбору элементов привода механизма передвижения крана. Различие только в дополнительном проектировании поддерживающих колес от опрокидывания рамы тележки. Чаще всего они выбираются в виде конических колес, удерживающих раму тележки от опрокидывания за верхний пояс двутавра, устанавливаемого над стенкой главной балки с противоположной стороны опорного рельса.

При проектировании центрального привода передвижения тележки в алгоритме аналогичного привода механизма передвижения крана обнуляются критерии оптимальности f₆ и f₈.

Для формирования области возможных решений задачи оптимального проектирования механизма передвижения осуществляется перебор вариантов при дискретно изменяемых значениях оптимизируемых параметров. Для организации автоматизированного расчета были созданы базы данных, включающие в себя основные характеристики элементов привода. Основной цикл алгоритма построен на дискретном изменении диаметра ходового колеса D на интервале [D_min; D_max], при этом для каждого значения D выполняется подбор комплектующих и расчет привода по каждому варианту компоновки.

Каждому типу схем компоновки механизма передвижения, в зависимости от выбора типа привода, схемы электропривода и типа трансмиссии, присваивается номер варианта ns, представляющий собой переменную с четырьмя индексами: ns = ns(р, j, k, r). Значение переменной р определяет тип привода: центральный, раздельный, раздельных с формированием ходовых узлов. Значение переменной j предопределяет автоматизированное обращение к массиву двигателей; значение переменной k управляет обращение к массивам управляющих устройств; значение переменной r управляет обращением к серийно выпускаемым редукторам и, при необходимости, проектированию открытой зубчатой передачи или обращение к процедуре проектирования нового редуктора из условия оптимальности.

Алгоритм оптимального проектирование механизмов передвижения имеет ряд особенностей. Проектирование проводится для одной опоры из условия наибольшего давления на опору для случая, когда одна из грузовых тележек находится с номинальным грузом над этой опорой или на минимально возможном расстоянии от опоры. При этом учтена возможность выхода тележки на консоль (для козловых кранов) и возможность применения двух тележек, что необходимо учитывать при расчете нагрузки на опору. Расчет элементов приводов производится согласно существующим методикам.

Оптимизация балансирной подвески колес производится в подпрограмме на основе модификации метода Хука-Дживса по критерию металлоемкости. Рассматривается наиболее распространенная коробчатая конструкция балансиров. Переменной координатой при проведении исследований является высота балансира, назначаемая дискретно с заданным приращением ДX, так как основная нагрузка на балансиры действует в вертикальной плоскости, поэтому ширину балансиров можно задавать по условиям компоновки. Толщина стенки назначается не менее 5 мм по условиям сварки.

Для того чтобы можно было использовать метод Хука-Дживса для решения задач с ограничениями, толщины поясов определяются методом перебора в отдельной процедуре, с учетом ограничений по условиям прочности, жесткости, устойчивости сжатых элементов сечения.

При определении нагрузки балансиров принимается, что усилие, действующее на опору, равномерно распределяется между тележками опоры. Нагрузка каждого балансира складывается из части нагрузки вышерасположенного балансира и давления ветра. Силой ветра можно пренебречь ввиду его малости, т.к. максимум нагрузки имеет место при рабочем состоянии крана. Распределение нагрузки между балансирами зависит от числа колес, на которые опирается нижерасположенный балансир.

Расчет исходных нагрузок и размеров балансиров при различном числе ходовых колес производится автоматизировано. Нумерация балансиров производится с верхнего балансира, расположенного под опорой. Схема распределения нагрузок на балансиры и размеры балансиров для различных схем расположения колес опор крана приведены на рис. 5.1. Для крановых тележек, перемещающихся по двухбалочным мостам, схема приложения нагрузки и размеры тележки приведены на рис. 5.1 д, ж, и.

Переменной координатой при проведении исследований является высота балансира X₁, задаваемая дискретно с заданным приращением ДX. Толщина стенки балансира д_с принимается минимальной (рис. 5.2) из расчетов по эквивалентным напряжениям при заданном коэффициенте запаса прочности (рис. 5.3) с учетом условий сварки. Высота балансира выбирается по минимуму металлоемкости m_б балансира, согласно модификации метода Хука-Дживса:

Х₁+ДX, если m_б ⁽ⁱ⁺¹⁾< m_б ⁱ,

X₁ =

Х₁, если m_б ⁽ⁱ⁺¹⁾? m_б ⁱ.

По методу Хука-Дживса движение к минимуму осуществляется с переменным шагом, уменьшающимся по мере приближения к минимуму целевой функции. Окончание исследования происходит при достижении минимального значения шага е, назначаемого из условия получения необходимой точности решения.

Шаг движения к минимуму целевой функции Д X корректируется согласно условию:

ДX, если m_б ⁽ⁱ⁺¹⁾< m_б ⁱ,

ДX = -ДX/2, если m_б ⁽ⁱ⁺¹⁾> m_б ⁱ,

0, если | ДX|<е.

Рис. 5.1. Схема распределения нагрузки, действующей на балансиры

Рис. 5.2. Зависимость металлоемкости верхнего балансира механизма передвижения крана К2Ч180/50 от высоты балансира и толщины стенки

Рис. 5.3. Зависимость коэффициента запаса прочности по эквивалентным напряжениям верхнего балансира механизма передвижения крана К2Ч180/50 от высоты балансира и толщины стенки

В шестой главе предложена методика инженерного расчета оптимального проектирования механизмов подъема груза и механизмов передвижения кранов и крановых тележек, а также представлены результаты вычислительных экспериментов в разработанной программной среде автоматизированного проектирования, построенной на основе предлагаемого теоретического подхода.

В методике реализуется метод многокритериальной оптимизации, предложенный автором. Расчет основан на принципе Парето и впервые доведен до уровня инженерного расчета для механизмов кранов пролетного типа.

Указанный расчет начинается с анализа технического задания, из которого для заданного типа крана и его назначения выбираются все основные исходные данные для проектирования: группа режимов работы крана и механизма, грузоподъемность и скорость рабочих движений, конструктивное исполнение металлоконструкции и ее масса, конструкция грузовой тележки и их количество. В зависимости от назначения крана определяется потребность в проектировании многоскоростного привода. согласно классу ответственности крана назначается степень защиты от отказов элементов привода, заключающаяся в количественной и качественной комплектации механизмов наиболее надежными с точки зрения отказов элементами: двигателями, тормозами, приборами безопасности. Так для кранов атомной энергетики требуется по концепции безопасности не менее трехкратной степени защиты.

Поскольку по предложенной методике многокритериальной оптимизации необходимо создать область возможных решений по типам двигателей и систем управления, типам редукторов, барабанов, тормозов, муфт, канатов, в работе предложены методики и алгоритмы автоматизированного расчета всех вариантов, для чего разработаны базы данных вышеперечисленных элементов, которые, однако, могут дополняться при необходимости новыми решениями.

Для оптимального проектирования механизма подъема груза разработан алгоритм, структурная схема которого представлена на рис.6. Оптимальное проектирование механизма выполняется в три этапа. На первом этапе формируется область возможных решений задачи: для каждого значения кратности на интервале от 1 до 24 рассчитываются все возможные схемы комплектации механизма подъема по типам двигателей, передаточных механизмов, управляющих устройств, муфт, тормозов. Для механизмов режима нагружения 1М-3М предусмотрена возможность перехода к схемам с открытой зубчатой передачей согласно условию (9). По критерию минимума металлоемкости для каждой схемы рассчитаются оптимальные параметры барабана. Для каждого возможного решения определяются составляющие векторного критерия оценки качества решения (2). На втором этапе по значениям векторного критерия согласно условию (3) формируется область парето-оптимальных решений. На третьем этапе формируется идеальный вектор (4) и для каждого парето-оптимального решения по формуле (5) рассчитывается метрика, по минимальному значению метрики определяется оптимальное решение задачи. При близких значениях метрики (Дс = 0,001) окончательное решение принимает конструктор.

Рис. 6. Схема алгоритма оптимального проектирования механизма подъема груза

Алгоритм включает в себя основную программу, которая является управляющей и подпрограммы: CRAT подбора диаметра каната и определения кратности полиспаста, DVIG, MUV, TOR, PODV - выбора двигателя, муфт, тормозов, подвески, для чего составлены соответствующие базы данных; RED, ZUB, INV - выбора редуктора, расчета и определения угла зацепления открытой зубчатой передачи; BAR - проектирования барабана с минимальной массой, для чего разработаны подпрограмма GB - определения силы веса барабана, DBAR - исследования влияния диаметра барабана на его металлоемкость; NAPR - определения эквивалентного напряжения в стенке барабана с учетом напряжений сжатия, изгиба и кручения; подпрограммы VAL, OS, POP - расчета валов, осей, подшипниковых опор барабана; RDPN - проверки выбранного двигателя по условиям пуска и нагрева; UPR - выбора управляющего устройства электропривода; MATPAR - формирования области парето-оптимальных решений и выбора оптимального решения на основе сужения данной области.

По предложенной выше методике выполнен проект модернизации механизма главного подъема полярного крана КМ 320/160/ 2Ч70 Балаковской АЭС. Механическая часть существующей схемы механизма главного подъема (рис.7 а) представляет собой два электродвигателя постоянного тока мощностью 40 кВт М1 и М2, которые через редуктор передают вращение на барабан. Редуктор состоит из дифференциальной части, включающей колеса z₁, z₂, z₃ и водило Н, и тихоходной части, представляющей собой трехступенчатую косозубую передачу, включающую колеса z₄, z₅, z_5', z₆, z_6', z₇. Передача вращения от двигателя М2 осуществляется через рядовую зубчатую передачу, состоящую из колес z₈, z₉, z₁₀, числа зубьев которой подобраны таким образом, чтобы двигатель М2 обеспечивал подъем номинального груза с заданной скоростью в случае отказа двигателя М1. Для регулирования скорости подъема в диапазоне от 0,1 до 1 м/мин в качестве управляющих устройств применяются тиристорные преобразователи постоянного тока. Применяется полиспаст с кратностью i = 10.

Существующая схема механизма главного подъема имеет ряд недостатков. Не выполняется концепция промышленной безопасности работы АЭС, согласно которой должна выполняться тройная защита при отказе любого механизма. Мощности применяемых двигателей не обеспечивают возможность подъема номинального груза 320 т при работе одного двигателя, для подъема номинального груза используется одновременная работа двух двигателей, что также противоречит концепции промышленной безопасности работы АЭС. Применяемая в существующей схеме тихоходная зубчатая передача, вес которой составляет 9750 кг, а габаритные размеры 3100Ч1150Ч1700 мм, вызывает сложности при компоновке и с учетом предлагаемых в работе методик может быть существенно реконструирована в сторону снижения габаритов и массы.

Рис. 7

Рассматриваемый механизм имеет следующие характеристики: грузоподъемность 320 т, высота подъема 45 м, номинальная скорость подъема 1 м/мин, посадочная скорость 0,1 м/мин, группа режима работы 4М.

Для обеспечения концепции промышленной безопасности работы АЭС предложено включить в схему третий двигатель М3 малой мощности, подключенный по схеме с микроприводом (рис. 7 б), что позволит обеспечить при незначительных затратах дополнительную защиту при отказе двигателей М1 и М2. Мощность двигателей М1 и М2 должна обеспечивать возможность работы механизма с номинальным грузом при работе каждого из двигателей.

При формировании области возможных решений Х задачи оптимального проектирования рассматривались варианты компоновки механизма при различных значениях кратности полиспаста на интервале [i_min, i_max]. В качестве минимального значения было принято значение кратности, при котором можно было подобрать канат. Рассматривался канат стальной двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6Ч36 (1+7+7/7+14)+1 о.с. (ГОСТ 7668-80). Применительно к решению данной задачи i_min= 8. Максимальное значение кратности i_max = 13 ограничено заданными конструктивно предельными значениями диаметра и длины барабана: D_Бmax= 2500 мм, L_Бmax= 6800 мм.

При неизменной дифференциальной части редуктора, для каждого значения кратности рассматривались следующие схемы компоновки тихоходной части: компоновка по схеме базового варианта; трехступенчатая передача, составленная из трех передач типа 2k-h однорядных (рис. 7 б) - А+А+А, согласно принятой классификации; двухступенчатая передача, составленной из двух передач типа 2k-h (рис. 7 в) - С+А; передача типа 3k (рис. 7 г). Параметры зубчатых передач определялись в отдельной подпрограмме из исследования на оптимальность. Для каждого значения кратности полиспаста определялись оптимальные параметры барабана по предложенной модификации метода покоординатного спуска Хука-Дживса для решения задач с ограничениями из условия минимума металлоемкости, при решении были приняты: первоначальное значение шага изменения диаметра барабана Д D_Б = 100 мм, минимальное значение шага е = 10 мм.

Путем удаления неулучшаемых решений на области возможных решений Х была сформирована область парето-оптимальных решений задачи Р_f(X), состоящая из 10 решений. Основные параметры данных решений приведены в таблице 3: i - кратность полиспаста; А - экономическая оценка; D_Б - диаметр барабана; m_Б - масса барабана; m_к - масса канатов; тип передачи тихоходной ступени редуктора; з_тс, m_тс, L_тс - коэффициент полезного действия, масса и длина тихоходной ступени редуктора; с - значение метрики. В первой строке таблицы 3 приведены параметры базового варианта.

Таблица 3 Основные параметры парето-оптимальных решений при проектировании механизма подъема

В качестве оптимального принят шестой вариант решения, выполненный по схеме рис. 7 в, т.к. он имеет минимальное значение метрики, т.е. расположен ближе всех остальных решений к идеальному вектору в многокритериальном пространстве. При этом получено: снижение металлоемкости барабана на 13 %; металлоемкости и габаритных размеров тихоходной ступени зубчатой передачи соответственно на 26% и 58 %. Результаты расчетов приведены в приложении 5 диссертации.

Структурная схема алгоритма оптимального проектирования механизмов передвижения кранов и крановых тележек представлена на рис. 7. Формирование области возможных решений задачи выполняется на первом этапе при дискретном изменении диаметра ходового колеса: при проектировании механизма передвижения крана от 250 мм до 1000 мм; при проектировании механизма передвижения тележки от 250 мм до 500 мм. Для каждого значения диаметра колеса рассчитываются все возможные схемы компоновки механизмов по типу привода, типу электродвигателей, трансмиссий и систем управления. Формирование области парето-оптимальных решений выполняется на втором этапе в зависимости от значений составляющих векторного критерия (13) по условию (3). Из минимальных значений критериев оптимальности на третьем этапе формируется идеальный вектор (14) и рассчитывается метрика (15) для каждого парето-оптимального решения, по минимальному значению которой определяется оптимальное решение задачи.

Для организации работы с программой оптимального проектирования механизмов передвижения кранов и крановых тележек в методике инженерного расчета даны рекомендации по выбору типа ходовых колес и рельсов из базы данных программы. Предложены возможности сокращения времени расчета за счет предварительного выбора схемы привода, исходя из технического задания на проектирование и типа крана.

Алгоритм построен по модульному принципу и включает в себя основную программу, которая является управляющей и подпрограммы: определения опорных давлений крана ROD (опорных давлений крановой тележки RODT); числа ходовых колес ZK; числа приводных колес в опоре и количество движителей привода ZKP; выбора двигателя DVIGP; управляющего устройства электропривода UPRР; выбор схемы и расчет трансмиссии выполняется в процедуре RED. Параметры открытой зубчатой передачи рассчитываются в процедуре ZUBР. Выбор оптимальной схемы и расчет вновь проектируемого редуктора выполняется в процедуре RPL. Параметры муфт и тормозов выбираются в подпрограммах MUV, TOR.

Оптимизация балансирной схемы по металлоемкости производится в процедуре BAL: в процедуре PB определяется нагрузка; в процедуре LBI длина балансиров; в процедуре MI изгибающий момент; в процедуре RGB подбирается сечение, определяется металлоемкость балансиров и проверяются условия прочности. Минимизация массы металлоконструкции производится модифицированным методом Хука-Дживса в процедуре DXP, где дискретно с заданным шагом определяется высота балансира и подбирается толщина поясов из условия прочности, которые проверяются в процедуре RGB. Исследования заканчиваются после прекращения убывания веса металлоконструкции балансиров и при заданном минимальном значении шага движения е.

Рис. 7. Схема алгоритма оптимального проектирования механизмов передвижения кранов и крановых тележек

По окончании выбора всех комплектующих механизма проводится проверка двигателя по условиям пуска в процедуре RDP и, при необходимости, пересчитываются параметры механизма.

По полученным значениям расчетных параметров на каждом шаге работы алгоритма в процедуре МАТРАRР формируется матрица парето-оптимальных решений, идеальный вектор, рассчитываются метрики и выбирается оптимальное решение задачи.

В соответствии с предложенной методикой был выполнен проект модернизации механизма передвижения козлового крана К2Ч180/50 Саратовской ГЭС, схема которого представлена. Кинематическая схема существующего механизма передвижения представлена на рис. 8. Рассматриваемый механизм имеет следующие характеристики: масса крана 1106880 кг; грузоподъемность основного механизма подъема 360 т, вспомогательного 50 т; скорость передвижения крана 33 м/мин; пролет крана 26 м.

Рис. 8

При формировании области возможных решений задачи оптимального проектирования рассматривались три варианта компоновки механизма передвижения при различных значениях диаметра ходового колеса на интервале от 500 до 1000 мм: с определением необходимого числа ходовых колес по условию сцепления; с приводом на каждое колесо с применением серийно выпускаемых редукторов; с приводом на каждое колесо с применением оригинальных планетарных редукторов типа 3k, параметры которых определялиcь отдельно из исследования на оптимальность. Для каждого значения диаметра ходового колеса определялись оптимальные параметры балансиров по критерию минимума металлоемкости по предложенной модификации метода Хука-Дживса. Путем удаления неулучшаемых решений на области возможных решений была сформирована область парето-оптимальных решений, а также идеальный вектор. Для каждого парето-оптимального решения была рассчитана метрика, согласно методике, предложенной автором. По минимальному значению метрики определено оптимальное решение задачи проектирования.

Минимальное значение метрики получила схема с раздельным приводом на каждое колесо рис. 9, с применением оригинальных планетарных редукторов, имеющая следующие характеристики: диаметр ходового колеса 800 мм, число колес в одной опоре - 6.

Рис. 9

По сравнению с базовым вариантом металлоемкость балансиров снизилась с 15,75 т до 8,647 т - на 45,1%; металлоемкость механизма передвижения в целом с 143,930 т до 70,307 т - на 51,1%. Снижение установленной мощности составило 4,5%: установленная мощность базового варианта равна 176 кВт - 8 двигателей по 22 кВт; оптимального варианта 168 кВт - 24 двигателя по 7 кВт. Результаты исследования приведены в приложении 6 диссертации.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

В диссертации решена крупная научная проблема, имеющая важное хозяйственное значение для развития прикладной теории оптимального и автоматизированного проектирования приводов грузоподъемных машин, а именно: разработан новый теоретический подход к оптимальному и автоматизированному проектированию механизмов кранов пролетного типа с применением метода многокритериальной оптимизации.

В ходе выполнения работы получены следующие результаты, имеющие как научное, так и практическое значение:

1. Для решения задач оптимального проектирования приводов механизмов кранов пролетного типа, когда критерии оптимизации имеют различную природу, и недостаток в одном показателе не может быть скомпенсирован за счет достоинств другого, наиболее применимым является метод многокритериальной оптимизации, построенный на принципе Эджворта-Парето. В качестве метода сужения области парето-оптимальных решений применительно к данному типу задач, с дискретно изменяемыми параметрами оптимизации, предложена разработанная модификация метода целевого программирования.

Определение оптимальных параметров металлоконструкций барабана механизма подъема, а также балансиров механизма передвижения кранов и крановых тележек по критерию минимума металлоемкости предложено проводить модифицированным методом Хука-Дживса для решения задач оптимизации с ограничениями: при оптимизации все ограничения выполнять в подпрограммах, а основную управляющую программу построить по методу Хука-Дживса. В алгоритм Хука-Дживса ввести модификацию, заключающуюся в том, чтобы вместо изменения всех параметров «по образцу», изменять один, соответствующий минимуму целевой функции.

2. Для применения метода Парето к проектированию механизмов подъема предложен методика формирования области возможных решений при дискретном изменении кратности полиспаста на заданном интервале с расчетом всех возможных вариантов компоновки привода для каждого значения кратности, с подбором всех элементов: двигателей, управляющих устройств, редукторов, тормозов, муфт в зависимости от назначения крана, механизма и групп режима работы. Для выделения множества Парето-оптимальных решений разработан векторный критерий оценки качества решения, включающий в качестве составляющих девять критериев оптимальности: экономическую оценку двигателя и управляющего устройства, стоимость и габаритный размер передаточного механизма, массы барабана, каната, крюковой подвески, муфт, тормозов и коэффициент полезного действия механизма. Предложена модификация метода целевого программирования для сужения области парето-оптимальных решений с обоснованием выбора идеального вектора в многокритериальном пространстве, аналитической зависимостью для расчета метрики, по минимальному значению которой выбирается оптимальное решение.

Область возможных решений при проектировании механизмов передвижения крана и крановой тележки формируется в зависимости от типа и диаметра ходового колеса: для разных типов привода, двигателей, управляющих устройств, муфт, тормозов, трансмиссий, балансирной подвески колес, с учетом назначения и групп режима работы. Множество парето-оптимальных решений строится на основе векторного критерия оценки качества решения, включающего: экономическую оценку двигателя и управляющего устройства, стоимость и массу трансмиссии, массы балансиров, колес, муфт, тормозов рельсов и коэффициент полезного действия механизма. Оптимальное решение выбирается, как и для механизма подъема, по минимальному значению метрики, для расчета которой предложена аналитическая зависимость.

3. На основании предложенных математических моделей и критериев оптимизации разработаны методика и алгоритмы оптимального проектирования механизмов. Составлены базы данных всех комплектующих механизмов. Управление работой алгоритма оптимального проектирования механизма подъема осуществляется с помощью трехиндексной управляющей переменной, соответствующей схеме компоновки, значение индексов которой предопределяют автоматизированное обращение к массивам: двигателей, управляющих устройств и редукторов. Управление алгоритмом оптимального проектирования механизмов передвижения кранов и крановых тележек производится четырехиндексной переменной, первый индекс которой выбирает схему привода, а значения остальных индексов предопределяют автоматизированное обращение к массивам: двигателей, управляющих устройств и редукторов.

4. Задача проектирования оригинального редуктора является многовариантной, поэтому для выбора оптимального решения предложено использовать метод Парето. Для формирования области возможных решений задачи разработана методика автоматизированного выбора схем соосных зубчатых передач на основе предложенного метода графического синтеза, позволяющего в зависимости от величины и знака передаточного отношения, а также качественных требований, предъявляемых к проектируемой передаче: равной контактной прочности, равной изгибной прочности, выбрать схему и определить параметры зубчатых колес. Составляющими векторного критерия оценки качества решения являются: масса и габаритный размер передачи, коэффициент перекрытия зубьев и коэффициент полезного действия. Для выбора оптимального решения получены аналитические соотношения построения идеального вектора и расчета метрики в соответствии с методом целевого программирования.

5. Разработан алгоритм оптимального проектирования соосных зубчатых передач, построенный по модульному принципу. Основной цикл алгоритма основан на дискретном изменении передаточного отношения с заданным шагом с точностью ± 2% от заданной величины.

6. В методике инженерного расчета изложен принцип организации многокритериальной оптимизации проектирования механизмов кранов пролетного типа на основе принципа Эджворта-Парето:

- на первом этапе формируется область возможных решений задачи: для механизмов подъема эта область включает все возможные решения для кратности полиспаста от 1 до 24 со всеми вариантами по двигателям, трансмиссиям, системам управления; для механизмов передвижения область возможных решений формируется в зависимости от типов и значений диаметров ходовых колес от 250 мм до 1000 мм со всеми вариантами по схемам привода, типам двигателей, трансмиссий и систем управления;

- на втором этапе путем исключения из области возможных решений не парето-оптимальных составляется область парето-оптимальных решений в соответствии с предложенными векторными критериями оценки качества решения;

- на третьем этапе выбирается оптимальное решение по минимальному значению метрики в соответствии с предложенной модификацией метода целевого программирования.

Если несколько решений получают близкие значения метрики, окончательное решение принимает конструктор, исходя из назначения и условий работы крана.

Предложенные теоретические основы доведены до конкретных систем проектирования механизмов кранов пролетного типа и апробированы применительно к реальной практике проектирования, годовой экономический эффект составил 1 млн. 680 тыс. рублей в год.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ

1. Чернова Н.М. К вопросу применения кватернионных матриц в задачах оптимизации тяжелых козловых кранов / Н.М. Чернова // Изв. ТулГУ. Подъемно-транспортные машины и оборудование. - Тула: ТулГУ, 2001. - Вып. 3. - С. 238-243.

2. Чернова Н. М. Применение метода оптимального проектирования планетарных зубчатых передач к расчету передаточного механизма ручных лебедок / Н.М. Чернова, В. А. Авдеев, А. П. Кобзев // Подъемно-транспортная техника. - Одесса, 2002.- № 3 - 4.- С. 116 - 124.

3. Чернова Н. М. Выбор математической модели и критерия оптимальности при проектировании планетарных зубчатых передач / Н.М. Чернова // Перспективы развития подъемно-транспортных, строительных и дорожных машин: Сб. тр. межд. науч.-техн. конф.- Балаково: БИТТУ СГТУ, 2002. - С. 58 - 62.

4. Чернова Н. М. Алгоритм оптимального проектирования планетарных зубчатых передач / Н.М. Чернова // Перспективы развития подъемно-транспортных, строительных и дорожных машин: Сб. тр. межд. науч.-техн. конф.- Балаково: БИТТУ СГТУ, 2002. - С. 62 - 65.

5. Чернова Н. М. Оптимальное проектирование крановых планетарных редукторов / Н.М. Чернова // Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин: Сб. тр. науч.-техн. конф.- Астрахань: Астрахан. гос. тех. ун-т, 2002.- С. 197 -199.

6. Чернова Н. М. К вопросу определения КПД планетарных зубчатых передач / Н.М. Чернова // Изв. ТулГУ. Подъемно-транспортные машины и оборудование. - Тула, 2004. - Вып. 5. - С. 65-71.

7. Чернова Н. М. Проектирование планетарных зубчатых передач по условию равнопрочности при заданных габаритных размерах передачи/ Н.М. Чернова // Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки.- Новочеркасск, 2005.- Спецвыпуск.- С. 78-81.

8. Чернова Н. М. Целевая функция оптимального проектирования планетарных зубчатых передач грузоподъемных машин / Н.М. Чернова // Изв. ТулГУ. Подъемно-транспортные машины и оборудование. - Тула, 2005. - Вып. 6- С. 101-104.

9. Чернова Н.М. Применение метода графического синтеза к проектированию планетарных зубчатых передач: Учеб. пособие / Н. М. Чернова, В.А. Авдеев. Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2005. 56 с.

10. Чернова Н.М. Исследование критериев оптимальности при проектировании планетарных зубчатых передач грузоподъемных машин/ Н.М. Чернова // Проблемы надежности и прочности строительных и машиностроительных конструкций. Межвузовский науч. сб.: Саратов: СГТУ. 2005.- С. 304-307.

11. Чернова Н. М. Метод графического синтеза соосных зубчатых передач / Н.М. Чернова // Изв. ТулГУ. Подъемно-транспортные машины и оборудование. - Тула, 2005 .- Вып. 6- С. 104-108.

12. Чернова Н.М. Классификация планетарных зубчатых передач на основе метода графического синтеза / Н.М. Чернова //Совершенствование конструкций и методов расчета строительных, дорожных машин и технологий производства работ. Межвузовский науч. сб. - Саратов: СГТУ, 2006. С. 120-126.

13. Чернова Н. М. Оптимальное проектирование планетарных зубчатых передач: Монография / Н.М. Чернова - Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2006. 184 с.

14. Чернова Н.М. Определение геометрических размеров планетарных зубчатых передач на основе метода графического синтеза / Н.М. Чернова // Совершенствование конструкций и методов расчета строительных, дорожных машин и технологий производства работ. Межвузовский науч. сб. - Саратов: СГТУ, 2006. С. 126-130.

15. Чернова Н. М. Исследование области существования планетарных зубчатых передач при условии равной контактной прочности / Н.М. Чернова, В.В. Чернышова // Изв. ТулГУ. Подъемно-транспортные машины и оборудование. - Тула, 2006.- С. 95-98.

16. Чернова Н. М. Синтез зубчатых передач типа 3k-h при оптимальном проектировании механизмов грузоподъемных машин/ Н.М. Чернова // Проблемы исследования и проектирования машин: Сб. тр. науч.-техн. конф.- Пенза: Пенз. Гос. ун-т, 2006.- С. 65-67.

17. Чернова Н. М. Проектирование планетарных зубчатых передач при условии равной изгибной прочности/ Н.М. Чернова // Изв. ТулГУ. Подъемно-транспортные машины и оборудование. - Тула, 2006.- С. 91-95.

18. Чернова Н.М. Автоматизированное проектирование планетарных зубчатых передач на основе метода графического синтеза / Н.М. Чернова// Современные информационные технологии строительной, машиностроительной, химической и энергетической промышленности: Сб. науч. тр., посв. 75-летию СГТУ- Саратов: СГТУ, 2006.- С. 146-151.

19. Чернова Н. М. Методика проектирования планетарных зубчатых передач грузоподъемных машин при условии равной изгибной прочности зубьев / Н.М. Чернова, В. А. Колокольцев // Дорожно-транспортный комплекс: состояние и перспективы развития: Сб. тр. межрегиональной науч.-практ. конф.- Чебоксары: Моск. авт.-дор. ин-т (гос. тех. ун-т) Волжский ф-л, 2007.- С. 41-45.

20. Чернова Н. М. Исследование геометрических параметров зубчатых передач типа 3k-h при оптимальном проектировании механизмов грузоподъемных машин / Н.М. Чернова // Математическое моделирование, оптимизация технических, экономических и социальных систем. Межвузовский науч. сб. : Саратов: СГТУ. 2007. - С. 220-226.

21. Чернова Н.М. Особенности оптимального проектирования механизмов подъема груза кранов пролетного типа/ Н.М. Чернова // Проблемы исследования и проектирования машин: Сб. тр. межднар. науч.-техн. конф.- Пенза: Пенз. Гос. ун-т, 2008.- С. 55-57.

22. Чернова Н.М. Двухуровневая задача оптимального проектирования механизмов подъема груза / Н.М. Чернова //Вестник СГТУ - Саратов: СГТУ. 2008.- № 4(36) - С. 50-52.

23. Чернова Н.М. Применение метода Парето к оптимальному проектированию планетарных зубчатых передач / Н.М. Чернова // Проблемы исследования и проектирования машин: Сб. тр. межднар. науч.-техн. конф.- Пенза: Пенз. Гос. ун-т, 2008.- С. 53-55.

24. Чернова Н.М. Анализ схем электропривода механизмов подъемно-транспортных машин с точки зрения оптимальности выбора / Н.М. Чернова //Энергосбережение в Саратовской области - Саратов, 2008.-№4(34).- С. 20-22.

25. Чернова Н.М. Автоматизация оптимального проектирования механизма подъема подъемно-транспортных машин/ Н.М. Чернова // Современные технологии в машиностроении: Сб. тр. межднар. науч.-техн. конф.- Пенза: Пенз. Гос. ун-т, 2008.- С.227-229.

26. Чернова Н.М. Выбор критериев и метода оптимального проектирования механизмов передвижения кранов/ Н.М. Чернова // Наука: 21 век. - Саратов, 2008.-№ 2.- С. 11-15.

27. Чернова Н.М. Оптимальное проектирование планетарных зубчатых передач на основе принципа Эджворта-Парето/ Н.М. Чернова // Информационные технологии в науке, образовании, технологии: Сб. тр. всероссийск. науч. конф.. - Якутск: Якутс. гос.ун-т, 2008. С. 93-95.

28. Чернова Н.М. Разработка метода оптимального проектирования механизма подъема подъемно-транспортных машин/ Н.М. Чернова // Современные технологии в машиностроении: Сб. тр. межднар. науч.-техн. конф.- Пенза: Пенз. Гос. ун-т, 2008.- С.229-231.

29. Чернова Н.М. Разработка целевой функции оптимального проектирования механизмов подъема груза по критерию первого уровня / Н.М. Чернова //Вестник СГТУ - Саратов: СГТУ. 2009.-№1(37).- С.71-74.

Размещено на Allbest.ru