Компьютерное моделирование и выбор рациональных параметров манипуляционной системы стреловидного исполнительного органа проходческого комбайна Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

related to the emergence and development of cavitation in liquid flow in channels with a local constriction. Bench base and research methodologies were described.

Key words: puncture HDD, cavitation, tapered nozzle, high pressure.

Получено 24.11.11

УДК 622.232.05:004

В.П. Сафронов, д-р техн. наук, проф., ((4872) 35-20-41) (Россия, Тула, ТулГУ)

В.В. Сафронов, канд. техн. наук, доц., ((4872) 35-20-41) (Россия, Тула, ТулГУ)

КОМПЬЮТЕРНОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ И ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ МАНИПУЛЯЦИОННОЙ СИСТЕМЫ СТРЕЛОВИДНОГО ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА ПРОХОДЧЕСКОГО КОМБАЙНА

Рассмотрено моделирование параметров манипулятора стреловидного проходческого комбайна. Предложена методика выбора рациональных параметров мани-пуляционной системы.

Ключевые слова: манипуляционная система; проходческий стреловидный комбайн; рациональные параметры манипулятора.

Начальный элемент механической системы исполнительного органа комбайна непосредственно связан с механическим породоразрушающим инструментом, например, коронкой. При воздействии резца коронки исполнительного органа на породу возникают реактивные усилия. Результирующее реактивное усилие, действующее на резец, состоит из трёх взаимно перпендикулярных составляющих (рис. 1):

- Z - усилие резания, действующее по касательной к траектории движения резца и в направлении, обратном их движению;

- Y - усилие подачи, действующее по нормали к траектории движения резца и в направлении от забоя, т.е. в направлении, обратном подачи;

- X - боковое усилие отпора, действующее на резец перпендикулярно к усилиям Z и Y, т.е. по бинормали к траектории их движения и в направлении от забоя.

Для расчёта сил резания и подачи инструмента на забой при разрушении пород острым резцом использованы формулы Л.И. Барона и Л.Б. Глатмана:

Z0 = pKkan (0,92 + 0,016p)(0,25 + 0,018th) ; (1)

Y 0 =Z0, (2)

где Z0, Y0 - силы резания и подачи на одном остром резце, Н; рк - контактная прочность пород, МПа; kaH - коэффициент, учитывающий влияние

угла резания; Ър - расчётная ширина режущей части резца, для круглых

2

И - толщина резания, мм; 1 - шаг резания, мм.

штыревых резцов следует принимать Ър = —; ё - диаметр державки, мм;

Рис. 1. Схема к определению сил резания и подачи

Значения сил резания и подачи на затуплённом резце определены по формулам:

7 = ^ + 0,25т, рк^ ; (3)

У = Уо + 0,25рк, (4)

где т р - коэффициент трения по задней грани резца; £з - проекция площадки затупления резца по задней грани на плоскость резания, мм2.

Контактная прочность карбонатных пород связана с их крепостью / (по М.М. Протодъяконову) зависимостью рк = 44 /1,5. Численные значения коэффициента каП :

ао 60 70 80 90 100

кП 0,62 0,74 0,86 1,0 1,2 Обозначим

кр = каП (0,92 + 0,01Ър), (5)

где кр - интегральный коэффициент, учитывающий геометрию резца. Для резцов ШБМ-2 значение коэффициента можно принимать равным 1,0, для резцов РКС-1 - 0,95, РКС-2 - 1,1, РПП - 1,3, РПП-1К (РКС-3) - 1,15.

Потребное значение крутящего момента на исполнительном органе в общем случае

к

М = X г Л, (6)

1=1

где к - число резцов, одновременно находящихся в контакте с породой; Л -радиус установки ¿-го резца относительно оси вращения исполнительного органа.

Если принять, что условия резания каждым резцом одинаковы = Zcp ), то

М = Zcp ^ . (7)

1=1

Для коронки исполнительного органа комбайна потребное значение крутящего момента можно записать следующим образом.

В

М = £Тр£0с, (8)

где т - число резцов в линии резания; р - общее число линий резания на коронке; Эср - средний диаметр коронки, м; кТр - коэффициент, учитывающий, сколько резцов одновременно находится в контакте с породой; к ос - коэффициент ослабления массива, определяеУБд его трещиновато-стью и слоистостью.

Значение Эср определяется по формуле

е

Вср = (9)

l

2

где Sk - площадь продольного сечения коронки, м ; l - длина коронки, м.

Максимальное значение коэффициента kTp при поперечном резе и сечении коронки Sk составляет 0,5. Максимальное значение коэффициента k ос при разрушении целика равно 1,0.

Потребное значение мощности приводного двигателя исполнительного органа комбайна:

N = , (10)

160j

где пИО - частота вращения исполнительного органа, с-1; М - потребное значение крутящего момента, Нм; r - КПД привода исполнительного органа.

Потребное значение усилия подачи на исполнительном органе:

- вдоль оси вращения коронки

Py = = kYcp; (11)

г=1

- перпендикулярно оси вращения коронки

Py = YCpтркпkoc , (12)

где kTn - коэффициент, учитывающий угол действия усилия подачи инструмента, ктптах = 0,39 .

Значение усилия резания при подаче исполнительного органа перпендикулярно оси вращения коронки определяется по формуле

Pz = Z cp тРктп koc . (13)

Выразив значение Pz через крутящий момент, получим

P = 2M. ^in (14)

z D k

Dcp kIp

В предельном случае, когда коронка при поперечном резе работает полным сечением,

kn = 0,39 = 0,78; P = 1:55m . (15)

kIp 0,5 z D

ip ' cp

В другом предельном случае, когда в разрушении породы участвует ограниченное число резцов,

^Ж = 1; P= IK . (16)

kIp z D K J

ip cp

Следует отметить, что Py/Pz = Y/Z т. е. для коронки в целом характерны те же соотношения между усилиями подачи и резания, что и для одного резца. При разрушении пород Py/Pz = 1,0...1,3 . Дальнейшие расчеты следует вести исходя из среднего значения этого отношения.

Расчетная длина коронки l = mpt 10-3 .

Обозначив E = mpnkDcp ,

где Е - интегральный показатель, учитывающий геометрические и кинематические параметры коронки.

Пусть h = 0,8; kT = 0,5; k = 1,0.

J I 5 5 Tp max 5 5 oc max 5

Тогда

N = n Zcmp—0,5-1+—Zm = Epk\k (0,25+0,018h) + 0,25|тД 1 (17) 160-0,8 cp 2 512 cp 512L pV ; з 1 v 7

Теоретическая производительность выемочного комбайна Qтеор определяется по формуле

p

2

Преобразовав эту формулу относительно t - h и подставив ее в предыдущую (17), получим

f г\ \

+ 0,25|p S3

бтеор = 0,06^ -hDcplm . (18)

N = Epk

512

kp

0,25 +190

E

(19)

Как видно из формулы (19), при заданном значении минутной производительности комбайна потребная мощность не зависит от площади поперечного сечения реза й (если максимальная толщина стружки не превышает предельной по выносу резца).

Главный двигатель проходческого комбайна выбирается на основании следующих соотношений:

М уСТ > М ;

ЛГТ>ЛГ ,

где Муст - устойчивый момент электродвигателя, Н-м; N7 - тепловая мощность двигателя при фактическом режиме его работы, кВт.

Под устойчивым моментом электродвигателя понимается среднее значение крутящего момента, который может развивать данный двигатель с заданной вероятностью работы без опрокидывания при данных конструкции исполнительного органа и горно-геологических условиях. Определение устойчивого момента на коронке исполнительного органа производится по формуле

М кк

муст=-—" у; . , (20)

где М^ - значение максимального (опрокидывающего) момента приводного электродвигателя, приведенное к валу коронки исполнительного органа комбайна; ку - коэффициент, учитывающий качество управления

комбайном; кн - коэффициент, учитывающий падение напряжения в сети; ан, ав - коэффициенты, учитывающие отношения низкочастотных и высокочастотных амплитуд к среднему значению нагрузки; кв - коэффициент выравнивания высокочастотной составляющей нагрузки.

Тепловая мощность двигателя при фактическом режиме его работы

*т=кпкКШ' (21)

где кн - коэффициент режима работы двигателя; 1Чн - номинальная мощность электродвигателя в длительном режиме его работы, кВт;

ПВ % - относительная продолжительность включения двигателя.

Выбор двигателей исполнительного органа выемочного комбайна производится из условия

Расчётные нагрузки и основные исходные параметры исполнительного органа комбайна приведены в табл. 1. Расчеты выполнены по приведенным выше формулам с рекомендуемыми значениями входящих в них коэффициентов.

Рациональность конструкции исполнительного органа комбайна состоит в способности выдерживать максимальные нагрузки при минимально возможной массе металла конструкции. Необходимо стремиться к максимальному повышению момента сопротивления на изгиб в горизонтальной и вертикальной плоскостях резания, а также сопротивления скручиванию при выемочно-погрузочных работах комбайна в добычном забое. При расчёте элементов стрелы необходимо определить их форму и прочностные размеры по заданной совокупности усилий в рассматриваемом сечении.

Таблица 1

Основные параметры исполнительного органа и расчётные нагрузки

Параметры

Тип рабочего органа Коронка

Диаметр исполнительного органа по резцам, м: максимальный; средний Длина коронки, м 0,8 0,5 0,6

Тип разрушающего инструмента РКС-2

Число резцов (в том числе на боковой грани коронок) 28 (17)

Коэффициент крепости породы 8

Контактная прочность породы, МПа 830

Необходимое усилие резания, кН: на один острый резец (предельно тупой); суммарное на исполнительный орган 11,4 (13,0) 81,1

Необходимое усилие подачи, кН: на один острый резец (предельно тупой); суммарное на исполнительный орган 11,4 (15,5) 89,3

Результирующая реакция породного массива, кН 120,7

При подборе поперечного сечения элемента по найденным величинам внутренних усилий необходимо, чтобы сечение конструктивного элемента могло воспринимать нагрузку без перенапряжений материала и чтобы расход материала был наименьшим.

При работе стрелы комбайна как в горизонтальной, так и в вертикальной плоскостях изгиб стрелы является основной причиной её возможного разрушения, и поэтому для решения этой задачи необходимо определить такое сечение элемента, которое при заданной площади имеет максимальный момент сопротивления.

Из теории балок известно, что момент инерции площади сечения относительно центральной оси определяется по формуле

Iy = Jx2dF , (22)

F

где интегрирование распространяется по всей площади поперечного сечения элемента.

Момент сопротивления профиля

W=VI x| (23)

где |x| - максимальное удаление волокон сечения от нейтральной оси

(параллельной оси оу).

Из формул (22) и (23)

x2

Wy = |x| f-^dF . (24)

y I Imax J |2 F x

max

Выражение (24) показывает, что при проектировании профиля необходимо, чтобы

I / |2 1

F / xmax ® 1

то есть чтобы весь или почти весь материал был расположен на расстоянии xmax от нейтральной оси сечения. Для идеального профиля

W =1Xmax * F • (25)

где F - полная площадь поперечного сечения.

Идеальным является профиль, состоящий из двух одинаковых пластин, расположенных на расстоянии 2 |x| друг от друга (рис.2). Пренебрегая толщиной пластин (полок), для такого профиля можно принять

Wy = Fh / 2 , (26)

где h - высота профиля.

Однако при изгибе элемента с таким идеальным профилем его полки будут гнуться независимо одна от другой и для обеспечения их совместной работы необходимо предусматривать одну или несколько соединяющих стенок профиля. Волокна стенок находятся от нейтральной оси на расстоянии меньшем, чем XI , так что материал стенок с точки зрения

1 ' I Imax ' 1 1

теории чистого изгиба используется нерационально и момент сопротивления реального профиля

Wy =hFh /2, (27)

где h < 1 - безразмерный коэффициент утилизации сечения.

[

У

X.

X—

0,5 F

]

У

X.

0,5 F

-J-

Рис. 2. Вид идеального поперечного сечения изгибаемого элемента

Наибольшее значение г соответствует коробчатому сечению, поэтому элементы стрелы рекомендуются коробчатого сечения.

Расчёт осевого момента инерции для коробчатого поперечного сечения (рис. 3) определяется по следующим формулам:

I =

bh - b1h13

и 1 y=

b3h - b13h1

(28)

12 у 12 где Ь - ширина профиля, м; И - высота профиля, м; Ь - ширина внутренней части профиля, м; И1 - высота внутренней части профиля, м.

Расчёт момента сопротивления поперечного сечения конструктивного элемента манипулятора, производится по следующим формулам

м. (29)

6/7 У 6Ъ ^ '

Жёсткость сечения на изгиб определяется по формуле

Сг=Е I , (30) где Е - модуль упругости; I - осевой момент инерции сечения.

2

ь,

/

X

Рис. 3. Расчётная схема для коробчатого поперечного сечения конструктивного элемента манипулятора исполнительного органа

комбайна

Значения 1х , \УХ , С1Х , С2Х и С3 (табл. 2) введены в программу расчёта кинематических и силовых факторов при резании породы в вертикальной плоскости, а I , , С1У , С2У и С3 - при резании в горизонтальной плоскости.

Таблица 2

Исходные данные для расчёта кинематических и силовых факторов

Ь, м Ьь м Ь, м Ьь м /х,м4 1у, м4 1¥х, м3 , м3 С 1С ' Иг' кНм2 С С 2У , кН

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

0,5 0,95 1,0 0,46 2,7-10"3 8,3-10"3 11 10"3 17,6-10"3 5,4-105 / 16,6-105 126 105

Результаты расчёта напряженно-деформированного состояния параметров стреловидного исполнительного органа комбайна при данном коробчатом поперечном сечении его звеньев, показал, что в случае вертикального резания имеют место максимальные радиальные перемещения (рис. 4) и соответствующий им максимальный изгибающей момент (рис.5),

особенно когда угол подъема исполнительного органа а- 0° и угол его поворота тоже равен нулю (/? = 0°).

Необходимо отметить (рис. 4), что радиальные перемещения уменьшаются при увеличении Т - расстояния крепления штока гидроцилиндра с 8,5 см (при Т = 1,2 м) до 3,9 см (при Т = 4,2 м). Изгибающий момент в этом положении стрелы имеет следующие значения: максимальное - 1200 кН-м (при Т = 1,2 м) и минимальное - 859 кН-м (при Т = 4,2 м).

Возникновение пластических шарниров в сечениях при результирующей нагрузке сил резания и усилия подачи на рабочем органе комбайна 120,7 кН не наблюдается, то есть максимальные напряжения, возникающие в каждом волокне сечений стрелы, не превышают предела текучести материала ог .

см

1 4 ^ч 13 16 19 22

—- 6 --5 Ч Г4 - 3

ч ---2 ч ч-1

Рис. 4. Радиальные перемещения сечений стрелы при а = 0°; (3 = 0° ;

1 - Т = 1,2 м; 2 -Г = 1,8 м; 3 - Т = 2,4 м; 4 -Т - 3,0 м; 5 - Т = 3,6 м;

6 - Т= 4,2 м

При а = 50° и (3 = 50° (угол подъёма исполнительного органа а обусловлен высотой добычного уступа, угол поворота р исполнительного органа обусловлен шириной выемочной полосы добычного уступа) исполнительный орган имеет минимальные радиальные перемещения (рис. 6) и соответственно минимальный изгибающей момент (рис. 7).

Рис. 5. Изгибающий момент в сечениях стрелы при а = 0°; /? = 0° : 1 - Т = 1,2 м; 2 -Г = 1,8 м; 3 - Т= 2,4 м; 4 - Т = 3,0 м; 5 - Т = 3,6 м;

6 - Т = 4,2 м

Были исследованы силовые и кинематические факторы при работе исполнительного органа комбайна в горизонтальной плоскости и получены следующие зависимости радиальных перемещений на конце исполнительного органа и изгибающих моментов в сечениях звеньев исполнительного органа при повороте его первого звена на угол у (рис. 8, 9).

см

1 --------

0,5

-1 ,5

Рис. 6. Радиальные перемещения сечений стрелы при а = 50°; /3 - 50°:

1 - Т= 1,2 м; 2 -Г = 1,8 м; 3 - Т= 2,4 м; 4 - Т = 3,0 м; 5 - Т = 3,6 м;

6 - Т = 4,2 м

М, кН м

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22

Рис. 7. Изгибающий момент в сечениях исполнительного органа стрелы при а = 50°; /? = 50° :1 -Т = 1,2 м; 2 -Т= 1,8 м; 3 - Т = 2,4 м; 4- Т = 3,0м; 5- Т = 3,6м; 6-Т=4,2м

Рис. 8. Радиальные перемещения на конце исполнительного органа при повороте его первого звена на угол у

Предельным состоянием манипуляционной системы исполнительного органа комбайна можно назвать такое ее состояние, при котором она перестаёт удовлетворять заданным эксплуатационным требованиям. Установлено две группы предельных состояний: по потере несущей способности и по непригодности к эксплуатации, осуществляемой в соответствии с

технологическими требованиями (в нашем случае радиальные перемещения на конце стрелы, не удовлетворяющие точности позиционирования рабочего органа комбайна).

М, кНм

100 о

-100 -200 -300 -400 -500 -600 -700 -800 -900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

1338

Рис. 9. Изгибающий момент в сечениях исполнительного органа при повороте его первого звена на угол у. 1 - у= 0; 2 - у= 10; 3 - у= 20;

4-у= 30

Расчёт по первой группе предельных состояний имеет целью не допустить разрушения конструкции. Расчёт по второй группе предельных состояний имеет целью не допустить чрезмерных деформаций.

Для металлических конструкций предельным состоянием сечения считается такое, при котором напряжения в каждом волокне сечения равны пределу текучести материала аТ. Это состояние называется пластическим шарниром. При чистом пластическом изгибе предельный изгибающий момент, соответствующий образованию пластического шарнира:

Мш - от Жти[, (Ошибка! Текст

указанного стиля в документе отсутствует.. 10) где Х^пд - пластический момент сопротивления сечения.

Расчётные параметры поперечных сечений идеализированного исполнительного органа приведены в табл. 3.

Исследование напряжённо-деформированного состояния исполнительного органа идеализированного сечения было произведено с помощью имитационного моделирования на ЭВМ.

Получены зависимости радиальных перемещений и изгибающих моментов в сечениях исполнительного органа при работе в вертикальной плоскости (рис. 10, рис. 11).

Таблица 3

Параметры сечений стрелы

№ Ь, м к, м (Сх / ) 105, (С х, с27 )-105, , мм 6 , мм т, кг

сеч. кН-м2 кН

1 2 3 4 5 6 7 8

1 0,6 0,2 0,42 / 2,76 64 251

2 0,5 0,28 0,79 / 2,2 64 251

3 0,42 0,35 1,16 / 1,7 64,6 253

4 0,36 0,42 1,6 / 1,4 66,8 262

5 0,33 0,47 1,9 / 1,24 69,4 272

6 0,3 0,52 2,4 / 1,1 72 282

7 0,28 0,49 1,9 / 0,88 67,4 253

8 0,27 0,47 1,8 / 0,77 64 242

9 0,26 0,45 1,5 / 0,7 62 227

10 0,25 0,42 1,3 / 0,6 58 212

11 0,24 0,39 1,0 / 0,5 54 197

12 0,23 0,36 0,8 / 0,42 50,4 182

13 0,22 0,33 0,63 / 0,35 46,6 164

14 0,21 0,29 0,44 / 0,28 42 153

15 0,2 0,27 0,35 / 0,23 39 138

16 0,19 0,24 0,3 / 0,2 35 127

17 0,18 0,22 0, 2 / 0,15 32 116

18 0,18 0,19 0,13 / 0,13 29,4 100

19 0,18 0,16 0,13 / 0,13 29,4 97

20 0,16 0,16 0,13 / 0,13 29,4 97

см

Рис. 10. Радиальные перемещения в сечениях идеализированного исполнительного органа при Т = 3,6 м

М, кНм

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22

100 о

П;

Рис. 11. Изгибающий момент в сечениях идеализированной стрелы

при Т = 3,6 м

Эпюра массы исполнительного органа с идеализированным поперечным сечением представлена на рис. 12.

т 10, кг

282

П;

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

Рис. 12 Распределение массы исполнительного органа по элементам

Было исследованы радиальные перемещения и изгибающие моменты в сечениях исполнительного органа при его работе в горизонтальной плоскости. При нагрузке 119,8 кН (рабочая нагрузка 120,6 кН) в сечении 1 образуется пластический шарнир. Максимальный изгибающий момент при этом составляет 1292,8 кН-м, а радиальные перемещения на конце исполнительного органа составляют 0,55 м.

Полученные радиальные перемещения конструкции исполнительного органа комбайна при работе в горизонтальной и вертикальной плоскостях не удовлетворяют по эксплуатационным характеристикам, а элементы исполнительного органа не выдерживают деформативных нагрузок, поэтому необходимо исследовать деформативные коэффициенты, при которых возникающие в исполнительном органе деформации не вызывают значительных радиальных его перемещений. При этом масса стрелы должна быть минимальной.

Расчётные параметры оптимальных поперечных сечений исполнительного органа приведены в табл. 4. Полученные радиальные перемещения сечений оптимизированного (по критерию жёсткости) исполнительного органа в вертикальной и горизонтальной плоскостях приведены соответственно на рис. 13 и рис. 14.

Таблица 4

Оптимальные параметры сечений исполнительного органа

№ сеч. Ь, м к, м (С1Х / СХТ)-105, кН-м2 (С2 х, С2Г)-105, кН Ъст, мм Ъп, мм т, кг

1 2 3 4 5 6 7 8

1 1,0 0,35 2,42 / 14,0 111 435

2 1,0 0,43 4,12 / 19,2 125 492

3 1,0 0,43 4,12 / 19,2 125 492

4 1,0 0,48 5,2 / 19,7 128 505

5 1,0 0,48 5,2 / 19,7 128 505

6 0,94 0,58 7,2 / 16,8 129 507

7 0,94 0,58 7,2 / 16,8 129 507

8 0,94 0,58 7,2 / 16,8 129 507

9 0,91 0,55 6,2 / 15,0 123 25 20 489

10 0,91 0,55 6,2 / 15,0 123 489

11 0,91 0,55 6,2 / 15,0 123 489

12 0,91 0,5 5,0 / 14,0 118 466

13 0,91 0,5 5,0 / 14,0 118 466

14 0,91 0,5 5,0 / 14,0 118 466

15 0,71 0,41 2,5 / 6,7 93 368

16 0,71 0,41 2,5 / 6,7 93 368

17 0,71 0,41 2,5 / 6,7 93 368

18 0,35 0,35 1,48 / 1,48 88 30 30 346

19 0,35 0,35 1,48 / 1,48 88 346

20 0,35 0,35 1,48 / 1,48 88 346

W, см 1 - 0.5 - П - 0,15 ^-—- П1

-0.5 -1 -1.5 -2 -2.5 -3 -3.5 -4 -4.5 -5

2 3 4 5 6 7 8 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22

2,4

4,3

Рис. 13. Радиальные перемещения сечений стрелы при Т= 3,6 м

W, см 1 0.5 0

-0.5 -1 -1.5 -2 -2.5 -3 -3.5 -4 -4.5 -5

Рис. 14. Радиальные перемещения сечений звеньев исполнительного

органа

Эпюра массы исполнительного органа с оптимизированным поперечным сечением приведена на рис.15.

П

m•10 , кг

n;

1 2 3 4 Б Б 7 8 9 1D 11 12 13 14 15 1Б 17 10 19 20

Рис. 15. Распределение массы оптимизированного исполнительного

органа по элементам

В результате решения задачи по оптимизации сечения манипулятора исполнительного органа выемочного комбайна удалось достичь снижения массы манипулятора с 4900,5 кг до 4627 (снижение массы на 6 %) при соблюдении условия жесткости и прочности стрелы.

Разработанная методика многовариантных исследований напряженно-деформированного состояния и перемещений всех звеньев манипу-ляционной системы исполнительного органа комбайна избирательного действия отличается от других методик тем, что при динамических расчетах не требуется составления и решения дифференциальных уравнений, так как для имитации движения используются уравнения метода начальных параметров, полученные с использованием гипотез механики стержневых систем и принципа Д'Аламбера, что позволяет путем дискретного расчета определять напряженно-деформированное состояние, перемещения и траекторию движения исполнительного органа в любых сечениях элементов манипуляционной системы в режиме реального времени.

V.P. Safronov, V.V. Safronov

COMPUTER MODELING AND CHOOSING RATIONAL PARAMETERS OF MANIPULATION SYSTEM FOR SAGITTATE TUNNELING MACHINE EFFECTOR

Modeling rational parameters of manipulation system for sagittate tunneling machine effector was considered. The method of choosing rational parameters for manipulation system was proposed.

Key words: manipulation system, sagittate tunneling machine, rational parameters of manipulator.

Получено 24.11.11