99742

Шатунная группа

Лекция

Производство и промышленные технологии

Практическое применение первой схемы обеспечивает максимальную жесткость кривошипной головки и возможно при использовании в конструкции двигателя разборного коленчатого вала. Обычно используется в малоцилиндровых микролитражных двигателях совместно с игольчатыми (роликовыми) шатунными подшипниками.

Русский

2016-10-10

377.5 KB

0 чел.

Лекция № 10. «Шатунная группа»

  1. Конструктивный обзор

  1. Поршневая головка

  1. Кривошипная головка

  1. Расчет элементов шатуна на прочность

  1. Расчет поршневой головки шатуна

  1. Расчет стержня шатуна

  1. Расчет кривошипной головки шатуна

  1. Расчет шатунных болтов

10.1. Конструктивный обзор

Шатунная группа выполняется по одной из следующих конструктивных схем:

с неразъемной кривошипной головкойи подшипниками качения;

со съемной крышкой кривошипной головки,подшипниковыми вкладышами, шатунными болтами и элементами их фиксации.

Практическое применение первой схемы обеспечивает максимальную жесткость кривошипной головки и возможно при использовании в конструкции двигателя разборного коленчатого вала. Обычно используется в малоцилиндровых микролитражных двигателях совместно с игольчатыми (роликовыми) шатунными подшипниками.

В подавляющем большинстве конструкций транспортных ДВС применяются шатуны с разъемной кривошипной головкой и шатунными подшипниками скольжения.

В процессе работы двигателя шатуны подвергаются интенсивным знакопеременным нагрузкам от газовых и инерционных сил и имеют повышенные до 100...120 °С рабочие температуры. Материал и конструкция шатуна должны обеспечивать высокую его усталостную прочность и жесткость при минимальной конструктивной массе.

Для изготовления шатунов двигателей с искровым зажиганием применяются стали 45, 45Г2, 40Г, 40Х, 40ХН, 40Р; для дизелей — легированные стали с высоким пределом прочности 18Х2Н4МА,IHX2H4BA, 40Х2Н2МА, 40ХНЗА, 40Х2МА. Заготовки шатунов получают ковкой в штампах и подвергают механической и термической обработке. Для повышения усталостной прочности шатуны обдуваются дробью и иногда полируются.

В современных автомобильных двигателях для получения заготовок шатунов все чаще используется отливка их из ковкого перлитногочугунаКЧ или высокопрочного чугуна с шаровидным графитом (ВЧ45). Последний по своим механическим свойствам приближается к сталям, имеет более низкую чувствительность к концентраторам напряжений и обладает повышенным внутренним трением, что способствует демпфированию вибраций. В качестве материала для литых шатунов перспективны литейные титановые сплавы ВТ с высокими характеристиками прочности (σв=  1000 МПа,Е=1,16 105 МПа).

Традиционный технологический цикл предусматривает раздельное изготовление шатуна и кривошипной головки и расточку отверстия под вкладыши после их сборки. Для их фиксации обычно используются центрирующие втулки или призонная часть шатунных болтов(рис. 10.1).

В современных ДВС при производстве шатунов используется единая заготовка, от которой крышка отделяется путем отламывания по технологически обусловленным местам. Вследствие этого при монтаже отпадает необходимость в традиционных способах центрирования (центрирование происходит по структуре излома). Такая конструкция обеспечивает стабильную геометрию элементов кривошипной головки, но делает шатун непригодным к ремонту.

В настоящее время все больший интерес в практике двигателестроения проявляется к использованию для изготовления «облегченных» шатунов

металлокерамики и композиционных материалов на основе силуминов, армированных волокнамиSiО и А12О3.

В зависимости от компоновки двигателя шатуны могут выполнятьсяодинарнымиисочлененными(рис. 10.2). Наибольшее распространение получили одинарные шатуны(см. рис. 10.1), устанавливаемые как в линейных, так и вV-образных конструкциях. ВV-образных двигателях в этом случае на одной шатунной шейке последовательно располагаются кривошипные головки шатунов двух противолежащих цилиндров, оси которых смещены друг относительно друга в продольной плоскости.

В конструкции шатуна выделяются три конструктивных элемента(см. рис. 10.1):поршневая (верхняя) головка, стерженьикривошипная головкасо съемной крышкой.

10.1.1. Поршневая головка

Конструкцияпоршневой головки шатунаопределяется способом сочленения поршневого пальца с шатуном(рис. 10.3). При плавающем пальце в неразрезную поршневую головку шатуна запрессовывают бронзовую втулку. В случае установки защемленных пальцев фиксация их в головке осуществляется за счет гарантированноготемпературного натяга при сборке(20...40 мкм). Верхняя головка имеет элементы, имеющие избыток

металла, предназначенного для подгонки шатунов по массе и по расположению центра масс(рис. 10.3, а).Для подачи смазки на поверхность поршневого пальца в верхней, менее нагруженной части поршневой головки выполняют отверстия —накопители масла.

В автотракторных двигателях сила давления газовРгможет значительно превышать силы инерцииРj. При одинаковой площади опорной поверхности толщина масляного слоя между пальцем и нижней поверхностью втулки будет меньше в силу больших величин удельного давления, чем в верхней. Выравниванию толщины масляного слоя способствует уменьшение опорной поверхности верхней половины втулки за счет фрезерования углубления в ее средней части(рис. 10.3, в).В дизелях, в которых разница между силамиРj иРгнаиболее ощутима, верхние головки шатунов выполняют с наклонными торцевыми плоскостями(рис. 10.3, г)с таким расчетом, чтобы максимальные величины удельных давлений пальца на верхнюю и нижнюю половины втулки были одинаковыми.

В форсированных дизелях осуществляют смазку поршневого пальца под давлением(рис. 10.3, д, е).Двигатели, работающие со струйным охлаждением днища поршня, имеют на поршневой головкераспылитель(рис. 10.3, е).

Наиболее нагруженным элементом верхней головки является сечение в зоне перехода поршневой головки шатуна(точка А, см. рис. 10.1) в стержень шатуна.Упрочнению поршневой головкиспособствуют следующие конструктивные мероприятия(рис. 10.4):

  • увеличение радиуса переходаρот стержня шатуна к головке(рис. 10.4, а)и уменьшение сужения стержня у головки до полного его устранения(рис. 10.4, в);
  • создание приливов металла в зоне перехода(рис. 10.4, б);
  • выполнение третьей полки вдоль продольной оси стержня(рис. 10.4, в);
  • расположение оси отверстия под палец эксцентрично относительно оси головки(рис. 10.4, а);

  • придание арочной формы стержню шатуна(рис. 10.4, а),что снижает концентрацию напряжений в зоне под поршневой головкой;
  • расположение полок шатуна в плоскости его качания, что устраняет консольность поршневой головки в направлении продольной оси пальца(рис. 10.4, г).

Тонкостенную бронзовую втулку, устанавливаемую в верхнюю головку при плавающем пальце, изготовляют сворачиванием из листовой бронзы с последующей механической обработкой до толщины стенок втулки 0,8...2,5 мм. Материалом для втулок служат алюминиево-железистая бронза Бр.АЖ9-4, оловянисто-цинковая бронза Бр.ОЦС4-4-2,5 и оловянисто-фосфористая бронза Бр.ОФ6,5-0,15.

Зазор между пальцем и бронзовой втулкой в зависимости от диаметра пальца назначают в пределах Δ = (0,0004...0,001 )dп.

Стержни шатунов автотракторных двигателей имеют, как правило, двутавровое сечение (см. рис.10.1,10.4). Смещение стержня шатуна относительно продольной оси симметрии кривошипной головки при неполноопорных коленчатых валах позволяет уменьшить расстояние между осями цилиндров и длину двигателя, но при этом возможен неравномерный износ элементов шатунных подшипников.

10.1.2. Кривошипная головка

Ккривошипной головке шатунапредъявляются следующиетребования:

  • высокая жесткость, обеспечивающая надежную работу тонкостенных вкладышей и шатунных болтов;
  • минимальные габаритные размеры и масса;
  • минимизация концентрации напряжений в местах изменения ее формы;
  • возможность прохождения головки через цилиндр при монтаже (непременное условие для двигателей с блок-картерами).

Кривошипные головки шатунов автотракторных двигателей по возможности выполняются с прямым (нормальным) разъемом, плоскость которого перпендикулярна оси шатуна(см. рис. 10.1). При развитых шатунных шейках с диаметрамиdшш = (0,7...0,8)D выполняют косой разъем, плоскость которого располагается под угломφ= 30, 45 или 60° к продольной оси стержня шатуна(рис. 10.5). При косом разъеме сила инерцииРин, нагружающая шатунные болты, уменьшается, а для восприятия возникающих при этом боковых усилийР’инв конструкции головки предусматриваются специальные фиксирующие элементы (например, треугольные шлицы нарис. 10.5, а,буртики крышки нарис. 10.5, били фиксирующие штифты нарис. 10.5, в). При косом разъеме крышки крепят к шатуну в основном болтами, ввертываемыми в тело верхней половины головки.

Для уменьшения концентрации напряжений переходы к опорным плоскостям головок шпилек, болтов, гаек выполняют с возможно большим радиусомr(см. рис. 10.1, б)или с поднутрением по радиусуr1(см. рис. 10.1, в).Для уменьшения габаритных размеров и массы кривошипной головки шатунные болты и шпильки стремятся располагать как можно ближе к оси шейки. В некоторых конструкциях в теле вкладыша предусматривается

выточка для прохождения шатунного болта.

Шатунные подшипники скольжения компонуются из двух тонкостенных вкладышей. Для предотвращения их проворачивания и осевого смещения на одной из кромок вкладыша отгибается фиксирующий выступ, входящий в специальную пазовую канавку в кривошипной головке шатуна(см. рис. 10.1). Подшипники работают в условиях высоких знакопеременных механических нагрузок и повышенных температур.

Конструктивно вкладыши выполняютбиметаллическими(стальная основа и антифрикционный слой) итриметаллическими(стальная основа, промежуточный, обычно медно-никелевый, и антифрикционный слои). Общая толщина шатунных вкладышей составляетδ =1,3...2 мм для двигателей с искровым зажиганием, при этом толщина антифрикционного слоя 0,2...0,4 мм; для дизелей δ = 2,5...3 мм (толщина антифрикционного слоя не более 0,3... 0,7 мм). Антифрикционный слой подвержен усталостным разрушениям, коррозионно-механическому и абразивному изнашиванию. В современных автотракторных двигателях в качестве антифрикционных материалов применяют свинцово-оловянистые, алюминиевые высокооловянистые сплавы и свинцовистую бронзу. Сплав СОС-6-6 (по 5...6% олова и сурьмы, 88...90% свинца) используют в основном в ДсИЗ. При повышенных требованиях к усталостной прочности антифрикционного слоя применяют алюминиевый высокооловянистый сплав АО20-1 (20% — олова, по 1% меди и никеля, 78% алюминия). Вкладыши подшипников дизелей, работающих с особо высокими нагрузками (например, КамАЗ), выполняют с антифрикционным слоем из свинцовистой бронзы Бр.С-30 (30% свинца, 70% меди). Свинцовистая бронза сравнительно трудно прирабатывается к поверхности шейки, плохо поглощает абразивные частицы и подвержена коррозии («выпотевание» свинца) вследствие наличия кислотных соединений в масле. В связи с этим в моторное масло вводят специальные присадки, предохраняющие вкладыши от разрушения, а поверхность антифрикционного слоя покрывают тонкой пленкой (электролитическое осаждение) сплава свинца с оловом, свинца с индием или свинца с кадмием. Толщина покрытия 0,015...0,04 мм. В дизелях, работающих с высокими газовыми нагрузками и менее значительными инерционными, верхний вкладыш может быть выполнен с применением сплава АО 20-1, а нижний — из сплава АСМ (например, двигатели ВТЗ). Алюминиевый сплав АСМ (0,7% магния, 6% сурьмы, 93,3% алюминия) применяют и основном для вкладышей коренных подшипников тракторных дизелей.

Для большинства двигателей вкладыши коренных подшипников выполняют сδ=2,4...3мм (автомобильные двигатели) иδ =4...5 мм (тракторные двигатели). Диаметральные зазоры, отнесенные к диаметрам шеек:Δ/d = = 0,0005...0,0007 в случае применения высокооловянистых сплавов;Δ/d=0,0007...0,001 для свинцовистой бронзы. При использовании сплава АСМ относительные зазоры в коренных подшипникахΔкш/dкш=0,012...0,015;Δшп/dшп= 0,001 - 0,0012.

Осевой зазор, которому соответствует возможное перемещение шатуна вдоль шатунной шейки, не должен превышать 0,2...0,3 мм(см. рис. 10.1).

Шатунные болты подвергаются нагрузкам от силы предварительной затяжки и сил инерции. Для повышенияусталостной прочности болтовзоны переходов в местах изменения его формы выполняются в виде галтелей(рис. 10.6, б, в)с возможно большим радиусомr= (0,15...0,5)dили двумя радиусами (r2>r1), поверхность их элементов шлифуется (полируется), а резьба выполняется с мелким шагом методом накатки.

Особое внимание при конструировании шатунных болтов уделяется устранению или сведению к минимуму их повторно-переменного изгиба, имеющего место вследствие деформации головки в зоне стыка.

Для этого используется следующий комплекс конструктивных мероприятий:

  • увеличение жесткости кривошипной головки;

  • уменьшение опорных поверхностей головок болтов(см. рис. 10.6, б);
  • использование самоустанавливающихся (сферических) поверхностей контакта головки болта и его посадочного места в шатуне(см. рис. 10.6, в);
  • разгрузка зон с высокой концентрацией напряжений от изгибной деформации путем создания в конструкции болта участка с повышенной податливостью (участок1 нарис. 10.6, г).

От напряжения кручения, возникающего при затяжке, болт разгружается путем обратного поворота гайки на небольшой угол.

Шатунные болты кривошипных головок с прямым разъемом, как правило, имеют призонный поясок, фиксирующий положение крышки относительно шатуна(рис. 10.6, г).

Болты выполняются из хромистых и хромоникельмолибденовых сталей ЗОХ, 35Х, 40Х, 45Х, 40ХНМА штамповкой на холодновысадочных автоматах с последующей накаткой резьбы и термической обработкой (закалка и высокий отпуск). Чтобы предотвратить проворачивание болтов, их головки выполняют несимметричной формы с вертикальным срезом (см.рис. 10.6, а,рис. 10.1), а в теле шатуна фрезеруют площадки или углубления с вертикальным уступом (см.рис. 10.1). В ряде случаев в головке болта для этих целей предусматривают фиксирующий выступ(рис. 10.6, г).Гайки шатунных болтов самоконтрящиеся (обжатые по граням или, реже, по торцам).

10.2. Расчет элементов шатуна на прочность

Элементы шатунной группы работают в условиях переменных нагрузок, изменяющихся по величине в широких пределах в зависимости от режима работы двигателя.

Действующие в элементах шатуна напряжения достигают высоких значений, особенно при форсировании двигателей, при этом абсолютные значения максимальных напряжений могут приближаться к пределу выносливости.

Расчет шатунной группы сводится к определению напряжений, деформаций и запасов прочности в ее элементах.

10.2.1.Расчет поршневой головки шатуна

Поршневая головка шатунанагружается циклической силойPΣп =Pг+Pjп,гдеPjп— сила инерции поршневой группы, а также давлениемp; со стороны запрессованных в нее бронзовой втулки или поршневого пальца. В соответствии с таким характером действующих нагрузок оценку напряженно-деформированного состояния верхней головки проводят по запасу прочности при повторно-переменном ее нагружении.

Напряжения в элементах головки от давлениярне изменяются по времени при неизменном режиме работы двигателя и определяются на внешнейσ'аи внутреннейσ’i ее поверхностях по формулам Ламе:

  • для плавающего пальца

  • для защемленного пальца

При расчете давлениярпри плавающем пальце определяют суммарный натяг в сопряжении Δ+Δt, где Δ — натяг от запрессовки бронзовой втулки; Δt =d ΔT(αв +αш) — температурный натяг;Δt = 100... 120 °С — разность температур поршневой головки на расчетном режиме и при «холодном» двигателе;αв иαш — коэффициенты линейного расширения соответственно материала втулки и шатуна. Суммарный натяг (Δ+Δt) может достигать значительной величины (0,12...0,14 мм). Возникающее при этом удельное давление между втулкой и поршневой головкой равно:

•для плавающего пальца

  • для защемленного пальца

ЗдесьЕшиЕв— модули упругости материала соответственно шатуна и втулки, МПа; μ = 0,3 — коэффициент Пуассона.

Экстремальные значения силыРΣп имеют место:

Pmax=Pjп= -mп2(1 + λ)106приφ=0°при положении поршня в ВМТ в начале такта впуска (максимальная растягивающая сила).

Pmin=PzFп= -mп2(1 + λ)106приφ = 360° в ВМТ на такте расширения (максимальная сжимающая сила).

Напряжения растяжения и сжатия в поршневой головке шатун от силPmax иPmin определяют на основании уравнений бруса малой кривизны, полученных при следующихдопущениях:

  • силаPmax равномерно распределена по верхней полуокружности головки радиусомrcp=(Dг +d)/4с интенсивностьюр'в =pmax/(2rcp)(рис. 10.7, а);

Рис. 10.7. Распределение нагрузок в поршневой головке и эпюры напряжений на внешней и внутренней поверхностях:

а – схема распределения нагрузки при растяжении; б – эпюры напряжений при растяжении; в – схема распределения нагрузки при сжатии; г – эпюры напряжений при сжатии

  • силаPmin распределена по нижней полуокружности радиусомrcp с интенсивностьюр'н =Pmincosα/(πrcp)(рис. 10.7, в);
  • в местах перехода головки шатуна в стержень (сечениеА)предполагается заделка(рис. 10.7, а);
  • головка условно рассекается по вертикальной оси симметрии, правая часть отбрасывается, а ее действие на оставшуюся часть заменяется изгибающим моментомМ0и нормальной силойN0.Величины изгибающих моментовМи нормальных силNнаходятся для сеченийIIII (см.рис. 10.7, б)в зависимости от углаφ.После определенияМиNдля данного сечения головки шатуна подсчитывают напряжения:

на наружном волокне

на внутреннем волокне

гдеа— длина поршневой головки (см.рис. 10.1);h=(Dгd)/2— толщина стенки головки. КоэффициентK=0,8...0,85 учитывает, что часть действующих усилий воспринимается не материалом головки шатуна, а запрессованной в нее втулкой.

Как следует из анализа эпюр напряжений на внешней и внутренней поверхностях головки, максимальная амплитуда напряжений за цикл нагружения имеет место в точкеАна внешнем волокне в сечении заделки приφ = φз(рис. 10.7, а, б).Для этого сечения момент и нормальная сила при действии на головку нагрузкиPmax.

Аналогично, при нагружении головки силойPmin

Напряжения в расчетной точкеАголовки от действия силPmaxиPminравны соответственно

Максимальное и минимальное напряжения циклаσmax =σ’а+σАmax;σmin =σ’а+σАmin

Запас прочности подсчитывают после нахождения амплитудного и среднего напряжений цикла. Характерные величины запасов прочности поршневых головок шатунов лежат в пределах 2,5...5,0.

Работоспособность сопряжения поршневой палец — шатун оценивается также по предельной диаметральной деформации от действия силыPmaxа,не нарушающей нормальную работу узла. Оценочным параметром является величина уменьшения поперечного диаметра головки под действием силыPmax:

,

гдеdср— средний диаметр головки;J =ah3/12— момент инерции площади сечения головки. Допустимая диаметральная деформация должна быть примерно в 2 раза меньше зазора между втулкой и пальцем, что соответствует отношению (Δdmax/dср)< 0,001...0,007.

10.2.2. Расчет стержня шатуна

Напряженное состояниестержня шатунаоценивают по максимальным значениям действующих напряжений и по запасам прочности с учетом переменности нагружающей его силыS= (Рг+Pj)/cosβ.

Максимальная сила(МН),сжимающая стержень шатуна,имеет место в ВМТ приφ =360°(начало такта расширения):

,

гдетш.ср — часть массы шатуна, расположенная выше сеченияFср.С достаточной для практики точностью можно принятьтпш.сртj

Максимальная растягивающая сила(МН) соответствует φ= 0°:

Растягивающая сила максимальна при положении поршня в ВМТ в начале такта впуска.

В сложившейся практике расчета стержня шатуна принято определять условное суммарное напряжение, одновременно учитывающее сжатие и продольный изгиб для среднего сечения стержня шатунаFср (см.рис. 10.1). Напряжение в стержне шатуна при продольном изгибе в плоскости качанияσ1= = -KxPсш/Fсри в плоскости, перпендикулярной плоскости качания,σ2= -KyPсш/Fср.КоэффициентыKxKy= 1,11…1,15соответственно напряжения, условно учитывающие продольный изгиб стержня шатуна, составляют 10... 15% суммарных напряжений иσmin =σ1 - σ2.

Напряжение растяженияшатуна для среднего сеченияσрш=Pр.ш/Fср =σmax

Значенияσmin =σ1 - σ2достигают 160...250 МПа. Запасы прочности стержня шатуна лежат в пределах 2...2,5 для автомобильных двигателей и 2,5...3,0 для тракторных.

Расчет верхней головки и стержня шатуна проводится на режиме номинальной мощности по внешней скоростной характеристике.

10.2.3. Расчет кривошипной головки шатуна

Крышка кривошипной головки шатунанагружается силами инерции поступательно движущихся и вращающихся масс (без учета массы самой крышки). СилаРин(МН), деформирующая крышку, определяется на режимепх.хmax:

гдетш.кр≈ (0,2...0,25)mш— масса крышки. Максимального значения силаРиндостигает в ВМТ в начале такта впуска приφ= 0°.

При расчете крышки предполагаются следующиедопущения:

  • головка и подшипниковые вкладыши деформируются совместно; при этом изгибающие моменты между вкладышем и крышкой распределяются пропорционально моментам инерции их поперечных сечений;
  • стык полагается абсолютно недеформируемым;

•в месте перехода головки в стержень предполагается заделка. За расчетное принимается среднее сечение крышки, а за радиус кривизны расчетной балки — половина расстояния между осями болтовС/2 (см.рис. 10.1). Конечная расчетная приближенная формула (МПа) имеет следующий вид:

гдеJш.криJшв— моменты инерции сечений шатунной крышки и вкладыша;Fш.криFшв — площади поперечных сечений шатунной крышки и вкладыша;W—момент сопротивления изгибу расчетного сечения шатунной крышки. Напряженияσизгнаходятся в пределах 100...150 МПа.

Сила инерцииРиндеформирующая крышку кривошипной головки, нагружает переменными по времени усилиями ишатунные болты.На каждый болт действует часть этой силыР’ин = Рин/iб,гдеiб — количество болтов, а также сила предварительной затяжкиРпр.

10.2.4 Расчет шатунных болтов

Нарушение работоспособности болтов помимо действия основной нагрузки происходит по следующим причинам:

  • недостаточной силы предварительной затяжки болтов, что сопровождается раскрытием стыка и образованием на его поверхностях наклепа;
  • монтажной перетяжки болтов, сопровождающейся текучестью материала с дальнейшим ослаблением затяжки;
  • напряжений изгиба, возникающих из-за недостаточной жесткости кривошипной головки и непараллельности опорных поверхностей болта и гайки.

С учетом податливости элементов стыка головки дополнительнаяциклическая нагрузка на болт χР’ин,гдеχ=Kш/(Kш +Kб)— коэффициент основной нагрузки резьбового соединения;KбиKш — податливость соответственно болта и стягиваемых частей кривошипной головки. На основании статистических данныхχ= 0,15...0,25.

Сила предварительной затяжкиопределяется из условия нераскрытия стыкаРпр(1-χ) Р’ин.Коэффициент запасатпринимают равным 2...2,5.

Максимальная и минимальная силы, нагружающие болт, равны соответственноPmax =Рпр +χР’ин;Pmin =Рпр =т(1 -χ)Р’ин.

Экстремальные напряжения в болте σmax =Pmax/Fop; σmin =Pmin/Fop,гдеFop— площадь минимального сечения болта по резьбовой части (см.рис. 10.6, г).

После определения амплитуды напряженияааи среднего значения напряженияσтвычисляется запас прочности шатунного болта. При этом принимаетсяKσ/ε = 5...5,5. Запас прочности шатунных болтов должен быть не менее 2,0.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

31188. Морские и сейсмические косы и набортные сейсморазведочные станции 31.5 KB
  Морские сейсмические косы предназначены для приема сейсмических колебаний регистрирующей аппаратурой расположенной на геофизическом судне. По существу цифровые сейсмические косы это морской аналог совокупности полевых сейсморегистрирующих моделей телеметрической системы сбора информации. В настоящее время на большинстве геофизических судов используются цифровые сейсмические косы.
31189. Обобщенная структура телеметрических станций 54.5 KB
  Вспомогательное оборудование станции служит для установки параметров ПО технического обслуживания и текущего ремонта всей системы и состоит из тестирующего устройства полевых модулей и модуля контроля линейной расстановки а также диагностического и ремонтного комплексов осциллографа и зарядного устройства. К блоку управления станцией всегда подключается ограниченное число линейных интерфейсных модулей.Этот модуль всегда выполняет следующие функции: осуществляет самотестирование и диагностику; присваивает адреса полевым коммутационным и...
31190. Общая характеристика современных систем наблюдений 32.5 KB
  Поэтому на начальном этапе применения трехмерных систем наблюдений широкое распространение получили такие упрощенные системы наблюдения которые позволяли в реальных условиях того времени выполнять Сейсморазведочные работы по технологии 30. По мере накопления опыта работ с такими системами и получения признания их высокой результативности были предложены и приняты к опробованию достаточно сложные регулярные системы наблюдений. В настоящее время регулярные площадные системы наблюдений достаточно высокой сложности являются приоритетными в...
31191. Общая характеристика систем наблюдений 36 KB
  Взаимное расположение пунктов возбуждения ПВ и пунктов приема ПП сейсмических волн в изучаемой среде принято называть системой наблюдений. Последовательность взаимного перемещения ПВ и ПП на поверхности наблюдений называют технологией наблюдений. В зависимости от структуры формы и взаимного расположения линий пунктов возбуждения ЛПВ и линий пунктов приема ЛПП сейсмических волн различают точечные профильные и пространственные системы наблюдений.
31192. Основные понятия теории проектрования систем наблюдений 3D 48 KB
  Поэтому такие системы наблюдений следует проектировать таким образом чтобы они по возможности обеспечивали достаточно равномерное покрытие всей площади работ регулярной сетью общих средних глубинных точек. В основе построения всех площадных систем наблюдений используются в качестве базовых элементов два понятия понятия о непродольном сейсмическом профиле и площадном распределении приемников и или источников Мешбей 1985; Потапов 1987. При работах на суше наиболее часто употребляются системы наблюдений использующие крестовые...