Донбасс-2020: перспективы развития глазами молодых ученых. Том 4, 2014 г. by Донецкий политехник (Донецкий национальный технический университет)

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ ДОНЕЦЬКА ОБЛАСНА ДЕРЖАВНА АДМІНІСТРАЦІЯ ДОНЕЦЬКИЙ НАУКОВИЙ ЦЕНТР НАЦІОНАЛЬНОЇ АКАДЕМІЇ НАУК УКРАЇНИ ДВНЗ "ДОНЕЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ" (ДонНТУ) ІНЖЕНЕРНА АКАДЕМІЯ УКРАЇНИ ДОНЕЦЬКА ОБЛАСНА РАДА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ РАДА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ ДонНТУ БЛАГОДІЙНИЙ ФОНД "СПІЛКА ДРУЗІВ ДОНЕЦЬКОЇ ПОЛІТЕХНІКИ" ТОВ "ТЕХНОПАРК ДонДТУ "УНІТЕХ"

ДОНБАС-2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ Матеріали VII науково-практичної конференції Том 4. Практика та перспективи розвитку машинобудування м. Донецьк 20-23 квітня 2014 року

Донецьк – 2014

ББК С 553.731.1+У9 (4 УКР) 23

Н 84

Донбас-2020: перспективи розвитку очима молодих вчених. Матеріали VII науково-практичної конференції. м. Донецьк, 24-26 квітня 2012 р. Т.4. Практика та перспективи розвитку машинобудування. – Донецьк: ДонНТУ, 2014. – 73 с.

Доклады ученых и специалистов по проблемам приоритетов научнотехнического и инновационного развития Донецкой обл. (Украина) в условиях реализации Программы научно-технического развития Донецкой обл. до 2020 г. Для специалистов народного хозяйства, ученых, преподавателей, аспирантов и студентов высших учебных заведений. Доповіді вчених і фахівців із проблем пріоритетів науково-технічного та інноваційного розвитку Донецької обл. (Україна) в умовах реалізації Програми науково-технічного розвитку Донецької обл. до 2020 р. Для фахівців народного господарства, учених, викладачів, аспірантів і студентів вищих навчальних закладів. Редакційна колегія заст. голови Донецької облдержадміністрації Т.О. Лукьянчук, членкореспондент НАН України О.А. Мінаєв, д-р техн. наук Є.О. Башков, д-р техн. наук В.І. Альохін, акад. НАН України О.І. Амоша, канд. екон. наук А.Є. Анісімов, канд. техн. наук О.Я. Аноприенко, д-р техн. наук Ю.Ф. Булгаков, членкореспондент НАН України В.М. Варюхін, д-р техн. наук М.В. Гребченко, д-р техн. наук В.В. Гусев, д-р техн. наук А.А. Зорі, гол. Донецької обласної РМВ А.Я. Джабраїлов, канд. техн. наук К.Н. Лабінський, д-р техн. наук С.Г. Могільний, д-р філ. наук Д.Є. Муза, д-р техн. наук В.В. Пашинський, акад. НАН України А.Ф. Попов, д-р хім. наук В.В. Приседський, д-р техн. наук О.М. Смирнов, нач. управління освіти і науки Донецької облдержадміністрації Ю.І. Соловйов, гол. РМВ ДВНЗ "Приазовський державний технічний університет" канд. техн. наук А.В. Федосов, д-р екон. наук В.М. Хобта, канд. техн. наук М.М. Чальцев, д-р екон. наук І.Б. Швець Рекомендовано до друку вченою радою ДВНЗ "Донецький національний технічний університет Міністерства освіти і науки України. Протокол №___ від ____ квітня 2014 р. Контактна адреса редакції Рада молодих вчених ДонНТУ, вул. Артема, 58, Донецьк, 83001, Україна Тел.: +380 (62) 305-35-67. Ел. пошта: donbass2020@donntu.edu.ua Інтернет: 2020.donntu.edu.ua © Донецький національний технічний університет Міністерства освіти і науки України, 2014

ПРАКТИКА ТА ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ МАШИНОБУДУВАННЯ ЗМІСТ Александров И.А., Некрасова О.В., Сидоров А.В. Выбор аутсорсинга как альтернативного пути развития механоремонтных комплексов предприятий .................................................... 5 Блескун В.Ф. Проектирование двухступенчатых редукторов с оптимизацией передаточных чисел .................................................................10 Гнитько А.Н., Кузнецов М.А. Предпосылки создания технологических систем с комплексным использованием СОЖ ........................................................ 14 Клименко И.В., Мартынов В.В. Загруженность чистовой клети толстолистового прокатного стана при асимметричной прокатке ........................................ 18 Кузнецова А.В., Онищенко В.П., Войнилко С.А. Прогнозирование ресурса конических передач с двояковыпукло-вогнутыми зубьями ......................................................... 23 В.А. Мартыненко Определение оптимального количества размеров, проставляемых на учебных чертежах деталей ........................................... 28 Матеко П.М., Пастушенко С.А. Способ проектного расчета двухступенчатых цилиндрических редукторов с учетом оптимизации габаритных размеров..................................................................................... 32 Мулов Д.В. Оценка эффективности применения ручной ударной машины с виброзащитной системой ............................................ 37 Нечепаев В.Г., Мышов М.С., Яценко А.В. Математические модели процесса деформирования стружки фрезой при обработке профильных пазов ................................... 42 Нечепаев В.Г., Мышов М.С., Яценко А.В. Оценка уровня адекватности и погрешности математических моделей деформирования стружки инструментом при фрезеровании профильных пазов ............................... 46 Родионов Н.А., Кокорило Д.Б., Сотников А.Л., Цокур В.П. Лабораторный стенд для моделирования условий работы подшипников механизма качания кристаллизатора МНЛЗ...................... 50 Сидоров А.В. Перспективы и задачи развития ремонтного обслуживания производства в Украине................................................................................ 56 Трещёв А.А., Коросташевский П.В. Перспективы применения дуговой автоматической сварки в производстве котлов железнодорожных вагонов-цистерн .................... 60

ПРАКТИКА ТА ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ МАШИНОБУДУВАННЯ Федяев Д.И., Климович Н.А., Лялин С.В. Кислородный конвертер для мини-сталеплавильного производства .................................................................................................. 64 Хиценко А.И., Жовтяник А.В. Разработка методики оптимизации параметров продольноосевого исполнительного органа проходческого комбайна ..................... 69

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" ---------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

УДК 65.011.8

ВЫБОР АУТСОРСИНГА КАК АЛЬТЕРНАТИВНОГО ПУТИ РАЗВИТИЯ МЕХАНОРЕМОНТНЫХ КОМПЛЕКСОВ ПРЕДПРИЯТИЙ И.А. Александров, О.В. Некрасова ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" А.В. Сидоров Интернет-проект "Сфера ТОиР" У статті розглянутий аутсорcинг ремонтних послуг як альтернативний шлях розвитку механоремонтних комплексів, які на великих підприємствах є, фактично, повноцінними машинобудівними заводами, під час реструктуризації виробничих компаній задля підвищення ефективності та конкурентоспроможності в умовах кризи. В условиях кризиса часто единственным способом "выживания" для предприятий становится повышение эффективности осуществляемой экономической деятельности. Реструктуризация – направленный на достижение этой цели метод стратегического управления, правильное использование которого в ряде случаев позволяет дать предприятию "вторую жизнь". Одним из подходов при реструктуризации является отказ от непрофильных и вспомогательных бизнес-процессов, что позволяет сконцентрировать силы и средства на развитии наиболее сильных, перспективных сторон компании, приоритетных направлений деятельности. Ремонтные службы являются для предприятий дополнительной нагрузкой на основной бизнес. Рост цен на материалы, запасные части и оборудование, расходов на персонал, недостаточно высокое качество ремонтных работ и значительные затраты на их выполнение – главные мотивы, которые определяют решение руководства отдельных компаний в пользу реструктуризации существующей системы технического обслуживания и ремонтов оборудования. Передача предприятием определённых бизнес-процессов или функций для выполнения специализирующейся в соответствующей области сторонней организации получило в мировой практике название "аутсорсинг" [1]. По результатам исследований, проведенных компанией "Plant Maintenance Resource Center", важнейшими причинами применения аутсорсинга являются стремление к увеличению производительности

труда при уменьшении затрат и желание сфокусироваться на основной деятельности для достижения конкурентных преимуществ за счёт снижения издержек при увеличении эффективности производства. Кроме того, аутсорсинг позволяет ускорить сроки выполнения работ, а также облегчает доступ к новым технологиям и к специальному оборудованию [2]. По данным журнала "Industry Week Census on Manufacturing" 43,8 % американских компаний используют аутсорсинг в ремонтном обслуживании оборудования. На постсовестком пространстве эти показатели пока что гораздо ниже (около 10 %) [3]. Механоремонтные комплексы многих крупных отечественных предприятий зачастую представляют собой полноценные машиностроительные заводы. В условиях кризиса актуальным для многих компаний становится выбор между возможными альтернативными направлениями развития таких механоремонтных комплексов: – повышение эффективности в рамках ремонтной службы предприятия; – расформирование с переходом на сервисное обслуживание сторонней аутсорсинговой организацией (аутсорсинг ремонтного обслуживания); – выделение с формированием дочернего аутсорсингового предприятия, предоставляющего соответствующие услуги. В ряде случаев для выполнения предварительной оценки целесообразности указанных мероприятий предлагается использовать матрицу Мак-Кинси для аутсорсинга, представленную на рис. 1 [4]. По горизонтальной оси данной матрицы откладывается отношение стоимости услуги внутри предприятия к аналогичной услуге на рынке. По вертикальной оси отражаются качественные характеристики бизнес-процесса также в отношении к рыночным. В результате матрица разделена на девять сегментов, каждому из которых соответствует одно из четырёх решений: – аутсорсинг – отказ от услуг собственных подразделений и приобретение их на рынке; – развитие – совершенствование бизнес-процесса в сторону повышения качества услуг или снижения себестоимости; – развитие или аутсорсинг – вариант, при котором возможны оба решения (предпочтение того или иного решения зависит от политики компании в отношении рассматриваемой функции); – выделение – бизнес-функция является конкурентоспособной и может быть выделена в отдельный бизнес для получения дохода.

Рис. 1. Матрица Мак-Кинси для аутсорсинга При рассмотрении целесообразности реструктуризации механоремонтного комплекса предприятия и перевода бизнес-процессов на аутсорсинг также может быть использован алгоритм принятия решения о выводе подразделения компании на аутсорсинг, представленный на рис. 2 [5].

Рис. 2. Алгоритм принятия решения о выводе подразделения компании на аутсорсинг

При оценке возможности передачи бизнес-процесса по ремонтному обслуживанию производства на сервис должны быть учтены преимущества и недостатки аутсорсинга (табл. 1), а также связанные с этим риски. [6] Табл. 1. Преимущества и недостатки аутсорсинга Преимущества Недостатки 1. Снижение затрат 1. Угроза утечки важной информации 2. Концентрация руководства и 2. Опасность передачи слишком персонала на основном бизнесе многих важных функций 3. Повышение качества и надеж3. Угроза отрыва руководящего ности обслуживания (аутсорсинзвена от бизнес-практики (если все вопросы за менеджеров решаговые компании дают гарантии ют другие, то зачем они нужны?) качества работы) 4. Внедрение передовых техноло- 4. Обучение чужих специалистов гий (аутсорсинговая компания го- вместо своих раздо раньше любой отраслевой фирмы знакомится с новыми разработками) 5. Использование положительного 5. Зависимость от одного источничужого опыта (аутсорсинговые ка снабжения компании обладают большим опытом в решении проблем) 6. Улучшение управляемости (аутсорсинговая компания обычно использует современные принципы и формы управления) Детальная проработка договора аутсорсинга является подходом, способным минимизировать риски для обеих сторон и построить понастоящему взаимовыгодные отношения, базирующиеся на принципах доверия и сотрудничества. Как показала мировая практика, только такой подход к организации аутсорсинга способен обеспечить предприятию долгосрочный положительный эффект. Являясь сложной и ответственной задачей, передача отдельных бизнес-процессов на аутсорсинг в любом случае требует детального изучения и проработки всех аспектов и рисков принимаемого решения. Современные этап характеризуется недостаточной развитостью рынка аутсорсинговых услуг сферы ремонтного обслуживания произ-

водства в Украине [7]. Тем не менее, ряд крупнейших операторов металлургической и энергетической отраслей уже сейчас использует элементы внутрикорпоративного аутсорсинга (ООО "Метинвест Холдинг", ПАО "ArcelorMittal", ООО "ДТЭК" и прочие), что подразумевает формирование дочерних компаний, предоставляющих сервисные услуги по обеспечению работоспособности оборудования, на основе механоремонтных комплексов крупных предприятий или отдельных машиностроительных заводов корпорации. Создание собственных ремонтных предприятий – во многом пока единственный выход. Впоследствии эти сервисные организации могут стать полностью самостоятельными прибыльными компаниями, о чём свидетельствует как общемировой опыт, так и опыт ближайших соседей, в частности, Российской Федерации [8], которой соответствующий этап проходился более 10 лет назад. Выводы Аутсорсинг ремонтного обслуживания предлагает перспективные альтернативы для повышения эффективности предприятий в условиях экономического кризиса. Создание сервисных организаций, в т.ч. на базе механоремонтных комплексов крупных заводов, может стать тем путём, который не только обеспечит "выживание", но и послужит залогом развития машиностроительной отрасли в дальнейшем. Библиографический список 1. Аутсорсинг / Center-YF. Режим доступа: http://www.center-yf.ru/data/ Buhgalteru/Autsorsing.php 2. Аутсорсинг / ПРОМИНВЕСТ. Режим доступа: http://www.prominvest. itlt.ru/page13.html 3. Евсигнеев Д. Ремонты – на аутсорсинг. Режим доступа: http://www.uppro.ru/library/repair/toir_efficiency/remont_outsourc.html 4. Митрофанова Е. Как оптимизировать бизнес-модель компании / Финансовый Директор. – 2005. – №7-8. – С. 25-32. 5. Сироткин Д. Практика и сценарии развития производственного аутсорсинга / Управление производством. – 2009. – №1. – С. 16-17. 6. Курьянович В. Реструктуризация фирмы и переход на аутсорсинг / Sales business/продажи. – 2005. – №4. – С. 5. 7. Сидоров А.В. Опыт применения аутсорсинга в ремонтном обслуживании производства. Режим доступа: http://toir.inf.ua/manual/eam_010.html 8. Орехин П. Услуга за забором: аутсорсинг в СИБУРе / СИБУР сегодня. – 2008. – С. 23-28.

УДК 621.83

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ РЕДУКТОРОВ С ОПТИМИЗАЦИЕЙ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ В.Ф. Блескун ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" В роботі наведена методика розподілу загального передаточного числа двоступінчастих редукторів з циліндричними передачами з урахуванням типу передач, матеріалів для їх виготовлення, а також оптимального співвідношення діаметрів коліс. При окружных скоростях зубчатых колес до 12 м/с в двухступенчатых цилиндрических горизонтальных редукторах, выполненных по развернутой схеме, и в двухступенчатых вертикально-горизонтальных редукторах применяют преимущественно картерное смазывание. Зубчатые колеса рекомендуют погружать в масло на глубину 4...5 модулей. Разбивка общего передаточного числа производится из условия одинакового погружения колес обеих ступеней в масляную ванну по формуле [1]:

u1 = u 0, 6 и u2 = , u1 где u1 и u2 - передаточное число быстроходной и тихоходной ступени соответственно. Вместе с тем существующие рекомендации по распределению общего передаточного числа между ступенями редуктора не учитывают тип передач (прямозубая, косозубая, шевронная), материал зубчатых передач, а также оптимальное соотношение диаметров колес тихоходной и быстроходной ступеней. Целью настоящего исследования является разработка методики распределения общего передаточного числа двухступенчатого редуктора с цилиндрическими передачами с учетом типа передач, применяемых материалов для их изготовления, а также требуемого соотношения диаметров колес. Предлагаемая методика основана на условии обеспечения изгибной прочности зубьев [2]. Схема редуктора и принятые условные обозначения приведены на рис. 1. Из условия изгибной прочности зубьев, приняв Z1Ш=Z2III, получим

T Ψ [σ]F1 mn2 = 3 2 m1 , m T Ψ [σ]F 2 n1 1 m2

mn2 Z2ш Z2к d2ш

d1к

d1ш

(1)

d2к

mn1 Z1ш Z1к

Рис. 1. Кинематическая схема и условные обозначения двухступенчатого цилиндрического редуктора

Далее приняв предварительно одинаковые материалы ( [σ]F1 = [σ]F 2 ) и тип передач (Ψm1=Ψm2), а также Т2=T1u1, получим из уравнения (1) T mn2 = 3 2 = u11/3. m T n1 1 Для обеспечения равноокунания колес в масляную ванну отношение диаметров начальных окружностей колес должно удовлетворять условию

d k = 2к = 1…1,5 d1 к или

u m z u d 2 1/3 n ш 2 2 2 = u u =u11/3 u k = 2к = 1 1 m z u d u2 n1 1ш 1 1к 1 откуда ⎛ u ⎞3 u = 5 ⎜⎜ ⎟⎟ . 1 ⎝k⎠

Ниже приведен алгоритм компьютерного проектирования двухступенчатого редуктора с цилиндрическими косозубыми передачами для двух вариантов – k1=1 и k2=1,5. Исходные данные: - вращающий момент на входном валу Т1=200 Нм; - частота вращения входного вала n1=730 об/мин. - общее передаточное число редуктора u=15; - угол наклона зубьев обеих передач β=10°; - термообработка зубчатых колес – улучшение, H=270 HB. При заданном соотношении диаметров начальных окружностей колес тихоходной и быстроходной ступеней k1=1 получены следующие данные: - передаточное число быстроходной и тихоходной ступеней соответственно u1=5 и u2=3; - частота вращения промежуточного и выходного валов соответственно n2=146 об/мин и n3=49 об/мин; - вращающий момент на промежуточном и выходном валах соответственно Т2=950 Н·м и Т3=2700 Н·м; - диаметры начальных окружностей колес тихоходной и быстроходной ступеней соответственно d1к=325 мм, d2к= 368 мм, k1=d2к/d1к=1,1. При заданном соотношении диаметров начальных окружностей колес тихоходной и быстроходной ступеней k2=1,5 получены следующие данные: - передаточное число быстроходной и тихоходной ступеней соответственно u1=4 и u2=3,7; - частота вращения промежуточного и выходного валов соответственно n2=182 об/мин и n3=49 об/мин; - вращающий момент на промежуточном и выходном валах соответственно Т2=760 Н·м и Т3=2700 Н·м; - диаметры начальных окружностей колес тихоходной и быстроходной ступеней соответственно d1к=276 мм, d2к=410 мм, k1=d2к/d1к=1,5. При проектировании двухступенчатого редуктора с разным типом

передач в уравнение (1) следует подставлять соответствующее значение коэффициента Ψm : для прямозубых передач – 8…12, косозубых 12…15, шевронных – 20…25. При проектировании редуктора с разными материалами для колес тихоходной и быстроходной ступеней в уравнение (1) следует подставлять соответствующее значение допускаемых напряжений. Выводы Таким образом, разработанная методика позволяет распределить передаточное число двухступенчатого редуктора с цилиндрическими зубчатыми передачами, обеспечив равноокунание колес в масляную ванну при заданном соотношении диаметров колес тихоходной и быстроходной ступеней, а также с учетом типа передач и механических свойств материалов, применяемых для их изготовления. Библиографический список 1. Проектування зубчастих і черв'ячних передач. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з деталей машин. В.П. Блескун, В.Г. Нечепаєв, В.П. Оніщенко та ін. – Донецьк: ДонНТУ, 2011. – 60 с. 2. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. – К.: Вища школа, 2003. – 556 с.

УДК 621.914.2

ПРЕДПОСЫЛКИ СОЗДАНИЯ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ СИСТЕМ С КОМПЛЕКСНЫМ ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ СОЖ А.Н. Гнитько, М.А. Кузнецов ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" Однією з основних умов високопродуктивної і точної обробки заготовок в умовах автоматизованого виробництва є наявність ефективної системи своєчасної евакуації стружки із зони різання. Невиконання цієї умови накладає істотні обмеження на продуктивність і точність обробки. Особую важность этот вопрос приобретает при фрезеровании глубоких и профильных пазов, фрезеровании лабиринтов и т.д. Известно, что отделенная стружка может иметь твердость, большую по сравнению с твердостью обрабатываемого материала вследствие наклепа и закаливания. Поэтому в случае, когда образующаяся в процессе резания стружка повторно затягивается в зону резания (циркулирует), это может приводить к существенному снижению ресурса режущего инструмента и даже к разрушению его режущих кромок, снижению точности и повышению шероховатости обрабатываемых поверхностей, повышению затрат энергии. В настоящее время в автоматизированном производстве используются, в основном, два способа эвакуации стружки из зоны резания – пневмоотсос и гидросмыв. Оба способа неэффективны для удаления элементной и витой металлической стружки из глубоких и профильных пазов, лабиринтов. В то же время в существующих металлорежущих системах уже имеются предпосылки создания высокопроизводительных систем эвакуации стружки. Во-первых, в условиях работы автоматических линий достаточно широко применяется гидравлическая система уборки и транспортирования стружки. Гидротранспорт, в котором в качестве транспортного средства используют жидкость, позволяет избавиться от громоздких механически конвейеров, снизить эксплуатационные расходы и увеличить надежность транспортных систем. Безнапорным гидротранспортом убирают стальную, чугунную стружку и стружку цветных металлов. Для гидросмыва стружки из-под автоматических линий используются и направленные струи жидкости под давлением. Во-вторых, в последнее время в практике металлообработки широкое применение находит подача СОЖ напорной струей в зону реза-

ния. Тонкая струя направляется в зону контакта режущей кромки инструмента с обрабатываемой заготовкой со стороны задней грани лезвия. Подача СОЖ осуществляется высоконапорной струей под давлением не менее 1,5…2 МПа через сопла с выходными отверстиями диаметром до 0,8 мм. Многочисленными исследованиями и опытом промышленного применения доказаны существенные преимущества подачи смазочноохлаждающей жидкости (СОЖ) высоконапорной струей на операциях точения, строгания, фрезерования, протягивания и при обработке деталей из высоколегированных сталей, жаропрочных сплавов и чугунов. Поэтому в агрегатных станках и автоматических линиях, состоящих из этих станков, применяют системы высокого давления, в которых подача СОЖ осуществляется шестеренными насосами (Q= =12....125 л/мин, p=2,5 МПа). Эти системы применяются для подачи углеводородных жидкостей напорной струей и через инструмент. Применение подачи СОЖ высоконапорной струей требует решения некоторых проблем: 1) трудность обеспечения в производственных условиях нужного направления струи на режущую кромку инструмента; 2) необходимость тщательной очистки СОЖ, чтобы исключить засорение сопла механическими примесями; 3) необходимость оснащения станка специальной насосной станцией; 4) сильное разбрызгивание. Очевидно, что эти проблемы могут быть относительно легко преодолены при создании современных металлорежущих систем. Учитывая накопленный опыт эксплуатации систем с высоконапорными струями, логично предложить эффективный метод удаления стружки из зоны резания, основанный на использовании энергии высоконапорных струй жидкости, с целью исключения циркуляции и вытекающих из этого последствий. Предлагаемый метод, повидимому, может найти применение для эвакуации стружки при различных видах и схемах обработки. Наиболее очевидной областью его применения является фрезерование глубоких и профильных пазов, различного рода лабиринтов. Суть метода заключается в том, что устройство для излучения высоконапорных струй жидкости располагается в непосредственной близости от зоны резания, не препятствуя основному процессу. Устройство "привязано" к системе координат станка и перемещается эквидистантно траектории движения режущего инструмента. В более сложных вариантах устройство может иметь собственный привод и

управляться от системы ЧПУ станка. Возможно также неподвижное закрепление устройства на столе станка, либо на конструктивных элементах зажимного приспособления. При возникновении опасности затягивания отделенной стружки в зону резания вследствие подпора при заполнении паза или лабиринта, включается подача высоконапорной струи жидкости, направленной в зону скопления стружки. С достаточной точностью этот момент может быть установлен при помощи светочувствительных элементов (например, фотосопротивлений), по увеличению момента сил сопротивления резанию и т.д. Конструктивно более простым вариантом является циклическая кратковременная подача высоконапорной струи заданной длительности. Параметры высоконапорной струи определяются из условия полного удаления стружки из опасной зоны. При этом подача жидкости для охлаждения и смазки и для удаления стружки может осуществляться при цикличной работе одного и того же устройства. Причем параметры струй (давление, расход жидкости и др.) с целью оптимизации режимов могут быть различными для охлаждения-смазки и для удаления стружки. Наиболее перспективным представляется комплексный подход к решению проблемы охлаждения-смазки, промывки базовых поверхностей заготовок, удаления стружки из зоны резания и дальнейшего ее транспортирования за счет использования энергии высоконапорных струй. В этом случае для решения всех перечисленных проблем может использоваться единая силовая и насосная установка, работающая циклически в импульсном режиме. В качестве теоретической базы для определения рациональных параметров насосных установок могут быть использованы зависимости, разработанные впервые в работе [1] применительно к гидромониторным установкам. Изменение силы гидродинамического воздействия потока жидкости на отделенную стружку Р как функция конструктивных и режимных параметров струеформирующего механизма описывается зависимостью 2 P = (πd o2 / 4)(μ / K o )( po / pср ) 0,5 ρср vср ,

(1)

где d o - диаметр отверстия насадки струеформирующего механизма; μ - вязкость жидкости; K o - коэффициент, равный отношению расхода жидкости в неаэрированной струе к расходу смеси в аэрированной струе струеформирующего механизма; po - динамическое давление струи при выходе из насадки; pср - среднее динамическое давление струи на расстоянии L от насадки; vср - средняя скорость струи на рас-

стоянии L от насадки; ρср - средняя плотность аэрированной жидкости струи на расстоянии L от насадки. Для практических расчетов по формуле (1) разработаны также зависимости для определения всех ее компонентов. Однако непосредственное использование формулы (1) для определения параметров установок, осуществляющих удаление и транспортирование стружки, существенно затрудняется тем обстоятельством, что зависимости для определения параметров K o , pср , vср, ρср составлены только для относительно узкого диапазона изменения значений d o и po . Причем этот диапазон весьма далек от области значений, перспективных для применения в установках для удаления и транспортирования стружки. Для обеспечения возможности практических расчетов с целью определения рациональных параметров установок, выполнены экспериментальные исследования по установлению зависимостей P = F ( d o , po , L )

в необходимом для практических расчетов диапазоне. Диапазон изменения d o составлял 1,5…2,5 мм, po - 2…5 МПа. Выполнен регрессионный анализ полученных данных. Установлена длина начального участка струи для рассматриваемых условий - участка струи, в пределах которого ядро сплошного нераспавшегося потока движется с постоянной скоростью, равной скорости истечения потока из отверстия насадки. Выполнен также анализ процесса взаимодействия высоконапорных струй на элементную и витую металлическую стружку, исходя из основных положений динамики струй и проведенных экспериментальных исследований. Выводы Таким образом, в настоящее время созданы объективные предпосылки для моделирования рабочих процессов и создания технологических систем с комплексным использованием СОЖ, обеспечивающих достижение рациональных значений параметров состояния поверхностного слоя деталей машин и существенного повышения производительности механообработки для многих случаев, когда традиционные подходы оказываются неэффективными. Библиографический список 1. Шавловский С.С. Основы динамики струй при разрушении горного массива. – М.: Наука, 1979. – 173 с.

УДК 621.7

ЗАГРУЖЕННОСТЬ ЧИСТОВОЙ КЛЕТИ ТОЛСТОЛИСТОВОГО ПРОКАТНОГО СТАНА ПРИ АСИММЕТРИЧНОЙ ПРОКАТКЕ И.В. Клименко, В.В. Мартынов ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" В роботі наведені результати досліджень завантаження чистової кліті товстолистового прокатного стану по силі прокатки та обертальному моменту при асиметричній прокатці. Стремление к повышению служебных свойств готовой продукции приводит к ужесточению температурно-деформационных режимов прокатки. В результате увеличиваются технологические нагрузки на оборудование. Все это вынуждает искать новые нетрадиционные способы воздействия на обрабатываемый металл, которые придали ли бы ему новые потребительские свойства, а также разгрузили оборудование прокатных станов. Одним из наиболее перспективных методов воздействия на металл является асимметричная прокатка (АП). Практика исследований и применения процессов АП при горячей и холодной прокатке листов свидетельствует о возможности управления при этом практически всем спектром параметров прокатки и служебных свойств листов и полос [1]. К их числу относятся: энергосиловые параметры; условия трения на контакте валок-полоса; геометрические параметры листов; шероховатость поверхности; механические свойства металла; физические свойства; текстура и структура металла. Наиболее управляемым и эффективным параметром АП является соотношение линейных скоростей ведущего V1 и ведомого V2 валков, характеризуемое коэффициентом асимметрии av=V1/V2. Скоростная асимметрия наряду с улучшением служебных свойств готового проката существенно изменяет степень загруженности трансмиссий ведущего (имеющего большую скорость) и ведомого валков. Нагрузка на трансмиссию и привод ведущего валка возрастает, а ведомый валок и его привод разгружаются вплоть до перехода в генераторный режим. Исследования влияния основного параметра скоростной асимметрии на энергосиловые параметры прокатки проводились в лабораторных и промышленных условиях. На лабораторном стане 340 моделировали условия прокатки в последних пропусках чистовой клети

стана 3000. Для исследования использовались свинцовые образцы. Эксперименты показали, что сила прокатки снижается при увеличении коэффициента асимметрии до 1,2. На рис. 1а представлены опытные и расчетные кривые по формулам авторов работ [2,3]. Из рисунка следует, что опытные и расчетные данные уменьшения силы прокатки до аv=1,1 близки по значению. При аv>1,1 рассчитанная по [2] кривая 3 на рис. 1 значительно расходится с опытной кривой 1 и рассчитанной по рекомендациям [3] кривой 2. Это можно объяснить тем, что зависимость из работы [2] учитывает только коэффициент асимметрии аv, в то время как зависимость из работы [3] учитывает целый комплекс параметров: частоту вращения валков, относительное обжатие, радиус рабочих валков, толщину подката, жесткость полосы и клети.

а б Рис. 1. Энергосиловые параметры при АП свинцовых образцов на лабораторном стане 340: δP - изменение силы прокатки; P - сила прокатки; М1 и М2 - крутящие моменты на ведущем и ведомом валках На рис. 1б представлена экспериментальная зависимость отношения крутящих моментов на ведущем и ведомом валках от значения коэффициента асимметрии. Кривая имеет гиперболический вид и пересекает ось абсцисс в точке, соответствующей аv=1,05. Этот момент соответствует переходу ведомого валка в генераторный режим при отсутствии ещё полной пробуксовки ведущего валка по металлу. Промышленные эксперименты были проведены в условиях чис-

товой клети толстолистового стана 3000 ПАО "Мариупольский металлургический комбинат им. Ильича" (Украина). При контролируемой прокатке особое значение для формирования всего комплекса служебных свойств готовых листов имеют последние пропуски в чистовой клети. Для определения допустимого значения коэффициента асимметрии аv был проведен анализ загруженности чистовой клети стана 3000 по силе прокатки P, крутящим моментам на ведущем и ведомом валках, суммарному крутящему моменту (М∑) и среднеквадратичному току приводов. Чистовая клеть стана 3000 рассчитана на максимальную силу прокатки 68,7 МН и крутящий момент 4,9 МН·м. Эксперименты показали, что загрузка клети при прокатке в симметричном режиме в двух последних пропусках не превышает 75 % по силе прокатки и 58 % по крутящему моменту (рис. 2а), что позволяет использовать в них режимы АП.

а б Рис. 2. Результаты экспериментальных исследований на стане 3000 при обычной (а) и асимметричной (б) прокатке: 5 и 6 – номера пропусков В результате статистической обработки экспериментальных данных методом наименьших квадратов получено уравнение для силы прокатки:

P = 62,72 − 21av .

По данному уравнению построена зависимость силы прокатки от коэффициента асимметрии – рис. 3.

Рис. 3. Зависимость силы прокатки от коэффициента асимметрии по формуле (1) Анализ полученных результатов показал небольшое (до 10 %) снижение силы прокатки при увеличении коэффициента асимметрии до 1,1. Это объясняется большой жесткостью раската при контролируемой прокатке и следует из зависимостей, приведенных в работе [4], т.к. δPm C =1+ n δPp Cк

где δPт и δPp – теоретическое и регистрируемое месдозами изменение силы прокатки; Сп и Ск – жесткость полосы и клети. При контролируемой прокатке Сп=20…32 МН/мм, Ск=8 МН/мм, а δPт/δPp=3,5…5. Т.к. по расчетам для условий стана 3000 отношение δPт/Р составляет 5…10 %, то регистрируемое значение δPp/Р находится в пределах ошибки измерения. Суммарный крутящий момент при значении аv до 1,1 увеличился на 5…10 %. Однако при АП существенно перераспределяются крутящие моменты на валках (рис. 2б). При коэффициенте асимметрии аv до 1,1 крутящий момент на ведущем валке в последних пропусках не превышал 2 МН·м, а суммарный крутящий момент 2,4 и 2 МН·м соответственно в предпоследнем и последнем пропусках. Среднеквадратичный ток привода ведущего валка, определяющий его нагрев за цикл при контролируемой прокатке, по симметричному режиму и при

реализации АП в одном и двух пропусках составил соответственно 70…80, 80…90 и 83…97 % от допустимого. Выводы Таким образом, работу в режиме АП по условиям нагружения клети и привода можно применять в последних двух пропусках. При этом загрузка привода по силе прокатки, крутящему моменту и среднеквадратичному току находится в допустимых пределах. Во избежание неравномерности загрузки трансмиссий валков по крутящим моментам в последних двух пропусках ведущий и ведомый валки следует менять местами, что обеспечит постоянство эквивалентной нагрузки, ответственной за усталостную прочность деталей главной линии стана. Режимы АП могут быть использованы на других предприятиях при реконструкции листовых станов в процессе перевода клетей на индивидуальный привод валков. Библиографический список 1. Асимметричная прокатка тонколистовой стали за рубежом / В.С.Горелик, Б.А. Гунько, П.С. Гринчук и др. // Обзорная информация. Сер. Прокатное производство. – Вып.2. – М.: Черметинформация, 1987. – 21 с. 2. Бровман М.Я. Основные функциональные уравнения асимметричной прокатки / Тезисы докладов IV Всесоюзной научно-технической конференции "Теоретические проблемы прокатного производства". Днепропетровск, ноябрь 1988. – Ч.1. – С. 101-103. 3. Горелик В.С., Орнатский Э.А., Митьев А.П. Прокатка толстого листа со скоростной асимметрией // Тезисы докладов IV Всесоюзной научно-технической конференции "Теоретические проблемы прокатного производства". Днепропетровск, ноябрь 1988. – Ч.2. – С. 17-19. 4. Бровман М.Я. Оборудование для асимметричной прокатки в СССР и за рубежом (Сер. Металлургическое оборудование). Сер.1, Вып.2. – М.: ЦНИИТЭИтяжмаш, 1987. – 32 с.

УДК 621.833.22

ПРОГНОЗИРОВАНИЕ РЕСУРСА КОНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ С ДВОЯКОВЫПУКЛО-ВОГНУТЫМИ ЗУБЬЯМИ А.В. Кузнецова, В.П. Онищенко, С.А. Войнилко ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" У статті наведені основи методики прогнозування ресурсу конічних зубчастих передач із двоопукло-ввігнутими зубцями. Методика ґрунтується на моделі зачеплення зубців і моделі зношування зубців. Система моделей враховує взаємовплив геометричних, навантажувальних, кінематичних параметрів зачеплення і форми профілів зубців. Ресурс горных машин в значительной степени зависит от технического состояния их приводов, а именно, от высоконагруженных зубчатых передач. К ним относят конические передачи с двояковыпукло-вогнутыми (ДВВ) зубьями, которые используются в редукторах привода режущей части очистных комбайнов УКД200-250, 1К101У, РКУ10, РКУ13 и др. производства ЗАО "Горловский машиностроитель". Эти передачи выгодно отличаются от других большей нагрузочной способностью, плавностью зацепления и значительным снижением шума. Однако конические передачи с ДВВ зубьями, имеют ресурс в пределах одного-двух межремонтных сроков, т.е. выходят из строя через 8…16 месяцев эксплуатации. Это требует значительных затрат на ремонт и простой горных машин. Одним из перспективных путей повышения ресурса конических передач с ДВВ зубьями является выбор рациональных параметров зацепления (коэффициентов смещения, модуля, количества зубьев шестерни и колеса, ширины зубчатого венца) на стадии их проектирования на основе моделирования изнашивания. Однако исследования изнашивания ДВВ зубьев конических передач раньше не проводились. В существующих общепринятых методиках исследования износостойкости зубьев не учитывается, кроме работы [1], влияние изменения профиля боковой поверхности зубьев на протяжении их изнашивания на значение геометрических (радиусов кривизны профилей), кинематических (скоростей качения и скольжения) и нагрузочных (нормальной силы в зацеплении и контактных напряжений) параметров. Это снижает точность расчета ресурса конических передач с ДВВ зубьями. Целью данной работы является прогнозирование ресурса конических передач с двояковыпукло-вогнутыми зубьями.

В работе выполнялись экспериментальные и теоретические исследования износа. Экспериментальные измерения износа ДВВ зубьев проводились на базе зубчатой передачи угольного комбайна РКУ10 производства ЗАО "Горловский машиностроитель". Параметры исследуемой передачи представлены в табл. 1. Табл. 1. Основные параметры исследуемой зубчатой передачи Параметр шестерня колесо Средний нормальный модуль 13 мм Внешний окружной модуль 15,465 мм Числа зубьев 13 24 Передаточное число 1,846 Коэффициенты смещения исходного контура 0,55 0,95 Межосевой угол 90° Средняя арифметическая шероховатость 6,3 мкм Ширина зубчатого венца 70 мм Угловая скорость ведущего вала 27,69 рад/с Вращающий момент на ведущем валу 10420 Н·м Удельная нагрузка по длине зуба 1867 Н/мм сталь 20Х2Н4А Материал и термическая обработка цементация, закалка 57…63 HRCЭ Предел текучести материала зубчатых колес 1080 МПа Работа по сбору информации об износе зубьев в эксплуатационных условиях проводилась следующим образом: редукторы приводов угольных комбайнов после отработки определенного нормами эксплуатации срока, либо в случае выхода машины из строя, поступали для капитального ремонта в сборочный цех ЗАО "Горловский машиностроитель"; после проведения разборки редуктора проводилось изготовление слепков трех впадин зубьев шестерни и трех впадин зубьев колеса с трехкратным повторением для 15-ти комбайнов. Координаты изношенной поверхности зуба были определены методом лазерного сканирования [2], предложенным учеными Института робототехники и управления технологическими процессами технического университета Брауншвейга (Германия) Симоном Вилькенбахом и др. На основании координат точек боковых рабочих профилей ДВВ зубьев созданы их трехмерные модели.

Пример трехмерного графика распределения износа по длине и высоте зуба двояковыпуклой шестерни и двояковогнутого колеса, полученного экспериментальным путем, представлен на рис. 1.

а б Рис. 1. Пример распределение износа i по длине b и высоте h: а – шестерня; б – колесо В рамках теоретических исследований был разработан взаимно увязанный комплекс, состоящий из математической модели зацепления и модели износа. На основе указанных моделей разработана методика прогнозирования ресурса конических передач с ДВВ зубьями. Эта методика включает следующие блоки: Блок ввода исходных данных. В качестве исходных данных принимаются следующие параметры: - геометрические параметры зубчатого зацепления; - технологический параметр поверхности зубьев – шероховатость боковой поверхности зубьев; - физико-механические параметры материала зубьев: твердость поверхности зубьев; модуль упругости и др.; - параметр смазочного материала – вязкость масла; - силовые и кинематические параметры зацепления. В качестве параметров зацепления конической передачи с ДВВ зубьями приняты коэффициенты смещения исходного контура для шестерни и колеса; нормальный модуль в среднем сечении зуба; количество зубьев, соответственно шестерни и колеса; ширина зубчатого венца.

Блок подготовки исходных данных преобразует исходные данные в формат, соответствующий входным параметрам всех остальных блоков. В блоке модели зацепления зубьев выполняется математическое описание профиля боковых поверхностей ДВВ зубьев шестерни и колеса, формируется матрица координат точек профиля боковой поверхности зубьев шестерни и колеса, выполняется построение аппроксимирующей кривой рабочей поверхности зубьев. Определяется положение контактной точки в неподвижной и подвижных (связанных с осью симметрии зуба) системах координат, мгновенное передаточное число, скорости перемещения контактной точки по профилям зубьев, а также скорость скольжения, нормальная сила и контактные напряжения с учетом фактической кривизны профилей, изгибной и контактной податливости зубьев и распределения нагрузки между парами зубьев. Блок износа зуба в контактной точке определяет значение износа контактирующих поверхностей с учетом максимально возможного числа факторов. Производится распределения износа между зубьями шестерни и колеса. Далее выполняется сравнение полученных значений износа в контактных точках профиля и критического значения износа, которое принимается равным 80 % толщины цементационного слоя зубьев шестерни и колеса. В случае меньшего значения износа в контактных точках профиля по сравнению со значением критического износа выполняется корректировка и синтез (создание) нового профиля методом кусочной аппроксимации. Далее повторно (в цикле) используются блок модели зацепления зубьев и блок износа зубьев. Если износ зубьев, после n-ого цикла, становится большим, либо равным значению критического износа, то зубья колес считаются изношенными и работа программы прекращается. Блок расчета ресурса переводит условные циклы изнашивания в ресурс передачи. Для автоматизации расчетов согласно приведенной методике разработано и реализовано соответствующее программное обеспечение в среде Mathcad. Соответствие результатов численного эксперимента и опытных данных оценивалось на основе сравнения линейного износа зубьев. Можно утверждать с вероятностью выше 75 %, что значения износа зуба, полученные в результате физического эксперимента по изнашиванию зубьев зубчатой передачи, находятся достаточно близко от зна-

чений, полученных в результате моделирования процесса изнашивания зубьев. Следовательно, результаты прогнозирования износа зубьев с высокой степенью вероятности близки к результатам физического эксперимента. Разработана программа по выбору рациональных параметров зацепления, которая позволяет прогнозировать повышение ресурса ДВВ зубьев конических передач. С ее помощью выбраны рациональные параметры зацепления (m=6 мм, z1=31, z2=57, x1=0,92, x2=2,4, b=70 мм) ДВВ зубьев конической передачи редуктора привода режущей части очистного комбайна РКУ10, это позволило прогнозировать повышение ресурса в 1,93 раза (с 2767 ч для передачи, которая используется в настоящее время, до 5345 ч) при сохранении габаритных размеров и прочности. Выводы 1. Разработано математическое обеспечение для прогнозирования ресурса конических передач с ДВВ зубьями с учетом искажения исходного профиля рабочей поверхности зубьев после каждого цикла изменения напряжений и как следствие изменения значений геометрических, кинематических, силовых параметров контакта зубьев. Это обеспечение формализовано в виде двух математических моделей: зацепления и износа зубьев. 2. Результаты экспериментальных исследований, выполненных в производственных условиях, подтвердили достоверность и адекватность разработанных теоретических положений с вероятностью более 75 %. 3. На основании выполненных теоретических исследований разработана методика прогнозирования ресурса конических передач с ДВВ зубьями. На основании методики разработана программа по выбору рациональных параметров зацепления, которая позволила прогнозировать повышение ресурса передачи редуктора привода режущей части очистного комбайна РКУ10 в 1,93 раза. Библиографический список 1. Онищенко В. Прогнозирование долговечности тяжелонагруженных зубчатых передач на основе моделирования износа зубьев. – Gliwice (Polska): Mechanika, 1999. – 131 z. 2. Кузнецова А.В. Измерение износа зубьев конических передач с круговыми двояковыпукло-вогнутыми зубьями методом лазерного сканирования / Вісник Східноукраїнського національного університету ім. В. Даля. – 2011. – №11(165), Ч.2. – С. 77-85.

УДК 744.43

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО КОЛИЧЕСТВА РАЗМЕРОВ, ПРОСТАВЛЯЕМЫХ НА УЧЕБНЫХ ЧЕРТЕЖАХ ДЕТАЛЕЙ В.А. Мартыненко1 ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" Розглянуто методику підрахунку кількості розмірів на учбових кресленнях, що необхідні для виготовлення деталі. Методика дозволяє сформулювати загальний підхід до нанесення розмірів та підвищити якість виконання учбових креслень. Одной из составных частей чертежа детали являются размеры. Грамотное нанесение их позволяет уменьшить процент брака на производстве, упростить изготовление детали, повысить точность ее отдельных размеров и снизить стоимость детали. Правила и положения, связанные с размерами на чертежах, носят разносторонний характер, например, изображение размерных связей, применение условных знаков и символов, рациональное формирование размерной сетки, назначение номинальных размеров и др. [1] Наиболее полное решение вопроса нанесения размеров связано со знанием большого круга сведений геометрического, расчетноконструктивного, технологического характера, различных стандартов, умением свободно читать и выполнять машиностроительные чертежи, а также сведений из других отраслей техники. Практический интерес при нанесении размеров на чертежах деталей имеет подсчет количества размеров, необходимых для изготовления детали. Количество размеров – число постоянное для каждой детали и не зависит от способа их нанесения. Известная методика заключается в том, что деталь мысленно разбивают на элементарные геометрические формы и подсчитывают необходимое для них количество размеров [2]. Затем устанавливают размеры, определяющие взаимное расположение этих форм. Общее количество размеров равно сумме ранее полученных. Подсчет количества размеров можно упростить, сведя его к формальному подсчету количества линий на чертеже. 1 Под руководством Писанки Е.С.

Все размеры на чертеже детали условно можно разделить на две группы: размеры, определяющие элементарные формы поверхностей детали (назовем их параметры формы), и размеры, определяющие положение в пространстве этих форм (параметры положения). Необходимо учесть, что точка, линия и плоскость параметров формы не имеют. В учебном процессе по черчению, как правило, встречаются цилиндрические, конические и торовые поверхности. Для цилиндрической поверхности вращения параметром формы будет диаметр (или радиус), коническая поверхность вращения имеет два параметра формы – диаметр сечения и конусность или диаметр сечения и угол между образующими (между образующей и осью). Торовая поверхность может быть задана диаметром (радиусом) радиального сечения и диаметром (радиусом) траектории центра образующей окружности. На деталях эти поверхности часто выступают в сочетаниях, поэтому количество параметров формы может уменьшаться за счет совпадения их элементов. Например, соосные коническая и цилиндрическая поверхности имеют общий диаметр оснований, в этом случае коническая поверхность определяется одним параметром – конусностью (углом между образующими). Рассмотрим еще один пример. Если торовая поверхность касается плоскости и конической поверхности, то в этом случае для задания ее формы достаточно поставить один размер – радиус радиального сечения тора. Количество размеров, определяющих взаимное расположение элементарных форм детали в каждом координатном направлении (параметры положения):

n=m-1-t, где m – количество параллельных плоскостей, осевых и центровых линий (включая оси симметрии) и точек, подлежащих координации в заданном направлении (в их число не следует включать точки, получаемые построением на основании достаточных на чертеже условий, например центры сопряжений); t – количество не повторяющихся пар симметричных элементов. Общее количество размеров:

N=n1+n2+n3+P, где n1, n2 и n3 – количество параметров положения в каждом из трех координатных направлений; P – общее количество параметров формы.

Если на детали окажется не одна координатная система, методика подсчета не меняется. Необходимо ввести параметры, определяющие новую координатную систему относительно основной, по приведенной формуле подсчитать размеры в новой системе и прибавить их к ранее полученным. Рассмотрим применение приведенных формул на примере. Для детали, изображенной на рисунке 1, подсчет размеров осуществляется в следующем порядке.

Рис. 1. Нанесение размеров для детали "Планка" Количество размеров, определяющих положение плоскостей и центров отверстий в горизонтальном направлении (размеры обозначены буквой Б): m1=9; t1=0 (в этом направлении симметрия отсутствует), следовательно, n1=9-1=8; в вертикальном направлении (размеры обозначены буквой А): m2=10; t2=4. В число включена одна пара отверстий Д1, симметричных относительно горизонтальной оси, пара отверстий Д3 и две пары параллельных плоскостей, определяемых размерами А1 и А6. Следовательно, n2=10-1-4=5. Толщина детали S дает n3=2-1=1 – один размер. Количество размеров, определяющих форму отверстий, P=3, т.е. Д1, Д2, Д3. Таким образом, общее количество размеров для рассматриваемой детали:

N=n1+n2+n3+P=8+5+1+3=17.

Однако, необходимо учесть, что при выполнении чертежей деталей решения могут быть неоднозначными. Они различаются трудоемкостью выполнения, полнотой отражения технологических и конструкторских требований, предъявляемых к отдельным элементам деталей, технологичностью нанесения размеров и другими факторами. Иначе говоря, различия заключаются в степени приближения учебного чертежа по оформлению и содержанию к чертежам, выполняемым на предприятиях. Выводы Таким образом, овладение рассмотренной методикой позволит сформировать общий подход к нанесению размеров и повысить качество выполнения учебных машиностроительных чертежей с учетом требований современного производства. Библиографический список 1. Інженерна та комп’ютерна графіка: Підручник / В.Є. Михайленко, В.М. Найдиш, А.М. Підкоритов, І.А. Скидан; За ред. В.Є. Михайленка. 3-є вид., перероб. і допов. – К.: Видавничий Дім "Слово", 2011. – 352 с. 2. Боголюбов С.К., Воинов А.В. Курс технического черчения. – М.: Машиностроение, 1974. – 304 с.

УДК 621.81:62

СПОСОБ ПРОЕКТНОГО РАСЧЕТА ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ РЕДУКТОРОВ С УЧЕТОМ ОПТИМИЗАЦИИ ГАБАРИТНЫХ РАЗМЕРОВ П.М. Матеко, С.А. Пастушенко ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" В роботі поставлена і вирішена задача проектного розрахунку двоступінчастих циліндричних редукторів, виконаних по розвернутій схемі, за умови оптимізації габаритних розмірів для зубчастих коліс з твердістю робочих поверхонь зубців <350 HB. Рассматривается проектный расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора на контактную выносливость. Быстроходная передача косозубая, тихоходная – прямозубая (рис. 1). dw3

dw2

dw4

dw1

L Рис. 1. Схема редуктора Исходные данные. По данным на рабочем органе и схеме привода был выбран электродвигатель 4А180S4У4, Pдв=22 кВт, частота вращения nдв=1470 об/мин. Частота вращения на выходе nвых=73,8 об/мин., up=20. Крутящий момент на быстроходном валу Т1=0,145·106 Н·мм. Материал зубчатых колес – сталь 40Х, термообработка – улучшение Н=300…345 HB, допускаемые контактные напряжения [σ]H = 645 МПа. На габаритные размеры редукторов (L, B, H) существенное влия-

ние оказывает разбивка общего передаточного числа редуктора по ступеням. Минимальные габаритные размеры получаются, когда диаметры зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступени равны, d w2 = d w 4 , или 2aw1u1 2aw 2u2 = , u1 + 1 u2 + 1

(1)

где aw1 и aw2 - межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступени; u1 и u 2 - передаточные числа быстроходной и тихоходной ступени. В дальнейших исследованиях рассматриваются несколько вариантов разбивки общего передаточного числа редуктора по ступеням (табл. 1). Табл. 1. Варианты разбивки общего передаточного числа 4 4,5 5 5,6 6 6,3 u2 5 4,44 4 3,57 3,17 3,33 u1

Межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступени определяются по формуле: 2

⎛ С ⎞ kH T ⎟⎟ aw = (u + 1)3 ⎜⎜ , ⎝ [σ]H u ⎠ ψ a

(2)

где k H – коэффициент нагрузки, k H = 1,4 ; С – коэффициент, для быстроходной ступени C=270, для тихоходной C=310; Ψa – коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию: ψa =

где

ψ bd

2ψ bd u +1

– коэффициент ширины колеса по диаметру,

ψ bd =

bw d w1

;

–

крутящие моменты на 2-ом и 3-ем валах, T2 = T1u1 ; T3 = T1u2 . После подстановки значений коэффициентов, допускаемых напряжений и передаточных чисел формула (2) примет вид: aw1 = C1 3

T1 ψ bd 1

aw 2 = C2 3

T1 ψ bd 2

(3)

где C1 и C2 – коэффициенты, значения которых приведены в табл. 2. Подставляя значения межосевых расстояний aw1 и aw2 (3) в (1) и принимая значения коэффициента ψ bd1 в пределах 0,2K1,2 , получаем значения коэффициента ψ bd 2 в зависимости от передаточного числа быстроходной ступени, по результатам которых построены графики зависимости коэффициента ψ bd 2 от коэффициента ψ bd1 для разных значений передаточных чисел быстроходной ступени (рис. 2).

C1 C2

Табл. 2. Значение коэффициентов 4 4,5 5 5,6 2,76 3,01 3,27 3,57 5,49 5,21 5 4,78

6 3,78 4,66

6,3 3,93 4,57

ψ bd 2

2,2

1,8

1,4 1 0,6 0,2 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 Рис. 2. Графики значения ψ bd 2 в зависимости от ψ bd 1 : 1 - u1 = 6,3 ; 2 - u1 = 6 ; 3 - u1 = 5,6 ; 4 - u1 = 5 ; 5 - u1 = 4,5 ; 6 - u1 = 4

ψ bd 1

Для обеспечения равномерного окунания зубчатых колес в масляную ванну рекомендуется передаточное число быстроходной ступени определять по зависимости u1 = u 0p,6 . Тогда для принятого значения u p = 20 , передаточное число быстроходной ступени u1 = 200,6 = 6 . В дальнейших исследованиях рассматривается этот вариант разбивки общего передаточного числа редуктора по ступеням ( u1 = 6 ; u 2 = 3,33 ). При проектном расчете зубчатых передач на контактную выносливость значение коэффициента ψ a для цилиндрических передач принимают ψ a = 0,2K0,4 , что соответствует значению коэффициента ψ bd 1 = 0,7K1,4 .

В дальнейших исследованиях были определены геометрические параметры зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступени, а также габаритные размеры редуктора для варианта при u1 = 6 . Для косозубой передачи угол наклона зубьев принят β = 10° с последующим уточнением. Межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступеней редуктора равны: aw1 = 3,783

T1 ψ bd 1

aw2 = 4,663

T1 ψ bd 2

Полученные значения межосевых расстояний в зависимости от коэффициентов ψ bd 1 и ψ bd 2 приведены в табл. 3.

ψ bd 1

aw1 ψ bd 2 aw2

Табл. 3. Значения межосевых расстояний 0,2 0,4 0,6 0,8 340 270 230 214 0,27 0,53 0,8 1,06 375 302,5 260 242

aw1

и aw2 , мм 1 200 1,33 224

1,2 190 1,6 208

Модуль зацепления зубчатых передач и число зубьев шестерни и колеса определяли по известным зависимостям из курса деталей машин. Полученные значения геометрических параметров зубчатых передач быстроходной и тихоходной ступеней приведены в табл. 4 и табл. 5. Табл. 4. Геометрические параметры быстроходной ступени ψ bd 1

aw1

mn1

β°

d w1

d w2

bw1

0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2

340 270 230 214 200 190

5 4 3,5 3 3 3

19 19 18 20 18 18

114 114 108 120 108 108

12,05 9,87 16,52 11,09 19,09 5,88

97,14 77,1 65,7 61,14 57,14 54,28

582,86 462,9 394,3 366,86 342,86 325,72

20 30 39 49 57 65

Габаритные размеры редуктора (L, B, H) и его объем V для варианта при u1 = 6 приведены в табл. 6, где L – длина редуктора, L = aw1 + aw 2 + 0,5d w1 + 0,5d w 4 + mn1 + m2 ; B – ширина редуктора, B = bw1 + bw 2 ; H – высота редуктора, H = d w4 (d w2 ) + 2mn .

Табл. 5. Геометрические параметры тихоходной ступени ψ bd 2

aw2

d w3

d w4

bw2

0,27 0,53 0,8 1,06 1,33 1,6

375 302,5 260 242 224 208

6 5 4 4 4 4

29 28 30 28 26 24

96 93 100 93 86 80

174 140 120 112 104 96

576 465 400 372 344 320

46 74 96 118 136 154

ψ bd 1

0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2

Табл. 6. Габаритные размеры редуктора L, мм B, мм H, мм 592 219 332 632 193 352 680 167 380 730 135 408 852 104 475 1062 66 592

V, м3 0,043 0,043 0,043 0,04 0,042 0,041

Как видно из табл. 6 объем редуктора при изменении коэффициента ψ bd 1 не меняется, но меняются габаритные размеры. При наибольшем значении коэффициента ψ bd 1 = 1,2 длина редуктора и его высота имеют наибольшие размеры, а ширина минимальная. Но при такой ширине редуктор очень узкий и неустойчив при монтаже. Оптимальные габаритные размеры редуктора получаются при коэффициенте ψ bd 1 = 0,8K1 , что соответствует коэффициенту ψ a = 0,2K0,4 . Выводы При проектировании двухступенчатых цилиндрических редукторов по развернутой схеме для получения равномерного окунания зубчатых колес в масляную ванну необходимо определить передаточное число быстроходной ступени, как u1 = u 0p,6 , задаться коэффициентом ширины колеса по диаметру ψ bd1 = 0,8K1 , а при расчете тихоходной передачи, коэффициент ψ bd 2 принять ψ bd 2 = (1,2K1,4)ψ bd 1 . При этом оптимальное значение общего передаточного числа редуктора равно: u p = 12K 25 . Твердость рабочей поверхности зубьев зубчатых колес H ≤ 350 HB. Библиографический список 1. Деталі машин / В.Г. Нечепаєв, В.П. Блескун, В.П. Онiщенко та ін. – Донецьк: ДонНТУ, 2012. – 404 с.

УДК 622.232.3

ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ РУЧНОЙ УДАРНОЙ МАШИНЫ С ВИБРОЗАЩИТНОЙ СИСТЕМОЙ Д.В. Мулов Донбасский государственный технический университет В результаті експериментальних досліджень зразка ручної ударної машини с віброзахисною системою на основі кільцевих канатних віброізоляторів та спектрального аналізу локальної вібрації методом одночислової оцінки визначено ефективність використання запропонованої конструкції системи віброзахисту. Ручные ударные машины (РУМ) являются наиболее распространенными средствами малой механизации, которые позволяют механизировать любые технологические операции и повысить производительность труда в 6…8 раз. Однако анализ использования РУМ показал, что они являются наиболее виброопасной техникой. До 60 % находящихся в эксплуатации машин превышают санитарные нормы вибрации и являются основной причиной возникновения виброболезни. Поэтому решение вопросов вибробезопасности труда и снижения роста виброзаболеваний при использовании РУМ является важной как научно-технической, так и социально-экономической проблемой. В работе [1] предложена новая конструкция виброзащитной системы (ВС) РУМ на основе кольцевых канатных виброизоляторов (ККВ), благодаря которой достигается снижение уровня вибрации, воспринимаемой руками оператора от действия колеблющегося корпуса, а также увеличивается степень прижатия рабочего инструмента к обрабатываемой поверхности. В работе [2] разработана математическая модель системы "человек-оператор-ударная машина-обрабатываемая среда" с новой ВС на основе ККВ, а также проведен предварительный анализ её использования по сравнению с серийно выпускаемой конструкцией ударной машины. Целью данной работы является анализ результатов экспериментальных исследований вибрационных характеристик образца РУМ с ВС на основе ККВ для оценки эффективности её применения. Для исследования вибрационных параметров ручных ударных машин на кафедре горной энергомеханики и оборудования Донбасского государственного технического университета был разработан и создан стенд [3].

Эффективность РУМ с ВС (физическая модель изготовлена на базе отбойного молока типа МО-2) определяется в результате сопоставления его параметров вибрации, с аналогичными параметрами молотка базовой конструкции и с их предельно допустимыми нормативными значениями. Измеренные параметры вибрации и их предельно допустимые значения представлены на рис. 1, где приняты следующие обозначения: 1 – уровень вибрации молотка с предлагаемой ВС; 2 – уровень вибрации молотка серийно выпускаемой конструкции; 3 – предельно допустимый уровень вибрации по ДСН 3.3.6.039-99.

Рис. 1. Уровни виброскорости ударных машин Уровни виброскорости ударной машины серийной конструкции (кривая 2, рис. 1) в различных полосах среднегеометрических частот спектра близки к допустимым нормативным значениям (кривая 3). В области низких (8…31,5 Гц) и средних (31,6…200 Гц) частот на 2…11 дБ выше, а в области высоких частот (свыше 200 Гц) на 1…7 дБ выше нормируемых значений. Из рис. 1 также видно, что после внедрения предлагаемой новой ВС значения виброскорости существенно снижаются. Уровень виброскорости молотка с ВС на 34…43 дБ ниже предельно допустимого по санитарным нормам значения 109 дБ. Эффективность применения РУМ с ВС определяется на основании данных спектрального анализа локальной вибрации методом одночисловой оценки. Для РУМ исследуемых конструкций корректированный уровень виброскорости определяется попарным и последовательным энергетическим суммированием уровней виброскорости. При этом учиты-

ваются весовые коэффициенты для октавных полос частот, приведенные в табл. 1. Табл. 1. Значение весовых коэффициентов Кі, Lкі, (дБ) для локальной вибрации Значение весовых коэффициентов Среднегеометрические для виброускорения для виброскорости частоты октавных полос, Гц Lкі Lкі Kі Kі 8 1 0 0,5 -6 16 1 0 1 0 31,5 0,5 -6 1 0 63 0,25 -12 1 0 125 0,125 -18 1 0 250 0,063 -24 1 0 500 0,0315 -30 1 0 1000 0,016 -36 1 0 Затем производится попарное энергетическое суммирование уровней. По разности двух уровней L1 и L2 из табл. 2 определяется добавка ∆L, которую необходимо прибавить к большему уровню L2. Таким образом, определяется уровень L1+2=L2+∆L. Табл. 2. Значение добавок ∆L Разность слагаемых 0 1 2 3 4 5 6 уровней L1-L2, дБ Добавка ∆L, дБ

2,5 2,2 1,8 1,5 1,2

0,8 0,6 0,5 0,4

В табл. 3 и 4 приведены результаты расчета корректированного уровня вибрации, проведенного методом попарного энергетического суммирования, соответственно, для отбойного молотка МО-2 серийной конструкции и для аналогичного молотка с ВС. Пример расчета корректированного уровня виброскорости для молотка МО-2. После определения корректированных октавных уровней виброскорости (табл. 3) была вычислена разность уровней 114 и 120 дБ (разность 6 дБ), поправка по табл. 2 равна 1 дБ, прибавляем к большему уровню 120 дБ, что дает 121 дБ. Аналогичное сложение полученных сумм дает окончательный результат, и он составляет 123,7 дБ. Сравнительная оценка параметров отбойного молотка с предлагаемой конструкцией ВС с параметрами вибрации молотка серийной

конструкции и одночисловая оценка вибрационного воздействия показывают (см. табл. 5), что после использования ВС значения виброскорости и виброускорения ниже санитарных норм. Снижение уровня виброскорости составило 30 дБ, а уровня виброускорения – 7 дБ. Табл. 3. Расчет корректированного уровня виброскорости для молотка типа МО-2 серийной конструкции КорректиСреднегеорованные Данные попарного Уровни Значение метрические октавные энергетического вибровесовых частоты суммирования уровни скорости коэффициоктавных виброско- с учетом поправок L&x , дБ ентов, Lкі полос, Гц по табл. 2, дБ рости L&x +Lкі, дБ 114 8 120 -6 121 16 120 0 120 123,2 31,5 117 0 117 118,8 63 114 0 114 123,7 125 111 0 111 112,8 250 108 0 108 113,8 500 105 0 105 106,8 1000 102 0 102 Табл. 4. Расчет корректированного уровня виброскорости для молотка типа МО-2 с ВС КорректиСреднегеометрованные Данные попарного Уровни Значение рические октавные энергетического вибровесовых частоты суммирования уровни скорости, коэффициоктавных повиброско- с учетом поправок L&x ,дБ ентов, Lкі лос, Гц по табл. 2, дБ рости L&x +Lкі , дБ 72 8 -6 66 69,5 67 16 0 67 75 70 31,5 0 70 73,5 71 63 0 71 81,5 73 125 0 73 76,5 74 250 0 74 80,5 75 500 0 75 78 75 1000 0 75

Табл. 5. Одночисловая оценка параметров вибрации

Молоток МО-2 серийной конструкции Молоток МО-2 с ВС

124

100

112

+12

+24

112

–30

–7

L&x ,

дБ

L&&x ,

дБ

по виброскорости, дБ по виброускорению, дБ

Корректированные значения виброускорения, дБ

Инструмент

Сравнительная оценка Предельнопараметров допустимые вибрации значения (–уменьшение, + увеличение)

Корректированные значения виброскорости, дБ

Параметры

Выводы Таким образом, экспериментальные исследования подтверждают эффективность применения предлагаемой конструкции ВС с ККВ ручной ударной машины, созданной на базе отбойного молотка типа МО-2. В дальнейшем результаты экспериментальных исследований будут использованы для оценки адекватности разработанной математической модели рабочего процесса РУМ с виброзащитой. Библиографический список 1. Рутковский А.Ю., Мулов Д.В., Коробейников Ю.В. Новая конструкция виброзащитной системы ручной ударной машины / Сб. науч. трудов ДонГТУ. – Алчевск: ДонГТУ, 2006. – Вып.22. – С. 33-38. 2. Рутковский А.Ю., Мулов Д.В. Имитационное моделирование рабочего процесса ручной ударной машины с виброзащитной системой на основе кольцевых канатных виброизоляторов / Наук. пр. Донец. нац. техн. ун-ту; Ред. кол.: Мінаєв О.А. (голова) та інш. – Донецьк: ДонНТУ, 2010. – Вип.18(172). – С. 242-248. (серія: гірничо-електромеханічна). 3. Мулов Д.В. Экспериментальные исследования вибрационных параметров ручной ударной машины с виброзащитной системой / Гірничий вісник: Науковотехнічний збірник. – Кривий Ріг: КНУ, 2012. – Вип.95(1). – С. 124-128.

УДК 621.914.2

МАТЕМАТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ ПРОЦЕССА ДЕФОРМИРОВАНИЯ СТРУЖКИ ФРЕЗОЙ ПРИ ОБРАБОТКЕ ПРОФИЛЬНЫХ ПАЗОВ В.Г. Нечепаев, М.С. Мышов, А.В. Яценко ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" Виконано моделювання процесу деформування стружки інструментом при фрезеруванні профільних пазів для зосередженої та розподіленої схеми повторної взаємодії фрези з відділеною стружкою. Отримані рівняння для визначення сили повторної взаємодії елемента стружки с фрезою як функцію діаметра фрези та подачею на зуб. В процессе изготовлении станочного и других видов оборудования профильные пазы составляют значительную часть общего объема металлообработки. При этом они являются весьма нетехнологичными элементами конструкций из-за ограниченности пространства для размещения отделенной стружки. Широкое применение и нетехнологичность конструкции таких пазов определяет актуальность поиска путей повышения точности их изготовления. Ограниченность пространства обуславливает циркуляцию отделенной стружки и ее повторное взаимодействие с режущим инструментом в процессе обработки [1]. При повторном взаимодействии элементов отделенной стружки с фрезой формируются силовые факторы, которые дополнительно деформируют элементы системы СПИД и вызывают соответствующие погрешности обработки [2]. Недостаточная изученность указанных явлений определяет актуальность их теоретического и экспериментального исследований. В работе [1] проведен анализ физической картины деформирования элемента стружки в процессе её повторного взаимодействия с режущим инструментом при фрезеровании профильных пазов и выполнена схематизация рассматриваемого процесса. На рис. 1 показаны расчётные схемы в соответствии с возможными вариантами протекания рассматриваемого процесса. Исходя из представленной типовой схемы (рис. 1а), разработана математическая модель деформирования стружки инструментом в процессе фрезерования профильных пазов для случая сосредоточенного её нагружения. Модель разработана на основе математического аппарата базовых разделов механики упругих деформированных систем (общей теории расчёта тонкостенных цилиндрических круговых

оболочек и теории балки на упругом основании) [3]. а

Рис. 1. Схематизация и расчётные схемы повторного деформирования элемента стружки при фрезеровании профильных пазов для случая: а – сосредоточенного нагружения; б – распределённого нагружения В качестве исходного уравнения для разработки моделей принято дифференциальное уравнение общей теории расчёта замкнутых тонкостенных цилиндрических круговых оболочек в развёрнутом виде [4] ∂ 8Φ ∂6 ∂2 ∂4 ∂6 ∂2 ∂2 + + Φ + + + ν Φ + 2 ( 2 ) ( 6 6 1 ) 2 ∂ξ8 ∂ξ6 ∂θ 2 ∂ξ 4 ∂θ6 ∂θ 2 ∂ξ 2 + (4 − ν)

⎡ ∂6 ⎢2 6 + ⎣ ∂θ

∂4 ∂2 ⎤ ∂4 ∂4 ∂2 ∂ 4Φ + Φ + ( + 2 + 1 ) Φ + 4 β = 0. ⎥ ∂θ 4 ∂θ 4 ∂θ 2 ∂ξ 4 ∂θ 4 ∂θ 2 ⎦

(1)

Уравнение (1) описывает краевой эффект изгиба оболочки в продольном направлении и полубезмоментное напряжённое состояние изгиба оболочки в кольцевом направлении. Как следует из (1), математический аппарат расчёта внутренних силовых факторов в оболочке весьма сложный, а кроме того, корректное определение граничных условий при его использовании затруднительно. Поэтому от расчётной схемы в виде замкнутой тонкостенной цилиндрической круговой оболочки целесообразно, в соответствие с рекомендациями [3], перейти к расчётной схеме в виде балки на сплошном упругом основании. После ряда математических преобразований получено выражение для определения значения силы, обуславливающей деформацию режущего инструмента и соответствующую погрешность обработки профильного паза вследствие повторного взаимодействия отделённой стружки с инструментом как функцию диаметра фрезы Dф и подачи

на зуб Sz ⎛ 1 ⎛ a ⎞⎞ 8 ⎟⎟ P = π2σв ⎜ Dф arccos⎜ ⎜ Dф ⎟ ⎟ ⎜ 720 3 ⎝ ⎠⎠ ⎝

⎛ 1 ⎛ a ⎞⎞ 2 ⎟⎟ S , 3(1 − ν )⎜ Dф arccos⎜ ⎜ Dф ⎟ ⎟ z ⎜ 720 ⎝ ⎠⎠ ⎝ 2

(2)

где σв - предел прочности материала паза; Dф - диаметр фрезы; a - ширина заранее профрезерованного прямоугольного паза; Sz - подача на зуб фрезы. Возможность представления элемента стружки в виде замкнутой тонкостенной цилиндрической круговой оболочки обоснована в работе [5]. Там же установлена функциональная связь между геометрическими параметрами стружки (внешним диаметром D и толщиной оболочки δ) и геометрическими и режимными параметрами процесса фрезерования профильного паза (подачей на зуб Sz и диаметром фрезы Dф). Применительно к расчётной схеме на рис. 1б рассмотрено полубезмоментное напряжённое состояние изгиба оболочки в кольцевом направлении. Для определения внутренних силовых факторов, возникающих вследствие повторного взаимодействия режущего инструмента со стружкой, для расчётной схемы на рис. 1б вырезан кольцевой элемент стружки и рассмотрен как трижды статически неопределимая система. После ряда математических преобразований получено выражение для определения значения силы, обуславливающей деформацию фрезы и соответствующую погрешность обработки профильного паза вследствие повторного взаимодействия отделённой стружки с инструментом как функцию диаметра фрезы Dф и подачи на зуб Sz P = 0.00265

σв S z l , Dф arccos (a / Dф )

(3)

где l - длина элемента стружки. Значение и характер изменения указанных силовых факторов (уравнения (2) и (3)) позволяют определить соответствующие деформации режущего инструмента и связанные с ними погрешности обработки профильных пазов. Выводы 1. На основе математического аппарата базовых разделов механики упругих деформированных систем (общей теории расчёта тонко-

стенных цилиндрических круговых оболочек, теории балки на упругом основании и теории статически неопределимых систем) разработаны математические модели деформирования стружки при повторном её взаимодействии с режущим инструментом в процессе фрезерования профильных пазов. Модель ориентирована на установление и вычисление внутренних силовых факторов, определяющих деформацию режущего инструмента, которая, в свою очередь, обуславливает погрешность обработки профильных пазов. 2. Получена зависимость для определения значения силы, возникающей в процессе повторного взаимодействия элемента стружки с режущим инструментом при фрезеровании профильных пазов. Библиографический список 1. Нечепаев В.Г., Гнитько А.Н., Мышов М.С. Анализ повторного взаимодействия стальной стружки с инструментом при фрезеровании профильных пазов / Надежность инструмента и оптимизация технологических систем. Сб. науч. тр. – Краматорск: ДГМА, 2011. – Вып.28. – С. 32-38. 2. Нечепаев В.Г., Гнитько А.Н., Мышов М.С. Постановка задачи повышения точности обработки профильных пазов / Резание и инструмент в технологических системах: Межд. науч.-техн. сб. – Харьков: НТУ "ХПИ", 2011. – Вып.79. – С. 184191. 3. Нечепаев В.Г., Мышов М.С. Моделирование процесса деформирования стружки инструментом при фрезеровании профильных пазов / Наукові праці Донецького національного університету. Серія "Машинобудування і машинознавство". – 2013. – Вип.1(10). – С. 54-61. 4. Гольденвейзер А.Л. Теория упругих тонких оболочек. – М.: Наука, 1976. – 512 с. 5. Нечепаев В.Г., Мышов М.С. Моделирование повторного деформирования элемента стружки при фрезеровании профильных пазов для случая распределенного его нагружения / Надежность инструмента и оптимизация технологических систем. Сб. науч. тр. – Краматорск: ДГМА, 2013. – Вып.32 – С. 43-48.

УДК 621.914.2

ОЦЕНКА УРОВНЯ АДЕКВАТНОСТИ И ПОГРЕШНОСТИ МАТЕМАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ ДЕФОРМИРОВАНИЯ СТРУЖКИ ИНСТРУМЕНТОМ ПРИ ФРЕЗЕРОВАНИИ ПРОФИЛЬНЫХ ПАЗОВ В.Г. Нечепаев, М.С. Мышов, А.В. Яценко ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" Розроблена методика оцінки адекватності та похибки математичних моделей деформування стружки інструментом при фрезеруванні профільних пазів. Розглянуті зосереджена й розподілена схеми повторної взаємодії фрези з відділеною стружкою. Для оценки уровня адекватности и погрешности созданных математических моделей разработана методика, включающая следующие основные этапы: - получение экспериментальных данных на специально изготовленном стенде (силы деформирования тонкостенных цилиндрических замкнутых круговых оболочек, геометрические параметры которых варьируются в заданном диапазоне); - проверка адекватности математических моделей при заданном уровне вероятности; - аппроксимация полученных экспериментальных данных; - оценка погрешности моделирования. Получение экспериментальных данных осуществлялось на специально спроектированном и изготовленном стенде (рисунок 1). Стенд состоит из сварной рамы 1, в верхней части которой закреплена пластина 2 с резьбовым отверстием. В нижней части рамы жёстко крепится динамометр 3 для измерения формирующихся усилий. В пластину 2 закручивается болт 4, передающий усилие на резец 5. Резец 5 имеет возможность перемещения по направляющим рамы 1 и контактирует с оболочкой 6 (имитацией элемента стружки). При проведении исследований элемент стружки (оболочка) 6 устанавливается на приемную площадку динамометра 3. Вращением болта 4 в резьбовом отверстии пластины 2 создается усилие на резце 5, который деформирует оболочку 6. Значение усилия, формирующегося при деформации оболочки, фиксируется динамометром 3. Эксперимент проводился для двух расчётных схем, рассматриваемых при моделировании – для сосредоточенного и распределённого нагружений оболочки [1].

5 3

Рис. 1. Схема стенда для проведения исследований: 1 - рама; 2 - пластина; 3 - динамометр; 4 - болт; 5 - резец; 6 - элемент стружки в виде оболочки При проведении эксперимента варьированию подвергались следующие геометрические параметры стальных оболочек - внешний диаметр оболочки D (5, 7 и 9 мм) и толщина оболочки δ (0,1, 0,2, 0,3 и 0,4 мм). При этом фиксировались значения силы Р, соответствующей деформации оболочки ε. Далее по полученным данным (сила, деформирующая оболочку Р и деформация оболочки ε) строилась диаграмма нагружения. На основе построенной диаграммы определялось значение силы Р, соответствующее разрушению оболочки согласно физической картине повторного взаимодействия элемента стружки с режущим инструментом. Это значение силы Р соответствует силе повторного взаимодействия элемента стружки с режущим инструментом. Проверка адекватности математических моделей при заданном уровне вероятности. Проверка гипотезы об адекватности модели производится с использованием F-критерия Фишера [2…4]. Модель адекватна, если выполняется условие F=

2 S ад ≤ F (α, f ад ; f вос ), 2 Sвос

где F (α, f ад , f m ) - критерий Фишера при заданном уровне значимости 2 - дисперсия воспроизводимости α; S ад2 - дисперсия адекватности; S вос отклика; fад - число степеней свободы S ад2 ; fвос - число степеней свобо2 . ды S вос В таблице 1 в качестве примера приведены данные для оценки уровня адекватности математических моделей деформирования стружки, представленной в виде замкнутой тонкостенной цилиндри-

ческой круговой оболочки, режущим инструментом при фрезеровании профильных пазов. Диапазон изменения параметров оболочки: внешний диаметр D=7 мм и толщина оболочки δ=0,1; 0,2; 0,3; 0,4 мм. Табл. 1. К оценке уровня адекватности математических моделей деформирования стружки, представленной в виде оболочки, инструментом при фрезеровании профильных пазов Схема нагружения элемента стружки Параметры сосредоточенное распределённое нагружение нагружение 2 Дисперсия адекватности S ад 65,6 440,3 Число степеней свободы fад 3 3 Дисперсия воспроизводимо80,6 549,3 сти S в2 Число степеней свободы fвос 8 8 Расчетное значение F 0,81 0,8 критерия Фишера Табличное значение F критерия Фишера (при уровне 4,07 4,07 значимости q=0,05) Аппроксимация полученных экспериментальных данных заключалась в отыскании единственного полинома произвольного порядка, либо набора полиномов второго порядка, которые наилучшим образом приближают окрестности выборочных точек, определенные в соответствующих векторах. Р, Н 200

Р, Н

эксперимент теория

200

150

100

0 0.1

0.2

0.3

0 0.1

δ, мм

эксперимент теория

0.2

0.3

δ, мм

Рис. 2. Графики зависимости силы, деформирующей оболочку как функция толщины оболочки для случаев: а) сосредоточенного нагружения; б) распределённого нагружения

На рис. 2 в качестве примера приведены теоретические кривые и аппроксимирующие кривые экспериментально полученных данных зависимости силы, деформирующей оболочку Р как функция толщины оболочки δ для схем сосредоточенного и распределённого нагружений элемента стружки. Аппроксимирующие кривые представлены набором полиномов второго порядка. Оценка погрешности моделирования осуществлялась путем вычисления абсолютной и относительной погрешностей рассогласования теоретической кривой и кривой, аппроксимирующей экспериментально полученные данные (рис. 2). Выводы 1. Разработана методика оценки адекватности и погрешности математических моделей процесса повторного взаимодействия режущего элемента с отделённой стружкой, представленной в виде замкнутой тонкостенной цилиндрической круговой оболочки, при фрезеровании профильных пазов. Методика включает: - получение экспериментальных данных значения силы, деформирующей оболочку; - проверка адекватности математических моделей при заданном уровне вероятности; - аппроксимация полученных экспериментальных данных; - оценка погрешности моделирования. 2. Выполнена апробация разработанной методики оценки адекватности и погрешности математических моделей процесса повторного взаимодействия режущего элемента с отделённой стружкой при фрезеровании профильных пазов для рассматриваемых расчётных схем сосредоточенного и распределённого нагружений элемента стружки. 3. Разработанная методика может быть использована для оценки адекватности и погрешности математических моделей, аналогичных рассмотренным. Библиографический список 1. Нечепаев В.Г., Гнитько А.Н., Мышов М.С. Анализ повторного взаимодействия стальной стружки с инструментом при фрезеровании профильных пазов / Надежность инструмента и оптимизация технологических систем. Сб. науч. тр. – Краматорск: ДГМА, 2011. – Вып.28. – С. 32-38. 2. Нечепаев В.Г., Гнитько А.Н. Методика оценки адекватности моделей функционирования устройств удаления стружки при фрезеровании закрытых профильных пазов / Надійність інструменту та оптимізація технологічних систем: Збірник наукових праць. – Краматорськ-Київ: ДДМА, 2006. – Вип.19. – С. 255261.

УДК 621.74+62-118+621.822.83

ЛАБОРАТОРНЫЙ СТЕНД ДЛЯ МОДЕЛИРОВАНИЯ УСЛОВИЙ РАБОТЫ ПОДШИПНИКОВ МЕХАНИЗМА КАЧАНИЯ КРИСТАЛЛИЗАТОРА МНЛЗ Н.А. Родионов, Д.Б. Кокорило, А.Л. Сотников, В.П. Цокур ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" Описана методика моделювання параметрів зносу підшипників кочення механізму хитання сортової МБЛЗ, що базується на відтворенні за допомогою лабораторного стенду і підшипників менших габаритів необхідних контактних напруг. Представлена конструкція і принципи функціонування відповідного лабораторного стенду. В настоящее время в практике непрерывной разливки сортовой стальной заготовки большое распространение получили машины непрерывного литья заготовок (МНЛЗ) оборудованные шарнирнорычажными механизмами качания кристаллизатора (МКК). Конструкция современных МКК сортовых МНЛЗ предполагает специфический режим работы большинства их шарниров и опор, оснащенных подшипниками качения. Режим работы таких подшипников качения выражен в колебательном (качательном) движении колец и тел качения с малой угловой амплитудой в пределах 1°. В результате, в местах контакта тел качения с беговыми дорожками образуются углубления, увеличивающие радиальный зазор подшипников, что, в свою очередь, приводит к недопустимым отклонениям колебательного закона движения кристаллизатора МНЛЗ [1…3]. При этом не до конца изученной остается зависимость износа подшипников от параметров их нагружения и эксплуатации, обусловленных режимами работы МКК, а также степенью его уравновешенности [4…5]. В частности, неизвестно влияние динамической нагрузки в подшипнике на интенсивность износа (увеличения углублений на беговых дорожках), а также влияния вязкости смазки на параметры контакта тел качения и беговых дорожек. Одним из способов исследования интенсивности износа подшипников МКК является моделирование различных условий их работы и нагружения на лабораторном стенде. Однако это сопряжено с рядом затруднений, вызванных в первую очередь невозможностью обеспечения необходимых параметров нагружения реальных подшипников МКК. Поэтому возникает необходимость разработать методики физического моделирования интенсивности износа на подшипниках мень-

ших габаритов, требующих, соответственно, приложения на порядки меньших нагрузок. В качестве объекта исследовании был принят шарнирнорычажный МКК сортовой МНЛЗ ПАО "Енакиевский металлургический завод", кинематическая схема которого приведена на рис. 1а. Механизм качания представляет собой параллелограммную рычажную механическую конструкцию, которая обеспечивает циклическое перемещение выходного звена (стола качания) с установленным на нем кристаллизатором вдоль заданной траектории, совпадающей с технологической осью ручья МНЛЗ. Частичная компенсация и снижение технологических и конструкционных нагрузок звеньев, шарниров и опор МКК обеспечивается при помощи установки уравновешивающих пневматических амортизаторов между столом качания и неподвижной станиной.

а б Рис. 1 – Кинематическая схема МКК (а) и характер износа подшипников, работающих в режиме качательного движения (б): 1 – неподвижная опора; 2 – кривошип; 3 – шатун; 4 – двуплечий нижний рычаг; 5 – верхний рычаг; 6 – стол качания; 7 – кристаллизатор; 8 – уравновешивающий амортизатор Шарниры и опоры МКК О1, О2, С и D оснащены радиальными двухрядными роликовыми подшипниками 22316Е и 22310Е, характер износа беговых дорожек которых показан на рис. 1б. В виду того, что износ подшипников МКК не зависит от конструкции элементов подшипников качения (вмятины располагаются вдоль всей площадки контакта, как в случае цилиндрических роликов, так и в случае сферических) [6], для лабораторных исследований было принято использовать радиальные однорядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами 2204. Для соответствия характера и интенсивности износа подшипников стенда и подшипников реального МКК приняты следующие

принципы физического моделирования: – воспроизведение необходимого нагружения путем обеспечения контактных напряжений между элементами подшипников стенда равных контактным напряжениям в элементах подшипников реального МКК; – обеспечение равной угловой амплитуды качания элементов подшипников МКК и лабораторного стенда; – обеспечение пропорционального соотношения статической и динамической составляющих сил реакций в подшипниковых узлах МКК и лабораторного стенда, а также характера их приложения. Для определения необходимого уровня силового нагружения рассчитана нагрузка максимально-нагруженного ролика подшипника для всех опор или шарниров МКК для каждого момента времени цикла его нагружения: Qmax i =

5Ri , 2 z cos(α)

где Ri – сила реакции в шарнире или опоре в i-й момент цикла качания; z – число роликов в обойме подшипника; α – угол контакта. Параметры контакта ролика с беговой дорожкой подшипника, в соответствии с теорией контакта Герца [7], определяются исходя из суммарной кривизны контактирующих поверхностей. Суммарная кривизна при контакте ролика и внутреннего кольца подшипника определяется зависимостью: Σρв =

1 2 1 1 + − + Rkw Dw rB RB

где Rkw – радиус сферического ролика в поперечном направлении; Dw – диаметр ролика; rв – радиус "желоба" беговой дорожки внутреннего кольца в осевом сечении; Rв – радиус "желоба" беговой дорожки внутреннего кольца в сечении, перпендикулярном оси отверстия. Контактные (нормальные) напряжения при контакте ролика с наружным кольцом определяются по формуле: σвi =

Qi Σρв πlwλ

где lw – длина ролика; λ – параметр, характеризующих упругие свойства материалов контактирующих элементов, для стали λ=0,87·10-5 мм2/Н.

Тогда, исходя из условия необходимости равенства контактных напряжений для подшипников МКК, в соответствии с вышеприведенными зависимостями, сила реакции в шарнирах и опорах лабораторного стенда в каждый момент времени цикла его качания определяется следующим образом: Ri′ =

Ri Σρвlw′ z cos(α ) = kd Ri , Σρ′вlw z′ cos(α′)

где kd – критерий динамического подобия сил реакций в шарнирах реального МКК и лабораторного стенда. Для подшипников опор нижнего и верхнего рычагов МКК и соответствующих подшипников опор стенда (таблица 1) kd=0,079.

мм-1 0,383

Σρв ,

Табл. 1. Параметры подшипников 22316Е 2204 -1 lw , мм Σρ′в , мм lw′ , мм α, ° z' z 5,5 12 14,5 0,102 22,3 10

α', ° 0

Для обеспечения равной угловой амплитуды качания элементов подшипников реального МКК и лабораторного стенда была разработана конструкция стенда, воспроизводящая кинематическую схему МКК в масштабе 1:2 (рис. 2а). В качестве привода используется асинхронный двигатель, обеспечивающий частоту качания выходного звена nк=600…650 кач./мин., что позволяет сократить время изнашивания подшипник лабораторного стенда в 2,5…3 раза.

а б Рис. 2. Лабораторный стенд для исследования параметров износа подшипников, работающих в режиме качательного движения

Исследуемые подшипники расположены в корпусах из стали, оснащенных прозрачными крышками из оргстекла, позволяющими выполнять наблюдение за поведением смазки в процессе работы подшипников (рис. 2б). Пропорциональное соотношение статической и динамической составляющих сил реакций в подшипниковых узлах МКК и лабораторного стенда, а также характера их приложении обеспечивается с помощью переменной нагрузки, прикладываемой к выходному звену, а также совокупному воздействию сил инерции звеньев. Внешняя сила, в свою очередь, создается пружиной (рис. 2. поз. 1), путем подбора ее жесткости и преднатяга, с помощью математической модели лабораторного стенда. Таким образом, сила реакции в каждой i-й опоре и шарнире лабораторного стенда может быть представлена следующей функциональной зависимостью: Ri′ = f (h, k , ω1 ) ,

где h – преднатяг пружины; k – жесткость пружины; ω1 – угловая скорость ведущего узла, обуславливающая силу инерции звеньев. Так, в случае моделирования закона нагружения опоры верхнего рычагов МКК при частоте качания 220 кач./мин. и давлении воздуха в уравновешивающих амортизаторах 0,5 МПа на стенде воспроизводятся его статическая и динамическая составляющие сил реакций, имеющих отклонения от расчетных по контактным напряжениям в пределе 10 % (рис. 3).

а б Рис. 3. Закон изменения силы реакции в опоре верхнего рычага МКК (а) и в соответствующей опоре лабораторного стенда (б) за цикл качания В дальнейшем, на базе разработанных методики моделирования

параметров работы подшипниковых узлов МКК и лабораторного стенда, планируется получить зависимости интенсивности износа подшипников от параметров их работы, нагружения и смазывания, а также произвести исследование диагностических параметров подшипниковых узлов, соответствующих развитию износа. Выводы Разработана методика моделирования процесса изнашивания подшипников МКК, работающих в режиме качательного движения, которая позволяет моделировать процесс изнашивания на меньших по габаритам подшипников при приложении меньших по модулю нагрузок. Получена зависимость, позволяющая определять критерий динамического подобия нагрузок, действующих в исследуемых в подшипников лабораторного стенда и подшипниках реального МКК, базирующаяся на воспроизведении соответствующих контактных напряжений. На базе данной методики разработан лабораторный стен, позволяющий исследовать воздействие на процесс и интенсивность износа соотношения статической и динамической составляющих нагрузок в подшипниках, а также вязкости заложенной в них смазки. Библиографический список 1. Петров Д.В. Влияние зазоров в механизме качания кристаллизатора на время опережения / Сталь. – 2007. – №4. – С. 67-69. 2. Сидоров В.А. Определение границ работоспособного состояния столов качания сортовых МНЛЗ / Металлургическая и горнорудная промышленность. – 2011. – №1. – С. 98-102. 3. Сидоров В.А., Сотников А.Л., Птуха С.В. Техническое обслуживание и ремонт механизма качания кристаллизатора МНЛЗ / Металлургические процессы и оборудование. – 2009. – №4. – С. 39-43. 4. Сотніков О.Л., Родіонов М.О. Дослідження навантаження підшипникових вузлів важільного механізму хитання кристалізатора МБЛЗ / Надежность металлургического оборудования. Сб. науч. тр. по материалам Межд. науч.-тех. конф., 28-31 октября 2013 г. Днепропетровск (Украина). / Отв. ред. В.И. Большаков. – Днепропетровск: ИМА-пресс, 2013. – С. 196-202. 5. Сотніков О.Л., Родіонов М.О. Врівноважування механізму хитання кристалізатора МБЛЗ / Збірник наукових праць Донбаського державного технічного університету. Вип.35. – Алчевськ: ДонДТУ, 2011. – С. 102-106. 6. Сотников А.Л., Родионов Н.А., Парфенюк А.С. Расчет долговечности подшипников качения механизма качания кристаллизатора МНЛЗ / Металлургические процессы и оборудование. – 2013. – №2. – С. 58-67. 7. Леликов О.П. Валы и опоры с подшипниками качения. Конструирование и расчет: Справочник. – М: Машиностроение, 2006. – 640 с.

УДК 658.274

ПЕРСПЕКТИВЫ И ЗАДАЧИ РАЗВИТИЯ РЕМОНТНОГО ОБСЛУЖИВАНИЯ ПРОИЗВОДСТВА В УКРАИНЕ А.В. Сидоров Интернет-проект "Сфера ТОиР" У статті розглянуті питання інтеграції загальносвітового досвіду у сфері організації ремонтного обслуговування виробництва у вітчизняну практику. На практичних прикладах обґрунтовано необхідність консолідації зусиль фахівців, підприємств та організацій для забезпечення розвитку вітчизняної економіки. Зазначені роботи у даний час вже ведуться в рамках інтернет-проекту "Сфера ТОіР". Промышленные предприятия Украины функционируют в сложных условиях политической, экономической и финансовой нестабильности. Устаревшие и переходные методы управления производственными активами в настоящее время оказываются уже неспособными обеспечить конкурентоспособность предприятий на внутреннем и внешнем рынках. Перед подразделениями компаний всё более актуально ставится задача повышения результативности. Не является исключением и ремонтная служба. Зарубежными специалистами разработан широкий перечень методов повышения эффективности ремонтного обслуживания производства, которые доказали свою действенность в условиях рыночной экономики этих стран. Однако отдельные попытки слепого копирования мирового опыта показали недопустимость применения такого подхода в отечественной практике. Начиная с концепций, используемых при проектировании, и заканчивая менталитетом персонала, обеспечивающего работоспособность оборудования, – в каждой области могут быть найдены принципиальные отличия. Тем не менее, учитывая то, что основные фонды отечественных предприятий хоть и недопустимо медленно, но всё же обновляются, причём зачастую иностранным оборудованием, зарубежные концепции технического обслуживания и ремонтов (ТОиР) должны быть учтены при эксплуатации. Проиллюстрируем на примере. Дробильно-сортировочный комплекс "АМСОМ", предназначенный для переработки шлаков, был введен в эксплуатацию в 2007 г. Техническая документация в привычном

для отечественных специалистов объёме (чертежи узлов, деталей) в штатном порядке предоставлена не была. Приобретение такой документации требовало существенных дополнительных затрат, на что руководство компании не пошло. Сервисное обслуживание, предложенное представителями производителя, для предприятия также оказалось слишком дорого. Каждая авария оборудования сопровождалась значительными потерями, обусловленными длительным простоем и большими затратами на восстановление работоспособности. Указанное становилось возможным как результат: – отсутствия необходимых сведений о конструкции оборудования, что требовало разработки технологии ремонта только после разборки; – отсутствия возможности материально-технической подготовки ремонтов; – неприспособленности оборудования для восстановления работоспособности или замены отдельных деталей (концепция поузловой замены). В связи с тем, что в период эксплуатации с 2007 по 2013 г. имело место всего несколько эпизодических аварий, указанные факторы при построении системы ТОиР комплекса учтены не были. Итогом этого стала целая череда аварий в августе-сентябре 2013 г., когда общая продолжительность простоев составила около полумесяца. Последнее явилось следствием того, что заложенный при проектировании жизненного цикла срок службы оборудования также не был учтён. Таким образом, очевидным становится диаметральное различие зарубежной и отечественной парадигм ТОиР: – периодическое обязательное техническое обслуживание в установленном объёме, поузловая замена по истечению срока службы, ремонты узлов в процессе эксплуатации не предусмотрены (зарубежная парадигма); – техническое обслуживание по возможности, периодические ремонты по состоянию, восстановление и замена деталей, находящихся в предаварийном или аварийном состоянии (отечественная парадигма). К сожалению, не редки и случаи недостаточного понимания при попытках внедрения зарубежных концепций. Так, например, принцип системы 5S [1] "любая неисправность, замеченная работником, должна быть устранена либо, в случае невозможности, зафиксирована и доведена до ответственных лиц" в соответствующем стандарте одного

из предприятий приобрёл приблизительно такой вид. В случае обнаружения отклонения – дефекта, неисправности, мусора (!) – работник должен пометить его красной биркой, а затем зафиксировать данный факт в журнале. Ответственный инженернотехнический работник по итогам месяца обязан составить отчёт по всем записям в журнале и направить в соответствующий отдел, который обеспечит контроль устранения отклонений. К счастью, автору так и не довелось ни разу наблюдать выполнения столь абсурдного стандарта. Тем не менее, с подобной практикой неудачного внедрения, основанного на недостаточном понимании зарубежных концепций, приходится сталкиваться достаточно часто. Такой негативный опыт не только дискредитирует сами концепции, но и на долгое время становится барьером на пути перспективного развития. Ключевым является вопрос: насколько возможно обеспечить успешное функционирование предприятия без учёта и использования современных методологий и технологий в сфере ремонтного обслуживания? Ответ однозначен, невозможно. Конкуренция в условиях открытого рынка выдвигает повышенные требования к организации производства, что, по мнению зарубежных экспертов, является залогом получения продукции – качественной и в срок. Другими словами, без должной организации производства продукция качественной и конкурентоспособной зарубежными партнёрами рассматриваться не будет. В разрезе приведения в соответствие системы ТОиР оборудования требуют изучения и внедрения в отечественную практику: – международные стандарты серий ISO 9000, ISO 14000 и OHSAS 18000 по организации системы менеджмента качества, экологии и охраны труда; – международные стандарты серии ISO 55000 по управлению производственными активами предприятий; – инструменты централизации, децентрализации и аутсорсинга; – общая оценка эффективности производства (ОЕЕ), комплексная технико-экономическая оценка эффективности ремонтного обслуживания производства [2]; – планирование жизненного цикла оборудования (LCCA); – производственная система Тойота (TPS); – концепция непрерывного совершенствования (кайдзен); – бережливое производство (lean), принцип "точно вовремя" (JIT); – общепроизводственное обслуживание оборудования (TPM); – организация рабочего места (5S);

– проактивное обслуживание (PM); – обслуживание, ориентированное на надёжность (RCM); – обслуживание, базирующееся на рисках (RBM) и другие. "Сфера ТОиР" – это сетевой информационный проект, доступный по адресу http://toir-sphere.com, который предназначен для обмена опытом и установления деловых контактов между специалистами, предприятиями и организациями отрасли ТОиР промышленного оборудования [3]. Одной из основных задач проекта "Сфера ТОиР" является объединение специалистов постсоветского пространства, неравнодушных к проблемам повышения эффективности ремонтного обслуживания производства, которые готовы поделиться собственными наработками и принять участие в совместных проектах по интеграции зарубежного и отечественного опыта в практику. Повышение квалификации персонала, разработка нормативной документации, популяризация прогрессивных методов организации и технологий ремонтного обслуживания производства – насущные задачи, для решения которых проект "Сфера ТОиР" консолидирует вокруг себя специалистов, предприятия и организации. Проект функционирует с начала 2014 г. За это время участниками "Сферы ТОиР" уже стали 36 специалистов, 3 предприятия и 4 организации отрасли ТОиР оборудования, которые подтвердили свою добрую волю к сотрудничеству регистрацией на сайте. Выводы Только выработка совместных целенаправленных решений, объединение и адаптация лучших достижений мировой и отечественной практики создадут эффективную систему поддержки ремонтного обслуживания производства, что позволит добиться отечественным предприятиям конкурентных преимуществ, достаточных не только для "выживания", но и для дальнейшего процветания на благо народного хозяйства. Библиографический список 1. Takashi Osada. The 5S's: five keys to a total quality environment. – Asian Productivity Organization, 1991. – 211 p. 2. Сидоров А.В. Оценка эффективности ремонтного обслуживания производства. Режим доступа: http://toir.inf.ua/manual/eam_002. html 3. О проекте / Сфера ТОиР – деловой клуб настоящих профессионалов. Режим доступа: http://toir-sphere.com/about

УДК 621.791.927

ПЕРСПЕКТИВЫ ПРИМЕНЕНИЯ ДУГОВОЙ АВТОМАТИЧЕСКОЙ СВАРКИ В ПРОИЗВОДСТВЕ КОТЛОВ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫХ ВАГОНОВ-ЦИСТЕРН А.А. Трещёв, П.В. Коросташевский НТК ЧАО "Азовэлектросталь" В статті розглянуті перспективи покращення якості та збільшення продуктивності обладнання при виконанні зварних з’єднань листових полотнищ та інших елементів котлів шляхом дугового автоматичного зварювання у котельному виробництві залізничних вагонівцистерн. Производительность труда во многом определяется его механизацией и автоматизацией. И когда подходят к пределу технических возможностей технологии и конкретного оборудования, останавливаются из-за невозможности дальнейшего ее роста. А это значит, что для увеличения выпуска продукции производственные мощности в дальнейшем можно наращивать лишь количественно, экстенсивным путем. Но рынок не стоит на месте: он выдвигает новые требования. На данном этапе, в котельном производстве вагоностроения – это универсальность и более высокая производительность специального технологического оборудования. Основными элементами котла железнодорожного вагонацистерны являются обечайка и два днища. Обечайки изготавливаются из более коротких обечаек, называемых царгами (рис. 1) или из листовых полотнищ (рис. 2). Днища штампуются из сваренных из двух листов заготовок. При этом наиболее распространенным способом соединения листов при изготовлении этих конструкций является соединение листов встык путем дуговой автоматической двухсторонней сварки под слоем флюса первой стороны на флюсовых подушках. Этот способ, впервые внедренный в производстве котлов железнодорожных вагонов-цистерн в ПАО "Азовмаш" в 50-х годах прошлого века, позволяющий получать при сварке листовых конструкций протяженные сварные швы высокого качества и с высокой производительностью, нашел широкое применение. Широко распространен он в массовом производстве листовых (толщиной 7…20 мм) конструкций котлов из конструкционных низколегированных сталей типа 09Г2С и коррозионно-стойких сталей типа12Х18Н10Т, при изготовлении лис-

товых полотнищ нефтеналивных резервуаров. Однако, используемые при этом скорости сварки (в основном - порядка 30 м/ч) в последнее время уже не удовлетворяют современным требованиям, прежде всего – производства листовых полотнищ.

Рис. 1. Схема котла железнодорожного вагона-цистерны с обечайкой, сваренной из 3-х царг: 1 – днище; 2 – царга (короткая обечайка); 3 – продольный сварной шов царги; 4 – кольцевой сварной шов; 5 – сварной шов днища

Рис. 2. Схема листового полотнища обечайки котла железнодорожного вагона-цистерны: 1 – лист; 2 – продольный сварной шов Существующие поточно-механизированные линии для сборки и сварки листовых полотнищ обечаек котлов железнодорожных вагонов-цистерн и технология сборки и сварки таких полотнищ при сборке полотнищ из листов не изменяющейся в течение длительного времени ширины работали с максимальной производительностью, сваривая одновременно все стыки. В современных условиях из-за необходимости использования листового металлопроката различной ширины работать с прежней высокой производительностью, т.е., сваривать одновременно несколько стыков несколькими сварочными автоматами, практически невозможною. Это существенно снижает производитель-

ность и увеличивает время изготовления изделий [1]. Конструкция одной из линий сборки и сварки листовых полотнищ ПАО "Азовмаш" (рис. 3) и варианты технологии их изготовления описаны там же.

Рис. 3. Линия сборки и сварки листовых полотнищ обечаек котлов железнодорожных вагонов-цистерн и контейнеров-цистерн: 1 - стенд сборки листовых полотнищ; 2 - стенд автоматической сварки первой стороны листовых полотнищ; 3 - кантователь полотнищ; 4 - стенд автоматической сварки второй стороны листовых полотнищ; 5 - транспортирующее устройство; 6 - стенд отстоя полотнищ В свете стоящих перед отраслью задач, наиболее перспективным в ближайшие два десятилетия является использование в производстве листовых конструкций вагоностроения способа дуговой автоматической сварки под слоем флюса, обладающего существенными преимуществами перед остальными способами автоматической сварки. Конструктивные решения по универсальному специальному технологическому оборудованию линий изготовления листовых полотнищ этим способом подробно изложены в работах [2…5]. В работе [1] подробно изложены варианты увеличения производительности оборудования этих линий при их универсальности. В то же время важно одновременное увеличение производительности оборудования для сварки кольцевых швов обечаек из царг и котлов с использованием того же метода сварки. Наиболее эффективным, как для сварки кольцевых швов обечаек и котлов, так и прямолинейных швов листовых полотнищ является способ автоматической сварки под слоем флюса на повышенных в несколько раз (до 100…120 м/ч) скоростях без использования при этом каких-либо устройств для предотвращения протекания сварочной

ванны [1]. Его применение позволит выйти на более высокую производительности нынешних линий сборки и сварки листовых полотнищ из листов различной ширины, стендов сварки кольцевых и прямолинейных швов обечаек и котлов железнодорожных вагонов-цистерн различных диаметров. Внедрение этого способа не потребует существенной модернизации оборудования для сварки кольцевых швов и существенно упростит конструкцию линий сборки и сварки листовых полотнищ, с одновременным увеличением их производительности при сохранении их универсальности. Описанный способ базируется на новой технологии прецизионной сварки, которая пока находится в стадии производственных испытаний. Теоретические основы технологии разработаны доцентом ГВУЗ "Приазовский государственный технический университет", к.т.н. Белоусовым Юрием Васильевичем. Выводы Способ дуговой автоматической сварки под слоем флюса в ближайшие десятилетия останется наиболее эффективным в производстве листовых конструкций котлов железнодорожных вагонов-цистерн при его модернизации с использованием новой теоретической базы, позволяющей увеличить в несколько раз скорость сварки, производительность и универсальность оборудования при сохранении технической базы или её незначительной модернизации, что позволит при минимальных вложениях получить максимальную прибыль. Библиографический список 1. Роянов В.А., Коросташевский П.В., Сотников Е.В. Особенности конструкции оборудования универсальных линий сборки и сварки листовых полотнищ обечаек котлов железнодорожных вагонов-цистерн и технологии сварки полотнищ в условиях современного рынка / Збірник наукових праць Української державної академії залізничного транспорту. – 2013. – Вип.139. – C. 72-82. 2. Коросташевский П.В. Выбор основных параметров стендов автоматической сварки листовых полотнищ обечаек котлов в крупносерийном производстве / Вісник Приазовського державного технічного університету. – 2006. – Вип.16. – С. 171-175. 3. Патент 32090, Україна, МПК В23К 37/04. Установка для зварювання листових полотнищ / Коросташевський П.В., Роянов В.О., Нікітченко С.П., Готовченко І.В. - №u200709907; заявл. 04.09.2007; опубл. 12.05.2008; Бюл. №9. 4. Пат.61072, Україна, МПК В23К 37/04. Потокова механізована лінія для складання й зварювання листових полотнищ / Коросташевский П.В., Роянов В.О. - №u201014473; заявл. 03.12.2010; опубл. 11.07.2011; Бюл. №13. 5. Роянов В.А., Коросташевский П.В. Принципы конструирования оборудования транспортных систем универсальных линий сборки и сварки листовых полотнищ / Вісник Донбаської державної машинобудівної академії. – 2010. – №2(19). – С. 245-250.

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

УДК 669.184

КИСЛОРОДНЫЙ КОНВЕРТЕР ДЛЯ МИНИ-СТАЛЕПЛАВИЛЬНОГО ПРОИЗВОДСТВА Д.И. Федяев, Н.А. Климович, С.В. Лялин ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" Запропонована конструкція вдосконаленого 10-ти тонного кисневого конвертора для виплавки сталі в умовах металургійного мінізаводу з шихти з підвищеним вмістом шкідливих домішок, застосування якого дозволить отримати економічний за рахунок зниження витрат на сировину. Заметное увеличение доли амортизационного лома с повышенным содержанием нежелательных примесей, получаемого при утилизации легковых автомобилей и бытовой техники, а также насущная необходимость в переработке накопившихся в регионах страны отходов, содержащих черные металлы и наносящих вред природной среде, являются главными предпосылками к созданию металлургических мини- и микропроизводств, благодаря которым можно не только улучшить экологическую ситуацию в Донбассе, но и получить ощутимый экономический эффект [1,2]. Так, например, на экспериментальном заводе ООО "Энергокапитал" (Макеевка, Украина) внедрена технология, предполагающая переработку в мини-доменной печи объемом 128 м3 окатышей из угольного и металлургического шламов в качественный чугун. При этом получаемые попутные продукты – гранулированный шлак и доменный газ – в дальнейшем используют соответственно в качестве строительного материала и топлива в установках, генерирующих электроэнергию. В связи с этим на кафедре "Механическое оборудование заводов черной металлургии" Донецкого национального технического университета уже 5 лет ведутся работы по совершенствованию сталеплавильных агрегатов, предназначенных для переработки некачественной шихты и техногенных отходов (научный руководитель зав. кафедрой д.т.н., проф. С.П. Еронько). В частности, разработана и запатентована модернизированная конструкция 10-ти тонного кислородного конвертера [3], реализующего Калдо-процесс, с использованием которого можно получать качественную сталь из чугуна с повышенным содержанием серы и фосфора, а также применять в шихте до 50 % некачественного металлического лома. В классическую конструкцию Кал-До-конвертера были внесены

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

изменения, касающиеся кинематической схемы механизма вращения корпуса плавильного агрегата. Сущность внесенных изменений состоит в том, что привод механизма вращения конвертера смонтирован не на его корпусе, а размещен стационарно на рабочей площадке со стороны одной из цапф. Благодаря этому значительно упрощается его ремонт и обслуживание, а также снижается нагрузка на привод механизма поворота корпуса конвертера из-за уменьшения массы подвижной системы сталеплавильного агрегата.

Рис. 1. Схема компоновки механизмов 10-ти тонного Кал-До-конвертера Общая схема компоновки комплекса оборудования, входящего в состав мини-конвертера, приведена на рис. 1. В конвертере применен

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

вариант стационарного одностороннего привода 9 механизма поворота корпуса, включающего электродвигатель, быстроходный и тихоходный редукторы. Связь вала тихоходного редуктора с приводной цапфой осуществляется посредством зубчатой муфты 10, обеспечивающей передачу больших крутящих моментов и компенсацию перекосов соединяемых хвостовиков. Корпус конвертера выполнен глуходонным, сварной конструкции. Его фиксация относительно опорного кольца 5 осуществлена шестнадцатью центрирующими роликами 12, имеющими две реборды. Ролики разбиты на две группы и попарно на осях установлены на нижней и верхней торцевых поверхностях опорного кольца. На наружной цилиндрической поверхности кольца жестко закреплены усиленные ребрами жесткости четыре накладки 7, нижние части которых посредством шарниров связаны с изогнутыми профильными балками 8, удерживающими подшипниковую опору 11 цапфы днища конвертера. Данная опора является центрирующей и воспринимает одновременно радиальную и осевую нагрузку, поэтому она включает два подшипника, один из них радиальный, а другой упорный. Наружную цилиндрическую поверхность корпуса конвертера охватывают два бандажа 6, которыми он опирается на ролики и благодаря их ребордам фиксируется в осевом направлении относительно опорного кольца. Непосредственно под нижним бандажом на корпусе конвертера размещен зубчатый венец 13, находящийся в зацеплении с шестерней 14. Конструктивное исполнение усовершенствованного привода механизма вращения корпуса конвертера показано на рис. 2. Механизм включает конический вал-шестерню 3, посредством муфты связанный с редуктором привода и установленный в подшипниковых опорах внутри цилиндрического канала, выполненного в теле цапфы 4. Пустотелая цапфа изготовлена за одно целое с крышкой, соединенной с обоймой в полости которой на подшипниках качения размещен вал 6, с посаженными на него коническим зубчатым колесом 7, находящимся в зацеплении с шестерней 5, а также прямозубой шестерней 2, зацепляющаяся с зубчатым венцом 1 корпуса конвертера. Обойма закреплена между разъемными частями опорного пояса 8. Такое конструктивное исполнение механизма вращения корпуса конвертера позволило разместить его привод на раме, установленной на металлоконструкции возле соответствующей цапфы опорного пояса сталеплавильного агрегата. Во время поворота корпуса конвертера относительно оси цапф коническое зубчатое колесо 7 обкатывается по шестерне 5, благодаря чему обеспечивается одновременная независимая

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

работа обоих механизмов, т.е. при изменении угла наклона сталеплавильного агрегата относительно горизонтальной плоскости его вращение можно не останавливать, что упрощает управление работой всей системы в целом.

Рис. 2. Предложенная конструкция механизма вращения корпуса кислородного конвертера Процесс выплавки стали с использованием предложенного конвертера протекает следующим образом. Корпус сталеплавильного агрегата устанавливают в вертикальное положение и в его полость последовательно загружают требуемое количество кусковой извести, руды и флюсов, после чего его поворачивают в горизонтальное положение и осуществляют завалку металлического лома, а также заливку жидкого чугуна. По окончании загрузки шихтовых материалов корпус конвертера переводят в положение продувки (угол его наклона к горизонтальной плоскости должен составлять 15…20°). Для осуществления продувки тележку с фурмой переводят в рабочее положение, при котором водоохлаждаемый колпак системы газоотвода плотно примыкает к устью горловины конвертера. Фурма, наклоненная под углом 30° к горизонтальной плоскости, с помощью соответствующего механизма начинает совершать колебательное движение, во время которого в ванну конвертера в струе кислорода вдувается порошкообразная известь. Сразу же после начала продувки конвертеру сообщают

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

вращательное движение. Для регулирования процесса выплавки стали в мини-конвертере могут применяться отдельно или в комплексе такие технологические приемы, как изменение скорости вращения корпуса агрегата, положения кислородной фурмы и частоты ее колебаний. Предлагаемый сталеплавильный агрегат, как отмечалось ранее, целесообразно эксплуатировать в условиях металлургических минизаводов, однако сфера его использования может быть расширена. Выбранная его вместимость (10 т) и расчетная продолжительность выплавки в нем стали (40…45 мин.) находятся в хорошем соответствии с технологическими параметрами процесса выплавки чугуна в вагранках с производительностью 10…12 т/ч, применяемых в литейных цехах заводов индивидуального и мелкосерийного производств. Экономический эффект от использования предлагаемой разработки обусловлен возможностью переработки высокофосфористой руды, и некачественного металлического лома, имеющих меньшую стоимость. Выводы Представленные технические решения, направленные на модернизацию кислородного конвертера, позволяющего осуществлять переработку некачественной шихты в виде высокофосфористого чугуна и оборотного металлического лома, представляют определенный экономический интерес, поскольку в ближайшем будущем следует ожидать активизации работ, связанных с поиском альтернативных технологий получения стали с низким содержанием вредных примесей в условиях роста цен на исходные материалы и энергоносители, а также усиления конкуренции на мировом рынке металла. Библиографический список 1. Металлургические мини-заводы / А.Н. Смирнов, В.М. Сафонов, Л.В. Дорохова и др. – Донецк: ООО "Норд-Пресс", 2005. – 469 с. 2. Переработка высокофосфористого чугуна в конвертере для разливки на МНЛЗ / В.Е. Лаукарт, Б.О. Чуквулебе, А.А. Добромилов и др. // Сталь. – 2007. – №8. – С. 22-23. 3. Мини-конвертер для переработки высокофосфористого чугуна / С.П. Еронько, Д.И. Федяев, О.В. Афаунова и др. // Металлургические процессы и оборудование. – 2010. – №3. – С. 40-46.

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

УДК 622.232.7

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ОПТИМИЗАЦИИ ПАРАМЕТРОВ ПРОДОЛЬНО-ОСЕВОГО ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА ПРОХОДЧЕСКОГО КОМБАЙНА А.И. Хиценко, А.В. Жовтяник ГВУЗ "Донецкий национальный технический университет" Запропонована методика оптимізації параметрів виконавчого органа прохідницького комбайна. Методика враховує вплив динамічних процесів при руйнуванні вибою на навантаження на виконавчому органі. Оптимизация параметров исполнительного органа (ИО) является важной составляющей частью проблемы структурно-параметрической оптимизации проходческого комбайна (ПК). Решение этой проблемы позволяет повысить его производительность, надежность и эффективность работы. В настоящее время разработано большое количество методик выбора рациональных параметров ИО ПК. В работе к.т.н. Г.В. Петрушкина [1] предложена методика, позволяющая снизить коэффициент вариации момента сопротивления на ИО за счет изменения углов установки резцов. Методика предусматривает обеспечение равномерного углового шага между резцами, что позволяет уменьшить колебания количества резцов, одновременно находящихся в контакте с забоем. Недостаток методики – неучет механизма формирования параметров среза на резцах. В работе к.т.н. Д.А. Семенченко [2] раскрыты закономерности разрушения забоя поперечно-осевыми коронками и предложена математическая модель (ММ) и методика оптимизации параметров этих ИО. Существенным недостатком работы является неполный учет динамических процессов в системе "комбайн-забой" при определении силовых и энергетических характеристик процесса разрушения забоя. Цель настоящей работы является разработка методики оптимизации параметров ИО ПК, которая обеспечит: – автоматическую генерацию проектных решений; – проверку возможности установки резцедержателей; – учет влияния динамических процессов при разрушении забоя на нагрузку на ИО.

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

Для достижения цели необходимо получить зависимости для проверки возможности установки резцедержателей и разработать методику оптимизации параметров ИО ПК. Оптимизируемыми параметрами подсистемы ИО являются: диаметр и длина ИО; угол установки резцов; шаг резания; количество резцов в линии резания; количество погрузочных лопастей и др. В настоящей работе в качестве примера рассмотрена оптимизация схемы набора резцов продольно-осевого ИО ПК, причем оптимизируемыми параметрами являлись углы установки резцов. Изменение угла установки резца осуществлялось путем перемещения его вершины вдоль принятой линии резания. Для комбайна КСП-32 на ИО, предназначенного для разрушения крепких пород, требуется число резцов Nр=39. При таком количестве оптимизируемых параметров использование существующих методов (покоординатного спуска, случайного поиска и т.д.) весьма затруднительно. Одним из приемов сокращения временных затрат на решение задач оптимизации является декомпозиция пространства параметров [3]. При этом оптимизация параметров отдельных подсистем может быть осуществлена по частным критериям с использованием частных ММ с последующей оценкой полученного результата по обобщенному критерию с применением ММ рабочего процесса ПК. При решении задачи оптимизации следует учитывать функциональные, параметрические и критериальные ограничения. Функциональные ограничения представляют собой условия работоспособности комбайна, которые не учитываются ММ динамики: скорость резания недолжна превышать допустимую по износу резцов; максимальная толщина стружки не более радиального вылета резца за корпус ИО; различные соотношения между геометрическими размерами, отражающие условия собираемости и т.д. К параметрическим ограничениям можно отнести следующие условия: параметры некоторых элементов конструкции стандартизованы; геометрические размеры неотрицательны и выбираются, как правило, из ряда предпочтительных значений; габариты ПК обусловлены параметрами выработки. Критериальные ограничения оговорены в техническом задании в виде допустимых значений единичных критериев (масса не более допустимой, производительность не менее допустимой, коэффициент вариации не более допустимого и т.д.). В качестве обобщенного критерия оптимизации была принята безразмерная величина, равная сумме отношений среднеквадратических отклонений (СКО) нагрузок для базового и оптимизированного

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

ИО с учетом их значимости: Nч.к .

σ i опт

i =1

σi баз

ν = ∑ ki

где Nч.к. – количество частных критериев; ki – весовой коэффициент. Весовые коэффициенты принимаются, исходя из значимости того или иного частного критерия; σi опт и σi баз – СКО составляющих нагрузок (частных критериев) при оптимизированном и базовом ИО соответственно. Проверка отсутствия наложения резцедержателей друг на друга осуществляется следующим образом. 1) Поиск координат точек 1…6 (рис. 1) в системе координат і-го /

резцедержателя r ji (табл. 1): c1, b1, d1, b2, d2, b3, d3 – параметры резцедержателя. X O Z φ

X ω

d2 1, 4

c1 Y

Z/ O

b1 1

2, 3

5, 6

O O α

X Y

5 d3 X b3

4 3 Рис. 1. Расчетная схема для определения условия пересечения резцедержателей 2) Перевод точек 1…6 в систему координат ИО: /

r ji = r 0i + ci r ji ,

где

r 0i

– радиус-вектор вершины і-го резца в системе координат ИО:

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

⎧ri sin ϕ yi ⎫ ⎪, ⎪ r 0i = ⎨li ⎬ ⎪r cos ϕ ⎪ yi ⎭ ⎩i

где ri – радиус установки і-го резца (рис. 1); li – расстояние от торца коронки до вершины і-го резца; φi – угол установки і-го резца; сi – матрица направляющих косинусов системы координат OiXiYiZi в системе координат ИО OXYZ: ⎛ m cos ϕ yi ⎜ ci = ⎜ 0 ⎜ ⎝ ± sin ϕ yi

− sin ϕ yi cos α i − sin α i − cos ϕ yi cos α i

± sin ϕ yi sin α i ⎞ ⎟ m cos α i ⎟. ⎟ ± cos ϕ yi sin α i ⎠

Верхний знак соответствует вращению ИО по часовой стрелке, нижний – против часовой стрелки.

j 1 2 3 4 5 6

Табл. 1. Определение координат точек 1…6 / в системе координат і-го резцедержателя r ji y/ji z/ji x/ji c1 b2 b3/2 c1+b1 b2 b3/2 c1+b1 b2 -b3/2 c1 b2 -b3/2 c1+b1+d1 b2-d2 d3/2 c1+b1+d1 b2-d2 -d3/2

3) Перевод точек 1…6 і-го резцедержателя в систему координат k-го резцедержателя: r ji = ck( т ) ( r ji − r 0 k ) . //

Резцедержатели накладываются друг на друга, если выполняется следующее условие: ⎧ // ⎪c1 ≤ x ji ≤ c1 + b1 ; ⎪⎪ // b2 ⎨ y ji − b2 < ; 2 ⎪ ⎪ − b3 ≤ z //ji ≤ b3 . ⎪⎩ 2 2

VII МІЖНАРОДНА НАУКОВО-ПРАКТИЧНА КОНФЕРЕНЦІЯ "ДОНБАС 2020: ПЕРСПЕКТИВИ РОЗВИТКУ ОЧИМА МОЛОДИХ ВЧЕНИХ" --------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------Секція 4: Практика та перспективи розвитку машинобудування

Оптимизация углов установки резцов производится методом последовательных приближений от исходной схемы набора к оптимальной. При этом на каждом последующем приближении делается расчет обобщенного критерия качества при значениях углов установки всех резцов, равных базовым (полученных на предыдущем приближении), а для одного резца – при базовом значении и значениях слева и справа от базового, отстоящих на малый угол Δφ. Из полученных трех значений угла установки на данном приближении принимается то, которое обеспечивает наилучшее значение обобщенного критерия качества. При этом применяется последовательный перебор резцов, шаг изменения углов установки Δφ принимается постоянным. Оптимизацию схемы набора резцов целесообразно производить в два этапа. На первом этапе используется упрощенная ММ ИО, не учитывающая обратные связи в системе "комбайн-забой" и случайные составляющие нагрузки на резцах. А на втором - комплексная имитационная ММ рабочего процесса ПК [4], позволяющая с учетом обратных связей в системе "комбайн-забой" и случайных составляющих нагрузок на резцах в ходе вычислительных экспериментов определять нагрузки в силовых подсистемах комбайна. Выводы Таким образом, разработана ММ и алгоритм оптимизации параметров резцового ИО ПК по критерию минимального коэффициента вариации момента сопротивления на ИО. Отличительной особенностью алгоритма оптимизации является учет случайных составляющих нагрузок на ИО и особенностей геометрии резцедержателей. Алгоритм предполагается апробировать на примере проходческого комбайна с продольно-осевым исполнительным органом КСП-32. Библиографический список 1. Петрушкин Г.В. Исследование и выбор параметров привода стреловидного исполнительного органа высокопроизводительного проходческого комбайна. дис. ... канд. техн. наук. - Донецк: ДПИ, 1976. – 179 с. 2. Семенченко Д.А. Обоснование параметров исполнительного органа проходческого комбайна с аксиальными коронками. дис. ... канд. техн. наук.- Донецк: ДонНТУ, 2003. – 158 с. 3. Семенченко А.К., Кравченко В.М., Шабаев О.Е. Многокритериальный синтез горных машин и процесса их восстановления как динамических систем. – Донецк: ДонГТУ, 2002. – 312 с. 4. Кондрахин В.П., Хиценко А.И. Имитационное математическое моделирование процесса функционирования проходческого комбайна / Труды международной научно-технической конференции "Горная электромеханика и автоматика". – Донецк: ДонНТУ, 2003. - С. 128-138.