Машиноведение by Донецкий политехник (Донецкий национальный технический университет)

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛНЬОЕ УЧЕРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ» ФАКУЛЬТЕТ ИНЖЕНЕРНОЙ МЕХАНИКИ И МАШИНОСТРОЕНИЯ

Посвящается 100-летию ДонНТУ Материалы ВУЗовской научно-практической конференции молодых ученых, аспирантов и студентов по направлению

«МАШИНОВЕДЕНИЕ»

Донецк – 2020

«МАШИНОВЕДЕНИЕ»

Донецк – 2020

УДК 621.81 Материалы ВУЗовской научно-практической конференции молодых ученых, аспирантов и студентов по направлению «Машиноведение» . Донецк: ДонНТУ, 2020.- 52 с. Материалы конференции содержат освещение прогрессивных принципов проектирования и изготовления машин и механизмов, рассмотрение систем автоматизированного проектирования деталей машин и различных аспектов применения IT - технологий в курсовом и реальном проектировании. Приводятся также предложения по развитию методик преподавания дисциплин механического цикла. В подготовке материалов конференции принимали участие студенты механических специальностей различных профилей. Материалы конференции могут быть полезными для преподавателей, студентов, аспирантов, научных и инженерно-технических работников машиностроительных производств широкого спектра.

РЕДКОЛЛЕГИЯ: отв. редактор

профессор, д.т.н. Нечепаев В.Г.

ОРГАНИЗАЦИОННЫЙ КОМИТЕТ: профессор, д.т.н. Нечепаев В.Г., ст. преподаватель Голдобин В.А. (ответственный секретарь) ЧЛЕНЫ ОРГКОМИТЕТА: доц. к.т.н. Кучер В.С., доц. к.т.н. Стойко В.П., доц. Матеко П.М., асс. Цыхмистро Е.С. Статьи публикуются в авторской редакции, ответственность за качество материала возлагается на авторов. Конференция проведена на базе ГОУВПО «Донецкий национальный технический университет» (г. Донецк) 11 июня 2020 г.

Адрес редакционной коллегии: ДНР, 83001, г. Донецк, ул. Артема, 58, ДонНТУ, кафедра Основ проектирования машин. Тел.: (062) 301-08- 35, 301-08- 81 Е-maіl: opm@mech.donntu.org http://www.kopm.fimm.donntu.org/

УВАЖАЕМЫЕ КОЛЛЕГИ! Организационный комитет научно-практической конференции по направлению “Машиноведение” рад приветствовать ее участников: представителей промышленных предприятий, научно-исследовательских организаций, преподавателей, аспирантов и студентов учебных заведений. На этой встрече основное внимание было уделено обсуждению проблем машиноведения, развития новых технологий и технологического оборудования в машиностроении, новым технологиям обучения дисциплинам механического цикла, использованию вычислительной техники в процессе обучения, при курсовом и дипломном проектировании, внедрению прогрессивных методов проектирования машин и механизмов, и другим вопросам теории и практики машиностроения. Проведение конференции позволило наметить основные ориентиры сотрудничества, определить актуальные задачи совершенствования учебного процесса в условиях бурно развивающегося технического прогресса. Приоритетной задачей является привлечение талантливой студенческой молодежи к научной деятельности, пробуждение творческой активности. Оргкомитет выражает надежду, что наши встреча будут способствовать развитию сотрудничества технических вузов, НИИ и промышленных предприятий, разработке совместных проектов, улучшению качества преподавания и обучения. ОРГАНИЗАЦИОННЫЙ КОМИТЕТ

СОДЕРЖАНИЕ Голдобин В.А., Куфаев Д.О. ВЛИЯНИЕ РАДИАЛЬНОГО БИЕНИЯ НА КАЧЕСТВЕННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Голдобин В.А., Сааков В.В. РАСЧЁТ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ПРИВОДА ПОДАЧИ ОЧИСТНОГО КОМБАЙНА КДК-400 С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ САПР

Еронько С.П., Цыхмистро Е.С., Попов Д.В. СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ОПОРНОГО УЗЛА МАНИПУЛЯТОРА ДЛЯ ЗАМЕНЫ ЗАЩИТНЫХ ОГНЕУПОРНЫХ ТРУБ ПРИ НЕПРЕРЫВНОМ ЛИТЬЕ ЗАГОТОВОК

Еронько С.П., Цыхмистро Е.С., Назаренко В.В. ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИСТЕМ МЕХАНИЗИРОВАННОЙ ПОДАЧИ ШЛАКООБРАЗУЮЩИХ СМЕСЕЙ В КРИСТАЛЛИЗАТОРЫ МНЛЗ

Кучер В.С., Стойко В.П., Карчакин А.Н. МЕТОДИКА СОЗДАНИЯ ПРОБЛЕМНЫХ СИТУАЦИЙ И ОСВЕЩЕНИЯ ВОПРОСОВ МИРОВОЗЗРЕНЧЕСКОГО ХАРАКТЕРА ПРИ ИЗЛОЖЕНИИ РАЗДЕЛОВ КУРСА ТММ «ДИНАМИКА МАШИН. РОБОТЫ, МАНИПУЛЯТОРЫ, МАШИНЫ-АВТОМАТЫ»

Кучер В.С., Стойко В.П., Мироненко Н.О. МЕТОДИКА СОЗДАНИЯ ПРОБЛЕМНЫХ СИТУАЦИЙ И ОСВЕЩЕНИЯ ВОПРОСОВ МИРОВОЗЗРЕНЧЕСКОГО ХАРАКТЕРА ПРИ ИЗЛОЖЕНИИ РАЗДЕЛА КУРСА ТММ «ТЕОРИЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ»

Матеко П.М., Голдобин В.А., Григорук И.В. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ ВАЛА С ПРИМЕНЕНИЕМ СИСТЕМЫ АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ APM WINMACHINE

Матеко П.М., Голдобин В.А., Харламов А.А. РАСЧЕТ БОЛТОВ ГРУППОВОГО БОЛТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ С ПРИМЕНЕНИЕМ СИСТЕМЫ АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ APM WINMACHINE

Нечепаев В.Г., Кононенко Д.Н. РАЗВИТИЕ ЭКОЛОГИЧЕСКОЙ БЕЗОПАСНОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ШНЕКОВЫХ ОЧИСТНЫХ КОМБАЙНОВ В УСЛОВИЯХ ТОНКИХ ПЛАСТОВ

Нечепаев В.Г., Леженин А.И. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ЭКОЛОГИЧЕСКОЙ БЕЗОПАСНОСТИ ФРЕЗЕРОВАНИЯ ЗАКРЫТЫХ ПРОФИЛЬНЫХ ПАЗОВ

Стойко В.П., Кучер В.С., Антонюк Д.Н. К ВОПРОСУ ОЧИСТКИ КРИСТАЛЛИЗАТОРА ОТ ЗАСТЫВШЕГО ШЛАКА ПРИ ЭЛЕКТРОШЛАКОВОЙ ТЕХНОЛОГИИ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ЗАГОТОВОК ДЕТАЛЕЙ МАШИН

Стойко В.П., Кучер В.С., Грешникова В.В. ТЕХНОЛОГИЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ЗАГОТОВОК ДЕТАЛЕЙ МАШИН МЕТОДОМ ЭЛЕКТРОШЛАКОВОГО КОКИЛЬНОГО ЛИТЬЯ

ВЛИЯНИЕ РАДИАЛЬНОГО БИЕНИЯ НА КАЧЕСТВЕННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС Голдобин В.А., Куфаев Д.О. (ДонНТУ, г. Донецк) Современные методики расчета зубьев зубчатых колес на износ не обеспечивают достаточной надежности расчетов и поэтому оценка работоспособности зубчатых передач различных машин производится из условий предотвращения поломок зубьев и разрушения контактной поверхности в результате выкрашивания или заедания. Одной из возможных причин низкой надежности расчетов на износ, а также меньшей надежности расчетов на контактную прочность (по сравнению с прочностными расчетами на изгиб) является то, что параметры контакта, от которых зависит износ зубьев и контактная прочность, определяются по исходной (эвольвентной) форме профилей зубьев. В то же время известно, что в результате износа (как правило, неравномерного по высоте зуба) форма профиля становится отличной от эвольвентной. Это неизбежно приводит к изменению нагрузочных (сила, напряжения) и кинематических (скорости качения и скольжения) параметров контакта, которые, в свою очередь, влияют на скорость изнашивания и, соответственно, изменяется форма профилей зубьев (радиусы кривизны). Таким образом, имеет место непрерывное взаимодействие формы профиля на параметры контакта и параметров контакта на форму профиля. В общем случае суммарный износ контактирующих зубьев в контактной точке можно считать определить пропорциональным удельной мощности, затрачиваемой на преодоление сил трения:

I z  i z Pz , [мм]

(1)

где iz - удельная интенсивность изнашивания, мм3/вт; Pz=Pz(t) - удельная мощность сил трения в контакте при относительном качении со скольжением контактирующих зубьев, вт/мм2; t - реальное время во временном интервале, соответствующем повороту шестерни на один угловой шаг, сек. Суммарный износ между зубом шестерни и колеса в точке их контакта I z распределяется следующим образом [1]:

I z1  I z 2  I z   I z1    zI  I z2 

(2)

где Iz1 и Iz2 - линейный износ контактирующих зубьев в направлении нормали к площадке контакта, Iz - суммарный износ контактирующих зубьев в контактной точке, zI - коэффициент распределения износа между контактирующими поверхностями в контактной точке. Из выражения 2 можно найти значения износа в контактной точке для каждого из контактирующих тел: Iz 1   zI

  , I z1  I z 2 zI u  I z2 

(3)

где u - коэффициент, учитывающий влияние частоты входа зубьев в зацепление. Вследствие того, что в единицу времени зуб шестерни входит в передаточное число раз чаще, чем зуб колеса, следует ожидать и соответствующего увеличения износа зуба шестерни. Однако экспериментальные данные по определению объемного износа зубьев этого не подтверждают. Поэтому в выражение 3 введен поправочный коэффициент u, значение которого в первом приближении можно принимать равным отношению объемного износа зуба шестерни к объемному износу зуба колеса за определенный период эксплуатации зубчатой передачи, работавшей в условиях, аналогичным условиям исследуемой передачи. В соответствии с принятыми допущениями величины zI и Iz определяются следующим образом: коэффициент распределения износа между контактирующими поверхностями в контактной точке: I S HRC 2 ty 2 HRC 2  zI  z1  1  , (4) I z 2 S 2 HRC1 ty1 HRC1 где

ск  ty1   - пути скольжения контактной зоны по профилям кон S 2  2bH ск  тактирующих зубьев, ty 2   ск  ty1  ty 2 - скорость скольжения, bH - полуширина площадки контакта, ty1 и ty 2 - скорости перемещения зоны контакта по профилям зубьев шестерни и колеса, S1  2bH

HRc1 и HRc2 - твердость рабочих поверхностей контактирующих зубьев. Удельная мощность сил трения в контакте может быть найдена следующим образом: Pz  f тр  H  ск (5) где fтр=fтр(t) - коэффициент трения (максимальное значение коэффициента трения принимаемое на основе экспериментальных данных: обычно fmax=0.12); H=H(t) - нормальные контактные напряжения МПа;  ск = ск (t ) - скорость скольжения м/сек. Из уравнений (1, 5) следует, что в зоне полюса зацепления зубьев следует ожидать нулевое значение износа, так как в этой зоне скорость скольжения равна нулю. Однако согласно экспериментальным данным в зоне полюса всегда имеет место износ, хотя и меньшей величины по сравнению с остальными участками зуба [2]. Очевидно, что имеет место дополнительный фактор, влияющий на износ в околополюсной зоне. В качестве такого фактора было принято относительное скольжение зубьев шестерни и колеса в направлении линии центров из-за их радиального биения. Общеизвестно, что вследствие неизбежных ошибок изготовления зубчатых колес имеет место несовпадение центров делительных окружностей зубчатых колес с осями вращения. Эта погрешность влияет на кинематическую точность и оценивается величиной допускаемого радиального биения, определяемого заданной точностью изготовления. Суммарный износ в результате скольжения зубьев из-за радиального биения и его распределения между контактирующими зубьями можно найти из выражений, аналогичным 2 и 3: I r1  I r 2  I r   I r1 ,   rI  Ir 2 

(6)

где Ir1 и Ir2 - линейный износ контактирующих зубьев в направлении нормали к площадке контакта, Ir - суммарный износ контактирующих зубьев в контактной точке, rI - коэффициент распределения износа между контактирующими поверхностями в контактной точке. Соответственно, значения износа в контактной точке для каждого из контактирующих тел будут равны:

Ir 1   rI

  . I r1  I r 2 rI  u  Ir 2 

(7)

Коэффициент распределения износа между контактирующими поверхностями в контактной точке rI определяется также, как и zI (см. формулу 4): I  HRC 2  rI  r1  r 2 , I r 2  r1 HRC1

(8)

где  r1 и  r 2 - скорости перемещения зоны контакта по профилям зубьев шестерни и колеса вследствие радиального биения. Аналогично, как и в предыдущем случае, определяется и суммарный износ контактирующих зубьев в контактной точке: I r  ir Pr

 , Pr  f rтр H  rск 

(9)

ir - удельная интенсивность изнашивания при скольжении профилей мм3/вт, Pr=Pr(t) - удельная мощность сил трения в контакте при относительном скольжении зубьев вт/мм2, frтр=frтр(t) - коэффициент трения скольжения, rск = r1 - r 2 - скорость скольжения при радиальном биении. где

Поскольку трение скольжения при радиальном биении зубчатых колес имеет возвратно-поступательный характер, коэффициент трения определялся по формулам для направляющих скольжения [3]:   f rтр  f m  0.04 H   HB 

0.25

(10)

где fm - молекулярная составляющая коэффициента трения, принимаемая равной минимальному значению коэффициента трения для исследуемых режимов трения (для твердых стальных поверхностей обычно fm=0.080.10), HB - твердость по Бринеллю менее твердого из контактирующих материалов, МПа. Скорости перемещения зоны контакта по профилям зубьев шестерни и колеса вследствие радиального биения определяются по среднему значению биения за время одного оборота зубчатого колеса [1]:

 ri 

0.5 Fri cos  – р Ti

cos  , i  1,2 ,

(11)

Fr1 и Fr2 - допуски на радиальное биение зубчатого венца шестерни и колеса, определяемые по национальным стандартам в зависимости от степени точности изготовления зубчатой передачи м,

где

T1 

2 2 и T2  1 2

время одного оборота шестерни и колеса, сек,

1 и 2 - угловая скорость шестерни и колеса, рад/сек, ср - среднее значение угла между вектором радиального биения и линией центров (до накопления экспериментальных данных можно принимать равным ср=45о,  - угол зацепления. Следовательно, суммарный износ с учетом радиального биения: (11) Суммарный износ зубьев в контактной точке I определяется износом зуба шестерни I1 и I2. Каждое из этих слагаемых представляет собой сумму основного износа Iz, обусловленного кинематикой зацепления, и дополнительного износа Ir вследствие относительного смещения зубьев из-за радиального биения зубчатых колес. Благодаря введению в выражения (11) дополнительного слагаемого Ir независящего от кинематических параметров зацепления, становится возможным ввести в модель изнашивания зубьев, фактор обеспечивающий износ и в полюсе зацепления, (что подтверждается практикой), несмотря на нулевое значение скорости скольжения между зубьями. Проведенные экспериментальные исследования подтвердили справедливость уточнения модели изнашивания зубьев зубчатых колес [1]. I  I z  Ir

Список литературы: 1. Онищенко В. Прогнозирование долговечности тяжелонагруженных зубчатых передач на основе моделирования износа зубьев. Politechnika Śląska, Zechyty naukowe Mechanika z.131 (Nr 1410), Gliwice, Polska, 1999. 2. Онищенко В.П. Моделирование эксплуатационного износа зубьев зубчатых передач угольных комбайнов./ Известия донецкого горного института. Всеукраинский научно-технический журнал горного профиля. 2001 - Донецк, ДонНТУ - 124 c. 3. Крагельский И.В., Михнин Н.М. Узлы трения машин. Справочник. – М.: «Машиностроение», 1984. – 280 с. 4. Антонюк В.Е., Басинюк В.Л., Серенков П.С., Бужан И.А., Мардосевич Е.И. Зубчатые передачи. - Минск: Беларуская навука. 2016. 251 с.

РАСЧЁТ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ПРИВОДА ПОДАЧИ ОЧИСТНОГО КОМБАЙНА КДК-400 С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ САПР Голдобин В.А., Сааков В.В. (ДонНТУ, г. Донецк) Цель данной работы: произвести кинематический расчёт планетарного механизма в среде САПР APM WinMachine на примере привода подачи очистного комбайна КДК-400, в котором все зубчатые передачи редуктора цилиндрические, прямозубые. Одной из особенностей редуктора является использование двух последовательно установленных планетарных передач, что позволяет при малых габаритах получить большие передаточного отношения. На рисунках 1 и 2 представлены кинематическая схема и внешний вид редуктора.

Рисунок 1. – Кинематическая схема редуктора привода подачи

Рисунок 2. - Редуктор привода подачи

Исходными данными для расчёта в программе являются: тип редуктора – прямозубый, цилиндрический; из таблицы технических характеристик комбайна получаем частоту вращения исполнительного органа: 60,8 об/мин, частота вращения выходного вала – 9,844 об/мин.

Одним из наиболее важных исходных параметров является ресурс работы - 15000 часов. Исходные данные приведены в таблице 1. Таблица 1 - Исходные данные редуктора подачи комбайна КДК-400 Показатель Редуктор системы подачи Ресурс, ч 15000 Количество цилиндрических пе3 редач Количество планетарных передач 2 z 3  21 ; z 4  35 ; z 5  60 ; z 8  12 ; z 9  26 ; Числа зубьев z10  63 ; z12  11 ; z13  19 ; z14  49 ; z15  8 ; z16  10 ; Колеса 3,4,5 – m=5,0 Колеса 8,9,10 – m=4,0 – (планетарный механизм 1;) Модули зубчатых колес Колеса 12,13,14 – m=6,0 – (планетарный механизм 2;) Колеса 15,16 – m=12 Частота вращения входного вала, 958 мин-1 Мощность двигателя, кВт 30 Две последовательно соединённых планетарных передачи позволяют обеспечить необходимое передаточное отношение (это очень важно при ограниченных габаритах очистного комбайна, работающего в условиях шахты). Определяем передаточные отношения ступеней: первая ступень: i34 

z 4 35   1.67 ; z 3 21

вторая ступень: i45 

z10 63 1   1  6.25 ; z8 12 z 49 четвертая планетарная ступень: iпл 2  14  1   1  5.45 ; z12 11 z 33 пятая ступень: i1516  16   1,25 . z15 19

третья планетарная ступень: iпл1 

z 5 60   1.71 ; z 4 35

Общее передаточное отношение, определяемое в соответствии с теоремой об общем передаточном отношении при последовательном соединении передач: iприв  i34  i45  iпл1  iпл 2  i1516  2.857  6.25  5.45  1.25  121.6457 Частота вращения на каждом валу будет: n 958 nI  nд  958об ; n II  I   574,8 об ; мин мин i1 1,66667 n II 574,8   335,3 об ; мин i45 1,71 n 53,648 nV  IV   9,844 об ; мин i ПЛ 2 5,45 n III 

n IV  nвых

n III 335,3   53,648 об ; мин i ПЛ 1 6,25 n 9,844  V   7,875 об . мин i1516 1,25

В данном случае из всех возможностей модуля APM Drive была использована только его возможность рассчитывать планетарные передачи, чтобы в дальнейшем получить параметры материала и величины сил, действующих в зацеплениях, необходимые для прочностного расчёта деталей и узлов редуктора. Были введены следующие исходные данные: числа зубьев колеса и шестерни, межосевое расстояние, момент на выходе, способ термообработки, ресурс работы передачи, обороты на выходе, модуль и т.д. Остальные параметры были определены автоматически после запуска программы расчёта. Основное достоинство этой программы: изменяя некоторые исходные данные, можно получить множество решений и выбрать оптимальный вариант. На рис. 3 приведена схема планетарного однорядного механизма (редуктора Джеймса.

H Позиции: 1. Центральное колесо; 2. Сателлит; 3. Солнечное колесо; H. Водило.

Рисунок 3. - Схема планетарного механизма

Данные для расчёта планетарного механизма (однорядного редуктора – так называемого редуктора Джеймса) были получены из зависимостей, связывающих параметры реального механизма и обращённого (по методу Виллиса), которые приведены ниже: i1(3H)  1  i1(H3)  1 

H 

1

i1 H z  2; z1

z3 ; z1

;

1   H 2   H     30 2  1 ( H ) H   H ;  n2  2 ;  i1 2 i1(H2) 

i2( H3) 

 2   H z3  ; 0  H z2

По выведенным формулам рассчитываем угловые скорости звеньев обоих планетарных редукторов и сравниваем полученные значения с приведёнными в таблицах программы APM Drive (см. выделенные жирным строки). Исходные данные привода Частота вращения на выходе, об/мин Момент на выходе, Н*м Передаточное отношение цепи Долговечность, ч

53.65 4419 6.25 15000

Результаты расчета передач приведены в таблицах программы, образец одной из которых приведён ниже: I планетарная передача: Тип расчета: Стандарт расчета

Прямозубая Проектировочный ГОСТ

Основные данные центрального колеса и сателлитов Рабочий режим передачи Тяжелый Термообработка колес Шестерня Цементация Колесо Цементация Расположение шестерни на валу Несимметричное Нереверсивная передача Момент вращения на ведомом валу, Нм 645.00 Частота вращения ведомого вала, 183.641 об./мин. Передаточное число 2.167 Ресурс, час 15000.00 Число зацеплений Шестерня 3 Колесо 2 Аналогичные таблицы получаем для зацеплений сателлитов с солнечным колесом. ВЫВОДЫ: 1. Представлена методика расчёта кинематических параметров планетарных механизмов редуктора привода комбайна КДК 400 с использованием модуля APM Drive и проверочного расчёта с использованием метода Виллиса. 2. При выполнении раздела курсового проектирования по теории механизмов и машин может быть использован модуль САПР APM WinMachine в качестве проверочного расчёта. Список литературы: 1. Шелофаст В.В. Основы проектирования машин. М. Изд-во АПМ., 2005.-472с. 2. Шелофаст В.В., Чугунова Т.Б. Основы проектирования машин. Примеры решения задач. М. Изд-во АПМ., 2004.-240 с. 3. Пархоменко В.Г., Голдобин В.А., Селивёрстов В.В. Расчёт кинематических параметров планетарного редуктора с использованием САПР APM WinMachine / Машинознавство/ Матеріали 16-ої регіональної науково-методичної конференції. - Донецьк: ДонНТУ, 2014.- С. 16-18. 4. Тимофеев Г.А. Теория механизмов и машин: учебник. - М.: Издательство Юрайт, 2019. - 368 с. 5. Тимофеев Г.А., Мусатов А.К., Попов С.А., Фролов К.В. Теория механизмов и механика машин: учебник для вузов. - Москва: Издательство МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2017. - 566 [2] с. : ил.

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ОПОРНОГО УЗЛА МАНИПУЛЯТОРА ДЛЯ ЗАМЕНЫ ЗАЩИТНЫХ ОГНЕУПОРНЫХ ТРУБ ПРИ НЕПРЕРЫВНОМ ЛИТЬЕ ЗАГОТОВОК Еронько С.П., Цыхмистро Е.С., Попов Д.В. (ДонНТУ, г. Донецк) Защита стали от вторичного окисления на участке сталеразливочный ковш – промежуточный ковш МНЛЗ с использованием огнеупорной трубы является обязательной технологической операцией, способствующей обеспечению требуемого качества отливаемой заготовки [1]. При этом для прижатия защитной трубы к нижней части стакана-коллектора шиберного затвора, надежного удержания в рабочей позиции и периодической ее замены в условиях серийной разливки применяют специальный манипулятор различного конструктивного исполнения. Довольно часто на практике наблюдается преждевременный выход из строя огнеупорной трубы из-за локального размыва ее внутренней нижней части (фото на рис. 1 а),

б а Рисунок 1. - Разрушение защитной трубы, вызванное динамическим воздействие струи стали (а), и продольный разрез настыли, образовавшейся в канале разливочного стакана ковша при его зарастании (б) а также происходит зарастание канала затвора (фото на рис. 1 б), вызывающее нарушение скоростного режима разливки стали. Причиной неравномерного износа защитного огнеупорного изделия является несоосность каналов самой трубы и ковшового затвора, образующих общий сталеразливочный тракт. В таком случае струя стали, имеющая на выходе из канала ковшового затвора скорость 7-10 м/с, движется прямолинейно в полости огнеупорной трубы, ударяется о поверхность ее канала и разрушает его стенку. Отсутствие соосности каналов стакана-коллектора и защитной

трубы после их стыковки обусловлено отклонением продольной оси канала шиберного затвора от вертикали. Это связано с тем, что в процессе эксплуатации сталеразливочного ковша его металлическая донная часть под длительным воздействием высоких механических и тепловых нагрузок подвергается короблению, в результате чего базовая поверхность фланца, вваренного в днище ковша для крепления затвора, не совпадает с горизонтальной плоскостью [2]. Решение отмеченных проблем потребовало комплексного подхода, предусматривающего проведение работ по конструктивному совершенствованию существующих манипуляционных систем с целью обеспечения возможности самоустановки защитной трубы относительно стаканаколлектора ковшового затвора при переводе ее в рабочую позицию. На основании информации, полученной в результате проведенного патентного поиска, авторами предложен модернизированный вариант конструктивного исполнения опорного узла манипулятора, схема которого показана на рис. 2. В соответствии с нею, узел включает хвостовик 7, закреплен-

Рисунок 2. - Конструктивная схема усовершенствованного опорного узла манипулятора для замены защитных огнеупорных труб

ный на конце полой штанги 6 и жестко связанный с вилкой 8, удерживающей на цапфах 10 наружное несущее кольцо 1, имеющее возможность относительного поворота на заданный угол. Внутри этого кольца на цапфах 12 закреплено с возможностью относительного поворота опорное кольцо 11. Причем оси поворота указанных колец лежат в одной плоскости и пересекаются под углом 90 о. Вторым отличительным признаком опорного узла является то, что он снабжен пневматическим вибратором 4 направленного действия, жестко закрепленным посредством резьбового соединения на вилке 8. При подаче по трубопроводу 5 под избыточным давлением аргона в рабочую камеру пневмовибратора 4 возбуждаются колебания , способствующие снижению интенсивности процесса зарастания канала ковшового затвора [3]. Проверку работоспособности усовершенствованной манипуляционной системы провели в лабораторных условиях на изготовленном в масштабе 1:1 натурном образце ее опорного узла (фото на рис. 3). Результаты эксперимента подтвердили эффективность функционирования модернизированного опорного узла манипулятора, обеспечивающего ориентацию в пространстве защитной огнеупорной трубы соосно с каналом ковшового затвора.

Рисунок 3. - Модернизированный опорный узел манипулятора с защитной трубой, состыкованной со стаканом-коллектором ковшового затвора Во время тестовых испытаний также получили информации о влиянии поверхностей раздела контактирующих между собой защитной огне-

упорной трубы и стакана-коллектора ковшового затвора на степень ослабления виброускорения при прохождении упругой волны через их стык. Для этого на вилке манипулятора закрепляли с помощью резьбового соединения пневматический вибратор направленного действия. Затем в опорном кольце размещали огнеупорную трубу и с помощью манипулятора поджимали ее к нижнему торцу стакана-коллектора шиберного затвора, как показано на рис. 3. Далее от компрессора по гибкой трубке при фиксированных значениях давления и расхода подавали воздух в рабочую полость пневматического вибратора, возбуждавшего колебательный процесс. После этого с помощью анализатора вибрации марки 795 М контролировали значения виброускорения на нижней части вилки в точке, совпадающей с продольной осью вибратора, а также на верхнем торце разливочного ковшового стакана, состыкованного с верхней огнеупорной плитой затвора. Данные замеров виброускорения в контрольных точках при различной интенсивности вибрационного воздействия, зависящей от давления и расхода воздуха, поступающего в рабочую камеру пневматического вибратора, после обработки использовали для оценки степени ослабления возбуждаемых колебаний при распространении в телах огнеупорных изделий вдоль сталевыпускного канала [4]. Результаты проведенных экспериментальных исследований учтены при разработке технической документации, переданной Горловскому энергомеханическому заводу для освоения выпуска сменного модернизированного опорного узла защитной огнеупорной трубы, который может быть использован без существенных доработок на любом из манипуляторов, эксплуатируемых в настоящее время на машинах непрерывного литья заготовок металлургических предприятий Донецкого региона и Российской Федерации. Список литературы: 1. Процессы непрерывной разливки / А.Н. Смирнов [и др.].- Донецк: ДонНТУ, 2002.- 536 с. 2. Куклев, А.В. Практика непрерывной разливки стали / А.В. Куклев, А.В. Лейтес.- М.: Металлургиздат, 2011. – 432 с. 3. Совершенствование конструкции манипулятора для механизированной замены защитной огнеупорной трубы при непрерывной разливке стали / С.П. Еронько [и др.] // Металлургические процессы и оборудование, 2010. № 2 (20). – С. 19 – 25. 4. Оценка интенсивности поглощения упругих волн огнеупорами ковшового затвора в процессе вибрационного воздействия / С.П. Еронько [и др.] // Сборник научных трудов ГОУ ВПО ЛНР «ДонГТУ», № 16 (59). – Алчевск, 2019. – С. 69 - 77.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИСТЕМ МЕХАНИЗИРОВАННОЙ ПОДАЧИ ШЛАКООБРАЗУЮЩИХ СМЕСЕЙ В КРИСТАЛЛИЗАТОРЫ МНЛЗ Еронько С.П., Цыхмистро Е.С. (ДонНТУ, г. Донецк) Назаренко В.В. (ДонГТУ, г. Алчевск) Современная технология непрерывной разливки стали на высокопроизводительных машинах непрерывного литья заготовок (МНЛЗ) предполагает ввод в кристаллизатор шлакообразующих смесей (ШОС) для стабилизации ее механизма качания и улучшения условий формирования корочки отливаемого слитка [1, 2]. При этом главным условием эффективного применения порошкообразных или гранулированных ШОС является равномерное их распределение на зеркале расплава в кристаллизаторе. Широко практикуемая на отечественных и зарубежных металлургических предприятиях ручная подача ШОС в дискретном режиме не позволяет добиться постоянной толщины слоя смеси по всему поперечному сечению кристаллизатора, а также интенсифицирует труд разливщиков, вынужденных в течении всей серии разливки выполнять монотонную работу по сталкиванию смеси, рассыпанной на площадке вдоль широкой стенки кристаллизатора, на поверхность жидкой стали в нем с помощью деревянных гребков. В связи с этим на кафедре «Механическое оборудование заводов чёрной металлургии» им. профессора В.Я. Седуша Донецкого национального технического университета с 2008 года ведутся работы, связанные с созданием систем механизированной подачи ШОС в кристаллизаторы различных типов МНЛЗ. На основании результатов предварительно проведённых патентных исследований и сопоставительного анализа достоинств и недостатков выявленных у отечественных и зарубежных аналогов сотрудниками кафедры была разработана концепция конструктивного построения системы регулированного ввода смесей в кристаллизаторы машин непрерывного литья заготовок с расходом, строго соответствующем скорости разливки и обеспечивающем образование равномерного слоя мелкодисперсного материала заданной толщины по всей свободной поверхности жидкой стали [3]. Применявшийся в этом случае комплексный метод проектирования предполагал конструктивную проработку предложенного технического решения на основе трехмерного компьютерного моделирования изделия (рис. 1 а), а также последующую проверку в динамике на изготовленной натурной модели (рис. 1 б) эффективности функционирования структурных механизмов и установление характера силового взаимодействия их рабочих органов с транспортируемым мелкодисперсным материалом.

Рисунок 1. - Компьютерная (а) и натурная (б) модели разрабатываемой системы механизированной подачи ШОС в кристаллизатор слябовой МНЛЗ при производстве заготовок особо крупного сечения

Комплексное использование компьютерного и физического моделирования при проектировании системы механизированной подачи ШОС, предназначенной для применения на одном из ручьев слябовой МНЛЗ конвертерного цеха Алчевского металлургического комбината позволило в течении 6 месяцев выполнить проектирование и изготовить опытнопромышленную установку (фото на рис. 2), внедрение которой не потребовало доработок, поскольку она в полной мере соответствовала всем требованиям, предусмотренным технологическим заданием НИОКР: Максимальная ширина кристаллизатора обслуживаемой МНЛЗ, м 1,8 3 Объем питающего бункера, м 0,1 Обеспечиваемый расход смеси, кг/мин 0,4 – 2 Допускаемый максимальный размер частиц подаваемой смеси, мм 7 Скорость перемещения каретки, м/с 0,14 Полная масса установки, кг 200 Установка включает раму, смонтированную на самоходной тележке промежуточного ковша с тыльной стороны кристаллизатора. На самой раме закреплены две продольные балки, на которых установлена каретка, имеющая возможность относительного перемещения с помощью цепного

привода и несущая расходный бункер, снабженный шнековым питателем [4].

Рисунок 2. - Разработанная система механизированной подачи ШОС в кристаллизатор слябовой МНЛЗ конвертерного цеха АМК Для МНЛЗ № 5 конвертерного цеха металлургического комбината «Азовсталь» разработали другой вариант компоновки структурных блоков системы, располагаемой с передней стороны промежуточного ковша. В ее состав (фото на рис. 3) входит рама, снабженная четырьмя ходовыми коле-

Рисунок 3. - Система механизированной подачи ШОС для МНЛЗ № 5 конвертерного цеха металлургического комбината «Азовсталь» сами, попарно установленными на двух путевых балках, уложенных на рабочей площадке перпендикулярно к широкой стенке кристаллизатора. Авторский надзор за работой разработанных систем, проводившийся в течении 5 лет, и результаты сопоставительного анализа показателей тех-

нико-экономической эффективности, достигнутых при их использовании, позволили установить следующее. При механизированной подаче шлакообразующей смеси, благодаря более равномерному ее распределению на свободной поверхности жидкой стали в кристаллизаторе и образованию жидкой шлаковой прослойки по всему периметру поперечного сечения заготовки, улучшились условия взаимодействия ее функционирующей корочки с рабочими стенками кристаллизатора, что снизило колебания нагрузки на привод механизма его качания, а также способствовало улучшению качества поверхности отливаемой слябовой заготовки. Результаты статистической обработки данных о расходе шлакообразующей смеси в период с 2009 по 2014 г. на обоих ручьях слябовых МНЛЗ свидетельствуют о том, что по мере освоения механизированной подачи ШОС в сравнении с подачей вручную ее расход постепенно снизился на 15%. Полученный экономический эффект при переходе на механизированную подачу ШОС позволил окупить за 11 месяцев затраты, связанные с внедрением новых разработок [5]. Таким образом, результаты выполненных научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ позволили создать отечественные образцы систем механизированной подачи ШОС, не уступающие по эффективности применения зарубежным аналогам на различных типах машин непрерывного литья заготовок. Список литературы: 1. Смирнов, А.Н. Практика непрерывной разливки стали / А.Н. Смирнов, С.В. Куберский, Е.В. Штепан. – Донецк: ДонНТУ, 2011. – 482 с. 2. Куклев, А.В. Практика непрерывной разливки стали / А.В. Куклев, А.В. Лейтес. – М: Металлургиздат, 2011. – 432 с. 3. Еронько, С.П. Разработка устройства для непрерывной подачи шлакообразующей смеси в кристаллизатор слябовой МНЛЗ [Текст] / С.П. Еронько [и др.] // Черная металлургия: Бюл. ин-та «Черметинформация». – 2009. – № 4. – С. 36 – 38. 4. Еронько, С.П. Усовершенствованная система дозированной подачи шлакообразующих смесей в кристаллизатор слябовой МНЛЗ [Текст] / С.П. Еронько, М.В. Ющенко // Металлургические процессы и оборудование. – 2013. – № 4 (34). – С. 74 – 81. 5. Еронько, С.П. Система нового поколения дозированной подачи шлакообразующих смесей в кристаллизаторы МНЛЗ / С.П. Еронько, М.В. Ющенко, С.В. Мечик // Черная металлургия: Бюл. ин-та «Черметинформация». – 2014. – № 3. – С. 87 – 92.

МЕТОДИКА СОЗДАНИЯ ПРОБЛЕМНЫХ СИТУАЦИЙ И ОСВЕЩЕНИЯ ВОПРОСОВ МИРОВОЗЗРЕНЧЕСКОГО ХАРАКТЕРА ПРИ ИЗЛОЖЕНИИ РАЗДЕЛОВ КУРСА ТММ «ДИНАМИКА МАШИН. РОБОТЫ, МАНИПУЛЯТОРЫ, МАШИНЫ-АВТОМАТЫ» Кучер В.С., Стойко В.П., Карчакин А.Н. (ДонНТУ, г. Донецк) При рассмотрении раздела «Классификация сил в машинах» необходимо обратить внимание на диалектическую природу и развитие понятия «сила». Особо следует отметить тот факт, что одна и та же по своей физической природе сила в машине может проявлять различное действие, нередко, противоположное. (Например, движущая сила при определенных условиях становится силой сопротивления и т.д.). Изучая уравнение движения машины в форме закона изменения кинетической энергии и режимы работы машины, раскрывая сущность понятия КПД, вместе со студентами необходимо вспомнить фундаментальные законы природы: «Закон сохранения и превращения энергии», первое и второе начала термодинамики и подчеркнуть роль русских ученых в раскрытии этих законов (М. В. Ломоносов). Раздел «Приведение масс и сил в машинах» рассматривается со студентами как проблема решения задач динамики в многозвенных механизмах. Формулируется проблема: «Какой метод применить для решения задач динамики по определению законов движения звеньев механизма под действием заданной системы сил?» Отмечается, что в большинстве случаев в результате решения задачи необходимо выяснить кинематические параметры движения одного звена многозвенного механизма, например, звена жестко связанного с ротором двигателя или исполнительного органа машины. Подчеркивается, что в задаче определения системы сил обеспечивающих заданное движение звеньев также, в основном, необходимо определить одну неизвестную силу или момент силы. Далее студенты под руководством преподавателя анализируют различные методы решения этих задач, используя сведения из теоретической механики, например, дифференциальные уравнения движения отдельно взятого твердого тела, уравнения Лагранжа второго рода и др. и приходят к целесообразности замены машины ее динамической моделью звена. Заменяя движение всей машины движением звена приведения, вместе со студентами ставится и решается задача определения приведенной массы (mпр), приведенного момента инерции (Jпр), приведенной силы (Fпр) и приведенного момента силы (Мпр). Раскрывается физическая сущность названных величин. Затем, осуществляется вывод уравнения движения ма-

шины в дифференциальной форме. Выполнив этот вывод, преподаватель обязательно рассматривает частные случаи mпр = const, Jпр = const и проводит аналогию с фундаментальным законом И. Ньютона. При изучении раздела «Выбор момента инерции маховика» используется закон изменения кинетической энергии механической системы в дифференциальной форме и оригинальное решение уравнения движения, предложенное профессором Гутьяром. При невозможности найти общее решение, находят частное и на его основе решают задачу определения момента инерции маховика. Здесь целесообразно раскрыть взаимодействие диалектических категорий «общее» и «особенное». Изучая метод кинетостатического исследования механизмов, способ профессора Н. Е. Жуковского, необходимо раскрыть физическую природу и диалектическое содержание понятия «сила инерции». Особо следует отметить двоякую сущность силы инерции, ее фиктивность и реальное воздействие на связи материального объекта. При изучении темы «Роботы и манипуляторы» необходимо отметить успехи ученых в развитии теории познания материального мира. Обратить внимание слушателей на создание в современной технике таких устройств и систем управления ими, которые в недалеком прошлом могли рассматриваться только как проявление «чудесной силы» и акцентировать внимание студентов на атеистическом взгляде на теорию и практику создания сложных технических устройств. В теме «машины-автоматы» следует остановиться на успехах российской школы создателей сложных автоматических устройств (в космической технике и других отраслях промышленности.) Список литературы: 1. Борисенко Л.А. Теория механизмов, машин и манипуляторов : учеб. пособие .— Минск: Новое знание; М.: ИНФРА-М, 2011. - 285 с. : ил. – 2. 2. Тимофеев Г.А. Теория механизмов и машин: учебник. - М.: Издательство Юрайт, 2019. - 368 с. 3. Тимофеев Г.А., Мусатов А.К., Попов С.А., Фролов К.В. Теория механизмов и механика машин: учебник для вузов. - Москва: Издательство МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2017. 566 [2] с. : ил. 4. Карелина М.Ю. Теория механизмов и машин: учеб. Пособие. – М.: МАДИ, 2015. – 80 с. 5. Матвеев Ю.А., Матвеева Л.В. Теория механизмов и машин: Учебное пособие. – М.: Альфа-М: ИНФРА-М, 2009. - 320 с: ил. 6. Теория механизмов и машин : учебное пособие для вузов / М. З. Козловский [и др.] ; М.З.Козловский, А.Н. Евграфов, Ю.А. Семёнов, А.В. Слоущ. - 2-е изд., испр. - М. : ИЦ "Академия", 2008. - 560с.

МЕТОДИКА СОЗДАНИЯ ПРОБЛЕМНЫХ СИТУАЦИЙ И ОСВЕЩЕНИЯ ВОПРОСОВ МИРОВОЗЗРЕНЧЕСКОГО ХАРАКТЕРА ПРИ ИЗЛОЖЕНИИ РАЗДЕЛА КУРСА ТММ «ТЕОРИЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ» Кучер В.С., Стойко В.П., Мироненко Н.О. (ДонНТУ, г. Донецк) При доказательстве основной теоремы зацепления необходимо обратить внимание на следующие моменты: - подчеркнуть студентам использование диалектического метода познания, а именно, взаимодействие философских категорий общего и конкретного, частного (доказывается общий закон, справедливый для любого вида зацепления, который будет затем использоваться при изучении конкретных видов зацеплений); - поставить перед студентами и решить вместе с ними проблему возможных соотношений между проекциями скоростей точек контакта на общую нормаль; - рассматривая проекции скоростей на общую касательную, студентам сообщается в форме обсуждения с ними о неизбежности явления проскальзывания зубьев. Рассматривая вопрос о начальных окружностях в эвольвентном зацеплении, перед студентами ставится и с ними обсуждается проблема о возможности существования такой окружности на одном отдельно взятом эвольвентном зубчатом колесе. Вводя понятие линии зацепления и конкретизируя ее для эвольвентного зацепления, целесообразно напомнить студентам о диалектике философских понятий общего и конкретного. Выясняя, какова форма зуба эвольвентной рейки, преподаватель ставит перед студентами и решает вместе с ними проблему мысленного преобразования зубчатого колеса в рейку. Здесь же целесообразно напомнить о действии философского закона превращения количественных изменений в качественные. Анализируя существующие методы нарезания эвольвентных зубчатых колес, необходимо напомнить студентам об основных задачах, стоящих перед машиностроением в вопросах повышения производительности труда, улучшения качества производимых машин, а следовательно их отдельных узлов и деталей, и, в частности, зубчатых колес. При рассмотрении параметров эвольвентного колеса, нарезанного инструментом реечного типа, перед студентами ставится проблема возможности получения одним и тем же инструментом различных зубчатых колес в зависимости от положения инструментальной рейки. Здесь также про-

слеживается взаимодействие и взаимное превращение количества в качество. При изучении основного уравнения плотного зацепления со студентами решается в форме дискуссии вопрос о необходимости бокового зазора между зубьями. Затем преподаватель объясняет на практике, чем обеспечивается этот зазор. При изложении смысла коэффициента перекрытия проблемно решаются совместно со студентами такие вопросы: - определение на линии зацепления точек начала и конца контакта одной пары зубьев; - установление момента начала контакта каждой следующей пары зубьев; - необходимое условие непрерывности контакта и плавности зацепления. При изучении вопроса «Скольжение профилей, коэффициенты удельных скольжений» целесообразно подчеркнуть взаимосвязь и противоречивость различных качественных показателей зацепления. Например, для улучшения коэффициента перекрытия необходимо удлинить рабочую длину линии зацепления, но при этом неизбежно растут граничные значения коэффициентов удельных скольжений зубьев. Затем преподаватель объясняет студентам практическое разрешение этих противоречий в зависимости от условий работы зубчатой передачи. Рассматривая вопрос о выборе коэффициентов смещения по блокирующим контурам, преподаватель также обращает внимание на возникающие при этом противоречия (коэффициенты смещения, улучшающие одни качественные показатели, приводят к ухудшению других показателей) и в форме обсуждения этой проблемы объясняет студентам пути разрешения этих противоречий. При изложении темы «Коэффициент перекрытия косозубых колес» преподаватель ставит перед студентами вопрос о сравнении дуг зацепления у прямозубого и косозубого колес и они совместно приходят к выводу о наличии «сдвига торцов». Список литературы: 1. Антонюк В.Е., Басинюк В.Л., Серенков П.С., Бужан И.А., Мардосевич Е.И. Зубчатые передачи. - Минск: Беларуская навука. 2016. - 251 с. 2. Карелина М.Ю. Теория механизмов и машин: учеб. Пособие. – М.: МАДИ, 2015. – 80 с. 3. Тимофеев Г.А. Теория механизмов и машин: учебник. - М.: Издательство Юрайт, 2019. - 368 с.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ ВАЛА С ПРИМЕНЕНИЕМ СИСТЕМЫ АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ APM WinMachine Матеко П.М., Голдобин В.А., Григорук И.В. (ДонНТУ, г. Донецк) При конструировании машин и механизмов большое внимание уделяется расчету отдельных деталей, таких как валы, зубчатые колеса и др. Расчет таких деталей на выносливость с определением коэффициента запаса прочности по общеинженерной методике связан с определенными трудностями. Методика определения коэффициента запаса прочности с помощью автоматизированной системы APM WinMachine позволяет значительно сократить время расчета и определить запас прочности в любой точке вала. В качестве объекта исследования был принят выходной вал двухступенчатого цилиндрического редуктора. Исходные данные: 1. Крутящий момент на валу Т  1,8  10 6 Н  мм ; 2. Частота вращения вала n=60 об/мин; 3. Срок службы вала Lh=10000 часов; 4. Параметры зубчатого колеса: - модуль нормальный mn=5 мм; - число зубьев Z=68; - угол наклона зубьев   10 15' . По известным формулам были определены силы, действующие на вал в зацеплении зубчатого колеса и Рисунок 1. – Эпюры изгибающих и крутящего сила от зубчатой муфты. моментов

Окружная сила Ft  10,42  10 3 Н; Радиальная сила Fr  3,85  103 Н; Осевая сила Fa  1,87  10 3 Н; Сила от зубчатой муфты Fм  6,66  103 Н. Рассматриваем вал как балку на двух опорах, нагруженную сосредоточенными силами от зубчатого колеса и муфты, приложенными в вертикальной горизонтальной плоскостях. При этом силу от муфты рассматриваем в двух вариантах (направление вверх и вниз). По общепринятой методике определены реакции в опорах и изгибающие моменты, построены эпюры изгибающих и крутящего моментов. Рассматривая два варианта нагружения вала силами в вертикальной плоскости видим, что во втором варианте значение изгибающего момента больше чем в первом. К дальнейшему расчету принимаем второй вариант нагружения вала. Из эпюры моментов видно, что опасное сечение вала находится под колесом. По этому сечению ведем дальнейший расчет вала. Суммарный изгибающий момент равен: 2

М и   М иВ  М иГ  (1,138  10 6 ) 2  (0,364  10 6 ) 2  1,2  10 6 Н  мм .

Эквивалентный момент: М экв  М и2  Т 2  (1,2  10 6 ) 2  (1,8  10 6 ) 2  2,16  10 6 Н  мм .  Для изготовления вала принимаем сталь 45 HB 170…200 (нормализация), с пределом выносливости при изгибе  1  280 МПа, с пределом выносливости при кручении  1  160 МПа. Тогда допускаемые напряжения при изгибе равны:  1 и   1    280  0,71  52 МПа, S  K 2 1,9 где:  =0,71-масштабный фактор; S  =2,0-коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; K  1,9-коэффициент концентрации напряжений. Диаметр вала в опасном сечении равен: 6 M экв 2 , 16  10 d 3 3  74,6 мм. 0,1  [ 1 ]u 0,1  52 Принимаем диаметр вала под колесом d  75 мм; диаметр шипа d ш  65 мм; диаметр выходного участка вала d вых  60 мм; диаметр буртика d   90 мм.

Рисунок 2. – Эскиз вала Расчет вала на выносливость сводится к определению коэффициента запаса прочности в опасном сечении. (сечение I-I, рис.2) Общий коэффициент запаса прочности по пределу выносливости равен: S S S  2  2 , S  S где S и S - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:  1  1 S  ; S  , ( K ) d ( K ) d  a   м  a      м       где:  1 и  1 - пределы выносливости при изгибе и кручении;   и   - масштабный фактор; ( К )d и ( К ) d - коэффициенты концентрации напряжений;  - коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение;  а и  а - амплитудные составляющие напряжений изгиба и кручения;  м и  м - постоянные составляющие напряжений изгиба и кручения. Напряжения определялись по зависимостям:  кр М Т а  и ;  м  0; a  м   . 2 2 W p Woc Коэффициенты концентрации напряжений выбирались в зависимости от отношения диаметра вала к диаметру шипа d / d ш  75 / 65  1,153 .

В дальнейшем запас прочности определялся при разных радиусах галтели ( r  0,5...3,0 мм, c интервалом 0,5 мм). Результаты расчетов приведены в табл. 1. Таблица 1 – Результаты расчетов Радиус галтели r, мм 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0

Отношение r/dш 0,008 0,015 0,023 0,030 0,038 0,046

Kσ

Kτ

Sσ

Sτ

3,04 2,73 2,43 2,24 2,12 1,81

1,75 1,65 1,56 1,49 1,41 1,33

2,40 2,68 3,01 3,27 3,62 4,04

3,95 4,2 4,44 4,64 4,73 5,12

2,05 2,26 2,49 2,67 2,87 3,17

По полученным значениям S строим график зависимости коэффициента запаса прочности от радиуса галтели (рис. 3, кривая 1). Определение коэффициента запаса прочности вала с помощью автоматизированной системы APM WinMachine выполнялось в модуле APM Shaft. Для этого был выполнен эскиз вала с его размерами по длине и диаметру. В соответствующих точках были приложены силы и моменты, действующие на вал. Для выбранного материала вала был выполнен расчет и получены результаты расчета.

Рисунок 3. - График зависимости коэффициента запаса прочности от радиуса галтели

Результатами расчета являются: реакции в опорах, эпюры изгибающих и крутящего моментов, значение коэффициента запаса прочности по всей длине вала. Принимая радиус галтели r  0,5...3,0 мм, с интервалом 0,5 мм получили значения коэффициента запаса прочности (см. рис. 3, кривая 2).

Рисунок 4. - Запас прочности S в APM WinMachine Значения коэффициента запаса прочности посчитанные по общеинженерной методике и с помощью автоматизированной системы APM WinMachine отличаются незначительно. Это подтверждает правильность расчетов по этим методикам. Список литературы: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие. - Москва: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2017. - 564, [4] с.: ил. 2. Плотников П.Н., Недошивина Т.А. Детали машин: расчет и конструирование: учебное пособие. - Екатеринбург: Изд-во урал. ун-та, 2016. - 236 с. 3. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин : учебник для академического бакалавриата. - М.: Издательство Юрайт, 2014. - 408 с. 4. Методические указания к курсовому проектированию по дисциплинам "Детали машин", "Прикладная механика", "Основы конструирования", "Детали машин и основы конструирования": (для всех форм обучения и всех направлений бакалавриата и специальностей специалитета) / ГОУВПО "ДОННТУ", Каф. основ проектирования машин ; [сост. В.Г. Нечепаев и др.]. - Донецк : ГОУВПО "ДОННТУ", 2020. – 215 с.

РАСЧЕТ БОЛТОВ ГРУППОВОГО БОЛТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ С ПРИМЕНЕНИЕМ СИСТЕМЫ АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ APM WINMACHINE Матеко П.М., Голдобин В.А., Харламов А.А. (ДонНТУ, г. Донецк) Задача по расчету болтов группового болтового соединения является сложной и решается с учетом податливости элементов соединения [1]. Эта задача решается на примере расчета болтов для крепления кронштейна, нагруженного силой, раскрывающей стык деталей (рис. 1).

A-A 0,5a

3a a

H=4a

0,5a

0,5a a

Рисунок 1

Для решения этой задачи применена система автоматизированного проектирования APM WinMachine, которая позволяет выполнить необходимые расчеты с использованием современных инженерных методик и численных методов расчета [2], сокращая при этом время необходимое на выполнение расчетов. Определить диаметр болтов группового Y a 3a болтового соединения для крепления xc Y кронштейна к раме (рис.1), где а = 100 мм. 1 2 Соединение нагружено силой F=5000 Н, приложенной под углом к горизонтали xc1 5 6 X   30  . Болты установлены в отверстия C кронштейна с зазором и изготовлены из xc2 8 7 стали Ст.3 (σв=380 МПа, σТ=240 МПа). Число болтов z=9. Коэффициент трения в 3 4 x1 резьбе f = 0,15; коэффициент трения на x2 опорной поверхности гайки f = 0,20. Рисунок 2 33

Расчет болтов при постоянной внешней нагрузке На групповое болтовое соединение действует сила, которая стремится раскрыть стык кронштейна с опорой. Критерием расчета такого соединения, является условие нераскрытия стыка. Для дальнейших расчетов необходимо определить центр тяжести плоскости контакта кронштейна и все силовые факторы перенести в центр тяжести (рис. 2). S Координаты центра тяжести плоскости стыка – т. С равны: yc= 0, а : xc  Y  , A где SY  – статический момент площади контакта относительно оси Y; А – площадь контакта. Фигура контакта является сложной, поэтому ее разбиваем на две простые (рис. 2): - квадрат 1-2-3-4, площадь которого равна A1  3a  3a  9a 2 , центр тяжести которого находится от оси Y  на расстоянии x1  1,5a ; - квадрат 5-6-7-8, площадь которого равна A2  a 2 , центр тяжести которого находится от оси Y  на расстоянии x2  3,5a . Тогда статический момент равен: SY   A1 x1  A2 x2  9a 2 1,5a  a 2 3,5a  17a 3 . Площадь поверхности контакта: A  A1  A2  9a 2  a 2  10a 2 .

SY  17 a 3 xc    1,7 a  1,7  100  170 мм. A 10 a 2 Момент инерции относительно центральной оси Y определяется с помощью теоремы про параллельный перенос моментов инерции простых фигур: I Y  I1  A1 xc21  I 2  A2 xc22 ,

(3a ) 4 a4 4 где I1   6,75a и I 2   0,083a 4 - моменты инерции про12 12 стых фигур относительно своих центральных осей; xc1  xc  x1  1,7 a  1,5a  0,2 a и xc 2  x2  xc  3,5a  1,7 a  1,8a - координаты осей, которые проходят через центры тяжести простых фигур.

I Y  6,75a 4  9a 2 (0,2a) 2  0,083a 4  a 2 (1,8a) 2  10,43a 4 . Силовые факторы, действующие на кронштейн. Действующую на кронштейн сосредоточенную силу F представим в виде проекций на вертикальную Fv и горизонтальную Fh составляющие (рис. 1)

Fv  F sin   5000  sin 30  2500 Н, Fh  F cos   5000  cos 30  4330 Н. При недостаточной затяжке болтов вертикальная составляющая Fv может вызвать появление зазора между поверхностями стыка. Таким образом, силу затяжки болтов необходимо выбирать исходя из условия нераскрытия стыка. Горизонтальная составляющая Fh , в свою очередь, может быть причиной смещения кронштейна. Для предотвращения смещения кронштейна необходимо выполнить условие, при котором такое смещение было бы невозможным. Поскольку все внешние силовые факторы перенесены в центр тяжести контакта, то система внешнего нагружения может быть сведена к действию главного вектора силы и главного момента. В данном случае главным вектором является сила F , а главным моментом Т, который равен: T  Fh H  Fv ( xc  x1 ) .

T  4330  4a  2500  (1,7 a  1,5a )  17820a  17820  100  1782000 Н·мм. Условие нераскрытия стыка. Кронштейн, который крепится к раме группой болтов, находится в равновесии под действием системы сил, а его положение можно выразить уравнением равновесия затянутого соединения при условии нерасFz крытия стыка, которое имеет вид: q 0  q Fв  qT  0, где q0  0 – давA ление от силы затяжки болтов F0 ;

q Fv 

qТ 

Fv (1   ) – давление от вертикальной составляющей силы Fv ; A

T (1   ) – давление от действия момента T ; WY

χ – коэффициент основного нагружения, принимаем χ = 0,25.

A  10 a 2  10 100 2  100000 мм2 – площадь поверхности контакта;

WY 

IY – осевой момент сопротивления площади контакта; xmax xmax  (3a  a )  xc  (3a  a )  1,7 a  2,3a .

Wy 

Iy xmax

10,43a 4   4,54a 3  4,54  100 3  4540000 мм3. 2,3a

Минимальная сила затяжки одного болта определяется из условия нераскрытия стыка. Тогда напряжение от силы затяжки болтов принимается равным сумме напряжений от силы Fv (1   ) и момента T (1   ) :  F0   Fv (1 )   T (1 ) .

Fv' z Fv (1   ) T (1   ) или:   , A zA zWY Fв1    T 1    2500  (1  0, 25) 1782000  (1  0,25)  A   100000  3480 H z zW y 9 9  4540000

F0' 

T F4

Найденное усилие затяжки одного болта следует увеличить в К n раз, где К n =1,1 - коэффициент запаса нераскрытия стыка F0  K n F0  1,1  3480  3828 Н.

F3 F2 F1 Y

F0'

l1 l2

Определение силы, которая действует на наиболее нагруженный болт.

l3 l4 C

Сила, которая действует на произвольно размещенный i-й болт вследствие приложенной к нему внешней нагрузки и силы затяжки, равняется: Fi  KF0  FFv1  FTmax , где F0 - сила затяжки болта; K  1,3 - коэффициент, учитывающий влияние касательных напряжений;

Рисунок 3 F  2500  0,25 FFv1  Fv   70 Н - нагрузка на болт от вертикальной z 9 составляющей внешней силы F ; FT max - нагрузка на болт от момента T . Распределение сил, действующих со стороны болтов на кронштейн, показано на рис. 3. Условие равновесия кронштейна относительно точки C имеет вид: m

 z ri Fi li  T  0 , i 1

где m - количество групп, на которые можно разбить все болты в стыке в зависимости от их расстояния от оси Y ; m = 4; zri - количество болтов в ряду i  той группы; li - координата ряда i  той группы болтов.

Fi FT max  , откуда силу Fi можно li lmax F выразить через максимальную нагрузку на болт: Fi  T max li . lmax После подстановки значения силы Fi в уравнение равновесия кронштейна можно определить максимальную силу растяжения болта при действии момента T : T  l FT max  m max .  z ri li2 Кроме того из рис. 3 видно, что

i 1

В данном случае насчитывается четыре группы болтов (рис.3), тогда 4

 z ri li2  z r1l12  z r 2l22  z r 3l32  z r 4l42 ,

где

i 1

l1  0,5a  xc  0,5a  1,7 a  1,2 a  1,2  100  120 мм,

z r1  3;

l 2  1,5a  xc  1,5a  1,7 a  0,2a  0,2  100  20 мм,

z r 2  2;

l3  2,5a  xc  2,5a  1,7 a  0,8a  0,8  100  80 мм,

z r 3  3;

l 4  3,5a  x  3,5a  1,7 a  1,8a  1,8  100  180 мм, z r 4  1. Тогда сила на наиболее нагруженный болт FT max при действии момента T будет равна:

FTmax 

1782000  0,25  180  838 Н . 3  (120)  2  (20) 2  3  80 2  1  180 2 2

Окончательно сила: Fmax  1,3  3828  70  838  5884 H . Определение диаметра болта из условия прочности. Зная максимальную силу, действующую на болт, можно определить его размеры из условия прочности на растяжение: 4F  240  р  max  [ р ], [ р ]  Т   80 МПа 2 d1 S 3

d1 

4 Fmax 4  5884   9,68 мм .  [ р ] 3,14  80

Принимаем болт М12 ( d  12 мм ; d1=10,1 мм; d2=10,86 мм; p =1,75 мм). Расчет момента завинчивания при затяжке болтов. Контроль затяжки болтов производится с помощью динамометрического ключа. На практике необходимо знать, какое усилие затяжки болта

соответствует моменту завинчивания. Момент завинчивания Tз определяется как сумма моментов трения в резьбе Т1 и на опорной поверхности гайки Т2: Tз  T1  T2 . d Момент трения в резьбе определяется: T1  F0 2 tan    , 2 p 1,75 где   arctan  arctan  2 056 / – угол подъема резьбы; d 2 3,14 10,863 f 0,15    arctan  arctan  9,49 / – приведенный угол 0 cos0,5    cos(0,5  60 ) трения 10,863 T1  3828 tan( 2 056 /  9 0 49 / )  4705 Нмм . 2 1 D 3  d 03 Момент трения на опорной поверхности гайки: T2  F0 f   2 , 3 D  d 02 где D  1,7 d  1,7 12  20 мм - наружный диаметр опорной поверхности гайки;

d 0  d  1  12  1  13 мм - диаметр отверстия в кронштейне под болт.

1 203  133 T2  3828  0,2   2  6411 Нмм . 3 20  132 Окончательно момент завинчивания болта равен:

Tз  4705  6411  11116 Нмм С другой стороны момент завинчивания болта равен силе на рукоятке ключа FР, умноженной на плечо L=15·d; TЗ=FР·15·d; откуда сила на рукоT 11116 ятке ключа равна: FР= З   62 Н 15d 15 12 Проверка условия несдвигаемости. Необходимо проверить соединение на отсутствие касательного сдвига затянутых поверхностей. Для того, чтобы не было сдвига поверхностей друг относительно друга, сила трения в контакте должна быть больше внешнего усилия сдвига: F0 z  Fv 1    f  Fh K s , где K s  1,4 - коэффициент запаса по сдвигу.

3828  9  2500  1  0,25 0,2  6515 H ;

4330 1,4  6062 H .

Условие несдвигаемости выполняется 6515 > 6062.

Расчет болтов для крепления кронштейна, нагруженного силой, FM раскрывающей стык деталей в F M b модуле АРМ Joint. Для расчета резьбового соединения в модуле АРМ Joint необходимо задать форму стыка, коРисунок 4 ординаты расположения болтов, постоянные параметры и действующие на соединение внешние силы. В модуле АРМ Joint момент задается в виде пары сил M Fh  Fh  4a  4330  4  100  1732000 Нмм. Система нагружения рассматриваемого соединения, показана на рис.4, где FМ·b= M Fh =1732000 Нмм. Для резьбовых соединений с зазором результатом расчета является: площадь поверхности стыка, положение центра масс стыка, осевые моменты инерции относительно осей (Х и Y), угол поворота главных центральных осей, сила затяжки, максимальная нагрузка, действующая на болт, максимальное давление в стыке, диаметр болта. Кроме этого, можно получить значения давления в стыке в виде карты давлений. Рисунок 5 На рис.5 представлены результаты расчета данного соединения при неконтролируемой затяжке. В заключении необходимо отметить, что решение задачи с помощью системы автоматизированного проектирования АРМ WinMachine значительно сокращается время расчета и эта система позволяет наглядно показать максимально нагруженные зоны в соединении кронштейна с рамой. Расчеты, выполненные вручную и с помощью системы автоматизированного проектирования АРМ WinMachine показывают совпадение расчетных данных, что подтверждает правильность работы данной системы. Список литературы: 1. Д.Н. Решетов Детали машин М. Машиностроение, 1989. – 496 с. 2. Шелофаст В.В., Чугунова Т.Б. Основы проектирования машин. Примеры решения задач. Москва, Издательство АПМ 2004 –240 с.

РАЗВИТИЕ ЭКОЛОГИЧЕСКОЙ БЕЗОПАСНОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ШНЕКОВЫХ ОЧИСТНЫХ КОМБАЙНОВ В УСЛОВИЯХ ТОНКИХ ПЛАСТОВ Нечепаев В.Г., Кононенко Д.Н. (ДонНТУ, г. Донецк) Шнековые комбайны наиболее предпочтительны в условиях тонких угольных пластов [1,2,3], однако их применение определяет существенную экологическую нагрузку на рабочее пространство очистного забоя и на окружающую среду в целом. Для решения этой проблемы разработана высокопроизводительная и экологически безопасная система активной выгрузки угля. Основным энергетическим ресурсом Донецкого региона является каменный уголь, запасы которого оцениваются порядка 6,84 млрд. т. При этом 83,2 % этих запасов сосредоточены в шахтопластах мощностью 0,55 – 1,2 м [1,2]. Горногеологические и горнотехнические условия залегания угольных пластов Донбасса характеризуются как весьма сложные. Шахтопласты имеют неспокойную гипсометрию, содержат в своей структуре породные прослойки и твердые включения, залегают на глубине 1050…1500 м [2]. Только незначительная часть шахтопластов (127 из 1092) являются пригодными для струговой выемки (наиболее прогрессивной для выемки пластов малой мощности). Ограничения в применении струговых комплексов обуславливают преимущественное применение очистных комбайнов в составе механизированных комплексов в рассматриваемых условиях. Потенциальными объектами использования очистных комбайнов являются 88,4% пологонаклонных шахтопластов мощностью от 0,55 до 2,5 м, что определяет значительный приоритет последних как первоочередных объектов совершенствования. Опыт эксплуатации и проектирования очистных комбайнов показывает, что шнековые исполнительные органы обладают рядом принципиальных преимуществ по сравнению с другими их типами и на современном уровне развития техники создают наиболее благоприятные предпосылки для выполнения требований к высокопроизводительной выемочной машине, в том числе и предназначенной для работы в условиях тонких пластов. Поэтому абсолютное большинство современного мирового парка очистных комбайнов оснащено шнековыми исполнительными органами. Изложенное позволяет сделать вывод о том, что применение шнековых исполнительных органов является доминирующей тенденцией при разработке перспективных образцов очистных комбайнов во всем диапазоне условий их использования. В то же время шнековые комбайны характеризуются органическим

недостатком – недостаточным потенциалом системы выгрузки разрушенного угля, который сопровождается высокими энергозатратами процесса погрузки [1,2,3]. Производительность комбайнов в этих условиях значительно снижается из-за недостаточной погрузочной способности шнековых исполнительных органов. Кроме того, в рабочей зоне шнековых исполнительных органов имеет место значительная циркуляция угля, которая вызывает дополнительное измельчение разрушенного угля и снижение его сортности, интенсивное пылеобразование. Это определяет ряд негативных, с позиций экологической безопасности, факторов. 1). Интенсивное пылеобразование определяет значительную запыленность замкнутого рабочего пространства очистного забоя, в котором постоянно присутствует обслуживающий персонал. Наличие большого количества пыли в рабочей атмосфере является причиной профессиональных заболеваний дыхательных путей горнорабочих. Использование индивидуальных средств защиты дыхательных путей не устраняет проблему полностью, а кроме того, ограничивает физические кондиции рабочих, и как следствие – снижает производительность труда. 2). Запыленность рабочего пространства очистного забоя определяет потенциальную повышенную опасность взрыва угольной пыли. 3). Наличие значительного объема мелких фракций в измельченном угле вызывает значительные потери угля при его перевозке (вследствие распыления в воздухе) и соответствующее загрязнение окружающей среды. Наиболее актуальна эта проблема при перевозках угля железнодорожным транспортом на большие расстояния. 4). Сжигание разнородных фракций энергетических углей в неоптимальных режимах вызывает дополнительное загрязнение атмосферы на тепловых электростанциях. Таким образом, недостаточная погрузочная способность шнековых исполнительных органов очистных комбайнов не только ограничивает производительность выемки тонких угольных пластов, повышает опасность труда горнорабочих, но и определяет существенную экологическую нагрузку как на рабочее пространство очистного забоя, так и на окружающую среду в целом. Для решения этой проблемы на основе устранения ограничения по выгрузке разрушенного угля разработан ряд концептуальных конструктивных решений шнековых исполнительных органов активной выгрузки для очистных комбайнов [3]. Разработанные органы классифицируются (рис.1) по следующим признакам: - по назначению – с дополнительными устройствами для устранения вращательного переноса и с дополнительными устройствами для

Рисунок 1. - Классификация шнековых исполнительных органов очистных комбайнов для выемки тонких пологих пластов

уменьшение сопротивления окна выгрузки; - по месту расположения дополнительных устройств – расположенные в шнеке и расположенные вне шнека; - по виду энергии, используемой для функционирования дополнительных устройств – механические, гидродинамические, пневмогидродинамические, комбинированные. Применительно к совокупности разработанных исполнительных органов созданы основы теории рабочих процессов шнековых систем активной выгрузки угля, базирующейся на математической модели их функционирования. Математическое моделирование рабочего процесса основано на представлении выгружаемого шнеком угля в виде сплошного несжимаемого потока, подверженного активирующему воздействию. На основе выполненных натурных и вычислительных экспериментов разработана методика расчета и выбора оптимальных параметров систем активной выгрузки угля (давления рабочей жидкости, диаметра насадок струеформирующих устройств, геометрических параметров шнеков, частоты их вращения, угла подъема лопастей, параметров состояния поверхностного слоя рабочих зон, производительности процесса выгрузки, расхода рабочей жидкости и др.), обеспечивающих повышение погрузочной способности очистных комбайнов в 2-3 раза при снижении уровня удельных энергозатрат выгрузки примерно в 2 раза, а также существенное снижение экологической нагрузки на рабочее пространство очистного забоя и на окружающую среду в целом. Применение экологически безопасных систем активной выгрузки угля обеспечивает значительное повышение технического уровня очистных комбайнов и уровня их конкурентоспособности на этой основе. Список литературы: 1. Механо-гидродинамические шнековые системы выгрузки и транспортирования. Нечепаев В.Г. – Донецк: ДонНТУ, 2005. – 215с. 2. Шабаев О.Е. Установление зависимости погрузочной способности шнековых очистных комбайнов от их режимных параметров на основе модельных и натурных экспериментов / О.Е. Шабаев, В.Г. Нечепаев, Е.Ю. Степаненко [и др.] // Международный научно-технический журнал. Вестник Донецкого национального технического университета. – 2019. – №3(17). – С. 42-51. 3. Нечепаев В.Г. Развитие и совершенствование структуры систем выгрузки угля шнековых очистных комбайнов/В.Г. Нечепаев// Инновационные перспективы Донбасса : материалы междунар. научн.-практ. конф., 22-25 мая 2018 г. Т. 3 : Инновационные технологии изготовления и эксплуатации промышленных машин и агрегатов - Донецк , 2018. -С.32-36.

ОБЕСПЕЧЕНИЕ ЭКОЛОГИЧЕСКОЙ БЕЗОПАСНОСТИ ФРЕЗЕРОВАНИЯ ЗАКРЫТЫХ ПРОФИЛЬНЫХ ПАЗОВ Нечепаев В.Г., Леженин А.И. (ДонНТУ, г. Донецк) Высокопроизводительная и точная обработка закрытых профильных пазов определяет необходимость применения экологически небезопасных смазывающе-охлаждающих технологических жидкостей. Разработан режущий инструмент, позволяющий минимизировать расход жидкости при одновременном повышении производительности обработки. Обязательным условием высокопроизводительной и точной обработки заготовок в условиях современного автоматизированного производства является своевременная эвакуация стружки из зоны резания. Невыполнение этого условия приводит к снижению производительности и точности обработки. Особую актуальность своевременная эвакуация стружки имеет при фрезеровании закрытых профильных пазов (Т-образных, типа «ласточкин хвост» и др.). Ограниченное пространство закрытого паза очень быстро (в течение нескольких оборотов фрезы) заполняется отделенной стружкой, которая осуществляет подпор режущему инструменту и вследствие этого возвращается в зону резания. Поскольку отделенная стружка имеет твердость, большую твердости обрабатываемого материала (вследствие явлений наклепа и закаливания), то при ее повторном резании имеет место возрастание сил резания, интенсивный износ и разрушение режущих кромок лезвий фрезы. Это определяет ускоренную потерю работоспособности инструмента, снижение его ресурса, точности обработки, повышение шероховатости и увеличение затрат энергии. Решение проблемы обеспечивается своевременной эвакуацией стружки из зоны резания. Известно несколько способов эвакуации стружки из зоны резания удаление с помощью гидросмыва, пневмоотсоса и др. При использовании гидросмыва стружка удаляется потоком жидкости. Недостатком этого метода является большой расход смазывающе-охлаждающей технологической среды, что нецелесообразно в экологическом, экономическом и энергетическом аспекте. Уборка стружки пневмоотсосом для металлической стружки, особенно стальной и чугунной, неэффективна. Для металлической стружки наиболее эффективна эвакуация стружки напорными струями смазывающе-охлаждающей технологической жидкости, которая более производительна в отношении экономических, энергетических и эксплуатационных показателей. Однако применение смазывающе-охлаждающей технологической жидкости, наряду со многими положительными моментами, является эко-

логически небезопасным. При использовании масляных активных жидкостей, как, например, осерненных и сульфированных масел, возникает опасность отравления рабочих при вдыхании паров сернистых соединений. Аэрозоли, образующиеся при подаче смазывающе-охлаждающей технологической жидкости в рабочую зону станка, оказывают токсическое действие также на кожный покров и внутренние органы. Предупреждение дерматитов и профессиональных заболеваний при работе со смазывающе-охлаждающей технологической жидкостью обеспечивается соблюдением ряда требований: - содержание вредных веществ в эмульсиях не должно превышать заданных пределов (нафтеновых кислот - 1%, кальцинированной соды 0,3%, свободного едкого натра - 0,025%, триэтаноламина - 0,4%, нитрита натрия - 0,3%); - для паров керосина и предельных алифатических углеводородов максимально допустима концентрация 300 мг/м3 (в перерасчете на углерод), хлора 0,1мг/м3, аэрозолей едких щелочей 0,5 мг/м3 (в перерасчете на NаOH); - перед началом работы станочники должны использовать специальные мази типа ”невидимых перчаток“ и т.п. Устранение или ослабление токсического воздействия смазывающеохлаждающей технологической жидкости возможно при строгом выполнении комплекса конструктивных, технологических и организационных мероприятий по технике безопасности и промышленной санитарии при приготовлении, хранении, транспортировании, применении, регенерации и разложении смазывающе-охлаждающей технологической жидкости перед спуском в сточные воды. Поэтому для обеспечения эффективного своевременного удаления стружки напорными струями без превышения допустимого уровня вредного влияния отравляющих компонентов смазывающе-охлаждающей технологической жидкости, ее расход следует минимизировать. Минимизация расхода смазывающе-охлаждающей технологической жидкости определяет также уменьшение энергетических и экономических затрат. Общим недостатком существующих устройств, осуществляющих удаление стружки, является значительное удаление источника гидравлической энергии (насадков, излучающих напорные струи смазывающеохлаждающей технологической жидкости) от объекта воздействия – отделенной стружки. Это обуславливает повышенные значения основных параметров источника гидравлической энергии - давления и расхода жидкости. Для устранения этого существенного недостатка существующих устройств удаления стружки разработан режущий инструмент с непосредст-

венной подачей напорных струй смазывающе-охлаждающей технологической жидкости в зону резания при фрезеровании закрытых пазов (рис. 1). В корпусе 1 фрезы выполнены каналы 3 с насадками 4, расположенные у ножек зубьев 2 вне их затылков и направленные на переднюю поверхность этих же зубьев 2. Оси насадков 4 отклонены на угол  от передней поверхности зубьев 2 фрезы и ориентированы касательно к их режущим кромкам. По высоте инструмента у ножек зубьев 2 вне их затылков расположены каналы 3 с насадками 4 для подачи напорных струй СОТС с целью удаления стружки 10 из пространства между зубьями и охлаждения их передней поверхности. Количество каналов 3 с насадками 4 принимается исходя из условия полного охвата передней поверхности зубьев инструмента струями смазывающе-охлаждающей технологической жидкости. При функционировании предлагаемого инструмента осуществляется силовое гидродинамическое воздействие напорных струй смазывающеохлаждающей технологической жидкости на отделенную стружку 10, находящуюся в пространстве между зубьями 2, и на переднюю поверхность зубьев 2 фрезы. Для этого смазывающе-охлаждающая технологическая жидкости по осевому каналу 9 подается через кольцевую полость 7 в каналы 3 фрезы, затем через насадки 4 на переднюю поверхность каждого зуба 2 и в полость между зубьями 2. Силовое воздействие напорных струй смазывающе-охлаждающей технологической жидкости на отделенную стружку 10 обеспечивает ее своевременное удаление из пространства между зубьями 2, а воздействие на переднюю поверхность зубьев 2 – их охлаждение. Своевременное удаление стружки из пространства между зубьями исключает ее перемещение вместе с фрезой при вращательном движении и, соответственно, повторное попадание в зону резания. Это определяет исключение повышенного износа кромок зубьев режущего инструмента и их поломку, а следовательно повышение стойкости. Повышение стойкости определяет повышение производительности обработки. Предотвращается также повреждение (микрорезания закаленной стружкой) обрабатываемых поверхностей заготовки, а следовательно повышается их качество. Полный охват передней поверхности зубьев струями смазывающе-охлаждающей технологической жидкости обеспечивает их эффективное охлаждение непосредственно в процессе резания. Таким образом, рассматриваемый режущий инструмент позволяет повысить производительность и качество обработки при одновременном повышении экологической безопасности механической обработки закрытых профильных пазов.

4 



А 9 А  5 8

6 А-А



Б увеличено

11 Рисунок 1.- Фреза для обработки Т-образных пазов с подачей смазывающеохлаждающей технологической жидкости в зону резания

К ВОПРОСУ ОЧИСТКИ КРИСТАЛЛИЗАТОРА ОТ ЗАСТЫВШЕГО ШЛАКА ПРИ ЭЛЕКТРОШЛАКОВОЙ ТЕХНОЛОГИИ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ЗАГОТОВОК ДЕТАЛЕЙ МАШИН Стойко В.П., Кучер В.С., Антонюк Д.Н. (ДонНТУ, г. Донецк) Проблема очистки кристаллизатора и шлаководного канала от остатков застывшего шлака после каждого цикла наплавки является одной из самых сложных. На заводском аппарате УНС 300 эта очистка осуществляется вручную с помощью остро заточенного зубила подобно тому, как зачищают от шлака шов при ручной электродуговой сварке. Необходимость в очистке возникает из-за значительной адгезии шлака к металлу кристаллизатора и шлакового канала. В начале цикла наплавки расплавленный жидкий шлак перетекает по желобу в кристаллизатор, при этом холодные поверхности желоба и кристаллизатора соприкасаясь с жидким шлаком быстро охлаждают его зону вблизи границы раздела, и тонкая корочка твердого шлака «гарнисаж» налипает на стенки. Наличие «гарнисажа» (если его не удалить) затруднит последующие циклы наплавки в режиме переливания шлака из котла в кристаллизатор и нарушит геометрию наплавленных изделий. Разрабатывали следующие варианты автоматического удаления «гарнисажа»: - изменение материала желоба и его подогрев; - механическая очистка; - пневмо и гидроочистка; - изменение конструкции кристаллизатора и желоба. По первому варианту изготовили и испытали на аппарате электрошлаковой наплавки ряд желобов: из графита, из огнеупорного материала (шамота), а также из огнеупорного кирпича с подогревом электрическим током, проходящим через нихромовую спираль. При испытаниях замесчено уменьшение адгезии шлака, однако устранить полностью нежелательное явление не удавалось. С помощью подогрева не удалось также достичь требуемой температуры поверхности огнеупорного желоба, контактирующего со шлаком из-за предельных возможностей нихромовой спирали. Применяли механическую очистку различными типами подвижных металлических щеток. Для изготовления щеток использовали расплетенные конца канатов с различным диаметром проволочек. Установлено, что заметная очистка возникает только при применении проволочек повышенной жесткости (диаметром более 1,5-2 мм), а это ведет к усложнению конструкции очистителя.

Гидроочистка струями воды при повышенном давлении решила бы поставленную задачу, однако ее применение невозможно из-за опасности возникновения аварийной ситуации, например, в результате возможности взрыва перегретого шлака при контакте с водой. Применение пневмоочистителей с питанием сжатым воздухом от заводской сети давлением 5-6 атм позволило очистить кристаллизатор и шлаководный канал от пыли и кусочков шлака, однако «гарнисаж» остался. При испытаниях обратили внимание на особенности поведения «гарнисажа» пр различных конструкциях кристаллизатора и желоба. Установлено, что наиболее прочен «гарнисаж» за счет клиновых и арочных эффектов в углах и при резких изгибах поверхности желоба и кристаллизатора. При налипании «гарнисажа» на плоскую стенку после остывания происходит самоотделение, обусловленное различными коэффициентами термического расширения шлака и материала желоба. В связи с изложенным, кристаллизатор выполнили составленным из плоских стенок и разъемным, а желоб плоским.

ТЕХНОЛОГИЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ЗАГОТОВОК ДЕТАЛЕЙ МАШИН МЕТОДОМ ЭЛЕКТРОШЛАКОВОГО КОКИЛЬНОГО ЛИТЬЯ Стойко В.П., Кучер В.С., Грешникова В.В. (ДонНТУ, г. Донецк) Отливка бронзовых втулок и других заготовок. Современное машиностроение нуждается в высококачественных подшипниках и различных опорах вращения. Подшипники скольжения имеют немалые преимущества по сравнению с другими типами опор вращения. Они отличаются малыми радиальными размерами и массой, в изготовлении не требуют специального оборудования. Эти подшипники легко выполняются разъемными и являются почти единственно возможной формой опор для коренных и шатунных шеек многоколенных валов, когда применение неразъемных подшипников качения невозможно. Подшипники скольжения отличает бесшумность работы и высокая способность воспринимать циклические и ударные нагрузки. Долговечность этих подшипников не зависит от частоты вращения в отличие от подшипников качения,

долговечность которых резко снижается с повышением частоты. Исходя из сказанного, задача отливки бронзовых заготовок для подшипников, подпятников и других опор и в настоящее время представляется весьма актуальной. Известно, что качество бронзового литья во многом определяется качеством приготовления литейной формы. Отливка цветного металла в песчано-глинистые формы нередко дает продукцию низкого качества. Трудно бороться с трещинами, пористостью, неслитинами и др. дефектами. Отливки небольшого веса целесообразно получать кокильным, центробежным литьем, литьем под давлением на разливочных автоматах и других подобных машинах. Однако, если стоит задача ремонта и количество отливок невелико, стоимость оборудования и оснастки не позволяет экономично выполнить литье. В этом случае целесообразно применить кокили из недорогих материалов упрощенной конструкции. Хорошо зарекомендовали себя в условиях единичного и мелкосерийного производства кокили из углеграфитовых материалов. Наружная обойма кокиля выполняется из графитовой обоймы неразъемной с литейной конусностью. Целью уменьшения припуска на механическую обработку обойму можно выполнять цилиндрической, разъемной с соединением по диаметру. Графит обладает меньшей теплопроводностью, чем металлический кокиль. Это предоставляет дополнительные возможности для варьирования параметрами литья. Немало вариантов есть для внутреннего стержня заготовок. В данном случае удачным оказался вариант цилиндрического стержня, выполненного из тонколистовой стали в виде трубы, внутрь которой для теплоотвода при заливке, набивается графитовый порошок. Кокиль и стержень покрываются перед заливкой противопригарной смесью. Стойкость такого кокиля составляет десятки и даже сотни отливок для появления на внутренней стороне обоймы глубоких царапин. После чего обойма заменяется новой. Настоящий технологический процесс относится к области спецэлектрометаллургии и, в частности, к электрошлаковому литью заготовок фасонных изделий из металла, полученного на основе принципов электрошлакового переплава шихты. Технология электрошлакового кокильного литья (ЭКЛ) предусматривает проведение в одном технологическом процессе электрошлаковой плавки и разливки металла в литейную форму, что дает возможность обеспечить замкнутый цикл переплава и разливки. При ЭКЛ жидкий металл не взаимодействует с футеровкой емкости, а шлаковая ванна служит надежной защитой от окисления металла во время плавки и заливки его в литейную форму. Такая технология позволяет получить из металлоотходов литые заготовки, имеющие гладкую поверхность и малые припуски на механическую

обработку. Отливки получаются без прибыльной части, в них отсутствуют дефекты ликвационного и усадочного характера. Полученные указанным способом заготовки по химической и физической неоднородности, показателям механических и технологических свойств, как правило, превосходят аналогичные заготовки из деформированного металла. Сущность процесса ЭКЛ. Сущность процесса ЭКЛ заключается в следующем: переплавляемый с помощью графитового электрода металл в виде кусковой шихты и стружки, находясь в жидком шлаке при температуре 1200-1300С, расплавляется под действием тепловой энергии. Интенсивная обработка переплавляемого металла жидким химически активным шлаком обеспечивает очищение металла от серы, газов, неметаллических включений и других вредных примесей. После накопления определенного объема жидкого металла в футерованной графитом емкости металл под слоем шлака переливается в металлические формы. В процессе переплава и разливки шлак защищает жидкий металл от воздействия атмосферного воздуха, а на боковой поверхности отливки образует шлаковую корочку (гарнисаж) толщиной 1-1,5 мм. Назначение, принцип работы и основные характеристики установки. Установка А-550У предназначена для получения отливок массой до 100 кг из стали и цветных сплавов различных марок. Установка применяется в качестве плавильного агрегата для литейных участков и цехов различных ремонтных и машиностроительных производств. В осуществлении процессов ЭКЛ, в основном, участвуют четыре основных узла: колонна, плавильная емкость, источник питания и сменная оснастка. Колонна предназначена для подачи расходуемого или графитового электродов в плавильное пространство. На ней крепится электрододержатель, в котором зажат электрод. Перемещение электродной тележки вверх и вниз осуществляется с помощью механической подачи винт-гайка. Плавильная емкость предназначена для переплава шихты, накопления заданного количества жидкого металла и заливки его в литейную форму. Емкость представляет собой графитовый тигель. Поворот ее может производиться вручную или при помощи механизма. Источник питания - сварочный трансформатор марки А-622М. Сменная оснастка – все виды литейных форм.

Материалы научно-практической конференции молодых ученых, аспирантов и студентов по направлению

«МАШИНОВЕДЕНИЕ»

(Электронное издание)

Статьи в сборнике представлены в редакции авторов