«ВІБРАЦІЇ В ТЕХНІЦІ ТА ТЕХНОЛОГІЯХ»

Transcription

1 XVI Міжнародна науково-технічна конференція «ВІБРАЦІЇ В ТЕХНІЦІ ТА ТЕХНОЛОГІЯХ» Збірник тез доповідей м. Вінниця жовтня 2017 року

2 ово-технічна конференція «Вібрації в техніці та технологіях» МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ ВІННИЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ КАФЕДРА ГАЛУЗЕВОГО МАШИНОБУДУВАННЯ ТОВ «АГРОПРОМИСЛОВА СУЧАСНА ПОСИЛЕНА ІЗОЛЯЦІЯ» ТОВ «ЕЛІТДАХ» ПАТ «БАРСЬКИЙ МАШИНОБУДІВНИЙ ЗАВОД» ТОВ «ХАС ЛІФТ УКРАЇНА» ТОВ «РЕМБУДМОНТАЖ-ВВС» «ВІБРАЦІЇ В ТЕХНІЦІ ТА ТЕХНОЛОГІЯХ» XVI Міжнародна науково-технічна конференція Збірник тез доповідей 25-та річниця проведення Першої МНТК «Вібрації в техніці та технологіях» Конференція присвячена 70-річчю від дня народження керівника наукової школи гідроімпульсного привода вібраційного і віброударного обладнання професора, д. т. н. Ісковича-Лотоцького Ростислава Дмитровича м. Вінниця жовтня 2017 року

3 УДК 621.9; 62-8; 62-93; 624.1; ; 62-3 В41 Рекомендовано до друку Вченою радою Вінницького національного технічного університету Міністерства освіти і науки України (протокол 12 від р.) Рецензенти: Л. Г. Козлов, доктор технічних наук, професор І. В. Севостьянов, доктор технічних наук, професор Н. Р. Веселовська, доктор технічних наук, професор В41 «Вібрації в техніці та технологіях» XVI Міжнародна науково-технічна конференція жовтня 2017 р. : збірник тез доповідей. Вінниця : ВНТУ, с. ISBN До збірника матеріалів конференції включено тези представлених доповідей, які стосуються проблем вібраційного та віброударного обладнання, систем керування та елементів приводів вібраційного та віброударного обладнання, використання вібрацій в технологічних процесах, динаміки, міцності та надійності вібраційних та віброударних машин, САПР та комп ютерного моделювання у вібраційних та віброударних системах, використання вібрацій в технологічних процесах. Збірник призначений для широкого кола науковців та спеціалістів, працюючих в галузі теоретичних досліджень та практичного застосування вібрацій в техніці та технологіях. Збірник буде корисним викладачам, аспірантам та студентам технічних вищих навчальних закладів. УДК 621.9; 62-8; 62-93; 624.1; ; 62-3 ISBN ВНТУ, 2017

4 ПРОГРАМНИЙ КОМІТЕТ КОНФЕРЕНЦІЇ Голова програмного комітету: Грабко В. В. д-р. техн. наук, професор, ректор ВНТУ. Заступники голови програмного комітету: Іскович-Лотоцький Р. Д., д-р. техн. наук, професор ВНТУ; Павлов С. В. д-р. техн. наук, професор, проректор ВНТУ. Члени програмного комітету: Афтаназів І. С. д-р. техн. наук (м. Львів); Бобир М. І. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Богомолов О. В. д-р. техн. наук, професор (м. Харків); Веселовська Н. Р. д-р. техн. наук, професор (м. Вінниця); Внуков Ю. М. д-р. техн. наук, професор (м. Запоріжжя); Гордєєв А. І. д-р. техн. наук, професор (м. Хмельницький); Грабченко А. І. д-р. техн. наук, професор (м. Харків); Грицай І. Є. д-р. техн. наук, професор (м. Львів); Дащенко О. Ф. д-р. техн. наук, професор (м. Одеса); Дудніков А. А. д-р. техн. наук, професор (м. Полтава); Зав ялов В. Л. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Зіньковський А. П. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Костогриз С. Г. д-р. техн. наук, професор (м. Хмельницький); Кузьо І. В. д-р. техн. наук, професор (м. Львів); Ланець А. С. д-р. техн. наук, професор (м. Львів); Ловейкін В. С. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Лурьє З. Я. д-р. техн. наук, професор (м. Харків); Луців І. В. д-р. техн. наук, професор (м. Тернопіль); Надутий В. П. д-р. техн. наук, професор (м. Дніпро); Назаренко І. І. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Огородніков В. А. д-р. техн. наук, професор (м. Вінниця); Олександренко В. П. д-р. техн. наук, професор (м. Хмельницький); Павленко І. І. д-р. техн. наук, професор (м. Кропивницький); Паламарчук І. П. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Панченко А. І. д-р. техн. наук, професор (м. Мелітополь); Полонський Л. Г. д-р. техн. наук, професор (м. Житомир); Рей Р. І. д-р. техн. наук, професор (м. Кременчук); Ремарчук М. П. д-р. техн. наук, професор (м. Харків); Рудь В. Д. д-р. техн. наук, професор (м. Луцьк); Саленко О. Ф. д-р. техн. наук, професор (м. Кременчук); Сокіл Б. І. д-р. техн. наук, професор (м. Львів); Струтинський В. Б. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Тіхенко В. М. д-р. техн. наук, професор (м. Одеса); Тонконогий В. М. д-р. техн. наук, професор (м. Одеса); 3

5 Філімоніхін Г. Б. д-р. техн. наук, професор (м. Кропивницький); Франчук В. П. д-р. техн. наук, професор (м. Дніпро); Шатохін В. М. д-р. техн. наук, професор (м. Харків); Ярошевич М. П. д-р. техн. наук, професор (м. Луцьк); Яхно О. М. д-р. техн. наук, професор (м. Київ); Бабічев А. П. д-р. техн. наук, професор (м. Ростов-на-Дону, РФ); Блєхман І. І. д-р. техн. наук, професор (РФ); Бубуліс Алжимантас (Algimantas Bubulis) д-р. техн. наук, професор (м. Рига, Латвія). Бурек Ян (Jan Burek) д-р техн. наук, професор (м. Жешув, Польща). Карл-Хайнц Норман професор (м. Цвіккау, Німеччина). Копилов Ю. Д. д-р. техн. наук, професор (м. Воронеж, РФ); Лисов О. А. д-р. техн. наук, професор, декан ПДУ (м. Полоцьк, Білорусь). Сєрга Г. В. д-р. техн. наук, професор (м. Краснодар, РФ); Харченко Є.В. д-р. техн. наук, професор (м. Ольштин, Польща). ОРГАНІЗАЦІЙНИЙ КОМІТЕТ КОНФЕРЕНЦІЇ Голова організаційного комітету: Іскович-Лотоцький Р. Д., д-р. техн. наук, професор, ВНТУ. Заступники голови організаційного комітету: Богачук В. В. к.т.н., доцент ВНТУ; Коц І. В. к.т.н., професор ВНТУ; Обертюх Р. Р. к.т.н., професор ВНТУ; Поліщук Л. К. д.т.н., професор ВНТУ; Севостьянов І. В. д.т.н., професор ВНТУ. Вчений секретар організаційного комітету: Іванчук Я. В. к.т.н., доцент ВНТУ. Члени організаційного комітету: Булига Ю. В. к.т.н., доцент ВНТУ; Івашко Є. І. ст. лаборант ВНТУ; Манжілевський О. Д. к.т.н., доцент ВНТУ; Міськов В. П. к.т.н. ст. викладач ВНТУ; Слабкий А. В. к.т.н., доцент ВНТУ. 4

6 ЗМІСТ ПЛЕНАРНЕ ЗАСІДАННЯ ПАТОН Б. Е., ЛЕБЕДЕВ В. А., ЖУК Г. В., ДРАГАН С. В. Механические импульсные и вибрационные воздействия в оборудовании и технологиях механизированной сварки и наплавки.. 10 НАЗАРЕНКО І. І., РУЧИНСЬКИЙ М. М., СВІДЕРСЬКИЙ А. Т. Створення енергоефективних вібромашин будіндустрії 17 ТАЛАНЧУК П. М., СТРУТИНСЬКИЙ В. Б. Основні напрямки діяльності Академії інженерних наук України та перспективи її розвитку 18 КУЗЬО І. В. Львівська політехніка і прикладна механіка. Історія і сьогодення 19 ЛАНЕЦЬ О. С. Передумови та принципи створення вібраційного технологічного обладнання у Науковій школі ім. професора В. О. Повідайла 21 СЕРГА Г. В., МАРЧЕНКО А. Ю. Винтовые роторы, винтовые барабаны, винтовые решета-генераторы колебаний больших амплитуд в рабочих органах вибрационных машин САЛЕНКО О. Ф. Новые возможности 3-D печати препрегов композиционных заготовок многокомпонентной нитью для деталей, работающих в экстремальных условиях ДМИТРІЄВ Д. О., РУСАНОВ С. А., ФЕДОРЧУК Д. Д. Методологія синтезу нового технологічного обладнання каркасних компоновок за критеріями точності, жорсткості і функціональності СЕКЦІЯ 1. «ВИКОРИСТАННЯ ВІБРАЦІЙ В ТЕХНОЛОГІЧНИХ ПРОЦЕСАХ» ГАНЗЮК А. Л., ОЛЕКСАНДРЕНКО В. П. Вплив вібраційного навантаження на номінально-нерухомі з'єднання та еволюційна модель фретинг-корозії із впливом зовнішнього середовища. 29 ПАЛАМАРЧУК І. П. Технологічно-конструктивні аспекти застосування віброконвеєрних систем у процесах тепломасообмінної обробки сипких мас. 31 ПЕЛЕХ М. П., ВЕРХОЛА І. І. Віброоб ємна обробка з можливістю її інтенсифікації шляхом поєднання з іншими технологічними методами 33 ЛУЦІВ І. В., СТАХУРСЬКИЙ О. О., РЕМЗОВИЧ О. С. Вібраційні навантаження при обробці електромагнітними багаторізцевими головками 35 САМОЙЧУК К. О., ПАЛЯНИЧКА Н. О., ВЕРХОЛАНЦЕВА В. О., ЛЕВЧЕНКО Л. В. Перспективи використання вібраційних гомогенізаторів молока 36 ІСКОВИЧ-ЛОТОЦЬКИЙ Р. Д., ІВАНЧУК Я. В., ПАВЛЕНКО Я. В. Підвищення ефективності розвантаження навалочних вантажів на транспортних засобах.. 38 АДЛЕР О. О., ПОЛІЩУК Л. К. Проблеми інноваційного розвитку машинобудування 39 ЛЕБЕДЕВ В. И., СИМУТЕНКОВ И. В., ДРАГАН С. В, ЖУК Г. В., НОВИКОВ С. В. Автоматическая наплавка под флюсом с поперечной высокочастотной вибрацией электродной проволоки ІСКОВИЧ-ЛОТОЦЬКИЙ Р. Д., МІСЬКОВ В. П. Можливі напрями подальшого використання гідроімпульсного привода з електрогідравлічною системою керування в сучасному виробництві 43 КЕБКО О. В. Дослідження електричних властивостей олив та робочих рідин будівельних машин

7 РУДЬ В. Д., САВЮК І. В., САМЧУК Л. М., ПОВСТЯНА Ю. С. Дослідження ступеня подрібнення окалини сталі у барабанних млинах 45 БЕРНИК І. М. Дослідження робочого процесу взаємодії акустичного апарату із технологічним середовищем.. 47 РУДЬ В. Д., ХРИСТИНЕЦЬ Н. А. Кінетика підйому часток сапоніту в сипкому середовищі під дією вібрації.. 49 ДЕЙНЕКА К. Ю., НАУМЕНКО Ю. В. Вплив ступеня заповнення обертової камери на автоколивання зернистого завантаження. 50 ФРАНЧУК В. П., ФЕДОСКИНА О. В., КУЗБАКОВ Ж. И. Предпосылки использования виброщёковых дробилок в технологическом процессе разделки слитков ферросплавов. 53 СЕКЦІЯ 2. «ВІБРАЦІЙНЕ ТА ВІБРОУДАРНЕ ОБЛАДНАННЯ» ГОРДЄЄВ А. І. Вібраційна машина для мийки радіотехнічних виробів.. 55 АФТАНАЗІВ І. С., ТОПЧІЙ В. І., ШЕВЧУК Л. І., СТРОГАН О. І. Пристрій для зміцнення торсіонних валів та циліндричних довгомірних деталей.. 56 ВРУБЛЕВСЬКИЙ І. Й. Підвищення продуктивності вібраційних транспортних пристроїв з електромагнітним приводом для подачі масивних вантажів.. 58 ДЫРДА В. И., ЧЕРНИЙ А. А. Исследование температурной устойчивости резиновых виброамортизаторов вибрационных горных питателей.. 60 ШОЛОВІЙ Ю. П., МАГЕРУС Н. І. Вплив параметрів коливань віброднища на ефективність роботи розвантажувальної лунки бункера. 65 СЕВОСТЬЯНОВ І. В., ЛУЦИК В. Л. Аналіз способів та обладнання для зневоднення відходів харчових виробництв 67 ОБЕРТЮХ Р. Р., СЛАБКИЙ А. В. Пристрої для вібраційного різання та деформаційного зміцнення з пружними елементами високої жорсткості 68 ЛЕБЕДЕВ В. А., СИМУТЕНКОВ И. В., ДРАГАН С. В., ЖУК Г. В., НОВИКОВ С. В. Устройство для автоматической наплавки под флюсом с вибрационным воздействием на электродную проволоку.. 71 БУЛИГА Ю. В., ПАРІЙЧУК Б. М. Пристрій для спалювання сипучих відходів у затисненому шарі. 73 ШАТОХИН В. М. О выборе параметров дебалансных вибрационных аппаратов с эксцентриковым ротором и асинхронным электроприводом ОРИЩЕНКО С. В., МАЦЮК Б. Г. Визначення раціональних параметрів віброударного грохота. 76 НАЗАРЕНКО І. І., МІЩУК Є. О. Дослідження параметрів та режимів роботи вібродробарки.. 78 ГОРБАЙ О.З., ДІВЕЄВ Б. М., ДОРОШ І. М., ЧЕРЧИК Г. Т. Оптимізація різного типу динамічних гасників коливань.. 80 ЛЕБЕДЕВ В. А., НОВИКОВ С. В., ЖУК Г. В. Расчёт скорости наплавки в условиях аддитивного воздействия колебания сварочного инструмента и вибрации сварочной ванны 81 ФРАНЧУК В. П., ФЕДОСКИН В. О., ЕРИСОВ М. М., КОНРИЛЕНКО К. И. Повышение эффективности работы вибротранспортёра сушильной установки.. 85 РЕМАРЧУК М. П., ЗАДОРОЖНИЙ А. О., ЧМУЖ Я. В. Вплив вібрації на працездатність машин з поступальним і обертовим рухом їх механізмів 86 6

8 СЕКЦІЯ 3. «СИСТЕМИ КЕРУВАННЯ ТА ЕЛЕМЕНТИ ПРИВОДІВ ВІБРАЦІЙНОГО ТА ВІБРОУДАРНОГО ОБЛАДНАННЯ» БОРОВЕЦЬ В. М., САВЧИН Б. М., ШЕНБОР В., С., БОРОВЕЦЬ Я. В. Автоматизація процесу оброблення у вібраційних машинах торгового типу ШЕНБОР В. С., БОРОВЕЦЬ В. М., КОРЕНДІЙ В. М., БРУСЕНЦОВ В. Г. Про деякі особливості прикладного оптимального проектування вібраційних трубчастих транспортерів з електромагнітним приводом ЗАХАРОВ В. М., КОРЕНДІЙ В. М., ГАВРИЛЬЧЕНКО О. В. Аналіз конструктивних особливостей та розрахунок пружної системи вібровикінчувального верстата 92 ШЕНБОР В. С., БОРОВЕЦЬ В. М., КОРЕНДІЙ В. М., ШЕНБОР Ю. В. Удосконалення тримасних вібраційних транспортно-маніпулюючих модулів 95 ДІВЕЄВ Б. М., КЕРНИЦЬКИЙ І. С., КОТІВ М. В., ПЛЕХ Я. М. Напівактивні динамічні гасники коливань для вібронавантажених споруд.. 97 МАНЖІЛЕВСЬКИЙ О. Д. Розробка гідравлічного приводу вібраційних ножиць.. 99 ШЕВЧЕНКО О. В., ЛІЩІНЕР-ІВАЩЕНКО О. В. Ефективне гасіння коливань різального інструменту при токарній обробці НОВІК М. А., ЮРЧИШИН О. Я., ІВАЩЕНКО М. В. Свердловинні пневмогідравлічні генератори імпульсної дії ПОЛІЩУК Л. К., ПІОНТКЕВИЧ О. В. Дослідження динамічної стійкості адаптивного приводу конвеєра ПОБЕРЕЖНИЙ М. І., ОГОРОДНІКОВ В. А., КОЦ І. В. Использование гидростатических опор в вибрационных стендах 106 КОЗЛОВ Л. Г. Механотронний гідропривод маніпулятора з адаптивним гасителем коливань на основі нечіткої логіки СТРУТИНСЬКИЙ С. В. Підвищення вібростійкості аеростатичних сферичних шарнірів використанням газорідинних робочих середовищ ПІВЕНЬ М. В. Дослідження процесу завантаження робочої поверхні віброрешета ВОЙТОВИЧ М. І., КОВАЛЬЧУК Р. А., ЛІЩИНСЬКА Х. І. До питання дослідження вібрацій ротора турбогенератора у випадку локальних перегрівів. 111 КОБИЛЯНСЬКИЙ Є. О., ВІШТАК І. В. Удосконалення мікропроцесорної системи керування технологічною лінією обробки листового металу. 112 СЕКЦІЯ 4. «ДИНАМІКА, МІЦНІСТЬ ТА НАДІЙНІСТЬ ВІБРАЦІЙНИХ ТА ВІБРОУДАРНИХ МАШИН» БОЛІЛИЙ Б. Г. Теоретичні дослідження робочого процесу віброформування об ємних елементів ЕЛИСЕЕВ В. И., ТОЛСТОПЯТ А. П., ФЛЕЕР Л. А., ШЕВЧЕНКО А. Ф., ШЕВЧЕНКО С. А. Колебания цилиндрического сосуда с жидкостью 115 РАХМАНОВ С. Р. Особенности формирования динамики замкнутой силовой линии прошивного стана трубопрокатного агрегата СТРУТИНСЬКИЙ В. Б., КОВАЛЬОВ П. В. Хвильові вібраційні процеси, що виникають в стрижневій несучій системі мобільного верстата-робота з паралельними кінематичними зв язками 121 КОЦ І. В. Моделювання робочих процесів автоматичного керівного органу імпульсного клапана у гідроприводах технологічних машин вібраційної та ударно-вібраційної дії

9 ГУРСЬКИЙ В. М., КУЗЬО І. В. Синтез та експериментальні дослідження резонансних вібраційних систем 124 ЗАХАРОВ В. М., КОРЕНДІЙ В. М., ГАВРИЛЬЧЕНКО О. В., ШПАК Я. В. Обґрунтування структурно-розрахункових схем коливальних систем вібровикінчувальних верстатів ЯРОШЕВИЧ М. П., ЗАБРОДЕЦЬ І. П., ЯРОШЕВИЧ Т. С. Динаміка вібромашин з інерційним приводом з урахуванням його пружності ДЕМ ЯНЕНКО А. Г. Динамічна дія рухомого навантаження на пружні об єкти деякі особливості, аналогії математичних моделей та методи їх дослідження. 130 КОЗЯР М. М., ВОЙТОВИЧ Л. В., СЕРІЛКО Л. С., ЩУРИК В. О. Дослідження динаміки вільнороликової центрифуги для формування залізобетонних трубчастих виробів при радіальному зміщенні напівформ ПЕТРОВ О. В., КОЗЛОВ Л. Г., РЯБИЙ С. О. Динаміка гідроприводу, чутливого до навантаження, з урахуванням хвильових процесів у робочій гідролінії ГЕЛЕТІЙ В. М., НОВІЦЬКИЙ Я. М., КИЙ А. В. Динамічні моделі транспортуючих канатних систем з активацією коливань для підвищення ефективності технологічних операцій ОБЕРТЮХ Р. Р., МАРУЩАК М. В. Динамічна та математична моделі гідроімпульсного пристрою для деформаційного зміцнення матеріалів АРХИПОВА Т. Ф. Влияние анизотропии механичних характеристик при разрушении 137 КОЗЯР М. М., ЗІНЬ І. В., СЕРІЛКО Л. С., ЩУРИК В. О. Аналітичне визначення власних частот згинних коливань в рамі вібраційно-ножового робочого органу шнекороторного каналокопача ТОВКАЧ А. О. Зменшення коливальності мехатронного гідропривода з насосом змінного робочого об єму ХАРЧЕНКО С. О. Дослідження довговічності віброрешіт при інтенсифікації процесів просіювання зернових сумішей СЕКЦІЯ 5. «САПР ТА КОМП ЮТЕРНЕ МОДЕЛЮВАННЯ У ВІБРАЦІЙНИХ ТА ВІБРОУДАРНИХ СИСТЕМАХ» ДЄДОВ О. П. Моделювання напружено-деформованого стану металоконструкцій плоских робочих органів при динамічному навантаженні ІСКОВИЧ-ЛОТОЦЬКИЙ Р. Д., ІВАНЧУК Я. В., ІВАШКО Є. І. Моделювання робочих процесів гідроімпульсного привода навісного обладнання для зондування ґрунтів ЗЕЛІНСЬКА О. В. Інформаційні технології в проектуванні складних систем МАРТИНЕНКО Г. Ю., МАРУСЕНКО О. М. Особливості розрахунків роторної динаміки за допомогою стандартних програмних засобів ЛИТВИН О. В., ГАВРУШКЕВИЧ Н. В. Прогресивні методи оцінки жорсткості системи затискний патрон заготовка 153 ДРАЧ І. В., РОЙЗМАН В. П. Моделювання роботи рідинного автобалансуючого пристрою. Суть явища пасивного автобалансування ротора ЗАБОЛОТНИЙ К. С., ЖУПІЄВ А. Л., КОСЕНКО Ю. А. Разработка методики поверочных расчётов дисковых затворов с использованием пакетов SolidWorks Flow Simulation и Solidworks Simulation. 155 НЕМЧИНОВ С. І. Дослідження напружено-деформованого стану рами 157 гідравлічного пресу поверхового... 8

10 ДЕРІБО О. В., ДУСАНЮК Ж. П., РЕПІНСЬКИЙ С. В., ГОРАЛЬ М. В. Імітаційне дослідження динаміки електрогідравлічного слідкувального приводу пристрою для обкочування вісенесиметричних заготовок ВЕСЕЛОВСЬКА Н. Р., ЯРЕМЧУК О. А. Оцінка рівня впливу зношування фрез на чистоту оброблюваних поверхонь. 160 ПОЛІЩУК Л. К., ХАРЧЕНКО Є. В. Математична модель нестаціонарних коливань стріли буртоукладника в процесі завантаження НІКІТІНА Г. О., ТАРАСЮК Ю. В., ХМЕЛЬОВСЬКИЙ М. С. Система вібродіагностики стану циліндрів двигунів внутрішнього згоряння. 163 ЗАБОЛОТНЫЙ К. С., ЖУПИЕВ О. Л., МОЛОДЧЕНКО А. В. Разработка модели контактного взаимодействия колодочного тормоза с барабаном шахтной подъемной машины 165 КОВАЛЬЧУК Р.А., ВОЙТОВИЧ М.І., БІЛАШ О. В. Нестаціонарні процеси у вантажопідіймальних стрілових кранах. 167 ЗАБОЛОТНЫЙ К. С., ПАНЧЕНКО Е. В., ЖУПИЕВ О. Л. Разработка математической модели переставного устройства барабанов шахтных подъемных машин 168 ІСКОВИЧ-ЛОТОЦЬКИЙ Р. Д., ІВАНЧУК Я. В., ВЕСЕЛОВСЬКИЙ Я. П. Моделювання робочих процесів гідроімпульсного привода з однокаскадним клапаном пульсатором. 170 МОСКАЛЬОВА Т. В. Скінченоелементна модель шахтної підйомної установки для аналізу коливань струни каната ПОЛУШИНА М. В. Динамическая модель подъемной установки со шкивами трения и бобинным уравновешивающим устройством в режиме предохранительного торможения СОКІЛ Б. І., СЕНИК А. П., СОКІЛ М. Б. Математичні моделі динаміки сипких середовищ та аналітичні методи їх дослідження 176 Іскович-Лотоцький Ростислав Дмитрович СПОНСОРИ XVI МІЖНАРОДНОЇ НАУКОВО-ТЕХНІЧНОЇ КОНФЕРЕНЦІЇ «ВІБРАЦІЇ В ТЕХНІЦІ ТА ТЕХНОЛОГІЯХ»

11 УДК ПЛЕНАРНЕ ЗАСІДАННЯ Патон Б. Е., Лебедев В. А., Жук Г. В., Драган С. В. МЕХАНИЧЕСКИЕ ИМПУЛЬСНЫЕ И ВИБРАЦИОННЫЕ ВОЗДЕЙСТВИЯ В ОБОРУДОВАНИИ И ТЕХНОЛОГИЯХ МЕХАНИЗИРОВАННОЙ СВАРКИ И НАПЛАВКИ В статье систематизирован и проанализирован ряд способов и устройств для их реализации при решении задачи совершенствования дуговой механизированной сварки и наплавки за счёт импульсных и вибрационных воздействий. Выделены основные направления разработок для создания систем и механизмов для виброимпульсных воздействий: в конструкции механизированного оборудования; в конструкциях механизмов перемещения изделия. Рассмотрены эффекты, получаемые при импульсных и вибрационных воздействиях и определяющих качество сварного соединения или наплавленного слоя. Приведен ряд примеров реализации технических средств и технологий виброимпульсных воздействий Ключевые слова: механизированное оборудование проволока, подача, перенос, электрод, механизм подачи, импульс, вибрации, параметры, технология, формирование шва, регулирование. МЕХАНІЧНІ ІМПУЛЬСНІ І ВІБРАЦІЙНІ ВПЛИВИ В ОБЛАДНАННІ ТА ТЕХНОЛОГІЯХ МЕХАНІЗОВАНОГОЗВАРЮВАННЯ І НАПЛАВЛЕННЯ У статті систематизовано та проаналізовано ряд способів і пристроїв для їх реалізації під час вирішення завдання вдосконалення дугової механізованої зварки і наплавлення за рахунок імпульсних і вібраційних впливів. Виділено основні напрямки розробок для створення систем і механізмів для віброімпульсних впливів: в конструкції механізованого обладнання; в конструкціях механізмів переміщення виробів. Розглянуто ефекти, одержувані при імпульсних і вібраційних впливах і які визначають якість зварного з'єднання або наплавленого шару. Наведено ряд прикладів реалізації технічних засобів і технологій віброімпульсних впливів Ключові слова: механізоване обладнання, дріт, подача, перенесення, електрод, механізм подачі, імпульс, вібрації, параметри, технологія, формування шва, регулювання MECHANICAL PULSED AND VIBRATIONAL IMPACT IN EQUIPMENT AND TECHNOLOGIES MECHANIZED WELDING AND SURFACING The article systematized and analyzed a number of methods and devices for their implementation in solving the problem of improving arc mechanized welding and surfacing due to impulsive and vibrational influences. The main directions of development for the creation of systems and mechanisms for vibrating impulses are identified: in the design of mechanized equipment; in the construction of the mechanisms of moving the product. The effects obtained with pulsed and vibrating influences and determining the quality of the welded joint or the welded layer are considered. A number of examples of the implementation of technical means and technologies of vibration impulse actions Keywords: mechanized equipment wire, feed, transfer, electrode, feed mechanism, impulse, vibrations, parameters, technology, formation of seam, regulation. В настоящее время сварка преимущественный способ получения качественного неразъемного соединения материалов. Механизированная дуговая сварка и наплавка являются одними из наиболее распространённых видов соединения, упрочнения и восстановления различных конструкций, следовательно, совершенствование оборудования и технологий для их более эффективного применения, в частности для повышения качественных результатов процесса, их производительности, а также расширение сфер применения, является актуальной, технологически и экономически обоснованной задачей. При этом ещё одной задачей, постоянно требующей решения со всё более высокой результативностью, является задача повышения показателей энерго и ресурсосбережения [1,2]. Целью настоящей работы является анализ одного из самых перспективных направлений совершенствования механизированного оборудования для сварки и наплавки сплошными и порошковыми электродными проволоками использование импульсных и вибрационных воздействий со стороны систем оборудования и вибрационных 10

12 влияний со стороны конструкции, которую сваривают или наплавляют, а также поиск способов дальнейшего развития этих направлений. Существует в настоящее время несколько способов получения и применения импульсных и вибрационных воздействий при разработке систем механизированного дугового оборудования и их реализации в технологиях сварки наплавки, которые укрупнено представлены в табл.1 Таблица 1 ИМПУЛЬСНЫЕ И ВИБРАЦИОННЫЕ ВОЗДЕЙСТВИЯ В ТЕХНОЛОГИЯХ МЕХАНИЗИРОВАННОЙ СВАРКИ И НАПЛАВКИ С использованием источника сварочного тока С использованием системы подачи электродной проволоки Вибродуговой процесс Импульсная подача проволоки Вибрационные поперечные колебания проволоки С использованием системы подачи защитного газа С использованием колебаний изделия Комбинированные Целенаправленное импульсное воздействие на дуговой процесс, производимое от источника сварочного тока по определённым алгоритмам наиболее применимо в настоящее время и оказывает два основных воздействия: - управляет переносом электродного металла, путём отрыва его капли и транспортирования в сварочную ванну как основное воздействие; - вибрационные колебания ванны расплавленного металла как сопутствующее воздействие вследствие электродинамических сил. Использование современных конструкций источников сварочного тока (инверторы) с различными импульсными алгоритмами, в том числе синергетическими уже получило широкое распространение [3]. Менее известны и поэтому ещё недостаточно распространены различные способы механических импульсных и вибрационных воздействий в технике и технологии дуговой механизированной сварки, хотя в этих направлениях созданы весьма эффективные технические средства. Система подачи электродной проволоки сварочного или наплавочного полуавтомата и автомата это тот объект, который, будучи оснащён системой подачи или колебаний позволяет в значительной степени улучшить качество сварного шва или наплавленного валика, снизить энерго и ресурсо затраты, обеспечить процесс в различных пространственных положениях и др. Одним из наиболее ранних процессов, используемых при дуговой упрочняющей и восстанавливающей наплавке (в основном тела вращения) является вибродуговой процесс [4], при реализации которого сварочная горелка с электродной проволокой колеблется с частотой порядка Гц вдоль оси подачи проволоки. Способ весьма эффективен, так как обеспечивает хорошие механические свойства изделия, но может быть применён только в стационарных условиях в составе наплавочных станков и установок. В настоящее время развиваются способы сварки с импульсной подачей электродной проволоки, при которых проволока подаётся импульсами, т.е. ускорение движения направлено вдоль оси подачи. Существует достаточно большое число способов и устройств, обеспечивающих такой характер перемещения электродной проволоки в зону горения дуги от жёстко заданных механическими преобразователями параметров импульсов [5] до управляемых и, в последнее с синергетическим управлением, использующих обратные связи по энергетическим характеристикам сварочного процесса ток и напряжение дуги [6]. Импульсная подача электродной проволоки с управляемыми параметрами движения является в настоящее время одним из наиболее перспективных средств повышения эффективности при механизированной дуговой сварке и наплавке в различных пространственных положениях и разных средах, например при подводной сварке мокрым способом. При сварке-наплавке с импульсной подачи электродной проволоки с короткими замыканиями достигается существенная экономия электроэнергии. Этот процесс позволяет управлять формой сварного соединения и наплавленным слоем, существенно повысить механические свойства сваренной или наплавленной конструкции из сталей и сплавов алюминия, снизить толщины металла, который сваривается, обеспечив качественное формирование шва без прожогов [7]. Получаемые результаты являются следствием управляемого переноса электродного металла с заданными характеристиками переносимых капель, а также вибрационному воздействию процесса переноса на 11

13 жидкий металл, позволяющий дегазировать ванну, обеспечить удаление неметаллических соединений и тем самым повысить эксплуатационные свойства сварного шва или наплавленного слоя. На рис.1 представлены сравнительные результаты обычного процесса и сварки с синергетической подачей электродной проволоки наиболее проблемного валика, выполняемого в горизонтальном положении на вертикальной плоскости порошковой самозащитной электродной проволокой диаметром 1,6 мм на токах А. Следует отметить, что с использованием способа сваркинаплавки достигаются хорошие результаты выполнения работ в потолочном положении. На рис. 2 показаны возможности сварки с управляемой импульсной подачей конструкций из тонколистовых алюминиевых сплавов толщиной 0,9 мм электродной проволокой диаметром 1,0 мм на токах А. Полученный результат практически не отличается по качеству и свойствам от сварки неплавящимся электродом, но по производительности превосходит последнюю в 1,5 2,0 раза. Следует заметить, что при многослойной сварке конструкций из толстолистового алюминия (сварка с несколькими проходами), использование импульсной подачи электродной проволоки и вызываемые ею вибрационные колебания жидкого металла способствуют всплыванию окисных плёнок алюминия, тем самым обеспечивая получение плотного соединения с минимально возможным количеством пор. Импульсная подача обычно осуществляется с частотами в диапазоне Гц с шагами 1,0 4,0 мм и в управляемом варианте с изменяемой скважностью следования импульсов, регулированием формы и направления движения (импульс с частичным реверсированием направления движения). Рис. 1. Фрагменты валиков наплавленных в горизонтальном положении на вертикальной плоскости: 1,2,3,4,10 использование дозированной подачи электродной проволоки; 5,6,7,8,9 традиционный способ подачи Рис. 2. Фрагменты валиков на тонколистовых металлоконструкциях, наплавленных полуавтоматом и автоматом: 1 валик, полученный при сварке с управляемой импульсной подачей электродной проволоки; 2, 3 (стыковой шов) 4 (автоматический режим) валики, полученные при дозированной подаче электродной проволоки Импульсное движение может быть получено с применением электродвигателей и преобразователей вращательного движения вала в прямолинейную импульсную подачу электродной проволоки на основе различных конструкций механизмов и систем от простейших до весьма совершенных с регулированием характеристик подачи. Следует особо отметить класс механизмов импульсной подачи, когда проволока вибрирует в поперечном положении, это движение используют для организации её импульсного прямолинейного движения [8]. Естественно большинство этих механизмов и систем имеют ощутимую вибрацию, что негативно сказывается на сроках работы оборудования. При разработке и применении систем с механическим преобразованием энергии решается задача их балансировки [9], что, в итоге, сказывается на габаритах и массе механизма, а также на соответствующем оборудовании с увеличением его манёвренности и расширением зоны обслуживания

14 Новой разработкой последнего времени является механизм импульсной подачи на основе безредукторного быстродействующего вентильного компьютеризованного электропривода специальной оптимизированной конструкции [10]. Такой механизм является полностью управляемым по всем параметрам импульсного перемещения электродной проволоки. Вибрации такой системы минимальны и не сказываются в отрицательном смысле на функционировании механизированного оборудования. Существует ещё один способ сварки наплавки также с прерывистым движением электродной проволоки. Это способ с модуляцией сварочного тока, величина которого пропорциональна скорости подачи. При этом технологическом приёме достигается управление тепловложением в ванну жидкого металла, а также действие на неё вибрационной динамической составляющей от варьирования скоростью подачи. При сварке наплавке с модуляцией обычно используют частоты в диапазоне 0,2 5,0 Гц. Этот способ используется, как правило, при сварке-наплавке на вертикальной плоскости [11]. Имеются способы сварки с поперечними вибрациями электрода с получением определённых технико технологических эффектов. Рассмотрим два таких способа: - с низкочастотными вирациями (колебания горелки с электродной проволокой или проволоки внутри горелки); - с высокочастотными вибрациями (колебания собственно электродной проволоки). Воздействия механических низкочастотных колебаний (частоты порядка 0,2 100 Гц, в зависимости от приоритета задач) на ванну жидкого металла базируются на изменении длины дугового промежутка при колебаниях сварочной горелки. При этом изменяются сила и плотность тока в дуге, что определяет тепловложение в сварочную ванну, а это обуславливает изменение структуры металла, размеров шва, остаточных деформаций и напряжений в зоне сварки или наплавки [12, 13]. Следует уточнить, что и в этом случае имеется эффект воздействия изменяющегося давления дуги на сварочную ванну. Весьма часто такие системы применяют для получения качественного шва при зазорах, повышения производительности наплавки за счёт получения более широкого валика. Системы колебаний для этого способа сварки наплавки оснащаются как приводами на основе электродвигателей, так и на основе электромагнитов, в частности для организации вибраций самой электродной проволоки. Можно заметить, что колебательные системы на основе электродвигателей применимы в стационарном оборудовании (автоматы станки, установки), а системы с электромагнитами могут применятся и в сварочно наплавочных полуавтоматах и оборудовании с установкой основных узлов полуавтоматов. На рис. 3 представлены сравнительные микрошлифы металла шва с улучшением их структуры при применении поперечной низкочастотной вибрации электродной проволоки. а) б) Рис. 3. Структура металла шва при сварке малоуглеродистой стали (Х200): а) без вибрации электродной проволоки; б) с поперечными колебаниями проволоки Весьма интересными и перспективными являются поисковые работы и полученные результаты с использованием устройств с высокочастотными колебаниями электродной проволоки. В настоящее время изыскиваются новые технические средства, позволяющие эффективно решать задачи получения низкочастотных колебаний с управляемыми параметрами. Высокочастотные ( Гц) малоамплитудные (около 130 мкм) поперечные импульсные перемещения электрода способствуют снижению глубины проплавления и долей участия основного металла в наплавленном слое. В этом случае эффект достигается в результате периодического при нудительного удаления жидкометаллической прослойки с торца электрода при вибрационном воздействии позволяющем регулировать массу переносимых через дугу капель электродного металла. Поперечные высокочастотные перемещения торца электродной проволоки создаются с помощью генератора, представляющего собой электромеханический привод, обеспечивающий его работу в двух режимах: межрезонансном и резонансном, с широким диапазоном регулирования частоты импульсного воздействия [14]. В 13

15 области частот, близких к резонансу (регулируемый параметр), амплитуда колебаний резко возрастает. Увеличение амплитуды перемещения торца электродной проволоки расширяет зону переноса металла через дугу, способствует рассредоточению теплового и силового воздействия дуги на сварочную ванну, вследствие чего глубина проплавления и доля основного металла уменьшаются, что является весьма желаемым при выполнении наплавки. Отмеченные воздействия на ванну ведут к улучшению структуры наплавленного металла, повышению его механических характеристик, обуславливаемых, в том числе наличием легирующих элементов после наплавки. На рис.4 представлены некоторые результаты по управлению формированием наплавленных валиков и оценкой доли основного металла при разных частотах вибраний. Частоты, Гц Доли основного металла (%) 0,36 0,13 0,30 0,22 0,25 Рис.4. Формирование наплавленного валика при высокочастотных поперечных колебаниях электродной проволоки Выводы. Высокочастотные импульсные перемещения электродной проволоки оказывают влияние и на производительность наплавки. Увеличение частоты и амплитуды способствует уменьшению толщины жидкометаллической прослойки на торце проволоки, возрастанию теплопередачи от дуги к электроду и повышению коэффициента расплавления электрода. Интересными могут быть технико-технологические решения по получению и оценке высокочастотных и низкочастотных вибраций торца электродной проволоки вдоль направления ведения дугового процесса. Пока эта работа оценивается как перспективная, хотя уже имеются первые результаты. Все вышеприведенные способы сварки наплавки достаточно универсальны и применимы как для сплошных (сварка в защитных газах) так и для порошковых самозащитных электродных проволок. Отметим ещё один вариант применения импульсно вибрационных воздействий на дуговой процесс это периодическое изменение давления при подаче защитного газа или импульсной его подачи при соответствующем способе сварки [15]. При этом можно получить следующие основные эффекты при применении гелия и аргона: 1. гелий, обладая высокой текучестью, проникает в стык между свариваемыми кромками и обеспечивает защиту и подогрев обратной стороны шва. По сравнению с традиционной технологией дуговой сварки в защитных газах без пульсаций эта технология более эффективна для получения бездефектных швов; 2. применение при дуговой сварке в защитных газах попеременной импульсной подачи разнородных газов (гелия и аргона) позволило создать принципиально новый технологический процесс, сочетающий достоинство аргонодуговой и гелиеводуговой сварки. Благодаря пульсирующему изменению давления в столбе дуги, вызванному различием плотности и потенциалов ионизации аргона и гелия, возникает эффект периодического ударного воздействия на сварочную ванну, обеспечивающий получение металла сварного шва с мелкозернистой структурой, высокими пластичностью и прочностью металла. К числу недостатков этого способа сварки следует отнести некоторое ограничение в применение, а также технические сложности при быстродействующем управлении потоком защитного газа. Рассмотрим ещё одну область применения вибраций при выполнении дуговой автоматической и механизированной сварки- наплавки при организации колебаний изделия с управляемыми параметрами [16]. Обычно управляемые колебания изделия выполняются в направлении перпендикулярном направлению ведения процесса, как для плоских так и для цилиндрических металлоконструкций определённой массы и габаритов с частотами 1 10 Гц. Схематически наплавка с колебаниями изделия и установка для наплавки плоских тел представлены на рис. 5. Следует указать, что управление циклом сварки и параметрами колебательных движений изделия осуществляется компьютеризированной системой, а в качестве приводного электродвигателя применяется высокомоментный шаговый электродвигатель с безредукторной связью с платформой колебателя. При реализации этого процесса достигаются следующие основные результаты: 14

16 1. повышение производительности наплавки за счёт расширения зоны действия дуги и растекания жидкой ванны; 2. улучшение структуры металла шва за счёт измельчения зерна в жидком слое металлической ванны; 3. снижение величины проплавления и доли основного металла. На рисунке 6 даны для примера сравнительные результаты наплавки с колебаниями и без колебаний изделия. Частота колебаний 12 Гц, амплитуда 1 мм. Масса наплавляемой пластины 2,5 кг. Реальное применение этой технологии ограничивается массой и габаритами наплавляемой детали или конструкции. Нами выполнена работа по наплавки матриц штампового инструмента с високими показателями износостойкости и производительности процесса, которое кроме всего прочего, естественно, уменьшает перегрев изделия. Очевидно, что в последнее время разработано достаточно большое число импульсных и вибрационных воздействий на процессы дуговой механизированной сварки и наплавки. Все они, исключая импульсную подачу защитных газов рассмотрены, проверены и ряд из них существенно улучшен, в ряде случаев получены новые технологические эффекты с разработкой новых систем и устройств для полуавтоматов и автоматов. В качестве ближайших перспектив развития дуговой сварки и наплавки с импульсными и вибрационными воздействиями следует считать техническое совершенствование систем и способов для реализации этих воздействий, их внедрение в разные сферы применения, включая подводную сварку и резку с применением импульсной подачи электродной проволоки. При этом следует уделить внимание разработке адаптивных технологий по примеру [17]. К числу фундаментальных задач мы относим разработку новых способов импульсных и вибрационных воздействий, основу которых, исходя из нашего опыта, должны составлять комбинированные воздействия, сочетающие в себе достоинства каждого из составляющих комбинации. К числу примеров можно отнести процесс с одновременным импульсным воздействием источник сварочного тока с импульсными алгоритмами и механизма импульсной подачи с определёнными закономерностями взаимодействия и общего действия [18] б) Рис.5. Схема колебаний (а) и установка (б) для наплавки с колебаниями: 1 привод колебателя; 2 наплавлячемое изделие; 3 сварочная горелка; 4 компьютеризованная система управления 1 2 Рис. 6. Результаты сравнительной наплавки: 1 без колебаний; 2 с колебаниями 15 Колеблющаяся платформа а)

17 Выводы. 1. Импульсные и вибрационные воздействия при механизированной дуговой сварке-наплавке являются мощным средством совершенствования процесса, систем и комплектного оборудования, имеющем разные техникотехнологические решения. 2. Основные составляющие импульсных и вибрационных действий различного происхождения на дуговой процесс, в основном, складываются из управления переносом электродного металла, вибрационных колебаний ванны жидкого металла, электрода, защитного газа, следствием чего является упорядочивание переноса металла, структуризации металла шва, управления формой сварного соединения и наплавленного слоя, упрощение ведения процесса в разных пространственных положениях. 3. По нашему мнению промышленное внедрение в ощутимых величинах в ближайшее время получат системы импульсной подачи электродной проволоки, другие системы и способы импульсных воздействий будут внедряться для решения отдельных задач сварочно наплавочного производства. 1. Патон Б. Е. Современные направления исследований и разработок в области сварки и прочности конструкций//автоматическая сварка Октябрь ноябрь. С Маковецкая, О. К. Основные тенденции на рынке сварочной техники в гг. и прогноз его развития (Обзор) [Текст] / О. К. Маковецкая // Автоматическая сварка С Воропай Н. М. Особенности импульсно-дуговой сварки с синергетическим управлением параметрами режимов (Обзор) / Н. М. Воропай, В. М. Илюшенко, Ю. Н. Ланкин // Автомат. сварка С Исследование и применение вибродуговой наплавки / [Пацкевич И. Р., Попков А. М., Куликов Г. Д. и др.]; под ред. И. Р. Пацкевича. М. : Машиностроение с. 5. Патон Б. Е., Лебедев В. А., Лендел И. В., Полосков С. Ю. Использование механических импульсов для управления процессами автоматической и механизированной сварки плавящимся электродом //Сварка и Диагностика С В. А. Лебедев Механизированная синергетическая сварка с импульсной подачей электродной проволоки //Наукоёмкие технологи в машиностроении С Лебедев В. А., Лендел И. В. Исследование технологических возможностей дуговой сварки и наплавки с импульсной подачей электродной проволоки //Наукоёмкие технологи в машиностроении С Лебедев В. А. Возможные варианты конструкций механизмов подачи проволоки в сварочном оборудовании / В. А. Лебедев // Вестник машиностроения С Лебедев В. А., Плющ Д. В. Системы подачи электродной проволоки механизированного оборудования для сварки и наплавки. Основа с. 10. Лебедев В. А. Электропривод для механизма управляемой импульсной подачи электродной проволоки в механизированном и автоматизированном оборудовании для дуговой сварки / Электрика С Вагнер Ф. А. Оборудование и способы сварки пульсирующей дугой / Вагнер Ф. А. М. : Энергия, с. 12. Панарин В. М., Воронцова Н. В., Воронцов Н. И. Автоматическое управление дуговой сваркой с поперечными колебаниями плавящегося электрода. // Сварочное производство С Роянов В. А., Псарас Г. Г., Захарова И. В. Технологические особенности электродуговой наплавки с поперечным колебанием дуги. // Вестник ПГТУ Вып Управление размерами валика при наплавке под флюсом с поперечными высокочастотными импульсными перемещениями электрода. / В. А. Лебедев, С. В. Драган, Ж. Г. Голобородько, И. В. Симутенков. // Заготовительные производства в машиностроении С Тарасов Н. М., Тулин В. М. Управление переносом электродного металла кратковременным повышением скорости истечения защитного газа // Сварочное производство, С Лебедев, В. А. Управление формированием структуры шва при воздействии низкочастотными механическими колебаниями на расплав сварочной ванны (обзор и анализ) Текст] / В. А. Лебедев, С. В. Драган, С. В. Новиков, И. В. Симутенков, // Збірник наукових праць НУК С Сараев Ю. Н. Адаптивные импульсно-дуговые методы механизированной сварки при строительстве магистральных трубопроводов.// Сварочное производство. 2002, 1, С Патон Б. Е. Способ комбинированного управления процессом переноса электродного металла при механизированной дуговой сварке / Б. Е. Патон, В. А. Лебедев, Я. И. Микитин // Сварочное производство С Патон Борис Євгенійович, д.т.н., професор, академік, президент НАН України, директор Інституту електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. Лєбєдєв Володимир Олександрович, д. т. н., професор, Інститут електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. Драган Станіслав Володимирович, к. т. н., професор, Національний університет кораблебудування, м. Миколаїв. Жук Генадій Володимирович, директор ДП «ДКТБ ІЕЗ ім. Є. О. Патона НАН України». 16

18 УДК Назаренко І. І., Ручинський М. М., Свідерський А. Т. СТВОРЕННЯ ЕНЕРГОЕФЕКТИВНИХ ВІБРОМАШИН БУДІНДУСТРІЇ Розроблена теорія спільного руху робочих органів вібромашин і оброблюваних середовищ, що моделюються дискретно-континуальними системами. Визначені основні технологічні параметри та режими резонансного, субрезонансного та суперрезонансного руху вібромашин. Розроблені конструкції машин із реалізацією енергоефективних режимів досліджених систем. The developed theory of general motion of the workings of organs of vibromachines and processed environments, which are modeled on discrete-continuoussystems.the determined technological parameters are modes of resonant, subresonant and superresonant motion of vibromachines.designs of machines are developedwith the realization of energyefficient regimes of the investigated systems. Постановка проблеми. Вібраційні машини різного технологічного призначення, як правило, працюють в гармонійному, переважно за резонансному, режимі. Це обумовлено забезпеченням стабільного режиму, що і є їх основною перевагою. Однак, енергоємність таких машин, наприклад, вібромашин будіндустрії, є значною, що в більшості випадків спонукає до зниження надійності, підвищення матеріалоємності, збільшення довготривалості робочого процесу. Більш привабливими є машини резонансного типу, робота яких можлива і на інших ефективних режимах (субрезонансних і суперрезонансних режимах), що і є предметом досліджень, приведених в даній статті. Реалізація таких режимів дає можливість значно зменшити енергоємність, підвищити загальну ефективність всіх показників робочого процесу. Аналіз останніх досліджень і публікацій. Дослідженням подібних режимів присвячена робота [1] при моделюванні вібросистем дискретними параметрами. Більш достовірними є моделі з дискретно-континуальними системами [2,3], коли машина в своєму русі представлена дискретними параметрами, а оброблювальне середовище (технологічне навантаження) моделюється розподіленими параметрами. Математичні труднощі рішення задачі долаються зведенням дискретно-континуальних систем до дискретних систем, шляхом приведення діючих сил континуальної системи до контактної сили у дискретному вигляді [2], залежність якої враховує вплив розподілених параметрів відповідними хвильовими коефіцієнтами [3]. Формулювання мети. Метою статті є визначення стійких зон реалізації багато режимних коливань вібросистеми «машина середовище» і створення на цій основі нових конструкцій із високою ефективністю виконання технологічних процесів. Викладення основного матеріалу. Багаторежимні рухи притаманні нелінійним динамічним системам, в яких виникають субгармонійні і супергармонійні коливання. Такі режими формуються при певних умовах, визначених співвідношеннями кількості періодів вимушеної сили із періодами руху віброударних систем, використанням нелінійних пружних характеристик відновлюючих сил, зміною пружних характеристик у часі. Для досягнення означеної мети були сформульовані основні наукові робочі гіпотези: ефективність вібросистем із кусочнолінійною характеристикою відновлюючої сили визначається ударним прискоренням і при розрахунку динамічних параметрів системи варто враховувати її власні коливання та вклад вищих гармонік;стабілізація або керування системою здійснюється ціленаправленим спільним використанням активних і реактивних складових сил робочих органів і оброблених середовищ в заданому вібраційному процесі. В основу теоретичних досліджень покладено рівняння, що описує рух вібросистеми з кусочно-лінійною відновлюючою пружною силою за методикою, приведеною в роботі [2]. Дослідженню підлягала і вібросистема, що має параметричне збудження коливань за рахунок зміни коефіцієнта пружності гумового елемента. Рівняння руху відрізняється видом збудження та законом зміни жорсткості приводного пружного елементу в напрямку дії. Рішення рівнянь здійснювалось на ЕОМ зміною параметрів при значеннях, що відповідає середньому рівню втрат енергії у вібраційних машинах і оброблювальних середовищах [3]. Визначення енергії вібросистеми на підтримання коливань здійснювалося із умови її балансу. В результаті рішення рівнянь були отримані амплітудно-частотні характеристики та здійснена оцінка вкладу вищих гармонік в загальний процес руху вібросистеми «машина технологічне навантаження». Аналізом АХЧ встановлено, що за прийнятими числовими значеннями параметрів отримано раціональне співвідношення показників коефіцієнтів пружності в межах 3-5, а коефіцієнт динамічного підсилення коливань на субрезонансі збільшується в 2 3 рази. Виявлено, що на кожній частоті збудження існують свої межові значення сили, за межами яких субгармонійний режим втрачає стійкість. Амплітудно-частотна характеристика супергармонійних коливань вібросистеми засвідчила зміну амплітуди для різних значень ступені межової несиметрії Δ. Експериментальні дослідження здійснювались на спеціальній установці, де заміряли параметри коливань з фіксацією амплітуд коливань, фази та динамічного тиску. Обробка результатів досліджень підтвердила стійкі комбінаційні режими коливань. За результатами виконаних досліджень розроблено ряд конструкцій нових вібромашин з максимальною передачею енергії робочого органа до робочого середовища із внеском вищих гармонік. 17

19 Висновки 1. Досліджені рухи вібромашин, що реалізують комбінаційні резонанси з ціле направленим спільним використанням внутрішніх властивостей робочих органів і оброблювальних середовищ. 2. Визначені зони стійкості вібромашин з кусочно-лінійною характеристикою відновлюючої сили при моделюванні загальної вібросистеми дискретно-континуальними параметрами. 3. Розроблені принципові нові схеми вібромашин із багаторежимними законами руху. 1. Иориш Ю. И. Субгармонический резонанс в системе с упругими ограничителями хода./ Иориш Ю. И. Журн. техн. физики, 1946, т.16, вып.6, с Назаренко І. І. Прикладні задачі теорії вібраційних систем (2-е видання) / І. І. Назаренко // К. : Видавничий Дім «Слово» с. 3. NazarenkoI. I. Research and the creation of energy-efficient vibration machin es based on the stress-strain state of metal and technological environments/ I. I. Nazarenko, O. P. Dedov, A. T. Svidersky, N. N. Ruchinsky // TheTriennialInternationalConferenceHEAVYMACHINERYHM 2014, В, Kraljevo-Serbia p Назаренко Іван Іванович, д.т.н., професор, завідувач кафедри машин і обладнання технологічних процесів, КНУБА. Ручинський Микола Миколайович, к.т.н., доцент, доцент кафедри машин і обладнання технологічних процесів, КНУБА. Свідерський Анатолій Тофілійович, к.т.н., професор, професор кафедри машин і обладнання технологічних процесів, КНУБА. УДК : Таланчук П. М., Струтинський В. Б. ОСНОВНІ НАПРЯМКИ ДІЯЛЬНОСТІ АКАДЕМІЇ ІНЖЕНЕРНИХ НАУК УКРАЇНИ ТА ПЕРСПЕКТИВИ ЇЇ РОЗВИТКУ Дана характеристика діяльності громадської організації «Академія інженерних наук України». Викладено основні напрямки діяльності Академії, зокрема впорядкування її структури, міжнародна діяльність, міжнародна акредитація інженерних спеціальностей, комерціалізація об єктів інтелектуальної власності, підготовка наукових кадрів. Окреслені основні перспективи діяльності Академії. Вступ. Підвищення престижу і розвиток інженерної справи на Україні є важливою проблемою загальнодержавного рівня. Невирішеною частиною даної загальної проблеми є консолідація зусиль українських інженерів. Це доцільно здійснити з використанням наявних громадських організацій інженерного напряму, зокрема Академії інженерних наук України. Метою проведеної роботи є виклад основних напрямків діяльності Академії інженерних наук України та перспектив її розвитку. Виклад основного матеріалу. Академія інженерних наук України існує з 1991 року як громадська самоврядна організація. Вона об'єднує понад 300 учених, конструкторів, організаторів виробництва, представників вищої школи. У її складі 42 зарубіжних учених із 11 країн. Нині в Академії інженерних наук існує 21 відділення. Територіально відокремлені підрозділи охоплюють всю територію України. В Академії інженерних наук відповідно до Статуту є два види членства колективне та індивідуальне. До індивідуальних членів входять вчені, спеціалісти практики, інженери, конструктори і технологи, організатори виробництва, менеджери, які збагатили науку та інженерну практику своїми працями, конкурентоспроможними розробками сучасних виробів і технологій. Колективними членами обираються колективи підприємств, установ, навчальних закладів, фірм, корпорацій чи банків, які визнають статут АІН України та своєю діяльністю сприяють успішному вирішенню завдань, що стоять перед Академією. Протягом 18 років видається науково-технічний журнал «Вісті Академії інженерних наук України». Академія інженерних наук України входить до Світової спілки академій інженерних і технологічних наук- CAETS (International Council of Academies of Engineering and Technological Sciences), яка об єднує Академії інженерних наук 27 країн світу. Зокрема це: Royal Academy of Engineering of the United Kingdom (Великобританія); National Academy of Engineering United States (США); The Engineering Academy of Japan (Японія); Canadian Academy of Engineering (Канада); Chinese Academy of Engineering (Китай); Indian National Academy of Engineering (Індія); German Academy of Technical Sciences (Німеччина); Academy of Engineering in Poland (Польща) та інші. Основними завданнями АІН України є розвиток інженерно-технічного потенціалу України, підготовка необхідних кадрів, підвищення міжнародного іміджу українських інженерів, сприяння постачанню промислових 18

20 галузей ефективними новітніми технологіями, розробка і втілення нових концепцій інженерної освіти, комерціалізація результатів наукових досліджень, що виконані ученими Академії, та ряд інших. В даний час основними напрямками діяльності Академії інженерних наук України є : впорядкування структури Академії створення нових відокремлених підрозділів; виконання робіт по міжнародній акредитації інженерних спеціальностей технічних університетів України; комерціалізація об єктів інтелектуальної власності; розробки і впровадження методичного наповнення освітньої програми «Доктор філософії». Впорядкування структури Академії здійснено шляхом оновлення складу наявних відділень Академії та створення відокремлених підрозділів у більшості регіонів України. Згідно закону про громадські об єднання наявність мережі відокремлених підрозділів є основою визнання всеукраїнського статусу Академії. З метою міжнародної акредитації інженерних спеціальностей технічних університетів України Академія інженерних наук України разом із Спілкою наукових і інженерних об єднань України веде роботи в рамках всеукраїнського проекту «Євроінженер». Проект «Євроінженер» має європейський масштаб започаткований і організовується європейською федерацією FEANI (European Federation of National Engineering Associations). Фахівці, що мають EUR ING отримують відповідний диплом і вносяться в FEANI реєстрацію, яка ведеться в Брюсселі. Наявність реєстрації в європейській громадській організації FEANI сприяє українським інженерам в плані академічної мобільності та встановлення зв язків з фахівцями і організаціями Європи. Для участі в програмі «Євроінженер» подається пакетна заявка яка включає матеріали міжнародної акредитації кафедри вищого навчального закладу та інформацію про випускників кафедри (не менше десяти) які успішно працюють в інженерній галузі. Спільна робота Академії інженерних наук України та Спілки наукових та інженерних об єднань України по реалізації програми «Євроінженер» включає підготовку пакетних заявок та направлення їх у відповідні структури FEANI. В даний час накопичено певний досвід по підготовці пакетних заявок FEANI INDEX та EUR ING. До перспективних напрямків діяльності Академії інженерних наук України відноситься підготовка наукових кадрів у галузі інженерних наук. В рамках даного напрямку розроблені пропозиції по наскрізній підготовці фахівців по схемі «бакалавр» «магістр» «доктор філософії» «доктор наук». Серед пропозицій Академії є незалежна громадська експертиза науково-дослідних та атестаційних (дисертаційних) робіт яка може бути здійснена в мережі відділень (відокремлених підрозділів) Академії. Висновки. 1. Академія інженерних наук України за 25 років свого існування виконала значний обсяг робіт по підвищенню інженерного потенціалу України і має значні можливості по своєму розвитку. 2. Основними напрямками діяльності Академії є розширення і впорядкування структури Академії, міжнародна діяльність, заходи по міжнародній акредитації інженерних спеціальностей та роботи в напрямку підготовки наукових кадрів. Таланчук Петро Михайлович, д.т.н., проф., президент Відкритого міжнародного університету розвитку людини «Україна», президент Академії інженерних наук. Струтинський Василь Борисович, д.т.н., проф., завідувач кафедри Конструювання верстатів та машин Механіко-машинобудівного інституту НТУУ «КПІ ім. І. Сікорського». УДК Кузьо І. В. ЛЬВІВСЬКА ПОЛІТЕХНІКА І ПРИКЛАДНА МЕХАНІКА. ІСТОРІЯ І СЬОГОДЕННЯ Подано історію та коротку хронологію розвитку механічного відділу (факультету) згодом Інституту інженерної механіки та транспорту у Львівській політехніці. Розроблено основні етапи створення Спеціалізованої Вченої Ради та охарактеризовано її діяльність за 20 років. Національний університет «Львівська політехніка» один з найдавніших технічних навчальних закладів у Європі та перший в Україні у 2016 р. відзначив своє 200-річчя від дня заснування. 8 березня 1816 р. Австрійський цісар Франц Йосиф І схвальною резолюцію «поблагословив на добру славу» створення у Львові реальної школи з технічним і економічним спрямуванням. Фактично ця школа стала основою для створення у Галичині Вищої технічної школи. Механіка, одна з древніх технічних наук, тісно пов язана з практичною діяльністю людей, з перших днів була представлена і в Реальній школі, а з 1844 р. вже і у новоствореній Технічній Академії у Львові, де на технічному відділі однією з перших відкрили кафедру механіки. У 1874 р. започатковано відділ будови машин, який згодом перетворився на один з найбільших відділів (факультетів) під назвою «механічний». У 30-ті роки минулого сторіччя механічний відділ став найбільшим у Львівській політехніці. У 1939 р. механічний відділ у своєму складі налічував три підрозділи (відділення): 19

21 1) відділення машин, до складу якого входили групи: конструкційна, авіаційна, залізнична, технологічна і рухова; 2) електротехнічне відділення об єднувало дві групи потужних двигунів і слабих (малопотужних) двигунів з двома секціями радіотехнічною та телетехнічною; 3) нафтове відділення. До 1920 р. на механічному відділі було і гірниче відділення, яке ліквідували після відкриття в 1919 р. Гірничої Академії в Кракові. На механічному відділі працювало 19 кафедр. Реорганізації, які відбувались у структурі вже перейменованого в 1939 р. політехнічного інституту під впливом вимог часу і відповідних змін у суспільно-політичному житті краю, призвели до того, що у рр. з механічного виділився електротехнічний факультет, а механічний перейменували на енергомашинобудівний, який у 1944 р. розділили на енергомашинобудівний і механічний. У 1947 р. ці два факультети знову об єднують в один механічний факультет. Постійне збільшення механічних спеціальностей дало поштовх до створення у 1962 р. на базі механічного двох факультетів: механікомашинобудівного (ММФ) та механіко-технологічного (МТФ). В 1996 р. ММФ отримав назву факультету машинобудування і автомобільного транспорту (ФМАТ). Внаслідок структурної реорганізації у 2001 р. у Львівській політехніці створено 12 навчально-наукових інститутів, зокрема на базі двох механічних факультетів створено Інститут інженерної механіки та транспорту (ІІМТ), до складу якого увійшло вісім випускових і три загальноінженерні кафедри: теоретичної механіки, деталей машин і опору матеріалів. У 2008 р. кафедру опору матеріалів передали до складу Інституту будівництва та інженерії довкілля. У 2009 р. кафедру теоретичної механіки об єднали з кафедрою автоматизації та комплексної механізації машинобудування. І у 2016 р. до складу ІІМТ входили вісім випускових кафедр: технології машинобудування (ТМБ); автомобілебудування (АБ); експлуатації та ремонту автомобільної техніки (ЕРАТ); зварювального виробництва, діагностики та відновлення металоконструкцій (ЗВДВ); транспортних технологій (ТТ); прикладного матеріалознавства та обробки матеріалів (ПМОМ); механіки та автоматизації машинобудування (МАМ); проектування та експлуатації машин (ПЕМ) й загально-інженерна кафедра технічної механіки та динаміки машин (ТМДМ). Професорсько-викладацький склад інституту налічує 138 осіб. З них 20 доктори наук, 79 кандидати наук, доценти. В ІІМТ навчається майже 1800 студентів. Щороку до 300 випускників отримують дипломи спеціаліста і магістра з 15 спеціальностей. Загалом за повоєнний період, починаючи з 1945р. до 2015р. підготовлено фахівців механічних спеціальностей, зокрема стаціонарної форми, 5656 вечірньої форми і 6798 заочної форми навчання. Від 1998р. підготовлено 1049 магістрів з 15 спеціальностей. У 2016/17 н. р. розпочато підготовку фахівців за новою класифікацією в галузях знань «Механічна інженерія» (спеціальності: 131 Прикладна механіка, 132 Прикладна металургія, 133 Галузеве машинобудування) та «Транспорт і транспортна інфраструктура» (спеціальності: 274 автомобільний транспорт, 275 транспортні технології). У 2012 р. НУ «Львівська політехніка» одному з перших в Україні надано статус Самоврядного дослідницького університету. В ІІМТ видаються два тематичних вісники: «Динаміка, міцність та проектування машин і приладів». «Оптимізація виробничих процесів і механічний контроль у машинобудуванні та приладобудуванні», а також міжвідомчий науково-технічний збірник «Автоматизація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні». В ІІМТ започатковано випуск Всеукраїнського щомісячного науково-технічного журналу «Машинознавство», головним редактором якого є д-р техн. наук, проф. Б. І. Кіндрацький. Починаючи з 1993 р. у Львівській політехніці регулярно проводиться міжнародний симпозіум українських інженерів-механіків. Регулярними є також організовані науковцями ІІМТ міжнародні конференції «Теорія та практика конструювання машинобудівних конструкцій», «Вібрації в техніці та технологіях», «Перспективні технології в машинобудуванні». Для підвищення рівня фахівців вищої кваліфікації у 1994р. у Львівській політехніці створено спеціалізовану вчену раду із захисту докторських і кандидатських дисертацій з двох спеціальностей: «Машинознавство», «Динаміка і міцність машин». Головою ради призначено проф. С. Г. Калініна, вченим секретарем проф. В. Т. Павлище. У 1997 р. у раді відкрито спеціальність «Технологія машинобудування», а в 1999р. спеціальність «Автомобілі і трактори». З цього часу головою ради є проф. І. В. Кузьо, а вченим секретарем доц. Ю. П. Шоловій. У 2009 р. спеціальність «Автомобілі і трактори» припинили діяльність у раді. На її основі згодом відкрили спеціалізовану вчену раду із захисту кандидатських дисертацій з двох спеціальностей «автомобілі і трактори» та «транспортні технології». Загалом за роки діяльності спеціалізованих вчених рад захищено більше 100 кандидатських дисертацій та понад 20 докторських. Як Львівська політехніка загалом, так і Інститут інженерної механіки та транспорту мають славні наукові традиції. У довоєнний період тут працювали відомі вчені-механіки: С. Банах, М. Губер, В. Бужинський та ін. У новітній історії розвиток інженерної механіки пов язаний з іменами професорів Г. Савіна, М. Леонова, А. Рабиновича, М. Медвідя, М. Комарова, М. Шульги, С. Калініна, П. Сеника, К. Русинка, Д. Мочернюка, В. Повідайла та ін. Особливого значення набули науково-дослідні лабораторії, сформувались потужні наукові 20

22 школи, істотно розширився і зміцнів зв язок з промисловістю. Можливості й рівень підготовки фахівців-механіків, наукові традиції та результати, міжнародне визнання школи львівських механіків пройшли випробування часом і створюють добру основу для подальших здобутків у царині однієї з найдавніших наук механіки. Кузьо Ігор Володимирович, д.т.н., проф., завідувач кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». УДК Ланець О. С. ПЕРЕДУМОВИ ТА ПРИНЦИПИ СТВОРЕННЯ ВІБРАЦІЙНОГО ТЕХНОЛОГІЧНОГО ОБЛАДНАННЯ У НАУКОВІЙ ШКОЛІ ІМ. ПРОФЕСОРА В. О. ПОВІДАЙЛА Розкриваються основні підходи у створенні вібраційних машин різного технологічного призначення, типу та режиму роботи, рух робочого органа яких відбувається за гармонійним законом. Вібраційне обладнання зводиться до одно-, дво- та тримасових коливальних систем, що охоплюють переважну більшість існуючих конструкцій. The basic approaches in creation of vibratory machines of different technological purposes, type and mode of work are revealed, the movement of the working body of which takes place according to the harmonious law. Vibration equipment is limited to one-, two- and three-dimensional oscillation systems that cover the vast majority of existing structures. На сьогодні існує достатньо напрацювань, присвячених питанням створення вібраційної техніки. Вітчизняні наукові школи та їх яскраві представники, серед яких можна виділити Дніпровську: Потураєв В. М., Франчук В. П., Надутий В. П., Червоненко А. Г., Дирда В. І.; Київську: Чубук Ю. Ф., Назаренко І. І., Гарнець В. М.; Вінницьку: Берник П. С. ; Луцьку: Ярошевич М. П.; Полтавську: Сердюк Л. І., Нестеренко М. П.; Хмельницьку: Сілін Р. І., Гордєєв А. І.; Харківську: Тіщенко Л. М. ; Кременчуцьку: Маслов О. Г., опублікували багато наукової та навчальної літератури в області вібротехнологій. Можна було б відразу зацікавлених осіб спрямувати до їхніх праць з впевненістю, що основи вібротехніки вони освоять. Проте, кожна наукова школа має свої особливості. Одна займається великогабаритним обладнанням з інерційним та ексцентриковим приводом для гірничої промисловості, друга віброударними системами для будівельної, третя вібраційними машинами для сільського господарства і так можна продовжувати довго. Кожна з цих шкіл, у більшості випадків, вузько спеціалізується і зосереджується на певних напрямках наукових досліджень, адже задачі, які їм приходиться вирішувати, можуть суттєво відрізнятися як за підходами, так і за методами їх вирішення, що накладає відбиток на методологію проектування вібраційного обладнання. Завдяки цьому наукові школи набули своєї неповторності. Це стосується і Львівської школи вібротехнологій імені професора В. О. Повідайла. Так історично склалось, що у Львові і в західному регіоні не було поширене важке машинобудування. Проте, він був насичений машинобудівними, приладобудівними та іншими заводами, на яких необхідно було автоматизовувати виробництво. Виконувати це представники Школи старались з використанням вібраційної техніки. Створюване обладнання не було великогабаритним (його технологічне призначення переважно поштучне подавання деталей, їх орієнтація, контроль якості та кількості, складання; рідше притирання, поверхневе Професор Повідайло Володимир Олександрович ( р р.) зміцнення, полірування, шліфування). Акцент ставився на резонансних вібромашинах з електромагнітним приводом. Одна з суттєвих їх переваг відсутність рухомих з єднань, що дозволяє досягати високої надійності роботи такого типу обладнання. Під безпосереднім керівництвом В. О. Повідайла на базі комбінованого пружного вузла (поєднання гіперболоїдного та центрального циліндричного торсіонів) виготовлено вібраційні бункерні живильники, швидкість транспортування деталей в яких становила 1.7 м/с; із використанням колоподібних рухів, що реалізовувались пружним вузлом у вигляді «білячого колеса», створено вібраційні притиральні верстати, що доводили площинність плоских поверхонь кремнієвих частин програмоносіїв до 0.3 мкм на діаметрі 100 мм, забезпечуючи точність, яка перевищувала світові стандарти; на базі гратчастих пружних елементів, що забезпечували еліпсоподібні коливання робочого органа, створено вібросепаратор, на якому суміш кульок 21

23 розмірами мкм розділялась по розмірам на фракції, які відрізнялись одна від другої не більше ніж на 10 мкм; розроблено і виготовлено транспортно-маніпулюючі модулі гнучких виробничих систем і довгопротяжні вібротранспортні системи для переміщення виробів із швидкістю 80 м/хв на довільну відстань. Так, для Московської міської телефонної станції була створена унікальна автоматична замкнена система, яка давала змогу одночасно транспортувати, сепарувати, рахувати та фасувати у банківські мішки монети номіналом в 1 та 2 копійки з величезною на той час продуктивністю до 6 тон монет за день. Актуальність роботи. Усе це відноситься і до наповнення представлених викладень. Їх автор є представником Львівської школи вібротехнологій, а тому резонансні вібромашини з електромагнітним приводом є домінуючим матеріалом, який, надіюсь, буде цінним для загалу. Саме потреба надати широкому загалу інформацію про особливості створення такої вібраційної техніки, не забуваючи за інші найбільш поширені типи машин, і стали причиною даних матеріалів. Постановка проблеми та викладення основного матеріалу. Отже, основна мета даного матеріалу розкрити принципи створення вібромашин, надавши ґрунт для розуміння та здатності самостійного їх проектування. Для цього розглядаються основні підходи у розрахунку та конструюванні вібромашин різного технологічного призначення, типу та режиму роботи, рух робочого органа яких відбувається за гармонійним законом. Структурно конструкції вібромашин діляться на одно-, дво- та тримасові коливальні системи. Одномасові переважно використовуються для створення нерезонансного вібраційного обладнання на базі інерційного привода; двомасові це в основному резонансні конструкції, для приведення в рух яких часто застосовують електромагнітні віброзбуджувачі, рідше інерційні, а також такі системи використовуються для реалізації динамічно зрівноважених конструкцій з ексцентриковим приводом; тримасові найменш поширені, проте, саме на базі них можна синтезувати високоефективні коливальні системи. До кожної коливальної системи з найбільш поширеними типами збурення наводиться теорія її розрахунку з виведенням основних аналітичних залежностей, що встановлюють параметри коливальних систем. Застосування того чи іншого привода обумовлює використання певного режиму роботи проектованого обладнання (до- чи зарезонансного), накладаючи тим самим особливості при його розрахунку та побудові. Наводиться поетапне розроблення вібромашин з відповідними посиланнями на теоретичні викладення. Етапи побудови вібраційної машини Акцент поставлений на висвітленні засобів, необхідних для конструктивного та параметричного синтезу одиниці вібраційного обладнання, не заглиблюючись в обґрунтування технологічних параметрів. Так, маючи задані технологічні параметри руху робочого органа (амплітуда та частота його коливань, маса завантаження, тощо) розробляється дієздатна одиниця обладнання. Для цього, беручи до уваги призначення вібромашини та можливі рекомендації щодо її подальших умов роботи, ґрунтуючись на технологічних параметрах, які вона повинна забезпечувати формується її принципова схема, обирається тип привода та режим роботи. Встановлюються інерційно-жорсткістні та силові параметри коливальної системи. Базуючись на них окреслюються конструктивні параметри вібромашини, розробляється її конструкція. Здійснюється моделювання її роботи, що дозволяє попередньо оцінити роботоздатність майбутньої установки. Отримані результати за необхідності коректуються і втілюються у виготовленому зразку одиниці обладнання. Експериментально встановлюються дійсні режими та технологічні параметри, що забезпечуються нею. Тим самим демонструється цілісність методології створення вібраційного технологічного обладнання (див. ілюстроване пояснення вище). 22

24 1. Повидайло В. А. Вибрационные устройства в машиностроении / В. А. Повидайло, Р. И. Силин, В. А. Щигель. Москва Киев : Машгиз, с. 2. Повідайло В. О. Вібраційні процеси та обладнання: Навч. посібник / В. О. Повідайло. Львів: Вид-во Нац. ун-ту «Львівська політехніка», с. 3. Повидайло В. А. Расчет и конструирование бункерных загрузочных устройств для металлорежущих станков: Учебное пособие / В. А. Повидайло, К. И. Беспалов Киев: Южное отделение Машгиза, с. 4. Повидайло В. А. Расчет и конструирование вибрационных питателей / В. А. Повидайло. М. : Машгиз, с. Ланець Олексій Степанович, д.т.н., доцент, директор Інституту інженерної механіки та транспорту, Національний університет «Львівська політехніка». УДК Серга Г. В., Марченко А. Ю. ВИНТОВЫЕ РОТОРЫ, БАРАБАНЫ И РЕШЕТА ГЕНЕРАТОРЫ КОЛЕБАНИЙ БОЛЬШИХ АМПЛИТУД В РАБОЧИХ ОРГАНАХ ВИБРАЦИОННЫХ МАШИН Вскрыто противоречие между способом технологического воздействия на предметы обработки (массы загрузки) и способом осуществления их технологического транспортирования в рабочих органах вибрационных машин. Показана возможность устранения этого противоречия за счет применения прогрессивного, принципиально нового технологического оборудования во время выполнения транспортного движения. Эта возможность реализуется за счет использования в качестве рабочего и траспортирующего агрегата: - рабочего органа со смонтированными по его периметру плоских, криволинейных или прутковых элементов, разнонаправленных по отношению к винтовым линиям, которые названы нами винтовыми роторами, барабанами и решетами (роторно-винтовые технологические системы); - со сложной поверхностью по периметру, с закрепленными внутри пружинами растяжения, в которых используется эффект сложно винтового пространственного движения, которые названы нами комбинированными барабанами. Изменение взаимного расположения плоских, криволинейных или прутковых элементов в роторно-винтовых технологических системах, а также изменение длины пружин растяжения в комбинированных барабанах, позволяет управлять сложно пространственным движением потоков частиц масс загрузки, т.е. регулировать скорость транспортирования частиц от загрузки к выгрузке. Сложно пространственное винтовое движение, с амплитудой мм и более, в предлагаемых конструкциях вибрационных машин на базе роторно-винтовых технологических систем сообщается элементами барабанов различных параметров и конфигураций, которое усложняется также винтовыми линиями по их периметру с различным числом заходов и направлений друг относительно друга или витками пружин, закрепленных внутри комбинированных барабанов. К числу наиболее важных выводов теоретического и экспериментального исследования скорости перемещения частиц масс загрузки, следует отнести: - Наибольшее влияние на скорость перемещения частиц масс загрузки имеет частота вращения рабочего органа. - Выявлено значительное влияние на скорость продольного перемещения частиц масс загрузки значения коэффициента заполнения объема внутренней полости рабочих органов. - Весьма существенное влияние на скорость перемещения оказывает конструкция рабочих органов. - Выявлено существенное влияние конструктивных особенностей рабочих органов на кинематику движения частиц, величину амплитуд и направление их движения. - Изменение массы частиц оказывает незначительное влияние на величину скорости их продольного перемещения. - С увеличением площади проходного сечения рабочего органа скорость продольного перемещения частиц увеличивается, примерно, в линейной зависимости. На основе результатов исследований разработано 65 винтовых роторов, барабанов и решет различных форм и классов, в том числе: 22 цилиндрических, 15 конических, 4 выпуклых, 1 вогнутый, 5 прутковых, 5 кольцевых (торовых), 1 спиральный, 4 квадратных, а также 8 типов комбинированных барабанов. 23

25 Уникальные возможности винтовых роторов, барабанов, решет и комбинированных барабанов позволяют успешно осуществлять и повышать производительность не только отделочно-зачистные и упрочняющие операции, но и транспортировку предметов, перемешивание, разрушение предметов, сепарацию, сушку, измельчение: в машиностроении, например: при выполнении отделочно-зачистной обработки на отдельных ее разновидностях (черновая обработка, снятие заусенцев) удается повысить производительность в 1,2 1,5 раза, схемы и принцип работы такого оборудования представлены в изобретениях [1]; в химической промышленности, например: при изготовлении краски удается повысить производительность в 1,1-1,3 раза, схемы и принцип работы такого оборудования представлен в изобретениях [2]; в пищевой и легкой промышленности при выполнении отдельных операций, например, галтовка пельменей, мойки сыпучих материалов можно добиться повышения производительности в 1,4 1,5 раза, схемы и описание оборудования представлены в изобретениях [3]; в сельском хозяйстве, например: для приготовления кормов, уборки зерновых культур сушки куриного помета очистки семян можно повысить производительность в 1,8 2 раза, схемы и описание оборудования представлены в изобретениях [4,5,6]; в строительстве и производстве строительных материалов использование винтовых роторов обеспечивает повышение производительности в 1,1 1,5 раза, схемы и описание такого оборудования представлены в изобретениях [7,8]. Реализация предлагаемой технологии и вибрационных машин на базе роторно-винтовых технологически систем и комбинированных барабанов позволяет снизить затраты труда и металлоемкость машин более чем в 1,2 2 раза. Для реализации результатов исследований представляется рабочая документация на технологическое оборудование с использованием винтовых роторов. 1. Пат Российская Федерация, МПК B24B31/06. Устройство для вибрационной обработки длинномерных деталей / Бабичев А.П., Бабичев И.А., Серга Г.В.; заявитель и патентообладатель Кубанский государственный аграрный университет /02; заявл ; опубл , Бюл с. : ил. 2. Пат Российская Федерация, МПК В01F 11/00. Устройство для приготовления лакокрасочной продукции / Ю. И. Ерошенко, Д. Ш. Верунидзе, Г. В. Серга, А. Н. Куцериб; заявитель и патентообладатель Батумский промышленный комбинат Серга Георгий Васильевич ; заявл ; опубл с. : ил. 3. Пат Российская Федерация, МПК A23N 12/02. Машина для мойки сыпучих предметов / Г. В. Серга, К. М. Кретинин; заявитель и патентообладатель Кубанский государственный аграрный университет /13; заявл ; опубл , Бюл с. : ил. 4. Пат Российская Федерация, МПК B02C17/04. Семяочистительная машина / Серга Г. В., Филин К.В. ; заявитель и патентообладатель Серга Г. В., Филин К. В /03; заявл ; опубл , Бюл. 1. 3с.; ил. 5. Пат Российская Федерация, МПК F26B 11/04. Сушилка для куриного помета / Г. В. Серга, К. В. Филин ; заявитель и патентообладатель Серга Георгий Васильевич, Филин Константин Владимирович /06; заявл ; опубл с. : ил. 6. Пат Российская Федерация, МПК A01D 41/00, A01F 7/06, A01F 12/18. Комбайн зерноуборочный / Г. В. Серга, В. Д. Таратута ; заявитель и патентообладатель Кубанский государственный аграрный университет /13; заявл ; опубл , Бюл с. : ил. 7. Пат Российская Федерация, МПК 6B28C5/18. Бетоносмеситель / Г. В. Серга, С. Г. Шеховцов, В. В. Стрельников, К. М. Кретинин; заявитель и патентообладатель Кубанский государственный аграрный университет /33; заявл ; опубл , Бюл с.: ил. 8. Пат Российская Федерация, МПК В07В 1/22. Барабанный грохот / Г. В. Серга, А. В. Ляу, А. Н. Иванов; заявитель и патентообладатель Кубанский государственный аграрный университет /03 ; заявл ; опубл с.: ил. Сєрга Георгій Васильович, д.т.н., професор, завідувач кафедри нарисної геометрії і графіки, Кубанський державний аграрний університет ім. І. Т. Трубіліна. Марченко Олексій Юрійович, к.т.н., доцент кафедри нарисної геометрії і графіки, Кубанський державний аграрний університет ім. І. Т. Трубіліна. 24

26 УДК Саленко А. Ф., Орел В. Н., Ченчевая О. А., Лашко Е. Е., Гусарова И. А., Самусенко А. НОВЫЕ ВОЗМОЖНОСТИ 3-D ПЕЧАТИ ПРЕПРЕГОВ КОМПОЗИЦИОННЫХ ЗАГОТОВОК МНОГОКОМПОНЕНТНОЙ НИТЬЮ ДЛЯ ДЕТАЛЕЙ, РАБОТАЮЩИХ В ЭКСТРЕМАЛЬНЫХ УСЛОВИЯХ В настоящее время изделия, получаемые методом 3-D печати, получают все большее распространение в различных отраслях промышленности, что обусловлено широкими технологическими возможностями данного метода. Последние обуславливаются как применяемыми материалами, так и способами воспроизведения объекта. В инженерном деле для макетирования и решения некоторых исследовательских задач применяются материалы на основе различных полимеров: РPVA, PVC, ABS пластики, а также армированные материалы. К последним относятся PET/Carbon филаменты, выпускаемые промышленно многими мировыми химическими концернами. Не является исключением и аэрокосмическая отрасль, для которой спектр применения изделий, полученных методом 3-D печати, велик. Как правило, к таким изделиям предъявляется ряд требований, которые должны обеспечить надежное функционирование изделия в штатных режимах и лимитированное функционирование в нештатных ситуациях. Для этих целей наиболее подходящими являются филаменты, содержащие армирующие наполнители. Как правило, такие наполнители несколько повышают механические свойства готового изделия, препятствуют термическому деформированию и усадке изделия в процессе остывания. Однако многие научные лаборатории продолжают активный поиск способов и методом дальнейшего повышения физико-механических свойств готовых изделий. Нами предложено выполнять печать армированным филаментом в управляемом магнитном поле. В этом случае появляется возможность управлять процессом распределения рубленных армирующих компонентов по сечению расплавленной нити перед ее экструзией из сопла. При этом изменением условий экструзии, вида магнитного поля и его напряженности можно производить ориентирование армирующих компонентов, заставляя отдельные элементы образовывать своего роды кластеры, повышающие механические свойства в изделии в целом. Это даст возможность не только выполнять ответственные конструктивные элементы с заданным способом армирования, но и подготавливать препреги, используя двухэкструдерную печать с применением удаляемого компонента. В этом случае удаляемый компонент, при сохранении общей схемы армирования, может быть заменен любыми синтетическими смолами, позволяющими значительно улучшить механические свойства изделия. Саленеко Олександ Федорович, д. т. н., професор, завідувач кафедрою процесів і обладнання механічної та фізико-технічної обробки, Кременчуцький національний університет ім. М. Остроградського. Орел В. Н., Ченчевая О. А., Лашко Е. Е., Гусарова И. А., Самусенко А., Кременчуцький національний університет ім. М. Остроградського. 25

27 УДК Дмитрієв Д. О., Русанов С. А., Федорчук Д. Д. МЕТОДОЛОГІЯ СИНТЕЗУ НОВОГО ТЕХНОЛОГІЧНОГО ОБЛАДНАННЯ КАРКАСНИХ КОМПОНОВОК ЗА КРИТЕРІЯМИ ТОЧНОСТІ, ЖОРСТКОСТІ І ФУНКЦІОНАЛЬНОСТІ Проведено порівняння типових стратегій обробки і базування деталі в найбільш розповсюджених каркасних компоновках верстатів з МПС. Запропоновано методику врахування в процесі синтезу технологічного обладнання з МПС обмежень, що враховують аналіз відклику каркасної системи МПС на зовнішні навантаження в ракурсі оцінки жорсткості системи, точності позиціонування, аналізу вібрацій обладнання. Ключові слова: стратегії обробки, каркасні компоновки, оцінка жорсткості системи, точне позиціонування, аналіз вібрацій. МЕТОДОЛОГИЯ СИНТЕЗА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ С МПС ПО КРИТЕРИЮ ТОЧНОСТИ, ЖЕСТКОСТИ И ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ Проведено сравнение типичных стратегий обработки и базирования детали в наиболее распространенных каркасных компоновках станков с МПС. Предложена методика учета в процессе синтеза технологического оборудования с МПС ограничений, учитывающих анализ отклика каркасной системы МПС на внешние нагрузки в ракурсе оценки жесткости системы, точности позиционирования, анализа вибраций оборудования. Ключевые слова: стратегии обработки, каркасные компоновки, оценка жесткости системы, точное позиционирование, анализ вибраций. METHODOLOGY OF SYNTHESIS OF TECHNOLOGICAL EQUIPMENT WITH MPS ON THE CRITERIA OF ACCURACY, RIGIDITY AND PERFORMANCE Comparison of typical strategies for machining and basing a part in the most common wireframe configurations of machine tools with MPS is described. The technique of accounting in the process of synthesis of technological equipment with MPS limitations, taking into account the analysis of the response of the MPS frame system to external loads in the view of system rigidity estimation, positioning accuracy, vibration analysis of equipment is suggested. Key words: processing strategies, frame layouts, system rigidity estimation, precise positioning, vibration analysis. Задача синтезу кінематичних схем механізмів паралельної структури (МПС) не має однозначного рішення у зв язку з тим, що одні і ті ж переміщення вихідної ланки можуть бути виконані з використанням різних кінематичних схем [1]. Тому синтез технологічного обладнання, побудованого на базі мехатронних систем з використанням МПС, має бути узгоджений з конкретними виробничими задачами. Метою даної роботи є аналіз синтезу МПС з обмеженнями, що враховують зовнішні збуджуючі фактори, які безпосередньо впливають на точність позиціонування та загальну функціональність обладнання. Викладання основного матеріалу. Якщо МПН є складовою металообробного обладнання для виготовлення складнопрофільних деталей, то із міркувань забезпечення достатньої точності обробки необхідна окрема алгоритмічна гілка для аналізу відклику каркасної системи МПС на зовнішні навантаження в ракурсі оцінки жорсткості системи. Для цього необхідно, з одного боку, виконати декомпозицію задачі з врахуванням властивостей деяких груп елементів або окремих ланок, що може бути сьогодні реалізовано за методом скінчених елементів, з іншого ж боку, необхідне врахування складних режимів обробки, що може вносити значну нелінійність та/або зворотній зв'язок в задачу при завданні особливого вигляду для закону зміни зовнішнього навантаження. В роботі МПС реалізуються складні просторові значення жорсткості як залежності не тільки від радіусу-вектору положення інструменту, але й напряму дії відтискних навантажень, що еквівалентно формуванню тензорного поля жорсткостей в робочій зоні обробки. При цьому діапазон значень жорсткості навіть в рамках єдиного сценарію обробки може бути досить широкий від екстремально низьких значень, до достатніх для проведення достатньо «важких» обробок. Окремо необхідно виділити проблеми віброаналізу та пошук резонансних частот конструкції. Таким чином до задач синтезу в кінематичному сенсі додаються задачі генерування стратегії обробки, завдання пошуку оптимальних (в сенсі несучої спроможності обладнання) траєкторій та взаємних конфігурацій розташування системи «інструмент-деталь». Вказані обмеження потребують розробки систем наскрізного аналізу множини можливих компоновок МПС, що включають відповідні до перерахованих задач модулі та мають достатню гнучкість для швидкого реагування на зміну вхідних даних. Розглянемо детально реалізацію вищевказаної послідовності за допомогою лінійки програмних продуктів Tools Glide [2], Tools Response та Tools Apps [3], що розроблені на кафедрі транспортних систем та технічного сервісу Херсонського національного технічного університету. Вказана лінійка призначена для генерування кінематики та аналізу статичного та динамічного відкликів глайд-обладнання без обмежень на форму зовнішніх навантажень, що можуть бути задані як довільні функції часу та внутрішніх параметрів системи з підтримкою зворотного зв язку. Як вхідні дані, окрім геометрії конструкції, імпортується MPN-файл, що являє собою список з координат точок контакту інструменту та деталі, напрям інструменту, вектор нормалі та дотичної до оброблювальної поверхні тощо. На рис. 1 вказана схема для отримання MPN-файлу з типових стратегій траєкторій обробки обмежених поверхнею еліпсоїду. 26

28 а) б) Рис. 1. Типові стратегії траєкторії обробки обмежені поверхнею еліпсоїду (а) та MPN-файл з його візуалізацією (б) Вказані сімейства кривих є вхідними даними як для етапу генерування L-координат (модуль Tools Glide, рис. 2, а), так і для процедур порівняння функціональної здатності обладнання до виконання заданих стратегій з точки зору точності реалізації траєкторій в умовах наявності зовнішніх зусиль як функцій положення інструменту, його орієнтації, властивостей матеріалу та режимів технологічного процесу (модуль Tools Response, рис. 2, б). Для аналізу відклику конструкції на робочі зовнішні навантаження в усьому діапазоні технологічного процесу обробки система відокремлює статичні та динамічні навантаження проходить наскрізний обмін даними між відповідними модулями: кінематика (пряма або зворотна задачі) статичний відклик (формування тензорів коефіцієнтів жорсткості) динамічний відклик [4-5]. Бібліотека скінченних елементів Tools Response пристосована для задач такого типу, з підтримкою можливості з єднання компонентів шарнірами різних типів, бібліотеки ж останніх можуть бути поповнені додатковими об єктами. Система дозволяє отримати параметри точності обробки як відхилення від заданої траєкторії та порівняти стратегії за нормами: * 2 1 ( ri ri ) / n; i (1) * 2 max( r r ), 2 i i * де r i та r i вектор поточної координати інструменту з врахуванням відклику та цільової відповідно. За необхідністю таку ж оцінку можна провести щодо відхилення напрямків орієнтації інструменту. а) б) Рис. 2. Етапи опрацювання МПС в системі Tools Glide (а) та Tools Response (б). 27

29 Модуль Tools App дозволяє розрахувати резонансні частоти для всіх конфігурацій МПС за умови імпорту тензору податливостей розмірності 6х6 (з врахуванням крутильної складової) з модулю Tools Response (рис. 3). Окремо вкажемо на наявність модулю розрахунків задачі прямої кінематики TAngle. Рис. 3. Аналіз вібрацій обладнання в модулі Tools App Висновки. Розглянуто методику порівняння типових стратегій обробки (рухів обробного інструменту) і базування деталі в найбільш розповсюджених каркасних компоновках верстатів з МПС. Запропоновано методику врахування в процесі синтезу технологічного обладнання з МПС обмежень, що враховують гілку аналізу відклику каркасної системи МПС на зовнішні навантаження в ракурсі оцінки жорсткості системи, точності позиціонування, аналізу вібрацій обладнання тощо. Порівняння стратегій можна проводити за рівняннями (1). 1. Кузнєцов Ю. М. Компоновки верстатів з механізмами паралельної структури: Монографія / Ю. М. Кузнєцов, Д. О. Дмитрієв, Г. Ю. Діневич; під ред. Ю. М. Кузнєцова. Херсон : ПП Вишемирський В. С., с. 2. Комп ютерна програма «ToolsGLIDE». Свідоцтво про реєстрацію авторського права на твір / С. А. Русанов, Д. О. Дмітрієв, П. В. Кеба, Ю. М. Кузнєцов. Заявл ; Опубл Комп ютерна програма «ToolsApp». Свідоцтво про реєстрацію авторського права на твір / С. А. Русанов, Д. О. Дмітрієв, М. І. Подольський, Ю. М. Кузнєцов. Заявл ; Опубл Русанов С. А. Комплексний аналіз механізмів паралельної структури засобами цільових систем автоматизованого моделювання / С. А. Русанов, Д. О. Дмитрієв // Тези доповідей VII міжнародної науковотехнічної конференції «Теоретичні та практичні проблеми в обробці матеріалів тиском і якості фахової освіти», Київ Херсон, 2016, с Дмитрієв Д. О. Зовнішні модулі для прогнозування та управління складними рухами ланок механізмів паралельної структури / Д. О. Дмитрієв, С. А. Русанов, П. В. Кеба, С. М. Півень // Комплексне забезпечення якості технологічних процесів та систем (КЗЯТПС 2016): матеріали тез доповідей VІ міжнародної науковопрактичної конференції. Чернігів : ЧНТУ, C Дмитрієв Дмитро Олексійович, д. т. н., професор кафедри транспортних систем і технічного сервісу, Херсонський національний технічний університет. Русанов Сергій Аркадійович, к. т. н., доцент кафедри транспортних систем і технічного сервісу, Херсонський національний технічний університет. Федорчук Дмитро Дмитрович, студент, Херсонський національний технічний університет. 28

30 УДК : СЕКЦІЯ 1. «ВИКОРИСТАННЯ ВІБРАЦІЙ В ТЕХНОЛОГІЧНИХ ПРОЦЕСАХ» Ганзюк А. Л., Олександренко В. П. ВПЛИВ ВІБРАЦІЙНОГО НАВАНТАЖЕННЯ НА НОМІНАЛЬНО-НЕРУХОМІ З'ЄДНАННЯ ТА ЕВОЛЮЦІЙНА МОДЕЛЬ ФРЕТИНГ-КОРОЗІЇ ІЗ ВПЛИВОМ ЗОВНІШНЬОГО СЕРЕДОВИЩА Проведено аналіз впливу вібраційного навантаження та зовнішніх факторів на експлуатацію нерухомих з'єднань автомобільної техніки з точки зору надійності вузлів кріплення та фретинг-процесів. У результаті проведених теоретичних та експериментальних досліджень запропоновано динамічну модель фретинг-процесу з урахуванням зовнішнього рідинного середовища. The analysis of influence of the oscillation loading and external factors is conducted on exploitation of immobile connections of motor-car technique from the point of view of reliability of knots of fastening and fringing processes. As a result of undertaken theoretical and experimental studies the dynamic model of fretting process is offered taking into account a liquid environment. Довговічність машин та механізмів визначається різноманітними видами з'єднань, а саме які відносяться до класу попередньо напружених та працездатність яких забезпечується наявністю тертя в контакті номінальнонерухомі фрикційні з єднання. Експлуатація автомобільної техніки з точки зору надійності вузлів кріплення та фретинг-процесів відрізняється головними чинниками: не стаціонарністю динамічних навантажень та вплив агресивного середовища. Саме не стаціонарність навантаження призводить до раптового руйнування вузлів нерухомого спряження, а прихованість довготривалої дії від фретингу не дає можливості передбачати аварійну ситуацію. Рис. 1. Загальний вигляд пошкодження елементів передньої підвіски автобуса «Iкарус» Рис. 2. Детальний вигляд пошкодження різьбової частини наконечника лівої штанги передньої підвіски автобуса «Iкарус» З детального аналізу вигляду пошкоджень різьбової частини наконечника лівої штанги передньої підвіски автобуса «Iкарус» можна зробити висновок, що механізм динамічних переміщень у номінально-нерухомих з єднаннях автомобільної техніки характеризується широким спектром силового та вібраційного навантаження, при збільшенні кількості циклів навантаження об єми, які знаходились в розукріпленому стані, укріплюються, а об єми, які були раніше укріплені розукріплюються. При цьому відбувається ніби рух хвиль «укріплення - розукріплення» в глибину шарів. Оточуюче середовище, а саме рідина з різними домішками, є одним з факторів, який визначає хід фізикохімічних процесів в зоні тертя. Так на поверхнях металів в атмосферних умовах присутні окисні та адсорбовані газові плівки, які попереджують безпосередній контакт ювенільних металевих поверхонь. В процесі тертя ці плівки зношуються та руйнуються. Але активна взаємодія газового середовища на матеріал в зоні тертя приводить до їх регенерації. Тому закономірності тертя в повітрі в значній мірі визначаються властивостями поверхневих плівок. 29

31 Внаслідок корозії проходять гетерогенні хімічні реакції, які приводять до переходу метала в окислений, іонний стан. Гетерогенність кородуючого середовища визначається тим, що метал знаходиться в контакті з газовою та рідкою фазами агресивних агентів, які викликають окислення. Авторами [1,2] проведено ряд експериментальних досліджень по зміні властивостей та енергетичного стану води, яка підлягала впливу вібраційних коливань із винеканням кавітаційних процесів. В результаті досліджень встановлено, що зменшується коефіцієнт поверхневого натягу рідини, збільшується показник до значення рн 9 одиниць, зменшується показник окислювально-відновлювального потенціалу води. Виникаючі в системі активні частки після переходу в розчин сольватуються і реагують з розчиненими речовинами. На цій стадії, коли здійснюється дія вібраційних коливань, на хід процесу гетерогенної хімічної реакції можуть впливати практично не тільки хімічно активні гази О 2 і Н 2, а і під дією вібраційних коливань проходить гемолітичний розрив ковалентних зв язків у молекулах води з утворенням радикальних частинок Н, ОН, О, які мають підвищену окислювальну здібність (рис.3). Іон Н має високу рухомість і може швидко виходити шляхом дифузії з потоку, при цьому значна частина їх залишається у потоці, ОН накопичується, що приводить до зростання ph. У кінцевому рахунку, вплив кавітації на водні розчини зводиться до єдиного процесу розщепленню молекул води в кавітаційних пухирцях. Незалежно від природи розчинених речовин, звукові коливання діють на одну речовину на воду, що приводить до зміни її фізико-хімічних властивостей: збільшенню рн, електропровідності води, збільшенню числа вільних іонів і активних радикалів, структуризації й активації молекул. Експериментальні результати [1] показали, що при вібраційному навантаженні водних розчинів спостерігається різка зміна фізико-хімічних і хімічних властивостей води. Наприклад, при ударному стисненні до 1, МПа концентрація кожного з одночасно існуючих іонів Н + і ОН - досягає 5 моль-екв/л, тобто змінюється на сім порядків. Збільшення електролітичної дисоціації води було використано для здійснення у водних розчинах за вельми короткий проміжок часу ~ 1мкс при тисках (2,7 4,0) 10 3 МПа деяких окисно-відновних реакцій за участю іонів хромату, нітрату, перхлорату, сульфіту і т. п. У результаті проведених теоретичних та експериментальних досліджень запропоновано динамічну модель фретинг-процесу з урахуванням зовнішнього рідинного середовища яка представлена на рис. 4 та системою диференційних рівнянь : m x c( x y) F, M y c( x y) ky (1) де m маса еластичного елементу, як опис тангенціальної жорсткості зовнішнього шару і третього тіла ( M m) ; c пружність еластичного елементу; F сила тертя; M маса третього тіла; 1 k коефіцієнт демпфірування; E модуль пружності рідини на розтяг. E Рис. 3. Динамічна модель впливу вібраційних коливань на водне середовище Рис. 4. Динамічна двомірна модель з трьох тіл занурених у рідину: 1 робить коливальний рух по специфічному закону; 2 еластичний елемент з масою, як опис тангенціальної жорсткості зовнішнього шару; 3 тіло, як рух усього елементу 30

32 Аналіз впливу різних зовнішніх факторів на експлуатацію автомобільної техніки з точки зору надійності вузлів кріплення та фретинг-процесів показав, що вони відрізняється головними чинниками: не стаціонарністю вібраційних динамічних навантажень та впливом агресивного середовища. Розглянуто основні етапи трибохімічних процесів деформаційної моделі механізму фретинг-процесів та запропоновано перебіг трибохімічних реакцій на поверхнях контактуючих тіл з урахуванням хімічно-активних газів та радикальних частинок водного середовища Н, ОН, О, які мають підвищену окислювальну здібність. У результаті обґрунтування перебігу вібраційних фретинг-окислювальних процесів встановлено, що проходять складні фізико-хімічні перетворення, які в певній мірі пояснюють можливості проходження відповідних трибо-хімічних реакцій у вібраційних номінально-нерухомих фрикційних з єднаннях. 1. Маргулис М. А. Основы звукохимии (химические реакции в акустических полях) / М. А. Маргулис: учеб. пособие для хим. и хим.-технол. спец. вузов. М. : Высш. шк., с. 2. Федоткин И. М. Кавитация. Кавитационные енергетические аппараты и установки / И. М. Федоткин, С. И. Гулый. К. : Арктур-А, с. Ганзюк Андрій Леонідович, директор Хмельницького НДЕКЦ МВС України. Олександренко Віктор Петрович, д.т.н., професор, декан ФИМ ХНУ. УДК Паламарчук І. П. ТЕХНОЛОГІЧНО-КОНСТРУКТИВНІ АСПЕКТИ ЗАСТОСУВАННЯ ВІБРОКОНВЕЄРНИХ СИСТЕМ У ПРОЦЕСАХ ТЕПЛОМАСООБМІННОЇ ОБРОБКИ СИПКИХ МАС На основі теоретичних та експериментальних досліджень вирішена наукова проблема органічного поєднання транспортного та технологічного рухів при забезпеченні високої інтенсифікації та рівномірності тепломасообмінних процесів, що дозволило за необхідної якості обробки та продуктивності обладнання значно зменшити енерговитрати на металоємкість порівняно з традиційними віброконвеєрними машинами, що мають недеформований вантажонесучий орган; обґрунтовані основні режимні параметри при реалізації основної технологічної дії на сировину та вібраційного або хвильового транспортування продукції в умовах псевдозрідженого шару. Інтенсивна термічна дія, зокрема при використанні інфрачервоного опромінення, на поверхневий шар сировини створює водночас проблеми його перегріву та нерівномірності пошарової обробки. Тому є перспективним при транспортуванні продукції в зоні обробки використовувати віброконвеєрні та хвильові технології, що дозволяють створити сприятливі умови для інтенсифікації процесу виробництва та застосування ефективних методів дії на його об єкт; реалізувати технологічний рух у безперервному режимі; зменшити та усунути взагалі використання непродуктивної праці; зокрема при здійсненні допоміжних операцій; створити загальне керування динамічним станом системи, в якій відбувається технологічна дія; мінімізувати механічні пошкодження об єкта. Поєднання вібраційної та поточної технологій в конвеєрних вібромашинах обумовлює реалізацію автоматизації виробничого процесу, гармонійне співвідношення його основних структурних складових, здійснення ефективної об ємної дії на продукцію, що відповідає вищим формам досконалості технологічного обладнання. Розвиток вібраційних конвеєрних машин веде початок із хвильових та вібраційних конвеєрів, що зумовило вибір предмета дослідження у даній науковій роботі. Метою досліджень є інтенсифікація тепломасообмінних процесів, зменшення енерговитрат та металоємкості при обробці сипких технологічних мас шляхом теоретичного та експериментального визначення залежностей для основних параметрів масообміну в умовах псевдозрідженого шару сировини, розробки вібраційних конвеєрних машин та оптимізації режимних параметрів досліджуваного тепломасообмінного процесу. Для здолання основної конструктивно-технологічної суперечності між транспортним та технологічним рухом, що притаманна саме для систем досліджуваного типу, пошук їх приводного та виконавчого структурних складових зупинився на вібраційних конвеєрних системах, властивості яких представлені на рис

33 м о ж л и в і с т ь у н і в е р с а л ь н і с т ь п е р е м і щ е н н я я к в і б р а ц і й н а т е х н о л о г і ч н а б а г а т о с т а д і й н о ї д о п о м і ж н а д і я я к о с н о в н и й д и н а м і ч н и й о б р о б к и т е х н о л о г і ч н а д і я ф а к т о р п р о ц е с у і с т о т н і о з н а к и с у т т є в і о з н а к и В і б р а ц і й н і к о н в е є р н і т е х н о л о г і ч н і м а ш и н и б е з п е р е р в н і с т ь д і ї н а я в н і с т ь т р а н с п о р т у ю ч о г о о р г а н а с п р я м о в а н і с т ь т а д и н а м і ч н і с т ь д і ї с т р у к т у р н а п р о п о р ц і й н і с т ь п р о ц е с у ц и к л і ч н і с т ь р о б о т и п р о с т о т а а в т о м а т и з а ц і ї п е р е м і щ е н н я я к є д и н а т е х н о л о г і ч н а д і я в і б р а ц і й н а д і я я к о с н о в н и й д и н а м і ч н и й ф а к т о р п р о ц е с у п е р е м і щ е н н я я к о с н о в н а т е х н о л о г і ч н а д і я в і б р а ц і й н а д і я я к о с н о в н и й д и н а м і ч н и й ф а к т о р п р о ц е с у с у т т є в і о з н а к и і с т о т н і о з н а к и с у т т є в і о з н а к и і с т о т н і о з н а к и В і б р а ц і й н і т р а н с п о р т у ю ч і м а ш и н и В і б р а ц і й н і т р а н с п о р т н о - т е х н о л о г і ч н і м а ш и н и Рис. 1. Обґрунтування основних властивостей досліджуваної транспортно-технологічної системи В якості предмета досліджень використовувались віброконвеєрні машини двоконтейнерного U-видного (рис. 2) та стрічкового (рис. 3) типів. а б Рис. 2. Вібраційна двоконтейнерна сушарка з адаптивним регулюванням параметрів процесу сушіння: а вид із сторони завантажувальної та розвантажувальної горловини; б вид із сторони електродвигунів: 1 рама; 2 пружна підвіска; 3 корпус; 6 привод; 7 муфта; 8 дебалансний вібропривод; 11 бічна стінка; 12 ТЕН; 13 порожнистий патрубок; 14 завантажувальна горловина; 15 вивантажувальна горловина; 16 кріплення кришки; 17 пневмомережа; 18 виріз; 19 електричні контакти. Для оцінки динаміки руху виконавчих органів системи за основу були прийняті розроблені схеми механічного, кінематичного та комбінованого віброзбудження. Для забезпечення транспортного руху сипкого технологічного середовища всередині робочої зони застосовувались вібротранспортувальні та віброхвильові механізми, які дозволили здійснювати одночасно процеси переміщення та перемішування в умовах термічної дії на сировину, забезпечуючи максимальну інтенсивність процесу, яка обмежується тільки механізмом масоперенесення. 32

34 М М M кр lр Рис. 3. Конвеєрна віброхвильова інфрачервона сушарка: 1 стрічка; 2, 3 двигуни віброзбуджувачів; 4 інфрачервоні випромінювачі; 5,6 котки; 7 живильник; 8 приймальний бункер; 9 гнучка муфта; 10 натяжний коток; 11, 12 дебалансні віброзбуджувачі Для забезпечення необхідної швидкості просування продукції у робочій зоні був проведений теоретичний аналіз впливу силових параметрів незрівноваженості коливальної системи на кінематичні характеристики потоку сипкої маси, що дозволяє обґрунтувати потрібну траєкторію їх руху та прогнозувати час знаходження продукції під тепловою дією. Найбільш сприятливі умови дозволили отримати за комбінованої силової та моментної незрівноваженості системи при русі виконавчих органів за «правим» або «лівим» динамічним гвинтом. Застосування деформованого вантажонесучого органу, двох дебалансних віброзбуджувачів, що сполучені гнучким зв язком дозволило реалізувати транспортно-технологічну функцію обладнання, що у 3 5 разів є менш енергоємною та у 4 6 разів менш металоємкою порівняно з традиційними віброконвеєрними інфрачервоними сушарками. Паламарчук Ігор Павлович, д.т.н., професор, завідувач кафедри Вінницького національного аграрного університету харчових технологій та мікробіології УДК (088.8) Пелех М. П., Верхола І. І. ВІБРООБ ЄМНА ОБРОБКА З МОЖЛИВІСТЮ ЇЇ ІНТЕНСИФІКАЦІЇ ШЛЯХОМ ПОЄДНАННЯ З ІНШИМИ ТЕХНОЛОГІЧНИМИ МЕТОДАМИ The treatment of hard-alloyed products, especially in their mass production, is a labor-intensive and energyintensive technological process. Therefore, advanced methods such as vibration and high-temperature processing are used. Using special screens you can get the given shaped surfaces. The resulting shaped surface on hard-alloyed tooth, obtained by high-temperature and vibrational methods, greatly increases the operational durability of the drilling hard-alloyed tool. Вібраційна обробка виробів має широке розповсюдження та володіє значними технологічними можливостями, високою продуктивністю при очисних, шліфувальних і зміцнюючих операціях. Вона являється новим прогресивним напрямом в технології обробки деталей машин і приладів з різних конструкційних матеріалів. Для видалення поверхневого шару твердосплавних виробів більше 0,05 мм шляхом віброоб ємної обробки необхідно затратити більше 10 годин. Крім цього, без додаткових операцій неможливо здійснити обробку окремих ділянок поверхонь з метою формозміни виробів, оскільки їй властива усестороння і достатньо рівномірна обробка усіх поверхонь виробу. З метою інтенсифікації вібраційної обробки твердосплавних виробів найбільш перспективним є спосіб, який полягає у зніманні поверхневого шару шляхом окислення при нагріванні виробів до температури К в окисній атмосфері, наприклад повітрі, і наступним видаленням оксидів розчиненням або механічною обробкою. При цьому видалення оксидів більш ефективно можна проводити віброоб ємною обробкою. 33

35 Проведено дослідження впливу термо-віброоб ємної обробки на об ємну міцність або тільки на поверхневий шар. В зв язку з цим проводилось зняття поверхневого шару товщиною 0,25 мм шляхом шліфування взірців, які пройшли термо-віброоб ємну обробку (при вибраному оптимальному режимі). Доведено, що вона підвищує величину σ зг на 50 55% для сплаву ВК8 і ВК8В і на 35% для сплавів ВК15. Це свідчить про те, що спосіб термо-віброоб ємної обробки у порівнянні з абразивною або алмазною обробкою забезпечує найвищі значення границі міцності при згині металокерамічних твердих сплавів WC-Co. Експериментальні дані показали, що після зняття поверхневого шару товщиною 0,25 мм на взірцях, які не піддавались термо-віброоб ємній обробці, величина σ зг не змінилась. Дослідження взірців на ударну в язкість із сплаву ВК8В, які піддавались термо-віброоб ємній обробці, шліфуванню і поєднанню цих операцій, показали якісно такі ж результати. Це свідчить про те, що зміцнення твердого сплаву при термо-віброоб ємній обробці має об ємний характер. Отже, таку обробку з наступним алмазним шліфуванням поверхні можна застосовувати для забезпечення високої точності розмірів і геометричної форми твердосплавних виробів при значному підвищенні їх міцності. Одним з основних критеріїв оцінки якості твердих сплавів, які застосовуються для виготовлення бурового інструмента, є їх дослідження при бурінні в експлуатаційних умовах. Бурові шарошкові долота, армовані зубками із металокерамічних твердих сплавів ВК8В, знаходять найбільш широке розповсюдження в гірничій і нафтодобувній промисловості. Їх експлуатаційну стійкість визначали в метрах загальної проходки при бурінні в однакових гірничо-геологічних умовах, проводячи при цьому аналіз стану твердосплавних зубків по їх сколенні і зношенні. Результати дослідження способу термо-віброоб ємної обробки фасок на твердосплавних зубках показали, що на відміну від шліфування цей метод забезпечує плавне сполучення утворюючих поверхонь фаски і циліндра, а також співвісність цих поверхонь. Крім цього, за рахунок віброобробки суттєво зменшується шорсткість шліфованої поверхні. Це створює передумови для підвищення якості збирання доліт з зубками, а також, завдяки значному зміцненню твердого сплаву, збільшення їх довговічності. З метою проведення випробувань твердосплавних зубків, які пройшли термо-віброоб ємну обробку, на перевірку їх експлуатаційної стійкості при бурінні була виготовлена дослідна партія бурових доліт типу У243ОКП. Заготовки зубків для цих доліт були виготовлені з однорідної за фізико-механічними властивостями партії сплаву ВК8В, при цьому шліфування цих зубків було проведено тільки по циліндричній поверхні. Після шліфування зубки оброблялись високотемпературним способом в електричній печі в спеціальних касетах при температурі К. Касети були заповнені сумішшю дрібнозернистого піску і порошку графіту. За наявності повітря, кисень який знаходиться в ньому взаємодіє як із засипкою так і з твердим сплавом зубка. Відбувається окислення двох компонентів. Але оскільки кисень, щоб дійти до поверхні зубка, повинен дифондувати через шари засипки, то з глибиною змінюється градієнт кисню. По поверхні зубка відбувається нерівномірне розподілення кисню, а відповідно і окислення буде нерівномірним. Таким чином, регулюючи процентний вміст складових у засипці, а також температуру нагріву та час витримки можна отримувати різноманітні фасонні поверхні. Твердосплавні зубки, у яких фаски отримані термічною обробкою, при запресовуванні в шарошки бурових доліт не викликають контактних напружень, які перевищують границю міцності матеріалу шарошки, і тому виключається явище появи мікротріщин. При запресовуванні серійних зубків, у яких фаски виконані методом шліфування, в з єднанні виникають напруження, що перевищують границю міцності матеріалу шарошки і на поверхні, цементованій на глибині 1,5 2 мм, з являються мікротріщини. Це зумовлює збільшення моменту згину зубка. за рахунок збільшення плеча, що пов язано з руйнуванням цементованого поверхневого шару. Збільшення проходки при бурінні дослідними долотами, які були армовані твердосплавними зубками та після їх розмірної термо-віброоб ємної обробки, склало в середньому 46% у порівнянні із серійними. Основною причиною виходу з ладу серійних доліт було часткове сколення і повний злом їх зубків (до 70% від загального числа зубків), в той час як для дослідних доліт було характерним збереження 60-80% їх зубків цілими. Враховуючи зазначене, можна стверджувати, що міцність і ударна в язкість твердих сплавів в результаті термовіброоб ємної обробки суттєво зростає, завдяки чому значно збільшується експлуатаційна довговічність бурового твердосплавного інструмента. 1. Пелех М. П., Вібраційна обробка військових виробів з можливістю її інтенсифікації у поєднанні з іншими технологічними методами / М. П. Пелех, І. І. Верхола, О. В. Флюд // Матеріали доповідей науково-практичної конференції «Наукове забезпечення службово-бойової діяльності Національної гвардії України». Харків : НАНГУ, С Пелех М. П. Метод підвищення експлуатаційної та пробивної здатності куль / М. П. Пелех, І. І. Верхола // Матеріали доповідей міжнародної науково-технічної конференції «Перспективи розвитку озброєння та військової техніки Cухопутних військ». Львів: АСВ, 2017р. С Пелех Мирон Петрович, к.т.н., доцент, професор кафедри Інженерної механіки (озброєння та техніка інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана Петра Сагайдачного; Верхола Ірина Ігорівна, к.т.н., доцент кафедри Інженерної механіки (озброєння та техніка інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана Петра Сагайдачного; 34

36 УДК Луців І. В., Стахурський О. О., Ремзович О. С. ВІБРАЦІЙНІ НАВАНТАЖЕННЯ ПРИ ОБРОБЦІ ЕЛЕКТРОМАГНІТНИМИ БАГАТОРІЗЦЕВИМИ ГОЛОВКАМИ Підвищення техніко-економічної ефективності процесів різання вирішується використанням систем адаптивного керування процесом різання. Використання цих систем потребує постійного спостереження за динамікою зміни режимних умов обробки на основі постійного моніторингу процесу різання, що допомагає враховувати навіть ті фактори, які є невідомими на етапі технічної підготовки виробництва. При різанні з постійними параметрами забезпечується незмінність швидкості різання, подачі і глибини в межах даної технологічної операції. Різання із змінними параметрами передбачає порушення однієї чи декількох із цих умов. При цьому, суть самоналагоджувального різання при цьому полягає в тому, що однаковим різальним лезам, які розміщені симетрично відносно оброблюваної поверхні, забезпечено по одному ступеню вільності в напрямку, який співпадає з напрямком подачі, а зазначені леза пов язані між собою в цьому напрямку з допомогою механізмів чи засобів, які здійснюють кінематичний міжінструментальний зв язок адаптивного типу. В загальній структурі технологічної системи різання таке верстатне оснащення носить визначальний характер. При цьому можна досягнути одночасно дроблення зливної стружки. Сутність процесу вібраційного різання полягає у тому, що на прийняту для даної операції кінематичну схему накладається додатковий спрямований вібраційний рух інструмента відносно заготовки. Звідси, фізичними основами такого процесу різання є періодична зміна режимів різання та змінне циклічне навантаження оброблюваного матеріалу та різального інструменту. При правильному виборі напрямку коливань, їх частоти та амплітуди вібраційне різання дозволяє надійно і ефективно дробити стружку. На кафедрі конструювання верстатів, інструментів та машин Тернопільського національного технічного університету імені Івана Пулюя розроблено багаторізцеву головку, яка складається з корпусу, в якому через 120 розміщені три різцетримачі, які за допомогою пружних пластинчастих напрямних з єднані із корпусом. У різцетримачах встановлені виставлені на розмір різці. Різцетримачі жорстко з єднані з якорями електромагнітів, і ці електромагніти нерухомо прикріплені до корпусу. На якорях встановлені пружні елементи в вигляді пластин. Моделювання багаторізцевої обробки головкою з пружними напрямними базується на врахуванні особливостей розрахункових схем елементів головки, а саме різальних елементів інструменту, які з допомогою пружних напрямних зв'язані з корпусом (рис.1,б). а) б) Рис. 1. Розрахункові моделі: а) одномасової системи; б) елементу багаторізцевої головки Загалом, диференційне рівняння 2-го порядку описує вібраційну поведінку деталі таким чином: де, зокрема, при початкових даних: M y H y C y y y y Xp 3 Yp Xp Yp d 0 0 ky t (1 esin t) S / 3 x 0,5( x x ) 10 / 60 n t S / 3, Xp 2 3 Yp Xp Yp ky t01esin t S0 /3 x2 0,5( x1 x3) 10 /60 nd t0 S0 /3 3 Xp 4 3 Yp Xp Yp kx t0 1esint 3 S0 / 3 x3 0,5( x1 x2) 10 / 60 n d t0 S0 / 3 M =100кг; y n d =1000об/хв; е=0,1; показники ступенів H =100кг/с; y X =0,9; p Y =0,6; p 35 C =5 108Н/м; t y 0 =0,2мм; S 0 =0,3мм/об; D=20мм; n =-0,3 і початковій умові p y(0) м; (0) 0 I y отримаємо постійні картини вібрацій деталі в її середній частині при однорізцевій обробці (рис 2, а) і при обробці трирізцевою головкою з електромагнітними приводами (рис. 2, б).

37 а) б) Рис. 3. Осцилограма коливань деталі: а) при однорізцевій обробці; б) при багаторізцевій обробці Результати дослідження підтверджують продуктивність розроблюваних багаторізцевих головок в порівнянні із однорізцевою обробкою. Досягається підвищення динамічної точності обробки від 2-4 до разів. УДК Самойчук К. О., Паляничка Н. О., Верхоланцева В. О., Левченко Л. В. ПЕРСПЕКТИВИ ВИКОРИСТАННЯ ВІБРАЦІЙНИХ ГОМОГЕНІЗАТОРІВ МОЛОКА В статті з огляду на актуальність проблеми зниження енерговитрат на гомогенізацію в молочній промисловості обрано 2 конструкції ефективних апаратів: імпульсний та роторно-пульсаційний апарат з ротором, що вібрує. Проведені експериментальні дослідження, які доводять зниження питомих енерговитрат таких апаратів у 2 рази у порівнянні з клапанним гомогенізатором при однаковому значенні дисперсності молочної емульсії. In the article, taking into account the urgency of the problem of energy consumption decrease on homogenization in dairy industry 2 designs of effective machines have been chosen: impulsive and pulsation machine with a vibrating rotor. Conducted experimental researches prove the decrease of specific energy consumption of such machine 2 times compared to valve homogenizer at the identical value of dispersion of milk emulsion. Постановка проблеми. Важливим напрямом підвищення конкурентоспроможності вітчизняної харчової промисловості в сучасних умовах диверсифікації географії експорту молочних продуктів, є зниження собівартості їх виробництва. Нормативної технологічною операцією переробки молока є гомогенізація. Переваги гомогенізованих продуктів полягають у поліпшенні смакових і сенсорних властивостей, збільшення засвоюваності тощо і є очевидними. Але енерговитрати цього процесу є одними з найвищих серед технологічних процесів молокопереробних підприємств і сягають 8 квт год/т [1, с. 201; 2, с. 34]. Аналіз останніх досліджень і публікацій. Основною проблемою створення високоефективних гомогенізаторів є відсутність єдиної теорії диспергування дрібнодисперсної жирової емульсії. Аналіз існуючих гіпотез і механізмів руйнування жирових кульок молока [1 с. 244, 2 с. 89, 3 с. 95 ] свідчить про те, що універсальним критерієм деформації і руйнування жирової кульки є критерій Вебера. За цим критерієм діаметр кульки зворотно пропорційний квадрату швидкості її ковзання відносно оточуючої плазми. Але розрахувати швидкість ковзання для більшості типів гомогенізаторів складна задача. Пропоновані методи її вирішення полягають у заміні швидкості ковзання жирової частки на швидкість потоку рідини, що не відображає суті явища. Диспергування здійснюється лише при різкій зміні швидкості потоку, що визначається прискоренням потоку емульсії. При появі прискорення, за рахунок різниці густини між нею та оточуючою плазмою, виникають інерціальні сили, які змушують жирові краплі рухатись з відмінною від дисперсійного середовища, швидкістю. Виділення невирішених раніше частин загальної проблеми. Крім організації руху молочної емульсії з високим прискоренням, одним з ефективних способів зниження споживання енергії є накладання механічних коливань на оброблюване середовище. В результаті дисипація потужності відбувається рівномірно у всьому об'ємі емульсії, що дозволяє уникнути застійних зон і покращити дисперсний склад емульсії. При застосуванні механічних коливань з'являється можливість використовувати високоефективний метод підвищення амплітуди коливань і зниження енерговитрат процесу резонанс. Таким чином основними напрямами створення енергоефективних гомогенізаторів є: підвищення прискорення (швидкості ковзання жирових кульок); накладення механічних коливань на оброблюване середовище; застосування резонансних явищ для підвищення амплітуди пульсацій. 36

38 Для створення високого прискорення емульсії ефективними конструкціями гомогенізаторів є імпульсний (пульсаційний) та роторно-пульсаційні апарати. У останній конструкції пропонується використання вібруючого вздовж осі ротора. Така конструкція дозволяє при синхронізації частоти пульсації емульсії в отворах з частотою вібрації ротора, отримати резонансний режим роботи апарату. Отже виділено 3 способи підвищення ефективності процесу гомогенізації молока, яким відповідають 2 перспективні та не достатньо досліджені конструкції диспергаторів: імпульсний і пульсаційний з ротором, що вібрує, які основані на вібрації робочих органів і здатні суттєво знизити енерговитрати процесу гомогенізації молока [4 с. 66, 5 с. 101]. Мета дослідження: визначити ефективність (енерговитрати та дисперсний склад молочної емульсії) імпульсного та роторно-пульсаційного апарату з ротором, що вібрує для гомогенізації молока. Основні результати дослідження. Принцип дії роторно-пульсаційного апарату полягає у періодичному перекритті отворів ротора і статора, внаслідок чого рух рідини стає нестаціонарним, виникають значні знакозмінні пульсації, високий градієнт швидкості у зазорі між ротором і статором і пульсуюча кавітація (рис. 1 а). При накладанні додаткових коливань за рахунок вібруючого ротора розподілення енергії стає рівномірним і внаслідок узгодження коливань ротора з перекриттям отворів, створюється резонанс пульсацій, що додатково підвищує ефективність процесу. а) б) Рис. 1. Принцип гомогенізації: а) у імпульсному апарат, б) у пульсаційному гомогенізаторі з ротором, що вібрує. Імпульсний гомогенізатор складається з поршня з отворами, який здійснює коливальні рухи за рахунок кривошипного механізму у камері, у яку подається продукт. Це досить проста конструкція, яка дозволяє отримати рівномірну дисипацію потужності по перетину робочої камери (рис. 1 б). Знакозмінні пульсації емульсії сприяють високому прискоренню потоку. Незалежність подачі продукту дозволяє легко регулювати кратність проходження об'єму емульсії крізь отвори поршня, що додатково підвищує ефективність обробки. Результати визначення дисперсності молока після обробки в імпульсному і пульсаційному гомогенізаторах свідчать про чітку залежність середнього розміру жирових кульок від прискорення потоку. Коефіцієнт детермінації показує відхилення не більше 6 8 %. Характер функції статечний, характерний для клапанної гомогенізації. Порівнюючи залежності дисперсності від прискорення емульсії для імпульсної та роторно-пульсаційної гомогенізацій можна побачити, що незважаючи на різний тип конструкції, характер залежності однаковий. Обробка у роторно-пульсаційному апараті більш ефективна. Це пояснюється додатковою дією вібрації та резонансних явищ на оброблюване середовище. Питомі енерговитрати визначали для дисперсності, що відповідає середньому розміру жирової кульки 0,85 мкм. Для роторно-пульсаційного апарату з ротором, що вібрує питомі енерговитрати становлять 3,5 4,0 квт год/т, а для імпульсного гомогенізатора 3,0 3,4 квт год/т. Порівняльна характеристика розроблених пристроїв для гомогенізації молока з промисловими апаратами доводить, що при підвищених якісних характеристиках молочної емульсії, розроблені машини мають енерговитрати у 2 3 рази менші за клапанний. При цьому вартість розроблених машин прогнозується у 3 4 рази менше за клапанні. 1. Нужин Е. В. Гомогенизация и гомогенизаторы /Е. В. Нужин, А. К. Гладушняк. Монография Одесса: Печатный дом, с. 2. Орешина М. Н. Импульсное диспергирование многокомпонентных пищевых систем и его аппаратная реализация: автореф. дис д-ра техн. наук: / Н. М. Орешина. М., с. 3. Паляничка Н. О. Вдосконалення процесу імпульсної гомогенізації молока: автореф. канд техн. наук: / Н. О. Паляничка. Мелітополь, с. 4. Самойчук К. О. Аналітичні дослідження умов диспергування жирової фази молока в пульсаційному гомогенізаторі/ К. О. Самойчук, Л. В. Левченко// Вісник Дніпропетровського державного аграрно-економічного університету: Дніпропетровськ (39). С Самойчук К. О. Ефективність гомогенізації молока в пульсаційному апараті з вібруючим ротором/к. О. Самойчук, А. О. Івженко// Вісник Харківського національного технічного університету сільського господарства імені Петра Василенка: Харків Вип С

39 Самойчук Кирило Олегович, к.т.н., доцент кафедри обладнання переробних і харчових виробництв імені проф. Ф. Ю. Ялпачика, Таврійський державний агротехнологічний університет. Паляничка Надія Олександрівна, к.т.н., доцент кафедри обладнання переробних і харчових виробництв ім. професора Ф. Ю. Ялпачика, Таврійський державний агротехнологічний університет. Верхоланцева Валентина Олександрівна, к.т.н., доцент кафедри обладнання переробних і харчових виробництв ім. професора Ф. Ю. Ялпачика, Таврійський державний агротехнологічний університет. Левченко Любомир Васильович, аспірант кафедри обладнання переробних і харчових виробництв ім. професора Ф. Ю. Ялпачика, Таврійський державний агротехнологічний університет. УДК Іскович-Лотоцький Р. Д., Іванчук Я. В., Павленко Я. В. ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ РОЗВАНТАЖЕННЯ НАВАЛОЧНИХ ВАНТАЖІВ НА ТРАНСПОРТНИХ ЗАСОБАХ Перспективним напрямком є створення змінного навісного обладнання з гідроімпульсним приводом для автомобілів-самоскидів, бортових автомобілів, причепів тракторів та інших транспортних засобів. Тому розробка вібраційного і віброударного обладнання, з метою використання для вантажно-розвантажувальних робіт на транспорті, є актуальним завданням. Perspective direction is creation of removable equipment with a hydraulic impulsive drive for cars-tippers, side cars, trailers of tractors and other transport vehicles. Therefore development of oscillation and vibroshock equipment, with the purpose of the use for freight-unloading works on a transport, is a actual task. У загальному об ємі вантажів, що перевозяться на транспортних засобах, навалочні вантажі (грунт, пісок, гравій, щебінь, овочі, зерно, мінеральні добрива тощо) складають приблизно 80%. При розвантаженні навалочних вантажів, в залежності від їхньої вологості, температури, гранулометричного складу, частина вантажів лишається на кузові. В залежності від типу вантажу і його складу залишки у кузові коливаються в межах від 3% до 20% обсягів перевезення. Тому впровадження нових сучасних технологій [1, 2] у вантажно-розвантажувальних роботах на автомобільному транспорті дає можливість прискорити розвантаження, знизити затрати і скоротити наднормативні простої транспортних засобах під розвантажувальними роботами. Для створення змінного навісного розвантажувального пристрою була використана конструкція гідроімпульсного привода вібраційно-віброударного пристрою [3, 3], який задовольняє вимоги, як до параметрів розвантаження різних видів вантажів (гармонійні коливання та ударні імпульси) так і до технічних і конструктивних параметрів гідравлічних навісних пристроїв. Основною складовою частиною гідроімпульсного привода є клапан-пульсатор, або генератор імпульсів тиску, який забезпечує керування режимом роботи вібраційної машини, має просту конструкцію, компактний, з широким діапазоном регулювання робочих параметрів та можливістю роботи в автоматизованому режимі. Частота проходження імпульсів тиску визначається гідромеханічними характеристиками генератора імпульсів тиску та подачею гідронасоса привода. Виконавча ланка гідроімпульсного привода вібрує із частотою проходження імпульсів тиску, а амплітуда цих вібрацій залежить від рівня тиску p 1, який може змінюватись регулятором тиску відкриття генератора імпульсів тиску, технологічного зусилля F Т, сил тертя та сумарної сили пружин самого привода, які забезпечують разом із технологічним зусиллям F Т і сумарними силами ваги виконавчої ланки (за умови її вертикального розташування) повернення цієї ланки у початкове положення. Переваги даної конструкції змінного навісного розвантажувального пристрою конструктивна простота, регулювання амплітуди вібрацій зміною тиску «відкриття» ГІТ, що здійснюється простими механізмами (регулювальний гвинт), та простота реалізації віброударного режиму, особливо під час зворотного ходу виконавчої ланки гідроімпульсного привода. 1. Іскович Лотоцький, Р. Д. Основи теорії розрахунку та розробка процесів і обладнання для віброударного пресування: Монографія. [Текст] / Р. Д. Іскович Лотоцький Вінниця: УНІВЕРСУМ Вінниця, с. ISBN Іскович Лотоцький, Р. Д. Вібраційні та віброударні пристрої для розвантаження транспортних засобів: Монографія [Текст] / Р. Д. Іскович Лотоцький, Я. В. Іванчук. Вінниця: УНІВЕРСУМ Вінниця, с. 3. Iskovych Lototsky R. Development of the evaluation model of technological parameters of shaping workpieces from powder materials [Текст] / R. Iskovych Lototsky, O. Zelinska, Y. Ivanchuk, N. Veselovska [Текст] // Eastern European Journal of Enterprise Technologies. Industrial and technology systems /1(85). С Іскович Лотоцький Р. Д. Моделювання робочих процесів в піролізній установці для утилізації відходів [Текст] / Р. Д. Іскович Лотоцький, Я. В. Іванчук, Я. П. Веселовський // Східно європейський журнал передових технологій. Харків, Том 1, 8(79). С

40 Іскович-Лотоцький Ростислав Дмитрович, д. т. н., проф., завідувач кафедрою галузевого машинобудуваня, Вінницького національного технічного університету. Іванчук Ярослав Володимирович, к. т. н., доц., кафедра галузевого машинобудування, Вінницького національного технічного університету. Павленко Ярослав Вікторович, магістр Вінницького національного технічного університету. УДК : Адлер О. О., Поліщук Л. К. ПРОБЛЕМИ ІННОВАЦІЙНОГО РОЗВИТКУ МАШИНОБУДУВАННЯ Розглянуто основні проблеми інноваційної діяльності в машинобудуванні, роль розробки показників економічної ефективності для фінансування нових технічних рішень. На прикладі впровадження нового обладнання на кар єрах відкритого видобування корисних копалин показано ефективність застосування розрахункового методу та методу порівнянь. Сформульовано рекомендації щодо застосування нового технічного комплексу, які дозволяють поліпшити техніко-економічні показники. Ключові слова: інноваційний розвиток,машинобудування, техніко-економічні показники, ефективність. The main problems of innovative activity in mechanical engineering, role of development of indicators of economic efficiency for financing of new technical solutions are considered. An example of the introduction of a new fitting on open mining quarries is the efficiency of the use of the calculated method and the comparison method. Formulated recommendations for the application of a new technical complex, which allow to improve the technical and economic indicators. Keywords: innovation development, machine building, technical and economic indicators, efficiency Інноваційний розвиток промислового комплексу України є невід ємною складовою її успішного розвитку та інтеграції у європейський простір. Застосування високотехнологічних комплексів, методів, способів та різноманітних технічних рішень, що спрямовані на підвищення продуктивності праці, поліпшення умов праці, а також економію сировинної бази, неодмінно виведе сучасні підприємства на конкурентоспроможний рівень, забезпечить відповідний рівень якості продукції, а також зростання і укріплення національної економіки, підвищення експортного потенціалу країни, гарантуватиме їй економічну безпеку. Сьогодні майже 17 % усього промислового комплексу України займає машинобудування, що об єднує в собі понад 20 галузей, у яких функціонує майже 1000 різноманітних підприємств [1]. Зважаючи на те, що машинобудування є базовою галуззю промисловості, а особливо за умов необхідності укріплення обороноздатності країни, посилення інноваційного розвитку у цій сфері є вкрай важливим. Незважаючи на те, що Україна має достатній науковий, сировинний та трудовий потенціал, що може забезпечити ефективне ведення інноваційної діяльності в галузі машинобудування, існує ряд проблем. По-перше, інноваційна діяльність в машинобудівній промисловості знаходиться на макроекономічному рівні і повинна здійснюватися державними інституціями, та активно підтримуватись на обласному, районному на місцевому рівнях. По-друге, основні засоби, що задіяні у машинобудівному комплексі, схильні до інтенсивного фізичного та морального зношування. По-третє, процес інновацій повинен постійно знаходитись в динаміці, оскільки потреби ринку продукції машинобудування активно змінюються. Також необхідно враховувати те, що кінцевий продукт інноваційної діяльності в машинобудуванні має високий ступінь наукомісткості та конструктивної складності. В контексті зазначених проблем зрозумілим є те, що інноваційна діяльність в галузі машинобудування вимагає суттєвих фінансових капіталовкладень. Як правило, основним джерелом фінансування під час впровадження нової техніки чи технологій є залучення засобів інвесторів. В зв язку з цим постає питання розробки комплексу показників економічної ефективності фінансування того чи іншого інноваційного рішення. Авторами здійснено аналіз економічної ефективності впровадження нового обладнання на кар єрах відкритого видобування корисних копалин [2, 3]. Як найбільш ефективний метод визначення економічної привабливості був обраний розрахунковий метод із застосуванням методики порівняння техніко-економічних показників нового та існуючого обладнання [4, 5, 6]. В результаті проведеного аналізу сформульовано рекомендації щодо застосування нового технічного комплексу, який дозволить поліпшити такі показники: зниження витрат на роботи, що пов язані із видобуванням або переробкою сировини; мінімальні терміни окупності капітальних вкладень; покращення умов праці та безпеки працівників. Розрахунки показали, що підвищення річних обсягів випуску продукції на 7,4 % (42,2 тис. т./рік) принесе підприємству головний позитивний ефект, який полягає у підвищенні продуктивності роботи обладнання та збільшення обсягів готової продукції на 7,4 %, що приведе до зниження собівартості однієї тони щебеню на 3,1 %, то за умов фіксованої ціни однієї тони реалізованої продукції рентабельність випуску продукції зростає на 10,7 %. З іншого боку, зниження собівартості може бути підставою для зниження ціни реалізації щебеню, що в свою чергу 39

41 сприяє покращенню ринкового попиту на дану продукцію, а відтак і підвищенню показників прибутковості підприємства за рахунок збільшення обсягів продажу. Крім того, конструктивними особливостями нового обладнання технологічного комплексу передбачено поліпшення ряду технічних характеристик зменшення маси приводу, зниження його металомісткості та підвищення ресурсу роботи [8]. Вказані переваги нового обладнання в порівнянні із існуючим комплексом забезпечать 60 % економії на капітальних витратах та зменшення експлуатаційних витрат майже у 4 рази, що є суттєвими досягненнями в умовах сучасного ринку. Таким чином, активізація інноваційної діяльності в галузі машинобудування є важливою складовою розвитку вітчизняної промисловості. Крім того, обов язковим елементом впровадження нових технічних рішень є економічне обґрунтування їх ефективності із застосуванням відповідної системи показників. 1. Статистичний збірник «Україна-2016» / Державна служба статистики України Київ Поліщук Л. К., Адлер О. О. Аналіз економічної ефективності впровадження нового обладнання на кар єрах відкритого видобування корисних копалин // Східноєвропейський журнал передових технологій. ТОМ 5, 1(77) С. 5 11; 3. Поліщук Л. К., Адлер О. О., Коваль О. О. Вмонтований гідравлічний привод приймального конвеєра буртоукладника. // Вісник ХНТУ сільського господарства ім. П. Василенка. Технічні науки. Випуск 156 «Механізація сільськогосподарського виробництва». Харків С Моссаковский, Я. В. Экономическая оценка инвестиций в горной промышленности: учебник для вузов [Текст] / Я. В. Моссаковский. М. : Изд. МГГУ, с. 5. Моссаковский, Я. В. Оценка экономической эффективности внедрения новой техники на горнодобывающих предприятиях [Текст] / Я. В. Моссаковский, И. М. Богданова, Я. И. Лозовская. Издание третье: Учебное пособие для вузов. М.: Изд. МГГУ, с. 6. Поліщук Л. К., Адлер О. О. Економічна ефективність впровадження технологічного комплексу з вмонтованим гідравлічним приводом конвеєра для переробки гранітних мас // Тринадцятий міжнародний симпозіум українських інженерів-механіків у Львові: Матеріали симпозіуму. Львів: КІНПАТРІ ЛТД с. С ; 7. Поліщук Л. К., Адлер О. О., Коваль О. О. Конкурентні переваги вмонтованих приводів конвеєрів підіймально-транспортувальних машин // КІНПАТРІ ЛТД. Львів С Пат України, МПК 8 B65G 23/00 Мотор-барабан / Поліщук Л. К., Коваль О. О., Бичик І. А. заявник та патентовласник Вінницький нац.. техн.. університет u ; заявл ; опубл , Бюл. 6 Адлер Оксана Олександрівна, к. т. н., доцент кафедри «Економіки підприємства і виробничого менеджменту», Вінницький національний технічний університет, доцент. Поліщук Леонід Клавдійович, д. т. н., професор кафедри «Галузеве машинобудування», Вінницький національний технічний університет,. УДК Лебедев В. А., Симутенков И. В., Драган С. В., Жук Г. В., Новиков С. В. АВТОМАТИЧЕСКАЯ НАПЛАВКА ПОД ФЛЮСОМ С ПОПЕРЕЧНОЙ ВЫСОКОЧАСТОТНОЙ ВИБРАЦИЕЙ ЭЛЕКТРОДНОЙ ПРОВОЛОКИ Изложена сущность управления характером переноса електродного метала и свойствами наплавленного валика при использовании высокочастотных механических колебаний электродной проволоки. Приведены результаты, подтверждающие эффективность разработанной технологи наплавки. Ключевые слова: наплавка, вибрация, электродная проволока. Викладено суть керування характером перенесення електродного металу і властивостями наплавленого валика при використанні високочастотних механічних коливань електродного дроту. Наведено результати, що підтверджують ефективність розробленої технологіі наплавлення. Ключові слова: наплавлення, вібрація, електродний дріт. AUTOMATIC SURFACING UNDER FLUSE WITH CROSS-SECTION HIGH-FREQUENCY VIBRATION OF ELECTRODE WIRE The essence of the control of the nature of the transfer of electro-metal and the properties of a weld bead when using high-frequency mechanical oscillations of an electrode wire is expounded. The results confirming 40

42 Для изготовления крупногабаритных судовых гребных валов или ремонта их изношенных поверхностей широко используют одноэлектродную автоматическую наплавку под флюсом, обеспечивающую высокую производительность процесса и качество наплавленного слоя. Вместе с тем, повышенное тепловложение в обрабатываемую деталь приводит к увеличению доли участия основного металла (ДОМ) в наплавленном слое, достигающему %, росту зерна и разупрочнению металла в ЗТВ. Указанные недостатки компенсируют путем рассредоточения теплового потока или применения многопроходной наплавки для получения наплавленного слоя с заданными характеристиками. Одним из способов повышения эффективности автоматической однодуговой наплавки под флюсом является способ изменения характера переноса электродного металла через дугу под влиянием высокочастотных (более 100 Гц) поперечных механических колебаний, приводящих к разрушению жидкого слоя металла на торце электрода и обеспечивающий управление производительностью плавления электрода, геометрией наплавленного валика, структурой и свойствами наплавленного слоя. Способ основан на генерировании посредством механических импульсных воздействий изгибных колебаний электрода, который одновременно служит присадочным материалом и волноводом. В результате изгибных колебаний торец электрода движется в поперечном направлении, а сила инерции, приложенная по касательной к его торцу, обеспечивает отрыв капель при меньшем значении, чем приложенная по нормали. При этом тепловой поток рассредоточивается в поперечном направлении, что приводит к увеличению ширины наплавляемого валика и снижению глубины проплавления основного металла., и соответственно, доли его участия в наплавленном слое уже в первом проходе [1 3]. Для создания колебаний с широкими диапазонами регулирования частоты и амплитуды разработан механический генератор, который может быть легко установлен на стандартном сварочном оборудовании [1]. Для настройки генератора на соответствующий режим работы разработана диаграмма (рис.), на которой представлены области, соответствующие различному эффекту от вибрационного воздействия на торец электродной проволоки. При этом граничные значения параметров колебаний (амплитуда А к, частота f к ) для управления каплепереносом и геометрией наплавляемого валика определяются выбором механизма отделения капель расславленного металла с торца электродной проволоки. Рис.1. Диаграмма для выбора параметров вибрационного воздействия на электродную проволоку Измельчение капель, переносимых через дуговой промежуток при увеличении частоты колебаний может быть достигнуто в результате действия двух силовых механизмов: 1) интегрального силового баланса (ИСБ) и 2) гравитацинно-капиллярного распыления (ГКР). Мелкокапельный перенос металла, при котором обеспечивается более высокая эффективность передачи тепла от дуги к электроду, реализуется преимущественно в результате действия механизма ГКР. 41

43 При частоте колебаний до 500 Гц разрушение жидкометаллического слоя (ЖМС) на торце электрода происходит за счет механизма ИСБ; при частоте более 500 Гц в основным реализуется механизм ГКР [4]. На диаграмме (см. рис.) цифрами обозначены области, в границах которых вибрационное воздействие на электродную проволоку приводит к следующим результатам: 1 управление переносом металла не представляется возможным. Управлять геометрией наплавленного валика можно путем изменения траектории колебаний сварочной дуги. 2 возможно комбинированное управление геометрией валика (СВ) и характером переноса металла (ПМ) в зависимости от соотношения между частотой и амплитудой колебаний электрода диаметром d э : а) f к f жмс, A к < d э обеспечивается управление процессом принудительного отрыва капель при уменьшении толщины ЖМС на торце электрода; б) f к f гкр, A к < d э возможен переход к микрокапельному переносу металла (МКП) в результате действия механизма ГКР; в) f к f епм, d э < A к < e 0 достигается управление характером ПМ и производительностью процесса наплавки (е 0 ширина валика при наплавке без вибрационного воздействия); г) f к f пм, e 0 < A к обеспечивается управление геометрией наплавленного валика без изменения траектории колебаний сварочной дуги. 3 нестабильное горение дуги и ухудшение качества формирования наплавленного слоя вследствие чрезмерно высокой скорости колебания электрода. Разработанная технология наплавки с вибрационным воздействием на электродную проволоку прошла опытную апробацию путем двухпроходной наплавки валиков на сталь ВСт3сп проволокой Св08Г2С под флюсом АНК- 18. Сварочные материалы и параметры режима наплавки соответствовали требованиями [5]. Параметры режима наплавлки: d э = 2 мм; I св = А; U д = В; V св = м/ч. Параметры колебаний торца электродной проволоки: f к = Гц, А к = мм. Измерения твердости наплавленного слоя показали, что в результате снижения ДОМ в первом проходе твердость наплавленного металла повышается на 50 HV 10 по сравнению с наплавкой, выполненной без колебаний, достигая 300 HV 10. При наплавке по стандартной технологии такая твердость достигается только во втором слое. Работы по подготовке, восстановлению и контролю качества деталей с вибрационным воздействием на электродную проволоку выполняются по разработанным технологическим инструкциям, внедренным в производство на ряде судостроительных предприятий Юга Украины. 1. Голобородько Ж. Г., Драган С. В., Симутенков И. В. Автоматическая наплавка под флюсом конструкционных сталей с поперечными высокочастотными импульсными перемещениями электрода // Автоматическая сварка С Драган С. В., Ярос Ю. А., Симутенков И. В. И др. Влияние высокочастотных колебаний электрода на геометрию проплавления при автоматической наплавке под // Судостроение и морские сооружения (3). С Лебедев В. А., Драган С. В., Голобородько Ж. Г., Симутенков И. В. и др. Технологические характеристики автоматической наплавки под флюсом с высокочастотными колебаниями торца электрода // Автоматическая сварка С Дубовой А. Н., Драган С. В., Симутенков И. В. Повышение производительности сварки под флюсом током малой плотности // Збірник наукових праць НУК (428). С РД «Руководящий документ по стандартизации. Правила. Автоматическая наплавка стальных цилиндрических деталей углеродистой и коррозионностойкой сталью под флюсом. Основные положения». Лєбєдєв Володимир Олександрович, д. т. н., професор, Інститут електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. Сімутенков І. В., к. т. н., проф. Національний університет кораблебудування, м. Миколаїв. Драган Станіслав Володимирович, к. т. н., професор, Національний університет кораблебудування, м. Миколаїв. Жук Генадій Володимирович, директор ДП «ДКТБ ІЕЗ ім. Є. О. Патона НАН України». Новіков Сергій Володимирович, ведучий інженер від. 56 ІЕЗ ім. Є. О. Патона НАН України, Інститут електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. 42

44 УДК Іскович-Лотоцький Р. Д., Міськов В. П. МОЖЛИВІ НАПРЯМИ ПОДАЛЬШОГО ВИКОРИСТАННЯ ГІДРОІМПУЛЬСНОГО ПРИВОДА З ЕЛЕКТРОГІДРАВЛІЧНОЮ СИСТЕМОЮ КЕРУВАННЯ В СУЧАСНОМУ ВИРОБНИЦТВІ У тезах розглянуто основну проблему сучасних вібраційних технологій відсутність взаємозв язку між школами, що займаються розробкою вібраційного обладнання. Наведено основні можливі напрями використання гідроімпульсного привода у різних галузях сучасного виробництва, для забезпечення його подальшого розвитку і вдосконалення. Ключові слова: гідроімпульсний привод, корисні вібрації, електрогідравлічна система керування. In theses deals with the basic problem of modern vibration technology the lack of interconnection between schools involved in the development of vibrating equipment. The basic possible uses of Hydro drive in various fields of modern production, to ensure its development and improvement. Keywords: hydroimpulsive drive, useful vibrations, electrohydraulic control system. Корисні вібрації широко використовуються у різних галузях сучасного виробництва це сільське господарство, видобувна галузь, харчова промисловість, медицина, будівництво і т.д. Кожен із цих напрямів має ряд свої напрацювань та позитивних результатів у розробці відповідного вібраційного обладнання. Однак однією із головних проблем вібраційних технологій є відсутність єдиної бази сучасних розробок і взаємозв язку між школами, які займаються розробкою вібраційного обладнання, що пов язано з відсутністю єдиного центру, який би займався моніторингом нових вібраційних розробок та зведенням їх у єдину базу даних. Також однією із проблем є відсутність фінансування даного напряму та відсутність належного взаємозв язку між виробництвом і науковими школами. Вище сказане також стосується і гідроімпульсного привода. Оскільки його розробка і напрацювання, в основному, спрямовувались для пресування металевих порошків з їх подальшим спіканням. Переваги гідроімпульсного привода, у порівнянні з іншими, це великі зусилля на виконавчому органі та невеликі габарити. Розробкою даного привода займались науковці школи під керівництвом Ісковича-Лотоцького Р. Д. [1, 2, 3]. Одним із шляхів удосконалення гідроімпульсного привода було використання сучасних технологій та обладнання, а саме використання електрогідравлічної системи керування та сучасних електрогідравлічних розподільників, що дозволило полегшити процес керування і переналагодження привода та провести його комп ютеризацію [4, 5, 6]. Повертаючись до вищесказаного слід зауважити, що гідроімпульсний привод з електрогідравлічною системою керування може бути використаний, на нашу думку, у сільському господарстві для оранки, у збиральних, посадних машинах де не можливо використати електричний вібропривод. У будівній галузі сваєбійні машини, катки автодорожніх покриттів різних габаритів та форми і т.д. Ці два основні напрями, які стрімко розвиваються і в цілому є найбільш перспективними на території України, щодо використання гідроімпульсного привода. Позитивний ефект використання корисних вібрацій у цих галузях відображається експериментальними дослідженнями, які показали підвищення продуктивності на %, а для деяких випадків і 50 %, під час оранки, % для посадних машин, з урахуванням потрібної частоти і амплітуди виконавчого органу, і % для збиральних машин [7]. Також відзначалось підвищення ефективності використання корисних вібрацій для котків автодорожніх покриттів, яка супроводжувалась кращою щільністю та швидкістю ущільнення автодорожнього покриття, що також підвищувало інтенсивність роботи [8]. Висновки. Тому підсумовуючи вищесказане слід зазначити, що збереження напрацьованого досвіду і розробок пов язаних з гідроімпульсним приводом та його подальшим розвитком і вдосконаленням, можливий при його інтегруванні у технологічні процеси інших галузей виробництва, основними з яких, на нашу думку, є сільське господарство і будівництво. 1. Матвеев И. Б. Гидропривод машин ударного и вибрационного действия / И. Б. Матвеев. М. : Машиностроение, с. 2. Искович-Лотоцкий Ростислав Дмитреевич Основы теории расчета и разработка процессов и оборудования для виброударного прессования загото-вок изделий из порошковых материалов: дис. доктора. техн. наук : / Искович-Лотоцкий Ростислав Дмитриевич. М., с. 3. Обертюх Роман Романович Разработка методики проектного расче-та и создание новой конструкции вибропресса для прессования металлопорош-ковых заготовок в капсулах при возвратно-винтовом движении вибростола: дис. кандидата. техн. наук : / Обертюх Роман Романович. М., с. 4. Міськов В. П. Інерційний вібропрес-молот з електрогідравлічною системою керування гідроімпульсного привода для формоутворення заготовок з порошкових матеріалів:. дис.... канд. техн. наук : / Вадим Петрович Міськов; Вінницький національний технічний університет. Вінниця, с. 43

45 5. Іскович-Лотоцький Р. Д. Результати експериментального дослі-дження вібропрес-молота з електрогідравлічним керуванням для формоутворен-ня заготовок порошкових матеріалів / Р. Д. Іскович- Лотоцький, Р. Р. Обертюх, В. П. Міськов, А. В. Слабкий // Збірник наукових праць Вінницького національного аграрного університету. Технічні науки. Вінниця, Випуск 1(89) Том с. С Іскович-Лотоцький Р. Д. Вібраційне пресування порошків вібропрес-молотом з електрогідравлічним керуванням / Р. Д. Іскович-Лотоцький, В. П. Міськов // Збірник наукових праць, Полтавський національний технічний університет імені Юрія Кондратюка. Вип. 2(41). Полтава: ПолтНТУ, с. С Вібраційні машини сільськогосподарського виробництва: Монографія. / В. М. Булгаков, М. О. Свірень, І. П. Паламарчук, В. В. Дрига, О. М. Черниш, В. В. Яременко. Кіровоград: КОД, с. 8. Тюремнов И. С. Обзор рекомендаций производителей по использованию вибрацыонных катков для уплотнения грунта / И. С. Тюремнов, И. С. Филатов, А. А. Игнатьев // Вестник Тихоокеанского государственного университета (33). С Іскович-Лотоцький Ростислав Дмитрович, д. т. н., професор, завідувач кафедри «Галузеве машинобудування», Вінницький національний технічний університет, Міськов Вадим Петрович, к. т. н., кафедра «Галузеве машинобудування», старший викладач, Вінницький національний технічний університет. УДК Кебко О. В. ДОСЛІДЖЕННЯ ЕЛЕКТРИЧНИХ ВЛАСТИВОСТЕЙ ОЛИВ ТА РОБОЧИХ РІДИН БУДІВЕЛЬНИХ МАШИН This article discusses the experimental study of the electrical properties of working fluids and oils. These studies are based on the fact that the condition of the additives dissolved in the oils coming to the liquid crystal. As is well known nonlinear liquid crystals react to external electric and magnetic fields. It is this non-linearity is the main cancellation additive that is present in most oils. Сьогодні система технічного обслуговування (ТО) будівельних машин включає в себе діагностування окремих елементів машини, а діагностування мастильних матеріалів, зокрема таких як моторна олива, робоча рідина (РР) і т.д., особливо бортове діагностування практично відсутнє. Відомо, що саме від таких мастильних матеріалів залежить надійність машини в цілому. Для покращення мастильних властивостей олив в них додають функціональні присадки, які формують на поверхнях тертя граничну плівку та зменшують коливальний рівень тертя, і відповідно, знос елементів машини (гідроприводу, двигуна внутрішнього згоряння і т.д.). В процесі роботи машини олива втрачає мастильні властивості за причиною спрацювання присадок, тобто навіть при дотриманні правил з заміни олив неможливо забезпечити максимальної захисної функції від дії присадки. Це призводить до потреби у вдосконаленні системи ТО машин за рахунок застосування поточного контролю стану олив за параметром її змащувальної дії. Останнім часом виконуються науково-дослідні роботи спрямовані на розробку засобів та методів діагностування якості мастильних матеріалів. В цих дослідженнях в якості діагностичних параметрів покладені або механічні властивості граничної плівки та її несуча здатність, або її електричні властивості (діелектрична проникність, електропровідність тощо). Недоліком перших є складність реалізації при проведенні бортового діагностування, другі простіші у технічному виконанні, однак мають змінну за часом інформативність, оскільки по мірі напрацювання оливи в ній накопичуються домішки, спотворюючи вихідні параметри. При розробці ефективних методів бортового діагностування олив слід вести пошук таких діагностичних параметрів, зокрема рівня вібрації, зміна яких по мірі напрацювання оливи не призводила б до втрати інформативності, тобто відображала реальний стан присадки на час проведення діагностування. Вирішення такої задачі неможливе без вивчення природи, властивостей та поведінки присадок розчинених в оливі. Згідно численних досліджень стан присадки в оливах наближається до рідкокристалічного, а як відомо рідкі кристали нелінійно реагують на зовнішні електричні та магнітні поля. Саме така не лінійність є головною відміною присадки, яка відсутня у більшості домішок в оливах. Кебко Олександр Вікторович, асистент кафедри будівельних, колійних та вантажно-розвантажувальних машин, Український державний університет залізничного транспорту. 44

46 УДК Рудь В. Д., Савюк І. В., Самчук Л. М., Повстяна Ю. С. ДОСЛІДЖЕННЯ СТУПЕНЯ ПОДРІБНЕННЯ ОКАЛИНИ СТАЛІ У БАРАБАННИХ МЛИНАХ Досліджено дисперсність та форму окалини кувально-штампувального виробництва після подрібнення у кульових барабанних млинах. Визначено, що при подрібнюванні окалини протягом 60, 120 та 180 хвилин дисперсність масової частки окалини змінюється не суттєво, а при зменшенні часу подрібнювання до 30 хвилин різко зростає частка великої фракції. Машинобудівна галузь займає одне з перших місць по утворенню відходів. Застосування відходів у виробничих процесах є стратегічною метою сучасної науки. Переробка чи виготовлення нових виробів з таких матеріалів забезпечить не тільки економічний ефект, а й зумовить захист навколишнього середовища від їх впливу. Кількість та темпи збільшення утворення окалини змушують задуматись про способи використання її у виробництві. На сьогоднішній день вже запропоновані способи переробки, утилізації та використання окалини для виробництва різного роду виробів та напівфабрикатів [1,2,3]. Проте окалина, як сировина, потребує додаткових операцій очищення, сепарації, зневоднення та подрібнення. Дане дослідження спрямоване на встановлення закономірності зміни дисперсності окалини кувально-штампувального виробництва в залежності від часу подрібнення у барабанних млинах зі зміщеною віссю обертання. Аналіз літературних джерел. У праці [4] представлені результати досліджень вибору раціонального способу отримання залізовмісної складової формувальних та стрижневих залізофосфатних холоднотвердіючих формувальних та стрижневих сумішей (ХТС) різної дисперсності за допомогою кульових млинів, а також вплив дисперсності складових на міцність сумішей даного типу. Авторами [4] проаналізовано окалину прокатного виробництва та проведено дослідження впливу дисперсності окалини на міцність залізофосфатної суміші. Результати досліджень показали, що достатньо висока міцність зразків досягається при використанні окалини, подрібненої в кульовому млині протягом 20 хвилин до питомої поверхні в м 2 /г. Отриманий порошок використовували при виборі раціонального способу виготовлення залізовмісної складової формувальних та стрижневих залізофосфатних холоднотвердіючих формувальних та стрижневих сумішей Авторами [5] запропоновано використовувати окалину штампувального виробництва фракцією 0,1 0,4 мм як компонент екзотермічної суміши для розплавлення ферохрому ФХ025. Такий спосіб використання окалини дозволяє отримати значний економічний ефект Авторами роботи [6] розроблено математичну модель подрібнення порошків сталі ШХ15. Наведено модель регулювання циклу подрібнення при отриманні порошку в умовах максимальної продуктивності млина. Викладення основного матеріалу. В роботі досліджено зміну форми та розміру частинок окалини сталі 18Х2Н4МА кувально-штампувального виробництва ВО «ТОВ «Ковельсільмаш» після подрібнювання в різних часових інтервалах. Первинна окалина сірі залізовмісні частки пластинчастої форми з гострими краями різного розміру. Хімічний склад окалини сталі 18Х2Н4МА: 58-59% оксиду заліза, 40-48% залізо (ферит) і 1,5-2,0% оксиди легуючих елементів [6]. Подрібнення проводили у вібраційному барабанному млині із зміщеною віссю обертання [7]. Час подрібнення становив 30, 60, 120 та 180 хвилин. Оскільки окалина є крихким матеріалом при подрібненні дотримувались режиму вільного падіння. Частота обертання барабану визначалась за формулою [8, ст.8]: n (0,6...0,8) об/хв., (1) роб n кр де 42,4 nкр, критичне число обертань барабана, об/хв.; D вн внутрішній діаметр корпусу барабана, см. Dвн Розмір кульок для подрібнення становив Ø18 мм. і розраховувався за емпіричною формулою згідно [8, ст.9]: де d вихідний діаметр подрібнюваних частинок, мм., в D 4,8(lg d ) d, (2) к 45 p в d p розмір частинок після подрібнення, мм. Маса завантаження матеріалу визначалась зі співвідношення маси кульок до маси порошку та становила 0,75:1. Ступінь подрібнення оцінювали за кількістю порошку окалини тої чи іншої фракції. Відбір проводили методом ситового аналізу з використанням вібросита моделі , відповідно до ГОСТ Для дослідження ступеня подрібнення порошок масою 100 г. засипався у верхнє сито, закривався кришкою, а комплект сит закріплювався на площадці аналізатора. В результаті просіювання порошок окалини розподілився у відповідності розміру сита. Після завершення процесу просіву окалина, яка залишилась на кожному ситі зважувалась. На рисунку 1 наведено графік розподілу частинок окалини після розмелювання протягом 30, 60, 120 та 180 хвилин відповідно.

47 Залишок на ситі % ,63 0,4 0,315 0,2 0,16 0,1 0,063 Дно 30 хвилин 60 хвилин Розмір сита, мм Рис. 1. Залежність розподілу частинок порошку окалини від часу подрібнення Аналіз результатів показує, що проби порошку окалини при часі подрібнення 60, 120 та 180 хвилин суттєво не відрізняються і розміри часток не змінюються. Однак при зменшенні часу подрібнення до 30 хвилин спостерігається суттєве збільшення об єму більш крупної дисперсності в той час коли дрібна складова зменшується. При подрібненні проводили аналіз зміни форми часток порошку окалини. На рисунку 2 показано загальний вигляд окалини після 1 години подрібнення. На рисунку 3 показано загальний вигляд окалини після 2-х годин подрібнення. а б в Рис. 2 Загальний вигляд зразків окалини після 1 години подрібнення при збільшенні х 50: а окалина фракцією 1 1,2 мм.; б окалина фракцією 0,4 0,315 мм.; в окалина фракцією 0,2 0,16 мм. а б в Рис. 3 Загальний вигляд зразків окалини після 2-х годин подрібнення при збільшенні х 50: а окалина фракцією 1 1,2 мм.; б окалина фракцією 0,4 0,315 мм.; в окалина фракцією 0,2 0,16 мм. З рисунку 2 та рисунку 3 видно, що як після однієї так і після двох годин подрібнення форма частинок практично не змінюється. Частинки окалини мають пластинчасту форму товщиною мкм з гострими краями. Така форма часток призводить до підвищення між-часткового тертя та зменшує насипну густину. При компонуванні порошку такої форми з порошком меншої дисперсності підвищується насипна густина, щільність та ступінь змішування. Це відбувається за рахунок розподілу менших частинок поміж більшими. Висновки. В роботі досліджено зміну дисперсності окалини сталі 18Х2Н4МА в залежності від часу подрібнення. У результаті проведених досліджень було встановлено що незалежно від часу подрібнення найбільше 46

48 масової частки окалини 0,4 мм. При подрібнені протягом 60, 120 та 180 хвилин закономірність зміни гранулометричного складу окалини не спостерігається. При зменшенні часу подрібнення до 30 хвилин спостерігається збільшення об єму крупно дисперсних часток окалини. Подрібнення у млинах барабанного типу на форму часток окалини не впливає. Подрібнення відбувається за рахунок зменшення площі пластинки товщина якої практично не змінюється. 1. Рудь В. Д. Металотермія як спосіб переробки відходів машинобудування / В. Д. Рудь, Ю. С. Повстяна, Л. М. Самчук, І.В. Савюк // Матеріали VIІI міжнародної конференції молодих учених та спеціалістів С Рудь В. Д. Переробка залізної окалини алюмотермічним методом / В. Д. Рудь, І.В. Савюк, ЛМ. Самчук, Ю. С. Повстяна // «Наукові нотатки» С Рудь В. Д. New porous penetrating material / В. Д. Рудь, Ю. С. Повстяна, Л. М. Самчук, І. В. Савюк // «Вісник Національного університету водного господарства та природокористування», серія Технічні науки (68). С Селівьорстов В. Ю. Особливості впливу ступеня дисперсності прокатної окалини на міцністні властивості залізофосфатної ХТС / В. Ю. Селівьорстов, О. О. Лоєвська, Ю. В. Доценко, В. П. Доценко // «Нові рішення в сучасних технологіях» С Могилатенко В. Г. Використання термітної суміші для розплавлення ФХ025 / В. Г. Могилатенко, О. А. Чайковський, О. С. Хасан, Є.А. Литвинець, А. С. Сас, В. С. Ольшевський // «Вісник Донбаської державної машинобудівної академії» (25). С Рудь В. Д. Моделювання процесу подрібнення порошків сталі шх15, отриманих із відходів машинобудівного виробництва в кульових млинах / В. Д. Рудь, Т. Н. Гальчук // Вісник Нац. техн. ун-ту «ХПІ» : зб. наук. пр. Темат. вип. : Хімія, хімічна технологія та екологія С Дек. Патент 71264, МПК B02C 17/00. Вібраційний барабанний млин / В. Д. Рудь, В. В. Фурс, М. І. Колядинський, Р. П. Голодюк, Л. М. Самчук. u ; заяв ; опубл , Бюл Івлієв А. І. Методичні вказівки до лабораторних робіт з дисципліни «Особливості виробництва порошкових матеріалів та виробів» / А.І. Івлієв, Ю. О. Казимиренко // частина с. Рудь Віктор Дмитрович, д.т.н., професор кафедри прикладної механіки, заслужений діяч науки і техніки України, Луцький національний технічний університет; Савюк Ігор Віталійович, аспірант кафедри прикладної механіки, Луцький національний технічний університет; Самчук Людмила Михайлівна, к.т.н., доцент кафедри прикладної механіки, Луцький національний технічний університет; Повстяна Юлія Славомирівна, к.т.н., старший викладач кафедри комп ютерних технологій, Луцький національний технічний університет. УДК Берник І. М. ДОСЛІДЖЕННЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ВЗАЄМОДІЇ АКУСТИЧНОГО АПАРАТУ ІЗ ТЕХНОЛОГІЧНИМ СЕРЕДОВИЩЕМ Встановлена картина якісної і кількісної трансформації силової дії ультразвукового апарату на оброблювальне середовище. Умова ефективного протікання процесу кавітації хвильові опори коливання акустичного апарату і середовища гармонізовані в єдиному фазовому просторі із мінімізацією енергетичних витрат. The picture of qualitative and quantitative transformation of force influence of ultrasonic apparatus on the processing medium is established. The condition for effective flow of the cavitation process the wave support of the oscillation of the acoustic apparatus and the environment is harmonized in a single phase space with minimization of energy costs. Постановка проблеми. Сучасне уявлення протікання технологічного процесу під дією кавітації, як способу обробки технологічного середовища, характеризується суттєвою змінною реологічних властивостей, знання яких дозволить визначити умови взаємодії середовища і кавітаційного апарату з метою вдосконалення параметрів і характеристик джерела енергії. Взаємодія ультразвукового апарата із середовищем носить складний характер [1 3]. Тому важливим аспектом при виконанні теоретичних досліджень є прийняття таких передумов та припущень, при 47

49 виборі фізичної та математичної моделі, які найбільш адекватно відображають реальний процес взаємодії ультразвукового апарата із середовищем. Аналіз останніх досліджень і публікацій. Практична можливість передачі максимальної енергії ультразвукових коливань в технологічне середовище реалізується тільки за умови оптимального узгодження параметрів ультразвукового апарату і оброблювального середовища [3]. Однак, тривалий час практично більшість робіт були присвячені роздільному дослідженню поведінки технологічних середовищ або акустичному випромінювачу, в результаті чого на сьогоднішній день практично відсутня загальноприйнята модель, що дозволяє повністю описати процес взаємодії ультразвукового апарату і оброблювального середовища. Формулювання мети. Встановлення якісної картини та числових значень трансформації силової дії ультразвукового апарату на оброблювальне середовище. Викладення основного матеріалу. Важливим аспектом при виконанні теоретичних досліджень є прийняття таких передумов та припущень при виборі фізичної та математичної моделі, які найбільш адекватно відображають реальний процес взаємодії ультразвукового апарату із середовищем. Немаловажною умовою вірного вибору моделі є встановлення достеменної картини якісної трансформації силової дії ультразвукового апарату на оброблювальне середовище. За таких обставин очевидним першим методологічним прийомом є розгляд робочого процесу стадій зародження, розвитку та захлопування бульбашок кавітаційної області. Вважається [3], що ультразвукова хвиля, яка від випромінювача проходить в середовище, створює в ньому зони стискування і розрідження,які чергуються між собою в кожен напівперіод коливань. За рахунок цього зародки кавітації здійснюють лінійні радіальні коливання. Бульбашки, що починають утворюватися, далі вносять значний вклад в зміну реологічних властивостей кавітуючого середовища та параметрів процесу (щільність, в'язкість, швидкість звуку, коефіцієнт поглинання, хвильовий опір і т. д.). Цим обумовлюється вплив кавітації на розподіл інтенсивності ультразвукових коливань в оброблюваному середовищі, концентрацію бульбашок в кавітаційній області і на їхній процес захлопуватися з наступним виникненням в середовищі інтенсивних ударних хвиль. Разом з тим, в акустичному полі утворюються не тільки бульбашки, що захлопуються, а і пульсуючі парогазові бульбашки, розмір яких менше критичного або більше резонансного, ступінь захлопування яких невеликий і навіть інколи взагалі відсутній. Такого уявлення процесу протікання акустичної кавітації дотримуються більшість дослідників. Однак варто зауважити, що є і інша думка. В деяких роботах відмічається, що процес захлопування здійснюється без виникнення ударних хвиль. Так, чи інакше протікає процес захлопування бульбашок, визначає точний експеримент, а незаперечним фактом дії акустичної кавітації є суттєва зміна реологічних властивостей кавітуючого середовища та параметрів при проходженні процесу. Тому є необхідність пошуку таких параметрів взаємодії ультразвукового апарата із середовищем, які створюють умови наявності більшості бульбашок здатних інтенсивно захлопуватися в кавітаційний області. Саме визначення умов взаємодії та раціональна трансформація і є критерієм ефективності протікання того чи іншого технологічного процесу. Контактний тиск визначався розглядом розрахункової схеми «кавітаційний апарат технологічне середовище», за різними законами розсіювання енергії [3]. Дослідженню підлягали різні технологічні середовища, які в процесі кавітації проявляють як в язкі, так і пластичні властивості. Розглянуто врахування розсіювання енергії в кавітуючому середовищі, у тому числі при визначені сил взаємодії акустичного апарату і технологічних середовищ в контактній зоні за законами зміни частотнонезалежних і частотнозалежних коефіцієнтів дисипації. Побудовані графіки змін імпедансів середовищ в контактній зоні, дозволили сформулювати напрямки вдосконалення параметрів та режимів кавітаційного процесу. Висновки. 1. Досліджено фізичні та математичні моделі різних середовищ та встановлені параметри, що впливають на значення контактного опору коливанням акустичної системи. 2.Отримані аналітичні залежності для визначення контактного опору за законами зміни частотнонезалежних і частотнозалежних коефіцієнтів дисипації. 3. Узгоджені хвильові опори контактної зони з максимальною передачею енергії на протікання технологічного процесу кавітаційної обробки середовища. 1.Шестаков С. Д. Многопузырьковая акустическая кавитация: математическая модель и физическое подобие [Текст] / С. Д. Шестаков // Электронный журнал «Техническая акустика» с. 2. Аганин А. А. Динамика газового пузырька при возбуждении импульсами сжатия и разрежения в жидкости / А. А. Аганин, М. А. Ильгамов // ДАН Т С Bernyk I. Research parameters of ultrasound processing equipment dispersed in technological environment / I. Bernyk // MOTROL. Commission of Motorization and Energetics in Agriculture Vol Р Берник Ірина Миколаївна, к. т. н., доцент, докторант кафедри прикладної гідроаеромеханіки і мехатроніки, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. І. Сікорського» 48

50 УДК (07) Рудь В. Д., Христинець Н. А. КІНЕТИКА ПІДЙОМУ ЧАСТОК САПОНІТУ В СИПКОМУ СЕРЕДОВИЩІ ПІД ДІЄЮ ВІБРАЦІЇ Запропоновано розрахунки часу сегрегації сипких сумішей під дією вібраційного навантаження. Визначено технологічні параметри вібраційного стенду для підйому крупних часток під впливом вібронавантаження. Calculations of the time of segregation of friable mixtures under the influence of vibration load are proposed. The technological parameters of the vibration booth for the recovery of large particles under the influence of vibration aggregation are determined. Для формування пористих проникливих матеріалів з порошків сапоніту та нержавіючої сталі AISI430 важливим моментом є вибір їх гранулометричного складу. Результати досліджень [1] показують, що для формування порової структури порошкового матеріалу гранулометричний склад повинен бути в межах 0,2..0,4 мм. Так як розмір часток порошку нержавіючої сталі AISI430, що використаний в роботі в межах 0,08..0,25 мм, гранулометричний склад сапоніту використано в розширених межах досліджень [1], а саме 0,1..0,4 мм. Результати дослідження. З вибраними варіантами шихтової суміші проведено вібраційне формування на вібростенді УВМ60/60. За результатами численних експериментів, побудовано кінетичну криву підйому часток порошку сапоніту під впливом вібрації. Криву, що описує процес сегрегації отримали, використовуючи теорію процесів пружного зіткнення часток різної маси, що описана в роботі [2]: 2 1 d mm D h К1 1 7,5 ln сos20 0 D m m d d Параметр Ф залежить від розмірів, маси часток порошка та параметрів вібраційних коливань. Цей параметр має розмірність імпульса, тобто, вважається, що ця величина пропорційна імпульсу, що передається крупнішим часткам М частками порошкової суміші дрібних часток m, що зіштовхуються з ними. β 0 це рівномірно розподілене число з інтервалу (0,1), значення К 1 визначено в роботі [2] для металевих порошків, як 3,4. D та d діаметри часток сапоніту та нержавіючої сталі відповідно. Час, що проходить до моменту сегрегації, зазначений для кожної товщини шару суміші у значеннях параметра t. Висота засипки h; а та f параметри вібростенду (віброприскорення та частота). За наведеною схемою були проведені розрахунки часу сегрегації (в середовищі Mathcad 14). Деякі числові величини для обчислень: величину β 0 =0,2 поклали з інтервалу (0;1); значення D=8*10-3 мм; d=4*10-3 мм; параметри вібрації записані згідно характеристики вібростенду: a=4,8 м/с 2, f=25гц. Провівши математичні обчислення, виявлено, що зі зміною висоти засипки порошкової суміші, змінюючи параметри h в діапазоні від 10 до 100 мм, отримали значення : 1 4 а f. Φ( h) Bh ( ) th ( ) Графік підйому крупних часток порошкового середовища в процесі вібросегрегації поданий на рисунку 1. 49

51 Рис. 1. Залежність часу сегрегації (сек.) порошкової суміші сталі АISI430 та природного мінералу сапоніту від висоти засипки (мм) Висновки. Розрахунок по даній моделі дозволяє наближено визначити час вібраційного формування, необхідний для сегрегації часток за гранулометричним складом. Цей метод описує загальну картину підйому крупних часток в товщі порошкової засипки та містить достатню кількість стохастичних параметрів для опису процесу. 1. Рудь В. Д. Шляхи підвищення властивостей порошкових фільтруючих матеріалів. / В. Д. Рудь, Н. М. Гулієва // Наукові нотатки : міжвузівський збірник. Луцьк, Випуск 40. С Пилиневич Л. П. Разработка процесса получения порошковых проницаемых материалов методом вибрационного формования.: Автореф. Дис.канд.техн.наук Мн.:, с. Рудь Віктор Дмитрович, д.т.н., професор кафедри прикладної механіки, Луцький національний технічний університет Христинець Наталія Анатоліївна, аспірант кафедри прикладної механіки, Луцький національний технічний університет. УДК : : Дейнека К. Ю., Науменко Ю. В. ВПЛИВ СТУПЕНЯ ЗАПОВНЕННЯ ОБЕРТОВОЇ КАМЕРИ НА АВТОКОЛИВАННЯ ЗЕРНИСТОГО ЗАВАНТАЖЕННЯ Розглянуто автоколивання завантаження обертової камери машини барабанного типу. Застосовано метод візуального аналізу картин перехідного пульсаційного руху зернистого середовища у поперечному перерізі камери. З ясовано вплив ступеня заповнення камери на амплітуду та частоту автоколивань. Новим технологічним напрямом суттєвого підвищення порівняно низької енергетичної ефективності машин барабанного типу є активізація циркуляції завантаження шляхом створення коливних рухів у камері. Доволі перспективним видається використання ефекту самозбудження автоколивань завантаження при нестійких режимах руху механічної системи машинного агрегату. Такий підхід базується на традиційних конструктивних рішеннях обладнання із камерою без додаткових виступаючих елементів, що зазнають пришвидшеного зношування. Усталений циркуляційний рух зернистого завантаження обертової камери має коливальний характер і характеризується оборотністю заповнення [1]. На параметри автоколивального руху завантаження суттєво впливає швидкість обертання камери [2]. Метою дослідження було встановлення закономірностей впливу ступеня заповнення камери завантаженням на амплітуду та частоту його автоколивань. 50

52 Як метод досліджень було застосовано візуальний аналіз отриманих за допомогою відеозйомки, із наступним виділенням окремих картин, перехідного режиму автоколивного руху завантаження у поперечному перерізі стаціонарно обертової навколо горизонтальної осі циліндричної камери із прозорою торцевою стінкою. Було застосовано барабан із циліндричною поверхнею камери без виступів радіусом R = 0,106 м. Як робочий використовувався незв язний зернистий матеріал із близькою до сферичної формою частинок. Середній абсолютний розмір елемента заповнення камери становив d = 0,0022 м, при відносному розмірі d/(2r) = 0,0104. Як геометричний критерій подібності руху завантаження в обертовій камері було прийнято ступінь її заповнення κ: w, 2 R L де w об єм завантаження, L довжина камери. Значення ступеня заповнення камери завантаженням змінювалось у межах найпоширенішого діапазону κ = 0,15 0,5 із кроком 0,05. При κ<0,15 автоколивання не виникали внаслідок проковзування зернистого завантаження по циліндричній поверхні камери, через недостатню фрикційну взаємодію. Швидкості обертання камери оцінювалась за величиною відносної швидкості де кр, g R значення критичної кутової швидкості, при якій відцентрове прискорення на циліндричній поверхні камери дорівнює гравітаційному; g гравітаційне прискорення. Ефект самозбудження автоколивань проявлявся у вигляді виникнення пульсацій завантаження у поперечному перерізі обертової камери, що ускладнювали стаціонування швидкості її обертання. Під час такого пульсаційного руху значна частка завантаження у верхній частині камери відокремлювалась від поверхні і здійснювала падіння зі взаємодією елементів між собою. Це спричинювало істотне зменшення частки пасивної малорухливої зони у поперечному перерізі камери та значну інтенсифікацію циркуляції завантаження. Перерозподіл маси заповнення в камері, під час пульсацій, викликав зміну інерційних параметрів завантаження. Значення осьового і відцентрового моменту інерції та положення центра внутрішньокамерного завантаження змінювалось протягом періоду автоколивань. Для чисельного оцінювання характеристик пульсацій було використано дилатансію зернистого завантаження у поперечному перерізі обертовій камері. Значення дилатансії було прийнято як параметр зміщення при автоколиваннях. Розглядалась зсувна додатна дилатансія при збільшенні об єму зернистого матеріалу внаслідок переміщення частинок у напрямку, що є нормальний до напрямку зсування. Величина приросту дилатансії Δυ для певної картини руху завантаження, що визначалась за допомогою методу візуалізації, обчислювалась за виразом Sзк 1, 2 Rк де S зк площа поперечного перерізу розпорошеного завантаження на картині руху, R к радіус камери на картині. Амплітуда автоколивань оцінювалась за розмахом R коливань дилатансії завантаження обертової камери max 1 R 1, min 1 де Δυ max та Δυ min максимальне та мінімальне значення приросту дилатансії завантаження протягом одного періоду пульсацій. Було отримано послідовні картини виникнення автоколивного режиму руху зернистого завантаження із максимальною амплітудою під час одного періоду пульсацій, для восьми ступенів заповнення камери κ=0,15-0,5. Амплітуда автоколивань досягала максимального значення у межах відносних біфуркаційних швидкостей обертання камери ψ ω =0,85-1,1. Власна частота автоколивань завантаження слабо залежала від швидкості обертання камери. Частота пульсацій заповнення становила біля 2 Гц і в 1,24-1,68 рази перевищувала частоту обертання камери, що складала 1,3-1,76 Гц. На рисунку 1 зображено отриманий графік залежностей Δυ max та Δυ min значення протягом одного періоду пульсацій від зміни κ. Залежності на рисунку 1 свідчать про інтенсивне зростання Δυ max та деяке спадання Δυ min зі зменшенням заповнення камери. кр 51

53 6 5 4 dv dvmax dvmin 0 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 Ψω Рис. 1. Залежності Δυ max та Δυ min від κ На рисунку 2 показано одержаний графік залежності розмаху коливань дилатансії завантаження обертової камери від зміни κ. Залежність за рисунком 2 засвідчує суттєве підвищення R υ зі зменшенням κ. Rv 4 3,5 3 2,5 2 1,5 1 0,5 0 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 Ψω Рис. 2. Залежність R υ від κ Отримані результати дозволяють сформулювати такі висновки: 1. Для підвищення інтенсивності процесу переробки зернистих матеріалів в машинах барабанного типу, із традиційними конструктивними рішеннями, доцільно застосовувати ефект самозбудження автоколивань завантаження обертової камери з максимальною амплітудою пульсацій. 2. Параметри автоколивань зручно чисельно оцінювати за значенням відносної дилатансії зернистого завантаження у поперечному перерізі обертової камери. 3. Амплітуда автоколивань завантаження інтенсивно зростає зі зниженням ступеня заповнення камери. 4. Власна частота пульсацій завантаження із максимальною амплітудою автоколивань слабо залежить від ступеня заповнення камери. 5. При ступені заповнення камери меншим за 0,15 автоколивання не виникають внаслідок проковзування зернистого завантаження по поверхні камери, через недостатнє зчеплення. 6. Параметри автоколивань зернистого завантаження обертової камери визначаються властивостями самої системи і не залежать від кінцевої зміни початкових умов. 7. Подальшого з ясування потребує вплив фазної структури завантаження на параметри його автоколивань. 1. Науменко Ю. В. Оборотність зернистого внутрішньокамерного завантаження машини барабанного типу / Ю. В. Науменко // Вібрації в техніці та технологіях (83). С Дейнека К. Ю. Параметри автоколивань внутрішньокамерного завантаження барабанного млина / К. Ю. Дейнека, Ю. В. Науменко // Вібрації в техніці та технологіях (83). С Дейнека Катерина Юріївна, к. т. н., викладач вищої категорії, Технічний коледж Національного університету водного господарства та природокористування. Науменко Юрій Васильович, д. т. н., доцент, професор кафедри будівельних, дорожніх, меліоративних, сільськогосподарських машин і обладнання, Національний університет водного господарства та природокористування. 52

54 УДК Франчук В. П., Федоскина Е. В., Кузбаков Ж. И. ПРЕДПОСЫЛКИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ВИБРОЩЁКОВЫХ ДРОБИЛОК В ТЕХНОЛОГИЧЕСКОМ ПРОЦЕССЕ РАЗДЕЛКИ СЛИТКОВ ФЕРРОСПЛАВОВ В работе приведено обоснование целесообразности установки вибрационной щёковой дробилки для получения мелкозернистого товарного продукта из некондиционной фракции в заключительной стадии технологической линии разделки слитков ферросплавов. Постановка проблемы. В настоящее время переработка ферросплавного сырья и готовой продукции (слитков) осуществляются непосредственно на ферросплавных предприятиях и заключается в дроблении материала в щековых дробилках и отсеве некондиционных фракций. Процесс разделки слитков при существующей технологии является энергоёмким и продолжительным по времени, а сложившаяся технологическая схема и используемое типовое оборудование не позволяют достичь снижения выхода некондиционных фракций (0-10 мм.) менее 20-30% от количества исходного материала. Источники поступлений мелких фракций имеются по всей технологической линии (съём с изложниц, предварительное дробление гидромолотами, транспортировка) однако наибольшее количество некондиционного продукта образуется при дроблении в щёковых дробилках. Исследования, направленные на повышение эффективности работы технологических линий и разработка новых технических решений представляются актуальной задачей. Анализ известных исследований и публикаций. Снижение выхода мелких фракций при получении требуемой крупности конечного продукта решается на основании исследований, направленных на создание рациональной конструкции дробящих плит щековых дробилок [1, 2, 3]. В частности, рациональное расположение рифлений по поверхности дробящей плиты позволило сократить выход некондиционных фракций до 20%, остаётся нерешённой задача по выбору оборудования и определению рациональных параметров измельчения некондиционной фракции. Цель работы обоснование целесообразности установки вибрационной щёковой дробилки для получения мелкозернистого товарного продукта из некондиционной фракции в заключительной стадии технологической линии. Основная часть. Конструктивная схема вибрационной щёковой дробилки в общем виде представляет собой колебательную систему, в которой щёкам, подвижно сочленённым с корпусом посредством упругих элементов, сообщаются высокочастотные колебания. силами инерции вращающихся неуравновешенных масс одновальных вибровозбудителей. В процессе дробления материал, попав в камеру дробления, постепенно обкалывается и с каждым качанием щёк перемещается к разгрузочному окну. Прочностные характеристики ферроматериалов находятся в широком диапазоне и многие имеют предел прочности свыше 1000МПа. Переработка таких материалов эффективна в виброщёковой дробилке где успешно реализуется эффект снижения разрушающих напряжений посредством высокочастотной деформации материала, способствующей раскрытию внутренних трещин и накоплению остаточных деформаций. За время прохождения камеры дробления частица материала, в зависимости от конструктивных и динамических параметров дробилки, может получать десятки и сотни силовых нагружений со стороны дробящих щёк. Значительное увеличение частоты силового нагружения возможно в вибрационной щёковой дробилке с наклонной камерой дробления [4] посредством регулирования скорости движения материала. Технологические испытания, проведенные на лабораторной установке, показывают возможность получения в вибрационной щёковой дробилке мелкодисперсного материала, а также перераспределения процентного содержания узких классов материала в готовом продукте. Основными регулирующими параметрами является частота колебаний щёк, угол захвата, длина параллельной зоны. Работа дробилки с частотой колебаний щёк 110 рад/с обеспечила получение 40% готовой крупности ферросилиция (-0,28мм.). Аналогичная картина имеет место и при переработке феррохрома выход товарной продукции по классу -0,56мм. составил 50%. Выводы. Приведенные результаты аналитических и экспериментальных исследований показывают, что вибрационные щёковые дробилки могут быть эффективно использованы для измельчения и перевода некондиционной фракции ферросплавов в товарную продукцию. 53

55 Перспективы дальнейших научных исследований. В дальнейшем предполагается исследование экспериментального образца дробилки на участке дробления феррохрома. 1. Кузбаков Ж. И. Энергосберегающая технология разделки слитков феррохрома / Ж. И. Кузбаков, В. П. Франчук, Е. В. Федоскина //Современные проблемы электрометаллургии стали: сборник материалов XIV Международной научно- технической конференции-челябинск, С Кузбаков Ж. И. Трёхстадиальная дробилка для получения кубической формы феррохрома/ Ж. И. Кузбаков, В. П. Франчук, В. А. Федоскин // «Научно-технический прогресс: техника, технологии и образование»: сборник материалов Международной научно- технической конференции.-актобе С Кузбаков Ж.И О применимости энергоэффективного оборудования при производстве ферроматериалов / Ж. И. Кузбаков, В. П. Франчук, Е. В. Федоскина //«Энергоэффективные и ресурсосберегающие технологии в промышленности». сборник трудов VIII Международной научно-практической конференции.- Москва С Федоскина Е. В. Особенности движения материала в наклонной камере вибрационной щёковой дробилки / Е. В. Федоскина // Вісник Національного тенічного університету «ХПІ» (1037). С Франчук Всеволод Петрович, д. т. н., професор кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищій навчальний заклад «Національний гірничій університет». Федоскіна Олена Валеріївна, асистент кафедри основ конструювання машин і механізмів, Державний вищій навчальний заклад «Національний гірничій університет». Кузбаков Жанаберген Іманкулович, к. т. н., доцент кафедри металургія та гірнича справа, Актюбінський регіональний державний університет ім. К. Жубанова. 54

56 УДК : СЕКЦІЯ 2. «ВІБРАЦІЙНЕ ТА ВІБРОУДАРНЕ ОБЛАДНАННЯ» Гордєєв А. І. ВІБРАЦІЙНА МАШИНА ДЛЯ МИЙКИ РАДІОТЕХНІЧНИХ ВИРОБІВ Створено нову конструкцію вібраційної машин для мийки радіотехнічних виробів від залишків флюсу. Встановлено взаємозв язок між параметрами роботи приводу та конструктивними елементами запропонованого обладнання. The new construction of oscillation is created machines for washing of radiotechnical wares from bits and pieces of gumboil. Intercommunication is certain between the parameters of work of occasion and structural elements of the offered equipment. Вібраційна машина відноситься до обладнання для мийки радіотехнічних виробів від залишків флюсу водним розчином поверхнево активних речовин перед нанесенням герметичного покриття, а саме до малогабаритних універсальних пристроїв, що використовуються у серійному виробництві елементів та блоків радіоапаратури. Відомі пристрої для мийки деталей з електромагнітним приводом [1]. До вад відомих пристроїв відноситься те, що при втягуванні рідини у камеру пульсації, завдяки великої швидкості проходження рідини крізь отвори, виникають газові пухирці, що значно зменшують об єм рідини у камері пульсації, який потім буде виштовхуватися крізь насадок. Це призводить до зменшення швидкості пульсуючого струменю рідини та відповідно продуктивності процесу. З метою підвищення продуктивності процесу мийки виробу проведено вдосконалення конструкції вібраційної машини для мийки шляхом введення додаткового елементу (гідравлічного зворотного клапана) [2]. Це дає можливість зменшити швидкість рідини у отворах, в момент втягування її у камеру пульсації та зниження можливості виникнення газових пухирців, а також дозволяє здійснити підвищення частоти коливань приводу, що веде до підвищення швидкості струменю з насадків та збільшенню продуктивності машини із зменшенням тягового зусилля приводу в момент всмоктування рідини у камеру пульсації. Конструкція вібраційної машини для мийки радіотехнічних виробів показана на рис.1,а. На рис. 1,б показано розташування осі отвору у насадку 10 відносно виробу 17, що промивається. а) б) Рис.1. Конструкція вібраційної машини: 1 основа; 2 вібропривод; 3 стійки; 4 пластини; 5 гумова мембрана; 6 диски; 7 шток; 8 корпус; 9 ванна; 10 насадок; 11 зворотний клапан; 12 отвір; 13 кришка; 14 циліндрична підвіска; 15 підшипник; 16 сітчастий контейнер; 17 виріб, який промивається; 18 диск; 19 ручка; 20 миючий розчин; 21 кран; 22 кожух 55

57 Працює вібраційна машина наступним чином: миючий розчин 20 заливається у ванну 9, заповнюючи камеру пульсації та насадок 10. Виріб 17 встановлюється у контейнер 16 та за допомогою ручки 19 та кришки 13 встановлюється у ванну 9. При включені вібраційного приводу 2 створюється зворотно-поступальний рух мембрани 5 з дисками 6 через шток 5. В отворі 12 та насадку 10 починає багатократно циркулювати миючий розчин 20 створюючи струмені рідини, які промивають виріб 17. Завдяки зміщенню осі отвору у насадку 10 на 20 0 відносно осі виробу 17 створюється обертальний рух сітчастого контейнера 16 із виробом 17. Таким чином здійснюється обробка виробу 17 зі всіх сторін. При русі мембрани 5 з дисками 6 униз рідина проходить крізь отвір 12, отвір у насадку 10 та відкритий клапан 11 із меншим зусиллям тяги приводу та витратою енергії вібраційного приводу. При русі мембрани 5 з дисками 6 уверх здійснюється протікання рідини крізь отвір 12 та отвір у насадку 10 клапан 11 закривається. Після проведення мийки виробу 17 привод виключається та проводиться виїмка виробу 17. При спрацюванні миючого розчину 20 його зливають крізь кран 21. Для досягнення максимальної продуктивності процесу мийки виробу конструктивні параметри і режими роботи вібраційного приводу вибирають з умови: S P н Sо f, 2S A (1) к де f частота коливань мембрани, Гц; S н +S о /S к співвідношення площі насадка та отвору до площі камери пульсації, (S н +S о /S к = 12-14); Р тиск у рідини, Р = 0,12-0,15 МПа; A амплітуда коливань мембрани, A = (2 3) 10-3 м; питома вага рідини, = 10000H/м 3. Дослідження динаміки роботи машини і процесу мийки радіотехнічних виробів від каніфольних забруднень, проведені на експериментальному зразку вібраційної машини, показали підвищення продуктивності процесу мийки та зниження енерговитрат приводу вібраційної машини та високу якість очищення. 1. Сілін Р. І. Вібраційне обладнання на основі гідропульсатора : монографія / Р. І. Сілін, А. І. Гордєєв. Хмельницький : ХНУ, с. : іл. 2. Дек. патент України, МПК С02F 1/48. Вібраційна машина для мийки радіотехнічних виробів / Сілін Р.І., Гордєєв А.І., Гордєєв О. А., Мігаль В. Г. (Україна); заявник і патентовласник Хмельницький нац. ун-т. u ; Заяв Опубл Бюл. 9 4 с. Гордєєв Анатолій Іванович, д. т. н., професор кафедри технології машинобудування, Хмельницький національний університет. УДК :41 Афтаназів І. С., Топчій В. І., Шевчук Л. І., Строган О. І. ПРИСТРІЙ ДЛЯ ЗМІЦНЕННЯ ТОРСІОННИХ ВАЛІВ ТА ЦИЛІНДРИЧНИХ ДОВГОМІРНИХ ДЕТАЛЕЙ Описані технологія та конструкція пристрою для зміцнення ППД зовнішніх циліндричних поверхонь торсіонних валів та інших довгомірних деталей. Створена зміцнювальна технологія базується на ударній взаємодія оброблюваної поверхні довгомірної деталі із масивним ексцентрично встановленим на ній зміцнювачем, на робочій поверхні якого розташовані деформівні тіла. Забезпечувана товщина залягання зміцненого прошарку матеріалу для деталей із конструкційних сталей сягає 0,1 0,15 мм. Описаны технология и конструкция устройства для упрочнения ППД наружных цилиндрических поверхностей торсионных валов и иных длинномерных деталей. Созданная упрочняющая технология базируется на ударном взаимодействии обрабатываемой поверхности длинномерной детали с массивным эксцентрично установленным на ней упронителем, на рабочей поверхности которого размещены деформирующие тела. Обеспечиваемая толщина залегания упрочненного прошарка материала для деталей из конструкционных сталей достигает 0,1 0,15 мм. Торсіонні вали у якості складової частини підвіски доволі широко використовують у великотоннажних залізничних та автомобільних транспортних засобах, а також у військовій техніці, зокрема танках, самохідних артилерійських установках тощо. В умовах експлуатації, особливо військової техніки, ці деталі підвіски піддаються доволі інтенсивним ударним та динамічним циклічним знакозмінним навантаженням. Складні умови експлуатації спричиняють зародження у поверхневих прошарках матеріалу торсіонних валів втомних мікротріщин, які по мірі 56

58 збільшення їх кількості та розростання приводять до руйнування валів. Як правило руйнація торсіонних валів відбувається не в стані спокою, а при русі транспортного засобу, що може призводити до серйозних аварій із відчутними наслідками. Підвищити надійність та довговічність торсіонних валів можливо завдяки запровадженню до технологічного процесу виготовлення валів зміцнювальних операцій, що забезпечували б формування у зовнішніх прошарках матеріалу валів стискаючих напружень. Найпридатніша для цього зміцнювальна обробка ППД, різноманітні різновиди якої (вібраційна зміцнювальна обробка, обдування поверхонь, де зосереджені концентратори експлуатаційних напружень, дробом, накатування радіусних переходів роликом тощо) широко використовують у машинобудуванні. Однак, торсіонні вали, як правило, належать до групи довгомірних деталей, а їх обробка традиційними пристроями ППД недостатньо ефективна. Пропонуються оригінальні технологія та конструкція ротаційно-планетарного зміцнювального пристрою для обробки поверхневим пластичним деформуванням зовнішніх циліндричних поверхонь довгомірних деталей, у тому числі і торсіонних валів. Основою ротаційно-планетарної зміцнювальної технології є ударна взаємодія оброблюваної поверхні довгомірної деталі із масивним ексцентрично встановленим на ній обертовим зміцнювачем, на робочій поверхні якого розташовані деформівні тіла у вигляді сталевих загартованих кульок. Зміцнювачу в процесі обробки, окрім обертового, надають планетарного обкочувального руху, який супроводжується ударним контактом встановлених на ньому деформівних тіл із зміцнюваною поверхнею деталі. Основними конструктивними елементами цього зміцнювача є встановлені на трубчастій основі два корпуси із приєднаними до них конічними зубчастими колесами приводу обертового руху, безпосередньо сам привід у вигляді електродвигуна, муфти та привідного конічного зубчастого колеса, а також з єднані еластичними гофрами із обертовими корпусами циліндричні зміцнювачі із деформівними елементами у вигляді сталевих загартованих кульок високої твердості. Виконавчим робочим інструментом даного пристрою є масивні циліндричні зміцнювачі, на внутрішній поверхні яких у сепараторних проточках закріплені з можливістю обертання навколо власної осі деформівні тіла у вигляді сталевих загартованих кульок високої твердості. Циліндричні зміцнювачі, приєднано до кожного із двох корпусів 6 через еластичний пружний елемент, наприклад, гофрований гумовий сильфон. Таке виконання надає можливість зміцнювачам, окрім обертового руху із частотою, рівною частоті обертання корпусів 6, володіти ще і здатністю до радіальних просторових переміщень напрямку до осі оброблюваної деталі. Деформівні елементи у вигляді сталевих загартованих кульок високої твердості встановлено із можливістю обертання навколо їх власних осей у сепараторних проточках на внутрішній поверхні циліндричних зміцнювачів на діаметрі, рівному [ 1 ] D к= D о+ ε +D, ( 1 ) де D о діаметр оброблюваної поверхні деталі; ε ексцентриситет зміцнювача відносно геометричної осі оброблюваної поверхні деталі; D діаметр деформівних тіл у вигляді сталевих кульок, який переважно обирають із співвідношення D =(0,15 0,20) D о із діапазону D =10 15мм. При обкочувальному русі зміцнювача по зовнішній оброблювальній поверхні деталі на зміцнювач діє відцентрова сила F, обертовий вектор дії якої направлений від центра маси зміцнювача і проходить перпендикулярно геометричним осям зміцнювача і оброблюваної поверхні. Величина цієї відцентрової сили F пропорційна масі т та ексцентриситету ε зміцнювача і квадрату кругової частоти п його обкочувального руху і визначається із залежності F m 2, ( 2 ) де ω=2πn кругова частота обкочувального руху зміцнювача; n частота обкочування зміцнювача по зовнішній поверхні оброблюваної деталі; ε ексцентриситет зміцнювача відносно геометричної осі оброблюваної поверхні деталі; m маса зміцнювача із деформівними тілами. Величину контактних напружень, що забезпечуються в місцях контакту із деформівними тілами в приповерхневих прошарках матеріалу оброблюваної поверхні торсіонного вала у результаті ударної взаємодії, визначають із залежності [ 2 ]. 2 Fy 10 m D n кон, ( 4 ) 2 S l d Пd 2 де S площа належного для забезпечення якісного зміцнення оброблюваної поверхні деталі залишкового 4 відбитку після ударного контакту із деформівним сферичним тілом (кулькою); d діаметр відбитка на оброблюваній поверхні від ударного контакту деформівного тіла із торсіонним валом. 57

59 Якісна зміцнювальна обробка торсіонних валів із використанням даного зміцнювача забезпечується виключно завдяки динаміці зміцнювача, а саме забезпеченням робочого планетарного обкочувального руху зміцнювача із деформівними тілами та належного рівня сил F деформування матеріалу оброблюваної деталі. Своєю чергою це забезпечується частотою n обкочувального руху зміцнювача та його ексцентриситетом ε відносно геометричної осі оброблюваної поверхні торсіонного вала. Величину цього ексцентриситету обирають із залежності: 2 m d l, ( 5 ) 2 50 m D n де σ т межа текучості матеріалу зміцнюваної деталі; d діаметр належного для забезпечення якісного зміцнення оброблюваної поверхні торсіонного валу залишкового відбитку на оброблюваній поверхні від ударного контакту деформівного тіла із валом. Для деталей із конструкційних сталей забезпечувана товщина залягання зміцненого прошарку матеріалу сягає 0,1 0,15 мм, у ньому формуються залишкові напруження стиску, що надійно протистоять знакозмінним циклічним експлуатаційним навантаженням. Технологія та конструкція зміцнювача придатні для обробки з метою підвищення надійності та довговічності півосей автомобільного та залізничного транспорту, торсіонних валів великотонажних транспортних засобів, у тому числі військових танків та самохідних артилерійських установок, бурових труб тощо. Висновки. 1. Створено принципово нову конструкцію пристрою для зміцнювальної обробки поверхневим пластичним деформуванням зовнішніх циліндричних поверхонь довгомірних деталей, у тому числі широко використовуваних у великотоннажних транспортних засобах торсіонних валів. Запропонований зміцнювальний пристрій простий за конструктивною будовою, а його аналоги відсутні у світовій практиці зміцнювальних технологій та реалізуючого їх устаткування. 2. Експериментально встановлено, що при обробці на запропонованому пристрої циліндричних зразків із конструкційної сталі 12ХН3А оптимальна забезпечувана товщина зміцнення знаходиться в межах 0,10 0,20 мм. 3. Запропонована конструкція зміцнювача особливо ефективна для зміцнювальної обробки деталей, що в процесі експлуатації піддаються знакозмінним циклічним навантаженням, зокрема торсіонних валів великотоннажних автомобільних та залізничних транспортних засобів, у тому числі військових танків та самохідних артилерійських установок. 1. Афтаназів І.С. та ін. Технологічні методи забезпечення надійності машин.- Київ: КИТ, с. 2. Афтаназів І.С. та ін. Підвищення надійності деталей машин поверхневим пластичним деформуванням. Житомир: ЖІТІ, с. Афтаназів Іван Семенович, д. т. н., професор, завідувач кафедри нарисної геометрії і інженерної графіки, Національний університет «Львівська політехніка»; Топчій Владислав Іванович, к. т. н., доцент кафедри нарисної геометрії і інженерної графіки, Національний університет «Львівська політехніка»; Шевчук Лілія Іванівна, д. т. н., професор, професор кафедри технології органічних продуктів, Національний університет «Львівська політехніка»; Строган Орися Іванівна, к. т. н., асистент кафедри нарисної геометрії і інженерної графіки, Національний університет «Львівська політехніка». УДК Врублевський І. Й. ПІДВИЩЕННЯ ПРОДУКТИВНОСТІ ВІБРАЦІЙНИХ ТРАНСПОРТНИХ ПРИСТРОЇВ З ЕЛЕКТРОМАГНІТНИМ ПРИВОДОМ ДЛЯ ПОДАЧІ МАСИВНИХ ВАНТАЖІВ Розглянуто процес вібраційного переміщення штучних вантажів у пристроях з незалежними електромагнітними віброзбуджувачами поздовжніх і нормальних коливань. Досліджено з використанням безрозмірних параметрів залежність швидкості вібротранспортування від кута нахилу транспортної площини при різних законах коливань робочого органу вібротранспортного пристрою. Показано, що у швидкісних вібротранспортних пристроях з електромагнітним приводом доцільно використовувати гармонічні поздовжні та бігармонічні нормальні коливання з певними співвідношеннями амплітуд гармонік та кутами зсуву фаз між ними. 58

60 Vibratory conveying of pieces goods in devices with independent electromagnetic drives of longitudinal and normal oscillations is considered. Dependence of conveying velocity on the vibratory inclined track angle with different laws of oscillations is investigated in dimensionless parameters. It is shown that longitudinal harmonic and normal biharmonic oscillations with the optimal harmonics amplitudes ratio and phase difference angles are expedient to use in high-speed vibratory devices with the electromagnetic drives. Підвищення продуктивності вібраційних транспортних пристроїв (конвеєрів, підйомників, бункерних живильників, віброманіпуляторів) досягається перш за все збільшенням швидкості вібропереміщення v, яка залежить від багатьох параметрів і для оптимізації якої доцільно розглядати їх вплив на безрозмірний коефіцієнт швидкості K v = v /ωа, де ω та A частота та амплітуда коливань робочого органу вібропристрою у напрямку транспортування. Так як підвищення частоти і амплітуди коливань ω та A обмежене, збільшення величини K v має велике значення. При транспортуванні масивних, великогабаритних вантажів, або таких, що при подачі потребують уникнення найменших пошкоджень, наприклад, крихких деталей або виробів з покриттям, необхідне дотримання безвідривних режимів вібропереміщення. Для таких режимів ефективне використання окремих електромагнітних віброзбуджувачів у напрямку транспортування (поздовжні коливання) та в напрямку, перпендикулярному площині транспортування, (нормальні коливання) зі зсувом фаз між ними на кут ε. При цьому робочий орган пристрою реалізує еліптичні коливання, які при певному (оптимальному) значенні кута ε = ε о дозволяють досягти значного збільшення K v порівняно з найпростішими прямолінійними коливаннями. При дотриманні оптимальних співвідношень амплітуд коливань та кутів зсуву фаз між ними значення K v залежить тільки від параметра кута нахилу K α = tgα / f, де α кут нахилу транспортної площини до горизонту, f коефіцієнт тертя [1]. При горизонтальному транспортуванні (K α = 0) з еліптичними коливаннями максимальне значення K v = 0,67. Для визначення оптимальних параметрів (розрахунків коефіцієнта швидкості та оптимальних кутів зсуву фаз) отримано ряд графіків та виведено наближені формули [2]. Ще більшу швидкість транспортування дає використання замість гармонічних коливань полігармонічних, зокрема бігармонічних коливань як в поздовжньому, так і в нормальному напрямках. Як показали дослідження [3], суттєве збільшення значень K v дає використання вищих гармонік нормальних коливань, в той час як полігармонічні поздовжні коливання дозволяють збільшити порівняно з гармонічними коливаннями величину K v переважно при великих кутах α, близьких до граничних значень. Це пояснюється тим, що саме нормальні коливання впливають на розподіл величини сили тертя на протязі періоду коливань. Суттєво також, що для досягнення великої швидкості v амплітуда поздовжніх коливань повинна бути максимальною, і віброзбуджувач поздовжніх коливань повинен працювати у білярезонансному режимі, в якому реалізуються гармонічні коливання. В той же час амплітуда нормальних коливань обмежена необхідністю забезпечення безвідривності вібропереміщення, і віброзбуджувач нормальних коливань може і повинен працювати далі від резонансу (у міжрезонансному режимі), при якому реалізуються полігармонічні коливання. Досліджувався також вплив кількості гармонік n нормальних коливань на величину коефіцієнта швидкості [4]. Бігармонічні нормальні коливання (n = 2) суттєво збільшують швидкість порівняно з еліптичними коливаннями (n = 1): при K α = 0 K v = 0,84. Подальше збільшення кількості гармонік призводить до все меншого збільшення швидкості: при n = 3 K v =0,91, при n = 4 K v = 0,93 тощо. Експериментальні та теоретичні дослідження показали також, що у міжрезонансному режимі електромагнітний віброзбуджувач при певних співвідношеннях частот вимушених і власних коливань може реалізувати бігармонічні нормальні коливання, оптимальні як за відношенням амплітуд гармонік, так і за зсувом фаз між ними. Таким чином, для досягнення великих швидкостей транспортування у вібротранспортних пристроях вважаємо доцільним використання електромагнітних віброзбужувачів гармонічних поздовжніх та бігармонічних нормальних коливань з можливістю регулювання відношень амплітуд складових та зсуву фаз між ними. 1. Врублевський І. Й. Методика визначення параметрів еліптичних коливань під час швидкісного безвідривного вібротранспортування / І. Й. Врублевський // Автоматизація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні. Вип. 45. Львів: НУ «ЛП». 2011, с Vrublevskyi I. The Phase Difference between Components of Elliptical Oscillations of Vibratory Conveyor Providing Maximum Conveying Velocity / І.Vrublevskyi// Ukrainian Journal of Mechanical Engineering and Materials Science. Vol. 1, No , p Врублевський І.Й. Оптимізація параметрів полігармонічних нормальних коливань під час безвідривного вібротранспортування/ І. Й. Врублевський // Вісник Національного університету «Львівська політехніка» Оптимізація виробничих процесів і технічний контроль у машинобудуванні та приладобудуванні. Львів: НУ «ЛП». 2008, с Врублевський І.Й. Оптимальний за швидкістю закон двокомпонентних коливань вібраційних транспортних пристроїв з електромагнітним приводом / І. Й. Врублевський // Військово-технічний збірник 1 (10) Львів: Академія сухопутних військ імені гетьмана Петра Сагайдачного 2014, с Врублевський Ігор Йосифович, к. т. н., доцент, професор кафедри інженерної графіки (озброєння і техніки інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. 59

61 УДК :678 Дырда В.И., Черний А. А. ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРНОЙ УСТОЙЧИВОСТИ РЕЗИНОВЫХ ВИБРОАМОРТИЗАТОРОВ ВИБРАЦИОННЫХ ГОРНЫХ ПИТАТЕЛЕЙ Рассматривается случай, когда вследствие диссипативного разогрева эластомерного элемента при деформациях чистого сдвига температура внутри массива достигает некоторого критического значения, что приводит к его отказу. Представлены математические зависимости для определения установившейся температуры нагрева исследуемых деталей в зависимости от частоты нагружения. Результаты расчета сравниваются с экспериментальными данными. INVESTIGATION OF TEMPERATURE STABILITY OF RUBBER VIBRATION ISOLATORS OF VIBRATION MINING FEEDERS We consider heavy vibration machines with an elastomeric elastic suspension. Such machines are vibrating screens, vibrating feeders, horizontal two-mass vibrating conveyors, vibro-mixers, etc. that often work in extreme conditions, i.e. under stationary cyclic loads and active influence of the external environment.elastomeric elements when added to the structural schemes of machines contribute to reducing vibration loading, sound pressure, increasing durability, reliability and safety.recently, the achievements in the field of vibration technology in the most diverse areas of engineering are to some extent related to the use of elastomeric elements.the case is considered when, due to the dissipative heating of the elastomeric element under deformations of pure shear, the temperature inside the array reaches a certain critical value, which leads to its failure.mathematical dependencies providing the analysis of the temperature regime of rubber elements in the case when the energy absorption coefficient of a material depends on the heating temperature and the loading time are obtained.damping properties of rubber are described by integral relations of Volterra type and fractional-exponential kernels.mathematical dependences are presented to determine the steady-state heating temperature of the parts under study depending on the loading frequency.the calculation results are compared with the experimental data.as an application, the temperature stability of a piecewise linear elastic-hereditary connection of a one-dimensional oscillator is studied with allowance for the nonlinear thermomechanical effect. Введение. Эластомеры принадлежат к упруго-наследственным средам и по своему химическому составу и упругим свойствам резко отличаются от других конструкционных материалов, прежде всего высокими диссипативными характеристиками и большими деформациями. Именно эластомерные элементы, введенные в структурные схемы машин, способствуют снижению вибронагруженности, звукового давления, повышению долговечности, надёжности и безопасности. Все достижения в области машиностроения, вибрационной техники и т.д. в той или иной степени связаны с применением эластомеров как конструкционных материалов. Эластомеры занимают совершенно особое место среди материалов, предназначенных для изготовления ответственных элементов машин, работающих в экстремальных условиях. Большинство высокоэффективных машин обязаны своим созданием именно эластомерным конструкционным элементам. Целью настоящей работы является получение математических зависимостей, обеспечивающих анализ температурного режима эластомерных элементов при их стационарном циклическом нагружении, если коэффициент поглощения энергии материала зависит от температуры и времени нагружения [1-5]. Рассмотрим теплообразование в эластомерном элементе при деформации чистого сдвига с постоянной амплитудой 0 : sin t. (1) 0 Тогда уравнение теплового баланса можно представить в виде dz c N hz, v dt (2) T 0 температура окружающей среды; где z T T, 0 h коэффициент внешней теплопроводности, Вт/град; N мощность, расходуемая в элементе на внутренние сопротивления, Вт; c v теплоёмкость образца, cv Cvm, где C v удельная теплоёмкость, Дж/кгград; m масса резины. В случае чистого сдвига упруго-наследственного материала угловое перемещение связано с крутильным моментом M интегральным уравнением с ядром типа замкнутого цикла [2, 4, 5] t M t C 0 t k t d, (3) 60

62 где C 0 мгновенная жесткость образца. Из (1) и (3) следует Здесь M t C 0 0 1A sint Bcos t. (4) A kxcos xdx; B kxsin xdx. 0 0 (5) В настоящей работе предполагается, что реологические характеристики резины зависят от температуры, но их изменением за время одного цикла деформации можно пренебречь. При этом выполняется условие замкнутости цикла. Согласно [2], условие замкнутости цикла эквивалентно условию kt, kt в соотношениях типа (3). Условие квазизамкнутости гармонического цикла будет где t t 0 k t, sin d 0 t kt, tsin d, (6) 2 0 tt1 t ; ktt1, tkt, t; t1. (7) Действительно, используя замену z t1 и условия (7), получим: tt1, sin, sin tt k tt tt d tt k tt tz zt dz t t k t, t z sin zdz. Доказательство обратной теоремы аналогично приведенному в [2]. Тогда средняя за цикл мощность, выделяемая в резиновом элементе, будет 2 N Md N0B, 2 0 где 1 2 N0 C Подставляя (8) в (2) и учитывая, что технический коэффициент поглощения, определяемый физическим соотношением типа (3), может быть представлен в виде S 2 B, (9) N0 где S площадь петли гистерезиса (Дж), получим уравнение теплового баланса dz h z RS, 0, z, (10) dt cv где R. c 2 v Зависимость S от температуры T определялась при частоте = 107 рад/с и амплитуде нагружения = 0,30. Результаты получены посредством измерения площади петли гистерезиса при динамическом нагружении резинометаллического элемента в условиях чистого сдвига. Обнаружен рост площади петли S с увеличением температуры, который обусловлен тем, что измерения производились левее температурного пика внутреннего трения по шкале температур. Нелинейное уравнение (10) решалось при c v = 6,310 2 Дж/град, h = 1,03 Вт/град. Коэффициент внешней теплопроводности h найден из (10) при t для случая, когда при 0 z z ST S0, что выполняется при 288 К < T < 310 К. При этом t (8) S h 2 z. (11) Следует отметить, что температура, измеренная в различных точках эластомерного элемента, отличалась от среднего значения не более чем на 2-3С. 61

63 На рис. 1 показаны зависимости T(t), найденные при = 107 рад/с и = 0,24, S = S(T) (кривая 1) и S = S(0) (кривая 2) при решении уравнения (10) с помощью компьютера. Для описания демпфирующих характеристик резины целесообразно использовать принцип температурночастотной аналогии с привлечением дробно-экспоненциальных ядер релаксации и последействия. При этом, согласно [4], 1 r cos ; 1 r A B sin, (12) где 2r r 2 2 cos ; 0,5 r; 0r 1; r G0 G t0 ; ; ; r 1 ; G0 t 0 обобщённое время релаксации материала; показатель дробности экспоненты дробного порядка. Мгновенный модуль G 0 находится как limg, t T, K а установившийся модуль G limgt вычисляется t по результатам квазистатических испытаний резинометаллических образцов на ползучесть. Время релаксации t 0 и параметр дробности определяются по формулам ; t r (13) 4 max 1 arctg, (14) которые получены из (9) и (12). В выражениях (13) и (14) max 0 максимальное значение коэффициента диссипации энергии в материале испытываемых деталей при циклическом деформировании. Параметры t 0 и могут быть определены также при непосредственной обработке зависимостей G и [5]. Формулы (7) и (12) позволяют также определить зависимость установившейся (при t ) температуры нагрева резиновых элементов от частоты деформации. При условии независимости реологических параметров z lim z, t имеет вид резины от температуры выражение для t 2 r1 C 00 sin z. 2r r 2 2h 2cos При экспериментальной проверке формулы (15) обнаружено достаточно хорошее соответствие экспериментальных и теоретических данных, что свидетельствует о приемлемости изложенного метода для определения теплообразования в резиновых изделиях при многократных деформациях сдвига. В качестве приложения рассмотрим температурный режим упругих связей одномассной нелинейной вибрационной машины с инерционным приводом. Рассматриваемая колебательная система имеет кусочнолинейную характеристику восстанавливающей силы упругих связей за счёт постановки дополнительных резиновых буферов с некоторым зазором e [3]. Уравнение движения рассматриваемой системы в случае идеальной упругости связей будет иметь вид mx U 2 x H sin t, (16) 2 где H mr 1 амплитуда возмущающей силы; x текущее значение перемещения грузонесущего органа машины; U 2 x функция восстанавливающей силы упругих связей: Cx 0 при e xe; U2 x C0 x C0 C0 e при e x ; Cx C C e при x e, m масса грузонесущего органа машины; C 0 и C 0 приведенная динамическая жёсткость основных упругих связей и буферов соответственно; m 1 масса неуравновешенных грузов вибратора, отнесенных на расстояние r от оси t 10, с 1-при S = S(T), 2- при S = S(0) Рис. 1. Зависимость изменения температуры эластомерного элемента от времени его работы. (15)

64 Согласно принципу Вольтерра, для учёта упруго-наследственных свойств материала связей в уравнении (16) следует заменить мгновенные жёсткости операторами C * * t C 0 1 Э, C t C 0 1Э. Полученное при этом символико-дифференциальное уравнение для удобства дальнейших выкладок целесообразно преобразовать к виду mx C tx C t C t f x H sin t, (17) где e при xe; f x x при e xe; e при e x. В первом приближении решение уравнения (17) имеет вид xasin t. Амплитуда a вынужденных колебаний грузонесущего органа определяется при этом из трансцендентного характеристического уравнения ma H B F F 1 A, (18) где 2 a F U2asin1sin1d1 C0 C0 C020 sin 2 0 ; (19) 0 e 1 t; 0 arcsin. a В уравнениях (18) и (19) величины жесткостей упругих связей C 0 и C 0, а также реологические параметры A и B зависят от температуры нагрева резины. Зависимости коэффициента поглощения энергии и величины G G0 от частоты деформации, найденные экспериментально для упругих связей из резины на основе НК при различных температурах нагрева, показаны на рис. 2. Амплитудно-частотные характеристики рассматриваемой колебательной системы, полученные при решении уравнения (18) для различных температур нагрева упругих связей, представлены на рис. 3. При этом параметры колебательной системы имели следующие значения: m = 2000 кг, C 0 1 МН/м, 2 2 C 0 15 МН/м, e = 0,005 м, H mr 1 0,9 кгм/с. Как видно из графика (рис. 3), с повышением температуры нагрева упругих связей амплитудно-частотная характеристика колебательной системы существенно смещается влево. Это должно учитываться при проектировании вибрационных машин с интенсивным режимом работы упругих связей. Рис. 2. Зависимости: а- величины G G0 от частоты деформации элемента и б- коэффициента поглощения энергии 63

65 Рис. 3. Амплитудно-частотная характеристика колебательной системы при различной температуре нагрева упругих связей При выполнении условия (6) уравнение теплового баланса упругих связей колебательной системы можно представить в виде,, 0 0, dz h F a z C z C z a z B z z z. (20) dt c 2c v Нелинейное уравнение (20) решено на моделирующей установке ЭМУ-10 при C v = 6,310 2 Дж/град и коэффициентах внешней теплопроводности от 8 до 20 Вт/град. Правая часть уравнения (20) вычислялась как функция температуры T при различных значениях частоты. Полученные при = 58 с -1 зависимости температуры нагрева упругих связей от времени нагружения для различных значений коэффициента внешней теплопроводности h показаны на рис. 4. Из графиков явствует, что вид кривых существенно зависит от коэффициента h. Для приведенных выше данных критическое значение этого коэффициента h к = 9,75. При h < h к стационарный режим работы машины не устанавливается. Z, C h=8 Вт/град v h=9 h=9,5 h=10 h=12 h=9,75 h=14 h=16 h=18 h=20 Рис. 4. Зависимости температуры нагрева упругих связей от времени нагружения для различных значений коэффициента внешней теплопроводности h Изложенное выше свидетельствует, что при проектировании вибрационных машин с упругонаследственными связями режим работы их следует выбирать с учётом теплообразования в резиновых элементах. При этом важную роль играет конструкция узла нагружения и способ его охлаждения. При неправильной конструкции узла нагружения, когда естественное охлаждение резиновых элементов недостаточно, и может возникнуть лавинообразное нарастание температуры за счёт внутреннего теплообразования. Резкое повышение температуры нагрева упругих связей приводит к изменению механических характеристик резины и в конечном итоге к изменению режима работы машины в целом. 1. Дырда В. И. О функции релаксации упруго-наследственных материалов при наличии простого течения / В. И. Дырда, И. И. Круш, М. И. Розовский // Инженерный журнал. Механика твердого тела С Работнов, Ю. Н. Ползучесть элементов конструкций / Ю.Н. Работнов. М. : Наука, с. t, с

66 3. Дирда В. И. Динамика вибропитателей с нелинейной упругой характеристикой / В.И. Дырда, В.Н. Пухальский[и др.] // Вибрации в технике и технологиях (83). С Круш, И. И. Интегро-операторный метод исследования демпфирующих свойств упруго-наследственных систем / И.И. Круш // Изв. АН СССР. Механика Потураев В. Н. Определение параметров дробно-экспоненциального ядра релаксации амортизационных резин при сдвиге / В. Н. Потураев, И. И. Круш, В. И. Дырда // Механика полимеров Дирда Віталій Ілларіонович, д. т. н., професор, завідуючий відділом еластомерних конструкцій гірничих машин, Інститут геотехнічної механіки ім. М С. Полякова НАН України. Черній Олександр Анатолійович, ст. викладач кафедри надійності і ремонту машин, Дніпропетровский державний аграрно-економічний університет. УДК Шоловій Ю. П., Магерус Н. І. ВПЛИВ ПАРАМЕТРІВ КОЛИВАНЬ ВІБРОДНИЩА НА ЕФЕКТИВНІСТЬ РОБОТИ РОЗВАНТАЖУВАЛЬНОЇ ЛУНКИ БУНКЕРА Розглянуто методику інженерного розрахунку модулів для реалізації віброударних машин. Використано схему реалізації віброударного режиму на одній плоскій пружині з проміжними упорами. Для усунення поворотних рухів використано додаткову пружину, що призначена для забезпечення високої жорстокості на кручення в площині коливань. Реалізовано схему та розрахунки визначальних силових і кінематичних параметрів віброударного модуля на основі його динамічної моделі. Методику розрахунку побудовано на аналізі напруженого стану пружин із врахуванням контактної задачі. Представлено перевірочний розрахунок міцності верхньої траверси. Остання використовується як несуча частина конструкції та для монтажу на робочих елементах вібраційних машин. Для розрахунку використано положення теорії контактної міцності, згину та методу скінченних елементів Оскільки ефективність роботи бункера (рис.1) бункера залежить від режимів вібрації, то за допомогою моделі Лоренца досліджено вплив амплітуди a та частоти коливань днища на поведінку продукту у конічній розвантажувальній лунці. Модель Лоренца це тривимірна динамічна система, миттєвий стан якої визначається значеннями трьох змінних x, 1 y 1, z 1. x1 ( y1 x1), (1) y1 r x1 y1 x1 z1, z1 x1 y1 b z1. Рис. 1. Розрахункова схема поведінки СМ під дією вібрації У роботі [1] встановлено фізичну суть змінних x, 1 y, 1 z 1, що входять у модель Лоренца (1); змінна x 1 описує швидкість циркуляції віброкиплячого матеріалу у псевдокомірці Бенара; змінна 1 характеризує зміну y швидкості повітряного потоку по висоті шару СМ h ; змінна z вказує на відхилення вертикального профілю 1 швидкості повітряного потоку від лінійної залежності. Абсолютну швидкість повітряного потоку можна отримати, враховуючи усі три змінні x 1, y, 1 z 1, безрозмірні параметри моделі Лоренца, r, b мають вигляд [2]:, п r 2 0 dс( y) g C( y) y ч dy U, h к п (2) b 2 2 Моделювання поведінки дрібнодисперсних СМ під дією вібрації проведено за допомогою програмного середовища МathCAD. Для дослідження руху матеріалу обрано конічну розвантажувальну лунку із геометричними

67 параметрами: R 0 0, 08 м, 1 25, h h к 0, 3 м. У якості дослідного продукту обрано дрібнодисперсний СМ із фізико-механічними властивостями: 3 0 0,6 10 кг/м 3 3 ; 0,8 10 кг/м 3. Результатом моделювання стали ч графічні залежності (рис. 2-3), які вказують на три можливі стани продукту під дією вібрації. Для моделювання ущільнення дрібнодисперсного СМ (рис. 2) використано такі режими вібрації: 20 3 Гц; а 0,5 10 м та прийнято наступне значення коефіцієнта кінематичної в язкості 0, 05 м 2 /с. Характерним показником вібрації у моделі Лоренца (1), що визначає ефективність роботи дозатора, є параметр r. Для дрібнодисперсних СМ при r r спостерігається ущільнення матеріалу (рис. 2). На графіку цей стан відповідає довільній кривій у фазовому просторі координат x 1, y 1, z 1. Значення r залежить від геометрії лунки, а також властивостей дрібнодисперсного СМ. Рис. 2. Довільна крива ознака ущільнення матеріалу Тому для конкретного дрібнодисперсного СМ, з метою уніфікації параметра r, необхідно попередньо експеримен-тально дослідити вплив режимів роботи бункера a, та висоти шару матеріалу h на коефіцієнт кінематичної в язкості продукту. При зростанні параметра r вище r у розвантажувальній лунці дозатора спостерігається впорядкований рух СМ у вигляді циркуляційних потоків, що відображається у фазовому просторі координат x 1, y 1, z 1 кривою у вигляді спіралі (рис. 3). Моделювання циркуляційних 3 рухів СМ (рис. 2.16) реалізовувалось при 20 Гц, а 3 10 м та 0,04 м 2 /с. Рис. 3. Крива у вигляді спіралі ознака циркуляційного руху При значному збільшенні параметра r моделі Лоренца r r циркуляційні рухи переходять у хаос, що графічно відображається у вигляді дивного атрактора (замкнутої петлі) (рис. 4). Для моделювання хаотичних рухів дрібнодисперсного СМ у розвантажувальній лунці дозатора прийнято такі режими вібрації: 40 Гц; 3 а 5 10 м, та використано наступне значення 0, м 2 /с. коефіцієнта кінематичної в язкості 03 Аналіз графіків (рис. 2-4) дозволяє візуально встановити режим руху матеріалу у розвантажувальній лунці бункера в залежності від типу кривої. Графік з нерухомою точкою чи граничним циклом із короткою траєкторією (рис. 2) відповідає ущільненню дрібнодисперсного СМ. Спіралеподібна крива (рис. 3), відповідає граничному циклу із довгою траєкторією, і, відповідно, циркуляційним рухам матеріалу; дивний атрактор (рис. 4) ознака хаотичних рухів матеріалу у бункері. Ефективна робота дозатора реалізовується при циркуляційних або хаотичних рухах СМ у розвантажувальній лунці. Значний вплив продуктивність Q бункера мають його режими роботи a,. За допомогою формули (3), у встановлено вплив даних параметрів на продуктивність бункера (рис. 5). Рис. 4. Крива у вигляді атрактора ознака хаотичного руху 4 Q 2 0 bо lо a sin 1 Z cos (3) к

68 3 Рис. 5. Залежність Q=f(ν): a 310 м, 3 a 2 10 м,, 3 a 110 м Для моделювання використано наступні значення вхідних параметрів: 450 кг/м 3 ; Re 50 ; Z 0, 2; l 0,5 м; о 0 3 b 7 10 м. Аналіз залежностей (рис. 5) о дозволяє стверджувати, що чим більша амплітуда a та частота коливань днища розвантажувальної лунки бункера, тим кращі показники текучості дрібнодисперсного СМ, і, відповідно, його продуктивність Q. При збільшенні частоти коливань від 15 Гц до 30 Гц продуктивність бункера зростає приблизно у два рази. При експлуатації вібраційного бункера на високих частотах можна істотно підвищити його продуктивність Q, і, тим самим, ефективність роботи. Однак при цьому суттєво зростають динамічні навантаження на робочі елементи конструкції. Підвищення амплітуди коливань a також призводить також до зростання продуктивності Q дозатора. Таким чином, підбором оптимальних режимів коливань a та робочого органу дозатора можливо регулювати його продуктивність Q. Висновок. Використання моделі Лоренца (1) дозволяє прогнозувати рух продукту в залежності від обраного режиму вібрації. Основним показником у моделі Лоренца, за яким визначається ефективність роботи дозатора, є параметр r, що характеризує стан у якому знаходиться СМ під впливом вібрації: ущільнення, циркуляційні рухи, хаотичні рухи. Тому, проектування вібраційного бункера для дрібнодисперсних СМ за допомогою встановлених параметрів моделі Лоренца дозволяє підібрати режими вібрації та геометрію лунки, що зможуть забезпечити наперед задані параметри технологічного процесу. Використання результатів досліджень дає можливість підвищувати продуктивність вібраційних бункерів для дрібнодисперсних СМ. 1. Пирожков Д. Н. Сведение гидродинамической модели виброожиженного сыпучего материала к системе Лоренца / Д. Н. Пирожков // Вестник Алтайского государственного аграрного университета. Барнаул, С Шоловій Ю. П. Моделювання поведінки дрібнодисперсного сипкого матеріалу під дією вібрації у конічній лунці дозатора за допомогою системи Лоренца / Ю. П. Шоловій, Н. М. Тимошенко, Н. І. Магерус //Технологічні комплекси С Шоловій Юрій Петрович, к.т.н., доцент, доцент кафедри механіки та автоматизації машинобудування Інституту інженерної механіки та транспорту, Національний університет «Львівська політехніка». Магерус Надія Іванівна, к.т.н., асистент кафедри механіки та автоматизації машинобудування Інституту інженерної механіки та транспорту, Національний університет «Львівська політехніка». к УДК 664:002.5; Севостьянов І. В., Луцик В. Ю. АНАЛІЗ СПОСОБІВ ТА ОБЛАДНАННЯ ДЛЯ ЗНЕВОДНЕННЯ ВІДХОДІВ ХАРЧОВИХ ВИРОБНИЦТВ Однією з актуальних проблем на сьогоднішній час як в Україні, так і у всьому світі є проблеми з переробленням відходів харчових виробництв, які забруднюють навколишнє середовище. Такими відходами можуть бути: буряковий жом (відходи цукрових заводів), пивна дробина (відходи пивоварень), кавовий та ячмінний шлами, тощо. Зазвичай ці відходи утилізують виливаючи їх на спеціально відведені земельні ділянки, що призводить до забруднення навколишнього середовища та зменшення земельних ділянок під посіви або пасовища. Завданням пошуку є проаналізувати існуючі способи та обладнання для перероблення цих відходів. Аналіз способів дасть змогу побачити найбільш раціональні з них, які наявні у даний час, і які підходять для певних категорій підприємств за економічно-технічною складовою. Різні джерела [1 4] наводять аналіз способів та обладнання для утилізації відходів харчових виробництв, але на думку авторів, у кожному випадку цей аналіз є недостатньо повним і таким, що не враховує повною мірою специфіку відходів, які розглядаються. На даний момент на виробництві з явились нові спеціалізовані технологічні комплекси для зневоднення фірм Mavitec Holland (Голандія), Fu Shun (Китай), PureScience JT252-2 (Китай), IMC WasteStation (Великобританія) та інші. В цих комплексах реалізується, як правило певна комбінація різних способів зневоднення, що забезпечує 67

69 поєднання їх переваг та підвищення загальної ефективності робочого процесу. Але на думку авторів, комбінування способів призводить також до ускладнення та суттєвого дорожчання обладнання для зневоднення. Отже залежно від того, що є рушійною силою зневоднення всі способи для його реалізації можна поділити на: механічні, термічні, хімічні, біологічні, електролітичні та комбіновані. Найбільш ефективним обладнанням для механічного зневоднення є шнекові преси, декантерні центрифуги та обладнання з гідроімпульсним приводом для віброударного зневоднення [1]. Термічне зневоднення здійснюється в основному у барабанних, розпилювальних та вакуумних сушарках. Його головний недолік висока енергоємність ( квт год/т). Хімічне та біологічне зневоднення основане на введенні у відходи хімічних реактивів або біологічних мікроорганізмів і відрізняється досить низькою продуктивністю за зневодненими відходами ( т за добу), крім цього реалізується на дуже громіздкому та дорогому обладнанні. Що стосується комбінованих способів, то вони поєднують у собі одночасно механічні і термічні, хімічні та механічні або біологічні та хімічні способи, а отже мають всі їх названі вище переваги та недоліки. Таким чином, за результатами проведеного аналізу, найбільш ефективними у більшості випадків є механічні способи зневоднення особливо при його реалізації на обладнанні з гідроімпульсним приводом, які поєднують високу продуктивність, низькі енергоємність та кінцеву вологість відходів. В якості обладнання для механічного зневоднення найбільш раціонально використовувати установки з електромеханічним, гідравлічним та гідроімпульсним приводами, на яких робочий процес реалізується у декілька стадій з підвищенням від стадії до стадії інтенсивності навантаженні оброблюваних відходів [1]. Висновки. 1. Забруднення навколишнього середовища відходами харчових виробництв є однією з найактуальніших проблем в Україні, тому з метою вибору найбільш раціональних способу та обладнання для утилізації необхідно провести їх детальний аналіз. 2. У тезах розглядаються основні способи зневоднення відходів харчових виробництв та обладнання для їх реалізації. Ці способи можна поділити на механічні, термічні, хімічні, біологічні та комбіновані. 3. Як показав проведений попередній аналіз, найбільш ефективними за критеріями продуктивності, енергоємності, матеріалоємності та складності обладнання для реалізації, а також за кінцевою вологістю відходів, що забезпечується, є механічні способи, особливо при здійсненні їх на машинах з гідроімпульсним приводом. 1. Севостьянов И. В. Процессы и оборудование для виброударного разделения пищевых отходов. Монография / И. В. Севостьянов. Saarbrücken: LAP LAMBERT Academic Publishing, с. ISВN Романова С. М. Процессы, аппараты и оборудование для защиты литосферы от промышленных и бытовых отходов: учебное пособие / С. М. Романова, С. В. Степанова, А. Б. Ярошевский. Казань : Изд-во КНИТУ, с. ISBN Пальгунов П. П. Утилизация промышленных отходов / П. П. Пальгунов, М. В. Сумароков. М. : Стройиздат, с. 4. Ветошкин А. Г. Технология защиты окружающей среды (теоретические основы). Учебное пособие / А. Г. Ветошкин, К. Р. Таранцева. Пенза : Изд-во Пенз. технол. ин-та, с. Іван Вячеславович Севостьянов, д. т. н., професор, професор кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Луцик Владислав Леонідович, аспірант кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. УДК Обертюх Р. Р., Слабкий А. В. ПРИСТРОЇ ДЛЯ ВІБРАЦІЙНОГО РІЗАННЯ ТА ДЕФОРМАЦІЙНОГО ЗМІЦНЕННЯ З ПРУЖНИМИ ЕЛЕМЕНТАМИ ВИСОКОЇ ЖОРСТКОСТІ Проаналізовано перспективність застосування пружних елементів високої жорсткості типу прорізних пружин для побудови малогабаритних пристроїв для вібраційного різання та деформаційного зміцнення. Проанализировано перспективность применения упругих элементов высокой жесткости типа прорезных пружин для построения малогабаритных устройств для вибрационного резания и деформационного упрочнения. The prospects of applying elastic elements of high stiffness such as cut-out springs for the construction of smallsized devices for vibratory cutting and strain hardening have been analyzed. Сучасні тенденції розвитку виробництва направлені на інтенсифікацію виробничих процесів та їх здешевлення. Використання корисних вібрацій у матеріалообробці є світовою практикою, яка гальмується відсутністю компактних пристроїв з відносно великими корисними зусиллями на виконавчому органі (різці, 68

70 свердлі тощо). Тому розробка та удосконалення малогабаритних потужних пристроїв для вібраційної матеріалообробки є актуальною науковою та інженерною задачами. Авторами роботи розроблено ряд пристроїв для вібраційного точіння, свердління та деформаційного зміцнення [1 4] на базі пружних елементів високої жорсткості типу прорізних та тарілчастих пружин з використанням гідроімпульсного привода (рис. 1). а) б) в) г) Рис. 1. Конструктивні схеми пристроїв для матерілообробки, в конструкціях яких використанні прорізні пружини: а гідроімпульсний пристрій для радіального віброточіння з вбудованим ГІТ; б гідроімпульсний пристрій для вібраційного розкочування отворів з вбудованим ГІТ; в пристрій для вібросвердління; г пристрій з гідроімпульсним приводом для віброударного деформаційного зміцнення поверхонь деталей машин. Аналіз доступних інформаційних джерел показав малодослідженість застосування прорізних пружин для побудови вібраційних пристроїв, зокрема для вібраційного різання та деформаційного зміцнення. Експериментальні дослідження гідроімпульсних пристроїв для вібраційного точіння в яких використанні прорізні 69

71 пружини засвідчили високу ефективність розроблених пристроїв та перспективність застосування прорізних пружин. Однією із вагомих переваг прорізних пружин є можливість їх виконання у вигляді комбінації різних функціональних деталей, наприклад золотника з прорізною пружиною (ЗПП) та поршня з прорізною пружиною (ППП). Оригінальні силові ланки цих пристроїв, також виконують функції розподільних елементів генераторів імпульсів тиску (ГІТ) параметричного типу, що суттєво зменшує габарити пристроїв та розширює їх технічні можливості. ППП виконує функції силового (поршень гідроциліндра) пружного елемента гідроімпульсного пристрою, в який вбудовано ГІТ пристрою, і в процесі роботи циклічно навантажується з частотою до 200 Гц і амплітудою до 2 мм. В подібних умовах працює і ЗПП. Авторами роботи розроблено методику розрахунку та проектування таких елементів на основі відомих методик, а також експериментально перевірено достовірність розрахункових залежностей [1, 5, 6]. Випробування зразків ППП, конструкція і фото яких наведені на рисунку 2, розрахованих за уточненою методикою і з врахуванням результатів проведених досліджень, викладених вище, показало гарну їх роботоздатність в умовах циклічного вібронавантаження з частотою (1..200) Гц та амплітудою до 4 мм. Рис. 2. Конструкція а) і фото б) ППП, що пройшла експериментальні випробування в складі експериментального зразка гідроімпульсного пристрою для радіального віброточіння з вбудованим ГІТ Теоретичні та експериментальні дослідження конструкцій ЗПП і ППП свідчать про перспективність застосування пружин високої жорсткості типу прорізних, для побудови не лише малогабаритних пристроїв для вібраційного різання та деформаційного зміцнення, але і для іншого вібраційного обладнання. 1. Обертюх Р. Р. Пристрої для віброточіння на базі гідроімпульсного привода / Р. Р. Обертюх, А. В. Слабкий. Вінниця : ВНТУ, с. 2. Пат U, Україна, B24В 39/02, Гідроімпульсний пристрій для деформаційного зміцнення отворів / Обертюх Р. Р., Слабкий А. В., Репінський С. В. та Андрухов С. Р. (Україна) u ; Заявл ; Опубл , Бюл. 15/2016, р. 3. Пат U, Україна, B23В 37/00, Гідроімпульсний віброударний пристрій для віброточіння з сильфонною силовою ланкою / Обертюх Р. Р., Слабкий А. В., Свящук Ю.А. та Музичук С. Д. (Україна) u ; Заявл ; Опубл , Бюл. 11/2017, р. 4. Пат U, Україна, B23В 37/18, Пристрій для вібросвердління / Обертюх Р. Р., Слабкий А. В, Музичук С. Д. та Свящук Ю. А. (Україна) u ; Заявл ; Опубл , Бюл. 12/2017, р. 5. Обертюх Р. Р. Особливості розрахунку та проектування силових ланок гідроімпульсних пристроїв для вібраційного різання та поверхневого зміцнення, виконаних у вигляді комбінації поршня з прорізною пружиною та золотника з прорізною пружиною / Р. Р. Обертюх, А. В. Слабкий, О. В. Поліщук // Наукові нотатки, Луцьк, 2013р. Випуск 42. С Обертюх Р. Р. Оцінка циклової довговічності запірного елемента гідроімпульсного пристрою для віброточіння, виконаного у вигляді комбінації золотника з прорізною пружиною / Р. Р. Обертюх, А. В. Слабкий // Технологічні комплекси. Луцьк , 2 (5, 6). С Обертюх Роман Романович, к. т. н., доцент, професор кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Слабкий Андрій Валентинович, к. т. н., доцент кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. 70

72 УДК Лебедев В. А., Симутенков И. В., Драган С. В., Жук Г. В., Новиков С. В. УСТРОЙСТВО ДЛЯ АВТОМАТИЧЕСКОЙ НАПЛАВКИ ПОД ФЛЮСОМ С ВИБРАЦИОННЫМ ВОЗДЕЙСТВИЕМ НА ЭЛЕКТРОДНУЮ ПРОВОЛОКУ Описана принципиальная конструкция и технологические возможности генератора механических высокочастотных поперечных колебаний электрода, устанавливаемого на серийном сварочном оборудовании. Приведены положительные результаты использования генератора при наплавке коррозионностойкой электродной проволокой. Ключевые слова: механический генератор, вибрация, наплавка, оборудование. ПРИСТРІЙ ДЛЯ АВТОМАТИЧНОГО НАПЛАВЛЕННЯ ПІД ФЛЮСОМ З ВІБРАЦІЙНИМ ВПЛИВОМ НА ЕЛЕКТРОДНИЙ ДРІТ Описана принципова конструкція і технологічні можливості генератора механічних високочастотних поперечних коливань електроду, що встановлюється на серійному зварювальному обладнанні. Наведено позитивні результати використання генератора при наплавленні корозійностійким електродним дротом. Ключові слова: механічний генератор, вібрація, наплавлення, обладнання. DEVICE FOR AUTOMATIC SURFACING WITH FLUX WITH VIBRATION IMPACT ON ELECTRODE WIRES The principal design and technological capabilities of the generator of mechanical high-frequency transverse oscillations of the electrode, installed on the serial welding equipment, are described. The positive results of using the generator for surfacing with corrosion-resistant electrode wire are given. Key words: mechanical generator, vibration, surfacing, equipment. На судоремонтных предприятиях для ремонта изношенных поверхностей деталей судовых механизмов, в случае необходимости нанесения восстанавливающего слоя толщиной в несколько миллиметров, часто используют одноэлектродную автоматическую наплавку под флюсом. При этом для обеспечения требуемых эксплуатационных характеристик наплавленного слоя наплавку приходится выполнять в два и более проходов. Одним из резервов сокращения стоимости восстановительной наплавки, повышения производительности процесса является применение вибрационного воздействия на электродную проволоку, позволяющее активно управлять как геометрией наплавленного валика, так и характером переноса металла через дугу, определяющим структуру и химический состав наплавленного слоя [1 3]. Для создания колебаний с широкими диапазонами регулирования частоты и амплитуды вибрационного воздействия разработан механический генератор (рис. 1) [4], который может быть легко установлен на стандартном сварочном оборудовании. а) б) Рис. 1. Внешний вид а) и конструкция б) механического генератора для поперечных колебаний электродной проволоки 1 электродвигатель; 2 редуктор; 3 корпус; 4 приводной диск; 5 задающий ролик; 6 ударный механизм; 7 крепление; 8 сепаратор; 9 ударный ролик; 10 возвратная пружина; 11 шток; 12 регулировочная гайка; 13 вилка; 14 нажимной ролик; 15 электродная проволока 71

73 В зависимости от технологических целей наплавки управление геометрией наплавленного валика или повышение производительности процесса наплавки конструкция генератора позволяет реализовать два диапазона частоты f к и амплитуды A к колебаний электродной проволоки диаметром 2 мм: 1 диапазон f к = Гц, A к = 5 15 мм. Такие параметры обеспечивают управление геометрией валика и ДОМ; 2 диапазон f к = Гц, A к = 0,1 7,0 мм. В этом случае возможно управление каплепереносом и производительностью наплавки. Частота колебаний в каждом диапазоне устанавливается и может плавно регулироваться изменением напряжения на клеммах приводного электродвигателя, а амплитуда колебаний устанавливается предварительно с помощью регулировочной гайки и остается неизменной в процессе наплавки. Переход от одного диапазона параметров к другому осуществляется путем замены сепаратора с задающими роликами. Рабочие параметры вибрационного воздействия назначаются с помощью разработанной номограммы [1, 2], позволяющей также прогнозировать некоторые показатели технологии автоматической наплавки. Для исследования влияния вибрационного воздействия на свойства наплавленного слоя на образцы, изготовленные из конструкционной стали марки ВСт3сп, наплавляли валики электродными проволоками диаметром 2 мм на режимах: I св = А; U д = В; V св = м/ч (q п = 9,2 10,4 кдж/см). Использовали плавленый безокислительный флюс 48-ОФ-6 и проволоку Св-06Х19Н9Т. Работы выполняли на стенде, состоящем из сварочного комплекса АСТ 1000 (инверторный источник питания и сварочный трактор) и генератора механических высокочастотных поперечных колебаний электродной проволоки, закрепленного на сварочной головке (рис. 2). Рис. 2. Установка механического генератора на сварочном тракторе: 1 сварочная головка; 2 каретка трактора; 3 генератор Параметры колебаний изменяли в диапазонах: частоту f к = Гц, амплитуду A к = 7 10 мм. Анализ макрошлифов валиков, наплавленных за один проход по традиционной технологии и с применением вибрационного воздействия, показал, что вибрационное воздействие приводит к увеличению ширины валика на 25,2 %, уменьшению глубины проплавления на 23,1 % и снижению доли участия основного металла в наплавленном слое с 49 % до 36 %. Поверхность наплавленного слоя при этом удовлетворительна. Вследствие меньшей степени перемешивания электродного металла с основой химический состав наплавленного слоя при наплавке с вибрационным воздействием оказывается более благоприятным. Содержание основных легирующих элементов хрома и никеля при наплавке хромоникелевой проволокой Св-06Х19Н9Т с высокочастотными колебаниями превышают содержание их в наплавленном слое на 27% и 14% соответственно по сравнению с наплавкой без колебаний. Таким образом, результаты выполненных исследований доказали, что технология автоматической наплавки конструкционных сталей под флюсом с вибрационным воздействием на электродную проволоку обеспечивает, наряду с повышением производительности, экономию наплавочных материалов и электроэнергии за счет уменьшения количества проходов, необходимых для получения благоприятного химического состава и структуры наплавленного металла. Разработанная технология автоматической наплавки конструкционных сталей под флюсом с ВКЭ удовлетворяет требованиям РД (распространяется на судовые механизмы и устройства, детали механизмов подъемно-транспортной техники портов и гидротехнических сооружений). 1. Драган С. В., Ярос Ю. А., Симутенков И. В. И др. Влияние высокочастотных колебаний электрода на геометрию проплавления при автоматической наплавке под // Судостроение и морские сооружения (3). С Лебедев В. А., Драган С. В., Голобородько Ж. Г., Симутенков И. В. и др. Технологические характеристики автоматической наплавки под флюсом с высокочастотными колебаниями торца электрода // Автоматическая сварка С

74 3. Лебедев В. А., Драган С. В., Симутенков И. В. Влияние высокочастотных колебаний электродной проволоки при автоматической наплавке под флюсом на свойства наплавленного слоя. // Упрочняющие технологии и покрытия С Декларац. Пат Устройство для импульсных перемещений электродной проволоки / И. В. Симутєнков, С. В. Драган, В. А. Лебедев и др., (Украина) // Опубл Бюл. 23. Лєбєдєв Володимир Олександрович, д. т. н., професор, Інститут електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. Сімутенков І. В., к. т. н., проф. Національний університет кораблебудування, м. Миколаїв. Драган Станіслав Володимирович, к. т. н., професор, Національний університет кораблебудування, м. Миколаїв. Жук Генадій Володимирович, директор ДП «ДКТБ ІЕЗ ім. Є. О. Патона НАН України». Новіков Сергій Володимирович, ведучий інженер від. 56 ІЕЗ ім. Є. О. Патона НАН України, Інститут електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. УДК Булига Ю. В., Парійчук Б. М. ПРИСТРІЙ ДЛЯ СПАЛЮВАННЯ СИПУЧИХ ВІДХОДІВ У ЗАТИСНЕНОМУ ШАРІ В тезах, розглядається проблема накопичення твердих побутових відходів та їх утилізації. Існуючі технології переробити всього 25% відходів для вторинного використання та 16 % для отримання енергії. Розглядається метод піролізної газогенерації та установка, що дозволяють повністю утилізувати тверді побутові відходи. In theses, the problem of accumulation of solid household wastes and their utilization is considered. Existing recovery technologies allow the recycling of only 25 % of waste for secondary use and 16% for energy production. The method of pyrolysis gas generation and installation, allowing completely utilization of solid household waste, is considered. Проблематика утилізації відходів в світі. За даними Світового банку в 2012 р. у світі вироблялося щодня 3.5 млн. т. твердих побутових відходів (ТПВ). Фахівці Світового банку прогнозують збільшення вироблення ТПВ 2025 р до 6.1 млн. т в день. Більше половини сміття в світі зберігається на звалищах і в могильниках, а тільки чверть сміття переробляється для вторинного використання, або використовується як компост. У той же час сьогодні вже більше 16% сміття переробляється для отримання енергії. Переробка відходів в енергію. ТПВ містять переважно органічні компоненти, які підходять для спалювання і переробки в енергію. Сміттєспалювання як спосіб утилізації відходів йде в минуле, оскільки пряме спалювання (наприклад, природнім газом) здатне знищити всього до половини маси відходів. Інша ж частина випадає у вигляді золи, що вимагає захоронення, або потрапляє у викиди, очищення яких технологічно складний і високовитратний технологічний процес. У сучасних комплексах все частіше використовується принцип піролізної газогенерації. Тверда речовина перетворюється в газ при високій температурі і, як наслідок, при мінімальному утворенні золи. Отриманий газ (синтетичний газ, сингаз) потім очищається, використовується для хімічного синтезу та спалюється. Піролізна газогенерація сьогодні. У процесі піролізу відбувається перетворення твердої органічної речовини в газ. Речовина послідовно підсушується, обвуглюється і під впливом високої температури розкладається з отриманням горючих моноатомних газів, неповних оксидів, вуглеводнів та ін. У газовій суміші крім горючих газів присутній також негорючий баласт: вода, кисень, азот, повні оксиди. Газова суміш (сингаз) спалюється, перетворюється в рідке паливо (напр., За схемою Фішера-Тропша), або ж проходить очистку і розкладання на компоненти для подальшого хімічного синтезу. Виділяють два основних типи газогенераторів: вертикального процесу (прямого і зворотного потоку) характеризуються повільною швидкістю газоутворення при нестачі кисню. Низька питома продуктивність, низька зольність. горизонтального процесу (перехресного потоку, швидкісного горіння) характеризується високою швидкістю газоутворення при надлишку кисню. Висока питома продуктивність, висока зольність. також в газогенераторах може використовуватися плазма для отримання надвисоких температур (наприклад, необхідних при утилізації особливо небезпечних відходів). Вироблення електроенергії при газогенерації з відходів 73

75 Світові лідери індустрії утилізації відходів переважно використовують газогенератори вертикального процесу для створення станцій утилізації великої потужності (до 1,000 т. ТПВ на добу). В таких станціях вироблений сингаз проходить очищення, а потім використовується в тандемі газотурбінного і паротурбінного агрегатів (комбінований цикл спалювання Брайтона-Ренкіна) для вироблення механічної енергії і подальшої електрогенерації. Довгий час технології швидкісного горіння незаслужено не приділялась увага внаслідок великої частки недопалу (високої зольності) і надвисокої питомої продуктивності такого горіння. Лише в 2000 х роках були винайдені технології (затиснутого шару, високотемпературного допалювання), які дозволили істотно підвищити рівень спалювання (знизити зольність до 1 3%). Надвисока питома продуктивність дозволила реалізувати проекти станцій утилізації малої потужності (до 100 т. ТПВ на добу) для невеликих населених пунктів. В таких станціях вироблений сингаз згорає безпосередньо після генерації, а також додатково допалюється для максимально повної утилізації відходів. Дана технологія газогнереаціі також дозволяє крім ТПВ переробляти відходи агропромислового сектора, медицини, гумотехнічної промисловості та ін. Газогенератор двоступеневого спалювання Helios Газогенератор Helios заснований на принципі перехресного потоку (швидкісного горіння). ТПВ (або будьяке інше сухе органічне паливо) подається зверху через завантажувальний бункер. Вентилятор подає знизу повітря в камеру горіння для підтримання піролізу. Нагнітач горизонтально подає великий об єм повітря, підвищуючи тиск і збільшуючи температуру горіння, сингаз при вже високій температурі далі додатково стискається і повністю згорає в протяжній камері. Відпрацьована газова суміш, що має температуру близько 1500С, викидається в атмосферу, або ж змішується з холодним повітрям і потрапляє в теплообмінник для подальшого використання в паровій турбіні, повітряному теплообміннику. При використанні газогенератора для електрогенерації в паровій турбіні використовується цикл Ренкіна, який реалізований на близько 90% теплоелектростанцій у світі. Застосування газогенератора Helios. Газогенератором Helios можливо утилізувати будь-які органічні відходи: ТПВ, хімічні відходи (напр., пестициди), органічні відходи виробництва господарської діяльності. Наприклад, при утилізації токсичних відходів, таких як, пестициди, активне паливо, хімічні відходи, високотемпературне двоступеневе спалювання за технологією Helios руйнує активні компоненти токсичних відходів на молекулярному рівні до неактивного (нетоксичного) стану. Істотний об єм нагрітого повітря на виході з пристрою може бути використаний, як приклад, для генерації електроенергії в паротурбінній установці та в зерносушильних комплексах. Булига Юрій Володимирович, к. т. н., доцент кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Парійчук Богдан Миколайович, директор ТОВ «Центр-Енергоальтернатива». УДК Шатохин В. М. О ВЫБОРЕ ПАРАМЕТРОВ ДЕБАЛАНСНЫХ ВИБРАЦИОННЫХ АППАРАТОВ С ЭКСЦЕНТРИКОВЫМ РОТОРОМ И АСИНХРОННЫМ ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ Предложена комплексная математическая модель вибрационного аппарата на упругих опорах с эксцентриковым дебалансным ротором и асинхронным электроприводом (АД). Разработаны способы рационального выбора основных параметров устройств (АД, эксцентриситета ротора, дебалансов и т. д.), которые определяют процессы запуска, характер движения рабочей камеры, динамические нагрузки в узлах механизмов, а также их технологические качества. Применение вибрационных технологий позволяет интенсифицировать производственные процессы, повышать качество работ, создавать материалы с новыми свойствами, снижать материало и энергоемкость оборудования [1, 2]. Рядом преимуществ обладают вибрационные аппараты на упругих опора с эксцентриковым ротором, дебалансами и АД. Исследования по моделированию динамических процессов в указанных устройствах, рациональному выбору их параметров, прогнозированию технологических качеств имеют актуальный характер. В работе [2] предложена комплексная модель динамических процессов в указанных устройствах с АД. Модель позволяет адекватно описывать переходные режимы при пуске аппарата и установившиеся режимы с нагрузкой 74

76 колебательного характера благодаря достоверному представлению динамической характеристики АД [3]. Динамические процессы описываются системой автономных нелинейных дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами. Особенность уравнений состоит в том, что их непосредственное интегрирование средствами современных математических пакетов затруднено. В разработке нуждаются также методы рационального выбора параметров устройств с помощью предложенной модели. В докладе изложены результаты исследований по преобразования системы дифференциальных уравнений к виду удобному для численного интегрирования, разработке методов рационального выбора основных параметров устройств (АД, эксцентриситета ротора, дебалансов и т.д.), которые определяют процессы запуска, характер движения рабочей камеры, динамические нагрузки в узлах механизмов, а также их технологические качества. Дифференциальные уравнения движения механизма (рис. 1) имеют вид: f, 3 2 sin x 2 cos y sin 3 5 f, 2 sin 1 x 6 2 sin f x, cos y cos f, 2 sin sin x cos y sin M 3 D 5 f M D y f, Положение механизма определяется пятью обобщенными координатами:, соответственно углы поворота ротора электродвигателя и ротора механизма; x, y декартовы координаты, определяющие положение центра масс рабочей камеры относительно неподвижной системы координат; угол поворота рабочей камеры. Выражения для параметров и правых частей уравнений здесь не приводятся. Непосредственное интегрирование системы уравнений (1) с использованием широко распространенных алгоритмов численного интегрирования невозможно, так как уравнения 2 5 этой системы не разрешены относительно второй производной для каждой из обобщенных координат, x, y,. Кроме того элементы соответствующей матрицы указанных уравнений являются переменными. Обращение такой матрицы представляет трудоемкую операцию. В работе для этой цели использовался символьный процессор математического пакета Mathcad [4]. Отдельные результаты исследований конкретного устройства с помощью разработанной модели представлены на рис На рис. 2 показаны зависимости угловой скорости вала электродвигателя от времени при запуске установки: 4 номинальная; 3 для принятых значений эксцентриситета и массы дебалансов; 2 для предельных значений массы дебалансов, при котором еще реализуется запуск; 1 для значений массы дебалансов, превосходящих предельную. В последнем случае запуск не реализуется угловая скорость вала составляет менее 50% от номинальной. Имеет место эффект Зоммерфельда мощность двигателя расходуется в основном не на разгон, а на поддержку интенсивных вынужденных колебаний, что и ведет к его «зависанию». Характер движения центра масс рабочей камеры при пуске аппарата с предельными дебалансами иллюстрирует рис. 3: а) изменение координат на плоскости; б) трехмерный график (позволяет дополнительно анализировать развитие колебаний и во времени). Для рационального выбора подшипников ротора важной является информация о нагрузке в них. На рис. 4 показаны графики изменения реакции подшипника при пуске: а) проекции реакции на координатные оси; б) проекции реакции в зависимости от времени. (1) 75

77 Выводы. 1. Предложена комплексная математическая модель вибрационного аппарата на упругих опорах с эксцентриковым дебалансным ротором и асинхронным электроприводом, рабочая камера которого совершает плоскопаралельное движение. 2. Выбрана динамическая характеристика асинхронного электродвигателя, позволяющая адекватно описывать процесс запуска аппарата и колебательный характер нагрузки на установившихся режимах работы. 3. Приведен способ преобразования системы дифференциальных уравнений динамических процессов в вибрационном устройстве к удобному для численного интегрирования виду. 4. Предложен наглядный способ геометрической интерпретации развития динамических процессов при пуске вибрационного аппарата, позволяющий осуществлять рациональный выбор их параметров. 5. Исследовано влияние дебалансов, эксцентриситета ротора на процесс запуска аппарата, движение характерных точек его корпуса, нагрузки на подшипники и основание. 6. Установлено, что рациональный выбор эксцентриситета позволяет снизить вибрации ротора. 7. Разработанная модель имеет значительные перспективы при решении различных задач синтеза и оптимизации механизмов рассмотренного класса. 1. Вибрации в технике: В 6-ти т. / Под ред. Ф.М. Диментберга и К. С. Колесникова. М. : Машиностроение: т. 4. Вибрационные процессы и машины, с. 2. Шатохин В. М. Анализ и параметрический синтез нелинейных силовых передач машин: Монография / В. М. Шатохин. Харьков: НТУ «ХПИ», с. 3. Wenske W. Zur Ableitung der dynamischen Kennlinie des Asynchromotors in Hinblick auf die Berechnung von Schwingungserscheinungen in Autriebsanlagen. // Wissenschaftliche Zeitschrift der Technischen Hochschule O. Guericke. Magdeburg jg.14. Heft 5/6. S Макаров Е. Инженерные расчеты в Mathcad 15 / Е. Макаров. СПб. : Питер, с. Шатохин Владимир Михайлович, д. т.н., профессор, заведующий кафедрой теоретической механики, Харьковский национальный университет строительства и архитектуры. УДК Орищенко С. В., Мацюк Б. В. ВИЗНАЧЕННЯ РАЦІОНАЛЬНИХ ПАРАМЕТРІВ ВІБРОУДАРНОГО ГРОХОТА Розглянута динаміка віброударного грохота із урахуванням взаємодії із матеріалом. Досліджені та визначені раціональні параметри робочого процесу. Для перевірки отриманих результатів були проведені досліди на виготовленій експериментальній установці зі змінним режимом, можливістю регулювання частоти та амплітуди коливань. The dynamics of the vibration damping screen with regard to the interaction with the material is considered. The rational parameters of the work process are investigated and determined.to verify the results, experiments were carried out on a manufactured experimental setup with variable mode, the ability to control the frequency and amplitude of oscillations. 76

78 Постановка проблеми. Вібраційні грохоти широко застосовуються в різних галузях. Особливе місце займають ці машини в будівництві для сортування щебеню при приготуванні бетонної суміші. В статті розглядається віброударний грохот, єфективність якого обумовлюється тим, що за рахунок віброударного режиму прискорюється режим очистки та підвищується продуктивність. Аналіз останніх досліджень і публікацій. Незважаючи на велику кількість конструкцій грохотів[1-3], вони працюють в основному в гармонійному зарезонансному режимі. Для дослідження параметрів віброударних грохотів необхідно розглядати нелінійний режим роботи, що і здійснюється в даній роботі. Мета роботи. Метою роботи є дослідження динаміки віброударного грохота із урахуванням процесу сортування для визначення раціональних параметрів. Викладення основного матеріалу. Аналізом існуючих уявлень про процес сортування висловлена гіпотеза, що ефективним процесом сортування являється використання спільного гармонійного і ударного режимів руху. Достовірність напрямку обумовлено тим, що при реалізації віброударного режиму сортування значно збільшується силова дія на частинки матеріалу. Внаслідок цього збільшується можливість самоочистки тих отворів, в яких застряли частинки матеріалу і реалізується підвищення ефективності та продуктивності грохота. Розроблена розрахункова схема та отримані рівняння спільного руху досліджуваної системи. Рішенням рівнянь визначені безрозмірні параметри, які слугують критеріями оцінки віброударного режиму сортування. Визначенні зміни меж безрозмірних параметрів, що відображають стійкий режим роботи ударно-вібраційного грохота, реалізуючи ефективний процес сортування в режимі, що є близьким до резонансного. Побудована карта стійкості для забезпечення віброударного режиму (Рис.1). Здійснені експериментальні дослідження ефективності реалізації спільного вібраційного та ударного режиму сортування на новоствореній установці. Порівняння параметрів, що отримані теоретичним та експериментальним шляхами підтвердили достовірність прийнятих в дослідженні передумови та припущень. Висновки 1. Дослідженням робочого процес сортування матеріалу з послідовним рухом частинок матеріалу по ситу доведено ефективність режиму ударно-вібраційної дії. 2. Розроблена розрахункова схема та отримані рівняння спільного руху досліджуваної системи рішенням яких визначені параметри, які ефективність режиму віброударної дії. 3. Здійснені експериментальні дослідження показали задовільну, в рамках проведених досліджень, розбіжність у порівнянні з теоретичними в значеннях шуканих параметрів. Рис.1. Карта стійкості віброударного грохота для реалізації ефективного режиму його роботи 1. Назаренко, І. І. Машини для виробництва будівельних матеріалів: підручник / І. І. Назаренко. К.: КНУБА с 2. Вайсберг, Л. А. Просеивающие поверхности грохотов. Конструкции, материалы, опыт применения / Л. А. Вайсберг, А. Н. Картавый, А. Н. Коровников. Санкт- Петербург : ВСЕГЕИ, с. 3. T-H. Kim, I. Maruta, T. Sugie, A simple and efficient constrained particle swarm optimization and its application to engineering design problems, Journal of Mechanical Engineering Science, 2010, vol 224, No C2, pp Орищенко С. В., к. т. н., доцент, доцент кафедри машин і обладнання технологічних процесів, Київський національний університет будівництва і архітектури. Мацюк Б. Г., аспірант кафедри машин і обладнання технологічних процесів, Київський національний університет будівництва і архітектури. 77

79 УДК Назаренко І. І., Міщук Є. О. ДОСЛІДЖЕННЯ ПАРАМЕТРІВ ТА РЕЖИМІВ РОБОТИ ВІБРОДРОБАРКИ В роботі розглянуто результати досліджень параметрів механічного режиму вібраційної щокової дробарки. Наведено рівняння руху коливальних мас з матеріалом та без матеріалу в камері дроблення. На основі рівнянь руху побудовані амплітудо-частотні характеристики. Дано рекомендації по вибору ефективних частотних режимів. The paper considers the results of research on the parameters of the mechanical mode of a vibrating jaw crusher. The equation of motion of oscillating masses with material and without material in the crushing chamber is presented. Based on the equations of motion, amplitude-frequency characteristics are constructed. Recommendations on the choice of effective frequency modes are given. Постановка проблеми. В сучасних умовах розвитку будівництва вимоги до виробництва до яких відносяться крихкі руди та нерудні матеріали. Значна увага приділяється якості подрібнення та зменшенню енерговитрат. Існуюче дробильне обладнання не в повній мірі задовольняє цим вимогам. Тому актуальною є задача зниження енергоємності процесу дроблення матеріалів, яка в даній роботі вирішується шляхом застосування конструкції дробарок з ефективним використанням ефектів вібрації. Аналіз останніх досліджень і публікацій. Аналіз робіт засвідчує про перспективність вібраційних щокових дробарок [1-3]. Конструктивні схеми вібраційних щокових дробарок умовно можна розділити на 5 груп [4]: 1) Інерційні щокові дробарки з одною рухомою щокою; 2) вібраційні щокові дробарки з двома рухомими щоками; 3)вібраційні щокові дробарки з важким корпусом і маятником; 4) щокові дробарки з вібратором на корпусі; 5) вібраційні щокові дробарки з хвилеводами. Разом з тим недостатньо виконано досліджень щодо пошуку рішень по використанню ефектів резонансу, застосування якого дає можливість значно знизити енерговитрати на виконання процесу подрібнення матеріалу. Формулювання мети. Метою статті є дослідження ефективності роботи вібраційної резонансної щокової дробарки двохсторонньої дії на різних частотних режимах та раціональних значень її основних параметрів. Викладення основного матеріалу. Запропонована вібраційна щокова дробарка (рис.1) складається з трьох мас, які попарно з єднані пружними елементами 4 і 9. Перша маса дробарки включає в себе рухому плиту 3 до якої жорстко прикріплений вібратор 2. Друга маса включає збірну раму 5 до якої жорстко або шарнірно кріпляться нерухомі дробильні плити 8. Рама 5 дробарки опирається на станину 1 через гумові пружні елементи 10. Третя маса (ударник) включає в себе рухому плиту 7 до якої з обох боків жорстко кріпляться дробильні плити 6. Монтується третя маса в середині рами дробарки і опирається на спеціальні роликові опори 11. а) б) Рис. 1. Вібраційна щокова дробарка: а) схема; б) зовнішній вигляд Опис руху вібраційної щокової дробарки описується наступною системою диференційних рівнянь: mx 1 12xc 1 1xc 2 1 Fsin 0 t; m2 kmм x2 xc 2 1xc 1 12cx 2 2 2cx 2 3xc 2 оп 0; m3 kmм x32c2x32c2x2 0; Fдр c2x n; x1 0; x3 0; x2 0; x2 x 3 *D max, (1) 78

80 x - переміщення дробильних плит, мм; відносний стиск матеріалу; де F сила дроблення, Н; др n D max максимальний розмір подрібнюваного матеріалу, мм. При рішенні системи рівнянь (1) приймаються три граничні умови. Перша умова: Fдр c 2 x жорсткість n другої пружної системи повинна бути більшою ніж сила дроблення. Друга умова x1 0; x 3 0; x 2 0 перша і третя маса повинні коливатись в фазі, а друга в протифазі. Третя умова x2 x 3 *D сумарне переміщення max другої і третьої дробильних плит повинно забезпечувати руйнування матеріалу. а) б) Рис. 2. Амплітудно-частотні характеристики вібраційної щокової дробарки в її робочому режимі при різних резонансних частотах підбору основних параметрів: а) 0 104, 67 рад/c; б) рад/c Основними параметрами механічного режиму дробарки є: продуктивність, розмір вихідного отвору, хід щоки (амплітуда), кут захвату, частота коливань, жорсткість пружних зв язків, маси коливальних систем дробарки. Всі ці параметри були враховані при складанні алгоритму вирішення рівнянь (1). Визначені раніше оптимальні параметри пружності с 1,c та мас системи 2 m,m,m, дали можливість вирішити систему рівнянь (1) та побудувати амплітудо-частотні характеристики вібраційної щокової дробарки (рис. 2). Ці характеристики були використані для визначення білярезонансних зон робочого режиму щокової дробарки. Для перевірки достовірності прийнятих допущень, передумов та результатів аналітичних розрахунків були проведені експериментальні дослідження на експериментальній установці. Висновки. 1. На основі фізичної та математичної моделі системи складені рівняння руху вібраційної дробарки в умовах взаємодії моделі з матеріалом та врахуванням його напружено-деформованого стану і визначені основні параметри механічного режиму. Так ефективні діапазони роботи дробарки при значеннях коефіцієнтів пружності системи, які були розраховані за відповідних резонансних частотах власних коливань 0 будуть наступними: 0 104,67 рад/c c < 121 c, 129 c < 200 c ; рад/c 147 c < 175 c, 186 c < 234 c ; 2. Ефективний режим роботи дробарки реалізується в зоні другого резонансу та в діапазоні між другим та третім резонансом, рис. 2. При підвищенні розрахункового значення резонансної частоти колових коливань 0 діапазон ефективної роботи вібраційної щокової дробарки зміщується у бік збільшення частоти; 3. Виконані експериментальні дослідження підтвердили достовірність прийнятих передумов та припущень при виборі фізичних та математичних моделей. Розбіжність теоретичних та експериментальних значень амплітуд коливальних мас дробарки знаходиться в межах %. 1. Баладінський В. Л. Теорія руйнування робочих середовищ / В. Л. Баладінський, Ю. Д. Абрашкевич // Підручник. Київ КНУБА, 2000 р. 2. Блохин В. С. Основные параметры технологических машин. Машины для дезинтеграции твердых материалов / В. С. Блохин, В. И. Большаков, Н. Г. Малич / Учебное пособие. ч.і. Днепропетровск: ИМА-пресс с. 3. Вайсберг Л. А. Вибрационные дроблки. Основы расчета, проектирования и технологического применения / Л. А. Вайсберг, Л. П. Зарогатский, В. Я. Туркин/ СПб.: Изд-во ВСЕГЕИ с. 4. Назаренко І. І. Прикладні задачі теорії вібраційних систем. Навчальний посібник (2-е видання) / І. І. Назаренко. К. : Видавничий Дім «Слово», с. Назаренко Іван Іванович, д. т. н., професор, завідувач кафедри машин і обладнання технологічних процесів, Київський національний університет будівництва і архітектури. Міщук Євген Олександрович, к. т. н., доцент кафедри машин і обладнання технологічних процесів, Київський національний університет будівництва і архітектури. 79

81 УДК : Горбай О. З., Дівеєв Б. М., Дорош І. М., Черчик Г. П. ОПТИМІЗАЦІЯ РІЗНОГО ТИПУ ДИНАМІЧНИХ ГАСНИКІВ КОЛИВАНЬ У статті розглядається застосування нових методів точного визначення оптимальних частотних характеристик динамічних гасників коливань (ДГК) при гармонічному збуренні. Розглядається вплив еластичних та демпфуючих властивостей як основної конструкції, так і ДГК. Розглядається можливість підвищення демпфування в ДГК за рахунок застосування наповнених частинками контейнерів в якості його інерційних елементів. Ключові слова: динамічний гасник коливань, коливання, демпфування Paper deals with the new methods for the explicit determination of the optimal frequency characteristics of dynamic vibration absorbers (DVA) by harmonic frequency excitation. The influence of elastic and damping properties of the basic construction and DVA is considered. Possibility of damping increase is examined in DVA due to application of particles filled containers as its inertias elements. Keywords: dynamic vibration absorber, vibration, damping Важливим питанням розробки сучасних машин є зменшення вібрації. Динамічні гасники коливань (ДГК) широко застосовуються для зменшення рівнів вібрації і шуму в кабінах транспортних засобів, для зменшення вібрації обертових машин, зменшення амплітуд коливань різноманітних веж і споруд, тощо. Поруч з ДГК, налаштованими на резонансну частоту основної конструкції, широко застосовуються ДГК для зменшення вібрації у заданому вузькому частотному діапазоні. Це, наприклад, турбогенератори, газокомпресорні установки, насоси та інші обертові машини з нормативною кількістю обертів за проміжок часу. Оптимізація ДГК для недемпфованої одномасової основної системи при дії гармонійного збудження в околі резонансу базисної конструкції належить до стандартних задач. Детальний розгляд методів оптимізації надані в [1]. Більшість практичних застосувань ДГК базуються на недостатньо повних математичних моделях складних конструкцій і неефективному проектуванні ДГК. Не враховуються пружні властивості самої конструкції, пружні властивості вузла приєднання ДГК до основної конструкції, характеристики приєднаних елементів. При застосуванні ДГК для зменшення коливань конструкцій у середньому частотному діапазоні необхідно враховувати деформативність цієї конструкції. Адже робоча частота ДГК може наближатися до власних частот конструкції. У такому випадку необхідно розглянути узагальнену дискретно-континуальну розрахункову схему [2, 3]. Регульовані ДГК коткового типу та багатомасові ДГК, в тому числі ДГК з контейнерами наповненими частинками розглядалися у [4-8]. Альтернативним способом визначення параметрів моделі є експеримент [8]. Для визначення оптимальних параметрів конструкції ДГК необхідно провести низку лабораторних досліджень та випробувати його у робочих умовах. Важливу роль у проектуванні ДГК відіграє визначення параметрів базисної конструкції [10]. Нижче показано алгоритм оптимального проектування ДГК (рис.1) Рис. 1. Алгоритм оптимального проектування ДГК Для ідентифікації параметрів базису можливе застосування і ДГК. В [9] для ідентифікації параметрів базису застосовано той факт, що при оптимальному ДГК АЧХ базису має дві симетричні точки. В даній роботі для ідентифікації параметрів базису, так і для уточнення параметрів ДГК використовувалися ті ж ДГК різної маси [8]. Для моделювання руху частинок в контейнері ДГК застосовувався подібний як у [10] метод зведення до одномасової моделі. Наведено приклади конструкцій малогабаритного ДГК для штангових обприскувачів, для водяних насосів, що мають перевагу над рядом широковживаних при вібраційному та ударному збуренні. 1. Вибрации в технике. Т. 6. Защита от вибрации и ударов. M. : Машиностроение с. 2. Б. М. Дівеєв Раціональне моделювання динамічних процесів у складних конструкціях. Вісн. Національного університету «Львівська політехніка» // Автоматизація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні. Львів С Дівеєв Б. М., Горбай О. З., Керницький І. С., Коник І. В., Пелех Я. М., Вібро- та шумозахисні пристрої з дгк для колісних машин Наукові нотатки. Міжвузівський збірник (за галузями знань «Технічні науки», вип. 55, 2016 р. Луцьк, С Park, J., Wang, S., Crocker, M. J. Mass loaded resonance of a single unit impact damper caused by impacts and the resulting kinetic energy influx, Journal of Sound and Vibration, 323, , (2009). 5. Bohdan Diveyev, Ihor Vikovych, Ihor Dorosh, Ivan Kernytskyy, «Different type vibration absorbers design for beam-like structures» Proceeding of ICSV19, Vilnius, Vilnius, Lithuania, 2, p (2012). (Electronic edition) 80

82 6. Bohdan Diveyev, Ihor Vikovych, Viktor Martyn, Ihor Dorosh, Optimization of the impact and particle vibration absorbers, Proceeding of ICSV21, Florence, Italy, 2, (2015). (Electronic edition) 7. Bohdan Diveyev. Impact and particle buffered vibration absorbers optimization and design. Ukrainian Journal of Mechanical Engineering and Material Science.Vol.1., 2016, 2, p Hennadiy Cherchyk, Diveyev, Viktor Martyn, Roman Sava, «Parameters identification of particle vibration absorber for rotating machines», Proceeding of ICSV-21, Beijing, China, 2014 (Electronic edition). 9. Tomoyuki Korikawa, Yuji Ishino, Masaya Takasaki and Takeshi Mizuno, Mass measurement using the fixedpoint of a spring-mass system with a dynamic ibration absorber and an inertial-mass vibrator Mechanical Engineering Journal, Vol.2, No.5 (2015) pp Masanobu Inoue, Isao Yokomich, Koju Hiraki, «Design of Particle Granules Damper for Vertical Vibration with Approximate Analysis», Journal of System Design and Dynamics, 2014, Vol. 7, N 4, pp Горбай Орест Зенонович, д.т.н., доцент, завідувач кафедри автомобілебудування, Національний університет «Львівська політехніка». Дівеєв Богдан Михайлович, к.т.н., доцент, кафедра транспортних технологій, Національний університет «Львівська політехніка». Дорош Ігор Миколайович, к. т. н., снс., Фізико-механічний інститут ім. В. Г. Карпенка НАН України. Черчик Генадій Петрович, к.т.н., снс., Фізико-механічний інститут ім. В. Г. Карпенка НАН України. УДК Лебедев В. А., Новиков С. В., Жук Г. В. РАСЧЁТ СКОРОСТИ НАПЛАВКИ В УСЛОВИЯХ АДДИТИВНОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ КОЛЕБАНИЯ СВАРОЧНОГО ИНСТРУМЕНТА И ВИБРАЦИИ СВАРОЧНОЙ ВАННЫ Представлен расчёт скорости наплавки, исходя из условия сплошности в случае гармонического колебания сварочного инструмента и одновременного вибрационного воздействия на сварочную ванну, осуществляемыми поперёк оси наплавленного валика по наперёд заданному закону. A calculation of velocity of surfacing which is based on to criterion of continuity in case of harmonic oscillation of welding instrument and a simultaneous vibration action of a welding pool which are carried out transverse of axis of surfacing bead and are definite by the known law is presented. Наведено розрахунок швидкості наплавлення, що грунтується на виконанні критерія суцільності в умовах гармонічного коливання зварювального інструменту та одночасної вібраційної дії на зварювальну вану, які здійснюються поперек вісі наплавненого валика за наперед заданим законом. Постановка проблемы. Одним из распространенных способов увеличения прочности сварных конструкций является управление структурой металла наплавляемого валика или сварного шва. Среди технологических методов решения данной задачи широкое применение получил способ наложения низкочастотных механических колебаний на сварочный инструмент и/или расплав сварочной ванны [1-7]. При этом оптимальным, с точки зрения формирования структуры, характером колебаний является гармонический [7-8], а величина частоты определяется собственной частотой кристаллизации данного типа металла, которая непосредственно зависит от скорости сварки / наплавки [3,4,9]. В случае наплавки немаловажной является проблема сплошности шва, т.е. проблема соблюдения условия формирования сплошного по ширине наплавленного валика. Анализ последних исследований и публикаций. В математическом смысле условие сплошности обеспечивается в том случае, если нормаль АВ в произвольной точке графика функции L y sint, из точки А 2 (середина между двумя максимумами) будет иметь длину, равную половине ширины наплавляемого валика l/2 [10] (рис.1), что описывается системой уравнений [11]: 2V н a L cost 1 L L (1) x2 x1 sint a l 2 L L x2 x1 sint где a угловой коэффициент нормали, ω частота колебания, L размах колебания. Модуль обусловлен тем фактом, что расстояние является положительной величиной. Решение системы имеет вид: 81

83 V н L 2 1 sint cost l 1 sint 2 L Большинство авторов при исследовании влияния внешнего колебания на структуру металла шва ограничиваются одним типом такого колебания, однако, как показано в работе [12], наилучшие результаты в формировании структуры были получены при сложном движении источника нагрева, а именно, при его прямолинейном и равномерном перемещении с одновременным вращением по эллиптической траектории вокруг своей оси. Такое движение можно рассматривать как аддитивное влияние поперечных и продольных колебаний. Постановка задачи. В данной работе делается попытка математически описать процесс наплавки на плоскую подложку, где основным критерием является соблюдение условия сплошности наплавленного валика, как результата аддитивного воздействия колебания сварочного инструмента и вибрационного влияния сварочной ванны по заданным законам. Изложение основного материала. Пусть наплавка производится на плоскую деталь, которая вибрирует по определённому заданному закону ψ(t), а сварочный инструмент перемещается со скоростью V н, испытывая L поперечные гармонические колебания, описываемые уравнением размах колебания. 2 (2) y sint, где ω частота колебания, L 2 Рис. 1. Схема реализации наплавки с учётом концепции сплошности Тогда точка сопряжения валиков A будет смещаться на некоторый вектор u перпендикулярный оси x, а отрезок нормали АВ займёт положение А B (рис. 2). Рис.2. Изменение положения точки сопряжения валиков при поперечных колебаниях сварочной ванны в момент времени t 82

84 83 Величину смещения т. А можно описать функцией u(x,t), при этом координата y изменится на эту величину и станет равной t x u t L y, sin 2 ', тогда система уравнений (1) примет вид: ' ' cos cos sin, 2 2 sin, н н V a L u u y y t L t dt t t x t x V dt t L L x x t u x t a l L L x x t u x t (3) Функция u(x,t) определяется из дифференциального уравнения гиперболического типа [13]: x x u c t t u 2 (4) где F c, (F сила обусловленная вязкостью расплава, ρ плотность расплава) коэффициент учитывающий силу инерции и силу поверхностного натяжения расплава в т.а, который в случае однородного расплава является постоянным. Граничные условия для данного уравнения будут: t t K u t u,, 0 (5) где K- длина шва, А начальными: , ; 0,0) ( t н t н t t t t V V t t dt t x dt t t x t x u x u (6) Объединяя выражения (4-6) получим систему уравнений: 0 2 1, 0,0, 0, t н o t t t V x t x u x u t t K u t u x x u c t t u (7) Решение данной системы будет иметь вид: t x K n ct K n t t nc V K ct K n t x u n t н 1 0 sin sin 1 cos 0, (8) где n любое целое число. Решение системы (3) с учётом (8) даёт выражение для V н в неявном виде: 2 2, 2 sin 1 2, 2 sin 1, 2 cos L t x u t L l L t x u t t t x u t L V н (9)

85 Учитывая условия, накладываемые на знаменатель формулы (9), а также формулы (5), (6), (8) и саму формулу (9), можно написать систему уравнений, определяющих скорость наплавки с гармоническими колебаниями сварочного инструмента и дополнительным вибрационным воздействием на сварочную ванну ψ(t), осуществляемыми перпендикулярно оси сварного шва: u x, t 0 n1 V н x, t ux, t u L cost 2 1 sint 2 t L 2 2 l ux, t 2 1 sint 2 L L n K 1 t n n cos ct t0 sin ct sin x K nc Vн t K K l ux, t 1 sint 2 L L t (10) Выводы. Приведен расчёт скорости наплавки с соблюдением условия сплошности формирования наплавочного валика с одновременным поперечным периодическим воздействием на расплав сварочной ванны 2-х процессов: колебания сварочного инструмента и вибрации расплава сварочной ванны. Данный расчёт не является однозначным, что требует применения численных методов решения. Влияние на формирование структуры металла сварного шва подобных технологических решений аддитивного характера, с учётом соблюдения условия сплошности ещё не исследовано на практике, что обуславливает необходимость проведения соответствующих дальнейших исследований. 1. Макара М. А., Кушниренко Б. Н. Поперечные перемещения дуги как фактор улучшения структуры и свойств сварных швов // Автомат. сварка с Сутырин Г. В. Исследование механизма воздействия низкочастотной вибрации на кристаллизацию сварочной ванны // Автомат. сварка с Болдырев А. М. О механизме формирования структуры металла шва при введении низкочастотных колебаний в сварочную ванну // Сварочное пр-во с Славин Г. А. Формирование дезориентированной структуры металла шва при наложении низкочастотных возмущений на сварную ванну // Сварочное пр-во с Алов А. А., Виноградов В. С. Повышение качества металла сварных швов // Сварочное пр-во с Алов А. А., Виноградов В. С. Влияние вибрации электрода на процесс дуговой сварки и свойства швов // Сварочное пр-во с Аристов С. В., Руссо В. Л. Кристаллизация металла шва при низкочастотных колебаниях расплава // Сварочное пр-во с Морозов В. П. Анализ условий формирования измельчённой структуры при кристаллизации металла сварочной ванны с наложением внешних периодических возмущений // Известия вузов. Машиностроение с Морозов В. П. Влияние колебательного механизма кристаллизации на процесс измельчения первичной структуры металла шва и зоны термического влияния // Наука и образование с Данилов А. И. и др. Условие сплошности наплавки при движении источника нагрева по синусоидальному закону // Сварочное производство с Лебедев В. А., Новиков С. В. Алгоритм дуговой наплавки цилиндрических деталей со сложным движением сварочного инструмента // Нові матеріали і технології в металургії та машинобудуванні с Чен Сяофун, Ши Цзунъяо и др. Особенности кристаллизации металла шва при ЭЛС алюминиевых сплавов со сканированием пучка // Автоматическая сварка Тихонов А.Н., Самарский А. А. Уравнения математической физики. М, «Наука», с. 23, 86, 103. Лєбєдєв Володимир Олександрович, д. т. н., професор, Інститут електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. Новіков Сергій Володимирович, ведучий інженер від. 56 ІЕЗ ім. Є. О. Патона НАН України, Інститут електрозварювання ім. Є. О. Патона НАН України. Жук Генадій Володимирович, директор ДП «ДКТБ ІЕЗ ім. Є. О. Патона НАН України». 84

86 УДК /.5: Франчук В. П., Федоскин В. А., Ерисов Н. Н., Корниленко К. И. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ВИБРОТРАНСПОРТЁРА СУШИЛЬНОЙ УСТАНОВКИ В работе рассмотрены некоторые результаты промышленной эксплуатации вибросушильной установки. Приведены результаты экспериментальных исследований по влиянию угла наклона жалюзей транспортирующей поверхности на скорость движения материала. На основании анализа результатов промышленных испытаний предложены способы повышения эффективности работы вибротранспортёра путём устранения отрицательных факторов. Постановка проблемы. Технологическая схема значительного количества типов сушильных установок практически одинакова и содержит обязательным элементом устройство, в котором предусматривается подача теплоносителя к движущемуся потоку материала. В настоящее время, для малотоннажного производства, перспективной является схема с горизонтальным вибротранспортёром и газораспределительной решёткой. Однако экспериментальные исследования и промышленная эксплуатация выявили ряд отрицательных факторов работы вибротранспортёра устранение которых может существенно повысить эффективность работы всей сушильной установки. Анализ известных исследований и публикаций Исследованиями авторов [1, 2] показано преимущество сушки мелкодисперсного материала при использовании вибрационного воздействия, позволяющего создать в рабочей камере виброкипящий слой, что значительно увеличивает скорость сушки. В качестве сушильного устройства наибольшее распространение получили вибротранспортеры горизонтального типа. Нерешённая ранее часть общей проблемы Создание вибросушильной установки с горизонтальным вибротранспортёром [3, 4] базировалось на результатах теоретических работ и экспериментальных данных, полученных на лабораторных моделях. Естественно, только эксплуатация промышленного образца установки позволяет получить ответ на качество составления расчётной схемы, принятых допущениях и чистоты проведения эксперимента. Поэтому, полученные результаты являются актуальными при совершенствовании методов расчёта и проектировании вибросушильных установок рассматриваемого типа. Цель работы. На основании анализа результатов промышленной эксплуатации, теоретических и экспериментальных исследований вибросушильной установки определить факторы, устранение которых обеспечит повышение эффективности её работы. Основная часть. Вибросушильная содержит основные элементы: бункер исходного материала, дозирующее устройство, загрузочный конвейер, шлюзовый питатель (затвор), вибротранспортёр, циклоны, разгрузочный узел с фильтрами. Загрузка материала в вибротранспортёр выполняется по широко распространённой схеме [5]. При таком способе загрузки формируется слой материала неравномерно распределённого по транспортирующей поверхности. В этот период сушка малоэффективна т.к., при неравенстве ширины слоя и транспортирующей поверхности, в газораспределительной камере возникает свободная зона выхода теплоносителя в верхнюю часть камеры, переменная высоты слоя изменяет его газопроницаемость, что существенно снижает эффективность работы установки. Неравномерное распределение материала по транспортирующей поверхности существенно зависит от наличия поперечных (паразитных) колебаний исполнительного органа. Источником поворотных колебаний является несовпадение направления вектора возмущающей силы с центром тяжести исполнительного органа, что присуще ошибкам монтажа. Это приводит к изменению толщины слоя материала и возможного появлению свободных зон для выхода теплоносителя, что увеличивает его потребление и снижает эффективность сушки. Проведенные экспериментальные исследования показали снижение скорости транспортирования материала с увеличением угла наклона пластин жалюзи. Исходя из этого, равномерная скорость движения материала (толщины слоя) может быть получена посредством установки пластин транспортирующей поверхности под разными углами. С позиций механики остаются несовершенными стыковочные устройства, через которые осуществляется загрузка из бункера в вибротранспортёр исходного материала и разгрузка высушенного продукта в сопряжённое оборудование. При этом стыковочное устройство должно обеспечивать подачу материала по всей ширине лотка и не изменять его траекторию. Такие требования реализованы в конструкции стыковочного устройства лабиринтного типа [6], обеспечивающего бесконтактное соединение подвижного и неподвижного элементов вибросушильной установки. 85

87 Выводы. Анализ результатов промышленной эксплуатации вибросушильной установки позволил выявить отрицательные факторы и определить пути их устранения. Перспективы дальнейших научных исследований. Результаты получат дальнейшее развитие при исследовании движения воздушных потоков в стыковочном устройстве. Предполагается проведение исследований и разработки метода расчёта по устранению влияния изгибных колебаний посредством угла установки пластин жалюзи. 1. Членов В. А. Виброкипящий слой / В. А. Членов, Н. В. Михайлов. М., «Наука» с. 2. Гончаревич И. Ф. Теория вибрационной техники и технологии / И. Ф. Гончаревич, К. В. Фролов. М. : Наука, с. 3. Франчук В. П. Вибрационная установка для сушки угля / В. П. Франчук, В. А. Федоскин, Д. С. Хаддад, А. И. Егурнов // Збагачення корисних копалин: Наук.- техн. зб Вип 29(70)-30(71) 4. Франчук В. П., Федоскин В. А., Плахотник В. В. Особенности конструкции вибротранспортера сушильной установки / В. П. Франчук, В. А. Федоскин, В. В. Плахотник // Вібрація в техніці та технологіях: Всеукр. наук.-техн. журн (44). С Франчук В. П. Особенности работы загрузочной секции вибротранспортера сушильной установки / В. П. Франчук, В. А. Федоскин, В. В. Плахотник, Н. Н. Ерисов, Д. С. Хаддад // Вібрація в техніці та технологіях: Всеукр. наук.-техн. журн (51). С Патент Україна, МПК В08В 17/00. Герметизатор / В. П. Франчук, О. В. Федоскіна, М.М. Єрісов, В. Ф. Куниця; власник Державний вищій навчальний заклад «Національний гірничій університет» ; заявл ; опублік , Бюл. 18. Франчук Всеволод Петрович, д. т. н., професор кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищій навчальний заклад «Національний гірничій університет». Федоскін Валерій Олексійович, к. т. н., доцент кафедри автомобілів та автомобільного господарства, Державний вищій навчальний заклад «Національний гірничій університет». Єрісов Микола Миколайович, асистент кафедри автомобілів та автомобільного господарства, Державний вищій навчальний заклад «Національний гірничій університет». Конриленко Костянтин Ігорович, аспірант кафедри автомобілів та автомобільного господарства, Державний вищій навчальний заклад «Національний гірничій університет». УДК /87 Ремарчук М. П., Задорожний А. О., Чмуж Я. В. ВПЛИВ ВІБРАЦІЇ НА ПРАЦЕЗДАТНІСТЬ МАШИН З ПОСТУПАЛЬНИМ І ОБЕРТОВИМ РУХОМ ЇХ МЕХАНІЗМІВ The possibility of increasing the efficiency of hydroficated machines with translational and rotating motion of their mechanisms at the initial stages of their work due to the use of high-torque hydromotors created on the basis of power cylinders has been proved. Відомо, що в перехідні періоди роботи стрілових кранів динамічні навантаження викликають вібрацію з частотою коливань до 20 Гц, причому з максимальною часткою в діапазоні Гц, яка є шкідливою для кранів і здоров я їх операторів. Показано різні напрямки зниження рівня вібрації на початкових етапах роботи крану. Одним із напрямків зниження рівня вібрації при роботі механізмів крана є збільшення їх пружності за рахунок заміни стандартних гідромоторів на гідромотори, що створено на базі силових гідроциліндрів. Для визначення величин тиску на етапі зрушення прийняті наступні припущення: швидкість руху штока рівноприскорена; температура і в язкість робочої рідини в гідросистемі прийнята однаковою і незмінною на дослідному проміжку часу; трубопровід і гідроциліндри є пружними; режим течії рідини в трубопроводі і елементах гідросистеми є ламінарним. Коефіцієнт зниження рівня перевантаження визначається як відношення максимального і номінального тисків рідини в перехідні режими роботи. 86

88 а) б) Рис. 1 Осцилограми зусиль в канаті стрілового крану [1] при підйомі вантажу з підхватом і при застосуванні між гаком і вантажем пружного елементу: а без пружного елементу; б стальна пружина; в гумовий елемент з м якою нелінійністю Рис. 2 Високомоментні гідромотори на базі трьох гідроциліндрів з обертовим рухом валу: а механізм обертання поворотної платформи крана; б механізм підйому вантажу стріловим краном. 1. Проскурін А. М. Зниження динамічних навантажень в канатах вантажопідйомних машин / А. М. Проскурін, Є. П. Плавельський, С. М. Ткачев / Підйомно-транспортне устаткування. Респ. міжвідом. наук.- техн. зб., Вип. 2. К. : Техніка С Ремарчук Микола Парфенійович, д. т. н., професор кафедри будівельних, колійних та вантажнорозвантажувальних машин, Український державний університет залізничного транспорту. Задорожний Андрій Олексійович, к. т. н., доцент кафедри механізації будівельних процесів, Харківський національний університет будівництва і архітектури. Чмуж Ярослав Валентинович, аспірант кафедри будівельних, колійних та вантажно-розвантажувальних машин, Український державний університет залізничного транспорту. 87

89 УДК СЕКЦІЯ 3. «СИСТЕМИ КЕРУВАННЯ ТА ЕЛЕМЕНТИ ПРИВОДІВ ВІБРАЦІЙНОГО ТА ВІБРОУДАРНОГО ОБЛАДНАННЯ» Боровець В. М., Савчин Б. М., Шенбор В. С., Боровець Я. В. АВТОМАТИЗАЦІЯ ПРОЦЕСУ ОБРОБЛЕННЯ У ВІБРАЦІЙНИХ МАШИНАХ ТОРОВОГО ТИПУ На основі проведеного аналізу існуючих технологічних процесів обробки деталей встановлено доцільність використання торових вібраційних машин для віброабразивної обробки. Запропоновано автоматизацію процесу розділення деталей від робочого середовища в торових машинах. An analysis of existent technological processes of treatment of details is conducted and on his basis expedience of use of tore vibration machines is set for the vibratory machines treatment. Automation of process of division of details from the working environment in the tore machines. Вібраційна об ємна обробка ефективніше протікає у машинах зі об ємним рухом робочого органу, під час якого краще обробляються важкодоступні місця деталей складних форм [5]. Такі вібромашини більш ефективні у виробництві, в порівнянні з вібромашинами з плоским рухом робочого органу, і тому дослідження саме такого типу машин є найбільш доцільними. У вібромашинах зі об ємним рухом робочого органу для обробки переважної більшості деталей використовуються торові або гвинтові контейнери, в яких процес об ємної обробки протікає найбільш ефективно [1, 2]. Тип приводу, який використовується у вібромашинах, найбільш суттєво впливає на їх конструктивні особливості та здатність використання в різних технологічних процесах. Дебалансні віброзбудники [3,4] відрізняються простотою конструкції і достатньо високими експлуатаційними параметрами, проте мають ряд недоліків із технологічної точки зору, а саме; складність отримання об ємного руху робочих тіл; складність регулювання режимів роботи (амплітуди коливань робочого органу і частоти коливань); значний час виходу на номінальний режим роботи зі стану спокою і тривалий час зупинки в зв язку з аномальним зростанням амплітуди коливань робочого контейнера при входженні в резонанс з власною частотою підвіски; недопустимість роботи в біля резонансних режимах у зв яку з наявністю в дебалансних віброзбудниках рухомих з єднань (підшипників кочення), що може привести до руйнування, а отже робить такі вібромашини ненадійними. Використання електромагнітних збудників в торових вібромашинах дало можливість значно спростити конструкцію приводу з об єним рухом робочих тіл, і розширити їх технологічні можливості, а саме забезпечити їх використання в автоматизованому виробництві з можливістю комп ютерного дистанційного керування. Однією із важливих складних та невирішених задач оброблення деталей у вібраційних машинах торового типу є розділення оброблених деталей від робочого середовища. Для віброхімічної оброки малогабаритних деталей розроблений промисловий взірець автоматичної машини (рис.1) з торовою робочою камерою. В робочій камері машини 1 розміщується лоток сепаратор 5 встановлений над робочою частиною камери з можливістю перевантаження на нього робочого середовища за допомогою заслінки 4 що шарнірно розташована на одному кінці і приводиться в рух від пневмоциліндра 7. На дні робочої камери 1 розташований поріг 3 зі скосом для покращання перемішування деталей в процесі обробки і їх подачі на заслінку. Для покращання сепарації і напрямлення деталей лоток виконаний ребристим з отворами між ребрами. Торова робоча камера дозволяє розмістити елементи сепарації безпосередньо в ній спростити конструкцію вести обробку та сепарацію на різних рівнях і отримати необхідну величину зони сепарації. Дана конструкція машини була реалізована при розробці віброхімічного комплексу обробки деталей типу диск. Недолік конструкції полягає у тому, що в процесі роботи заслінка 4 знаходиться в піднятому положенні, а її привод здійснюється через гнучкий канат 8 від пневмоциліндра 7. В процесі роботи машини вібрація частково через канат передається на шток пневмоциліндра, що значно зменшує термін його експлуатації. Ліквідувати зазначений недолік можна шляхом впровадження машин з електромагнітним приводом (рис.2) що складаються з робочої камери 1 встановленої на верхній основі 10 яка через пружні елементи 6 зв язана з нижньою масою 7 і основою 12. До колони нижньої маси жорстко закріплено по шість електромагнітів 5 в горизонтальному і 9 в вертикальному напрямку а з протилежних сторін яких встановлені якорі 4 і 8, що з єднані з робочою камерою. 88

90 Рис.1. Конструктивна схема вібраційної машини з торовою робочою камерою і сепарацією За допомогою електромагнітного приводу робочій камері 1 можна надавати різноманітні коливання з певним зсувом фаз та величиною тим самим забезпечувати рух робочого середовища 11 в різних напрямках. Використання електромагнітних пар у вертикальній та горизонтальній площинах забезпечує плавне регулювання режимів оброблення деталей, зміну траєкторії руху за заздалегідь заданими параметрами, а також зміна напрямку руху середовища в робочій камері Рис.2. Конструктивна схема вібраційної машини з торовою робочою камерою сепарацією та електромагнітним приводом В процесі руху середовища за годинниковою стрілкою заслінка 2 під дією робочого середовища піднімається і проходить обробка деталей по всьому периметру тора згідно технологічного процесу. Змінюючи напрям руху середовища, проти годинникової стрілки, заслінка занурюється до контакту з порогом 3 і відповідно робоче середовище з обробленими деталями потрапляє на деку сепаратора 13 де деталі рухаються по деці 6 а абразивне середовище через отвори між ребрами декки попадає назад у камеру 1. Заслінка 2 вільно встановлена на осі 14 і переміщується завдяки зусилля дії робочого середовища. 1. Бабичев А. П. Вибрационная обработка деталей. М. : Машиностроение, с. 2. Бабичев А. П., Трунин В. Б., Самодумский Ю. М., Устинов В. П. Вибрационные станки для обработки деталей. М.: Машиностроение, с. 3. Берник П. С., Ярошенко Л. В. Вибрационные технологические машины с пространственными колебаниями робочих органов / Под ред. П. С. Берника. Винница, с. 89

91 4. Карташов И. Н., Шаинский М. Е., Власов В. А. Обработка деталей свободными абразивами в вибрирующих резервуарах. К. : Вища школа, с. 5. Обработка деталей свободными абразивами в вибрирующих резервуарах /И. Н. Карташов, М. Е. Шаинский, В. А. Власов и др. К. : Вища школа, с. Боровець Володимир Михайлович, к. т. н., доцент, доцент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Савчин Богдан Михайлович, к. т. н., доцент, доцент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Шенбор Владислав Станіславович, ст. викладач кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Боровець Ярослав Володимирович, аспірант кафедри інформаційних систем та мереж, Національний університет «Львівська політехніка». УДК Шенбор В. С., Боровець В. М., Корендій В. М., Брусенцов В. Г. ПРО ДЕЯКІ ОСОБЛИВОСТІ ПРИКЛАДНОГО ОПТИМАЛЬНОГО ПРОЕКТУВАННЯ ВІБРАЦІЙНИХ ТРУБЧАСТИХ ТРАНСПОРТЕРІВ З ЕЛЕКТРОМАГНІТНИМ ПРИВОДОМ Розглянуто особливості прикладного оптимального проектування вібраційних трубчастих транспортерів з електромагнітним приводом. Проаналізовано окремі питання розрахунку пружних систем транспортерів на власні частоти коливань, на жорсткість та міцність з метою забезпечення стабільної роботи цих машин. The features of applied optimal design of vibratory tubular conveyors with electromagnetic drive are considered. Some issues of calculating the transporter's elastic systems on their natural oscillation frequencies, rigidity and strength in order to ensure the stable operation of these machines are analyzed. Вібраційні трубчасті транспортери з електромагнітним приводом є одними з найбільш ефективних засобів транспортування сипких і кускових продуктів, особливо шкідливих, пилеподібних і радіоактивних. За з єднання окремих модулів у протяжні системи, прямолінійного або розгалуженого типів, отримують гнучкі транспортні або транспортно-технологічні системи. Вібротранспортери з електромагнітним приводом споживають малу потужність, прості і надійні в роботі, не мають пар тертя. Кілька моделей таких пристроїв показані на рис. 1. Такого типу транспортери серійно не виготовляються, їх розробляють на замовлення як окремі зразки. Оптимізація проектів є головною метою розробників, які працюють над створенням нових машин. Здійснення цієї мети досить часто є складним завданням, оскільки необхідно дуже добре знати напрямок, в якому реалізуються нові проекти, мати певний досвід проектування та знати деякі стандартизовані проектні методи. Завданням технічного проектування є розробка найкращої з можливих варіантів технічної системи, у відповідності з можливими фінансовими, технічними і технологічними ресурсами, які виділені на проект. Зараз типова практика, коли спочатку створюється дослідний зразок, з подальшим його випробовуванням на роботоздатність, доповнена етапом попереднього проектування, на якому використовують математичні моделі, числовий розрахунок з подальшим досить дорогим етапом виготовлення в металі. В результаті математичного «випробування» конструкції і її дослідження на задані навантаження проводять зміни в проекті доти, доки конструкція не буде відповідати заданим вимогам. Можливості комп ютерної техніки дозволяють провести аналіз конструкції, визначити корисні і шкідливі амплітуди і власні частоти коливань елементів. Але все це не може дати уявлення, якою має бути оптимальна конструктивна схема машини, які в неї мають бути пропорції для ефективного використання матеріалів і комплектуючих з забезпеченням умов міцності і надійності в роботі. Дуже складним завданням є забезпечення роботи машини без втрати стабільності і задоволенням умов обмеження власних частот коливань. За проектування машини постійно виникають проблеми трактування поняття «оптимальний» або «найкращий». В галузях промисловості, орієнтованих на доходи, а також в державних науково-дослідних лабораторіях робота побудована на оптимізацію прибутку з обмеженням на вкладені ресурси, якість і умови роботи працівників. В зв язку з цим проектанту необхідно вибирати методи, за допомогою яких він може створювати оптимальні конструкції, використовувати певні підходи оптимального проектування. Важливим є творчий потенціал проектанта чи групи розробників, їх попередні здобутки, технічні можливості дослідного чи технологічного виробництва. Необхідно також розрізняти два поняття: оптимізація і аналіз технічної розробки. В аналізі необхідно переконатися, що технічне рішення поставленої проблеми існує. В оптимальному проектуванні виникає проблема існування проекту, який задовільняє числові значення аналізу, що можуть бути чутливими до незначних змін. 90

92 Рис.1. Моделі вібраційних трубчастих транспортерів В технічних задачах проектування поведінку системи можна описати змінними стану і змінними проектування. Останні вибираються конструктивно для забезпечення умов виробництва. Вібраційні трубчасті транспортери можна віднести до пружних конструкцій, які найкраще моделюються за допомогою методу скінчених елементів. Враховуючи в прикладних задачах проектування такі елементи як симетрія конструкцій, спосіб виготовлення, вартість, бажано, щоб для деяких елементів конструкцій виконати групування для об єднання змінних проектування. На кожному етапі проектування необхідно проводити статичний і частотний розрахунок елементів конструкції. Для знешкодження резонансних явищ найнижча власна частота коливань елементів конструкцій повинна бути обмежена. Розрахунок мінімальної власності частоти коливань елементів конструкцій може бути здійснений вирішенням задачі на власні значення. В багатьох задачах проектування необхідно отримати таку конструкцію, в якої власні частоти елементів конструкції мають знаходитись поза певним інтервалом частот. Для двомасних трубчастих транспортерів, в яких робоча (транспортуюча) і неробоча (нетранспортуюча) маси є основними елементами конструкції найбільш важливим є розрахунок власної частоти коливань робочої (транспортуючої) труби, оскільки реактивна (нетранспортуюча) труба (або конструкція з кількох елементів) в переважній більшості є досить жорсткою і її власні частоти в десятки разів перевищують вимушуючі. Найчастіше для розрахунку власної частоти робочого транспортуючого елемента використовують формули з [1], вважаючи робочий орган балкою, яка перебуває у вільному стані. Найнижча власна частота елементів конструкції має бути мінімум в три рази вищою за вимушуючу частоту [1, 3]. 91

93 Наступним надважливим розрахунком є розрахунок пружних систем і віброізоляції конструкції. Пружні системи будують або з окремих плоских елементів з пружинної сталі, або склотекстоліту, чи створюють з окремих пружин елементів комбіновані пружні системи. Розрахунок на жорсткість і міцність забезпечить надійну і стабільну роботу конструкцій. В залежності від побудови пружної системи розробляється система віброізоляції конструкції [2]. За значних амплітуд коливань (наприклад для робочої частоти 25 Гц за амплітуди A > 3 мм) стабільність роботи забезпечують демпфери, виконані з еластичних матеріалів і встановлені між коливальними масами. Розрахунок електромагнітних віброзбудників коливань повинен забезпечити створення таких амплітуд коливань, за яких продуктивність транспортування буде оптимальною [2, 3]. Враховуючи вищевикладене, прикладне оптимальне проектування дозволяє створювати високоефективні, оптимальні конструкції, з мінімізацією матеріаломісткості і вартості з параметрами транспортерів, які забезпечать необхідну продуктивність, надійність і стабільність роботи. 1. Ден-Гартог Дж. Механические колебания. М.: Физматгиз, с. 2. Vladyslav Shenbor, Petro Koruniak, Vitaliy Korendiy, Volodymyr Brusentsov, Marta Brusentsova. Analysis and Improvement of Two-Mass Vibrating Tubular Conveyers with Two-Cycle Electromagnetic Drive // Ukrainian Journal of Mechanical Engineering and Materials Science Volume. 2, No. 1. pp Повідайло В. О. Вібраційні процеси та обладнання : навч. посіб. / В. О. Повідайло. Львів : Вид-во Національного університету «Львівська політехніка», с. Шенбор Владислав Станіславович, ст. викладач кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Боровець Володимир Михайлович, к. т. н., доцент, доцент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Корендій Віталій Михайлович, к. т. н., асистент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Брусенцов Володимир Георгійович, пров. спец. кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». УДК Захаров В. М., Корендій В. М., Гаврильченко О. В. АНАЛІЗ КОНСТРУКТИВНИХ ОСОБЛИВОСТЕЙ ТА РОЗРАХУНОК ПРУЖНОЇ СИСТЕМИ ВІБРОВИКІНЧУВАЛЬНОГО ВЕРСТАТА Розглянуто конструктивні та функціональні особливості двомасового вібровикінчувального верстата з круговими коливаннями притирів. Виконано розрахунок пружної системи верстата у вигляді системи торсіонів. Structural and operational peculiarities of two-mass vibrating finishing machine with circular oscillations of laps are considered. The calculation of elastic system of the machine in the form of the torsions system is carried out. Вібровикінчувальний верстат для притирання плоских деталей складається з двох співвісно розташованих притирів 1 та 2, кожний притир закріплений до шести циліндричних пружних стрижнів 3. Нижні кінці пружних стрижнів 3 зафіксовані конічними втулками 4 у нижній плиті 5, відповідно верхні кінці зафіксовані у концентрично розміщених: плити 6 та основи 7. Верхній притир 1 з'єднається з пружними стрижнями 3 за допомогою колонки 8, а нижній притир 2 через шість кронштейнів 9. Верхній притир 1 приєднаний до колонки 8 через плоску фасонну пружину 10, жорсткість якої у площині притирів значно більше, ніж у площині нормалі до притирів, що дозволяє передавати кругові коливання колонки 8 до верхнього притира та забезпечувати його переміщення у напрямку нормалі до площини притирання. Електормагнітний віброзбудник приводу викінчувального верстата виконаний у вигляді шести пар осердь електромагнітів 11 розміщених під кутом 60, закріплених до колонки 8 та шести кронштейнів 9. Кожна пара осердь електромагнітів 11 утворює двохтактний вібратор та під'єднані до одної з фаз та нуля трифазної мережі перемінного струму за двоперіодною схемою випрямлення струму. По такій схемі включення у віброзбуднику 92

94 виникає рівномірне обертаюче збурювальне зусилля P(t), від якого збурюються коливання осердь електромагнітів, а відповідно притирів, які коливаються по коловим траєкторіям при яких кожна точка притира описує коло з однаковою амплітудою. У зв язку з тим, що дія збурювального зусилля P(t) на притири 1 та 2 рівна по величині, але протилежна за знаком, тому при однакових коливальних масах та суміщенні їх центрів, обидва притири будуть виконувати анти фазні коливання у площині, перпендикулярній до осі пружних стрижнів 3. Складний планетарний рух деталей, що обробляються, забезпечується без спеціального приводу, за рахунок коливання нижнього притира 2. Для цього водило 12 з закріпленим до нього стаканом 13 з кільцем 14 та обоймою 15 з кільцем 16 встановлене на колонці 8. У проміжок між стаканом 13 та обоймою 15, кільцями 14 та 16 встановлені фрикційні кільця 17 та 18. Кільце 18 центрує водило 12 відносно нижнього притира 2, а кільце 17 забезпечує рівномірне обертання водила навколо нижнього притира за рахунок тертя, при роботі верстата. У водилі 12 зроблені отвори, у які розміщують правильні кільця 19 або деталі 20 у сепараторах, що обробляються. Так як дві дотичні точки обох притирів рухаються у протилежних напрямках, то зусилля зношування на обох сторонах деталі, що обробляються, рівні по величині, але протилежні за напрямком дії, вони урівноважуються на цих деталях. Це дозволяє обробляти крихкі та тонкі деталі. Необхідну величину питомого тиску кг/см 2 на деталях, що обробляються, забезпечує електромагніт притискача 21. який притягуює якір зі штангою 22, закріплені до коливальної системи верхнього притира 1. Для розвантаження впливу ваги верхнього притира 1 на деталі, що обробляються, передбачено розвантажую чий пристрій, який складається з втулки 23, фланця 24 та пружного кільця 25. Рис. 1. Загальний вигляд вібровикінчувального верстата Рис. 2. Схема кріплення пружних стрижнів Корпус верстата складається з шестигранної основи, встановленої на трьох амортизаторах 26, до якої кріпляться три кожуха 27 та верхній кожух. Один з кожухів 27 має можливість відкриватися для огляду внутрішньої порожнини верстата. У конструкції верстата передбачено автоматичний та ручний підйом та опускання верхнього притира 1. У конструкції верхнього притира 1 передбачені отвори для підведення стиснутого 93

95 повітря у зону дотику притира з деталями, для відведення відпрацьованої абразивної рідини з зони обробки деталей. Система управління верстатом передбачає [1; 2]: - регулювання амплітуди коливань притирів; - регулювання величини питомого тиску на деталі, що обробляються; - таймер часу роботи верстата. Пружна система вібровикінчувального верстата розрахована на роботу у режимі, близькому до резонансного, що зменшує необхідну потужність верстата. При роботі на частоті 25 Гц верстат практично безшумний, та практично не передає вібрацію на основу. Розрахунок пружної системи проводиться [1] для двох незалежних одно масових систем, з однаковими масами та частотою коливання. Для пружної системи з двома защемленими кінцями жорсткість визначається за формулою: 12 EJ i C, (1) 3 l де E модуль пружності матеріалу пружного стрижня, J момент інерції перерізу пружного стрижня, i кількість пружних стрижнів, l довжина пружного стрижня між його закріпленими кінцями. Також жорсткість пружного стрижня можна вирахувати за виразом [2]: C m, (2) 2 z де частота вимушених коливань, z резонансне налагодження, m вага встановлених пружних стрижнів. z, 0 де частота вимушених коливань, 0 власна частота коливань одно масової системи. Прирівнюючи (1) та (2) та підставивши значення моменту інерції круглого перерізу у формулу (3) 2 2 отримаємо вираз для вираховування z резонансне налагодження: 12 EJ i 4 m, 3 2 (3) l z J 4 d, 64 z l m. (4) 4 3Eid Визначення діаметра поперечного перерізу робочої частини пружного стрижня поз. 3 (рис. 1-2), за формулою, виведеною з виразу (4) d l m. (5) 2 3Eiz 1. Повідайло В. О. Вібраційні процеси та обладнання : навч. посіб. / В. О. Повідайло. Львів : Вид-во Національного університету «Львівська політехніка», с. 2. Технологическое обеспечение качества деталей методом доводки / П. Н. Орлов, А. А. Савелова, В. А. Полухин, Ю. И. Нестеров; Под. ред. Г. М. Ипполитова. М. : Машиностроение,1978. С Захаров Віктор Миколайович, техн. директор БО ВП «ЗГРЛ» ПрАТ «Львівський електроламповий завод «Іскра». Корендій Віталій Михайлович, к. т. н., асистент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Гаврильченко Олександр Віталійович, к. т. н., професор, професор кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка».

96 УДК Шенбор В. С., Боровець В. М., Корендій В. М., Шенбор Ю. В. УДОСКОНАЛЕННЯ ТРИМАСНИХ ВІБРАЦІЙНИХ ТРАНСПОРТНО-МАНІПУЛЮЮЧИХ МОДУЛІВ Розглянуто будову і роботу вібраційного транспортно-маніпулюючого модуля з електромагнітним приводом. Запропоновано способи його удосконалення з метою зменшення споживаної потужності та розширення функціональних можливостей. The structure and operation of the vibratory transporting and manipulating module with electromagnetic drive are considered. The ways of its improvement in order to reduce the power consumption and expand the functionality are proposed. За автоматизації виробничих процесів досить ефективним є застосування вібраційних реверсивних транспортних і транспортно-маніпулюючих модулів [1]. Системи цих пристроїв завдяки транспортуванню деталей і виробів в безвідривних високоефективних режимах за однією (транспортери) чи багатьма (транспортериманіпулятори) координатами транспортуючої площини можна застосовувати для укладання, накопичування, групування, орієнтування, касетування деталей тощо. Вони використовуються в автоматизованих і роботизованих складських системах [1]. Одна з моделей тримасного транспортно-маніпулюючого модуля зображена на рис.1. Вібраційний модуль (рис. 1) побудований за тримасною коливальною схемою і включає три коливні маси m 1, m 2 і m 3, що з єднані між собою сталевими пружними системами. Робоча маса m 1 включає транспортуючу поверхню (деку) 1, дві пари якорів 2 поздовжніх та поперечних коливань, якір 3 вертикальних коливань, чотири кронштейни 4 для кріплення пружин та барабан 5. Рис.1. Конструктивна схема вібраційного транспортно-маніпулюючого модуля (на вигляді зверху дека поз. 1 знята) Проміжна маса m 2 включає барабан 6 з двома парами електромагнітних віброзбуджувачів 7 повздовжніх та поперечних коливань і чотири кронштейни 8 для закріплення пружин. Реактивна маса m 3 складається з товстостінної труби 9 і закріпленого до неї електромагнітного віброзбуджувача вертикальних коливань 10. Проміжна m 2 і реактивна m 3 маси з єднані між собою за допомогою восьми плоских пружин 11, розміщених у горизонтальних площинах, по чотири, на торцях мас m 2, m 3. Пружини 11 дозволяють коливання мас у вертикальному напрямку. Робоча m 1 і проміжна m 2 маси з єднані між собою за допомогою чотирьох плоских граткових пружин 12, розміщених через 90 у вертикальній площині, і які дозволяють коливання мас у горизонтальній площині. Віброізоляція модуля здійснюється за допомогою чотирьох гумових амортизаторів 13, через які модуль опирається на нерухому опору 14. Пристрій розрахований на робочу частоту коливань 50 Гц, яка забезпечується подачею напруги через однопівперіодні випрямлячі. При подачі напруги через випрямляч на віброзбудник вертикальних коливань 10 за однотактною схемою живлення і пару віброзбудників 7 горизонтальних повздовжніх коливань за двотактною схемою живлення (напрямок по Х-Х) дека 1 здійснює направлені коливання з кутом вібрації, які забезпечують 95

97 транспортування в повздовжньому напрямку. Аналогічно здійснюється транспортування в поперечному напрямку при включенні віброзбудників вертикальних та горизонтальних поперечних коливань (напрямок по Y-Y). При зсуві фаз вертикальних коливань відносно горизонтальних транспортуюча поверхня здійснює коливання за еліптичними траєкторіями, які забезпечують ефективне вібротранспортування зі значно більшими коефіцієнтами швидкості, у порівнянні з направленими коливаннями, у двох взаємно перпендикулярних напрямках. Одночасне включення горизонтальних повздовжніх та поперечних коливань, а також вертикальних коливань забезпечує транспортування виробів у будь-якому напрямку транспортуючої поверхні. Напрямок та швидкість транспортування залежить від співвідношення амплітуд повздовжніх і поперечних коливань, а також зсуву фаз між ними. Реверс транспортування здійснюється зміною фаз вертикальних коливань відносно горизонтальних на 180, або зміною почерговості подачі напруги на пару віброзбудників горизонтальних коливань. При відключенні віброзбудників вертикальних коливань і включенні обох пар горизонтальних віброзбудників за двотактною схемою живлення із зсувом фаз між ними на 90 кожна точка транспортуючої поверхні здійснює коливання за круговими траєкторіями у горизонтальній площині, що забезпечує обертання циліндричних деталей навколо їх осей. Реверс напрямку обертання здійснюється зміною кута зсуву фаз між повздовжніми і поперечними коливаннями на 180. Схема під єднання електромагнітів вібраційного транспортно-маніпулюючого модуля при транспортуванні виробів показана на рис. 2. Котушки віброзбудників горизонтальних коливань 1, 2, 3, 4 живляться від фази «А» трифазної мережі напругою 380 В через лабораторні автотрансформатори (ЛАТРи) 11, 12 і півперіодні випрямлячі (діоди) 6, 7, 8, 9, що працюють за двотактною схемою живлення. Котушка віброзбудника вертикальних коливань живиться від фази «В» мережі через ЛАТР 13 і випрямляч 10 за однотактною схемою живлення. Між фазами «А» і «В» встановлений фазорегулятор (на схемі не показаний), який забезпечує зсув фаз між напругою живлення горизонтальних і вертикальних котушок від 0 до 360. Графіки подачі напруги живлення за одно і двотактними схемами показані на рис. 3. Випрямлячі 6, 7 (8, 9) (рис. 2) по черзі пропускають додатні і від ємні півхвилі змінного струму, завдяки чому в один півперіод спрацьовує один електромагніт (правий), а в другий півперіод спрацьовує інший (лівий), внаслідок чого повздовжні (поперечні) коливання модуля відбуваються з частотою 50 Гц. Випрямляч 10 пропускає струм тільки протягом одного півперіоду, тому якір вертикальних коливань буде притягуватись електромагнітом один раз, а частота збуджуючої сили буде 50 Гц. Завдяки зсуву фаз між струмами, які живлять електромагніти горизонтальних і вертикальних коливань можна отримати будь-який нахил осі еліпса траєкторії коливань, а відповідно і різні режими та напрямки вібротранспортування. Пристрої, аналогічні поданому на рис. 1, найчастіше застосовують для двокоординатного реверсивного вібротранспортування. У цьому випадку для поздовжнього чи поперечного вібротранспортування застосовують тільки по одній парі електромагнітів, а інша пара не використовується. Більш ефективним є використання всіх чотирьох поздовжніх та поперечних магнітів одночасно. Для цього транспортуючу площину (деку) необхідно повернути на 45º в горизонтальній площині навколо центральної вертикальної осі (на рис. 1 положення площини показано тонкими лініями). Тоді для транспортування за x ' x ' додатні і від ємні півхвилі мережі змінного струму подаються за двотактною схемою на котушки 1, 4 (через додатній випрямляч) і котушки 2, 3 (від ємний випрямляч). Для транспортування за координатою y' y' напруги подаються на пари котушок 1, 3 і 2, 4. За такої схеми живлення постійно задіяні чотири електромагніти поздовжньо-поперечних коливань. В такому випадку амплітуди коливань будуть в 1,41 рази більші від амплітуд коливань базової моделі. Рис.2. Схема з єднання котушок електромагнітів модуля Рис.3. Графіки напруги живлення котушок: а двотактна схема, б- однотактна схема 96

98 Подальша модернізація полягає у зміні пружної системи. Якщо замість граткових пружин застосувати стержневі пружні елементи і розмістити їх по колу, то за подачі різних величин напруг на котушки, які живляться від одного випрямляча, можна створити кутові коливання транспортуючої площини навколо центральної осі пристрою, що забезпечать транспортування виробів за колами різного радіусу. Якщо транспортуючу поверхню оснастити спіраллю, то пристрій може працювати як магазин-накопичувач. Тому модернізація відомих транспортно-маніпулюючих модулів дозволяє зменшити споживану потужність і розширити функціональні можливості. 1. Повідайло В. О. Вібраційні процеси та обладнання : навч. посіб. / В. О. Повідайло. Львів : Вид-во Національного університету «Львівська політехніка», с. Шенбор Владислав Станіславович, ст. викл. кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Боровець Володимир Михайлович, к. т. н., доцент, доцент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Корендій Віталій Михайлович, к. т. н., асистент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Шенбор Юрій Владиславович, інженер кафедри проектування та експлуатації машин, Національний університет «Львівська політехніка». УДК : Дівеєв Б. М., Керницький І. С., Котів М. В., Пелех Я. М. НАПІВАКТИВНІ ДИНАМІЧНІ ГАСНИКИ КОЛИВАНЬ ДЛЯ ВІБРОНАВАНТАЖЕНИХ СПОРУД В статті розглядаються методи розрахунку та оптимізації динамічних гасників коливань напівактивного типу для зменшення вібрації. Розроблено методику оптимізації динамічних гасників коливань для зменшення надмірної вібрації систем при гармонійному та ударному змушенні. Ключові слова: динамічний гасник коливань, оптимізація, напівактивний The paper deals with the methods of calculation and optimization of impact mass type dynamic vibration absorbers for vibration decreasing.. A technique is developed to give the optimal dynamic vibration absorbers for the elimination of excessive vibration in harmonic and impact forced system. Keywords: dynamic vibration absorber, optimization, semi-active Вступ. Вібрація в машинах і спорудах відіграє негативну роль, за виключенням класу машин, що використовують вібрацію для здійснення технологічних процесів (вібротранспортери, віброущільнювачі, віброоброблювальні машини тощо). Вібрація діє негативно як на споруди та машини. Близько 70% конструкцій руйнуються внаслідок впливу вібрації. Небезпечна вібрація і для організму людини. Відомі такі основні способи зменшення вібрації у спорудах і машинах: зменшення вібрації у джерелі її виникнення; поглинання вібрації на шляху її поширення; раціональне проектування конструкції з метою уникнення резонансних явищ; поглинання вібрації за допомогою спеціальних пристроїв, наприклад, динамічних гасників коливань (ДГК). Перші три способи вимагають значних конструктивних змін та затрат. Поглинання вібрації значно економічніше і ефективніше. У даній роботі розглядаються саме такі способи підвищення ресурсу та ефективності роботи машин та споруд за дорогою ДГК. Огляд джерел. Враховуючи різноманіття видів динамічних процесів, що спричинюють підвищені вібрації, і посилення експлуатаційних вимог, актуальною залишається розробка методів і засобів віброзахисту, зокрема, пасивних. Серед них особливе місце займають динамічні гасники коливань (ДГК), що приєднуються до конструкції з метою зменшення її вібраційного навантаження [1,2]. Регульовані ДГК коткового типу (рис. 2) розглядалися у [3-8]. Важливу роль у проектуванні ДГК відіграє визначення параметрів базисної конструкції [6]. Особливою властивістю ДГК є те, що їх використання може бути передбачене як на стадії проектування і створення конструкції, так і у випадку усунення незадовільних характеристик конструкції вже в процесі її експлуатації. Постановка проблеми. Проектування ДГК. Розглянемо спочатку загальну схему гасіння коливань. На рис.1 показана загальна схема гасіння вібрації. Тут на деяке тіло А діє деяка система сил. Для гасіння застосовується система ДГК двох типів: дискретні ДГК (ddva), та континуальні ДГК (cdva). Малими стрілками показані ДГК з енергетичним впливом. Це можуть бути як всякі керовані магнітними полями дискретні ДГК, так і континуальні, наприклад п єзоелементи. Також малими стрілками показаний підвід енергії незалежно від ДГК. 97

99 Рис. 1. Загальна схема гасіння вібрації Це може бути максимальне напруження, переміщення або деяка інтегральна характеристика у цьому елементі. Сумарну ефективність віброзахисту позначимо через E SE, і визначимо як деяку суму окремих ESEi з коефіцієнтами важливості : E E. Звичайно, поліпшення критерію (1) можна досягнути на стадії i SE i i SEi проектування конструкції без застосування ДГК. Однак це часто вимагає великих затрат матеріалів і, взагалі, часто неможливе. Відомі різноманітні конструкції ДГК: маятникового, коткового і пружного типів. Для великогабаритних конструкцій і будівельних споруд переважне застосування знаходять ДГК маятникового. Регульовані ДГК коткового типу (рис. 2) розглядався у [4-8]. Рис. 2. Регульований ДГК коткового типу Рис. 3. Широкочастотний двовісний ДГК Розглянемо ДГК, що ефективний у широкому частотному діапазоні по двох осях (рис. 3). ДГК містить вібропоглинаючий інерційний елемент, виготовлений у вигляді рухомої коробки, (з можливістю заповнення гранульованим матеріалом) та обмеженої пружними бар єрами. Налаштування робочої частоти ДГК на резонансну частоту коливань амортизованого об єкта 2 здійснюється шляхом стисненням пружин за допомогою притискних пристроїв 3. Величина демпфування регулюється контролером. Цей метод налаштування дозволяє забезпечити плавне регулювання демпфуючих властивостей ДГК. Таким чином, ДГК забезпечує ефективне регульоване за робочою частотою динамічне гасіння (демпфування) коливань. Напівактивний ДГК. Розглянемо напівактивний ДГК (рис. 4). Це ДГК з керованими демпфуючими dx2 dx1 dx2 dx1 елементами: sign x1 0c2 c2 A dt dt, sign x1 0c2 c2b dt dt A Symmetrical DVA M A = 0 Semi-activ DVA f, Hz Рис. 4. ДГК з керованими демпфуючими елементами (в язкого та сухого тертя) Рис. 5. Результати оптимізації АЧХ для ДГК з незмінним демпфуванням та з керованим демпфуванням 98

100 На рисунку 5 показані результати оптимізації для ДГК з незмінним демпфуванням та з керованим. Висновки. Основними результати даної роботи є розробка ряду конструкцій вібропоглинаючих пристроїв. Для досягнення поставленої мети потрібно вирішити такі завдання: розробити математичні моделі складних машин з приєднаними вібропоглиначами; розробити нові конструкції таких вібропоглиначів, що ефективніші від відомих дискретного та континуального типу; розробити алгоритми багатокритеріальної оптимізації системи ДГК, проаналізувати ефективність окремих типів ДГК, на основі експериментальних досліджень розробити алгоритми ідентифікації як динамічних характеристик ДГК так і базисної конструкції в точках їх приєднання; використати результати даної розробки для зменшення рівня вібрації машин та конструкцій шляхом встановлення нового типу поглиначів на їх корпусах. 1. Тимошенко С. П. Колебания в инженерном деле. М., Наука, с. 2. Den Hartog, J. P. (1956), Mechanical Vibrations (4th edition) Mc Graw-Hill, New York. 3. Park, J., Wang, S., Crocker, M. J. Mass loaded resonance of a single unit impact damper caused by impacts and the resulting kinetic energy influx, Journal of Sound and Vibration, 323, , (2009). 4. Bohdan Diveyev, Ihor Vikovych, Ihor Dorosh, Ivan Kernytskyy, «Different type vibration absorbers design for beam-like structures» Proceeding of ICSV19, Vilnius, Vilnius, Lithuania, 2, p (2012). (Electronic edition) 5. Bohdan Diveyev. Impact and particle buffered vibration absorbers optimization and design. Ukrainian Journal of Mechanical Engineering and Material Science. Vol.1., 2016, 2 6. Hennadiy Cherchyk, Diveyev, Viktor Martyn, Roman Sava, «Parameters identification of particle vibration absorber for rotating machines», Proceeding of ICSV-21, Beijing, China, 2014 (Electronic edition). 7. Bohdan Diveyev, Ihor Vikovych, Viktor Martyn, Ihor Dorosh, Optimization of the impact and particle vibration absorbers, Proceeding of ICSV21, Florence, Italy, 2, (2015). (Electronic edition) 8. Bohdan Diveyev. Impact and particle buffered vibration absorbers optimization and design. Ukrainian Journal of Mechanical Engineering and Material Science.Vol.1., 2016, 2, p Дівеєв Богдан Михайлович, к. т. н., доцент, кафедра транспортних технологій, Національний університет «Львівська політехніка». Керницький Іван Степанович, д. т. н., професор, Варшавський університет природничих наук SGGW. Котів Михайло Васильович, к. т. н., доцент, кафедра транспортних технологій, Національний університет «Львівська політехніка». Пелех Ярослав Миколайович, к. ф-м. н., доцент, кафедра математики, Національний університет «Львівська політехніка». УДК :621 Манжілевський О. Д. РОЗРОБКА ГІДРАВЛІЧНОГО ПРИВОДУ ВІБРАЦІЙНИХ НОЖИЦЬ В даній статті розглядається досить актуальне питання створення гідравлічного приводу для вібраційних ножиць. Запропонований вібраційний гідравлічний привод має ряд переваг: найменші розміри з поміж інших типів приводів при тій же величині потужності, а також здатний створювати вібрації широкого діапазону та значну силу різання. In this article a very topical issue of creating a hydraulic drive for vibrating scissors is considered. The proposed vibrating hydraulic drive has several advantages: the smallest sizes among other types of actuators with the same power output, and also capable of generating wide range of vibrations and significant cutting power. На різних підприємствах машинобудівної галузі є досить висока потреба в обладнанні, яке дозволяє виконувати прямолінійне та фігурне різання листового матеріалу, а також може утворювати в листових заготовках рифти, місцеві неглибокі видавлювання та насічки. Для таких цілей підходять різного типу механізовані ножиці. Такий інструмент найчастіше буває ручним (доцільно застосовувати при різанні листового металу товщиною не більше 3 мм) та стаціонарним (застосовується для різання листового металу товщиною більше 3 мм), [1]. У вібраційних ножиць ріжучими елементами є два однолезвійних ножа, кут між ріжучими кромками яких має дорівнювати приблизно 25 (рис. 1), так як при більшому куті створюються зусилля, що виштовхують лист який розрізається із ножиць, а при меншому куті збільшується необхідне зусилля різання. Внаслідок того, що процес різання у вібраційних ножицях не супроводжується зняттям металу, слід різу на листі виходить у вигляді лінії. 99

101 Прямолінійність ріжучих лез і, головним чином, наявність скоби, на яку спирається нижній ніж, певною мірою, обмежують маневреність вібраційних ножиць при розкрої листів. Особливо ефективно вібраційні ножиці використовуються при обрізанні кромок листів. Точність різання по розмітці і чистота обрізаної кромки виходять цілком, задовільними при наявності навіть невеликого досвіду у робітника. Найбільшого поширеними на підприємствах є ножиці для різки листового металу з ручним, електричним та пневматичним приводами. Такі типи приводів мають ряд недоліків: ручний привод не дозволяє виконувати різку листового матеріалу великої товщини, в пневматичному та електричному приводі є обов'язковим використання різного типу редукторів для забезпечення необхідного зусилля різання, що призводить до зниження надійності та довговічності приводу, а також інструмент з пневматичним приводом потребує наявності на підприємстві мережі із стисненим повітрям. Створювати ручний інструмент, використовуючи вищевказані типи приводів для різання матеріалу великої товщини недоцільно, оскільки він виходить громіздким і важким. В результаті виконання наукового пошуку було запропоновано використати гідравлічний привод у вібраційних ножицях. Це пояснюється тим, що вібраційний гідравлічний привод має найменші розміри з поміж інших типів приводів при тій же величині потужності, а також здатний створювати вібрації широкого діапазону та значну силу різання, [2]. Рис. 1. Схема різання листа вібраційними ножицями На рис. 2 зображений розріз вібраційних ножиць, ріжуча головка 9 яких забезпечена скобою 12. Скоба має в перерізі форму трикутника, бічні сторони якого, розташовані під гострим кутом та розштовхують обидві частини листа, який розрізається (вгору і вниз), що забезпечує просування ножиць в процесі різання. Рис. 2. Розріз вібраційних ножиць Згідно рис. 2 привод працює наступним чином, [3]. У початковому положенні плунжер 1, що виконує роль золотника, притискується пружиною 2 до кульки 3, яка перекриває канал плунжера. При збільшені тиску у порожнині А до тиску спрацювання р 1 відбувається миттєве збільшення зусилля на його нерухомому запірному елементі 3, що виконаний у вигляді кульки. 100

102 Вказане збільшення відбувається за рахунок ступінчастої зміни площі підйому від S п1 =πd 2 /4 до S п2 =πd 2 /4 (S п2 > S п1 ) в момент порушення герметизації посадки запірного елемента 3 на сідло в плунжері 1. В результаті зусилля підйому зростає від P н1 =p 1 S п1 до P н2 = p 1 S п2. Зусилля P н2 звичайно значно перевищує зусилля настройки пружини Р пр = P н1, що притискає запірний елемент 3 до сідла у вихідному положенні. Під дією зусилля P н2 плунжер переміщується вправо з єднуючи порожнину А з порожниною зливу Б, відбувається миттєве падіння тиску у гідросистемі до величини р 2. При цьому зусилля на запірному елементі 3 зменшується до настроюваного значення P н1 = p 2 S п2 і пружина зможе повернути плунжер 1 у вихідне положення, притиснувши його до кульки 3. Далі цикл повторюється. Регулювання частоти спрацювання ГІТ відбувається за рахунок зміни жорсткості пружини 2 за допомогою гайки 4. Залишки рідини з камери в якій знаходиться кулька 3 будуть витіснятись в бак 5 через кільцеві проточки 6, які з єднані каналом з лінією зливу. Об єм рідини, що витискатиметься з порожнини, в якій знаходиться кулька 3, регулюється дроселями 7 та 8 (дані дроселі є додатковим механізмом регулювання частоти і його наявність не обов'язкова, тому на рис. 2 вони зображені тонким лініями). Даний привод має ряд переваг: технологічність, простота конструкції, легкість керування параметрами створюваного вібраційного навантаження. Недоліками такого приводу є: порівняна складність та потреба у насосній станції. Розроблені ножиці можуть використовуватись в якості ручного інструменту (ручка 13 вказана на рис. 2) та як ріжуча головка для стаціонарного верстата. Різка листового матеріалу здійснюється переміщенням верхнього ножа 10 (з можливістю зміни перекриття ріжучих кромок) відносно нижнього нерухомого ножа 11, закріпленого на скобі. Корпус приводу може служити одночасно рукояткою машини. Перевагою запропонованої конструкції є те, що такі ножиці можна використовувати для багатопрохідної різки товстих сталевих листів. При різанні товстих сталевих листів скол настає, коли верхній ніж проникає приблизно на одну третину товщини листа. Тому, при різанні товстих листів не обов'язково, щоб ножі перекривалися в кінці різу. Така різка (різка з негативним перекриттям) забезпечує менше викривлення обрізаної кромки листа в порівнянні з різкою з позитивним перекриттям. 1. Технологія верстатних робіт: навч.пос. для проф.-техн. навч. закладів / М. А. Вайнтрауб, В. Й. Засельський, Д. В. Пополов, за наук. ред. М. А. Вайнтpауба. К. : c. 2. Бочаров Ю. А. Основы общей теории гидравлических кузнечно-штамповочных машин / Бочаров Ю. А. //Машины и технология обработки металлов давлением. М (Тр. МВТУ: 335) С Іскович-Лотоцький, Р. Д. Віброабразивна обробка деталей на установках з гідроімпульсним приводом : монографія / Р. Д. Іскович-Лотоцький, О. Д. Манжілевський. Вінниця : ВНТУ, с. Манжілевський Олександр Дмитрович, к. т. н., доцент кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. УДК :543.1 Шевченко О. В., Ліщінер-Іващенко О. В. ЕФЕКТИВНЕ ГАСІННЯ КОЛИВАНЬ РІЗАЛЬНОГО ІНСТРУМЕНТУ ПРИ ТОКАРНІЙ ОБРОБЦІ В статті розглянуто питання підвищення ефективності гасіння коливань різального інструменту при точінні з використанням інструментального оснащення з демпфером. За результатами експериментальних досліджень визначені умови підвищення вібростійкості токарної обробки спеціальним різцетримачем. Доведена ефективність використання різцетримачів подібного типу в порівнянні зі штатними. Найважливішими вимогами, яким повинен відповідати будь-який металорізальний верстат є забезпечення заданої точності обробки та якості оброблених поверхонь при максимальній продуктивності. Основною з причин, що обмежують можливість забезпечення цих вимог, є виникнення і поширення недопустимих коливань при різанні. Коливання створюють значні додаткові динамічні навантаження на пружну систему верстата, що знижує стійкість інструменту і точність обробки, зменшує довговічність роботи вузлів та верстата в цілому [1]. Зменшення рівня коливань при різанні досягається як порівняно простими технологічними методами (зміною режимів різання і геометрії інструменту) так і конструктивними відповідною орієнтацією головних осей жорсткості пружної системи інструменту для забезпеченням умов, при яких збільшення сили різання призводить до відтискання інструменту від оброблюваної деталі, та використанням методу динамічного гасіння коливань [2]. Сутність методу динамічного гасіння коливань полягає у приєднанні до коливального об'єкту додаткових пристроїв з метою зміни характеру його коливань. Динамічний гасник коливань (ГК) створює додатковий силовий вплив, який передається об'єкту. При приєднанні до об'єкта динамічного гасника зміна характеру коливань відбувається за рахунок збільшення розсіювання енергії коливань, або перерозподілу коливальної енергії від об'єкта до ГК. Динамічні ГК можна класифікувати наступним чином: по джерелу енергії на пасивні та активні; 101

103 за напрямком дії для гасіння поздовжніх, згинальних та крутильних коливань; за кількістю мас на одно-, дво- та багатомасові; з лінійними та нелінійними статичними характеристиками [3]. Для дослідження ефективності використання демпферів для гасіння коливань різального інструменту при точінні використано різцетримач [4, 5] з демпфером із тарілчастих пружин. Відмінністю даного дослідження є визначення ефективності використання демпферу за схемою пакету з додатковими вставками між тарілчастими пружинами. В якості вставок було використано такі листові матеріали: гуму товщиною 1 мм та 2 мм, ПВХ товщиною 1,5 мм та 2,5 мм, мідь (0,66 мм) та пароніт ПБМ (1 мм). В даному дослідженні пакет складався з 16 тарілчастих пружин та 8 вставок. Проведені дослідження вільних затухаючих коливань віджимної частини різцетримача від дії імпульсного навантаження без встановлення демпферу та з демпфером із вставками з різних матеріалів та різними силами початкового натягу пакету. Імпульсний вплив здійснювався по пружній частині різцетримача в напрямку дії тангенціальної складової сили різання з одночасною реєстрацією коливань п єзоелектричним акселерометром. Для запису та обробки сигналів з датчика використано аналогово-цифровий перетворювач ADA-1406 та ПЕОМ з програмою для цифрової обробки сигналів PowerGraph. Ефективність демпфірування коливань в напрямку тангенціальної складової сили різання оцінювалась за величиною логарифмічного декременту коливань λ. На рис. 1 наведено віброграми вільних коливань консольної частини різцетримача без демпферу (рис. 1,а) та з демпфером (рис. 1, б). а) б) Рис. 1. Віброграми затухаючих коливань різцетримача: а без демпферу, б з демпфером із вставками з пароніту при силі натягу пакету S = 4 кн Аналіз попередніх досліджень стосовно методів гасіння коливань при різанні дозволив визначитись із найбільш доступним та достатньо точним методом визначення логарифмічного декременту коливань, а саме, методом вільних затухаючих коливань. Для використання цього методу при дослідження демпфіруючих характеристик інструментального оснащення розроблено стенд та підібрано комплект вібродіагностичної апаратури. Розроблена методика, що дозволяє проводити статичні та динамічні випробування різних динамічних гасників коливань і можливість порівнювати їх за демпфіруючими характеристиками та отримувати вихідну інформацію для подальшого вдосконалення конструкцій в напрямку підвищення режимів вібростійкого точіння. 1. Попов В. И., Локтев В. И. Динамика станков. Киев: Техника, с. 2. Орликов М. Л. Динамика станков: Учеб. пособие для вузов.-2-е изд. перераб. и доп. Киев : Выща школа, с. 3. Коренев Б. Г., Резников Л. М. Динамические гасители колебаний. М. : Наука. Гл.ред.физ.-мат.лит., с. 4. Різцетримач: Патент України на корисну модель 21427: МПК В23В 29/03/ Шевченко О. В., Вакуленко С. В., Дюмін В. А. Опуб , Бюл с. 5. Шевченко О. В., Живолуп О. О. Ефективний спосіб підвищення вібростійкості пружної системи верстата при токарній обробці. // Процеси механічної обробки в машинобудуванні. Зб. наук. пр. Житомир: ЖДТУ, Вип. 11. с Шевченко Олександр Віталійович, д. т. н., професор кафедри конструювання верстатів та машин, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. І. Сікорського». Ліщінер-Іващенко Ольга Вадимівна, аспірант кафедри конструювання верстатів та машин, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. І. Сікорського». 102

104 УДК Новік М. А., Юрчишин О. Я., Іващенко М. В. СВЕРДЛОВИННІ ПНЕВМОГІДРАВЛІЧНІ ГЕНЕРАТОРИ ІМПУЛЬСНОЇ ДІЇ Доповідь присвячена розробці та дослідженню пневмогідравлічного генератора імпульсної дії стимуляції дебіту нафтогазових свердловин. Доклад посвящен разработке и исследованию пневмогидравлического генератора импульсного действия стимуляции дебита нефтегазовых скважин. Забезпечення енергетичної незалежності України залежить в першу чергу як від стану нафто- і газодобування, так і від процесу експлуатації свердловин. Від рішення питання розвідки, розробки і експлуатації нафтових і газових родовищ залежить повна віддача корисної копалини. Зменшення віддачі корисної копалини (нафти, газу) обумовлюється незадовільним станом привибійної зони свердловини. Погіршення стану привибійної зони може бути внаслідок закупорки макро- та мікротріщин продуктивного пласту твердою фазою, фільтром, буровим розчином, парафінами, солями, механічними домішками і асфальтомісткими компонентами та ін. Поліпшити віддачу корисної копалини свердловиною можливо або за рахунок прочищення існуючих мікро- та макротріщин (каналів) або створення додаткових мікроканалів. Питанню стимуляції нафтових та газових свердловин присвячено чимало як вітчизняних, так і зарубіжних робіт, в яких розглядаються різноманітні способи підвищення віддачі корисної копалини: хімічні, лазерні та гідродинамічні. При цьому особливої уваги заслуговують пневмогідравлічні генератори коливань імпульсної дії. В роботі розглядається статика і динаміка різноманітних пневмогідравлічних свердловинних генераторів коливань, які розроблені на кафедрі «Конструювання верстатів та машин» НТУУ «КПІ ім. І.Сікорського» і захищені патентами України: 32253, 94004, 97511, і Запропоновані конструкції свердловинних пневмогідравлічних генераторів коливання характеризуються простотою конструкції, наземним розміщенням, високою надійністю і безпечністю в експлуатації. При робочому пневматичному тиску до 1МПа в забої свердловини може створюватися додатковий тиск рідини до 50 МПа і більше. Створення високого додаткового тиску у привибійній зоні обумовлює «розрив» продуктивного пласту і гідропотік, який у свою чергу призводить до покращення провідності мікроканалів. Процес поглинання рідини продуктивним пластом контролюється витратомірним пристроєм. Об єм рідини, що поглинається продуктивним пластом дає можливість оцінити степінь очистки мікроканалів від запираючих частин. Дослідні зразки свердловинних пневмогідравлічних генераторів пройшли випробування на свердловинах з малим дебітом (або відсутнім) на Шебелинці, «Чернігівнафтогазі» в Талалаївці і в Полтавській області на свердловині «Котляревського». Проведені випробування показали, що запропонований спосіб дає можливість очистити привибійну зону від закупорюючих частин, які іншими способами не вилучались. По цій причині геологами, що обслуговують свердловини, були видані рекомендації про включення таких генераторів в технологічний цикл освоєння газових та нафтових свердловин. Новік Микола Андрійович, к. т. н., доцент кафедри конструювання верстатів та машин Механікомашинобудівного інституту, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. Ігоря Сікорського». Юрчишин Оксана Ярославівна, к. т. н., доцент кафедри конструювання верстатів та машин Механікомашинобудівного інституту, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. Ігоря Сікорського». Іващенко Микола Володимирович, студент кафедри конструювання верстатів та машин Механікомашинобудівного інституту, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. Ігоря Сікорського». 103

105 УДК Поліщук Л. К., Піонткевич О. В. ДОСЛІДЖЕННЯ ДИНАМІЧНОЇ СТІЙКОСТІ АДАПТИВНОГО ПРИВОДУ КОНВЕЄРА Розглянуто перехідні процеси в режимах зміни навантаження адаптивного приводу конвеєра на основі розробленої математичної моделі. Розраховано співвідношення конструктивних параметрів адаптивного приводу конвеєра, які забезпечують його динамічну стійкість. Ключові слова: адаптивний привод; конвеєр; динамічна стійкість The transition processes in the modes of changing the loading of the adaptive drive of the conveyor on the basis of the developed mathematical model are considered. The ratio of constructive parameters of the adaptive drive of the conveyor, which provides its dynamic stability, is calculated. Keywords: adaptive drive; conveyor; dynamic stability. Основна частина. Тенденції розвитку приводів конвеєра спрямовані на їх гідрофікацію та оснащення пристроями зміни швидкості та моменту [1, 2] за умови зміни вантажопотоків, зокрема, адаптивними пристроями. Такий підхід дозволяє більш ефективно використовувати транспортери під час експлуатації, зменшує енерговитрати, убезпечує механічну систему конвеєра від перевантажень, а також підвищити надійність за рахунок резервування та спрощення конструкції приводів конвеєра [3 6]. При проектуванні адаптивного приводу конвеєра необхідно також враховувати вплив його параметрів за різних режимів навантаження на його динамічну стійкість та показники якості перехідних процесів системи керування [7, 8]. Тому метою роботи є забезпечення динамічної стійкості роботи адаптивного приводу за рахунок вибору його параметрів, які забезпечують якісні динамічні характеристики перехідних процесів. Для дослідження перехідних процесів в системі керування адаптивним приводом було побудовано математичну модель та розв язано її за допомогою програмного пакету MATLAB Simulink [9]. Адаптивний привід з системо керування спочатку навантажували при номінальному значенні в 5 кнм, далі перевантажували до 12 кнм та знову розвантажували до номінального режиму роботи. Під час дослідження було розраховано вплив характерного об єму додаткового гідромотора q m2 = см 2 та співвідношення площ сенсора S = f 1 /f 2 = 0,1 0,9 на динамічну стійкість адаптивного приводу. а) б) Рис. 1. Стійкий (а) та нестійкий (б) перехідні процеси змінної тиску p n в напірній гідролінії системи керування адаптивного приводу від часу t 104

106 Розраховано, що адаптивний привод працює в стійкому режимі при характерному об ємі додаткового гідромотора q m2 0,5q m1 (рис. 1, а), а при використанні більших значень характерного об єму додаткового гідромотора виникають нестійкі перехідні процеси в системі керування (рис. 1, б). За співвідношень площ сенсора S = 0,1 0,4 спостерігали стійкі перехідні процеси, однак тиск його закриття є недостатнім для забезпечення функціонального призначення адаптивного приводу вимикати додатковий гідромотор при зменшенні навантаження до номінального. Співвідношення S = 0,5 0,7 забезпечує необхідний режим роботи адаптивного приводу, тобто вимикання додаткового гідромотора за відповідного зменшення діючого навантаження. За значення S = 0,9 спостерігали нестійкий перехідний процес в системі керування адаптивним приводом. Дослідження впливу параметрів адаптивного приводу на динамічні процеси проводилися в таких діапазонах характеристик транспортера та привідного пристрою: статичний Е s = ( ) 10 6 МПа та динамічний E d = МПа модулі пружності стрічки конвеєра, площа поперечного перерізу стрічки A s = (0,824 3,96) 10-2 м 2, довжина конвеєра L s = ,4 м, зведений момент інерції хвостового барабана І 4 = кг м 2, крутильна жорсткість передавального механізму с f = (0,25 0,75) 10 6 МПа, демпфування передавального механізму ν f = Нс/м [9]. Слід зазначити, що в досліджуваних діапазонах параметрів адаптивного приводу усі перехідні процеси були стійкими. Висновки. Розраховано параметри адаптивного приводу, які забезпечують динамічну стійкість роботи під час зміни режимів навантаження конвеєра. Встановлено, що за значень характерного об єму додаткового гідромотора q m2 0,5q m1 та співвідношень площ сенсора S = 0,5 0,7 спостерігається швидке затухання коливальних процесів. За параметрів q m2 = 0,25q m1, S = 0,7 та вище зазначених характеристик транспортера і привідного пристрою виконано дослідження динамічних процесів адаптивного приводу при зміні навантаження, яке показало стійку роботу розробленої привідної гідравлічної системи. 1. Lauhoff, H. «Speed Control on Belt Conveyors Does it Really Save Energy?» / H. Lauhoff // Bulk Solids Handling, (6), P Bing Xua. Pump valves coordinate control of the independent metering system for mobile machinery / X. Bing, D. Ruqi, Z. Junhui, C. Min, S. Tong // Automation in Construction, P Поліщук, Л. К. Гідрофікація транспортних засобів буртоукладальних машин [Текст] / Л. К. Поліщук, Р. Д. Іскович-Лотоцький, Р. П. Коцюбівський // Вібрації в техніці і технологіях. Всеукраїнський науковотехнічний журнал (26). 4. Polishchuk, L. Mathematical modeling of dynamic processes of control device of hydraulic drive of belt conveyor with variable load [Text] / L. Polishchuk, O. Koval // Tehnomus. New Technologies and Products in Machine Manufacturing Technologies Issue 1. P Поліщук, Л. К. Вибір раціональної схеми привода конвеєра за критеріальними оцінками [Текст] / Л. К. Поліщук, Р. П. Коцюбівський, С. А. Барабанов // Збірник наукових праць ВНАУ. Серія: Технічні науки Т. 2(59), 10. С Поліщук Л. К. Керований гідравлічний привод конвеєра / Л. К. Поліщук, В. П. Пурдик, О. О. Адлер // Промислова гідравліка і пневматика (17). С Полішук Л. К. Дослідження динамічних процесів в системі керування гідропривода стрічкових конвеєрів із змінними вантажопотоками / Л. К. Полішук, Є. В Харченко, О. В. Піонткевич, О. О. Коваль // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. Технологии машиностроения, /8(80). C Kozlov L. Optimization of design parameters of the counterbalance valve for the front-end loader hydraulic drive / L. Kozlov, Yu. Burennikov, O. Piontkevych, O. Paslavska // Proceedings of 22nd International Scientific Conference «MECHANIKA 2017». Kaunas University of Technology, Lithuania, 19 May P Polishchuk L. Dynamics of adaptive drive of mobile machine belt conveyor / L. Polishchuk, O. Piontkevych // Proceedings of 22nd International Scientific Conference «MECHANIKA 2017». Kaunas University of Technology, Lithuania, 19 May Р Поліщук Леонід Клавдійович, д. т. н., професор, професор кафедри «Галузеве машинобудування», Вінницький національний технічний університет,. Піонткевич Олег Володимирович, інженер кафедри технологій та автоматизації машинобудування, Вінницький національний технічний університет. 105

107 УДК Побережный М. И., Огородников В. А., Коц И. В. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ГИДРОСТАТИЧЕСКИХ ОПОР В ВИБРАЦИОННЫХ СТЕНДАХ Розглянуто застосування гідростатичних опор у вібраційних стендах. Рассмотрено применение гидростатических опор в вибрационных стендах. Технология изготовления ответственных узлов и агрегатов изделий авиационной, ракетной и космической техники предполагает обязательные наземные испытания как вновь разработанных конструкций, так и испытания контрольных образцов серийных изделий. Целью испытаний опытных образцов является определение слабых сторон конструкции и технологии. При серийном производстве проводятся обязательные испытания контрольного экземпляра из партии, с целью подтверждения качества технологии изготовления. Испытание изделий на натурные динамические нагрузки представляет собой очень сложную техническую задачу. Вибрационные стенды являются единственно возможным инструментом для нагружения изделий. На таких вибрационных стендах производятся циклические испытания изделий, испытания при случайных нагрузках, исследования на различные комбинации нагружения с большими скоростями и ускорениями для определения технико-экономических показателей, одним из которых является ресурс эксплуатации изделия. Трудности, связанные с проведением испытаний изделий большой массы и габаритов, заключаются в ограниченных возможностях производительности существующего испытательного оборудования, в большом объеме проводимых испытаний и их трудоемкости, в наличии динамических взаимодействий между элементами стендовой системы, включающей объект испытаний, источник возбуждения и стендовые устройства. Все это отражается на уровне достоверности и информативности результатов экспериментальных исследований. Работоспособность и долговечность вибрационного стенда в значительной степени зависят от качества направляючих вибрационных стендов. Во многих областях техники использование опор жидкостного трения в качестве направляючих является практически безальтернативным, так как они обладают рядом преимуществ по сравнению с подшипниками скольжения и качения, в частности высокой быстроходностью, долговечностью, высокой демпфирующей способностью [1-3]. В настоящее время известны зарубежные фирмы, изготавливающие вибрационные стенды, такие как Team, TIRA, LDS, DONGLING и другие. На рисунке представлен вибрационный стенд фирмы DONGLING для испытания изделий на воздействие горизонтальной вибрации, у которого стол скольжения установлен на плоских гидростатических опорах. Рис. 1. Вибрационный стенд фирмы DONGLING Вибрационные стенды для испытания изделий известных зарубежных фирм обеспечивают воздействие горизонтальной вибрации только по одной координате. Вибрационные стенды предназначены для испытания изделий весом до 200 кн. Предлагается в качестве направляющих вибрационных стендов использовать цилиндрические гидростатические опоры [4]. Цилиндрическая гидростатическая опора воспринимает номинальную нагрузку 600 кн. Вибрационные стенды с цилиндрическими гидростатическими опорами позволят испытывать крупногабаритные и тяжелые изделия до 1000 кн и более. Такие вибрационные стенды обеспечат воздействие горизонтальной вибрации как по одной координате, так и по двум координатам одновременно. Испытание изделий 106

108 по двум координатам значительно повысит качество и достоверность проводимых испытаний изделий авиационной, ракетной и космической техники. 1. Баранов В. Н. Электрогидравлические и гидравлические вибрационные механизмы / В. Н. Баранов, Ю. Е. Захаров М.: Машиностроение, с. 2. Испытательная техника: Справочник; В 2-х кн. / Под ред. В. В. Клюева. М.: Машиностроение, Кн с. 3. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т./ Ред. совет: В. Н. Челомей (пред.). М. : Машиностроение, 1981 Т.4. Вибрационные процессы и машины. Под ред. Э. Э. Лавендаля с. 4. Патент України А, МПК6 F16C 32/06. Гідростатична опора / Ю. Я. Комісаренко, М. І. Побережний, В. О. Петрушевський, І. Б. Шіршова ; заяв ; опубл , Бюл. 6. Побережний Михайло Іванович, науковий співробітникк кафедри опору матерiалiв та прикладної механiки, Вінницький національний технічний університет. Огородніков Віталій Антонович, д. т. н., професор, завідувач кафедри опору матерiалiв та прикладної механiки, Вінницький національний технічний університет. Коц Іван Васильович, к. т. н., професор кафедри інженерних систем у будівництві, Вінницький національний технічний університет. УДК 62-82: Козлов Л. Г. МЕХАНОТРОННИЙ ГІДРОПРИВОД МАНІПУЛЯТОРА З АДАПТИВНИМ ГАСИТЕЛЕМ КОЛИВАНЬ НА ОСНОВІ НЕЧІТКОЇ ЛОГІКИ В промисловості, будівництві та на транспорті широко застосовуються мобільні машини з маніпуляторами. Виробники таких машин налагодили випуск широкої номенклатури змінних робочих органів різного призначення. Маніпулятори призначені для виконання широкого спектру операцій з вантажами великої маси та габаритів. Оснащуються маніпулятори гідроприводами на базі нерегульованих або регульованих насосів та пропорційної гідроапаратури [1]. Останнім часом набуває поширення використання контролерів в гідроприводах маніпуляторів. Робочі процеси в механотронних гідроприводах характеризуються постійною зміною напрямків руху робочих органів, частими пусками та зупинками. З урахуванням великої маси вантажив та значних габаритів маніпуляторів, а також наявності, як правило, декількох одночасно працюючих регуляторів динамічні процеси в гідроприводах маніпуляторів характеризуються значною коливальністю. Коливання величини тиску в перехідних процесах приводять до значного перевантаження елементів конструкцій маніпуляторів та машин, зносу елементів гідроприводів, що в цілому значно зменшує ресурс машини з маніпулятором. Розробка ефективних засобів зменшення коливань в гідроприводах маніпуляторів мобільних машин на сьогоднішній день є актуальною задачею. У Вінницькому національному технічному університеті розроблена схема мехатронного гідропривода маніпулятора мобільної машини. Така схема включає два регульованих насоса, пропорційний гідророзподільник, дискретні гідророзподільники з електричним керуванням, контролер та систему датчиків. Схема забезпечує роботу приводів маніпулятора при можливості пропорційного керування та стабілізації швидкості руху робочих органів та суміщення роботи двох приводів при високих показниках економічності роботи. Розроблена математична модель мехатронного гідропривода маніпулятора в програмному середовищі MATLAB-Simulink. Створена модель адаптивного регулятора, який забезпечує корегування сигналів керування в залежності від режимів роботи мехатронного гідропривода [2]. Адаптивний регулятор включає блок комутацій, блок зворотного зв язку та блок корегування зворотного зв язку. Блок комутації забезпечує підключення до регульованих насосів двох одночасно працюючих гідродвигунів таким чином, що в залежності від вибраного гідродвигуна забезпечується його індивідуальний привод від окремого насоса. Блок зворотного зв язку забезпечує передачу сигналів від підключених в даний момент гідродвигунів до регуляторів регульованих насосів. Блок корегування сигналу зворотного зв язку забезпечує гасіння коливань в мехатронному гідроприводі в перехідних процесах. Корегування сигнала зворотного зв язку забезпечується шляхом додавання до нього складової. Тут позначено: коефіцієнт корегувальної складової сигналу адаптивного регулятора; похідна від сигналу зворотного зв язку. Величина коефіцієнта в значній мірі впливає на якість перехідних процесів в механотронному гідроприводі. Робота адаптивного регулятора при оптимальному значенні суттєво зменшує величину перерегулювання та час регулювання за рахунок інтенсивного гасіння коливань привода в перехідних процесах. Виявлено, що величина коефіцієнта суттєво залежить від режимів роботи механотронного гідропривода, а саме від величини подачі робочої рідини до гідродвигуна та величини тиску в гідроприводі. 107

109 Виявлено також в процесі досліджень, що залежність коефіцієнта від режимів роботи не може бути виявлена точно. Можливо виявити лише діапазон зміни, якій є оптимальним для певної подачі та тиску в механотронному гідроприводі. Для формування величини в залежності від режимів роботи механотронного гідропривода використано нечітку залежність на основі алгоритму Mamdani з гаусовими функціями приналежності. Проведено моделювання роботи механотронного гідропривода з адаптивним регулятором. Встановлено, що коливальність гідропривода суттєво зменшується з 8 10 коливань до 2 3 коливань в перехідному процесі в залежності від режимів його роботи. При цьому величина перерегулювання зменшується на величину до 40 %. 1. Бурєнніков Ю. Автоматична система керування регульованим насосом / Ю. Бурєнніков, Л. Козлов, С. Репінський // Вісник ТДТУ Том С Kozlov L. G. Digital PD controller with dynamic correction of the differential component coefficient for a mechatronic hydraulic system // TEHNOMUS, Vol. 2013; 20 (1). Р Козлов Леонід Геннадійович, д. т. н., професор, завідувач кафедри технологій та автоматизації машинобудування, Вінницький національний технічний університет. УДК Струтинський С. В. ПІДВИЩЕННЯ ВІБРОСТІЙКОСТІ АЕРОСТАТИЧНИХ СФЕРИЧНИХ ШАРНІРІВ ВИКОРИСТАННЯМ ГАЗОРІДИННИХ РОБОЧИХ СЕРЕДОВИЩА Обґрунтована актуальність проблеми підвищення вібростійкості аеростатичних сферичних шарнірів. Запропоновано для підвищення вібростійкості в якості робочого середовища використати газо-рідинну суміш, зокрема використати феромагнітну рідину. Розглянуто різноманітні варіанти системи локалізації обмеженого об єму рідини в порожнині шарніра. Доведено ефективність запропонованих засобів для підвищення вібростійкості аеростатичних сферичних шарнірів. Постановка проблеми в загальному вигляді та її зв'язок із важливими науковими та практичними завданнями. Сферичні аеростатичні шарніри є ефективною елементною базою просторових систем приводів. Їх перевагами є екологічність та висока точність. Розроблено ряд конструкцій регульованих аеростатичних шарнірів, які додатково виконують функції приводів мікропереміщень. Тому дослідження в даному напрямку є актуальними. Сферичні аеростатичні шарніри мають ряд недоліків. Основним з них є низька демпфуюча здатність, схильність до виникнення автоколивань, можливість механічного контакту деталей при високих навантаженнях. Проблема в загальному вигляді полягає у підвищенні вібростійкості аеростатичних сферичних шарнірів. Виділення невирішених раніше частин загальної проблеми. Низька вібростійкість сферичних аеростатичних шарнірів обумовлена робочими процесами стиснення повітря в щілині аеростатичного шарніра. Тому невирішена раніше частина загальної проблеми полягає у компенсації негативного впливу стиснення робочого середовища в щілині шарніра. Формування мети і задач досліджень. Метою досліджень постановлено розробку заходів по компенсації негативного впливу стиснення робочого середовища на вібраційні властивості сферичних аеростатичних шарнірів. Задачами дослідження є встановлення можливості застосування обмеженої кількості рідини в аеростатичному шарнірі та розроблення схемних рішень утримання рідини в порожнині шарніра. Виклад основного матеріалу досліджень. Основною причиною низької вібростійкості сферичних аеростатичних шарнірів є стиснення робочого середовища (повітря) в щілині та комунікаціях сферичного шарніра. Стиснення рідини на кілька порядків менше стиснення повітря. Тому характеристики аеростатичних шарнірів можна суттєво поліпшити використавши в якості робочого середовища газо-рідинну суміш. Перспективним є використання в шарнірах феромагнітної рідини на основі мінеральної оливи із включенням нанодисперсних феромагнітних частинок. При використанні газорідинної суміші порожнини шарніри герметизуються за допомогою еластичного кожуха. В нижній частині порожнини шарніра поміщається обмежений об єм робочої рідини, який за допомогою ежектора подається в щілину шарніра і розповсюджується в ній за допомогою струменевої системи керування. При цьому в щілині шарніра формується газо-рідинна суміш. Повітря до аеростатичних опор шарніра подається від пневмомагістралі. В герметичній порожні шарніра створюється невеликий надлишковий тиск. Повітря з порожнини видаляється через проточну систему регенерації робочої рідини. Система регенерації включає циклон для осаджування крапель рідини і повернення її в нижню частину порожнини шарніра. Крім циклона в системі регенерації наявний спеціальний фільтр для відділення мікроскопічних часток рідини, які є у 108

110 повітрі, що виходить із шарніра та фільтр грубої очистки, який затримує субмікроскопічні частинки мастила, що знаходяться в повітрі, яке наявне в порожнині шарніра. Розглянуті різноманітні схеми підводу рідини в щілину шарніра. Найбільш простою і ефективною є схема подання газо-рідинної суміші в щілину шарніра за допомогою сопл встановлених по периферії окремого опорного елемента аеростатичного шарніра. Струмені суміші газу з рідиною попадають в периферійну область щілини. При цьому газо-рідинна суміш проникає в щілину на певну глибину. В останньому об ємі щілини має місце течія газу без рідини. Раціональною є схема подання газо-рідинної суміші безпосередньо в щілину шарніра через отвір в одній з її стінок. Вісь отвору розташована під гострим кутом до напрямку руху повітря в щілині. Газо-рідинна суміш подається в щілину через ряд отворів утворюючи області течії рідини з газом в щілині безпосередньо біля отвору і вниз по течії в щілині. Однією із перспективних схем є утримання феромагнітної рідини в локальній області щілини за допомогою постійних магнітів розташованих в корпусі шарніра. Наявність локальних областей щілини заповнених феромагнітною рідиною суттєвим чином підвищує демпфуючу здатність аеростатичного шарніра. Недоліком запропонованих схем є утворення окремих локальних областей течії газо-рідинного середовища в щілині. Для повного заповнення щілини газо-рідинною сумішшю рідина за допомогою ежектора подається безпосередньо в магістраль живлення сферичного шарніра. Проведено дослідження робочих процесів у аеростатичних шарнірах, що використовують газо-рідинне робоче середовище. Наявність в повітрі, що знаходиться в щілині, крапель рідини суттєво підвищує в язкість робочого середовища, а відповідно і демпфуючу здатність шарніра. При цьому зменшується інтенсивність автоколивань шарніра, що дає можливість підвищити номінальний тиск живлення. Підвищення тиску живлення збільшує несучу спроможність шарніра та знижує його масу і габарити. Використання газо-рідинного робочого середовища у сферичних аеростатичних шарнірах суттєво підвищує їх вібростійкість. Висновки. 1. Доведено, що в сферичних аеростатичних шарнірах може бути використана газо-рідинна суміш яка включає обмежений об єм рідини, що постійно знаходиться в порожнині шарніра. 2. В якості рідини, що використовується в аеростатичному сферичному шарнірі доцільно використати феромагнітну рідину на основі мінеральної оливи із включенням нанодисперсних феромагнітних частинок. 3. Введення обмеженої кількості рідини в порожнину сферичного аеростатичного шарніра суттєвим чином підвищує вібростійкість шарніра. Ц дає можливість в 1,5 2 рази підвищити тиск повітря в шарнірі, а відповідно знизити його масу і габарити. Струтинський Сергій Васильович, к. т. н., доцент кафедри прикладної гідроаеромеханіки та мехатроніки Механіко-машинобудівного інституту, Національний технічний університет України «Київсбкий політехнічний інститут ім. І. Сікорського». УДК Півень М. В. ДОСЛІДЖЕННЯ ПРОЦЕСУ ЗАВАНТАЖЕННЯ РОБОЧОЇ ПОВЕРХНІ ВІБРОРЕШЕТА В роботі представлені результати досліджень закономірностей товщини шару, швидкості та щільності сипкої суміші, питомого завантаження на поверхні плоского похилого вібраційного решета. Встановлено, що рух потоку сипкої суміші має суттєвий просторовий характер, а розподіл щільності, швидкості та питомого завантаження на поверхні решета неоднорідний. THE STUDY OF THE LOADING PROCESS OF THE WORKING SURFACE OF THE VIBROSIEVE The article presents the results of research of the dependencies of layer thickness, speeds and density of the mixture, specific loading on a surface of sloping flat vibrating sieve. It is set that stream motion of friable mixture has substantial spatial character, and distribution of density, speed and specific loading on the sieve surface are heterogeneous. Живлення зернових сепараторів, включаючи подачу і розподіл оброблюваного матеріалу на поверхні решета, є одним із чинників, що забезпечують якість і продуктивність процесу сепарування. Існуючі машини не забезпечують рівномірного розподілу зернової суміші по робочій поверхні, а наявність ділянок перевантаження або недовантаження приводить до зниження якості та продуктивності процесу сепарування. Виникнення таких ділянок обумовлюється товщиною шару, швидкістю та щільністю потоку суміші на робочій поверхні решета. Для вирішення цієї проблеми необхідно дослідити вказані характеристики потоку сипкої суміші на решеті. Розподіл зернового матеріалу по ширині робочих органів і вплив нерівномірності цього розподілу на ефективність сепарування досліджений в роботах [1, 2]. 109

111 Для покращення завантаження ряд дослідників вдалися до зміни форми поверхні решета. А. Н. Зюлін [3, 4] визначив криволінійну форму плоского решета, що забезпечує рівномірний розподіл матеріалу по його робочій поверхні. Зміна місцевого завантаження решета забезпечувалась змінним кутом нахилу до горизонту його ділянок. Є.С. Гончаровим [5] досліджений характер нестійкого руху суміші на ділянці завантаження решета. Він розробив рекомендації по зниженню впливу нестійкого руху суміші на процес завантаження решіт. В.П. Ольшанський [6] досліджував закономірності змінювання швидкості потоку суміші по довжині решета при нерівномірній подачі. Встановлено, що при гармонічних пульсаціях подачі, довжина області нерівномірного руху зростає зі зменшенням частоти і збільшенням амплітуди коливань швидкості подачі суміші на решето. Завантаження робочої поверхні решета характеризується розподілом матеріалу по всій його площі, що вимагає розгляду просторового руху ЗС. Проте у відомих роботах рух суміші розглянутий тільки в поздовжній вертикальній площині. Мета досліджень дослідження характеристик потоку сипкої суміші по всій площі поверхні решета. В роботах [7, 8] одержана система рівнянь просторового руху потоку сипкої суміші на похилому вібраційному решеті, складені граничні умови на поверхнях, що обмежують об єм потоку суміші. Система рівнянь зведена до рівнянь планового потоку, а чисельне розв язання виконано скінченно-різницевим методом [9]. Одержані закономірності товщини шару, поверхневої щільності суміші, поздовжньої та поперечної складових швидкості, питомого завантаження на всій площі поверхні решета. Товщина шару сипкої суміші залишається незмінною на всій поверхні решета, а її величина залежить від питомого завантаження. При зменшенні питомого завантаження товщина шару зменшується. Біля бокових стінок вихідного перерізу потоку спостерігається незначне зменшення товщини шару. Поверхнева щільність біля вхідного перерізу потоку різко зменшується, а далі, по мірі просування суміші вздовж решета зменшується незначно. Спостерігається ущільнення шару біля поздовжньої осі решета. Зі збільшенням довжини решета поверхнева щільність вирівнюється по ширині ближче до вихідного перерізу потоку. Зменшення питомого завантаження, за рахунок збільшення ширини решета, приводить до зменшення поверхневої щільності, але біля поздовжньої осі щільність більша ніж біля бокових стінок решета. Поздовжня складова швидкості суміші біля вхідного перерізу потоку збільшується, а далі по мірі просування суміші вздовж решета, мало змінюється. Спостерігається збільшення швидкості біля поздовжньої осі решета, що обумовлено характером швидкості на вході решета та незначним впливом бокових стінок. Зі збільшенням довжини решета поздовжня складова швидкості суміші вирівнюється по ширині. Зменшення питомого завантаження, за рахунок збільшення ширини решета, приводить до зменшення цієї складової швидкості, але біля поздовжньої осі швидкість більша ніж біля бокових стінок решета. Поперечна складова швидкості суміші дуже мала за величиною в порівнянні з поздовжньою. Характер зміни поперечної складової швидкості такий, що приводить до ущільнення потоку ближче до поздовжньої осі решета. Це обумовлено зміною поздовжньої складової швидкості по ширині решета. Частинки суміші, біля поздовжньої осі решета, рухаються швидше і захоплюють частинки з країв, які рухаються з меншою швидкістю, що приводить до ущільнення шару вздовж осі решета. Зі збільшенням довжини решета, біля вихідного перерізу потоку, поздовжня складова швидкості вирівнюється по ширині, що приводить до зменшення поперечної складової швидкості. Питоме завантаження решета змінюється по всій його поверхні. Це зумовлено зміною поздовжньої швидкості та щільності суміші. Найбільші відхилення питомого завантаження від середнього значення мають місце біля вхідного перерізу потоку. Вздовж осі решета відхилення більші за середнє значення, що свідчить про перевантаження цієї ділянки, а вздовж країв менші, що вказує на недовантаження. Зі збільшенням довжини решета відхилення питомого завантаження від середнього значення зменшуються. Таким чином, рух потоку сипкої суміші на плоскому похилому віброрешеті має суттєвий просторовий характер. Розподіл швидкості, щільності та питомого завантаження по поверхні решета неоднорідний. Висновок. Проведеним аналізом результатів досліджень характеристик потоку сипкої суміші встановлено: товщина шару залишається незмінною на всій поверхні решета; поздовжня складова швидкості на вході решета збільшується а поверхнева щільність зменшується; біля поздовжньої осі решета суміш ущільнюється і збільшується швидкість її руху; зі збільшенням довжини решета поздовжня складова швидкості та поверхнева щільність вирівнюються по ширині; поперечна складова швидкості суміші значно менша у порівнянні з поздовжньою і сприяє ущільненню потоку біля поздовжньої осі решета; питоме завантаження решета змінюється по всій його поверхні, а найбільші відхилення від середнього значення мають місце біля вхідного перерізу потоку. 1. Кацева Р. З. Исследование способа регулирования нагрузки зерноочистительных машин. / Р. З. Кацева, А. У. Власов // Труды ВИМ, Т. 65, Ч. 2. М. С Кубышев В. А. Технология процесса питания зерноочистительных машин поточных линий / В. А. Кубышев, Р. З. Кацева // Труды ЧИМЭСХ. Челябинск, Вып. 62. С Зюлин А. Н. Исследование процесса сепарации в условиях равномерного распределения материала по поверхности решета / А. Н. Зюлин // Труды ВИМ, Т. 55. С Зюлин А. Н. Исследование процесса сепарации зерновых смесей на решетах: автореф. дис. канд. техн. наук: / Зюлин А. Н. ВАСХНИЛ. М., с. 110

112 5. Гончаров Е. С. Теория неустойчивого движения зерна по поверхности вертикальных цилиндрических центробежновибрационных решет / Е. С. Гончаров // Механизация и электрификация сельского хозяйства. К. : Урожай, Вып.25. С Тищенко Л. Н. Определение закономерностей скорости потока зерновой смеси на виброрешете при неравномерной подаче / Л. Н. Тищенко, С. В. Ольшанський, В. П. Ольшанський // Вісник ХНТУСГ «Сучасні напрямки технології та механізації процесів переробних і харчових виробництв». Харків: ХНТУСГ Вип. 88. С Piven M. Grain flow dynamics on vibrating flat sieve of finite width / M. Piven // TEKA. Commission of motorization and energetics in agriculture. Lublin P M. Piven. Equation of the planned flow of granular grain mixture. // TEKA. Commission of motorization and energetics in agriculture. Lublin, Vol. 16, 4, 2016 P Ковеня В. М. Метод расщепления в задачах газовой динамики / В. М. Ковеня, Н. Н. Яненко. Новосибирск: Наука, с. Півень Михайло Вікторович, к. т. н., доцент кафедри фізики і теоретичної механіки, Харківський національний технічний університет сільського господарства ім. П. Василенка УДК Войтович М.І., Ковальчук Р. А., Ліщинська Х. І. ДО ПИТАННЯ ДОСЛІДЖЕННЯ ВІБРАЦІЙ РОТОРА ТУРБОГЕНЕРАТОРА У ВИПАДКУ ЛОКАЛЬНИХ ПЕРЕГРІВІВ Запропонована методика дослідження впливу локальних перегрівів на температурне поле і на зумовлені ним деформації прямолінійного стрижня багатозв язного поперечного перерізу стосовно до дослідження температурних прогинів і рівня вібрацій ротора турбогенератора. The method of research of the influence of local overheats on the temperature field and on the strain caused by the rectilinear core of a multiply connected cross section is proposed in relation to the study of temperature deflections and the level of vibration of the rotor of the turbogenerator. Питання діагностики і розроблення способів усунення теплової незрівноваженості роторів турбогенераторів є достатньо актуальним. Метою даної роботи є розроблення методики дослідження впливу локальних перегрівів на температурне поле і зумовлені ними деформації прямолінійного стрижня багатозв язного перерізу стосовно до вивчення температурних прогинів і рівня вібрацій ротора турбогенератора. Отримані в роботі [1] рівняння теплопровідності стрижня багатозв язного перерізу застосовані для визначення температурних аналогів згинальних моментів бочки ротора турбогенератора ТГВ 500 4, яка розглядається як прямолінійний стрижень з 56-ма внутрішніми поздовжніми вирізами (пазами). Якщо ротор працює в штатному режимі (перегріви відсутні), то температури середовищ у всіх пазах приймаються рівними між собою. У випадку, коли в одному чи кількох пазах відбувається перегрів, то вважається, що температура в них підвищується до деякого значення. Визначені характеристики температурного поля бочки ротора для випадку, коли температури середовищ у пазах змінюються за лінійним законом, а в одному з пазів (наприклад внаслідок закупорювання) відбувається перегрів. Якщо перегрів має місце не в одному, а у двох чи більше пазах, то розв язок отримується з використанням принципу суперпозиції, оскільки відповідна задача є лінійною. Визначені характеристики температурного поля були використані, як складові навантаження, при визначенні прогинів ротора. При цьому ротор розглядається як балка кусково-постійного перерізу, яка шарнірно оперта на кінцях; на границях бочки ротора задовольнялись відповідні умови спряження. Отримані розв язки були використані для дослідження прогинів ротора в залежності від орієнтації перегрітого паза, кількості перегрітих пазів, відношення коефіцієнтів теплопровідності матеріалів ротора і проміжкових шарів. Маючи прогини ротора можна розв язати задачу про вимушені коливання стрижня, що має початкову деформацію [2, 3] і, відповідно, визначити рівень вібрацій ротора турбогенератора у випадку асиметрії його температурного поля. 1. Войтович М.І. До розрахунку термонапруженого стану стрижневих елементів багатозв язних поперечних перерізів / М.І. Войтович М.І., Р. В. Лампіка // Вісник НУ «Львівська політехніка» «Динаміка, міцність та проектування машин і приладів» С

113 2. Писаренко Г. С., Квітка О. Л., Уманський Є. С. Опір матеріалів / Г. С. Писаренко, О. Л. Квітка, Є.С. Уманський. К.: Вища школа, с. 3. Справочное пособие по расчету машиностроительных конструкций на прочность. Под ред. А. А. Лебедева. К.: Техника, с. Войтович Микола Іванович, к. ф-м. н., доцент, доцент кафедри інженерної механіки (озброєння та техніки інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. Ковальчук Роман Анатолійович, к. т. н., доцент кафедри інженерної механіки (озброєння та техніки інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. Ліщинська Христина Іванівна, к. т. н., старший викладач кафедри інженерної механіки (озброєння та техніки інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. УДК 6, 67, 679, 68 Кобилянський Є. О., Віштак І. В. УДОСКОНАЛЕННЯ МІКРОПРОЦЕСОРНОЇ СИСТЕМИ КЕРУВАННЯ ТЕХНОЛОГІЧНОЮ ЛІНІЄЮ ОБРОБКИ ЛИСТОВОГО МЕТАЛУ The critical state of the national economy requires the introduction of modern metal processing technology with microprocessor devices. Sheet metal processing includes cutting technologies (mechanical, laser and plasma cutting), bending, punching technology, as well as combined technologies using several of the listed operations in series. Usually, punching and bending sheet metal with presses. The proposed scheme of effective technology of metal processing with the use of microprocessor devices and developed a new scheme of microprocessor control system for the technological line of sheet metal processing. Обробка листового металу включає в себе технології розкроювання (механічне, лазерне або плазмове різання), гнуття, пробивну технологію, а також комбіновані технології, що складаються з кількох технологічних операцій. Пробивають і згинають листовий метал за допомогою пресів [1]. Класичним інструментом для механічного різання металу є гільйотина. Рубка металевого листа гільйотинами може здійснюватися двома основними методами: рубка за допомогою кривошипних ножиць, рубка за допомогою гільйотинних ножиць. Характерною особливістю всіх гільйотин є наявність похилого ножа, який дозволяє при різанні металевого листа використовувати значно менші зусилля та економити робочу площу за рахунок зменшення габаритів і маси та відповідно зменшити їхню вартість [1]. Для покращення функціональних можливостей мікропроцесорної системи керування технологічною лінією механічної обробки листового металу здійснено техніко-економічне обґрунтування вибору мікроконтролера та розглянуто його структуру, а також розроблена структурно-функціональна схема системи керування та підібрані її додаткові елементи. Структура мікропроцесорної системи керування технологічною лінією обробки листового металу побудована на основі сучасного мікроконтролера ATmega32. Це пов язано з необхідністю використання у даній системі керування технологічною лінією обробки листового металу досить складного алгоритму обробки даних (сканування клавіатури, декодування команд, формування протоколу обміну даними, зчитування фаз енкодеру для визначення лінійних розмірів листового металу, положення листа металу, що обробляється, тощо), реалізація якого на елементній базі з жорсткою логікою буде недоцільною через значне ускладнення схеми та конструкції, збільшення масо-габаритних параметрів, споживаної потужності та вартості системи керування [2]. Отже, використання мікроконтролера дозволяє зробити блок керування не тільки дешевим у виробництві, малогабаритним та безпечним, але й надійним. Завдяки малому енергоспоживанню сучасних мікроконтролерів можливе підключення системи керування технологічною лінією механічної обробки листового металу до мережі 220 В, що дозволяє розділяти силову мережу технологічної лінії та мережу управління нею та відповідно зменшити вплив на останню електромагнітних завад. Загальна структурна схема мікропроцесорної системи керування технологічною лінією обробки листового металу представлена на рисунку 1. На основі спроектованої мікропроцесорної системи побудована компактна, економічна та надійна система керування технологічними лініями механічної обробки листового металу, яка за своїми технічними та економічними характеристиками не поступається сучасним провідним промисловим зразкам [3-8]. 112

114 Доцільність використання мікропроцесорних систем для керування технологічними лініями механічної обробки листового металу доведена сучасними технологіями машинобудування та металообробки, які постійно ускладнюються та вдосконалюються. XP БЛОК ЖИВЛЕННЯ DC24V 5V ВХОДИ 16 XP КЛАВІАТУРА 0-9, S, C МІКРОКОНТРОЛЕР ВИХОДИ 14 XP СВІТЛОДІОДИ «МЕНЮ», «АВАРІЯ», «РУЧНИЙ», «АВТОМАТ» XP XP LCD 2 РЯДКИ З 16 СИМВОЛІВ ПОСЛІДОВНИЙ ЗВ ЯЗОК RS485 ЕНКОДЕР Рис. 1. Загальна структурна схема мікропроцесорної системи керування технологічною лінією обробки листового металу. 1. Віштак І. В. Огляд обладнання для механічної обробки металу / І. В. Віштак, Є. О. Кобилянський // Вісник машинобудування та транспорту С Віштак І. В. Розробка принципової схеми керування технологічною лінією обробки листового металу з використанням датчиків адаптивного керування для підвищення якості / І. В. Віштак, Є. О. Кобилянський // Вісник машинобудування та транспорту С Горлач А. А. Цифровая обработка сигналов в измерительной технике / А. А. Горлач, М. Я. Минц, В. Н. Чинков. К. : Техника, с. 4. Предке М. Справочник по PIC-микроконтроллерам / М. Предке ; пер. с англ. М. ДМК Пресс, Изд. дом Додэка-ХХІ, с. 5. Столингс В. Компьютерные системы передачи данных / В. Столингс. 6-е изд. М. : Энергия, с. 6. Paul Craddock. Scientific Investigation of Copies, Fakes and Forgeries. Routledge, с. 7. Pearce R Years of Sheet Metal Forming. // Formability of Metallic Materials 2000 A. D., ASTM STP 753. ASTM, С The Grove Encyclopedia of Materials and Techniques in Art. Oxford University Press, с. Кобилянський Євген Олександрович, аспірант кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Віштак Інна Вікторівна, к. т. н., доцент кафедри безпеки життєдіяльності та педагогіки безпеки, Вінницький національний технічний університет. 113

115 УДК СЕКЦІЯ 4. «ДИНАМІКА, МІЦНІСТЬ ТА НАДІЙНІСТЬ ВІБРАЦІЙНИХ ТА ВІБРОУДАРНИХ МАШИН» Болілий Б. Г. ТЕОРЕТИЧНІ ДОСЛІДЖЕННЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ ВІБРОФОРМУВАННЯ ОБ ЄМНИХ ЕЛЕМЕНТІВ В роботі зроблений аналіз теоретичних досліджень. Розроблена та запропонована розрахункова схема установки для формування обʼємних елементів. Складено рівняння руху і визначені основні параметри. The work analyzes theoretical research. Developed and proposedis a design scheme for the installation of forming volumetric elements. Equations of motion are formed and the basic parameters are determined. Постановка проблеми. Сучасні вимоги до підвищення якості бетонних виробів (кілець, труб великого діаметру) при одночасному збільшенні ефективності виробництва потребують впровадження прогресивних методів формування обʼємних елементів. Існуючі методи здійснюють процес формування на стаціонарних формах глибинними або навісними вібраторами. Тому пошук більш ефективних методів формування є задачею актуальною. Вирішення проблеми може бути здійснено шляхом розташування всередині форми вертикального збудника коливань, що дає можливість значно інтенсифікувати процес формування. Аналіз останніх досліджень і публікацій. Дослідженню руху віброустановок з вертикальним дебалансним валом присвячені роботи [1-4], з деякими припущеннями. Так, в [3] наведені рівняння руху робочого органу без урахування дисипативних сил і впливу пружних елементів на його рух, в роботах [2, 4] рівняння з урахуванням непружних опорів, але для конструкцій, в яких пружні елементи приєднані на рівні центру мас форми, в роботі [1] для окремого випадку, коли верхній дебаланс розташований на рівні центру мас рухомої системи. Формулювання мети. Метою статті є теоретичні дослідження робочого процесу віброформування об ємних елементів. Розробка розрахункової схеми віброустановки, складання рівняння руху та визначення основних параметрів. Викладення основного матеріалу. Конструктивні рішення щодо установок для формування обʼємних елементів базуються на трьох варіантах (рис. 1). Рис. 1. Установки для формування обʼємних елементів. Перший (рис. 1, а) представляє собою стаціонарну форму на зовнішніх бортах 1 якої закріплені вібратори 2. Таке рішення значно збільшує час і наявність нерівномірного ущільнення суміші. Друга схема (рис. 1, б) передбачає встановлення вібратора 2 на внутрішній обечайки форми 1, що є певним прогресом у передачі коливань, однак ущільнення нижньої частини бетонної суміші викликає певні сумніви. Третя схема (рис. 1, в) є найбільш досконалою оскільки на внутрішній частині 1 встановлено два вібратори 2, чим значно поліпшується процес ущільнення бетонної суміші. 114

116 Основні параметри робочого процесу при виготовленні трубчастих виробів формуються в залежності від типу установки. Для установок, реалізуючих вібраційні методи, основними параметрами є амплітуда і частота коливань, силові характеристики (тиск, сила), енергетичні параметри (енергія, потужність). В роботі [4] приводиться розрахункова схема установки, що реалізує віброметод (див. рис. 1,б) де введено припущення про рух робочого органу як сферичний і записані вирази для кінетичної енергії робочого органу, суміші, дебаланса, приведені диференційні рівняння в узагальнених координатах. Однак в прикладі розрахунку, маса бетонної суміші враховується дискретно за коефіцієнтом приєднання маси т т 0,4 т, (1) б Формула (1) справедлива тільки в рамках експериментального визначення коефіцієнта α для конкретного виробу, а в інших випадках її застосування дає суттєві відмінності фактичних даних від розрахункових [5]. Це стосується і формули для визначення потужності (2) б б 1 1 N F0 X 0 F0 d, (2) 2 2 де перша складова іде на коливання, а друга на тертя, що є класичними формулами для вібросистеми з однією ступінню вільності [5]. В цілому аналіз теоретичних досліджень, що присвячені ущільненню високих об ємних елементів, засвідчує цілу низку невирішених задач, серед яких можна відмітити наступні: дослідження механізму ущільнення середовища та вибору її моделі для виробів складної конфігурації і складному вібраційному полі дії; існуючі теоретичні залежності для розрахунків основних параметрів не враховують дії різних за напрямком та величиною сил і оптимізації параметрів вібрації. Тому подальші дослідження мають бути направлені на пошуку нових конструктивних рішень віброустановок для формування обʼємних елементів та створення теорії руху систем «машина середовище». Висновки 1. Визначена математична модель системи «віброустановка бетонна суміш» як дискретно континуальна, а в рівняння руху модель зведена до дискретної із врахуванням хвильових явищ в бетонній суміші; 2. Отримані математичні залежності для визначення основних параметрів руху віброустановки, які дають можливість встановити закономірність розподілу амплітуд коливань по висоті форми. 1. Губим В. И. Виброочистная машина с автоматической разгрузкой / В. И. Губим, С. А. Пиковский // Автомоб. пром-сть, 1968, 10, с Заика П. М. Вибрационные зерноочистительные машины. Теория и расчет./ П. М. Заика // М с. 3. Корнійчук Б. В. Вибір та обґрунтування конструктивної схеми віброустановки для формування залізобетонних кілець / Корнійчук Б. В. // Техніка будівництва С Орисенко О. В. Розроблення установки для формування залізобетонних кілець із просторовим коливанням робочого органа / Орисенко О. В., Нестеренко М. П. // Галузеве машинобудування, будівництво. Полтава: ПДТУ ім. Юрія Кондратюка С Назаренко І.І. Прикладні задачі теорії вібраційних систем. Навчальний посібник (2-е видання) / І. І. Назаренко // К. : Виданичий Дім «Слово», с. Болілий Богдан Григорович, аспірант кафедри машин і обладнання технологічних процесів, Київський національний університет будівництва і архітектури. УДК : : Елисеев В. И., Толстопят А. П., Флеер Л. А, Шевченко А. Ф., Шевченко С. А. КОЛЕБАНИЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО СОСУДА С ЖИДКОСТЬЮ Представлены результаты экспериментальных и теоретических исследований для случая, когда сосуд с водой совершает периодические возвратно-поступательные и колебательные движения. The results of experimental and theoretical studies are presented for the case when the vessel with water performs periodic reciprocating and oscillatory movements. Представлені результати експериментальних і теоретичних досліджень для випадку, коли ємність з водою робить періодичні зворотно-поступальні і коливальні рухи. 115

117 Известно, что процесс продувки сталеплавильной ванны газом при вдуве реагентов в расплав сопровождается интенсивным поверхностным волнообразованием. В [1] отмечается, что волны на поверхности жидкого металла в ваннах своим диссипативным действием уменьшают эффективность перемешивания расплава. При этом интенсивное волнообразование на поверхности может улучшить массообмен в расплаве, однако оно может также приводить к выплескам металла из ковшей. В [2] были исследованы амплитудно-частотные характеристики колебаний продуваемой газом поверхности жидкости и было показано, что к всплескам жидкости приводит взаимодействие поверхностных волн и набегание жидкости на стенки сосуда. Высота всплесков в некоторых случаях достигает значительных величин, что указывает на кумулятивный механизм образования струй при столкновении волн. Однако выплески металлов из ковшей степени определяются более низкими частотами, чем частоты генерации волн на поверхности, т.е., колебаниями самих ковшей. Как показывает практика, при обработке расплава вся система, включая фурму, ковш, жидкий металл в нем, подвижную платформу и даже фундамент, находятся в колебательном движении. Исследование всей этой колебательной системы представляет большой интерес, однако основным источником колебаний является жидкость, т.е. имеют значение резонансные частоты жидкого слоя. В данной работе представлены результаты экспериментальных и теоретических исследований для случая, когда сосуд с водой совершает периодические возвратно-поступательные и колебательные движения. В теоретической части работы на основе теории линейных возмущений [3] были получены уравнения для определения собственных частот при колебании поверхности жидкости, находящейся в цилиндрическом сосуде, ось которого совершает поступательное периодическое движение, как в плоскости, так и по некоторой окружности. Нахождение собственных значений дает возможность определить те интервалы частот, в которых могут проявляться резонансные явления, приводящие к возможным большим выплескам. Экспериментальный стенд состоял из лабораторного встряхивателя АВУ-6 с задаваемым потенциометром диапазоном частот ориентировочно в диапазоне 1,8-2,7 Гц, передававшего колебания платформе, в центре которой был жестко закреплен прозрачный цилиндрический сосуд объемом 5 л и внутренним диаметром 157 мм. Для измерения фактической частоты колебаний на торце платформы был закреплен неодимовый магнит, а на соответствующем расстоянии от магнита находился неподвижный геркон, контакты которого замыкались при приближении к нему магнита. Геркон и источник питания составляли цепь, которая была заведена на линейный вход звуковой карты ES1868 с частотой дискретизации 50 кгц, запись сигнала (замыканий/размыканий геркона) осуществлялась посредством виртуального самописца PowerGraph 2.1 и PowerGraph 3.3 с последующей обработкой осциллограмм имеющейся в PowerGraph функцией БПФ. Первая гармоника полученного спектра частот соответствовала частоте колебаний платформы. Одновременно с записью осциллограмм велась съемка перемещений жидкости в сосуде посредством видеокамеры VPC-HD1000 с затвором 1/125 и частотой 1/30 кадр/сек в отраженном проходящем свете, центр сосуда и объектив камеры размещались одной оси, перпендикулярной плоскости колебаний. Видеозапись каждого режима процесса проводилась в течении 5-6 сек. Анализ видеофильмов показывает, что в слоях жидкости наблюдается подобие в поведении, т.е. для каждого уровня жидкости имеются свои интервалы частот, когда слои ведут себя подобно. Так, при меньших частотах имеет место небольшие колебания. С увеличением частоты увеличивается амплитуда колебаний, на поверхности жидкости появляются солитоны. Дальнейшее увеличение частоты приводит к появлению больших всплесков у противоположных стенок сосуда с обрушением. С этого момента при небольших увеличениях частоты движение жидкости из условно плоскостного переходит во вращательное в поперечном сечении сосуда (образуется круговая волна), затем, с дальнейшим ростом частоты движение жидкости снова возвращается к плоскостному, т.е. здесь имеет место бифуркация. Как началу перехода к круговой волне, так и переходу от круговой волны к колебаниям в плоскости отвечают узкие интервалы частот. При переходе к круговой волне высота подъема жидкости по стенке сосуда уменьшается по сравнению со случаем колебаний жидкости в плоскости. Определенные стадии колебаний поверхности имеют место для всех исследуемых слоев, но интервалы частот для различных высот подъема жидкости по стенке различаются для различных объемов жидкости. Так, для слоя объемом 0,5 литра уже при сравнительно низких частотах наблюдаются всплески волн у поверхности сосуда. Для больших уровней заливки это явление отодвигается в сторону больших частот. Интервал частот бифуркации с увеличением высоты слоя смещается к большим значениям. На рисунке 1 приведена теоретическая резонансная частота [3] для сосуда диаметром 157 мм и измеренные значения частот, соответствующих наблюдаемым явлениям. Анализ полученных результатов позволяет сделать следующие выводы: - значительные по высоте всплески у стенок сосуда с точностью измерений и наблюдений проявляются при частотах, близких к значениям резонансной кривой для соответствующих объемов жидкости; - появление интенсивных всплесков при соответствующей частоте и амплитуде перемещений сосуда ведет к возникновению круговой волны, из-за, вероятней всего, неизбежного эксцентриситета при установке сосуда; - частоты, при которых наблюдаются бифуркации для соответствующих объемов жидкости, ближе к резонансной кривой и несколько превышают частоты, характерные для всплесков, являясь, в каком-то смысле, их следствием. 116

118 2,7 Колебания цилиндрического сосуда. Расчетные значения собственных частот. Экспериментальные значения частот бифуркации. Частота, Гц 2,5 2,3 2,1 1,9 1,7 1,5 Резонансная кривая. Расчетные значения Частоты, при которых наблюдается бифуркация, эксперимент Частоты, при которых наблюдаются интенсивные всплески, эксперимент 0 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4 Объем воды, л. Рис. 1 То, что область выплесков находится ниже резонансной, объясняется, видимо, сравнительно большой амплитудой колебаний сосуда, т.е. нелинейностью. Несмотря на то, что движение, наблюдаемое в эксперименте, относится к существенно нелинейному, т.к. амплитуды колебаний сосуда достаточно большие, а резонансная кривая определяется из линеаризованной системы уравнений, близость расчетных и экспериментальных данных, скорее всего, не случайна, поскольку для рассматриваемой формы движения плоскостного колебания цилиндрического сосуда и вращательно-поступательного собственными частотами являются одни и те же значения. 1. Явойский В. И. Теория продувки сталеплавильной ванны / В. И. Явойский, Г. А. Дорофеев, И. Л. Повх. М. : Металлургия, с. 2. Елисеев В. И. Динамика поверхности жидкости при подаче газового потока через вертикальную заглубленную фурму / В. И. Елисеев, Т. А. Рузова, А. П. Толстопят, Л. А. Флеер, А. Ф. Шевченко, С. А. Шевченко // Вісник Дніпропетровського університету. Серія: Механіка Вип. 15, Т. 1, С Моисеев Н. Н. Численные методы расчета собственных частот колебаний ограниченного объема жидкости / Н. Н. Моисеев, А. А. Петров. Математические методы в динамике космических аппаратов. Вып. 3. М. Вычислит. Центр АН СССР с. Єлісєєв Володимир Іванович, к. ф-м. н., снс., Інститут геотехнічної механіки ім. М. С. Полякова НАН України. Толстопят Олександр Петрович, к. т. н., ведучий інженер, Дніпропетровський національний університет. Флєєр Леонід Олександрович, снс., Дніпропетровський національний університет. Шевченко Анатолій Філіпович, д. т. н., внс., Інститут чорної металургії ім. З. І. Некрасова НАН України. Шевченко Сергей Александрович, к. т. н., снс., Інститут чорної металургіїім. З. І. Некрасова НАН України. УДК Рахманов С. Р. ОСОБЕННОСТИ ФОРМИРОВАНИЯ ДИНАМИКИ ЗАМКНУТОЙ СИЛОВОЙ ЛИНИИ ПРОШИВНОГО СТАНА ТРУБОПРОКАТНОГО АГРЕГАТА Рассмотрена задача динамики замкнутой силовой линии прошивного стана трубопрокатного агрегата (ТПА). Составлены дифференциальные уравнения движения для выбранной динамической модели замкнутой силовой линии прошивного стана ТПА без зазоров и с учетом зазоров в сочленениях. Анализом замкнутой динамической модели прошивного стана ТПА 350 определена взаимосвязь между динамикой механической системы и силовыми условиями функционирования приводной линии стана. Синтезом динамических моделей силовой линии определены рациональные параметры замкнутой механической системы и механизма установки валков рабочей клети прошивного стана ТПА 350. Определены условия устойчивого функционирования привода рабочих валков прошивного стана ТПА 350. Предложена схема исследования динамики замкнутой механической 117

119 системы, что позволяет выполнить взаимную регулировку неравномерности движения ветвей силовой линии прошивного стана ТПА 350. Ключевые слова: заготовка, труба, гильза, прошивной стан, валок, шарнир, шпиндель, привод, силовая линия, момент инерции, жесткость, динамика, замкнутая механическая система; силы технологического сопротивления, зазоры, колебания FEATURES OF FORMATION OF DYNAMICS OF THE CLOSED PARSING POWER LINE OF THE CAMP OF THE PIPE ROLLING UNIT The problem of dynamics of the closed power line of a parsing camp of the pipe-rolling unit (TPA) is considered. The differential equations of the movement for the chosen dynamic model of the closed power line of a parsing camp of TPA without gaps and taking into account gaps in joints are worked out. The analysis of the closed dynamic model of a parsing camp of TPA 350 has defined interrelation between dynamics of mechanical system and power operating conditions of the driving line of a camp. Synthesis of dynamic models of the power line has determined rational parameters of the closed mechanical system and the mechanism of installation of rolls of a working cage of a c parsing amp of TPA 350. Conditions of steady functioning of the drive of working rolls of a c parsing amp of TPA 350 are defined. The scheme of a research of dynamics of the closed mechanical system is offered that allows to execute mutual adjustment of unevenness of the movement of branches of the power line of a parsing camp of TPA 350. Keywords: preparation, a pipe, a sleeve, a parsing camp, a roll, the hinge, a spindle, the drive, the power line, the inertia moment, rigidity, dynamics, the closed mechanical system; forces of technological resistance, gaps, fluctuations ОСОБЛИВОСТІ ФОРМУВАННЯ ДИНАМІКИ ЗАМКНУТОЇ СИЛОВОЇ ЛІНІЇ ПРОШИВНОГО СТАНУ ТРУБОПРОКАТНОГО АГРЕГАТУ Розглянута завдання динаміки замкнутої силової лінії прошивного стану трубопрокатного агрегату (ТПА). Складені диференціальні рівняння руху для вибраної динамічної моделі замкнутої силової лінії прошивного стану ТПА без проміжків і з урахуванням проміжків в зчленуваннях. Аналізом замкнутої динамічної моделі прошивного стану ТПА 350 визначений взаємозв'язок між динамікою механічної системи і силовими умовами функціонування приводної лінії стану. Синтезом динамічних моделей силової лінії визначені раціональні параметри замкнутої механічної системи і механізму установки валків робочої кліті прошивного стану ТПА 350. Визначені умови стійкого функціонування приводу робочих валків прошивного стану ТПА 350. Запропонована схема дослідження динаміки замкнутої механічної системи, що дозволяє виконати взаємне регулювання нерівномірності руху гілок силової лінії прошивного стану ТПА 350. Ключові слова: заготівля, труба, гільза, прошивний стан, валок, шарнір, шпиндель, привід, силова лінія, момент інерції, жорсткість, динаміка, замкнута механічна система; сили технологічного опору, проміжки, коливання Анализ условий эксплуатации трубопрокатного агрегата (ТПА) с двумя прошивными станами, показывает, что условия работы прошивных станов и формирования режимов нагружения элементов силовых линий являются тяжелонагруженными и носят сложный динамический характер. Характер разрушения базовых деталей главного привода прошивного стана 1 ТПА 350, в условиях ОАО «ИНТЕРПАЙП НИКО ТЬЮБ» (г. Никополь) показали, что причинами поломок являются как значительные перегрузки, так и воздействие периодических или пиковых динамических нагрузок. На прошивных станах ТПА 350 при реализации технологического процесса ветви силовой линии образуют замкнутый контур [1]. Отметим, что на большинствe отечественных прошивных станах, рабочие валки приводятся во вращение от одного электродвигателя через шестеренную клеть-редуктор. В процессе прошивки трубная заготовка (металл) и ветви рабочих валков образуют замкнутый контур [2]. Изменения суммарных нагрузок в элементах главного привода определяются во взаимосвязи технологических и динамических нагрузок, что обусловлено спецификой соединений всей трансмиссии прошивного стана. Все это приводит к накоплению значительных повреждений в деталях и в конечном итоге является одной из причин преждевременного выхода из строя деталей силовой линии стана, что обуславливает большие простои всего технологической оборудования. Замкнутые контуры в силовых линиях оказывают существенное влияние на формирование динамики прошивных станов и влияют на условия их функционирования в целом. Среднестатистический простой основного технологического оборудования двух прошивных станов ТПА 350, вызванный аварийным выходом из строя только деталей силовой линии составил более 480 ч/год. Это, кроме материальных затрат, связанных с ликвидацией последствий аварий, приводит к огромным потерям производства труб. Отметим, что оборудование силовых линий двух прошивных станов ТПА 350 изготовлено в разные периоды времени прошлого столетия и на разном техническом уровне. Скоростные и деформационные режимы работы двух последовательно расположенных прошивных станов чаще всего соответствуют нижнему уровню технических характеристик станов ТПА 350. Простои, связанные с техническим обслуживанием и текущими ремонтами приводов прошивных станов, значительно превышают планируемые показатели. Из экспериментальных исследований прошивного стана ТПА 350 видно, что пики динамических нагрузок всякий раз в период переходных процессов повторяются, когда передний конец трубы входит в рабочие валки стана. 118

120 Повышение скоростных режимов работы прошивного стана 1 ТПА 350 сопровождается не только увеличением динамических нагрузок, но и заметным снижением устойчивости процесса прошивки трубной заготовки [3, 4]. При реализации устойчивых процессов прошивки трубной заготовки сила технологического сопротивления периодически изменяется, достигая максимальной и минимальной величины поочередно. При этом рабочий валок и привод его разворота в барабане подвергаются воздействию периодически изменяющемуся моменту от динамических нагрузок и сил технологического сопротивления. Колебательные динамические процессы в линии привода преимущественно обусловлены особенностями взаимосвязи самой силовой линии прошивного стана с прошиваемым металлом. Автоколебания в системах стана существенно влияют на срок службы оборудования и приводят к переменной подаче гильзы в очаг деформации. Последнее, в свою очередь, сказывается на качестве поверхности гильз (труб) и повышенном износе технологических инструментов (рабочих валков и оправок) [4, 5, 6]. Заметим, что фиксация рабочих валков в пределах требуемого угла подачи валков, согласно существующей схеме их установки в рабочей клети, не является жестким, что не исключает возможности возбуждения параметрических колебаний по всей цепи трансмиссии главного привода, синхронным разворотом и движением барабанов с валками в противоположных друг к другу направлениях. Крутильные колебания во всей цепи разворота рабочих валков возникают преимущественно изменением реакций соответственно в шарнирах шпинделя и опорах рабочих валков. Отметим, что в большинстве случаев используемые расчеты динамики станов и процессов винтовой прокатки труб учитывают влияние параметров силовой линии на особенности функционирования линии привода рабочих валков несколько в иной постановке [2,5]. В связи с этим проведение определенных исследований, направленных на стабилизацию динамических характеристик линии привода тяжелонагруженных прошивных станов ТПА представляются актуальными. Целью данной работы является выбор рациональных параметров главной силовой линии прошивного стана переменной структуры, обеспечивающих стабильное функционирование рабочих валков и устойчивую динамику всей механической системы. Для исследования динамики силовой линии прошивного стана 1 ТПА принята во внимание упрощенная расчетная схема в виде трехмассовой замкнутой динамической модели механической системы переменной структуры. При составлении дифференциальных уравнений движения выбранной трехмассовой динамической модели прошивного стана ТПА используем метод эквивалентной жесткости [5,6]. Принимаем во внимание следующие основные допущения: дискретные массы механической системы силовой линии имеют постоянный момент инерции, внешние моменты постоянны; положение трансмиссии в пространстве условно стационарно; трением в механической системе пренебрегаем; диссипации энергии в главном приводе прошивного стана не происходит. Для силовой линии прошивного стана ТПА с общим приводом рабочих валков определенный интерес представляет изучение процессов, протекающих в механической системе с учетом зазоров в сочленениях, которые в процессе работы стана изменяют свою структуру (обладают переменной структурой), а именно из разветвленной механической системы превращаются в замкнутую и наоборот. Условия функционирования силовой линии прошивного стана ТПА, характеризуются рядом особенностей. Массы (верхний и нижний рабочие валки) при реализации процесса прошивки трубной заготовки свободно перемещаются в полях зазоров ветвей главного привода и к моменту замыкания механической системы (момент задачи заготовки в валки) могут занимать различные положения относительно друг друга. Поэтому после нагружения механической системы силовой линии моментами сил технологического сопротивления, когда определенные массы связываются прошиваемым металлом, нагрузки между ветвями системы могут распределяться неравномерно из за того, что во время приложения технологической нагрузки со стороны очага деформации реальные зазоры в ветвях силовой линии не одинаковы. Для исследования и определения уровня динамических нагрузок в силовой линии прошивного стана ТПА составляем дифференциальные уравнения движения выбранной трехмассовой модели замыкающейся механической системы с зазорами в ветвях: 2 d ( ) M 2 12 ( M1 M13) ( M2 M23); dt J1 J 2 J1 J M12 C12( 12 ) при 12 ; M12 0 при 12 ; (1) 2 d ( ) M 2 13 ( M1 M12) ( M3 M23); dt J1 J3 J1 J M13 C13( 13 ) при 13 ; M13 0 при 13, где 1, 2, и 3 углы поворота масс модели силовой линии стана; J1; J2; J приведенные к валку моменты 3 инерции масс силовой линии стана; C12; C13; C жесткости межмассовых упругих связей механической системы; 23 d M момент электродвигателя 1 M k( ); k тангенс угла наклона касательной к реальной dt

121 механической характеристике электродвигателя главного привода стана; 0 номинальная угловая скорость электродвигателя при идеальном холостом ходе; M 2 и M 3 моменты сил технологического сопротивления, действующие на рабочие валки силовой линии стана со стороны прошиваемого металла и очага деформации M M M 2 2 2sin( t ); M 3 M Msin( t) 3 ; частота изменения технологического момента сил 3 сопротивления со стороны очага деформации и прошиваемой заготовки в процессе винтовой прокатки труб; M, 12 M, M моменты сил упругости в связях силовой линии; и 13 зазоры в соответствующих ветвях силовой линии прошивного стана Принимая во внимание то, что в условиях пошивки трубных заготовок на прошивном стане ТПА поочередно происходит замыкание и размыкание данной связи, момент сил упругости в межвалковом пространстве определяется соответственно: при замыкании валков прошиваемым металлом M23 C 23 ( ) ( (12)0 (13)0) и M 23 0, (2) при размыкании межвалковой связи (процесс прошивки завершен) между рабочими валками. Здесь (12)0 ; (13)0 соответствующие начальные значения относительных углов поворотов масс к моменту замыкания элементов (рабочих валков) силовой линии стана. Для решения системы дифференциальных уравнений (1) в постановке Кощи формируем необходимые и достаточные начальные условия задачи (0) 0 ; 12 12(0) 01 8,37 рад/с, (0) 0 ; 13 13(0) 01 8,37 рад/с. (3) Решение системы дифференциальных уравнений (1) реализуем численно методом Рунге-Кутта [7] с применением информационных технологий в среде стандартного программного продукта Matcad. Результаты расчета динамики замкнутой силовой линии прошивного стана ТПА 350 с учетом зазоров в сочленениях представлены на рис. 1. Уточненные математические модели и проведенные исследования динамики замкнутой силовой линии переменной структуры позволили установить специфику функционирования сложной механической системы прошивного стана ТПА. Отметим, что при сопоставлении условий функционирования механической системы во взаимосвязи с технологическими режимами нагружения со стороны очага деформации на этапе проектирования силовой линии удается выбрать и реализовать ряд мероприятий, направленных на повышение надежности и долговечности узлов главной трансмиссии прошивного стана 1 ТПА 350. а) б) Рис. 1. Динамические особенности функционирования рабочих валков замкнутой силовой линии прошивного стана 1 ТПА 350 без учета а) и с учетом зазоров б) в сочленениях (заготовка диам. 270 мм, гильза 285x43 мм, материал 12Х5МА): 1 до модернизации; 2 после модернизации Выводы. 1. Составлена уточненная математическая модель для замкнутой динамической системы переменной структуры и установлены особенности функционирования силовой линии прошивного стана ТПА 350 и. 2. Анализом двух динамических моделей прошивного стана ТПА 350 определена взаимосвязь между динамикой механической системы и условиями функционирования замкнутой силовой линии стана 120

122 350. XVI Міжнародна науково-технічна конференція «Вібрації в техніці та технологіях» 3. Определены параметры устойчивого функционирования главного привода прошивного стана 1 ТПА 1. Потапов И. Н., Полухин П. И. Новая технология винтовой прокатки. М. : Металлургия, с. 2. Соловейчик П. М. Трубопрокатные агрегаты с автомат-станом. М. : Металлургия, с. 3. Большаков В. И. О математическом описании и некоторых особенностях работы замкнутых механических систем. Динамика металлургических машин. Т ХХХI М. : Металлургия, С Раскин Я. М., Зданевич В. А. Исследование динамических процессов в замкнутой системе привода механического трубного пресса. Труды первой конференции по расчетам на прочность металлургических машин. Москва: ВНИИМЕТМАШ, 1968, 23. С Кожевников С. Н. Динамика нестационарных процессов в машинах. Киев: Наукова думка, с. 6. Иванченко Ф. К., Полухин П. И., Тылкин М. А., Полухин В. П. Динамика и прочность прокатного оборудования. М. : Металлургия, с Якубович В. А., 7. Стержинский В. М. Линейные дифференциальные уравнения с периодическими коэффициентами и их приложения. М. : Наука, с. Рахманов Сулейман Рахманович, к. т. н., доцент, кафедра теоретической механики и сопротивления материалов, Національна металургійна академія України. УДК Струтинський В. Б., Ковальов П. В. ХВИЛЬОВІ ВІБРАЦІЙНІ ПРОЦЕСИ, ЩО ВИНИКАЮТЬ В СТРИЖНЕВІЙ НЕСУЧІЙ СИСТЕМІ МОБІЛЬНОГО ВЕРСТАТА-РОБОТА З ПАРАЛЕЛЬНИМИ КІНЕМАТИЧНИМИ ЗВЯЗКАМИ Мобільні верстати-роботи мають несучу систему в вигляді стрижневої структури. В ній виникають хвильові вібраційні процеси. Їх дослідження є актуальним. Вперше в світовій практиці досліджені закономірності хвильових вібраційних процесів у мобільних верстатах-роботах. Досліджено закономірності розповсюдження хвиль різного виду. Встановлені особливості дроблення хвиль,інтерференції, виникнення стоячих хвиль. Постановка проблеми в загальному вигляді. Мобільні верстати роботи з паралельними кінематичними зв язками призначені для обробки небезпечних об єктів у польових умовах. Вони мають мінімальну масу і виконуються у вигляді просторових стрижневих структур, що включають паралельні кінематичні ланцюги. В просторовій стрижневій структурі виникають складні динамічні коливальні процеси широкого частотного діапазону. Вібраційні процеси у мобільних верстатах-роботах є небажаним явищем і суттєвим чином знижують точність мобільних верстатів-роботів. Тому дослідження вібраційних процесів у стрижневих системах мобільних верстатів роботів є актуальною науковою проблемою. Виділення невирішених раніше частин загальної проблеми, формулювання мети і задач досліджень. Багатокоординатні мобільні верстати-роботи із просторовими стрижневими структурами мають особливості динаміки, які полягають у виникненні хвильових явищ. Дані явища проявляються під час роботи верстата робота, а також під час експериментальних досліджень їх динамічних характеристик. В даний час хвильові явища у верстатах-роботах з паралельними стрижневими структурами досліджені недостатньо. Причиною цього є складність процесів і відсутність теоретичних моделей процесів. Метою досліджень поставлено розробку моделі хвильових вібраційних процесів у стрижневій системі мобільного верстата-робота. Задачами досліджень є математичний опис джерела хвиль та встановлення закономірностей хвильових явищ в несучій системі верстата. Виклад основного матеріалу досліджень. Згідно поставленої мети і задач розроблена модель хвильових процесів у мобільних верстатах-роботах. Хвильова модель динамічної системи верстата-робота подана у вигляді системи окремих мас із пружно-дисипативними зв язками. Модель дає можливість кількісно і якісно описати хвильові процеси, що виникають в динамічній системі мобільного верстата-робота. Основним джерелом динамічних збурень у мобільних верстатах-роботах є сили різання що діють на інструмент. Для дослідження хвильових явищ прийнято, що джерело хвиль має імпульсну природу і певний напрямок. Інтенсивність джерела (збурення) описано системою багатовимірних узагальнених функцій імпульсного виду (дельта функцій Дирака). Встановлено, що збурення, що виникає на ріжучій частині інструменту поширюється в кінематичних ланцюгах верстата-робота захоплюючи ділянки несучої системи верстата. 121

123 В несучій системі мобільного верстата-робота виникають хвильові процеси. Довжини стрижнів набагато більші їх поперечних розмірів, тому можна прийняти, що в кожному стрижні розповсюджується плоска хвиля. Коливання стрижнів мають вигляд системи хвиль, які поширюються в пружному середовищі стрижневої системи. Хвилі, які розповсюджуються в окремих стрижнях мають плоскі фронти. Об єднання плоских фронтів утворює загальний фронт хвиль, що є аналогом хвильової поверхні або просторовим фронтом хвилі. Стрижні з єднуються із платформою верстата в окремих точках. Тому динамічне збурення, що діє на інструмент спричиняє різні динамічні збурення на кожен стрижень. При дії динамічного збурення має місце дроблення загальної хвилі, що розповсюдилась від інструменту до платформи на систему хвиль відповідну кількості стрижнів несучої системи. Дроблення хвиль характеризується зміною інтенсивності і фази хвилі. Динамічні збурення розповсюджуються по хвильовим трактам які включають шарніри і несучу систему верстата. В несучій системі верстата виникають як повздовжні так і поперечні хвилі. Повздовжня хвиля характеризується коливанням перетину стрижня в напрямку хвилі. Повздовжня хвиля відповідає повздовжнім коливанням стрижня як системи із розподіленими параметрами. Поперечна хвиля характеризується коливаннями перетину стрижня в напрямку перпендикулярному переміщенню хвилі. Хвиля даного виду відповідає згинальним коливанням стрижня. Поперечні хвилі виникають при переміщеннях перетину в різних напрямках. Для пружного стрижня також має місце поворотне переміщення перетину, що визначає крутильні хвилі. Хвилі даного виду відповідають крутильним коливанням стрижня як системи з розподіленими параметрами. В перетинах стрижнів мають місце різномасштабні складні хвильові процеси. В найпростішому випадку сума хвильових процесів визначається на основі принципа суперпозиції (накладення). В динамічній системі верстата має місце підсилення хвильових явищ. Це відбувається внаслідок інтерференції хвиль. Інтерференція має місце для хвиль різної природи поздовжніх, поперечних та крутильних. При інтерференції результуюче коливання є геометричною сумою коливань хвиль різного виду у відповідних перетинах стрижня. Принцип суперпозиції при інтерференції як правило є точним і порушується лише у окремих випадках, коли амплітуда коливань є занадто високою (нелінійні процеси). В стрижневій системі верстата-робота наявні замкнені кільцеві хвильові тракти. Кільцевий тракт має дві частини. Хвилі розповсюджуються від джерела збурення по двом приблизно однаковим хвильовим трактам. При цьому у стрижнях виникають стоячі хвилі. Перетини стрижня, які знаходяться у вузлах стрижня в якому наявні стоячі хвилі не здійснюють коливального руху і є нерухомими. Висновки. В результаті проведених досліджень встановлені особливості хвильових вібраційних процесів у мобільних верстатах-роботах. Розроблені рекомендації по зниженню інтенсивності хвильових вібраційних процесів у стрижневих несучих системах мобільних верстатів-роботів. Струтинський Василь Борисович д. т. н., проф., завідувач кафедри конструювання верстатів та машин Механіко-машинобудівного інституту, Національний технічний університет «Київський політехнічний інститут ім. І. Сікорського». Ковальов Петро Володимирович здобувач, проректор, Національний технічний університет «Київський політехнічний інститут ім. І. Сікорського». УДК / Коц І. В. МОДЕЛЮВАННЯ РОБОЧИХ ПРОЦЕСІВ АВТОМАТИЧНОГО КЕРІВНОГО ОРГАНУ ІМПУЛЬСНОГО КЛАПАНА У ГІДРОПРИВОДАХ ТЕХНОЛОГІЧНИХ МАШИН ВІБРАЦІЙНОЇ ТА УДАРНО-ВІБРАЦІЙНОЇ ДІЇ Доповідь присвячена дослідженню гідродинамічних перехідних процесів у силових гідроприводах гірничих і будівельних машин вібраційної та ударно-вібраційної дії, зокрема, обґрунтуванню особливостей функціонування та співвідношенню робочих та конструктивних параметрів основного автоматичного керівного органу імпульсного клапана, що встановлений у гідросистемі. The report devoted to research of hydrodynamic transient processes in power hydraulic drives of mining and building machinery vibration and shock vibration action in particular substantiation of the functioning ratio and operating and design parameters of automatic main governing body pulse valve that is installed in the hydraulic system. Актуальність досліджень. Гідравлічні пристрої ударної та ударно-вібраційної дії широко застосовуються в технологічних машинах, що призначені для руйнування гірських порід, міцних і мерзлих ґрунтів, будівельних матеріалів тощо. На даний час відомо цілий ряд пристроїв ударної та ударно-вібраційної дії (У та УВД), в основу яких покладені різні принципові схеми. Найбільшого поширення набули гідравлічні пристрої з керованою камерою робочого ходу і підпружиненим робочим органом. Як показали експериментальні дослідження та практичне 122

124 застосування гідравлічні пристрої У та УВД з керованою камерою робочого ходу забезпечують відносно високий коефіцієнт корисної дії [1, 3]. Однак широке практичне застосування подібного устаткування з керованою камерою робочого ходу стримується використанням спрощених інженерних методик розрахунку, які не повною мірою враховують особливості робочого циклу і фактори, що впливають на формування конструктивних і режимних параметрів. У зв'язку з цим, дослідження та обґрунтування конструктивних і режимних параметрів відповідного технологічного устаткування гірничих та дорожньо-будівельних машин з керованою камерою робочого ходу є актуальною. Мета роботи дослідження гідродинамічних перехідних процесів у силовому гідроприводі, обґрунтування параметрів основного автоматичного керівного органу імпульсного клапана, що встановлений у гідросистемі і призначений для формування характеру зовнішньої сили, що діє на виконавчий орган робочого гідроциліндра, а також для регулювання надходження енергії в коливальну систему [2]. Виклад основного матеріалу. Імпульсний клапан включає основний запірно-розподільний елемент клапан другого каскаду, що здійснює періодичне сполучення напірної магістралі зі зливом в результаті дії на нього змінного потоку робочої рідини, що генерується проміжним керівним запірно-розподільним елементом клапаном першого каскаду, що має спеціальну конструкцію. Таким чином, клапан першого каскаду є найважливішим елементом, що зумовлює закономірності функціонування всього автоматичного керівного розподільного органу в цілому. На підставі принципу Д Аламбера було складено диференціальне рівняння руху рухомої маси запірнорозподільного елемента імпульсного клапана, а також розглянуте рівняння нерозривності потоку робочої рідини, що протікає у порожнинах досліджуваного пристрою, які після ряду математичних перетворень були в кінцевому вигляді зведені до характеристичного рівняння у наступному канонічному вигляді: 3 2 a0s a1s a2s a3 0, (1) де 1 a 0 1; c 2 2 сум a1 ; Q 2 D2 D1 a ; 2 a3 ( D2 ). (2) m1 m 4 m1wr K 1 Оскільки, коефіцієнти рівняння (1) додатні, то даний перехідний процес має коливальний характер [3]. З критеріїв А. Гурвіца [3] випливає умова стійкості цього процесу: a 0; 0 0; 1 a1 ( ) 2 a 1a2 a0a3 0 ; а 0 =1>0; 1 1 a1 0; m a1 a a a a3 2 0 a 1 a3 Перетворимо останнє алгебраїчне рівняння до вигляду: , звідки а 3 >0; 2 2 c 1 сум Q 2 D2 D1. 2 ( D2 ) 0 m m 4 m W K Г D D D D [ с W ( D ) D ( D ) ]/ m Q1. (3) 1 1 Г K 16 K При виконанні умови (3) дана динамічна система матиме безперервний коливальний процес, що сприятиме циклічному функціонуванню гідросистеми. Наведені у виразах (1-3) складові відображають основні конструктивні і привідні параметри привідної гідросистеми та імпульсного клапана. Висновок. Автоколивання запірно-регулювального органу виникають за рахунок неперіодичного джерела енергії постійного потоку робочої рідини, що поступає під тиском від приводного гідронасоса, і обумовлені внутрішніми зв'язками і взаємодіями в самій системі. В динамічній системі виникає змінна сила, яка підтримує періодичний зворотно-поступальний рух запірно-розподільного елемента імпульсного клапана і виконавчого робочого органу гідроциліндра технологічної машини ударної чи вібраційної дії. 1. Иванов М. Е. Гидропривод сваепогружающих и грунтоуплотняющих машин / М. Е. Иванов, И. Б. Матвеев, Р. Д. Искович-Лотоцкий, В. А. Пишенин, И. В. Коц М. : Машиностроение с. 2. А.с. (СССР) , MПK 3 Е 21 С 3/20; Гидравлическая бурильная машина ударного действия / Пономарчук А. Ф., Бовдуй Б. Г., Коц И. В., Алексеев Г. М., Гуливец А. А. ; заявитель Винницкий политехнический институт /22; заявл ; опубл Бюл Коц И. В. Разработка и исследование клапанов-пульсаторов для гидравлических приводов вибрационных и ударно-вибрационных узлов горных машин. Дис канд. техн. наук: Винница, с. Коц Іван Васильович, к. т. н., професор кафедри інженерних систем у будівництві, Вінницький національний технічний університет, м. Вінниця.

125 УДК , Гурський В. М., Кузьо І. В. СИНТЕЗ ТА ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНІ ДОСЛІДЖЕННЯ РЕЗОНАНСНИХ ВІБРАЦІЙНИХ СИСТЕМ Наведено методику оптимізаційного синтезу вібраційних систем із кінематичними та динамічними обмеженнями. Отримано нові віброударні системи підвищеної ефективності функціонування впровадженням пружної характеристики, синтезованої за новим принципом. The method of optimization and synthesis of vibration systems with kinematic and dynamic constraints is given. New vibration damaging systems of high efficiency of functioning were obtained by introducing elastic characteristics synthesized according to the new principle. Синтез резонансних вібраційних систем спрямовано на відповідність кінематичних та динамічних параметрів, для прикладу: 7, 10. (1) 3 k a, 6 0min 0, 2 / z 1 0 max де a 1max / g параметр перевантаження; k a a 1 max / a1min коефіцієнт асиметрії пришвидшення; a 1max, a 1min пришвидшення робочої маси в додатній та від ємній області; 0 власна частота коливань віброударної системи з асиметричною кусково-лінійною пружною характеристикою (без зазору), що визначається чином: 0 2 0І0ІІ / 0І 0ІІ, (2) Власні частоти коливань відповідають напрямкам роботи пружин з невідомими коефіцієнтами жорсткості c 1 і c 2 : 2 2 c1 0І m1m2 / m1 m2, c2 0ІІ m1m2 / m1 m2. (3) Для спрощення процедури синтезу власні частоти коливань визначають простими формулами: 0 І / z, 0ІІ 0 І, (4) де z /0 резонансне налагодження, z 0,94..0, 98; частотний коефіцієнт, 0,75.. 1; відношення власних частот коливань, Для забезпечення найвищих показників енергетичної ефективності функціонування засобами вібраційної системи запропоновано критерій виду: a / P, (5) a max, 1max де P споживана потужність вібраційної системи. Для проведення досліджень розроблено резонансний вібраційний модуль з електромагнітним приводом [1] (рис. 1) з робочою 1 та реактивно 2 масами, з єднаних однією плоскою пружиною 3. До маси 1 пластинами 4 закріплено циліндричні упори 5, що контактують з плоскою пружиною 3. Для збурення в імпульсному режимі застосовано електромагнітний привід змінного струму з осердями 6 і якорями 7. Використання циліндричних упорів 5 дає змогу реалізувати різноманітні, зокрема лінійні та кусково-лінійні пружні характеристики на базі однієї плоскої пружини 3. Рис. 1. Загальний вигляд резонансного вібраційного модуля: 1 та 2 робоча та реактивна маси; 3 плоска пружина; 4 бокові пластини; 5 циліндричні упори; 6 та 7 осердя та якорі електромагніта 124

126 За чисельними розв язками задачі (1) (5), що базується на системі нелінійних диференціальних рівнянь 2-го порядку для опису коливальних процесів у електромеханічній системі синтезують як гармонійні, так і віброударні резонансні машини. Зокрема, на рис. 2 наведено кінематичні параметри гармонійної машини з частотою коливань 50 Гц, для якої коефіцієнти синтезу 1. а) б) Рис. 2. Кінематичні характеристики перевантаження робочої маси гармонійної 50 Гц системи при U В : а) осцилограма; б) спектральний аналіз Використовуючи проміжні упори реалізовано на базі гармонійної системи віброударну класичного типу, оскільки 1, а 2 (рис. 3). а) б) Рис. 3. Кінематичні характеристики перевантаження робочої маси класичної віброударної 50 Гц системи при U0 220 В : а) осцилограма; б) спектральний аналіз Наступним кроком стало реалізації віброударних систем із пониженим коефіцієнтом синтезу 1. Зокрема дослідження виконано на новій пружині із коефіцієнтами синтезу 0,8 та 2. 2 (рис. 4). а) б) Рис. 4. Кінематичні характеристики перевантаження робочої маси синтезованої за новим принципом віброударної 50 Гц системи при U0 110 В : а) осцилограма; б) спектральний аналіз 125

127 Деякі основні результати досліджень представлено в табл. Реалізовано також класичні гармонійні та віброударні системи з частотою коливань 100 Гц. Таблиця 1. Результати експериментальних досліджень резонансного вібраційного модуля гармонійна віброударна Тип системи f, [Гц] f 0, [Гц] U 0, [В] І 0, [А] Г k a ς а, [м/с 2 /ВА] 50 53, ,2 9,18 1,248 0, , ,4 10,68 1,335 0, ,1* , , ,9* 110 1,5 7,2 2 0, ,7* 250 2,8 3,16 2 0,05 * розрахункові величини; курсивом система підвищеної ефективності Реалізовано та експериментально оцінено одночастотні та віброударні режими з частотами збурення 50 Гц і 100 Гц. Підтверджено схему реалізації віброударних режимів підвищеної ефективності (більше як у 2 рази) на одній плоскій пружині із проміжними циліндричними упорами, синтезованої за новим принципом. Розроблено комплексну методику оцінки, синтезу, оптимізації параметрів резонансних машин, що має високу практичну цінність та підкріплена відповідними теоретичними результатами і на практиці. 1. Пат. на корисну модель U Україна, МПК B06В 1/14, F16F 13/00. Резонансний вібраційний модуль / В. М. Гурський, І. В. Кузьо, В. М. Боровець (Україна); Нац. ун-т «Львівська політехніка». u ; заявл ; опубл , Бюл с. Гурський Володимир Миколайович, к. т.н., докторант кафедри механіки та автоматизації машинобудування Інституту інженерної механіки та транспорту, Національний університет «Львівська політехніка». Кузьо Ігор Володимирович, д. т. н., завідувач кафедри механіки та автоматизації машинобудування Інституту інженерної механіки та транспорту, Національний університет «Львівська політехніка». УДК Захаров В. М., Корендій В. М., Гаврильченко О. В., Шпак Я. В. ОБҐРУНТУВАННЯ СТРУКТУРНО-РОЗРАХУНКОВИХ СХЕМ КОЛИВАЛЬНИХ СИСТЕМ ВІБРОВИКІНЧУВАЛЬНИХ ВЕРСТАТІВ Розглянуто конструктивні та функціональні особливості вібровикінчувальних верстатів. Побудовано розрахункові схеми коливних систем верстата у режимі правки «притир по притиру» та в процесі притирання деталей. Structural and operational peculiarities of vibrating finishing machines are considered. Calculation diagrams of the machine oscillating systems at the mode of correction «lap over lap» and during the parts lapping are developed. Висвітленню питань дослідження вібровикінчувальних верстатів присвячена ціла низка робіт, зокрема [1-4]. В них розглядаються питання підвищення точності та ефективності процесу притирання, забезпечення рівномірного зношування робочих поверхонь деталей і притирів та розробка різноманітних сучасних конструкцій і технологічних процесів, з застосуванням динамічного аналізу, що базується на диференціальних рівняннях руху коливних мас. В цих працях не повністю розкрито питання моделювання роботи вібровикінчувальних верстатів та визначення механічних параметрів коливальних систем. Викінчувальна обробка деталей виконується на верстатах, які складаються з одного або двох притирів. Механізми приводів притирів викінчувальних верстатів виконують за різноманітними кінематичними схемами. Особливістю таких верстатів з круговими траєкторіями коливань притирів є те, що швидкості переміщення всіх точок робочої поверхні є однакові, тому зношування як робочої поверхні притирів, так і деталей, які обробляються, може залежати тільки від часу їх контакту. Це спонукало провести аналітичні дослідження викінчувального устаткування для подальшого удосконалення технологічних процесів викінчувальної притирки. Поставлена задача вирішується авторами у вібровикінчувальному верстаті, розрахунок якого виконаний з використанням теорії синфазних коливань. При цьому конструкція вібровикінчувального верстата може бути представлена у вигляді тримасової механічної 126

128 коливальної системи (рис. 1, а) у випадку правки «притир по притиру» або чотиримасової механічної коливальної системи (рис. 1, б) у випадку притирання деталей, розміщених у водилі. Тримасовий вібраційний викінчувальний верстат з електромагнітним приводом містить активну масу m a, яка складається з верхнього притира 1, одного пружного стрижня 4, кінці якого зафіксовані у верхньому 5 та нижньому 6 фланцях, з єднаних нерухомо між собою порожнистим циліндром 7. Середина пружного стрижня защемлена по центру у проміжній масі m n, функцію якої виконує нижній притир 2. Електромагнітний привід тримасового викінчувального верстату складається з шести пар електромагнітних віброзбудників зі збурювальним зусиллям p(t), осердь з котушками, закріпленими симетрично по колу між нижнім притиром 2 та кільцеподібною реактивною масою 3 (m p ), яка за допомогою гумових пружних кілець 8 концентрично підвішена до нижнього притира 2. Конструкція верстату через віброізолятори 9, закріплені знизу до нижнього притира, опирається на основу 10. Чотиримасовий верстат з електромагнітним приводом (рис. 1, б) відрізняється від тримасового тим, що між верхнім 1 та нижнім 2 притирами розміщено водило 8 з оброблюваними деталями, що утворюють четверту масу. а) б) Рис. 1. Принципові схеми вібровикінчувальних верстатів з тримасовою (а) та чотиримасовою (б) механічними коливальними системами У якості механічної коливальної системи розглянемо тримасову (рис. 2, а) та чотиримасову (рис. 2, б) конструкції верстата, в яких реалізовані прямолінійні коливання. У тримасовій системі (рис. 2, а) активна 1, проміжна 2 та нижня реактивна 3 маси з інерційними параметрами (у даному випадку масами), відповідно, m a, m n та m p здійснюють прямолінійні коливання вздовж горизонтальної осі x за узагальненими координатами, відповідно, x 1, x 2 та x 3. У чотиримасовій системі (рис. 2, б) додатково враховано масу m в водила 8 з деталями, що обробляються, яка здійснює прямолінійні коливання вздовж горизонтальної осі x за узагальненою координатою x 4. Активна маса 1 приводиться в рух завдяки кінематичному збуренню від проміжної 2 маси. Збурення вимушених коливань відбувається завдяки синусоїдальному зусиллю P(t) = Psin(ωt+ε) (тут P амплітудне значення збурювального зусилля; t час; ε зсув фаз між силою і переміщенням; ω колова частота збурювального зусилля), що прикладається між проміжною 2 та реактивною 3 масами. Активна 1 та проміжна 2, проміжна 2 та реактивна 3 маси попарно з єднані між собою пружними системами відповідно 5 та 4 із жорсткостями c 1 та c 2. Конструкції верстатів опираються через проміжну масу на віброізолятори 6 жорсткістю c із. Приймаємо, що в системі діють дисипативні сили, для чого у вигляді демпферів вводяться коефіцієнти в язкого опору ϻ 1, ϻ 2, ϻ 3, які є пропорційні швидкості руху відповідних мас і відображають явище гістерезису в пружних системах 4, 5, 6, відповідно, та коефіцієнти ϻ a, ϻ n і ϻ p, що описують в язкий опір руху коливальних мас, відповідно, 1, 2 та 3, і викликані в язким тертям між їх поверхнями. Оскільки маси 2 (m n ) та 3 (ϻ p ) між собою не взаємодіють, то можна знехтувати коефіцієнтами дисипації ϻ n, ϻ p, тоді як коефіцієнт ϻ a, що описує в язкий опір руху активної 1 та проміжної 2 коливальних мас, між якими знаходиться робоча зона для завантаження оброблюваних деталей, необхідно залишити. У такому випадку вся енергія від віброзбудників перетворюється в теплову енергію притирання деталей. Додатково для чотиримасової системи (рис. 2, б) приймаємо до уваги коефіцієнт в язкого опору ϻ 4, який є пропорційним швидкості руху водила 8 відносно нижнього притира 2 і відображає явище гістерезису в пружному елементі 9. Коефіцієнт ϻ a, в даному випадку, описує в язкий опір руху маси 1 по масі

129 а) б) Рис. 2. Розрахункові схеми вібровикінчувальних верстатів з тримасовою (а) та чотиримасовою (б) коливними системами 1. Третько В. В. Оптимизация технических процессов виброционной доводки // Вібрації в техніці та технології С Повидайло В. А., Сорочак О. З. Пути повышения точности плоскопараллельной обработки деталей на вибродоводочных станках // Вибрации в технике и технологиях. 1(3) С А.с СССР. Способ доводки деталей / В. А. Повидайло, В. Н. Захаров, В. Ф. Завадская. И Технологическое обеспечение качества деталей методом доводки / П. Н. Орлов, А. А. Савелова, В. А. Полухин, Ю. И. Нестеров; Под. ред. Г. М. Ипполитова. М. : Машиностроение,1978. С Захаров Віктор Миколайович, техн. директор, БО ВП «ЗГРЛ» ПрАТ «Львівський електроламповий завод «Іскра». Корендій Віталій Михайлович, к. т. н., асистент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Гаврильченко Олександр Віталійович, к. т. н., професор, професор кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». Шпак Ярослав Володимирович, к. т. н., доцент, доцент кафедри механіки та автоматизації машинобудування, Національний університет «Львівська політехніка». УДК Ярошевич М. П., Забродець І. П., Ярошевич Т. С. ДИНАМІКА ВІБРОМАШИН З ІНЕРЦІЙНИМ ПРИВОДОМ З УРАХУВАННЯМ ЙОГО ПРУЖНОСТІ Formulas for assessment the starting deformation amplitudes and moments that occurs in vibration machine s drive coupling are got in an analytical form. It is demonstrated that oscillation amplitudes of elastic coupling at the start moment mostly depend on the remoteness of its own frequency from the current frequency in motor electricity network. Equation of coupling s torsional oscillations close to stationary rotation mode of unbalanced vibration exciter is got. It is revealed the existing connection between oscillation of bearing vibration system and coupling s drive elasticity. Вібраційні машини досить широко використовуються в самих різних галузях промисловості [1]. Найпоширенішими є машини з інерційним приводом завдяки простоті конструкції, компактності за великої 128

130 збурювальної сили. Проте, в перехідних режимах роботи таких машин можуть виникати резонансні коливання, які супроводжуються суттєвим зростанням динамічних навантажень. Так, наприклад, практика експлуатації вібромайданчиків типу СМЖ, ВБ-15, ВБ-20 для об ємного ущільнення бетонних сумішей засвідчує частий вихід із ладу валів, які з єднують між собою дебаланси окремих віброблоків [2]. До конструкції цих валів входять еластичні муфти з пружними елементами, які й можуть бути основною причиною руйнівних коливань у приводі. Питання динаміка вібромашин з інерційним приводом досліджувалися у низці праць, огляд яких можна знайти в [1]. Однак, у відомих публікаціях, присвячених даній проблемі, використовувалися лише динамічні моделі машин з жорсткими ланками. У [3] для дослідження динамічних процесів у вібромашині з інерційним збудником та асинхронним електродвигуном використано математичну модель, яка враховує пружне з єднання роторів двигуна та збудника. Однак, аналіз впливу саме пружного зв язку роторів не проводився. Методики розрахунку елементів вібраційних машин з дебалансним приводом викладені у багатьох роботах. Проте, в усіх них питання, пов язані з муфтами приводу, обмежуються лише описом їх конструкції. Метою роботи було дослідження динамічних процесів у вібромашинах з дебалансним збудником з урахуванням пружності його з єднання з ротором асинхронного електродвигуна. Розглядувана коливальна система являє собою несуче тверде тіло, яке зв язане з нерухомою основою за допомогою пружних та демпфуючих елементів і може здійснювати плоскі коливання. На несучому тілі встановлено дебалансний віброзбудник, який приводиться в обертання від асинхронного двигуна. При цьому, ротори двигуна та збудника з єднано за допомогою пружної муфти, жорсткість якої істотно менше за жорсткості ротора двигуна та вала збудника. Зазначимо, що в загальному, ротори можуть бути з єднані будь-яким пружно-демпфуючим елементом (наприклад, пасовою передачею). Для аналітичних досліджень використано методи прикладної теорії коливань, підхід вібраційної механіки та метод прямого розділення рухів. Моделювання процесу пуску вібромашини полягало у спільному чисельному інтегруванні диференціальних рівнянь руху механічної коливальної системи та динамічної моделі асинхронного двигуна за допомогою програмного продукту Maple. Найбільш інтенсивні коливальні процеси та, відповідно, максимальні динамічні навантаження в приводі вібромашини виникають при її розбігу (вибігу), зокрема, безпосередньо в момент пуску двигуна та під час проходження зони резонансних частот несучого тіла. Розглянуто ці два періоди руху системи. Показано, що наявність пружного з єднання вносить істотні особливості в динаміку привода вібромашин, які потрібно враховувати при їх проектуванні. В аналітичній формі отримано формули, котрі дозволяють оцінити амплітуди пускових деформацій та моментів, які виникають в муфті. Продемонстровано, що амплітуди коливань пружної муфти в момент пуску, здебільшого залежать від віддаленості її власної частоти p м від частоти струму стр. При значній віддаленості цих частот пускові коливання будуть порівняно невеликими та швидко згасатимуть незалежно від демпфуючої здатності муфти. При близькості p м і стр, коливання будуть помітно більшими, особливо за малого опору, але їх тривалість в будь-якому разі незначна і визначаться тривалістю пускових коливань моменту електродвигуна. При цьому, величини деформації муфти та виникаючого в ній моменту не встигають набути значень, істотно більших, за їх подвійні статичні величини. Отримано рівняння крутильних коливань муфти поблизу стаціонарних режимів обертання дебелансного збудника (яке в т.ч., враховує випадок «застрягання» швидкості двигуна в зоні резонансних частот вібромашини p q ). Виявлений існуючий взаємозв язок коливань несучої системи машини та пружної муфти привода. Встановлено, що при пуску вібромашин у разі прояву ефекту Зоммерфельда, крім резонансного зростання гальмівного вібраційного моменту і «застрягання» швидкості двигуна, збуджуються резонансні коливання пружнодемпфуючих елементів, що з єднують ротори двигуна та збудника, які збільшують динамічні навантаження і втрати енергії в системі. Такі коливання є більш небезпечними ніж ті, що виникають в момент пуску двигуна: за практично тих же амплітуд тривалість їх може бути істотно більшою. Для уникнення резонансних коливань пружної муфти, перш за все, потрібно забезпечити достатню віддаленість частот p та p /2 одна від одної. 1. Блехман И. И. Теория вибрационных процессов и устройств. Вибрационная механика и вибрационная техника / И. И. Блехман. СПб, ИД «Руда и Металлы», с. 2. Назаренко І. І. Дослідження надійності карданних валів вібромашин будівельної індустрії / І. І. Назаренко, А. Т. Свідерській, М. М. Делембовський // «Вібрації в техніці та технологіях» (71). С Шатохин В. М. Анализ и параметрический синтез нелинейных силовых передач машин. Монография / В. М. Шатохин. Харьков: НТУ «ХПИ», с. Ярошевич Микола Павлович, д. т. н., професор, професор кафедри галузевого машинобудування, Луцький національний технічний університет. Забродець Іван Петрович, інженер, Луцький національний технічний університет. Ярошевич Тетяна Серафимівна, к. т. н., доцент, доцент кафедри ТЕМС, Луцький національний технічний університет. q м 129

131 УДК Дем яненко А. Г. ДИНАМІЧНА ДІЯ РУХОМОГО НАВАНТАЖЕННЯ НА ПРУЖНІ ОБ ЄКТИ ДЕЯКІ ОСОБЛИВОСТІ, АНАЛОГІЇ МАТЕМАТИЧНИХ МОДЕЛЕЙ ТА МЕТОДИ ЇХ ДОСЛІДЖЕННЯ До 170 річчя виникнення проблеми дії рухомого навантаження This paper describes features of the mathematical models for the elastic elements with movable load and for the elastic elements of changeable length. In these systems two forms of own oscillations the own component and the accompanying one, displaced in phase to the right angle correspond to every frequency of the system. The accompanying component is caused by the mobile inertia load or by the changeable length and they are not trivial only when this factor exists. У травні 2017 року виповнилося 170 років зі дня виникнення та початку досліджень динамічної дії рухомого навантаження на пружні конструкції і споруди. Приводом послужило руйнування Честерського мосту в Англії у травні 1847 року. У динамічному ХХ-ХХІ сторіччі суттєве збільшення мас і швидкостей руху ставить нові задачі, потребує їх вирішення, викликаючи появу нових підходів у механічному та математичному моделюванні, нових і удосконалення старих методів їх дослідження [2-5], які дозволяють більш повно виявити усі кількісні та якісні особливості кінематичних та динамічних характеристик процесу руху таких систем. Підвищений інтерес до цієї проблеми останнім часом обумовлений появою і застосуванням інформаційних технологій, які дозволяють більш повно та детально досліджувати математичні моделі та аналізувати отримані результати. Суттєво змінилося і традиційне уявлення про механічні системи з рухомим інерційним навантаженням. Це мости з рухомим потоком транспорту, трубопроводи, стержні, пластинки, оболонки під дією рухомого потоку рідини чи газу. До цього класу задач в рамках певних аналогій [1.2] можна віднести об єкти змінної за часом довжини та об єкти, які рухаються у поздовжньому напрямку, такі як нитки, дроти, профільні стержні у прокатному виробництві, смугові та ланцюгові пили, паски пасових передач, канати шахтних підіймальних машин і таке інше. В залежності від способу схематизації інерційних властивостей пружної конструкції і рухомого навантаження існують чотири принципово різних варіантів постановки задачі про вплив рухомого навантаження на пружні конструкції та споруди [5,6]. Найбільш складним з точки зору практики є четвертий варіант, де враховуються як сили інерції самої конструкції так і сили інерції рухомого навантаження. Вивчення якісних та кількісних характеристик руху таких об єктів зводиться до дослідження математичної моделі L x, t,, w L1, q( x, t) t x x t з відповідними крайовими та початковими умовами, де q q q w q v w q v w. (2) 2 g t g tx g x x, t 2 2 Основними особливостями математичних моделей таких задач, по-перше, є наявність у диференціальних рівняннях у тому чи іншому вигляді інерційного оператора (2), який визначає силову дію на пружний об єкт рухомого масового навантаження. Характерним є той факт, що силова дія залежить, як від інтенсивности q 1 (х) і швидкості руху v потока навантаження, так і від деформації пружного об єкта w(x,y,t), причому, чітко видно залежність силової дії від прискорення деформації w tt (x,y,t), швидкості кутової деформації w tx (x,y,t) та зміни кривини пружної лінії об єкта w xx (x,y,t) тобто в такого роду системах силова дія є слідкуюча за поведінкою системи змінюючи свою величину и напрямок в процесі деформації. Таким чином, силова дія на пружний об єкт, викликана рухомою масою не є заздалегідь визначеною а визначається поточним станом системи. Це є другою особливістю задач динаміки пружних систем у полі сил інерції рухомих навантажень. Третьою суттєвою особливістю цих задач є наявність в математичній моделі у тій чи іншій формі непарної за часом змішаної похідної, яка обумовлена прискоренням Коріоліса рухомого масового навантаження і утворює деякі труднощі при побудові розв язків, а саме, не дозволяє розділити просторову х і часову t змінні за класичною схемою Фур є в дійсній області шуканих функцій. До вигляду інерційного оператора зводиться і аеродинамічна дія на пружний об єкт рухомого потоку рідини чи газу. Причому швидкості рідини у трубопроводах літальних апаратів досягають м/c, газів м/c. У механічних системах такого типу можливі флатерні і дивергентні режими руху та інші процеси і явища. Рухоме навантаження буває рівномірно розподіленим або змінюватися за певним законом, дискретним або розподіленим з певними дискретними включеннями, мати сталу або змінну швидкість. Відомо, що прикладне математичне дослідження складної задачі має структуру послідовного наближення. Спочатку будується грубий розв язок, після чого за його допомогою уточнюється механічна та відповідна математична модель або метод дослідження математичної моделі, що в свою чергу призводить до більш точного розв язку, який у подальшому також можна уточнювати. Мета уточнення може бути різною. У першому випадку, якщо точність грубого розв язку недостатня з кількісної або якісної сторони для досліджуваного процесу, явища. Тут грубий 130 (1)

132 розв язок має допоміжне. початкове значення для побудови більш точного розв язку. У другому випадку наближений розв язок задовiльняє дослідника, але необхідно з ясувати межі його придатності. Тут уточнений розв язок використовують саме для визначення межі придатності наближеного розв язку, отриманого на основі спрощених гіпотез і моделей. Слід зауважити. що перевага грубих наближених моделей і розв язків полягає у їх простоті, прозорості і наочності а, відповідно до цього, і схема застосування цих розв язків у багатьох випадках є доцільною та виправданою з цілої низки міркувань та позицій. Наочним прикладом такого підходу є розв язки одних і тих же задач спрощеними методами опору матеріалів та більш точними методами теорії пружності. Саме така ідеологія і використовується при дослідженні задач динаміки одномірних пружних тіл за дії рухомого інерційного навантаження [1,2,5,6]. По перше, з ясовується аналогії у математичних моделях, які описують наближену, спрощену механічну модель динаміки пружних тіл з рухомим інерційним навантаженням та механічну модель тіл, які знаходяться під дією стискуючих сил. Наведено приклад аналогій математичних моделей динаміки пружних об єктів змінної довжини та за дії рухомого інерційного навантаження, що в свою чергу обумовлює аналогії в їх поведінці. Дослідження виконуються на основі метода двохвильового подання руху у вигляді суперпозиції власних та супровідних коливань [1, 2, 5]. Наведено коротко історію виникнення і розвитку методу двохвильового подання при розв язуванні задач динаміки пружних систем з рухомим інерційним навантаженням та об єктів змінної довжини. При застосуванні методу двохвильового подання коливань до дослідження таких систем, який дозволяє у деяких випадках отримати точні розв язки задач, загальний розв язок диференціального рівняння подається у вигляді суми двох рядів, один з яких являє собою класичну частину розв язку, а другий ту частину, яка обумовлена наявністю змішаної непарної за часом похідної а, саме, інерційністю рухомого навантаження і не виявляється при традиційному застосуванні прямих методів математичної фізики до розв язування задач цього класу. Форми першої групи названі власними формами, а форми другої груп супровідними формами коливань пружної системи. Супровідні коливання обумовлені і нетривіальні лише при наявності рухомого інерційного навантаження. Сьогодні більш повному та детальному дослідженню задач динаміки пружних систем з рухомим інерційним навантаженням методом двохвильового подання коливань сприяють сучасні інформаційні технології, чого не було у часи H. Steuding, G. W. Housner, Я. Г. Пановко, А.П. Філіпова, Е. Г. Голоскокова та інших. 1. Горошко О. А. Введение в механику деформируемых одномерных тел переменной длины / О. А. Горошко, Г. Н. Савин. K. : Наукова думка, с. 2. Горошко О. О., Дем яненко А. Г., Киба С. П. Двохвильові процеси в механичних системах. К. : Либідь, 1991, 188с 3. Каленюк П. І., Скоробогатько В. Я. Якісні методи теорії диференціальних рівнянь. К., 1977, с Каленюк П. І., Нитребич З. М. Узагальнена схема відокремлення змінних. Диференціально-символьний метод. Львів : Видавництво Національного університету «Львівська політехніка», с. 5. Демьяненко А. Г., Евстратенко Д. А. Метод двухволнового представления колебаний и его развитие в задачах строительной механики упругих конструкций с подвижной инерционной нагрузкой // Вісник Придніпровської державної академії будівництва та архітектури. Дніпропетровськ: ПГАСА, С Пановко Я. Г. Устойчивость и колебания упругих систем / Я. Г. Пановко, И. И Губанова. М. : Наука, с. 7. Steuding H. Die Schwingung von Trager bei bewegten Lasten. Jng. Acch. 1934, p Housner G. W. Bending Vibrations of a Pipe Line Containing Flowing Fluid. Journal of Applied Mechanics. Trans ASME, vol. 19 2, 1952, p Дем яненко Анатолій Григорович, к. т. н., професор, завідувач кафедри теоретичної механіки, опору матеріалів та матеріалознавства, Дніпропетровський державний аграрно-економічний університет. УДК ; ; Козяр М. М., Войтович Л. В., Серілко Л. С., Щурик В. О. ДОСЛІДЖЕННЯ ДИНАМІКИ ВІЛЬНОРОЛИКОВОЇ ЦЕНТРИФУГИ ДЛЯ ФОРМУВАННЯ ЗАЛІЗОБЕТОННИХ ТРУБЧАСТИХ ВИРОБІВ ПРИ РАДІАЛЬНОМУ ЗМІЩЕННІ НАПІВФОРМ Наведено результати дослідження динаміки вільнороликової центрифуги для виготовлення залізобетонних трубчастих виробів (типу центрифуги МР-380,- з горизонтальним пружним підвішуванням форми-опалубки) при радіальному зміщенні напівформ. The results of studies of the dynamics of centrifuges free supporting rollers for the manufacture of reinforced tubular products (such as centrifuges MR-380 with a horizontal elastic suspension formwork) when the radial displacement formwork halves. При експлуатації центрифуг для виготовлення трубчастих виробів, переважно довгомірних, виникають проблеми, пов язані із збуренням коливань форми-опалубки та її підвіски внаслідок неточного скріплення 131

133 напівформ. В нинішніх умовах виробництва це трапляється досить часто, оскільки використовується в основному зношений опалубочний парк. В той же час в існуючих джерелах досліджується динаміка подібних центрифуг лише за умови точного збирання форм [1]. На прикладі центрифуги МР-380 [2], що використовується для формування стояків опор ЛЕП СЦ20211 на Стрийському ВАТ «Галенергобудпром», досліджено коливання опорних станин (2) центрифуги при статичній незрівноваженості (ексцентриситеті е) форми з наповненням (1) та радіальним зміщенням напівформ δ (рис.1). Для складання диференціальних рівнянь руху досліджувану систему представлено у спрощеному вигляді (рис.2). t= π 2 π 4 C 0 R 1 2 Рис. 1 Рис. 2 Рух форми описується рівнянням (1), де R горизонтальна складова реакції станини, а рух самої станини рівнянням (2), причому x 1 =x 2 +s(t): mx R; (1) 1 1 mx R x cx, (2) де α коефіцієнт демпфування (в язкого тертя, еквівалентного повному), с жорсткість пружин. Враховуючи, що m1m2 m, з рівнянь (1) та (2) отримано: mx x cx m s t, (3) () яке є рівнянням вимушених коливань, тому може бути поданим у вигляді [3, с. 73]: r 1 m 2 зб x 2 2n x 2 k x2 F, (4) зб де F збурююча сила, k c m власна частота коливань станини, n k ln ( Ak Ak 1) /(2 ) коефіцієнт, що характеризує тертя. В (4) х 2 визначалась,- згідно принципу суперпозиції,- як результат дії 3-х збурюючих сил: 2 гармонійної сили F зб 1 m1 e cos( t 0) внаслідок незбалансованості форми з наповненням; періодичної, зб s але не гармонійної сили F 2 (рис. 3) внаслідок зміщення напівформ çá 2 cos 0 t ( F 2 ) й, відповідно, появи s(t) (рис.3); періодичної знакопочережної зб t ударної сили F 3 (рис.3). За відомими формулами [3] визначені 0 T * ** *** відповідні складові координати х 2 ( x x x x ) й складено çá F обчислювальну програму, яка дозволяє досліджувати вплив різних параметрів центрифуги на коливання її опор. Для одного з варіантів Рис. 3 вихідних даних, наближених до виробничих [2], отримані результати відображено на рис. 4. y s(t m m m 1 2m кг с 0, Н/м ω 42 с -1 ; A k /A k+1 8 с x x 2, м x 2 * x 2 *** 0, 010 ì ; e 0, 003ì t, c x 2 ** Рис. 4 t 0; 2T Аналіз отриманих результатів свідчить про значний вплив зміщення напівформ,- особливо фактору наявних ударних взаємодій,- на динаміку системи. Спостерігається зубоподібність коливань, значне збільшення амплітуд, а отже шуму та вібрацій, і, як результат, посилюється зношування деталей і вузлів центрифуги, зростає 132

134 енергозатратність виробництва. Крім того, згубність наслідків наявного зміщення напівформ підсилюється жорсткістю вертикального підвішування форми-опалубки в подібних центрифугах. Тому цей чинник, разом із чинником уповільненого розподілу бетонної суміші при такому підвішуванні [1], говорить про нагальну потребу заміни поширених центрифуг типу МР-380 (фізично і морально застарілих) на більш досконалі. 1. Щурик В. О. Про вплив жорсткісних, демпфуючих та інерційних характеристик підвіски центрифуги на процес розподілу бетонної суміші при центрифугуванні. Вісник НУВГП (збірник наукових праць). Вип. 2(30). Рівне, С Косолапов И. И. Изготовление стоек железобетонных опор ВЛ электропередачи.- Л. : Энергоатомиздат. Ленингр. отд-ние, с., ил. 3. Тимошенко С. П., Янг Д. Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле / Пер. с англ. Л. Г. Корнейчука; Под ред. Э. И. Григолюка. М. : Машиностроение, с. Козяр Микола Миколайович, д. п. н., професор, завідувач кафедри теоретичної механіки, інженерної графіки та машинознавства, Національний університет водного господарства та природокористування. Войтович Леонід Володимирович, ст. викл. кафедри теоретичної механіки, інженерної графіки та машинознавства, Національний університет водного господарства та природокористування.. Серілко Леонід Степанович, к. т. н., доцент, доцент кафедри теоретичної механіки, інженерної графіки та машинознавства, Національний університет водного господарства та природокористування. Щурик Володимир Олександрович, к. т. н., доцент, доцент кафедри теоретичної механіки, інженерної графіки та машинознавства, Національний університет водного господарства та природокористування. УДК Петров О. В., Козлов Л. Г., Рябий С. О. ДИНАМІКА ГІДРОПРИВОДУ, ЧУТЛИВОГО ДО НАВАНТАЖЕННЯ, З УРАХУВАННЯМ ХВИЛЬОВИХ ПРОЦЕСІВ У РОБОЧІЙ ГІДРОЛІНІЇ Проведено дослідження робочих процесів у гідроприводі, чутливому до навантаження, з урахуванням хвильових процесів у робочій гідролінії, в результаті чого визначені умови, за яких вплив хвильових процесів при математичному моделюванні роботи гідроприводу, чутливого до навантаження, з довгими робочими гідролініями може бути знехтуваний. Проведено исследование рабочих процессов в гидроприводе, чувствительном к нагрузке, с учетом волновых процессов в рабочей гидролинии, в результате чего определены условия, при которых влияние волновых процессов при математическом моделировании работы гидропривода, чувствительного к нагрузке, с длинными рабочими гидролиниями могут не учитываться. The work processes in the load-sensing hydraulic drive are analyzed taking into account the wave processes in the working hydrolysis line. As a result, the conditions under which the influence of wave processes during mathematical modeling of the operation of the load-sensing hydraulic drive with long working hydraulic lines can be ignored. Гідроприводи, чутливі до навантаження, широко застосовуються у різних типах мобільних робочих машин для керування робочими органами. Аналіз існуючих типів таких машин показав, що часто гідродвигуни виконавчих органів можуть знаходитись на значній відстані від гідророзподільника, який, як правило, знаходиться у близькості до гідронасоса, що сполучений із валом відбору потужності машини [1]. Відстань від гідророзподільника до гідродвигуна, як правило, не перевищує 4 м. Але і на такій довжині гідролінії виникають хвильові процеси, що можуть негативно впливати на характеристики роботи як гідродвигуна, так і самого гідроприводу вцілому. Метою дослідження є аналіз можливості використання під час математичного моделювання робочих процесів у гідроприводі, чутливому до навантаження з довгими робочими гідролініями, більш простої моделі руху рідини, що описується системою рівнянь в зосереджених параметрах. Під час розробки математичної моделі роботи гідроприводу, чутливого до навантаження з довгими робочими гідролініями, розглядається нестаціонарний процес течії рідини з розподіленими параметрами та усередненими характеристиками по площі живого перетину. При цьому математична модель включає не тільки рівняння нерозривності потоків та рівноваги сил, діючих на рухомі елементи, а також математичний опис руху робочої рідини у довгій робочої гідролінії з розподіленими параметрами, що описуються двома диференціальними рівняннями першого порядку в частинних похідних і краєвими умовами, що описують течію рідини у гідролінії довжиною 4 м [2-4]. Процес розв язання отриманої математичної моделі у програмі MATLAB зайняв близько 10 хв, в результаті чого були отримані графіки перехідних процесів по значеннях тиску та переміщень елементів гідроприводу. 133

135 Оскільки розглядається поведінка виконавчого гідродвигуна в залежності від врахування хвильових процесів, то основними параметрами є тиск у поршневій порожнині та переміщення поршня. В результаті співставлення відповідних даних без врахування хвильових процесів та з врахуванням хвильових процесів визначено, що величина відносної похибки не перевищує 5% і не перевищує допустиме значення. Крім того, важливим питанням при розгляді хвильових процесів є можливість появи резонансу коливань тиску при хвильових процесах, як за першою гармонікою, так і за другою. Для трубопроводу довжиною 4 м перша резонансна частота становить 75 Гц [2,5], у досліджуваному гідроприводі частота коливань першої гармоніки коливань тиску становить 2,5 Гц, а частота другою гармоніки коливань тиску становить до 52 Гц, що не перевищує значення першої резонансної частоти [5]. Отже, в результаті математичного моделювання гідроприводу чутливого до навантаження на базі мультирежимного гідророзподільника, з врахуванням хвильових процесів при розподілених параметрах і довжиною робочої гідролінії до 4 м виявлено, що характер протікання перехідного процесу відрізняється до 5% від значень, отриманих без врахування хвильових процесів. А резонансна частота коливань тиску як першої так і другою гармоніки далека до можливої резонансної частоти. Таким чином можна рекомендувати під час розв язання математичної моделі, що враховує хвильові процеси, теоретичні дослідження проводити при зосереджених параметрах та без врахування хвильових процесів. 1. Козлов Л. Г. Енергоощадний гідропривод, чутливий до навантаження, на базі мультирежимного гідророзподільника / Л. Г. Козлов, О. В. Петров // Промислова гідравліка і пневматика. Вінниця: ВНАУ, (36). С Попов Д. Н. Нестационарные гидромеханические процессы / Д. Н. Попов. М. : Машиностроение, с. 3. Тарко Л. М. Волновые процессы в трубопроводах гидромеханизмов / Л. М. Тарко. М. : Машгиз с. 4. Дусанюк Ж. П. Волновые процессы в гидросистемах с нелинейными упругими свойствами трубопровода: дис. канд. тех. наук: Вінниця, с. 5. Математичне моделювання робочих процесів у гідроприводі, чутливому до навантаження, з довгими робочими гідролініями / О. В. Петров, Л. Г. Козлов, Ж. П. Дусанюк, А. В. Черниш // Збірник наукових праць Вінницького національного аграрного університету. Сер. Технічні науки (84). С Петров Олександр Васильович, к. т. н., доцент кафедри технологій та автоматизації машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Козлов Леонід Геннадійович, доктор технічних наук, професор, завідувач кафедри технологій та автоматизації машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Рябий Сергій Олексійович, студент факультету машинобудування та транспорту, Вінницький національний технічний університет. УДК Гелетій В. М., Новіцький Я. М., Кий А. В. ДИНАМІЧНІ МОДЕЛІ ТРАНСПОРТУЮЧИХ КАНАТНИХ СИСТЕМ З АКТИВАЦІЄЮ КОЛИВАНЬ ДЛЯ ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ ТЕХНОЛОГІЧНИХ ОПЕРАЦІЙ Розглянуті питання моделювання динамічних процесів механічних систем з канатними елементами, таких як лісозаготівельні канатні транспортуючі системи. Запропонована процедура приведення рівнянь руху системи до виду зручному для комп ютерних методів розв язування задачі. Розглянуті питання використання додаткових пристроїв для активації вібрацій для забезпечення більшої ефективності транспортування канатними системами. We consider the algorithm of mathematical modeling of dynamic processes of mechanical systems with rope elements such as cable transporting system and algorithm to bring the equations of motion system to form convenient for application of computer dynamic analysis methods. We investigate the activation method of vibration to provide more efficient transportation systems rope Механічні системи з канатними елементами, такі як вантажопідіймальні машини, або канатні транспортуючі системи, використовують для підвищення ефективності технологічних операцій вібрацію (коливання) окремих елементів. При цьому коливальні процеси інших елементів системи, таких, наприклад, як місце оператора вимагають мінімізації. Вирішення таких задач вимагає розроблення адекватних динамічних моделей таких систем. 134

136 На рис. 1 представлена динамічна модель канатної транспортуючої системи для транспортування деревини в гірських умовах Рис.1. Динамічна модель канатної транспортуючої системи Задача комп ютерного моделювання динамічних процесів механічних систем з канатними елементами вирішується для кожної механічної системи індивідуально і не може бути повністю формалізованою. Запропонована методика визначення елементів матриць інерційних і квазіпружних коефіцієнтів, а також коефіцієнта в язкого опору і узагальнених сил лінійної динамічної моделі таких систем. Однак такі рівняння руху не можуть розглядатися як рівняння малих коливань, так як узагальнені координати, пов язані, наприклад, з кутом повороту барабана приводу або переміщенням візка визначають рух приводів цих механізмів як жорсткого цілого і, зрозуміло, не можуть розглядатись як малі переміщення. Наявність такої квазіциклічної координати пов язане з появою нульової власної частоти коливання системи. При цьому у динамічних розрахунках найбільший інтерес становлять саме нециклічні (позиційні) координати, які визначають зусилля в пружних ланках. З рівнянь руху можна виключити циклічні координати. Для механічних систем, що розглядаються пропонується загальний алгоритм виключення квазіциклічних координат шляхом певних перетворень рівнянь руху [1]. Наведені порівняльні приклади динамічного аналізу при наявності циклічної координати і при її виключенні, а також оцінка похибки використання традиційних спрощених підходів у порівнянні з точним розв язком. Представлений метод визначення параметрів демпфування дискретних моделей таких систем і енергетично еквівалентного приведення їх до в язкого тертя. Це дозволяє досліджувати можливості ефективного гасіння коливань окремих елементів механічної системи. Розроблений алгоритм приведення рівнянь руху до виду зручному для їх чисельного розв язку комп ютерними програмами. Розглянуті також питання використання додаткових пристроїв для активації вібрацій для забезпечення більшої ефективності транспортування вантажів канатними системами. Один із запропонованих варіантів ексцентрикового активатора вібрацій показаний на рис. 2. Він включає кінцевий блок канатної системи діаметром D, рядну зубчасту передачу і ексцентрично закріплений тяговий канат, що переміщає вантаж масою m. Кінематичне віброзбудження забезпечується різницею переміщень точок А і В: S B S A = e cos (S A /D i), де i передаточне число рядної зубчастої передачі, яке впливає на частоту кінематичного віброзбудження. Рис.2. Канатна система з ексцентриковим активатором вібрацій Прийнявши за узагальнені координати канатної механічної системи (рис.2) кут повороту барабана лебідки φ і переміщення вантажу S B одержимо вираз потенціальної енергії деформації каната жорсткістю с Π = c [φ D/2 (S B e cos (φ i))/2] 2 /2. Після підстановки в рівняння Лагранжа 2-го роду одержуємо диференціальні рівняння руху системи, аналіз розв язку яких дозволяє оцінювати ефективність даного активатора вібрацій. 135

137 1. Гелетій В. М. Особливості комп ютерного моделювання динаміки механічних систем з квазициклічними координатами./ Вісник НУ «Львівська політехніка». «Динаміка, міцність та проектування машин і приладів.» 2010 р. 641, с Гелетій В. М. Розроблення динамічних моделей механічних систем з канатними елементами/ Вісник НУ «Львівська політехніка». «Динаміка, міцність та проектування машин і приладів.» 2016 р. 838, с Гелетій В. М., Новіцький, Я. М., Кий А. В. Розроблення динамічних моделей транспортуючих механічних систем з канатними елементами. Тези 13-го Міжнародного симпозіуму українських інженерівмеханіків у Львові. Львів, Гелетій Володимир Миколайович, к. т. н. доцент кафедри технічної механіки і динаміки машин, Національний університет «Львівська політехніка». Новіцький Ярослав Мар янович, к. т. н., доцент кафедри технічної механіки і динаміки машин, Національний університет «Львівська політехніка». Кий Андрій Володимирович, асистент кафедри лісопромислового виробництва та лісових доріг, Національний лісотехнічний університет України. УДК Обертюх Р. Р., Марущак М. В. ДИНАМІЧНА ТА МАТЕМАТИЧНА МОДЕЛІ ГІДРОІМПУЛЬСНОГО ПРИСТРОЮ ДЛЯ ДЕФОРМАЦІЙНОГО ЗМІЦНЕННЯ МАТЕРІАЛІВ Наведено і описано структурно розрахункову схему гідроімпульсного пристрою для деформаційного зміцнення матеріалів. На основі аналізу структурно розрахункової схеми пристрою, та ряду теоретичних припущень розроблено динамічну модель пристрою. Illustrated and described the structure -scheme of hydraulic pulse device for strain hardening materials.based on analysis of structure a design scheme of the device, and a number of theoretical assumptions developed a dynamic model of the device. З метою розробки коректної наукової методики проектного розрахунку та проектування гідроімпульсного пристрою для деформаційного зміцнення матеріалів доцільно теоретично та експериментально дослідити його динаміку, розробивши динамічну та математичну моделі пристрою. Робочий цикл пристрою укрупнено можна розділити на два періоди: прямий та зворотний ходи мас m c і m n. Відлік прямого ходу мас зворотного ходу y c з і mc і m n починається з рівнів yc n і y n n (тут індекс n» означає прямий хід»), а y (тут індекс з» означає зворотний хід») з правого крайнього положення мас m c і m n. n з Динамічну модель гідроімпульсного привода пристрою для деформаційного зміцнення на основі його структурно-розрахункової схеми, та гідравлічної ланки у вигляді тіла Кельвіна Фойхта можна зобразити у вигляді двомасових систем як для прямого (рис. 1, а) так і зворотного (рис. 1, b) ходів мас m та m ланок пристрою. n c a) b) Рис. 1. Динамічна модель гідроімпульсного пристрою для деформаційного зміцнення деталей для прямого (а) та зворотного (b) ходів його ланок. 136

138 Оскільки, зазвичай, в гідроімпульсних пристроях, з метою отримання високих частот проходження імпульсів тиску, обмежують об єм напірної порожнини W 0 [1, 2], то для побудови динамічної та математичної моделей пристрою доцільно використовувати «пружно-зосереджену модель» енергоносія [2], нехтуючи масою рідини в напірній порожнині А. В такій моделі енергоносія гідравлічна ланка привода пристрою представляється тілом Кельвіна Фойхта [3], у вигляді в язко-пружної моделі, складеної з паралельно з єднаних між собою безінерційних пружного k or та дисипативного елементів c or. Рівняння руху мас m n та m c ланок пристрою складене на основі динамічної моделі прямого і зворотного рухів мас m n та m c і принципу Д Аламбера для ходів: прямого для 0 yn h : n c ' my n n i k n r x y 1 2 n k3 y03 y n n k1 y n n y01 k2 y n n y02 A A n 0,25 cy 1 n R1cy ; n n R i c x y n A1 A2 nn (1) для hc yn h : n nmax m n yn i01 02k0 n r x y A1 A2 n k n 1 yn y n 01 k2 yn y n 02 c1y n R n 1 0,25 i01 02c0 x y. A1 A2 nn зворотного для 0 yn h : з r m nyn k1y01h з n y max n k y h з n y max n R c y з n i k з r x y 2 1 n A A з 0,25 i0201 c0 x y ; A2 A1 n F з yc (2) ' для hr yn h : з nmax ' m nyn k1y01h з n y max n k y h з n y max n k y y з n h з r R1 0,25 R3c1y n c з 3yn i0201 k з or x y A A n i c x y з A2 A1 n F з y 1. Основы общей теории гидравлических кузнечно штамповочных машин / Ю. А. Бочаров // Машины и технология обработки металлов давлением: Сб. науч. Трудов МВТУ 330. М., С Обертюх Р. Р. До питання інженерного розрахунку генераторів імпульсів тиску в рідині / Р. Р. Обертюх, Р. Д. Іскович Лотоцький, Ю. В. Булига, Д. М. Климчук // Вибрации в технике и технологиях (5). С Іскович Лотоцький Р. Д. Дослідження динаміки гідроімпульсного привода вібраційної розкочувальної машини / Р. Д. Іскович Лотоцький, Р. Р. Обертюх, В. І. Томчук // Прогрессивные технологии и системы машиностроения: Межд. сб. научн. тр. 12 Донецк: ДонГТУ, С Обертюх Роман Романович, к. т. н, доцент, професор кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Марущак Михайло Володимирович, аспірант кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. УДК , Архипова Т. Ф. ВЛИЯНИЕ АНИЗОТРОПИИ МЕХАНИЧНИХ ХАРАКТЕРИСТИК НА РАЗРУШЕНИЕ The paper presents the results of calculations of the effect of anisotropy of the mechanical properties of steel specimens upon failure from normal stresses. The main reason for the anisotropy of the elastic properties of the metal is the crystallographic texture, fibrousness, banding, the presence of inclusions. When fracture, the shear along the fibers occurs from tangential stresses. The influence of anisotropy on the magnitude of the destructive stress is determined. Анизотропия механических свойств материалов связана прежде всего с особенностями их внутреннего строения. Тела с аморфной структурой или поликристаллы с равновероятным расположением зерен и других структурных элементов обычно не обнаруживают анизотропию механических свойств, в то время как металлы, имеющие закономерное внутреннее строение, как правило, анизотропны. Во многих случаях игнорирование или неучет анизотропии может приводить к нежелательным последствиям как при конструировании, так и при 137

139 обработке и эксплуатации. Последние достижения в области металловедения и технологии металлов позволяют во многих случаях решать технологические задачи создания изделий с заданной или регулируемой анизотропией. Из анализа напряженного состояния [1] следует, что касательные напряжения τ в данной точке всегда имеют различную величину на различно ориентированных (за исключением взаимно перпендикулярных) площадках, так как на главных площадках τ=0, а на площадках, равнонаклоненных к главным осям, значение касательных напряжений τ максимально. Следовательно, остаточные изменения свойств, возникающие при пластической деформации и связанные в основном с величиной τ, также должны быть различны для разных направлений и, таки образом, в пластически деформированном материале должна возникать вторичная анизотропия. Процессы разрушения под действием касательных и нормальных напряжений также ориентированы, поэтому проявление ранних трещин ведет к анизотропии. Например, при растяжении, раскрывающем трещины, свойства иные, чем при растяжении вдоль оси, составляющей некоторый угол с поверхностью ориентированных трещин. Ориентированный характер микро- и макропластической деформации и разрушения материалов имеет большое значения при кратковременных и особенно при длительных испытаниях (ползучести, усталости), для которых характерно направленное исчерпание ресурса пластичности. В соответствии с разделением процесса нагружения материалов на три основных состояния: упругое, вязко-пластическое и само разрушение, следует различать: 1) анизотропию упругих свойств, или упругую анизотропию, которая характеризуется модулями нормальной упругости, сдвига, коэффициентом Пуассона; 2) анизотропию пределов упругости, текучести и других механических свойств, определяемых в области незначительных пластических деформаций; 3) анизотропию характеристик значительной пластической деформации (предел прочности при наличии шейки, равномерная пластичность и т.д.); 4) анизотропия характеристик, связанных с разрушением (характеристики сопротивления разрушению при различных видах нагружения, предельная пластичность) или анизотропия разрушения. Наибольшее количество работ по анизотропии предела текучести о.ц.к.-металлов представлено для сплавов на основе железа. Основная причина анизотропии стальных изделий это кристаллографическая текстура, волокнистость, полосчатость, наличие включений. На уровень и анизотропию предела текучести σ 0,2 влияет также статическое и динамическое старение. В листах горячекатаной и отожженной стали анизотропия, вызванная осевыми ориентировками, невелика (отношение предела текучести вдоль и поперек направления прокатки) (σ 0,2 σ /( 0,2 =1.14. Нормализация, не изменяющая текстуру материала после прокатки, снижает анизотропию в связи с перераспределением зерен феррита в структуре стали. Наличие в поликристаллах преимущественных кристаллографических ориентировок приводит к появлению анизотропии предела текучести σ 0,2. Отдельные кристаллы весьма анизотропны, что видно из таблицы 1. Таблица 1. Анизотропия механических свойств монокристаллов железа кремнистого [2] Кристаллографические оси Е, ГПа σ пц, МПа σ т, МПа σ в, МПа [100] 117,9 131,6 281,1 366,0 407,0 [110] 197,1 230,0 290,0 372,4 442,0 [111] 254,5 281,1 372,3 427,0 468,0 Анизотропия упругих свойств феррита является одной из причин склонности стали к хрупкому разрушению. Хрупкие трещины появляются и распространяются по границам зерен феррита при закалке сплава и при его деформации растяжением при определенных температурах. Пластическая анизотропия, т.е. анизотропия характеристик начальных и значительных пластических деформаций может влиять на напряженное состояние только в упруго-пластической области, а ниже предела упругости материал может вести себя как совершенно изотропный, несмотря на наличие анизотропии за пределами упругости. Примером может быть упругоквазиизотропный, но «пластически изотропный» поликристалл. Так, многие металлические сплавы квазиизотропны в упругой и пластической областях, а также при разрушении путем среза, но проявляют анизотропию при сопротивлении отрыву. Основную информацию для таких выводов получают из диаграмм при растяжении и кручении. Почти до предела прочности анизотропия практически не проявляется, в то же время по характеристикам разрушения при растяжении продольные и поперечные образцы различаются резко. Поэтому следует различать анизотропию механических свойств, определяемых при различных видах нагружения. Например, анизотропию характеристик, определяемых при статических растяжении, сжатии, кручении, изгибе; анизотропию сопротивления усталости; анизотропию характеристик длительной прочности и ползучести; анизотропию ударной вязкости; анизотропию трещиностойкости и анизотропию твердости и микротвердости. Некоторые наблюдаемые на практике случаи разрушения деталей могут быть объяснены особенностями разрушения анизотропный материалов от непредельных напряжений по ослабленным площадкам. По характеру разрушения образцов можно ориентировочно оценить величину разрушающих напряжений. Нормальные напряжения по косым площадкам, наклоненным к оси образца под углом α и имеющим нормали, составляющие с его осью угол φ, равны: σ φ =σ 0 sin(90-φ)= σ 0 sin 2 α. (1) Судя по виду изломов исследуемых образцов, разрушение от нормальных напряжений наступает уже при углах α=60º. Подставляя α = 60º, в формулу (1), получим: σ 60 =σ 0 sin(90-30)= σ 0 sin 2 60 =0,75 σ

140 Следовательно, σ 60 / σ 0 = 0,75, т. е. разрушающее напряжение по наклонной площадке в данном случае примерно на 25 % меньше максимального напряжения. Касательные напряжение выражаются через нормальные: τ φ.= σ 0.cosαcosφ= σ 0.cosαsinα= (σ 0.sin2α)/2. При α близком к 30º, наблюдался сдвиг вдоль волокон в основном от касательных напряжений, величина которых равна: τ 30 =(σ 0.sin60)/2= σ 0 3/4. τ 30/ τ max = 3/2 0,85. Следовательно, разрушающее напряжение по этой площадке примерно на 15% ниже максимального. Разумеется, приведенные вычисления являются приближенными и усредненными, так как в момент разрушения локальное напряженное состояние уже не является однородным и линейным. Современные методы расчета [3], основанные на конечно-элементном моделировании, позволяют определить напряженно-деформированное состояние изделия в произвольный момент технологического процесса в любой материальной точке, но не дают ответа на вопрос: какова будет прочность и пластичность материала после его обработки давлением? Для прогнозирования механических свойств необходимо уметь рассчитывать остаточный ресурс пластичности материала с учетом его анизотропии механических свойств. До настоящего времени отсутствует общепризнанная методика расчета поврежденности материала при холодной пластической деформации. Наибольшее распространение получили критерии В. Л. Колмогорова [4], Г. Д. Деля [5], В. А. Огородникова [6], Сockcroft-Latham [7], Johnson-Cook [8]. Большинство критериев носят скалярный характер и базируются на интегрировании накопленной пластической деформации по пути деформирования с учетом различных поправочных коэффициентов, учитывающих схему напряженного состояния, но не учитывают возможную анизотропию накопления повреждений. Этот факт учитывается тензорным деформационным критерием Г. Д. Деля. Критерий поврежденности учитывает анизотропию накопления повреждений и зависит от кривизны траектории деформаций в пространстве деформаций. Поэтому он наилучшим образом подходит для оценки поврежденности заготовок со сложной историей нагружения. Согласно этому критерию степень поврежденности в пространственных направлениях определяется тензором повреждений. Условием появления макротрещин (условие разрушения) является равенство единице модуля тензора повреждений. 1. Фридман Л. Б. Механические свойства металлов. / Л. Б. Фридман. М. Машиностроение, с. 2. Теория образования текстур в металлах и сплавах / Вишкарев Я. Д., Бабарэко А. А., Владимиров С. А., Згиз И. В. М. : Наука, с. 3. Onate E. Advances of Finite Element Method and Particle Based Methods for Metal Forming Processes / E. Onate // Steel Research Int., Special Edition: The 10 th Int.Conf.on Tech.of Plast., ICTPII P Колмогоров В. Л. Механика обработки металлов давлением / В. Л. Колмогоров. Екатеринбург: Изд-во Уральского ГТУ, с. 5. Дель Г. Д. Пластичность деформированного материала / Г. Д. Дель // Физика и техника высоких давлений С Огородников В. А. Оценка деформируемости металлов при обработке давлением / В. А. Огородников. Киев : Вища школа, с. 7. Сосroft M. G. Ductility and the workability of metals / M. G. Сосroft, D. J. Latham // J of the Institute of Metals No.96. P Johnson G. R. Fracture Characteristics of three metals subjected to various strain, strain rates, temperatures, pressures / G. R. Johnson, W. Y. Cook // Eng. Fracture Mechanics No. 21. P Архіпова Тетяна Федорівна, к. т. н., доцент кафедри опору матеріалів та прикладної механіки, Вінницький національний технічний університет. УДК ; Козяр М. М., Зінь І. В., Серілко Л. С., Щурик В. О. АНАЛІТИЧНЕ ВИЗНАЧЕННЯ ВЛАСНИХ ЧАСТОТ ЗГИННИХ КОЛИВАНЬ В РАМІ ВІБРАЦІЙНО-НОЖОВОГО РОБОЧОГО ОРГАНУ ШНЕКОРОТОРНОГО КАНАЛОКОПАЧА Наведено результати аналітичного дослідження власних поперечних (згинних) вертикальних коливань рами вібраційно-ножового робочого органу шнекороторного каналокопача. The results of analytical research of own transversal (bends) vertical vibrations of bent of vibration-blade working unit of screw-rotor ditcher are submitted. Для обґрунтування конструктивних параметрів вібраційно-ножового робочого органу шнекороторного каналокопача [1] (рис. 1) необхідне створення та дослідження його динамічної математичної моделі, оскільки дана 139

141 механічна система містить як збудник коливань (вібратор) а, так і елемент, де можуть спостерігатись резонансні явища, продовгувату раму б. Поперечні (згинні) коливання рами потенційно небезпечні з огляду на довговічність органу та віброзахист приводу в, де він встановлений. v N в б (2[N8) n а N y l k=1 x Рис. 1 Рис. 2 Складемо диференціальне рівняння власних згинних вертикальних коливань рами, яку подамо (рис. 2) як однорідну (інтенсивність розподіленої маси стала й рівна ρ=m/l=2 7,05 кг/м) майже горизонтальну балку з відповідними опорами, навантажену сталою осьовою силою тяги N 5000 Н. Оскільки жорсткість балки при згині (ЕІ=2, , Н м 2 ) значна, коливання вважа тимемо малими. При цьому, згідно гіпотези Бернулі [2], повздовжні сили інерції відсутні, а кут δ повороту перерізу балки близький до нуля. Тому [3] cosδ 1, sin(δ 1 +δ 2 ) sinδ 1 +sinδ 2, а також tgδ sinδ δ й, відповідно, δ y/ x. Розглянувши фрагмент балки елементарної довжини (рис. 3) під дією зовнішніх сил (окрім власної ваги, яка спричиняє лише незначний статичний прогин) та сили інерції Ф згідно принципу д Аламбера [4] в проекції на у матимемо: що 2 2 Q y y N 0. Але, з опору матеріалів, відомо, 2 2 x x t Q M / x і, вважаючи кривизну осі балки приблизно рівною y x, M EI y / x. Тому Q / x EI y / x 4 4 і остаточно рівняння малих власних згинних коливань розглядуваної балки буде: y y y EI N 0. (1) x x t Використовуючи метод Фур є [5], частковий розв язок (1) шукаємо у вигляді y=u(x) φ(t), де и амплітудна функція, що відповідає певній (k-ій) власній формі коливань, та φ відповідна частотна функція, яка, очевидно, є гармонійною, тобто φ=соs(pt+ψ). Тут р шукана власна циклічна частота коливань, а ψ початкова фаза. Таким чином з (1) отримуємо звичайне однорідне диференціальне рівняння: IV 2 II 4 u u u 0, (2) в якому N /( EI), p /( EI). 2 2 Граничними умовами для рівняння (1) (див. рис. 2) є: при х=0 у=0 і y / x 0 (оскільки М=0); при 2 2 х=l у=0 і y / x 0 (δ=0). Тому, відповідно, для (2): при х=0 и=0 і u II d u / dx 0 та при х=l и=0 й u I du / dx 0. Розв язком (2) за методом початкових параметрів [5] (із використанням функцій Крилова) є: u=c 1 sh(s 1 x)+c 2 ch(s 1 x)+c 3 sin(s 2 x)+c 4 cos(s 2 x), де s 1,2 / 4 / 2, С 1 С 4 сталі. Визначаючи останні з граничних умов отримано трансцендентне характеристичне рівняння s1tgs2l s2ths1l, з якого чисельно визначено першу (найнижчу) частоту р 1 p 1885 рад/с. k 1 Порівнюючи р 1 із циклічною частотою збурення ω <157 с -1 (при заданій частоті вібратора n = кол./c), робимо висновок, що при даних параметрах досліджуваної системи резонансних явищ спостерігатись не буде. Однак необхідна віброізоляція окремих елементів системи, зокрема балки, при допомозі пружнодемпфуючих матеріалів (наприклад, армованої гуми). Слід зазначити, що після такої ізоляції балку можна приблизно вважати шарнірно спертою на обидві опори, а при цьому перша власна частота буде, згідно [5, с. 107], дещо меншою: 1388 с А.с СССР, МКИ E02F 5/02, Каналокопатель. Р. Т. Вязьмитин, В. П. Данилевский, И. В. Зинь и др. БИ 13, Бидерман В. Л. Теория механических колебаний: Учебник для вузов. М. : Высш. школа, с., ил. 140

142 3. Бронштейн И. Н., Семендяев К. А. Справочник по математике для инженеров и учащихся втузов. 13-е изд., исправленное. М. : Наука, Главная ред. физ.-мат. лит., с. 4. Тарг С. М. Краткий курс теоретической механики: Учеб. для втузов. 12-е изд., стер. М. : Высш. шк., с. 5. Основы прикладной теории колебаний и удара / Я. Г. Пановко. 4-е изд., перераб. и доп. Л. : Политехника, с. Козяр Микола Миколайович, д. п. н., професор, завідувач кафедри теоретичної механіки, інженерної графіки та машинознавства, Національний університет водного господарства та природокористування. Зінь Ігор Володимирович, к. т. н., доцент, доцент кафедри автомобілів та автомобільного господарства, Національний університет водного господарства та природокористування. Серілко Леонід Степанович, к. т. н., доцент, доцент кафедри теоретичної механіки, інженерної графіки та машинознавства, Національний університет водного господарства та природокористування. Щурик Володимир Олександрович, к. т. н., доцент, доцент кафедри теоретичної механіки, інженерної графіки та машинознавства, Національний університет водного господарства та природокористування. УДК Товкач А. О. ЗМЕНШЕННЯ КОЛИВАЛЬНОСТІ МЕХАТРОННОГО ГІДРОПРИВОДА З НАСОСОМ ЗМІННОГО РОБОЧОГО ОБ ЄМУ Розвиток мобільних робочих машин з маніпуляторами супроводжується значним ускладненням конструкції. У процесі роботи гідропривода виникають складні динамічні процеси. У роботі ставиться задача зниження вібрацій при роботі мехатронного гідропривода з насосом змінного робочого об єму. В результаті дослідження виявлено, що зміна площі дроселя впливає на кількості коливань системи. The development of mobile working machines with manipulators is accompanied by a significant complication of the design. In the process of hydrodrive there are complex dynamic processes. The task of reducing vibrations in the operation of a mechatronic hydraulic drive with a variable displacement pump is proposed in the work. As a result of the study, it was found that the change in the choke area influences the number of system fluctuations. Тенденція розвитку мобільних робочих машин з маніпуляторами показує, що відбувається постійний процес створення більш продуктивної і економічної техніки [1, 2]. Це супроводжується значним ускладненням конструкції, широким застосуванням гідравлічних приводів, складних автоматичних засобів, електронних приладів, нових матеріалів. У процесі роботи гідропривода виникають складні динамічні процеси, обумовлені одночасною роботою приводів і їх взаємодією, зміннім навантаженням, пружністю рідини, великими масами. Це викликає підвищену коливальність приводів, зниження швидкодії і виникнення значного перерегулювання. Що в наслідок призводить до перевантаження конструкції маніпулятора і машини [3]. На сьогоднішній день особливості роботи маніпуляторів мобільних робочих машин не вивчені в повній мірі і вимагають подальших досліджень та вивчення можливості поліпшення динамічних характеристик. У роботі ставиться задача зниження вібрацій при роботі мехатронного гідропривода шляхом раціонального вибору оптимальних значень конструктивних параметрів системи управління насосом. На рис. 1 представлена схема мехатронного гідропривода на основі насоса змінного робочого обє му та контролера. Схема включає насос 1 з планшайбою 2, сервоциліндром 3 та пружиною 4. Насос 1 приводить до руху поршень 6 гідроциліндра 5 на який діє навантаження N. Запуск та зупинка гідроциліндра забезпечується гідророзподільником 7. Контролер 8 отримує сигнали і 1 та і 2 від датчиків тиску 14 та 13 і по спеціальному алгоритму формує сигнал керування U m, який через підсилювач 9 поступає на електромагніт 10 та сервоклапан 11. Золотник 12 сервоклапана під дією сигналу керування формує таке значення тиску p o при якому потужність P n, що подається регульованим насосом 1 буде підтримуватись постійною при зміні швидкості руху v штоку 6 гідроциліндра, або навантаження N, що діє на шток 6 гідроциліндра 5. Підтримання постійної величини потужності Р n, що подається насосом 1 до гідроциліндра дозволяє в повній мірі використовувати можливості двигуна внутрішнього згорання машини, який забезпечує роботу мехатронного гідроприводу. Застосування контролера в розробленій схемі дозволяє формувати алгоритми керування насосом з урахуванням характеристик та умов роботи мехатронного гідропривода. Математична модель мехатронного гідропривода складається із рівнянь, до яких входять рівняння моментів, що діють на планшайбу 2 насоса 1 (рівняння 1), рівняння сил, що діють на поршень 6 гідроциліндра 5 (рівняння 2) та на сервоклапан 12 (рівняння 3), рівняння падіння напруги в ланцюгу електромагніта 10 (рівняння 4), а також рівняння нерозривності потоків для гідроліній між насосом 1, гідророзподільником 7 та дроселем 15 (рівняння 5), між дроселем 15, демпфером 16 та сервоклапаном 11 (рівняння 6), між гідророзподільником 7 та гідроциліндром 5 (рівняння 7), між демпфером 16 та сервоциліндром 3 (рівняння 8). 141

143 Математична модель мехатронного гідропривода сформована в середовищі MATLAB Simulink та оброблялась за допомогою чисельного методу Rosenbrock з абсолютною точністю ε a =10-6 та відносною точністю ε b =10-3. Параметри математичної моделі мали такі значення: m c =1000кг, W n = м 3, W с = м 3, β=0, м 2 /Н, μ=0,67, ρ=900 кг/м 3, F n =4, м 2, F c = м 2, l= м, І=0,02 кг м 2, d х =1, м, W е =0, м 3, W o =0, м 3. Рис. 1. Схема мехатронного гідропривода В динамічних режимах роботи в гідроприводі виникають перехідні процеси, що мають коливальний характер на всіх режимах роботи. Найбільші значення мають місце при максимальних значеннях навантаження N=30000 H. На рисунку 2 представлено зміну в часі величин тисків p c, p n, та p о в гідроприводі, а також цифрового сигналу U m. Рис. 2. Перехідний процес в мехатронному гідроприводі при ступінчастій зміні навантаження (p с тиск на вході в гідроциліндр, р о тиск на вході в сервоклапан, p n тиск на виході насоса) Визначено вплив площі дроселя 15 на коливальність мехатронного гідропривода в діапазоні f х =(1 7) 10-6 м 2. Результати представлені на рис. 3. Рис. 3. Вплив f х на коливальність системи (К-кількість коливань) 142

144 В результаті дослідження виявлено, що зміна площі дроселя f х впливає на кількості коливань мехатронного гідропривода з насосом змінного робочого об єму. Для зменшення коливальність системи потрібно збільшувати площу дроселя. В подальшому планується дослідити інші елементи системи. 1. Bosch Rexroth. The Drive & Control Company: офіційний web-сайт компанії [Електронний ресурс]. Режим доступу: URL: 2. Danfoss. Engineering Tomorrow: офіційний web-сайт компанії [Електронний ресурс]. Режим доступу: URL: 3. Козлов Л. Г. Наукові основи розробки систем гідроприводів маніпуляторів з адаптивними регуляторами на основі нейромереж для мобільних робочих машин. Дисертація на здобуття наукового ступеня доктора технічних наук, Національний технічний університет України «Київський національний інститут», Київ, с. Товкач Артем Олегович, аспірант, Вінницький національний технічний університет. УДК :532 Харченко С. О. ДОСЛІДЖЕННЯ ДОВГОВІЧНОСТІ ВІБРОРЕШІТ ПРИ ІНТЕНСИФІКАЦІЇ ПРОЦЕСІВ ПРОСІЮВАННЯ ЗЕРНОВИХ СУМІШЕЙ Представлено напрям дослідження надійності розроблених віброрешет з активаторами, що інтенсифікують просіювання зернових сумішей. За допомогою методу скінченних елементів на основі програми Pro/ENGINEER, за результатами експериментів визначена довговічність базових і розроблених з активаторами вібрешіт зернових сепараторів. Direction of research of reliability of the worked out oscillation sieves is presented with activators that intensify sifting of grain mixtures. By means of method of eventual elements on the basis of the program Pro/ENGINEER, on results experiments there is certain longevity of base and worked out with activators oscillation sieves of grain-growing separators. Вступ. Віброрешета зернових сепараторів є одними з основних робочих органів, за допомогою яких здійснюється розділення сипких середовищ. Одним з перспективних напрямків підвищення ефективності просіювання сипких середовищ, якими є зернові суміші, є використання на віброрешетах різних типів активаторів. Такий напрям не потребує змін у конструктивно-кінематичних параметрах вібросепараторів при цьому значно збільшуючи ефективність просіювання зернових сумішей. Проведеними теоретичними дослідженнями встановлені математичні моделі динаміки зернових сумішей по віброшетам, які ґрунтуються на основних законах гідродинаміки [1]. Рух зернової суміші по віброрешету розглядається як рух бульбашкового псевдозрідженого середовища, де газоподібні бульбашки це пори між зернами [2]. Така аналогія дозволяє реалістично описувати та обґрунтовувати раціональні параметри віброрешет за критеріями оптимізації ефективність просіювання. Для повного аналізу ефективності використання розроблених віброрешет з активаторами необхідно провести дослідження їх надійності. Аналіз літературних даних і існуючих досліджень. За формою решета поділяють на плоскі, циліндричні та конічні, причому останні є малопоширеними. Конструкція решіт передбачає перфоровану поверхню з отворами та перемичками, неперфорованими полями по периметру. Плоскі віброрешета по периметру вставлені в рамку або приєднані, тобто мають жорстке закріплення. На віброрешета зерноочисних машин діє динамічне навантаження від заданого його завантаження, від очисників та від дії вібрації. Інтенсивність внутрішніх сил, що протидіють зовнішнім, викликає напруження. Дії зовнішніх сил, які намагаються змінити розташування частинок тіла або викликати їх зміщення, протидіють виникаючі при цьому в тілі напруження, які мають певну величину. Мета роботи: розробити методику та визначити довговічність розроблених віброрешіт з активаторам при просіювання зернових сумішей. Виклад основного матеріалу. Важливим завданням інженерного розрахунку є оцінка надійності деталі за відомим напруженим станом, тобто відомим напруженням в точках тіла. Деформація деталі наступає при перевищені напружень в точках тіла граничними. Решета с.г. призначення виготовляються з оцинкованої сталі (у більшості) за ГОСТ шляхом холодної штамповки за наступними параметрами: товщина 1,0 мм, підвищеної точності прокатування А, з обрізною кромкою О, з узором кристалізації КР. Серед основних механічних властивостей оцинкованої сталі за ГОСТ слід виділити: граничну текучість т = 230 МПа. У даному випадку для пластичних матеріалів граничним напруженням є границя текучості. 143

145 В моделях решіт параметри отворів задаються, що визначає їх форму, кроки розташування. Так як решета мають значну кількість типорозмірів, кожен з яких відрізняється величиною отворів і кроками розташування, тому для досліджень обмежилися по одному кожної форми. Апробація розробленої методики проведена при просіюванні ЗС на базових плоских віброрешетах (з трикутними отворами) і розроблених з активаторами (трипелюстковими епіциклоїдними активаторами (ТЕА), [3] з наступними параметрами: а) кінематичними: амплітуда і частота коливань А = 0,0075 м; ω=48,12 рад/с; б) конструктивними решета: кут нахилу решета θ = 8 ; довжина і ширина решета L = 0,79м, H = 0,99м; в) параметри отворів при розділенні ЗС гречки: для базових решіт з трикутними отворами: періоди розташування l 1 = l 2 = 0,006 м; сторона рівностороннього трикутника 4,5 мм; параметри решіт з ТЕА радіус нерухомого кола R = 0,0018 м, модуль k=3; Для визначення навантажень, що діють на поверхню віброрешета враховано властивості ЗС, та завантаження: а) насипна щільність ЗС гречки 660 кг/м 3 ; б) усереднена висота шару ЗС гречки h*=0,012 м; в) коефіцієнт тертя ЗС по решету 0,6. Для дослідження надійності розроблених решіт з активаторами використано метод скінченних елементів. Широке застосування методу скінчених елементів для дослідження надійності складних механічних систем пояснюється можливостями урахування дії та змінності різноманітних зовнішніх сил, механічних характеристик матеріалів тощо [4]. За методом відбувається заміна вихідної конструкції сукупністю значної кількості простих об єктів: трикутників, тетраедрів, оболонок та подібних скінчених елементів, в границях яких закон зміни величин напруження відомий і встановлюється за відповідними параметрами у вузлах сітки. При цьому кінцевим результатом розрахунків за методом є визначений напружено-деформований стан в любій точці конструкції. Імітаційне просторове дослідження характеристик надійності решет з активаторами проведено в професійному програмному середовищі Pro/engineer (версія Wildfire 4.0, випуск М120, номер сервісного контракту 8А ), яке має необхідні засоби моделювання і реалізації алгоритмів моделей скінчених елементів. Робота в автоматичній системі Pro/engineer передбачала виконання наступних етапів: введення розрахункової моделі конструкції в 3D графіці; введення властивостей металу віброрешета; введення схеми закріплення решета та його завантаження; скінчено-елементне розбивання системи; прорахунок системи та корегування параметрів (кількість вузлів сітки і т.п.); отримання поля напружень на решеті. Навантаження, що діють на решето, приймали відповідно до ваги ЗС, яка визначається товщиною його шару та щільністю. Так, для ЗС гречки яка рухається по решету розміром 790мм х 990 мм з товщиною шару 12 мм та має щільність 660 кг/м 3 навантаження склало 6,2 кг на всю поверхню. Швидкість руху ідентифіковано експериментально [5]. Наступним етапом стало розрахунок в характерних точках оболонок еквівалентних напружень, що виникають під дією навантаження. Встановлено, що максимуми напружень (переміщень) спостерігаються в зонах, що віддалені від маючих більшу жорсткість на згинання жорстко защемлених країв зона 1. Максимальні напруження в цих зонах досягають МПа. Внаслідок переміщення центральної частини решета, із-за його коливань, збільшення напружень також виникає і у зонах близьких до центральної частини зони 2. Максимальні напруження в цих зонах досягають 6,3 9 МПа, що також потребує їх детального дослідження. Збільшення масштабу моделювання дозволило встановити характер напруження на елементах конструкції перемичках базових та розроблених решіт з активаторами (рис.1). Аналізом імітаційного зображення встановлено, що максимальні напруження концентруються навколо вершин трикутника у базових решетах. Утворені концентратори напружень перевищують інші напруження на решеті в разів, що підкреслює чітко виражений характер. Рис.1. Характер напруження решіт розроблених з ТЕА Також встановлено, що округлі елементи отворів у вигляді трипелюсткової епіциклоїдної форми позитивно впивають на екстенсивність виникнення напружень. Максимальні зони напружень на розроблених решетах з ТЕА 144

146 (рис.1, б) значно менші за площею та не перетинаються між собою, порівняно з базовими решетами з трикутними отворами (рис.1, а). Для імітування процесу зношування поверхні решета в розроблені моделі програми Pro/engineer введено зменшення середньої товщини решета при постійності інших параметрів ПП. Оброблені результати моделювання представлені у вигляді залежностей максимальних еквівалентних напружень у базових та розроблених решетах від їх середньої товщини (рис.2). Аналізом результатів моделювання рис.2 встановлено, що використання розроблених решіт з активаторами зменшують напруження на 20 24,1%, порівняно з базових з трикутними отворами. Гранична товщина базового решета (до якої виконується умова міцності) складає 0,45 мм, після якої відбувається деформація поява тріщини, як правило. При цьому гранична товщина розробленого решета, при якій максимальні еквівалентні напруження дорівнюють 230 МПа, насупила при зношуванні до 0,4 мм. Рис. 2. Залежності максимальних еквівалентних напружень у решетах від їх середньої товщини: розроблене решето з ТЕА; решето базове з трикутними отворами (В = 990 мм; L = 790 мм, h r = 1мм) Кінцевим етапом дослідження надійності стало порівняння даних моделювання (рис. 2) та експериментальних досліджень. За визначеними граничними товщинами решіт (рис. 2), використавши експериментальні залежності, встановлена прогнозована довговічність решіт: базових з трикутними отворами 325 годин; розроблених з ТЕА 365 годин, що більше на 12,3%. Висновки. Таким чином, встановлені закономірності змін еквівалентних напружень та довговічності віброрешіт за методом кінцевих елементів на основі програмного продукту Pro/ENGINEER, які враховують технологічні показники ПП, властивості ЗС і конструктивні параметри активаторів. Встановлено, що використання активаторів, за рахунок обґрунтованих інноваційних форм, підвищують довговічність віброрешіт на 8-24%, порівняно з базовими решетами. 1. Тищенко Л. К применению методов механики сплошных сред для описания движения зерновых смесей на виброрешетах / Л. Тищенко, С. Харченко // MOTROL. Commission of Motorization and Energetics in Agriculture. Lublin-Rzeszow Vol. 15, Issue 7. P Харченко С. А. К построению уравнений динамики стационарных потоков в псевдоожиженном зерновом слое на структурных виброрешетах // Механізація с.г. виробництва: Вісник ХНТУСГ. Харків: ХНТУСГ, Вип.148. С Технологічні карти вирощування сільськогосподарських культур: монографія /Л.М. Тищенко, С. І. Корнієнко, С. О. Харченко та ін.: за ред. Л. М. Тищенка / ХНТУСГ ім. Петра Василенка. Харків : ХНТУСГ, с. 4. Інтенсифікація сепарироания зерна.тищенко, 83, 1, 154, Компьютерное моделирование и расчет на прочность деталей автомобиля / А. Н. Туренко и др. Харьков: ХНАДУ, с. 5. Идентификация скорости прохождения частиц зерновой смеси через отверстия решет вибрационных зерновых сепараторов / Л. Н. Тищенко, С. А. Харченко, Ф. М. Харченко, В. В. Бредихин, О. В. Цуркан // Eastern- European Journal of Eenterprise Technologies. Харків, /7(80). С Харченко Сергій Олександрович, к. т. н., доцент кафедри оптимізації технологічних систем імені Т. П. Євсюкова, Харківський національний технічний університет сільського господарства ім. П. Василенка. 145

147 УДК СЕКЦІЯ 5. «САПР ТА КОМП ЮТЕРНЕ МОДЕЛЮВАННЯ У ВІБРАЦІЙНИХ ТА ВІБРОУДАРНИХ СИСТЕМАХ» Дєдов О. П. МОДЕЛЮВАННЯ НАПРУЖЕНО-ДЕФОРМОВАНОГО СТАНУ МЕТАЛОКОНСТРУКЦІЙ ПЛОСКИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ ПРИ ДИНАМІЧНОМУ НАВАНТАЖЕННІ Виконані дослідження напружено-деформованого стану металоконструкцій робочого органу віброформувальної установки з складними просторовими коливаннями. Отримані результати дозволили проаналізувати та виявити режими роботи вібросистеми із застосуванням внутрішньої енергії системи та спрямування її на підвищення ефективності робочого процесу. The stress-strain state of metal structures of a working organ of a vibroforming unit with complex spatial oscillations is investigated. The results obtained allowed to analyze and establish the operating modes of the vibrating system using the internal energy of the system and use it to improve the efficiency of the working process. Сучасний розвиток будівельної галузі та, відповідно, галузі машинобудування спрямований на зменшення затрат енергетичних і трудових ресурсів при забезпеченні необхідної якості виконання технологічних процесів. Ущільнення будівельних сумішей, як один із відповідальних процесів при виготовленні будівельних конструкцій, є актуальний і сьогодні так як від нього здебільшого і залежить міцність конструкції та її довговічність. Робочий процес ущільнення будівельних сумішей тісно пов'язаний з роботою вібраційних машин, які суттєво відрізняються за характером здійснення коливань і передачі енергії від робочого органу до середовища. Так лінійні системи достатньо досліджені і обґрунтовані для використання в сенсі практичного застосування, встановлені їх основні параметри та виявлені ефекти резонансу та можливості його реалізації, а також і ряд недоліків. При дослідження віброударних машин для ущільнення виявлені основні переваги та встановлений ряд закономірностей, що описують технологічний процес застосування таких машин. Поряд з тим останнім часом напрямок наукових досліджень лежить у вивченні машин із складними просторовими коливаннями, як перспективними і гнучкими, з точки зору реалізації різних режимі і параметрів, системами. Одним із методів підвищення ефективності та якості процесу ущільнення є забезпечення необхідних параметрів і режимів роботи ущільнювального обладнання, а зменшення енергоємності і металоємності вібромашин можна досягнути шляхом застосування системного підходу на основі розгляду системи «машина оброблювальне середовище» як єдиної системи [1], елементи якої підпорядковані певним закономірностям і перебувають у взаємному узгодженні, що спрямоване на виявлення і застосування явищ, притаманних даній системі, і за рахунок яких досягається ефект зменшення енергозатрат при забезпеченні необхідної якості процесу ущільнення. Застосування такого підходу передбачає адаптацією амплітудно-частотного спектру машини до створюваного напружено-деформованого стану середовища, що забезпечує максимальний ефект вібраційної дії. Ефективність вібраційної дії може бути визначена на основі застосування критеріїв, які лежать у полі задач системного аналізу із застосуванням синтезу структурних та динамічних систем [2]. Виконуючим елементом будь-якої вібраційної машини є збудник коливань, який генерує передачу енергії відповідно від робочого органу до середовища, що ущільнюється. Тобто якість структурної системи залежить від сукупності і взаємозв'язку елементів, які утворюють керуючу частину (силові пружно-інерційні, енергетичні і інші характеристики) і визначають характер зворотного зв'язку, забезпечують заданий закон коливання. Тому сутність раціональної системи може бути визначена оптимальними динамічними параметрами використаних структур технічних складових самої системи, що і забезпечить підвищення ефективності та якості процесу ущільнення. Досягти такого результату можна лише шляхом адекватного моделювання та точності розрахунку необхідних параметрів і режимів роботи ущільнювального обладнання теоретичним шляхом з наступною практичною реалізацією на реальних конструкціях машин [3]. Тож в основу дослідження складних динамічних систем має бути покладена математична модель, для реалізації якої можна застосовувати розрахункові комплекси загального призначення, в основу яких покладені чисельні розрахунки та основні закони теорії пружності, пластичності тощо. Останнім часом такі розрахункові комплекси знайшли широке застосування в різних галузях, в тому числі і машинобудуванні. Результатами розрахунку конструкцій чисельними методами (наприклад методом скінченних елементів) є переміщення (деформації), зусилля (напруження) у вузлах сітки конструктивних елементів конструкції. Дана робота присвячена дослідженню напружено-деформованого стану металоконструкцій робочого органу обладнання для ущільнення і формування бетонних і залізобетонних виробів в заводських умовах будівельної індустрії. Побудована математична модель методом скінченних елементів, на основі якої отримані поля напружень і деформацій робочого органу віброформувальної установки при дії динамічного навантаження. 146

148 Аналіз напружено-деформованого стану металоконструкцій дозволив зробити висновки щодо можливості використання внутрішньої енергії системи з врахуванням стану оброблюваного середовища на підвищення ефективності вібродії та зменшення енергозатрат на виконання технологічного процесу із забезпеченням міцності і необхідної жорсткості металоконструкцій самої машини. Конструкція, яка досліджувалась, дозволяє передати максимальну кількість енергії від робочого органа до середовища за рахунок спектру частот з різними енергетичними складовими та застосування внутрішніх резонансних явищ системи шляхом вибору режиму роботи, який узгоджений за пружно-інерційними та пружнов язкими властивостями машини і середовища. 1. Назаренко І. І. Прикладні задачі теорії вібраційних систем (2-е видання). К. : Видавничий Дім «Слово» с. 2. Дєдов О. П. Параметричний та структурний синтез машин/ О.П. Дєдов // Матеріали міжнародної науково-технічної конференції «Енергоощадні машини і технології» К: «МП Леся», С Nazarenko I. I. Research and the creation of energy-efficient vibration machin es based on the stress-strain state of metal and technological environments/ I. I. Nazarenko, Dedov O. P. A. T. Svidersky, N. N. Ruchinsky // The Triennial International Conference HEAVY MACHINERY HM 2014, В, Kraljevo-Serbia p Дєдов Олег Павлович, к. т. н., доцент, доцент кафедри машин і обладнання технологічних процесів, Київський університет будівництва і архітектури. УДК Іскович-Лотоцький Р. Д., Іванчук Я. В., Івашко Є. І. МОДЕЛЮВАННЯ РОБОЧИХ ПРОЦЕСІВ ГІДРОІМПУЛЬСНОГО ПРИВОДА НАВІСНОГО ОБЛАДНАННЯ ДЛЯ ЗОНДУВАННЯ ҐРУНТІВ Завдяки числовому методу моделювання, було досліджено роботу гідроімпульсного приводу навісного обладнання для зондування ґрунтів. Це дає змогу підтвердити працездатність та ефективність розробленого приводу та оцінити роботу приводу по основним його параметрам на різних його стадіях. Thanks to the numerical simulation method, the work of the hydropulse drive of hinged equipment for soil probing was investigated. This allows us to confirm the efficiency and effectiveness of the drive developed and evaluate the drive on its main parameters at its various stages. Відомі переваги гідроімпульсного приводу визначили його широке застосування в різних галузях машинобудування. Одним із сформованих напрямків створення нової техніки, насамперед для машин із зворотнопоступальним рухом робочого органу, є розробка гідроімпульсних приводів з оригінальними схемами, що забезпечують нові технологічні процеси і поліпшують експлуатаційні показники порівняно з показниками існуючих механізмів. [1, 2]. Метою досліджень ґрунтів шляхом зондування є забезпечення високоякісною всебічною інформації про ґрунти, у природному заляганні або в земляних спорудах, виявлення їх максимальної несучої здатності і стійкості, досягнення необхідної детальності і максимальної продуктивності дослідницьких робіт, скорочення вартості проектно-вишукувальних та головним чином будівельних робіт, забезпечення надійної експлуатації споруд. Враховуючи це, обладнання яке використовується при зондуванні повинно забезпечити швидке, ефективне та менш затратне виконання усіх зазначених робіт, а також бути універсальним і не мати прив язки до конкретного агрегату. Серед найбільш поширених методів теоретичного дослідження роботи нових розробок є математичне моделювання з використання різноманітних програмних комплексів та електронно-обчислювальної машини (ОЕМ). [3, 4]. В нашому випадку, враховуючи усі особливості роботи гідроімпульсного приводу, є доцільним використовувати програмний комплекс FlowVision. Він дозволяє виконувати різні за складністю гідродинамічні розрахунки використовуючи метод кінцевих об ємів [5]. Виходячи з вищесказаного стає доцільним розробка принципово нового обладнання для зондування ґрунтів, на базі гідроімпульсного приводу, з покращеними технічними параметрами, а отже і більшою, в порівнянні з існуючими аналогами ефективністю роботи в цілому. Трьохвимірна та розрахункова моделі розробленого ГІП навісного обладнання для зондування ґрунті зображена на рисунку 1 (рис. 1, а та рис. 1, б відповідно). Його головною відмінною особливістю, в порівнянні з існуючими аналогами є використання в якості віброзбуджувача однокаскадного клапана-пульсатора. 147

149 а) б) Рис. 1. Моделі ГІП навісного обладнання для зондування ґрунтів: а) трьохвимірна модель у розрізі; б) розрахункова модель Для виконання моделювання роботи ГІП була розроблена структурно-розрахункова схема і математична модель яка складена на основі рівнянь руху, нерозривності потоку рідини та Нав є-стокса. В результаті проведених розрахунків, отримано розподіли робочої рідини по тиску (рис. 2, а) та швидкості (рис. 2, б) її переміщення в робочих порожнинах клапана-пульсатора та гідроциліндра. а) б) Рис. 2. Розподіли фізичних параметрів робочої рідини в порожнині ГІП: а) відносного тиску; б) модуля швидкості Також було отримана графіки зміни тиску в робочій порожнині клапана-пульсатора, переміщення поршня гідроциліндра, а також переміщення кулькового запірного елемента клапана-пульсатора, які були об єднані в зведений графік (рис. 3). Рис. 3. Зведений графік зміни основних робочих параметрів ГІП: 1 графік переміщення запірного елемента S k ; 2 графік зміни тиску в гідроциліндрі P(t); 3 графік переміщення поршня гідроциліндра S г 148

150 Провівши аналіз отриманих даних (рис. 2 3) можна зробити наступні висновки про роботу гідроімпульсного привода: амплітуда тиску робочої рідини складає 13 МПа; амплітуда коливання поршня гідроциліндра складає 7 мм; максимальний хід запірного елементу клапана-пульсатора 4,6 мм, з них додатне перекриття z п =2,2 мм, а від ємне перекриття z в =2,4 мм; частота вібрацій виконавчого органу (поршня гідроциліндра) ГІП складає ν = 18 Гц. Отримані результати показали великий потенціал обраного підходу до розробки нового обладнання та його дослідження шляхом моделювання. Даний метод дослідження роботи обладнання дозволив довести ефективність розробленого ГІП навісного обладнання для зондування ґрунтів. 1. Іскович-Лотоцький, Р. Д. Основи теорії розрахунку та розробка процесів і обладнання для віброударного пресування: Монографія. [Текст] / Р. Д. Іскович-Лотоцький Вінниця: УНІВЕРСУМ Вінниця, с. ISBN Іскович Лотоцький, Р. Д. Вібраційні та віброударні пристрої для розвантаження транспортних засобів: Монографія [Текст] / Р. Д. Іскович-Лотоцький, Я. В. Іванчук. Вінниця : УНІВЕРСУМ Вінниця, с. 3. Бауман В. А. Вибрационные машины и процессы в строительстве : учебное пособие для студентов строительных и автомобильно-дорожных вузов / В. А. Бауман, И. И. Быховский. М. : Высшая школа, с. 4. Искович-Лотоцкий Р. Д. Машины вибрационного и вибоударного действия / Р. Д. Искович-Лотоцкий, И. Б. Матвеев, В. А. Крат. К. : Технiка, с. 5. Iskovych Lototsky R. Development of the evaluation model of technological parameters of shaping workpieces from powder materials [Текст] / R. Iskovych Lototsky, O. Zelinska, Y. Ivanchuk, N. Veselovska [Текст] // Eastern European Journal of Enterprise Technologies. Industrial and technology systems /1(85). С Іскович-Лотоцький Р. Д. Моделювання робочих процесів в піролізній установці для утилізації відходів [Текст] / Р. Д. Іскович-Лотоцький, Я. В. Іванчук, Я. П. Веселовський // Східно-європейський журнал передових технологій. Харків, Том 1, 8(79). С Іскович-Лотоцький Ростислав Дмитрович, д. т. н., проф., завідувач кафедрт галузевого машинобудуваня, Вінницький національний технічний університет. Іванчук Ярослав Володимирович, к. т. н., доцент, кафедра галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Івашко Євгеній Іванович, ст. лаборант, кафедра галузевого машинобудування,вінницький національний технічний університет. УДК Зелінська О. В. ІНФОРМАЦІЙНІ ТЕХНОЛОГІЇ В ПРОЕКТУВАННІ СКЛАДНИХ СИСТЕМ Процес формування інноваційної системи в Україні сьогодні відбувається за дуже несприятливих умов: недостатнє забезпечення наукової сфери матеріально-технічними ресурсами, обмеженість інформаційних ресурсів, втрата висококваліфікованих працівників, відповідно високий рівень безробіття [6]. Саме автоматизація, комплексна механізація і розвиток інформаційних технологій це найбільш ефективний спосіб розвитку промисловості [6]. Сучасний рівень розвитку інформаційної технології характеризується наявністю потужної комп ютерної техніки, програмного забезпечення, розвинутих комунікацій, досить високий рівень кваліфікації користувача з ЕОМ. З кожним днем все більше, і більше інформаційне суспільство переробляє інформацію за допомогою комп ютерної техніки та новітніх технологій. Процес інформатизації запроваджується у багатьох країнах світу. Інформатизація сукупність взаємозв язаних організаційних, правових, політичних, соціальноекономічних, науково-технічних, виробничих процесів, що мають на меті створити умови для задоволення інформаційних потреб громадян і суспільства завдяки розробці, розвитку й використанню інформаційних систем, мереж, ресурсів та технологій, які базуються на застосуванні сучасної обчислювальної та комунікаційної техніки. Для України інформатизація це шлях не лише до європейської інтеграції, але й до економічного добробуту. Але інновації у сфері комп ютерних технологій не завжди вдається використати на найвищому рівні на багатьох вітчизняних підприємствах [6]. Актуальним питанням є використання інформаційних технологій в проектуванні складних систем таких як інерційний вібропрес молот (ІВПМ). Саме їх використання надає можливості підвищити процес формоутворення заготовок з порошкових матеріалів. Це є створення програми, яка призначена для автоматизації розрахунку параметрів інерційного навантаження заготовки та конструктивних параметрів ІВПМ. Переваги даної програми в тому, що вона розраховує основні значення технологічного комплексу, за якими можна 149

151 аналізувати ефективність всього процесу формоутворення заготовок з порошкових матеріалів. Застосовано сучасні інноваційні Web-технології для розрахунку основних параметрів технологічного комплексу он-лайн. При аналізі технологічного комплексу [3] джерелом вхідної інформації слугують відомості про оброблюваний об єкт, які містяться в компоненті підсистеми та передаються у систему ІІ у вигляді логічної функції вибору режиму ВУП. Режим, в свою чергу, визначає робочий процес, з урахуванням параметрів якого проводиться вибір машини конкретного типу (система ІІІ) Логічні функції вибору розробляються на основі результатів теоретичних досліджень, методів розрахунку параметрів режимів інерційного навантаження під час ВУП, нових конструкцій ІВПМ, їхніх структурних схем та динамічних моделей, досліджень перехідних процесів взаємодії рухомих ланок ІВПМ [4]. Передбачено, що функції можуть бути подані у формі аналітичних залежностей, таблиць і різноманітних банків інформації з ключем для їх розшифрування. Функціональний зв'язок між машиною та об єктом у вигляді функції силового впливу визначається для заданого проміжку часу, що дозволяє отримати вихідну інформацію, яка так само, як і вхідна, пов язана з об єктом обробки, але міститься в складовій компоненті підсистеми І.2, яка відповідає кінцевій заготовці. Функціональний зв'язок між компонентою підсистеми ІІІ.3 та ланкою ІІІ.2.2 має вигляд функції генерування тиску в порожнині робочого циліндра, періодично змінюється в часі [2]. На основі блок схем, що є графічним зображенням розрахунку основних параметрів ІВПМ та параметрів заготовки, створена програма, функціональна частина якої запрограмована мовою Java Script та вбудована у Webсторінку для оптимізації програмного комплексу. Програма призначена для автоматизації розрахунку параметрів інерційного навантаження кінцевої продукції та розрахунку конструктивних параметрів ІВПМ [1]. Програма поділена на два кроки. Перша частина розраховує параметри інерційного навантаження кінцевої продукції. Для розрахунку в програмі були ведені базові параметри та за допомогою формул розрахували: висоту заготовки у початковий та кінцевий моменти ВУП; масу інерційного вантажу; тривалість ударного імпульсу; розрахункове число хвиль пакета; допоміжний параметр, що характеризує умовну жорсткість; максимальне значення зусилля пресування; максимальне значення зусилля на робочій ланці; максимальне значення імпульсу зовнішніх сил; максимальне значення енергії робочого ходу; максимальне значення жорсткості елементів пружного повернення; мінімальний період впливу на заготовку ударних імпульсів зовнішніх сил; максимально допустиму частоту [1]. Впровадження інформаційних технологій в проектуванні складних систем є актуальним завданням, а саме програмування для автоматизації розрахунку основних параметрів ІВПМ, що підвищить ефективність його використання. 1. Іскович-Лотоцький Р. Д. Підвищення ефективності функціонування вібропреса з гідроімпульсним приводом / Р. Д. Іскович-Лотоцький, Н. Р. Веселовська, О. В. Зелінська // Всеукраїнський НТЖ «Вібрації в техніці та технологіях» (78). C Іскович-Лотоцький Р. Д. Автоматизація процесу діагностування вібраційних машин з гідроімпульсним приводом / Р. Д. Іскович-Лотоцький, Н. Р. Веселовська, О. В. Зелінська // Міжнародна наук. технічна конф. «Автоматизація: проблеми, ідеї, рішення». Севастополь: Видавництво СевНТУ, C Іскович-Лотоцький Р. Д. Основи теорії розрахунку та розробка процесів і обладнання для віброударного пресування : монографія / Р. Д Іскович-Лотоцький Вінниця : УНІВЕРСУМ Вінниця, с. 4. Іскович-Лотоцький Р. Д. Розрахунок параметрів вібропресового обладнання з гідроімпульсним приводом для зневоднення вторинних продуктів переробних та харчових виробництв / Р. Д. Іскович-Лотоцький, І. В. Севостьянов // Вісник Східноукраїнського національного університету імені Володимира Даля (109), Ч. 1. С Зелінська О. В. Використання сучасних інформаційних технологій в агропромисловому комплексі / О. В. Зелінська, С. В. Сухоцька // Галицький економічний вісник С Оксана Владиславівна Зелінська, к. т. н., ст. викладач кафедри моделювання та інформаційних технологій в економіці, Вінницький національний аграрний університет УДК Мартиненко Г. Ю., Марусенко О. М. ОСОБЛИВОСТІ РОЗРАХУНКІВ РОТОРНОЇ ДИНАМІКИ ЗА ДОПОМОГОЮ СТАНДАРТНИХ ПРОГРАМНИХ ЗАСОБІВ Розглянуто особливості розрахунків динамічних характеристик роторів турбомашин з використанням стандартних програмних засобів, за допомогою яких побудовано і досліджено дві моделі ротора на жорстких та пружних опорах. За результатами розрахунку динамічних характеристик моделей ротора дано рекомендації щодо ефективності використання програмних засобів та підходів до моделювання при вирішені певного типу задач з розрахунку динамічної поведінки роторів. Задача врахування особливостей побудови моделей конструкцій виходячи з можливостей стандартних програмних засобів та цілей дослідження є актуальною задачею при проведенні динамічних розрахунків [1-3]. В 150

152 роботі показано можливості використання стандартних програмних засобів для аналізу динамічної поведінки роторів турбомашин для отримання потрібних результатів. Методом дослідження в запропонованих програмних засобах є метод скінченних елементів, де в загальному динамічному рівнянні враховуються гіроскопічні ефекти і демпфування, пов'язаного з обертальним рухом ротора: де U [ C] G U [ K] B U, [ M ] f M, C, K матриці масс, демпфування, жорсткості; U, U, U вектори вузлових прискорень, швидкостей і переміщень; G гіроскопічна матриця; часу; f вектор зовнішнього навантаження, залежного від B матриця демпфування, пов'язаного з обертальним рухом. З використанням різних програмних засобів виконано моделювання ротора. Побудовано об ємну і балковомасову моделі, враховано використання жорстких та пружних опор вала (рис. 1). (1) а) б) в) г) Рис. 1. Моделі ротора: а об ємна модель на жорстких опорах; б балково-масова модель на жорстких опорах; в об ємна модель на пружних опорах; г балково-масова модель на пружних опорах При побудові балково-масової моделі ротора навісні елементи моделюються зосередженими масами з моментами інерції, що дозволяє отримати згинальні та поздовжні форми коливань та їх частоти. При побудові об ємної моделі враховується детальна геометрія всіх навісних елементів, що дозволило проводити дослідження частоти і форми коливань з оглядом на деформування навісних елементів. Ці відмінності при побудові моделей за допомогою різних програмних засобів зумовили появу розбіжності значень частот власних коливань ротора, які змінюються залежно від номера частоти. Результати розрахунків об ємної та балково-масової моделей ротора на жорстких опорах наведено в табл. 1. Частота, Гц Таблиця 1. Частоти власних коливань та форми коливань ротора на жорстких опорах Об ємна модель Частота, Гц Балково-масова модель 147,63 143,18 287,21 274,86 465,81 483,51 151

153 Автентичність об ємної і балково-масової моделі підтверджується порівнянням їх мас і частот згинальних коливань, тому подальші дослідження можна проводити на балково-масовій моделі. Балково-масова модель дозволяє виконати уточнюючий аналіз із допомогою діаграми Кемпбелла (рис.2). Це дозволяє врахувати залежність частоти власних коливань і критичні швидкості від швидкості обертання. а) б) Рис. 2. Знаходження критичних швидкостей ротора за допомогою діаграми Кемпбелла: а) жорсткі опори ротора; б) пружні опори ротора Критичні швидкості обертання для об ємної а також для балково-масової моделі ротора на жорстких опорах визначаються у першому наближенні по частотах власних згинальних коливань (табл.2) [8, с. 207]. Таблиця 2. Критичні швидкості обертання ротора на жорстких опорах Об ємна модель, рад/с Балково-масова модель, рад/с 1 927,59 899, ,6 1727, , ,99 В роботі показано можливості використання стандартних програмних засобів для аналізу динамічної поведінки роторів турбомашин, за допомогою яких побудовано об ємну та балково-масову моделі ротора турбокомпресора. Підтверджена доцільність використання різних типів моделей для певних видів розрахунку. Так, в балковомасовій моделі на відміну від об ємної розрахунок критичних швидкостей виконується з урахування гіроскопічних моментів. Використання балково-масової моделі дозволяє провести більш детальний аналіз динамічних характеристик ротора. Об ємна модель точніше враховує конструктивні особливості реального об єкта дослідження. Основними перевагами балково-масової моделі є те, що без втрати якості розрахунків є можливість використання менш ресурсоємної моделі, що дозволяє проводити більшу кількість досліджень за той самий проміжок часу. Ефективності використання програмних засобів та підходів до моделювання залежить від типу задач динаміки ротора, що вирішуються, та необхідності отримання потрібних результатів. 1. Руководство для учащихся по изучению программного обеспечения SolidWorksе [Електронний ресурс] Режим доступу: pdf. Назва з екрану. 2. Басов К. А. ANSYS. Справочник пользователя / К. А. Басов. Изд. 2-е. Москва : ДМК Пресс, с. 3. Фритцсон Д. Динамическое моделирование приобретение знаний при разработке продукции [Електронний ресурс] / Д. Фритцсон, Л.-Э. Стакке. Режим доступа: Назва з екрану. 4. Программные продукты(роторная динамика) [Електронний ресурс]. Режим доступу: Назва з екрану. 5. Программный комплекс Concepts NREC / Agile Engineering Design System [Електронний ресурс]. Режим доступу: 6. Martynenko G. Resonance mode detuning in rotor systems employing active and passive magnetic bearings with controlled stiffness / G. Martynenko /// International Journal of Automotive and Mechanical Engineering. 2016; 13(2). P Мартыненко Г. Ю. Способы учета и моделирование сил сопротивления различной физической природы в механических, динамических, колебательных и роторных системах / Г. Ю. Мартыненко, А. Н. Марусенко // Вісник НТУ «ХПІ». Серія : Динамiка та мiцнiсть машин С Бабаков И. М. Теория колебаний / И. М. Бабаков. Изд. 4-е. Москва : Дрофа, с. Мартиненко Генадій Юрійович, к. т. н., доцент, доцент кафедри «Динаміка і міцність машин», Національний технічний університет «Харківський політехнічний інститут». Марусенко Олексій Миколайович, аспірант, «Інститут проблем машинобудування ім. А. Підгорного» НАН України. 152

154 УДК Литвин О. В., Гаврушкевич Н. В. ПРОГРЕСИВНІ МЕТОДИ ОЦІНКИ ЖОРСТКОСТІ СИСТЕМИ «ЗАТИСКНИЙ ПАТРОН-ЗАГОТОВКА В матеріалах проаналізовано експериментальні методи визначення жорсткості системи «затискний патрон-заготовка» в виробничих умовах з огляду на статичну і динамічну жорсткість пружної системи затискного патрона, а також жорсткість при різанні і при русі. В материалах проанализированы экспериментальные методы определения жесткости системы «зажимной патрон-заготовка» в производственных условиях, учитывая статическую и динамическую жесткость упругой системы зажимного патрона, а также жесткость при резании и движении. У сучасних умовах виробництва очевидним є той факт, що підтримка робочого процесу на оптимальному рівні вимагає в значній мірі концентрації уваги, зусиль при проектуванні оснащення, в т.ч. затискних патронів (далі ЗП), що в результаті, сприяє довгостроковому використанню обладнання. Мета досліджень визначення жорсткості системи «патрон заготовка» в виробничих умовах. Під жорсткістю пружної системи ЗП розуміють її здатність чинити опір дії сил, що прагнуть її деформувати. Велика жорсткість системи є одним з основних умов досягнення точності при обробці. За відсутності достатньої жорсткості ЗП під дією сил різання і інших сил система деформується, що призводить до спотворення форми деталі і її розмірів. З жорсткістю системи пов'язано явище вібрації. Системи, що володіють великою жорсткістю, можуть працювати з більш високими режимами різання без появи вібрацій, що забезпечує їх велику продуктивність. При цьому деформації стиків в ЗП часом значно перевершують деформації самих деталей. При чистовій обробці контактні деформації зазвичай є основними і в загальному балансі пружних деформацій доходять до 90%. Власні деформації деталей можуть мати значну величину при чистовій обробці на універсальних і важких верстатах. Жорсткість системи «ЗП заготовка» залежить від власної жорсткості різних ланок системи, контактної жорсткості стиків між ними, від жорсткості масляних шарів, величин переданих навантажень, сил тертя, що виникають при відносному переміщенні деталей внаслідок навантаження, і впливають на здатність системи протистояти деформації під дією зовнішніх навантажень. Жорсткість і точність закріплення заготовки в патроні визначається жорсткісними і демпфуючими властивостями пружної системи «патрон заготовка». З огляду на безперервність зміни розмірів оброблюваної заготовки процес точіння супроводжується динамічною перебудовою, тобто зміною параметрів, що визначають динамічні характеристики як процесу різання, так і жорсткості заготовки, що є елементом технологічної системи. При цьому розрізняють статичну і динамічну жорсткість пружної системи ЗП, а також жорсткість при різанні і при русі. Різні види жорсткості відображають зміну роботи реальної конструкції патрона, а також величини і координати реакцій в передавально-підсилюючому механізмі. Динамічна жорсткість визначається як відношення максимального (амплітудного) значення гармонійної складової сили різання до амплітуди зміщення при сталому коливальному процесі. Для експeримeнтального визначенні жорсткості існують методи: - статичний проведення випробувань на непрацюючому верстаті; - виробничий випробування при обробці заготовки. Жорсткість визначають зняттям заданого нерівномірного припуску і безпосереднім виміром виникаючих при цьому змінних сил різання, а відповідні взаємні переміщення інструмента і заготовки знаходять виміром відхилення розміру обробленої деталі. З урахуванням переміщень, зумовлених зазначеними факторами, уточнюються полярні діаграми відтиску, що дозволило зробити їх якісними в порівнянні з експериментальними. - Динамічний випробування в процесі коливань. Змінна складова радіальної жорсткості виникає, крім того, внаслідок крутильної податливості затискних елементів і зміни умов їх контактування з патроном і заготовкою в процесі різання. - Розрахунковий розрахунок патрона на жорсткість з використанням систем CAD / CAM / CAE методом кінцево елементного аналізу. Побудова розрахункової моделі проводилося в програмному середовищі, заснованому на МСЕ, призначена для розрахунку статичних напружень і деформацій, стійкості, визначення власних частот і форм коливань, а також завдань статики і динаміки в нелінійній постановці для широкого класу машинобудівних конструкцій. Якщо експериментально встановлені жорсткості окремих вузлів, то для визначення жорсткості затискного патрона необхідно пружні деформації окремих вузлів привести до зони обробки і підсумувати. Результати досліджень використані при проектуванні токарних верстатів ВАТ «Веркон» (м. Київ). Литвин Олександр Валеріанович, к. т. н., доцент кафедри конструювання верстатів та машин Механікомашинобудівного інституту, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. І. Сікорського». Гаврушкевич Наталія Валеріївна, асистент кафедри конструювання верстатів та машин Механікомашинобудівного інституту, Національний технічний університет України «Київський політехнічний інститут ім. І. Сікорського». 153

155 УДК Драч І. В., Ройзман В. П. МОДЕЛЮВАННЯ РОБОТИ РІДИННОГО АВТОБАЛАНСУЮЧОГО ПРИСТРОЮ. СУТЬ ЯВИЩА ПАСИВНОГО АВТОБАЛАНСУВАННЯ РОТОРА Досвід використання автобалансувальних пристроїв показує, що існуюча теорія автоматичного балансування неточно описує процеси, які відбуваються з робочими тілами, а саме рідинами, під час їх роботи, і потребує уточнення. У статті подається фізичне пояснення роботи АБП з рідкими робочими тілами на основі побудованих математичних моделей поведінки системи ротор-робоча рідина. Experience of using automatic balancing units shows that existing theories for automatic balancing describe processes with work bodies, particularly with liquids, during their operation with poor accuracy and need to be improved. Besides, there s a necessity to develop mathematical model, which would describe work of liquid ABU and consider hydraulic properties of liquid. Mathematical models describing behavior of liquid in chamber has been developed and researched. Спосіб балансування роторів, який розглядається, є перспективним в першу чергу завдяки тому, що пасивні AБП мають ряд переваг [1]. Найважливіша пасивні AБП надійні в експлуатації, працюють, споживаючи енергію самого ротора; немає необхідності витрачати велику кількість потужності двигуна для подолання значної напруги між осями та підшипниками в критичному діапазоні обертання, отже, це енергозберігаюча технологія. Вперше зробив спробу теоретично обґрунтувати принцип дії АБП у циклах своїх статей Сирл (E. L. Thearle) [2]. Він запропонував плоску модель ротора і АБП. У її рамках у ротора існує єдина критична швидкість, при перевищенні якої ротор починає обертатися легкою стороною назовні і починає проявлятися явище самоцентрування ротора, яке і було покладено Сирлем в основу принципу роботи усіх пасивних АБП. Насправді, тут явище самоцентрування видається за явище самобалансування. Підходи і результати робіт E. L.THEARLE склали основу наступних досліджень. Оскільки умова зрівноваженості ротора при певному розташуванні рідини у порожнині АБП є розв язком статичної задачі і не залежить від наявності величини зовнішнього демпфірування, то існуюча теорія рідинних АБП обмежується розглядом ідеалізованої роторної системи без демпфірування і без урахування гідродинамічних властивостей рідини. Ці дослідження показали обмеженість діапазону ефективної роботи пасивних АБП з рідиною, що суттєво стримувало широке їх застосування. Однак, практика застосування рідинних АБП показала, що в реальних системах теоретичні висновки, одержані при розгляді ідеалізованої системи, не завжди підтверджуються. Це вимагає аналізу роботи рідинного АБП в реальній системі із врахуванням дії зовнішнього демпфірування і гідравлічних властивостей рідини. У статті розглянуто, як на характер руху рідини в порожнині впливає зовнішнє демпфірування, властиве реальним системам: так, у системі без демпфірування площини прогину і дисбалансу збігаються, а в реальних системах зовнішній опір обумовлює відставання площини прогину від площини дисбалансу. Виникаюча при цьому тангенціальна складова відцентрових сил інерції сприяє приведенню рідини у порожнині АБП у положення, що відповідає зменшенню загального дисбалансу системи навіть на докритичній швидкості. Для побудови моделі поведінки рідини в АБП користувались такими властивостями рідин: будь-який об єм рідини здатний як завгодно змінювати свою форму під дією як завгодно малих сил; сили в'язкості враховуються тільки при розгляді досить швидких рухів, коли зрушення в рідині змінюються з досить великою швидкістю. Ці сили не відіграють ролі в задачах про рівновагу рідини. Розглянуто роботу найпростішої реальної системи, що містить у собі АБП із рідиною, для вертикального ротора, що обертається з кутовою швидкістю, меншою критичної (< кр ). Одержані результати дозволяють зробити наступні висновки. При кутовій швидкості нижчій за критичну в реальній роторній системі фазовий кут між площинами дії сили і прогину, обумовлений зовнішнім опором, створює умови для переміщення рідини у порожнині в напрямку, зворотному до обертання ротора. При цьому рідина може зупинитися в положенні, коли сумарний дисбаланс системи буде меншим початкового, тобто проявиться ефект балансування. Таким чином, з'являється можливість розширення області застосування АБП із рідиною. Ефективність балансування зростає при збільшенні фазового кута, тобто при збільшенні зовнішнього опору і при наближенні кутової швидкості до критичної. При цьому тертя створює зони рівноваги рідини в порожнини і підвищує імовірність прояву ефекту балансування на докритичній швидкості. 1. Справочник по балансировке. / Под общей редакцией М. Е. Левита. М. : Машиностроение, с. 2. Thearle E. L. Automatic dynamic balancers (Part 1. leblanc balancer), 1950 Machine Design, 22, pp , Драч Ілона Володимирівна, к. т. н., доцент, доцент кафедри прикладної математики та соціальної інформатики, докторант Хмельницького національного університету Ройзман Вілен Петрович, д. т. н., професор, завідувач кафедри радіотехніки та зв язку, Хмельницький національний університет. 154

156 УДК Заболотный К. С., Жупиев А. Л., Косенко Ю. А. РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ПОВЕРОЧНЫХ РАСЧЁТОВ ДИСКОВЫХ ЗАТВОРОВ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ПАКЕТОВ SOLIDWORKS FLOW SIMULATION И SOLIDWORKS SIMULATION В работе рассмотрена оригинальная методика поверочных расчётов регулирующих дисковых затворов. На примере затвора ДХО DN 400 PN 2,5 показана разработка расчётных моделей для исследования работы затвора с помощью пакетов SolidWorks Flow Simulation и SolidWorks Simulation. Полученные модели использованы для исследования гидродинамического воздействия потока на прочность затвора. The original methods of verification calculations of the regulating butterfly valves are considered in the work. The elaboration of the calculation models for researching the work of the valve with the help of the packages SolidWorks Flow Simulation and SolidWorks Simulation is shown by the example of the butterfly valve TCS DN 400 PN 2,5. The received models are used for researching hydrodynamic impact of the flow on the strength of the valve. В настоящее время поверочные расчёты дисковых затворов производятся по инженерным методикам [1]. Однако традиционный подход ограничивает поиск конструкции, обладающей заданной прочностью и жёсткостью при минимальных массовых характеристиках. В связи с развитием компьютерных технологий появилась возможность уточнения параметров конструкций данного типа. Таким образом, разработка научно обоснованной методики поверочных расчётов дискового затвора на основе методов компьютерного моделирования является актуальной научной задачей. В качестве примера рассмотрен регулирующий дисковый затвор ДХО DN 400 PN 2,5 [2,3]. Анализ конструкции (рис. 1) показал, что в закрытом положении диск 1 упирается в корпус, состоящий из входного патрубка 2 и выходного патрубка 3. В полностью открытом положении диск сдерживается от дополнительного поворота воздействием МЭОФ 4. Диск укреплён рёбрами жёсткости 5 (12 шт.), приваренными к диску и дисковой трубе 6. Корпус прикреплён к магистрали 7 посредством фланцев 8. Вращающий момент передаётся с МЭОФ на вал 9. Вал и дисковую трубу скрепляет болтовое соединение 10. Рис. 1. Затвор ДХО DN 400 PN 2,5 в соединении с магистралью В закрытом положении затвора угол между плоскостью диска и плоскостью, перпендикулярной оси магистрали, составляет 15. (В дальнейшем будем называть этот угол углом поворота диска.) Для исследования закрытого положения предназначена расчётная модель «Закрытая». В полностью открытом положении угол поворота диска равен. Работу затвора при угле поворота диска от 15 до 90 иллюстрирует расчётная модель «Частично открытая». Тестирование модели «Частично открытая» во Flow Simulation выявило обратный поток в корпусе. Для его устранения удлинены патрубки. Результаты расчёта во Flow Simulation экспортированы в Simulation и использованы для изучения напряжённо-деформированного состояния затвора. Граничные условия для вала заданы с помощью соединения Simulation «Штифт», применённого к следующим элементам: 1) верхний участок вала и корпус: тип соединения «С ключом»; 2) нижний участок вала и корпус: тип соединения «С удерживающим кольцом». Граничные условия для корпуса заданы следующим образом: 1) на левый торец крепление «Зафиксированный»; 2) на правый торец крепление «На плоских гранях». 155

157 Полученная модель «Частично открытая» использована для создания расчётной модели «Закрытая». При задании граничных условий учтён тот факт, что в закрытом положении боковые грани диска упираются в корпус. Чтобы Simulation гарантированно распознал этот контакт, в разделе «Соединения» заданы наборы контактов «Набор соприкасания (связанные)». Поскольку движение потока отсутствует, отпадает необходимость расчёта во Flow Simulation и, соответственно, удлинения патрубков. Давление потока на диск задано в Simulation. Полученные расчётные модели использованы для исследования напряжённо-деформированного состояния затвора при различных углах поворота диска, составляющих 15, 30, 45, 60, 75, 90. Для обобщения полученных результатов введён коэффициент динамичности напряжения К д. Данный коэффициент представляет собой отношение напряжения при некотором угле поворота диска к напряжению в том же участке конструкции при закрытом положении затвора. Зависимость коэффициента динамичности от угла поворота диска проиллюстрирована рис. 2. Рис. 2 демонстрирует, что и дисковая труба, и диск работают на изгиб. При этом дисковой трубе мешают прогибаться диски, которые увеличивают её жёсткость. Изгибная жёсткость диска остаётся постоянной. Изгибная жёсткость дисковой трубы включает в себя как её собственную изгибную жёсткость, так и изгибную жёсткость диска и зависит от угла между плоскостью изгиба дисковой трубы и плоскостью изгиба диска. Этот угол, в свою очередь, зависит от угла поворота диска. Как следствие, максимумы кривых не совпадают. Рис. 2. Зависимость коэффициента динамичности напряжения в рёбрах (К д1 ) и дисковой трубе (К д2 ) от угла поворота диска Для поверочного расчёта затвора необходимо сравнить максимальное напряжение с допускаемым напряжением для данных условий. Также необходимо осуществить расчёт вала на срез. Для этого в Simulation определяется сила реакции заделки в жёстко закреплённом фланце [4]. Дальнейший расчёт осуществляется методами сопротивления материалов [5]. Выводы 1. Впервые предложена методика поверочных расчётов регулирующих дисковых затворов с использованием созданной в SolidWorks параметрической модели и передачей результатов расчёта в пакеты SolidWorks Flow Simulation и SolidWorks Simulation. 2. Разработаны расчётные модели для определения давления потока на затвор и исследования его напряжённо-деформированного состояния. 3. Установлена зависимость коэффициента динамичности напряжений от угла поворота диска. 4. Полученная методика может быть использована при разработке методов определения оптимальных конструкций дисковых затворов. 1. Гуревич Д. Ф. Расчёт и конструирование трубопроводной арматуры : Расчёт трубопроводной арматуры / Д. Ф. Гуревич. Изд. 5-е. М. : Издательство ЛКИ, с. (Классика инженерной мысли: нефтяные технологии). 2. Трубопроводная арматура : Номенклатурный каталог-справочник. В 4 т. Т. 1. Краны. Указатели уровня. Затворы дисковые поворотные / [Под общ. ред. Ю. Д. Логанова]. М. : Алекс : Бизнесполиграфия, с. 3. Трубопроводная арматура с автоматическим управлением : Справочник / [Д. Ф. Гуревич, О. Н. Заринский, С. И. Косых и др.] ; под общ. ред. С. И. Косых. Л. : Машиностроение, Ленингр. отд-ние, с. : ил. 4. Алямовский А. А. SolidWorks Simulation. Инженерный анализ для профессионалов: задачи, методы, рекомендации / А. А. Алямовский. М. : ДМК Пресс, с. 5. Стёпин П. А. Сопротивление материалов : Учебник / П. А. Стёпин. 12-е изд., стер. СПб. : Лань, с. : ил. Заболотний Констянтин Сергійович, д. т. н., професор, завідувач кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». Жупієв Олександр Леонідович, ст. викладач кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». Косенко Юлія Олександрівна, студент механіко-машинобудівельного факультету, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». 156

158 УДК 539.3: Немчинов С. І. ДОСЛІДЖЕННЯ НАПРУЖЕНО-ДЕФОРМОВАНОГО СТАНУ РАМИ ГІДРАВЛІЧНОГО ПРЕСУ ПОВЕРХОВОГО В роботі досліджено напружено-деформований стан (НДС) рами поверхового гідравлічного преса з використанням програмного комплексу SolidWorks Premium. Встановлено, що НДС рами характеризується загальним і локальним нерівномірним розподілом напружень і деформацій. Визначено зони рами, в яких спостерігаються максимальні нормальні й дотичні напруження та деформації. Дослідження дозволило змінити геометрію рами і зменшити її вагу. У багатьох галузях хімічної промисловості широко використовують гідравлічні преси рамної конструкції. Базові елементи таких пресів (станини, робочі циліндри, рухомі плити, столи пресу) у процесі роботи зазнають високих питомих навантажень і їх надійність визначає надійну роботу пресу. Тому для забезпечення надійної й тривалої експлуатації гідравлічних пресів необхідно забезпечити їх міцність та жорсткість Аналіз літературних даних показує, що для визначення напружено-деформованого стану (НДС) базових елементів пресів застосовують, як правило, методи опору матеріалів [1, 2], або метод скінчених елементів (МСЕ) тільки для напруженого стану [3, 4]. Зовсім відсутні роботи по системному дослідженню деформованого стану рам. Мета роботи дослідження НДС рами поверхового гідравлічного пресу з номінальним зусиллям пресування 12,5 МН для виготовлення фольгованих пластиків та обґрунтування вибору її можливої раціональної геометрії. Оскільки рама пресу являє собою конструкцію складної конфігурації, тоаналітичні методи розрахунку практично неприйнятні. Тому надійні результати можна отримати при використанні чисельних методів, що реалізуються на ЕОМ. Для визначення НДС рами застосовувався варіаційний принцип мінімуму потенціальної енергії, який дозволяє сформулювати задачу про НДС пружного тіла як задачу мінімізації квадратичного функціоналу [5]. Рішення задачі мінімізації відбувалося на скінченномірному просторі шляхом переходу від континуального середовища до дискретного. При побудові дискретної моделі застосовувалась лінійна апроксимація переміщень на трикутниках. В якості інструменту чисельних досліджень застосовували базову конфігурацію SolidWorks Premium, На підставі робочих креслень для розрахунку була створена геометрична модель, задавалися фізикомеханічні властивості матеріалу та граничні умови. Відповідно до умов роботи навантаження на одну раму (станина заданого пресу з номінальним зусиллям пресування 12,5 МН складається з двох рам) приймалося рівним 6,25 МН. Габаритні розміри рами складали 220х5725х90 мм. В якості матеріалу була вибрана лита вуглецева сталь 5 з модулем пружності E 210 МПа, коефіцієнтом Пуассона 0,32, границею текучості т 248 МПа, границею міцності мц 482,5 МПа. Граничні умови ставились таким чином, щоб виключити переміщення рами як абсолютно жорсткого тіла. У результаті дискретизації отримали елементів та вузлів. За допомогою кінцево-елементного пакету визначали: нормальні, дотичні і головні напруження; переміщення; деформації; коефіцієнти запасу міцності. Еквівалентні напруження обчислювалися за формулою Мізеса. Отримані в результаті розрахунку поля напружень, переміщень і деформацій існуючої траверси показали, що значення досліджених характеристик в різних частинах траверси суттєво відрізняються. При цьому максимальні напруження спостерігалися в місцях прикладення навантажень, різкої зміни геометрії, на внутрішніх поверхнях рами. Так, напруження у середньому перерізі верхньої частиниі нижньої. поперечки рами дорівнює екв 89,99 МПа, а у нижньої 31,15 МПа. Аналіз полів деформацій і переміщень існуючої рами також показав, що максимальні деформації і переміщення спостерігаються у внутрішніх поверхнях рами. Так, переміщення u у верхній частині нижньої поперечки рами середнього перерізу дорівнює 0,289 мм, а у нижньої 0,018 мм. Це свідчить про те, що конструкція рами не є оптимальною. Проведене дослідження також показало, що на зовнішніх поверхнях рами значення нормальних напружень не перевищують допустимі напруження для вибраного матеріалу. Ці факти дозволяють змінити геометрію рами з метою зменшення її ваги. Враховуючи низький рівень напружень на бічних поверхнях рами і той факт, що зародження тріщин починається на поверхнях з високим рівнем напружень, в роботі було запропоновано зменшити довжину рами з 2200 мм до 2160 мм. Для оцінки міцності нової рами проводився аналіз епюр нормальних, дотичних і еквівалентних напружень, деформацій та коефіцієнтів запасу міцності n. Встановлено, що збільшення напружень і деформацій не перевищувало 5 6%, коефіцієнт запасу міцності на зовнішніх бічних поверхнях рами складав не менше трьох, а маса рами зменшилася майже на 160 кг. Отримані результати можуть бути застосовані при проектуванні та удосконаленні рам гідравлічних пресів рамного типу. 1. Живов Л. И. Кузнечно-штамповочное оборудование / Л. И. Живов, А. Г. Овчинников, Е. Н. Складчиков. М. : Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, с. 2. Детали машин. Расчет и конструирование: справочник: в 3 т. Т.2. / под ред. Н. С. Ачеркана. М. : Машиностроение, с. 157

159 3. Дащенко О. Ф. Напружено-деформований стан базових деталей гідравлічних пресів / О. Ф. Дащенко, О. М. Лимаренко // Машинознавство, C Сурков А. И. Обеспечение прочностной надежности базовых деталей мощных гидравлических прессов на стадиях проектирования и эксплуатации / А. И. Сурков, А. Н. Курович, И. А. Сурков // Тяжелое машиностроение С Василенко Н. В. Расчет пластинчатих систем / Н. В. Василенко, А. Е. Бабенко, А. Ю. Чирков // Проблемы прочности С Немчинов Сергій Ілліч, к. т. н., доцент кафедри матеріалознавства, Державний вищий навчальний заклад «Український державний хіміко-технологічний університет». УДК , Дерібо О. В., Дусанюк Ж. П., Репінський С. В., Гораль М. В. ІМІТАЦІЙНЕ ДОСЛІДЖЕННЯ ДИНАМІКИ ЕЛЕКТРОГІДРАВЛІЧНОГО СЛІДКУВАЛЬНОГО ПРИВОДУ ПРИСТРОЮ ДЛЯ ОБКОЧУВАННЯ ВІСЕНЕСИМЕТРИЧНИХ ЗАГОТОВОК Розроблена математична модель електрогідравлічного слідкувального приводу пристрою для обкочування вісенесиметричних заготовок, який забезпечує задане зусилля на інструменті (обкочувальному ролику). Для імітаційного моделювання приводу в середовищі MATLAB Simulink розроблена відповідна обчислювальна структура (блок-схема). Досліджено вплив параметрів приводу на його динамічні характеристики. The mathematical model of the electrohydraulic tracking drive of the device for scaling the visesymmetric billets, which provides the specified effort on the tool (lumbar roller), is developed. To simulate the drive in the MATLAB Simulink environment, an appropriate computing structure (block diagram) is developed. The influence of drive parameters on its dynamic characteristics is investigated. Під час обробки зовнішніх поверхонь деталей обкочуванням важливою умовою є наявність керованості силою деформування. Якщо оброблювана поверхня має ексцентриситет відносно осі обертання заготовки або є некруглою, то ця задача ускладнюється. Одним з можливих шляхів розв язання цієї задачі є застосування в обкочувальному пристрої електрогідравлічного слідкувального приводу (ЕГСП), який працюватиме в режимі «м якого» навантаження, тобто в режимі, який передбачає забезпечення стабільності сили, яка діє зі сторони інструмента на заготовку. Такий привід розглянутий в [1 3]. Під час розробки приводу важливим є вибір таких його конструктивних параметрів, які б забезпечили необхідні характеристики з точки зору технології обробки, а саме силу на ролику в межах Н і швидкість обкочування м/хв [4]. Метою роботи є дослідження динаміки обкочувального пристрою, розробка обчислювальної структури для числового імітаційного дослідження в програмному середовищі MATLAB Simulink і проведення самого імітаційного дослідження для визначенням раціональних конструктивних параметрів приводу. Дослідження виконувалися для ЕГСП, розрахункова схема якого показана на рис. 1. Рис. 1. Схема ЕГСП пристрою для обробки обкочуванням 1 гідростанція; 2 електрогідравлічний підсилювач; 3 підсилювач сигналу розузгодження; 4 суматор; 5 датчик перепаду тиску (датчик сигналу зворотного зв язку); 6 виконавчий двигун (гідроциліндр); 7 підсилювач сигналу зворотного зв язку; 8 обкочувальний ролик; 9 оброблювана заготовка 158

160 Математична модель ЕГСП включає такі рівняння: датчика головного зворотного зв язку; суматора; підсилювача сигналу розузгодження; електрогідравлічного підсилювача; подачі рідини на виході електрогідравлічного підсилювача; зв язку між переміщеннями вихідного органа гідродвигуна (без урахування стисливості рідини) і штока гідроциліндра, сили, що діє на шток гідроциліндра. В математичній моделі враховані нелінійності, спричинені обмеженням максимального переміщення золотника електрогідравлічного підсилювача (ЕГП) і дросельним ефектом в розподільному золотнику ЕГП. Вважалось, що ЕГСП працює на нестисливій (умовно) робочій рідині. Пружні властивості рідини враховані, згідно з підходом [5], як жорсткість С р. З використанням запропонованої математичної моделі в середовищі MATLAB Simulink проведені імітаційні дослідження динамічних процесів. Зокрема на рис. 2 показані залежності амплітуди коливань сили, що діє зі сторони обкочувального ролика на оброблювану заготовку. Графіки отримані для різних величин (2, 4 і 6 мм) ексцентриситету (е) обкочуваної поверхні відносно осі обертання заготовки. Графіки отримані за таких параметрів ЕГСП: коефіцієнти підсилення: підсилювача сигналу зворотного зв язку k з.з = 0,01 В/Н; підсилювача сигналу розузгодження k і.и = 0,1 А/В; електрогідравлічного підсилювача k ЕГП = 0,005 м/а; ефективна площа поршня гідроциліндра F гц = 0, 0005 м 2 ; тиск живлення (тиск на вході в ЕГП) p ж = 6, Н/м 2 ; коефіцієнт підсилення розподільного золотника ЕГП за подачею робочої рідини k Qy 0, 66 м 2 /с; зведена маса рухомих частин гідроциліндра і заготовки m = 10 кг; зведений коефіцієнт в язкого тертя, яке виникає під час руху поршня гідроциліндра і елементів системи ВПІД = 1000 Н с/м; жорсткість системи ВПІД СВПІД Н/м; зведена жорсткість рідини в робочих порожнинах гідроциліндра та каналах і трубопроводах, що 6 Ср 12,7 10 з єднують кожну з порожнин гідроциліндра з ЕГП Н/м; задана (постійна) сила, що повинна діяти зі сторони обкочувального ролика на заготовку Р зад = 500 Н. Рис. 2. Залежність амплітуди коливань сили, що діє зі сторони обкочувального ролика на оброблювану заготовку, від частоти обертання заготовки Висновки 1. Розроблена математична модель ЕГСП пристрою для обкочування вісенесиметричних заготовок. 2. Для імітаційного моделювання ЕГСП в середовищі MATLAB Simulink розроблена відповідна обчислювальна структура. 3. Виконані дослідження показали, що ЕГСП з керуванням перепаду тиску в гідроциліндрі може бути використаний в пристрої для обкочування вісенесиметричних заготовок. 1. Дерібо О. В. Електрогідравлічний стежний привод пристрою для обробки поверхневим пластичним деформуванням / О. В. Дерібо, І. О. Сивак, О. В. Сердюк // Вісник Вінницького політехнічного інституту С Дерібо О. В. Імітаційне моделювання електрогідравлічного слідкувального приводу з керуванням зусиллям на виконавчому органі / О. В. Дерібо, Ж. П. Дусанюк, С. В. Репінський // Вісник Вінницького політехнічного інституту С Дерібо О. В. Динамічні характеристики електрогідравлічного слідкувального приводу з керуванням зусиллям на виконавчому органі / О. В. Дерібо, Ж. П. Дусанюк, С. В. Репінський [та ін.] // Вісник Вінницького політехнічного інституту С Смелянский В. М. Механика упрочнения деталей поверхностным пластическим деформированием / В. М. Смелянский. М. : Машиностроение, с. 5. Электрогидравлические следящие системы / В. А. Хохлов, В. Н. Прокофьев, Н. А. Борисова [и др.] / Под ред. В. А. Хохлова. М. : Машиностроение, с. Дерібо Олександр Володимирович, к. т. н, доцент, професор кафедри технологій та автоматизації машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Дусанюк Жанна Павлівна, к. т. н, доцент, доцент кафедри технологій та автоматизації машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Репінський Сергій Володимирович, к. т. н., доцент, доцент кафедри технологій та автоматизації машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Гораль Миколай Володимирович, студ. факультету машинобудування та транспорту, Вінницький національний технічний університет. 159

161 УДК Веселовська Н. Р., Яремчук О. А. ОЦІНКА РІВНЯ ВПЛИВУ ЗНОШУВАННЯ ФРЕЗ НА ЧИСТОТУ ОБРОБЛЮВАНИХ ПОВЕРХОНЬ Обробка торцевим фрезеруванням широко поширена в машинобудуванні. В процесі торцевого фрезерування можуть бути призначені різні режими різання : глибина різання t, мм; ширина фрезерування В, мм; подання на зуб фрези S z, мм/об; швидкість різання V, м/хв; частота обертання n, хв -1 [1]. Режими різання призначаються або технологом з нормативів режимів різання, або довідників виробників різального інструменту, наприклад, Sandvik, Pramet, Seco, та багато інших, або верстатним методом проб і помилок. У першому випадку режими різання в нормативах базується на основі статистичних даних технологічних переходів, зібраних з великої кількості підприємств [2]. Ці режими різання повинні гарантувати забезпечення квалітета виконуваного розміру і потрібної шорсткості обробленої поверхні. Як відомо, знос виникає практично з самого початку обробки інструментом[2-3]. В роботі приведена модель інтенсивності зношування фрези в процесі обробки і геометрична модель мікронерівностей обробленої поверхні з урахуванням зносу зубів торцевої фрези, але вона не враховує фізичних складових властивостей оброблюваних матеріалів. Для оцінки шорсткості обробленої поверхні при торцевому фрезеруванні для різних величин зносу зубів фрези по задній поверхні проведені експериментальні дослідження. Для цього здійснено обробку деталі зі сталі 45 (склад вуглецева якісна конструкційна сталь 45 згідно ГОСТ : вуглець С 0,42...0,5%, кремній Si 0,17...0,37 %, магній Мn 0,5... 0,8%, хром Сг не більше 0,25%, інше залізо Fе) з розмірами L = 200 мм х В = 75 мм х Н = 100 мм на вертикально фрезерному верстаті СФ15 (6С12) без використання охолодження інструмента, що має наступні параметри: матеріал ріжучої частини (п'ятигранної пластини) Т5К10 (склад твердого сплаву Т5К10 титано вольфрамокобальтової групи згідно ГОСТ : карбід вольфраму WC 85%, карбід титана ТIC 6%, кобальт Со 9%); діаметр фрези: D = 125 мм; головний кут в плані: φ= 60 ; допоміжний кут в плані: φ 1 = 12 ; передній кут:γ= 15 ; задній кут: α = 8 ; кількість зубів фрези: z = 1; кут нахилу головної різальної кромки: λ= 0. За допомогою твердоміра Брінелля ТБ заміряна твердість заготовки: НВ190. Режими різання підбиралися для різних стадій обробки, згідно довідника [3], і приведені в таблиці 1. Етап фрезерування Глибина фрезерування t,мм Подача на зуб S z,мм/зуб 160 Швидкість різання V, м/хв Таблиця 1. Частота обертання n, хв -1 1 Чистова 1 0, , Чистова 1 0,16 392, Получистова 1 0,25 392, Получистова 1 0,25 247, Чорнова 1 0,32 196,3 500 Вимірювання шорсткості R z проводилося за показниками профілометра Абрис ПМ7.0. Зняли показання приладу для базової довжини L = 0,4 мм на початку, середині і в кінці робочого ходу фрези. Таким чином, в кожному досліді проведено 3x5 повторів (ḱ = 15). Після кожного робочого ходу робилися макрознімки задньої поверхні зуба торцевої фрези. Також робилися знімки обробленої поверхні[3]. Знімки оброблялися на персональному комп'ютері і в режимі збільшення знімка відбувався вимір величини фаски зносу по задній поверхні зуба фрези шляхом порівняння з розмірною лінійкою. Таким чином, отримані експериментальні точки шорсткості обробленої поверхні для різних величин площ зносу і різних режимів торцевого фрезерування[4]. Потім проведена статистична обробка експериментальних даних для заданої статистичної надійності 0,95. Визначено середні значення вимірюваної величини за результатами 5 дослідів. В якості незміщеної оцінки генеруючої дисперсії визначена вибіркова дисперсія. Однорідність вибіркових дисперсій перевірялася за критерієм Кохрена. Проведені дослідження показали, що шорсткість R z для заданих режимів різання зі зростом величини площі зносу від 0 до 3,1 4 мм збільшується від 15 до 30 %. Збільшення подачі S z з 0,125 мм/зуб до 0,16 мм/ зуб, при постійній швидкості різання V = 392,6 м/хв, призводить до збільшення шорсткості на 7 16 %, до 0,25 мм/зуб на %. Доведено що при збільшенні площі зносу по задній поверхні спостерігається зменшення частоти виступів та впадин профілограф мікропрофілю обробленої поверхності. При проектуванні операції торцевого фрезерування необхідно враховувати зміну параметрів шорсткості пов язаних з урахуванням зносу зубів фрези по заданій поверхності. Це призвиде до збільшення продуктивності.

162 1. Виговський Г. М., Мельничук П. П. Процес різання торцевими ступінчатими фрезами з косокутньою геометрією різальних частин, що оснащені надтвердими матеріалами (НТМ) // Вісник інженерно-технологічного інституту С Виговський Г. М. Коливання сил різання при обробці деталей торцевими ступінчастими фрезами // Вісник Житомирського інженерно-технологічного інституту С Іскович-Лотоцький Р. Д. Дослідження гідроімпульсного приводу машин із зворотно-гвинтовим рухом робочої ланки / Р. Д. Іскович-Лотоцький, Р. Р. Обертюх, Ю. В. Булига, М. Р. Архипчук // Наукові нотатки. Луцьк : ЛДТУ Вип. 11. С Выговский Г. Н., Мельничук П. П. Конструкции и эксплуатация торцовых фрез с ножами из сверхтвердых материалов // Тяжелое машиностроение. Москва, С Веселовська Наталія Ростиславівна, д. т. н., професор, завідувач кафедри машин та обладнання сільськогосподарського виробництва, Вінницький національний аграрний університет. Яремчук Олександр Степанович, асистент кафедри машин та обладнання сільськогосподарського виробництва, Вінницький національний аграрний університет. УДК : Поліщук Л. К., Харченко Є. В. МАТЕМАТИЧНА МОДЕЛЬ НЕСТАЦІОНАРНИХ КОЛИВАНЬ СТРІЛИ БУРТОУКЛАДНИКА В ПРОЦЕСІ ЗАВАНТАЖЕННЯ Побудовано математичну модель та узагальнений алгоритм розрахунку нестаціонарних коливань стріли буртоукладника, які виникають в процесах завантаження або розвантаження конвеєра. Багатопрогонова металоконструкція стріли складається із шарнірно зчленованих жорстких секцій і розташована під деяким гострим кутом до горизонту. Вона зберігає прямолінійну форму за рахунок того, що опирається нижнім кінцем на нерухому шарнірну опору і утримується в робочому стані за допомогою податливої вантової підвіски. Розрахунок нестаціонарних коливань довгомірної конструкції зводиться до числового інтегрування нелінійної системи диференціальних рівнянь руху, одержаних за схемою рівнянь Лагранжа другого роду. Наводяться результати досліджень впливу довжини стріли, числа і характеристик проміжних опор, а також швидкості транспортування вантажу на навантаження елементів конструкції. Ключові слова: буртоукладник, завантаження та розвантаження конвеєра, нестаціонарні коливання стріли, математичне моделювання. A mathematical model and a general algorithm for calculating non-stationary vibrations of the boom arrows, which arise in the processes of loading or unloading the conveyor, are constructed. The multi-armored metal structure of the arrow consists of hinged articulated rigid sections and is located at some sharp angle to the horizon. It retains a rectilinear shape due to the fact that it rests on the lower end on a fixed hinge support and is kept in working condition with the help of a pliable cable suspension. The calculation of non-stationary vibrations of a long-term construction reduces to the numerical integration of the nonlinear system of differential equations of motion obtained by the scheme of Lagrange equations of the second kind. The results of research on the influence of the length of the arrows, the number and characteristics of the intermediate supports, and the speed of the cargo transportation on the load of the structural elements are given. Keywords: сlamp-forming machine, loading and unloading of the conveyor, nonstationary fluctuations of the arrow, mathematical modeling. У технологічних процесах переробки сировини на цукрових заводах важливу роль відіграють буртоукладники [11], що являють собою мобільні підіймально-транспортні машини, обладнані стрічковими конвеєрами, улаштованими на стрілових конструкціях. Від продуктивності конвеєра і довжини стріли буртоукладника істотно залежить ефективність роботи усього виробничого комплексу. Несівна конструкція здебільшого складається з декількох шарнірно з єднаних секцій, що утримуються в робочому положенні за допомогою вантової підвіски. Під час роботи конвеєра стріла перебуває під дією динамічних навантажень, викликаних вітровими потоками, статичною та динамічною незрівноваженістю обертових елементів, взаємодією завантаженої стрічки, що перебуває у поступальному русі, з опорними роликами. Характер зміни в часі динамічних навантажень стріли в усталеному режимі руху транспортувального органу, здебільшого, є близьким до періодичного. У зв язку з цим у літературі проводиться модальний аналіз механічних систем стрілових конструкцій з метою уникнення резонансних явищ під час роботи конвеєрів [1, 4 6]. Обчислення параметрів частотного спектру дає можливість запобігти резонансним явищам у механічній системі, а знаходження власних форм сприяє вивченню вимушених коливань несної конструкції. Методи розрахунку вимушених гармонічних коливань 161

163 багатопрогонових довгомірних систем широко розглядаються у літературі [2, 7 9] і застосовуються у дослідженнях динаміки підіймально-транспортного обладнання [1, 4]. З огляду на необхідність підвищення точності розрахунків стрілових конструкцій на міцність і довговічність широко вивчаються їх нестаціонарні коливання у різноманітних експлуатаційних режимах роботи підіймальнотранспортного обладнання. Розробляються підходи до проведення аналізу взаємодії несівних конструкцій з привідними системами [1, 3, 4], рухомими навантаженнями [8], виконавчими органами машин [10]. З метою спрощення інженерних розрахунків за рахунок дискретизації пружних систем з розподіленими параметрами застосовують методи скінченних елементів [7, 10], скінченних різниць [9], узагальнених переміщень [2] тощо. Незважаючи на широке застосування континуальних та континуально-дискретних розрахункових моделей механічних систем з довгими ланками, для дослідження динаміки пристроїв, виготовлених у вигляді сукупності шарнірно зчленованих елементів і призначених для переміщення і позиціювання вантажів, застосовують моделі зі скінченним числом ступенів вільності [5, 7, 9]. Ця тенденція є притаманною, зокрема, дослідженням у галузі робототехніки і спрямована на спрощення методів розрахунків динамічних процесів. Слід зазначити, що нестаціонарні коливання стрілових конструкцій конвеєрів, які виникають під час заповнення виконавчого органу підіймально-транспортної машини сипким вантажем, вивчені недостатньо. Це пояснюється складністю задач про коливання механічних систем з одночасним урахуванням несталості маси їхніх елементів, а також рухомості навантажень. У даній праці, у застосуванні до стрілової конструкції, що складається із двох або трьох шарнірно зчленованих жорстких секцій, побудовано математичні моделі нестаціонарних вимушених коливань механічної системи, обумовлених завантаженням стрічки конвеєра та проведено дослідження впливу конструкційних і експлуатаційних чинників на амплітуди коливань і динамічні навантаження елементів стріли. Рівняння руху механічної системи складені за схемою рівнянь Лагранжа другого роду. За узагальнені координати прийняті кути повороту жорстких секцій стріли. Швидкість транспортування рівномірно розподіленого по довжині стрічки вантажу прийнята сталою. Зміна в часі довжини завантаженої частини стрічки і, відповідно, інерційних характеристик та навантажень секцій стріли обумовила нелінійний характер математичної моделі. Коефіцієнти жорсткості опорних вузлів системи прийняті сталими. Дисипацію енергії коливань враховано силами в язкого тертя. Для числової реалізації запропонованих математичних моделей розроблені алгоритми і комп ютерні програми розрахунків динамічних процесів в системі MathCAD. При цьому застосовано числовий метод інтегрування диференціальних рівнянь руху з автоматичним вибором кроку. Проведені дослідження нестаціонарних процесів у дво- та трисекційних стрілових конструкціях буртоукладників. Опрацьовано практичні рекомендації, спрямовані на зменшення динамічних навантажень секцій стріли та на підвищення продуктивності підіймально-транспортної машини. Висновки. Побудовано математичну модель нестаціонарних коливань трисекційної підвісної стріли буртоукладника, що дає можливість з достатньою точністю проводити аналіз динамічних явищ, які виникають у несній конструкції з жорсткими секціями, на стадії проектування. Як показали дослідження, амплітуди коливань і динамічні навантаження елементів стріли значною мірою залежать від маси транспортованого вантажу, швидкості руху стрічки конвеєра, а також жорсткості утримувальних канатів і можуть змінюватися, в залежності від зазначених технічних характеристик, в широких діапазонах. Збудження нестаціонарних коливань системи в процесі завантаження підіймально-транспортної машини може призводити до прослаблення елементів вантової підвіски. Для усунення згаданого явища необхідно раціонально добирати швидкість транспортування вантажів, що свідчить про доцільність оснащення буртоукладників регульованим гідравлічним або електричним приводом. 1. Волков Д. П., Черкасов В. А. Динамика и прочность многоковшовых экскаваторов и отвалообразователей. М.: Машиностроение, с. 2. Клаф Р., Пензиен Дж. Динамика сооружений. М : Стройиздат, с. 3. Ловейкін В. С., Ярошенко В. Ф., Коробко М. М. Аналіз режимів пуску ланцюгових конвеєрів сільськогосподарських машин // Праці Таврійської державної агротехнічної академії. Вип. 40. Мелітополь: ТДАА, С Панкратов С. А. Динамика машин для открытых горных и земляных работ (основы теории и расчета). М.: Машиностроение, с. 5. Поліщук Л. К., Харченко Є. В. Аналіз вільних коливань механічної системи стріли відвалоутворювача у вертикальній площині // Вібрації в техніці та технологіях (63) С Поліщук Л. К., Харченко Є. В. Модальний аналіз суцільної багатопрогонової стріли відвалоутворювача // Вібрації в техніці та технологіях: Все-укр. наук.-техн. журнал. Вінниця, Вип. 3 (71). С Строительная механика. Динамика и устойчивость сооружений: Учебник для вузов / А. Ф. Смирнов, А. В. Александров, Б. Я. Лащеников, Н. Н. Шапошников / Под ред. А. Ф. Смирнова. М.: Стройиздат, с. 8. Tимошенко С. П., Янг Д. Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле. Москва: Машиностроение, с. 162

164 9. Филин А. П. Прикладная механика твердого деформируемого тела: Сопротивление материалов с элементами теории сплошных сред и строительной механики. Т. III. М. : Наука. Главная редакция физикоматематической литературы, с. 10. Харченко Є. В., Поліщук Л. К., Собковскі С. Розрахунок перехідних процесів у стрічковому конвеєрі з урахуванням рухомості меж транспортувального органу // Технічні вісті (12), 2(13). С Polishchuk L. K., Kharchenko E. V., Zvirko O. I. Corrosion-Fatigue Crack-Growth Resistance of Steel of the Boom of a Clamp-Forming Machine // Materials Science Vol. 51, No 2. P Поліщук Леонід Клавдійович, д. т. н., професор, професор кафедри «Галузеве машинобудування», Вінницький національний технічний університет Харченко Євген Валентинович д. т. н., професор, завідувач кафедри опору матеріалів та будівельної механіки, Вармінсько-Мазурський університет. УДК : Нікітіна Г. О., Тарасюк Ю. В., Хмельовський М. С. СИСТЕМА ВІБРОДІАГНОСТИКИ СТАНУ ЦИЛІНДРІВ ДВИГУНІВ ВНУТРІШНЬОГО ЗГОРЯННЯ Створено трикоординатну модель кривошипно-шатунного механізму двигунів внутрішнього згорання, що враховує рух поршня вздовж осі циліндра при повороті кривошипа, рух поршня в площині перпендикулярній площині циліндра і поворот поршня навколо осі поршневого пальця. На основі створеної моделі розроблено метод вібраційної діагностики циліндрів. A three-dimensional model of the crank-connecting mechanism of internal combustion engines, that takes into account the movement of the piston along the cylinder's axis when the crank is turned, is created, the motion of the piston in the plane perpendicular to the cylinder plane and the piston rotation around the axis of the piston finger. On the basis of the created model a method of vibration diagnostics of cylinders is developed. Термін нормальної роботи транспортного засобу, зменшення експлуатаційних витрат на ремонти і простої через непередбачувані відмови суттєво залежить від справності і технічного стану двигуна внутрішнього згорання. Тому розробка нових або вдосконалення існуючих систем діагностики, що дозволять під час експлуатації контролювати працездатність двигунів і прогнозувати появу дефектів являється актуальною. Під час експлуатації двигуна елементи циліндро-поршневої групи (ЦПГ) сприймають вплив різних за характером, величиною і напрямком навантажень. Цей процес супроводжується ударами об стінку циліндру, викликаючи появу підвищеної вібрації при роботі дизеля і прискорене зношення в місці контакту «поршеньциліндр» [1, 2]. При цьому аналіз створюваного віброприскорення дозволяє встановити з достатньою точністю ступень зношеності циліндрів і поршнів і запобігти появу непередбачуваних відмов двигунів [3, 6 8]. В літературі широко представлені різні варіанти динамічних моделей кривошипно-шатунних механізмів (КШМ) двигунів. Модель КШМ як системи з одним ступенем свободи розглянута в роботах Гоца О. Н., Колчина А.І., Демідова В. П., Железка Б. Є., Рожанского B. О., Сарапіна О. Н., Крамского О. В., Кудрявцева І. Н., Гуляєва В.І., Іконникова О. Н. і інших [2, 3]. У роботах Доценка В. Н., Москаленка І. Н., Рождественського Ю. В. [4 6] додатково враховується поворот поршня навколо осі поршневого пальця. Однак всі зазначені роботи не враховують рух поршня в площині перпендикулярній осі циліндра, крім того, для руху поршня з урахуванням його повороту не отримані в кінцевому вигляді рівняння руху, а в якості причин, що викликають поворот поршня розглянуті тільки гідродинамічні сили в змащувальному шарі між поршнем і циліндром. У роботах Рождественского Ю. В. показано, що в загальному вигляді КШМ являє собою систему з шістьма ступенями свободи, однак на увазі складності отримання рівнянь руху такої системи, у вказаних роботах КШМ представляється системою з двома або з одним ступенем свободи. Питання розробки діагностичних систем, що визначають ступень зношеності циліндро-поршневої групи за рівнем вібраційної активності розглянуті в роботах [3-8] Чайнова Н. Д., Мягкова Л. Л., Руссинковського В. С., Рождественського Ю. В., Маслова А. П., Плешакова Г. І., Гусева А. І., Москаленка І. Н., Нікішіна В. Н., Оксеня Є. І., Цокура В. Г., Яхьяєва Н. Я., Ханустранова М. Д., Варбанца Р. А. і Яблонського О. О. Проте внаслідок суттєвих обмежень у застосовуваних моделях, запропоновані системи діагностики не є досконалими. Метою роботи являється на основі динамічної моделі кривошипно-шатунного механізму з трьома ступенями свободи розробити систему контролю зносу поршнів циліндро-поршневої групи за визначеними комплексними амплітудами віброприскорень контрольних точок двигуна, що зволяє встановити зазор в спряженні «поршень-циліндр» без розбирання двигуна і зменшити витрати на ремонтні роботи. В роботі КШМ двигуна змодельований як система з трьома ступенями свободи для якої отримані рівняння руху, при цьому враховується рух поршня вздовж осі циліндра при повороті кривошипа, рух поршня в площині перпендикулярній площині циліндра і поворот поршня навколо осі поршневого пальця. В якості основного параметра визначального положення основних точок КШМ приймемо кут φ = f (t) повороту кривошипа [1]. 163

165 Узагальнена механічна схема кривошипно-шатунного механізму двигуна, а також основні навантаження, що діють на поршень під час роботи двигуна представлена на рис. 1. A О B С * О 1 z y к x С 0 С Рис. 1. Узагальнена механічна схема КШМ Поворот поршня відбувається під впливом ряду причин, в основному поршень повертається за впливом сил тиску газів на поршень і через наявність зазорів між поршнем і циліндром, що утворилися в результаті зношування циліндра в процесі експлуатації. При цьому кут γ повороту поршня безпосередньо залежить від величини зазорів між поршнем і стінкою циліндра і досягає великих значень при великих зазорах [1]. При роботі двигуна відбувається переміщення поршня від допоміжної впиральної поверхні до основної при проходженні поршнем двигуна верхньої та нижньої мертвих точок, супроводжуване підвищеною вібрацією при ударі. Рівняння руху КШМ отримано шляхом рішення рівнянь Лагранжа другого роду. При складанні рівнянь в якості узагальнених координат приймемо координати q 1 = φ, q 2 = γ, q 3 = у р. В роботі були отримані наступні результати: - проаналізовані переваги і недоліки існуючих математичних моделей кривошипно-шатунних механізмів двигунів; - створено математичну модель, що враховує вертикальне переміщення поршня при повороті кривошипа на кут φ, горизонтальне переміщення поршня за рахунок зазору між поршнем і гільзою циліндра і поворот поршня навколо осі поршневого пальця на кут γ; - на базі запропонованої математичної моделі розроблено систему неруйнівного контролю технічного стану циліндро-поршневої групи, що за рівнем вібраційної активності дозволяє визначити ступень зношеності в контакті циліндр-поршень без розбирання двигуна і зменшити витрати на ремонтні роботи. 1. Никитина А. А. Динамическая модель кривошипно-шатунного механизма двигателя внутреннего сгорания / А. А. Никитина // Сборник научных трудов международной конференции «Развитие информационноресурсного обеспечения образования и науки в горно-металлургической отрасли и на транспорте». Д. : НГУ, С Крамской А. В. Математическая модель пневматического двигателя с кривошипно-шатунным механизмом / А. В. Крамской, И. Н. Кудрявцев // Автомобильный транспорт: Сб. научн. статей / ХНАДУ. Харьков, С Чайнов, Н. Д. Программный комплекс для расчета вибрации и структурного шума корпусных деталей автомобильного дизеля [Текст] / Н. Д. Чайнов, Л. Л. Мягков, В. С. Руссинковский // Двигатели внутреннего сгорания С Доценко В. Н. Математическая модель движения поршня ДВС с учетом гидродинамических сил и моментов, возникающих в смазочном слое между поршнем и цилиндром / В. Н. Доценко, И. Н. Москаленко // Двигатели внутреннего сгорания С Рождественский, Ю. В. Компьютерное моделирование динамики трибосопряжения «поршень цилиндр»: учебное пособие / Ю. В. Рождественский Челябинск : Издательство ЮУрГУ, с. 6. Москаленко И. Н. Разработка измерительной системы малых перемещений для экспериментальных исследований динамики поршня ДВС / И. Н. Москаленко // Двигатели внутреннего сгорания С Никишин, В. Н. Основы теории соударения и исследование колебаний пары поршень-гильза автомобильного двигателя: автореферат дис. канд. техн. наук. М., c. 8. Варбанец Р. А. Параметрическая диагностика дизелей SBV6M540 и Pegaso 9156 // Авіаційно-космічна техніка і технологія. Харків : ХАІ (34). с

166 Нікітіна Ганна Олександрівна, к. т. н., спеціаліст вищої категорії, викладач спеціальних дисциплін, Індустріальний коледж ДВНЗ «Криворізький національний університет». Тарасюк Юрій Володимирович, студент, Індустріальний коледж ДВНЗ «Криворізький національний університет». Хмельовський Микита Сергійович, студент, Індустріальний коледж ДВНЗ «Криворізький національний університет». УДК 681.3:62-11 Заболотный К. С., Жупиев А. Л., Молодченко А. В. РАЗРАБОТКА МОДЕЛИ КОНТАКТНОГО ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ КОЛОДОЧНОГО ТОРМОЗА С БАРАБАНОМ ШАХТНОЙ ПОДЪЕМНОЙ МАШИНЫ В статье описываются разработанные физическая и математическая модели контактного взаимодействия тормозной балки с барабаном при торможении шахтной подъемной машины с учетом конечной изгибной жесткости балки и влияния сил трения на распределение контактного давления. С помощью метода исключения и метода Эйлера получен закон распределения контактного усилия, а также значения усилия в вертикальной стойке и тормозного момента для процесса торможения. The article describes the developed physical and mathematical models of the contact interaction between the brake shoe and the drum of the mine hoisting machine during braking, taking into account the flexural rigidity of the beam and the effect of frictional forces on the distribution of the contact pressure. Using the exclusion method and the Euler method, the law of distribution of the contact force as well as the values of the force in the vertical rack and the braking torque for the braking process are obtained. Постановка проблемы. Из всех применяемых в горнорудной промышленности машин подъемная считается наиболее ответственным звеном при добыче полезного ископаемого. Возникновение аварийных ситуаций в процессе работы подъемной машины приводит не только к значительным материальным убыткам, но часто подвергает опасности жизнь людей, при этом основным средством защиты подъемной установки от аварии является её тормозная система [1]. Актуальной технической проблемой является уменьшение контактного давления колодочных тормозов определение необходимых усилий в тормозных тягах, вертикальной стойке и создаваемого тормозного момента. Из анализа последних исследований и публикаций таких известных ученых как Б. Л. Давыдов, З. М. Федорова, Н. С. Карпышев, В. И. Белобров, В. Ф. Абрамовский, В. И. Самуся В. И. Васильев, A. J. Day, Yuan Mao Huang, J. S. Shyr, M. Tirovic, T. P. Newcomb, P. R. J. Harding, Z. Barecki, S. F. Scieszka следует, что авторы пользовались точечными расчетами методами конечных элементов и других численных методов без оценки влияния основных параметров колодочной балки на контактное взаимодействие накладки с тормозным ободом. В качестве аналитической модели до последнего времени используется методика расчета тормозных устройств ШПМ, описанная в работах Б. Л. Давыдова [2], З. М. Федоровой [3], Н. С. Карпышева [4] и основанная гипотезах о том, что тормозной обод и тормозная балка принимаются абсолютно жесткими и силы трения не влияют на распределение контактного давления. A. J. Day проводил расчет для конкретного случая методом конечных элементов, представляя тормозную балку последовательностью балок различного постоянного сечения [5-7]. Yuan Mao Huang применил метод граничных элементов без анализа основных параметров, влияющих на контактное взаимодействие [8]. Z. Barecki, S. F. Scieszka рассматривали качающийся тормоз в отличие от применяемых на ШПМ тормозов с поступательным движением колодок [9]. Выделение нерешенных ранее частей общей проблемы. Результаты расчёта напряженнодеформированного состояния тормоза ШПМ имеют некоторое расхождение с описанными в литературе. Так, к примеру, характер распределения контактных давлений вдоль тормозной балки носит не синусоидальный характер с пиковыми значениями по центру колодки, а напротив имеет ярко выраженный краевой эффект. Поэтому актуальной научной задачей является определение факторов, влияющих на распределение контактного давления и определение области применимости гипотез об абсолютно жесткой балке и невлиянии сил трения на распределение контактных давлений. Цель. Разработка модели контактного взаимодействия колодочного тормоза с барабаном при торможении шахтной подъемной машины с учетом конечной изгибной жесткости балки и влиянии сил трения на распределение контактного давления для создания рекомендаций по разработке рациональной конструкции тормозной балки. 165

167 Исследованы области применимости гипотез о абсолютно жесткой балке и отсутствии влияния сил трения на распределение контактного давления при расчете тормозов шахтных подъемных машин. Разработаны физическая и математическая модели контактного взаимодействия тормозной балки с барабаном при торможении шахтной подъемной машины. С помощью метода исключения и метода Эйлера получены законы распределения контактного усилия, усилия в вертикальной стойке и тормозного момента для процесса торможения. Выводы: 1. Впервые разработана физическая модель тормозной накладки как массива упругих тел, типа «Винклеровского основания» [10], работающих на сжатие и передающих через себя распределенную касательную нагрузку (силы трения), возникающую между тормозным барабаном и тормозной колодкой, определенную для предельного состояния равновесия в соответствии с законом Кулона. 2. Впервые разработана физическая модель тормозной балки в виде кругового бруса постоянного сечения, установленного на вертикальной стойке и взаимодействующего с тормозным барабаном через тормозную накладку, на которую действует распределенная нормальная и касательная нагрузка, моделирующая контактное взаимодействие тормозной колодки и барабана, а вертикальная стойка моделируется подвижным шарниром расположенным посередине кругового бруса. 3. Впервые разработана математическая модель определения касательных и нормальных усилий, действующих на тормозную балку, которая состоит из: шести уравнений равновесия элементарных участков бруса на упругом основании, находящихся под действием распределенных сил трения, определяемых по закону Кулона; уравнений описывающих закон Гука для изгибающих моментов; условия не растяжимости срединной линии бруса; двенадцати граничных условий, которые определяют значения перерезающей и продольной силы, изгибающего момента по краям бруса, и в месте установке подвижного шарнира непрерывности всех перемещений и усилий, кроме, продольного, равного нулю. 4. С помощью метода исключения и метода Эйлера находятся касательные и нормальные усилия, действующие на тормозную балку, используемые для нахождения тормозного момента, усилий в тягах и стойке. 5. На примере машины ЦР-4x3/0.7 [11] показано, что распределение нормального усилия, действующего на тормозную балку, определенное по методике Б. Л. Давыдова и методике, разработанной авторами, принципиально отличаются: по методике Б. Л. Давыдова характер распределения имеет вид синусоиды, по методике, изложенной в данной работе, это парабола, с ярко выраженным краевым эффектом. При этом значение максимальных контактных давлений, вычисленное по модели Б. Л. Давыдова, занижается в 2,5 раза. 6. Минимальное значение продольной силы, вычисленное по модели Б. Л. Давыдова, уменьшается на 34%, завышается значение изгибающих моментов в 3 раза, занижаются усилия в вертикальной стойке на 26,5%. 1. Zabolotny. K. Analysis of current trends development of mining hoist design engineering / K. Zabolotny, O. Zhupiev, A. Molodchenko // New Developments in Mining Engineering Theoretical and Practical Solutions of Mineral Resources Mining CRC Press/Balkema, 2015 P Давыдов Б. Л. Расчет и конструирование шахтных подъемных машин. / Б. Л. Давыдов. М. : Углетехиздат, c. 3. Федорова З. М. Сборник примеров и задач по рудничным подъемным установкам. / З. М Федорова. М. : Государственное научно-техническое издательство литературы по горному делу, c. 4. Карпышев Н. С. Тормозные устройства шахтных подъемных машин. / Н. С. Карпышев. М : Недра, c. 5. Day A. J. Drum brake interface pressure distributions. / A. J. Day // Proc. Instn. Mech. Engrs., Part D 205 (D2), pp Day A. J. A finite element approach to drum brake analysis. / A. J. Day, P. J. Harding, T. P. Newcomb // Proc. Instn. Mech. Engrs. Vol. 193, pp Day A. J. Thermal effects and pressure distributions in brakes. / A. J. Day, M. Tirovic, T. P. Newcomb // Proc. Instn. Mech. Engrs. Vol 205, pp Huang Y. M. On Pressure Distributions of Drum Brakes. / Y. M. Huang & J. S. Shyr // Journal of Mechanical Design vol.124, March pp Barecki Z. A. Mathematical Model of the Brake Shoe and the Brake Path System. / Z. A. Barecki & S. F. Scieszka // N&O JOERNAAL, April pp Биргер И. А. Прочность, устойчивость, колебания (Т. I). / И. А. Биргер, Я. Г. Пановко, Б. Л. Абрамян и др. // М. : Машиностроение, c. 11. Димашко А. Д. Шахтные электрические лебедки и подъемные машины. / А. Д. Димашко, И. Я. Гершиков, А. А. Кревневич. М. : Недра, c. Заболотний Костянтин Сергійович, д. т. н., професор, заведувач кафедрою гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». Жупієв Олександр Леонідович, ст. викладач кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». Молодченко Артур Володимирович, аспірант кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». 166

168 УДК Ковальчук Р. А., Войтович М. І., Білаш О. В. НЕСТАЦІОНАРНІ ПРОЦЕСИ У ВАНТАЖОПІДІЙМАЛЬНИХ СТРІЛОВИХ КРАНАХ Розглядається математична модель динамічних процесів стрілової системи крана з трьома ступенями вільності. Математична модель включає в себе диференціальні рівняння руху вантажу, поворотного механізму зі стрілою та барабана. Проведено аналіз результатів математичного моделювання та побудовано графічні залежності кутів повороту та кутових швидкостей в часі розглядуваних рухомих елементів крана та вантажу. The mathematical model of dynamic processes of the crane jib system with three degrees of freedom is considered. The mathematical model includes the differential equations of the movement of the load, the turning mechanism with the jib and the drum. The analysis of the results of mathematical modeling is carried out and the graphical dependencies of the angles of rotation and angular velocities in time of the considered moving elements of the crane and load are constructed. Під час запуску, зміни режиму роботи приводу або гальмування стрілового крана виникають інтенсивні коливальні явища, які спричиняють значне зростання зусиль у елементах його конструкції. Динамічні навантаження значною мірою визначають міцність елементів конструкцій та суттєво зменшують точність та ефективність виконаних машиною операцій. Крім того, механічні коливання, що виникають під час перехідних процесів призводять до накопичення втомних пошкоджень у матеріалах і знижують ресурс елементів конструкцій, а значить, і технічного об єкта в цілому. Особливо це стосується підіймально-транспортної техніки, де привідні системи працюють в умовах перехідних режимів. Основи дослідження динаміки підіймально-транспортних машин викладено у працях [1, 2, 5]. Розрахункові підходи до врахування впливу відцентрових сил інерції на характер коливань вантажу при повороті стріли крану представлені в роботі [3]. Задачі зменшення амплітуди коливань вантажу при повороті стріли крану проаналізовані в роботах [3, 6]. В дослідженнях [4] для опису динамічних процесів механічної системи використано функцію Лагранжа та проаналізовано рівняння руху вантажу на канаті крана, що здійснює обертальний та поступальний рух. Проте, необхідно зазначити, що у згаданих дослідженнях приділяється недостатньо уваги аналізу перехідних режимів роботи стрілового крана із урахуванням вертикального руху вантажу шляхом намотування канату на барабан, що і зумовлює актуальність даної роботи. Математична модель динамічних процесів у вантажопідіймальних стрілових кранах включає систему диференціальних рівнянь, які одночасно описують і підіймання вантажу, і поворот стріли відносно своє осі і коливання вантажу у вертикальній та горизонтальних площинах. Зазначені рівняння утворюють систему, що подана у формі Коші, і у загальному випадку не піддаються аналітичному інтегруванню. Тому для більшості випадків вибір раціональних параметрів приводу вдається зробити тільки на базі чисельного аналізу вказаних математичних моделей. Рух механічної системи описуємо за допомогою рівняння Лагранжа другого роду. Виражаємо та 1 3 через, в результаті одержимо систему диференціальних рівнянь у формі Коші. Для реалізації даної 2 математичної моделі застосуємо чисельне інтегрування у програмному середовищі Mathcad. В результаті математичного моделювання перехідних процесів під час переміщення вантажу стріловим краном одержані графічні залежності кутів повороту та кутових швидкостей досліджуваних ланок. На початку руху відбуваються коливання вантажу з досить низькою частотою, а потім наступає усталений режим. Кутова швидкість руху вантажу починає суттєво зростати після незначних коливань. Проведені дослідження вказують на те, що на динаміку вантажу впливають як масово-інерційні характеристики обладнання крана, так і моменти, що розвивають привідні механізми. Коливальні явища мають шкідливий характер для роботи машини, тому добір раціональних експлуатаційних параметрів і режимів роботи має важливе значення для ефективної експлуатації такої машини. 1. Григоров О. В. Вантажопідйомні машини: навч.посібник / О. В. Григоров, Н. О. Петренко. Х. : НТУ «ХПІ», с. 2. Іванченко Ф. К. Підйомно-транспортні машини. / Ф. К. Іванченко К. : Вища школа, с. 3. Кузьмин А. Н. Исследование колебаний груза на гибком подвесе при повороте крана / А. Н. Кузьмин, В. В. Суглобов, В. И. Федун // Захист металургійних машин від поломок: Зб. наук. пр. Маріуполь: ПДТУ Вип. 13. С

169 4. Ловейкін В. С. Нелінійні маятникові коливання вантажу на гнучкому підвісі при різних режимах обертання / В. С. Ловейкін, А. А. Бойко, Ю. В. Човнюк // Вісник ТНТУ (машинобудування, автоматизація виробництва та процеси механічної обробки) Т С Лобов Н. А. Динамика грузоподъемных кранов / Лобов Н. А. М.: Машиностроение, с. 6. Ловейкін В. С. Оптимізація перехідних режимів рухумеханізма пересування візка вантажопідйомних машин / В. С. Ловейкін, В. Ф. Ярошенко, Ю. О. Ромасевич // Вісник Харківського національного технічного університету сільського господарства імені Петра Василенка Том 2. С Ковальчук Роман Анатолійович, к. т. н., доцент кафедри інженерної механіки (озброєння та техніки інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. Войтович Микола Іванович, к. ф.-м. н., доцент, доцент кафедри інженерної механіки (озброєння та техніки інженерних військ), Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. Білаш Оксана Вікторівна, к. е. н., Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. УДК Заболотный К. С. Панченко Е. В., Жупиев А. Л. РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ПЕРЕСТАВНОГО УСТРОЙСТВА БАРАБАНОВ ШАХТНЫХ ПОДЪЕМНЫХ МАШИН Работа посвящена созданию математической модели переставного устройства ШПМ, при помощи которой можно определить его научно обоснованные параметры, позволяющей обеспечить полное вхождение зубьев наружного венца в зубья венца ступицы переставного барабана. The aim of the work is elaboration of the recommendations for the design of the resettable devices. For obtaining this aim the topical scientific task is being solved. The task is elaboration of the mathematical model of the resettable device, making it possible to receive its parameters which are scientifically based. It secures the full entering of the teeth of an outer rim into the teeth of the rim of a hub of the resettable drum. Введение. Чтобы обеспечить изменение длины каната, в шахтных подъемных машинах (ШПМ) используются переставные устройствами. Переставное устройство зубчатого типа (рис. 1), оснащённое пружинно-пневматическим приводом, включает три пневмоцилиндра 1, пружины 2, переставную ступицу 3, заклиненную ступицу 4 и зубчатый венец 5, который соединяется с коренным валом ШПМ. При подачи сжатого воздуха в цилиндры поршни сжимают пружины и, смещая при этом переставную ступицу, выводят зубчатый венец из зацепления. Переставная часть барабана отсоединяется от коренного вала, который вместе с заклиненной частью барабана может проворачиваться. Из-за некорректно выбранных параметров переставного устройства может произойти неполное соединение барабанов, что вызывает аварийную ситуацию [1, 2], поэтому проектировщик, Рис. 1. Переставное устройство шахтной подъемной машины ЦР 6 3,2 определяя параметры переставного устройства, должен учитывать скорость вращения барабана при перестановке, положение переставного устройства в барабане, величину зазоров между зубьями, количество зубьев, жесткость упругих элементов. Поэтому, построение математической модели переставного устройства барабанов ШПМ является актуальной научной задачей. Цель работы разработать рекомендации к проектированию переставного устройства шахтной подъемной машины. Основная часть работы. В исходной модели, созданной в SolidWorks Motion, (рис. 1) выделены: модель ступицы заклиненного барабана (рис. 2) с установленным на него зубчатым венцом 1, неподвижно соединенная с валом 5 подъемной машины; ступица переставного барабана 4 с установленным на ней зубчатым венцом, смонтированная на валу машины при помощи роликоподшипника; наружный венец 3, соединяющий своими зубьями зубчатые венцы ступиц переставного и заклиненного барабанов и перемещаемый для зацеплении с 168

170 применением пружин 2. Принято: жесткость пружины с эквивалентна жесткости всех пружин механизма перестановки, масса венца равна массе всех подвижных его частей. Файл, содержащий построенную модель, открывается во вкладке SolidWorks Motion, где настраиваются необходимые параметры [3]. Применяя инструмент «Двигатель», имитируют вращение модели ступицы 1, при условии, что модель ступицы 4 остается неподвижной, а модель наружного венца 3 совершает колебательное движение под действием сил упругости предварительно сжатой пружины 5. Очевидно, что зуб наружного венца может войти во впадину зубчатого венца ступицы переставного барабана, если зазор достигнет величины δ (рис. 2) Найдем зависимость между жесткостью пружины и крайним положением зуба наружного венца 3. Учтем, что жесткость реальных конструкций пружин лежит в диапазоне 1 с 100 Н/мм, линейная скорость намотки каната составляет 0,05 м/с, величина зазора δ = 2 мм, коэффициент предварительного сжатия пружины k = 1,5. Были рассмотрены возможные варианты взаимодействия тел 3 и 4. Показано, что только при с = 18,5 Н/мм, тело 3 достигает крайнего правого положения, т. е. зуб наружного венца попадает во впадину венца ступицы переставного барабана. Для обоснованного выбора параметров переставного устройства разработаем аналитическую модель его работы. Примем, для того, чтобы зуб венца входил во впадину ступицы переставной части, он должен иметь размеры, отличающиеся от размеров впадины ступицы на величину зазора δ [4, 5]. Считаем, что T время захода зуба венца во впадину переставной ступицы в окружном направлении, и t время захода зуба венца во впадину переставной ступицы в осевом направлении, равны между собой. Трением пренебрегаем. Пусть: x 0 длина пружины в свободном состоянии, x 1 длина пружины при крайнем левом положении венца, x 2 длина пружины при крайнем правом положении венца. Моделируем венец материальной точкой m, на которую действуют силы упругости пружин F с xx упр 0. Система координат построенной модели, совмещается с осью барабана, начало которой (точка О) Рис. 2 Расчетная модель взаимодействия расположено на расстоянии x 1 от плоскости разъема зубчатого венца и ступиц переставной части. Обозначим, что ход венца s x2 x1. в переставном устройстве Пусть x0 x1, это разность между длиной пружины в свободном состоянии и ее же длиной в крайнем левом положении венца. В крайнем правом положении венца пружина должна быть поджата, что эквивалентно: ks, где k 1 коэффициент предварительного сжатия пружины. При заданной массе зубчатого венца m время t зависит от величины зазора между зубьями венца и ступицы δ, от жесткости пружин с переставного устройства [4]. Определим зависимость между линейной скоростью намотки каната на барабан v и жесткостью пружины с. Рассчитаем время движения венца Т, по формуле TR ( v r), где R радиус барабана, r радиус делительной окружности. Дифференциальное уравнение движения венца: где mx c xx 0 0. (1) Начальные условия задачи запишем в виде, если t = 0, то x0 x, 1 x 0 0. Граничное условие, можно представить так: xt x. 2 Решение уравнения (1) ищем в виде следующего преобразования: xt A1 sin t A2 cos t A3 cm, тогда после несложных преобразований, получим vr 1 2, cv,, k m arccos1. R k (2) Для параметров венца ШПМ типа ЦР 6 3,2, значение параметра с, найденного по формуле (5) и рассчитанный в SolidWorks Motion показал приблизительно одинаковые значения, погрешность не превышает 3 %. 169

171 Вывод. Впервые получено аналитическое выражение (2) для определения эквивалентной жесткости пружин переставного устройства ШПМ, которая обеспечивает полное вхождение зубьев наружного венца в зубья венца ступицы переставного барабана. Доказано, что рациональные значения жесткости пружины с зависят от скорости v намотки каната на барабан, величины зазора δ между зубьями венца и ступицей, коэффициента предварительного сжатия пружины k. 1. Бежок В. Р. Шахтный подъем / В. Р. Бежок, В. И. Дворников, И. Г. Манец, В.А. Пристром; под ред. Б. А. Грядущего и В. А. Корсуна. Донецк : Юго-Восток, с. 2. Завозин Л. Ф. Шахтные подъемные устаноки / Л.Ф. Завозин. Изд. 2-е, переработ. и доп. М. : Недра, с. 3. Заболотный К. С. Разработка компьютерной модели узла переставного устройства подъемной машины ЦР 6 3,2 / К.С. Заболотный, Н.В. Пересада // Молодь: наука та інновації: матер. наук.-практ. конф., м. Дніпропетровськ, 3 4 груд року. Днепропетровск : НГУ, 2013 С Панченко Е. В. Обоснование параметров переставного устройства шахтной подъемной машины ЦР-6 3,2 / Е. В. Панченко, Н. В. Пересада // Наукова весна 2014: матер. наук.-практ. конф., м. Дніпропетровськ, 27 берез., Днепропетровск : НГУ, 2014 С Федорова З. М. Рудничные подъемные установки / З. М. Федорова, Р. Н. Хаджиков, В. М. Качеровский. М. : Недра, с. Заболотний Констянтин Сергійович, д. т. н., професор, завідувач кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». Панченко Олена Володимирівна, к. т. н., доцент, доцент кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». Жупієв Олександр Леонідович, ст. викладач кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». УДК Іскович-Лотоцький Р. Д., Іванчук Я. В., Веселовський Я. П. МОДЕЛЮВАННЯ РОБОЧИХ ПРОЦЕСІВ ГІДРОІМПУЛЬСНОГО ПРИВОДА З ОДНОКАСКАДНИМ КЛАПАНОМ ПУЛЬСАТОРОМ Чисельними методами було досліджено гідродинамічні процеси, що протікають в гідроімпульсному приводі з однокаскадним клапаном пульсатором. Методом скінчених об ємів були визначено зміну основних робочих параметрів системи, що дозволило оцінити ефективність розробленої конструкції гідроімпульсного привода на базі однокаскадного кулькового клапана пульсатора. Numerical methods were used to study the hydrodynamic processes occurring in a hydraulic drive with a singlestage valve pulsator. By the method of finite volumes, the dependence of the change in the main operating parameters of the system was determined, which made it possible to evaluate the efficiency of the developed design of a hydroimpulse drive based on a single-stage ball valve of the pulsator. Вібраційні технології широко використовуються в технологічних процесах виробництва. Це пояснюється тим, що використання вібраційного навантаження дозволяє підвищити продуктивність обладнання, скоротити виробничий цикл і покращити якість готового продукту [1]. Для реалізації найбільш ефективних режимів вібраційного впливу на оброблювані матеріали та середовища перспективним є застосування вібраційних (ВМ) та віброударних машин (ВУМ) з гідроімпульсним приводом (ГІП) [2]. Основною складовою частиною ГІП є клапан-пульсатор, або генератор імпульсів тиску (ГІТ), який забезпечує ефективне керування режимом роботи ВМ та ВУМ. Тому теоретичне дослідження впливу зміни робочих і конструктивних параметрів ГІП на протікання робочих процесів ВМ та ВУМ дозволить забезпечити їх ефективність. На даний час знаходить широке застосування математичного моделювання робочих процесів в різних технологічних пристроях, за допомогою якого можна глибоко і повно досліджувати вплив конструктивних і режимних факторів на основні характеристики роботи пристрою і намітити конкретні шляхи їх покращення, істотно знизивши при цьому об'єми експериментальних досліджень [3, 4]. На рівні із відомими типовими схемами гідроімпульсних приводів ВМ та ВУМ з різними схемами приєднання до виконавчого гідродвигуна ГІТ [1, 2], особливої уваги має місце типова схема (рис.1, а) з двоходовим 170

172 (дволінійним) ГІТ 1 (рис. 1, б), приєднаним за схемою на виході» [1, 4] до плунжерного гідроциліндра 2, плунжер якого кріпиться до виконавчої ланки 3, пружно встановленої через пружини 4 відносно станини 5, є найпростішою. Для теоретичного дослідження роботи ГІП була розроблена структурно-розрахункова схема і математична модель, яка складена на основі рівнянь руху, рівнянь нерозривності і Нав є-стокса. Для математичної моделі гідродинамічних процесів роботи ГІП з однокаскадним клапаном-пульсатором, скористаємось CFX-програмою FlowVision [5]. Дана програма дозволяє розв язувати складні гідродинамічні задачі за допомогою методу кінцевих об ємів. а) б) Рис. 1. Типові схеми: а) гідроімпульсний привод ВМ та ВУМ з встановленням ГІТ «на виході»; б) однокаскадний клапана пульсатор Результатом розрахунку є розподіл тиску (рис. 2) і швидкості (рис. 3) робочої рідини в порожнині ГІП. а) б) Рис. 2. Розподіл фізичних параметрів робочої рідини в порожнині ГІП: а) відносного тиску; б) модуля швидкості Також результатом розрахунку є зміна тиску робочої рідини в порожнині ГІП в залежності від часу, зміна переміщення поршня гідроциліндра в залежності від часу, а також зміна переміщення кулькового запірного елементу клапана-пульсатора в залежності від часу (рис. 8). Рис. 3. Діаграми зміни основних робочих параметрів ГІП 171

173 Аналізуючи результати дослідження (рис. 2 3) можна визначити наступні параметри роботи ГІП з однокаскадним клапаном-пульсатором, а саме: амплітуда тиску робочої рідини складає 10 МПа; амплітуда коливання поршня гідроциліндра складає 1,5 мм; максимальний хід запірного елементу клапана-пульсатора 2,4 мм, з них додатне перекриття z п =1 мм, а від ємне перекриття z в =1,4 мм; частота вібрацій виконавчого органу (поршня гідроциліндра) ГІП складає ν=30 Гц. Отримані результати чисельного моделювання роботи ГІП, показав переваги обраного підходу до моделювання, а також дозволив довести ефективність розробленої конструкції ГІП, на базі однокаскадного клапана-пульсатора. 1. Іскович Лотоцький, Р. Д. Основи теорії розрахунку та розробка процесів і обладнання для віброударного пресування: Монографія. [Текст] / Р. Д. Іскович Лотоцький Вінниця: УНІВЕРСУМ Вінниця, с. ISBN Іскович Лотоцький, Р. Д. Вібраційні та віброударні пристрої для розвантаження транспортних засобів: Монографія [Текст] / Р. Д. Іскович Лотоцький, Я. В. Іванчук. Вінниця : УНІВЕРСУМ Вінниця, с. 3. Iskovych Lototsky R. Development of the evaluation model of technological parameters of shaping workpieces from powder materials [Текст] / R. Iskovych Lototsky, O. Zelinska, Y. Ivanchuk, N. Veselovska [Текст] // Eastern European Journal of Enterprise Technologies. Industrial and technology systems /1(85). С Іскович Лотоцький Р. Д. Моделювання робочих процесів в піролізній установці для утилізації відходів [Текст] / Р. Д. Іскович Лотоцький, Я. В. Іванчук, Я. П. Веселовський // Східно європейський журнал передових технологій. Харків, Том 1, 8(79). С Іскович-Лотоцький Ростислав Дмитрович, д. т. н., професор, завідувач кафедри галузевого машинобудуваня, Вінницький національний технічний університет. Іванчук Ярослав Володимирович, к. т. н., доцент, доцент кафедри галузевого машинобудування, Вінницький національний технічний університет. Веселовський Ярослав Петрович, аспірант Вінницького національного технічного університету. УДК Москальова Т. В. СКІНЧЕНОЕЛЕМЕНТНА МОДЕЛЬ ШАХТНОЇ ПІДЙОМНОЇ УСТАНОВКИ ДЛЯ АНАЛІЗУ КОЛИВАНЬ СТРУНИ КАНАТА Розроблено скінченоелементну модель підйомної установки для аналізу максимальної амплітуди поздовжньо-поперечних коливань точок струни канату з урахуванням поздовжніх коливань каната з посудиною у стволі шахти. Разработана конечно-элементная модель подъемной установки для анализа максимальной амплитуды продольно-поперечных колебаний точек струны каната с учетом продольных колебаний отвеса каната с сосудом. The finite element model of a shaft hoist has been developed. The model is used for researching of the longitudinaltransverse oscillations of a string of steel rope considering longitude oscillations of rope with skip. Великі за амплітудою коливання струни каната впливають на умови його намотування на барабан. При намотуванні на барабан канат відхиляється гребінцем канавки. При значних коливаннях можливе порушення умов укладання канату на барабан. Для оцінки амплітуди поздовжньо-поперечних коливань точок струни канату на умови його укладання на барабан необхідно розробити математичну модель, яка б враховувала поздовжні коливання каната в стволі шахти, поздовжньо-поперечні коливання струни каната та зміну довжини канату при русі підйомної посудини. В роботах [1,2] наведено технічні рішення по збільшенню ефективності поверхні під намотування барабана шахтної піднімальної машини. За рахунок раціонального вибору проектних параметрів профільованої поверхні можливе збільшення довжини намотуваного канату. Але для реалізації цих рішень необхідно оцінити вплив коливань струни канату на процес намотування. 172

174 Метою роботи є побудова скінченоелементної моделі для розрахунку максимальної амплітуди поздовжньопоперечних коливань струни канату шахтної підйомної машини з урахуванням поздовжніх коливань канату, що висить з вантажем. Найнебезпечнішим режимом руху сосуду є запобіжне гальмування піднімальної машини у результаті якого можуть виникнути максимальні коливання струни каната, тому логічно провести аналіз саме в цьому режимі. В скінченоелементній моделі канат, що висить з вантажем замінений динамічним аналогом, що складається з паралельно з'єднаних в язко-пружних осциляторів і твердої маси [3]. Барабан і шківи представлені твердими тілами з відповідними наведеними масами. Параметр в'язкості каната приймемо рівним = 0,01. Струну каната представимо послідовністю нелінійних в язко-пружних балкових скінчених елементів із жорсткістю на згин та поздовжньою жорсткістю. У точках контакту з барабаном, та шківами для каната приймемо умови шарнірного обпирання. На струну каната діє розподілене погонне навантаження, що дорівнює погонній вазі каната й спрямоване під кутами, рівними кутам нахилу струн до горизонту. На осцилятори діють сили ваги, на барабан зусилля, що моделює дію запобіжного гальмування. У початковий момент часу всі точки підйомної установки рухаються з постійною швидкістю. Максимальне значення амплітуди коливань струни досягається при русі підйомної посудини в стволі шахти, коли частота поперечних коливань струни і поздовжніх коливань каната з вантажем близькі або кратні. Розглянемо докладніше коливання струни в цьому режимі на прикладі скіпової підйомної установки ш. «Ювілейна» СхідГЗК. Максимальне значення амплітуди поперечних коливань струни (рис. 1) на цій підйомної установці спостерігається при аварійній зупинці порожньої посудини на глибині 610 м., де поздовжньо-поперечні коливання струни каната мають характер биття. Рис. 1. Коефіцієнт динамічності: 1 для поздовжніх коливань каната в стволі шахти; 2 для поперечних коливань струни в площині статичного провисання каната Побудована модель була протестована на прикладах, що мають відоме аналітичне рішення, стосовно до окремих ланок піднімальної установки (струна й канат, що висить). Похибка моделювання струни каната балкою при її поздовжньо-поперечному вигині в статиці й динаміці не перевищувала 5%. Похибка заміни каната, що висить з вантажем динамічним аналогом не перевищує 10%. Результати поперечних коливань струни, отриманих на скінченоелементній моделі, перебувають у гарній відповідності з експериментальними даними роботи [4]. Висновки. Розроблено скінченоелементну модель підйомної установки для аналізу максимальної амплітуди поздовжньо-поперечних коливань точок струни каната, при спусканні й підніманні підйомних посудин в стволі шахти. Результати тестувань моделі відповідають експериментальним даним щодо коливань струни в режимі запобіжного гальмування. 1. Заболотный К. С. Оптимизация по канатоемкости проектных параметров барабанов шахтных подъемных машин. Монография / К. С. Заболотный, Т. В. Москальова, А. Л. Жупиев. Днепропетровск : НГУ, с. 2. Безпалько Т. В. Повышение канатоемкости барабанов однобарабанных шахтных подъемных машин путем другого способа крепления канатов / Т. В. Безпалько, М. В. Полушина // Науковий вісник НГУ С Вертикальный транспорт на горных предприятиях / В. Н. Потураев, А. Г. Червоненко, Л. В. Колосов и др. М. : Недра, с. 4. Обухов А. Н. Исследование некоторых вопросов продольно-поперечных колебаний подъемных канатов связанных с безопасностью эксплуатации подъемных установок: Дис канд. техн. наук: Днепропетровск, с. Москальова Тетяна Віталіївна, к. т. н., доцент кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». 173

175 УДК Полушина М. В. ДИНАМИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПОДЪЕМНОЙ УСТАНОВКИ СО ШКИВАМИ ТРЕНИЯ И БОБИННЫМ УРАВНОВЕШИВАЮЩИМ УСТРОЙСТВОМ В РЕЖИМЕ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОГО ТОРМОЖЕНИЯ Розроблена дискретна динамічна модель підйомної установки з ведучими шківами тертя і бобінним врівноважуючим пристроєм з гумовотросовим тяговим органом для дослідження режиму запобіжного гальмування. Разработана дискретная динамическая модель подъемной установки с ведущими шкивами трения и бобинным уравновешивающим устройством с резинотросовым тяговым органом для исследования режима предохранительного торможения. Важное место в теории и практике шахтного подъема занимают вопросы безопасности, которые непосредственно связаны с динамическими режимами работы подъемной установки, среди которых наиболее тяжёлым является режим предохранительного торможения, который опасен возможностью обрыва каната вследствие его расслабления, возможностью выхода сосудов из разгрузочных кривых из-за превышения пути торможения. На рис. 1 показана исследуемая подъемная установка со шкивами трения и бобинным уравновешивающим устройством с резинотросовым тяговым органом, где 1 шкивы, 2 бобины, 3 двигатели. Особенность этой машины заключается в том, что двигатели установлены на шкивах трения, которые становятся ведущими шкивами, а бобина выполняет роль уравновешивающего устройства. Такая машина наследует достоинства известной бобиной подъёмной машины с резинотросовыми канатами: высокая тяговая способность резинотросового каната, отсутствие уравновешивающих канатов, так как уравновешивание происходит на бобине. В настоящее время на большегрузных подъемных установках применяется безредукторный привод постоянного тока. Расположение двигателей на шкивах, диаметр которых в 2 3 раза меньше среднего радиуса бобины, позволяет использовать более быстроходные и дешевые двигатели. В научной литературе имеется достаточное количество трудов, посвященных исследованию динамики подъемных установок как многомассовых систем с упругими связями. Рассматриваемая подъемная установка имеет особенности, которые необходимо учесть: 1) большая податливость каната, навитого на бобину, сравнимая с податливостью каната в отвесе; 2) большая приведенная масса ведущего шкива и ротора двигателя; 3) рассредоточение внешнего возмущения на шкивы (усилие, обусловленное отключением двигателя) и на бобину (тормозной момент). Цель работы: составить динамическую модель подъемной машины со шкивами трения и бобинным уравновешивающим устройством с резинотросовым тяглвым органом для исследования динамики предохранительного торможения, учитывающую податливость бобинной намотки и ведущие шкивы. При составлении математической модели приняты следующие допущения: 1) резинотросовый канат рассматривается как упруго-вязкий призматический стержень с осредненными характеристиками [1]; 2) пренебрегаем изменением длины каната в течении предохранительного Рис. 1. Схема подъемной торможения, т.к. путь торможения значительно меньше длины каната; установки со шкивами трения 3) диссипация энергии в канатах в процессе колебаний описывается и бобинным уравновешивающим устройством моделью Фойгта [1]; 4) поперечные колебания не оказывают влияния на продольные колебания каната; 5) параметр вязкости бобинной намотки каната и каната в отвесе одинаковые. На рис. 2 показана динамическая модель подъемной установки, в которой параллельное соединение осцилляторов и жесткой массы моделирует часть системы с распределенными параметрами (отвес каната с концевым грузом), а струна каната между бобиной и шкивом и бобинная намотка учитываются эквивалентной жесткостью с б. Такое представление континуальной системы ветки справедлива, если длина струны каната невелика и ее жесткость значительно больше других жесткостей в расчетной схеме. На рис. 2 обозначено: m iл, c iл, α iл масса, коэффициент жесткости, коэффициент неупругого сопротивления, учитывающий затухание колебаний i-го осциллятора левой (поднимающейся) ветви; m iп, c iп, α iп параметры i-го осциллятора правой (опускающейся) ветви; m 0л, m 0п жесткие массы, заменяющие остальные осцилляторы в левой и правой ветвях; c бл, c бп жесткость 174

176 бобинной намотки с учетом жесткости струны каната между бобиной и шкивом, соответственно в левой и правой ветвях; α бл, α бп коэффициенты неупругого сопротивления бобинной намотки; m ш масса ведущего шкива, приведенная к его радиусу; I б момент инерции бобины; х 1л, х 2л, φ б, х 1п, х 2п, х шп, х шл координаты соответствующих масс относительно положения, при котором началось предохранительное торможение; М Т тормозной момент; F ш усилие, обусловленное отключением двигателя. Рис. 2. Дискретная динамическая модель подъемной установки Параметры осцилляторов определяются по методике, изложенной в [2]. Для правой ветви: m iп 2mp п 2 sin(2 iп) iп 1 2iп, c iп 2EТРF sin(2 iп) пl 1 2iп, m 0п m р п 2 i1 m m iп р, где m р =m м +m п расчетная масса сосуда, m м масса скипа, m п масса поднимаемого сырья, L m, погонная маса каната, L отношение длины отвеса каната в правой ветви L п к глубине подъема L, E TP п L п модуль упругости троса на растяжение, F площадь поперечного сечения тросов в ленте, = m м /m р, i i-тый корень частотного уравнения iпtgiп п. Эквивалентная жесткость осциллятора между бобиной и шкивом: р c бп с с ст ст снп с нп, где с ст жесткость струны каната, с нп жесткость намотки резинотросовой ленты на бобину в правой ветви [3]. Для определения параметров динамического аналога в левой (поднимающейся ветви) следует поменять в формулах индекс правой ветви (п) на индекс левой ветви (л) и принять значение =1. Коэффициенты демпфирования принимаются i ci, где =0,01с параметр вязкости. Разработанная динамическая модель позволит в дальнейшем исследовать динамику предохранительного торможения подъемной установки со шкивами трения и бобинным уравновешивающим устройством, рассмотреть вопрос безопасности подъемной установки в этом режиме. 1. Горошко О. А. О колебаниях стержня, составленного из резиномодульных материалов / О. А. Горошко, Г. Н. Савин // Динамика и прочность машин Вып.27. С Вертикальный транспорт на горных предприятиях / В. Н. Потураев, А. Г. Червоненко, Л. В. Колосов и др. М. : Недра, с. 3. Теория многослойной намотки резинового каната: монография / К. С. Заболотный, Е. В. Панченко, А. Л. Жупиев; МОНМС Украины, «НГУ». Д., с. Полушина Марина Віталіївна, к.т.н, доцент, доцент кафедри гірничих машин та інжинірингу, Державний вищий навчальний заклад «Національний гірничий університет». 175

177 УДК Сокіл Б. І., Сеник А. П., Сокіл М. Б. МАТЕМАТИЧНІ МОДЕЛІ ДИНАМІКИ СИПКИХ СЕРЕДОВИЩ ТА АНАЛІТИЧНІ МЕТОДИ ЇХ ДОСЛІДЖЕННЯ З метою дослідження впливу зовнішніх та внутрішніх чинників на процеси вібросепарації, вібротранспортування, поверхневої віброобробки виробів, із єдиної позиції розглядається динаміка сипкого середовища. Отримано аналітичні залежності, які визначають вплив вказаних чинників на динаміку середовища, а отже і процес вібросепарації чи віброобробки. Сипке середовище моделюється у вигляді нашарування нелінійнопружних плоских балок із деякими інтегральними пружними характеристиками. Важається, що останні певним чином взаємодіють із оброблювальним тілом чи обмеженнями щодо його руху. В рамках вказаних фізичних моделей побудовано відповідні математичні моделі динаміки сипкого середовища. Для них адаптовано відомі (для випадку квазілінійних мат. моделей) чи розроблено нові (для випадку сильно нелінійних мат. моделей) аналітичні методи дослідження. На їх базі отримано зручні для практичного використання залежності, які визначають закони зміни визначальних параметрів динаміки сипкого середовища. Найбільш цікавими із них, на наш погляд, є ті, які стосуються вібротранспортування середовищ. Для них, зокрема, встановлено, що: стала складова поздовжньої швидкості руху середовища спричиняє зменшення частоти його власних коливань, а значить впливає як на процес проходження резонансу, так і величину резонансної амплітуди; для сипких середовищ із яскраво вираженими нелінійними пружними характеристиками резонансне явище має місце за певного співвідношення між частотою зовнішнього змушую чого збурення, основних фізикомеханічних характеристик сипкого середовища та амплітуди його коливань. Отримано аналітичну залежність зв язок між вказаними параметрами; резонанси вищих порядків мають місце за значно менших резонансних амплітуд ніж головна. У рамках розглянутих фізичних, а відтак математичних моделей, отримані базові результати можуть бути застосовані і для вирішення більш складної оберненої задачі визначення основних інтегральних характеристик сипкого середовища на базі динаміки його руху. Сокіл Богдан Іванович, д. т.. н., професор, Національна академія сухопутних військ ім. гетьмана П. Сагайдачного. Сеник Андрій Петрович, кандидат фіз.-мат. наук, доцент, Національний університет «Львівська політехніка». Сокіл Марія Богданівна, к. т. н., доцент, Національний університет «Львівська політехніка». 176

178 Іскович-Лотоцький Ростислав Дмитрович Відомий вчений Ростислав Дмитрович Іскович-Лотоцький сформував наукову школу «Машини вібраційної та віброударної дії», визнану в Україні та за кордоном. Народився 6 червня 1947 р. у м. Чернівці, де закінчив СШ 35 у 1965 р. В 1970 р. отримав диплом з відзнакою інженера-механіка Київського політехнічного інституту. Трудовий шлях почав у Вінницькому національному технічному університеті, в якому пропрацював майже 50 років. Спочатку інженером-конструктором, згодом асистентом кафедри металорізальних верстатів та інструментів. З 1976 р. старший викладач, з 1977 р. доцент кафедри. У рр. професор і завідувач кафедри проектування обладнання автоматизованих виробництв. З 1993 р. обіймає посаду завідувача кафедри металорізальних верстатів та обладнання автоматизованих виробництв (з 2016 р. кафедра галузевого машинобудування). Кафедра проводить підготовку інженерів-конструкторів для різних галузей машинобудування. Як результат, випускники кафедри успішно працюють на провідних підприємствах країни, очолюють фірми та установи. У 1974 р. Р.Д. Іскович-Лотоцький став кандидатом технічних наук, а у 1987 р. доктором технічних наук. Обидва захисти відбулися у спецраді Московського вищого технічного училища ім. М. Баумана. Докторська дисертація «Основи теорії розрахунку і розробка процесів і обладнання для віброударного пресування заготовок виробів із порошкових матеріалів», згодом стала основою для створення наукової школи. Нині Ростислав Дмитрович здійснює науково-дослідну та конструкторську роботу з теорії розрахунку і розробки вібраційних процесів та обладнання з гідроімпульсним приводом, виробництва енергоносіїв із органічних відходів з використанням технологій фазового розділення, піролізу та газо- і парогенерації. В результаті розроблені: нові конструкції установок віброабразивної обробки та поверхневого шару металевих виробів. Розроблені теоретичні основи процесів високотемпературного розкладання i окислення токсичних компонентів відходів з подальшим очищенням викидів та ефективним використанням теплової енергії. Р. Д. Іскович-Лотоцький є автором понад 500 наукових праць (монографій, навчальних посібників, статей, патентів та авторських свідоцтв) основні з яких: «Основи теорії розрахунку та розробка процесів і обладнання для віброударного пресування» (2006), «Процеси та машини вібраційних та віброударних технологій» (2006), «Вібраційні та віброударні процеси і машини у ливарному виробництві» (2007), «Генератори імпульсів тиску для керування гідроімпульсними приводами вібраційних та віброударних технологічних машин» (у співавторстві, 2008), «Вібраційні та віброударні пристрої для розвантаження транспортних засобів» (2012); автором і співавтором підручників та навчальних посібників: «Приводи автоматизованого устаткування» (2002), «Обладнання та транспорт механообробних цехів» (2006), «Зубо- та різьбооброблювальні металорізальні верстати» (2008), «Системи автоматизованого проектування устаткування автоматизованого виробництва. Практикум. Самостійна та індивідуальна робота студентів» (2012), «Історія інженерної діяльності» (2003, 2016) та багатьох інших. Р.Д. Іскович-Лотоцький є співавтором Енциклопедії Машинобудування «Машины и оборудование кузнечно- штамповочного и литейного производства» Т.IV-4, Серед виробничих впроваджень та наукових розробок: вібраційний високочастотний пристрій для розвантаження і очищення кузовів автомобілів-самоскидів, установка з отримання металевих порошків, установка для утилізації відходів, які широко використовуються у різних галузях. 177

179 СПОНСОРИ XVI МІЖНАРОДНОЇ НАУКОВО-ТЕХНІЧНОЇ КОНФЕРЕНЦІЇ «ВІБРАЦІЇ В ТЕХНІЦІ ТА ТЕХНОЛОГІЯХ» Компанія «АСПІ» була створена на інвестовані з ФРН кошти в 1994 році як постачальник західноєвропейських ізоляційних матеріалів на українські підприємства харчової промисловості. В основному це були підприємства молочнопереробної галузі, які в ті періоди бартеризації за поставлені ізоляційні матеріали змушені були через відсутність коштів розраховуватись власною продукцією. Тому перед нашою компанією гостро постали питання щодо збереження та збуту швидкопсуючої харчової продукції. Завдяки цьому було прийнято стратегічне рішення щодо самостійного впровадження європейських ізоляційних технологій в українські підприємства харчової промисловості. Першими замовниками компанії починаючи з 1994 року зазвичай були підприємства, що впроваджували іноземне обладнання в свої технології. В зв язку з цим виникали проблеми на внутрішньому ринку країни з підприємствами, що могли забезпечити належну ізоляцію, котра б могла задовольнити вимоги закордонних інвесторів. В той час такими підприємствами були Хмельницька макаронна фабрика, перший український виробник зразкiв європейського морозива «Бердичів-холод», Київський завод вуглекислоти, піонер виробництва молока тривалого зберігання компанія «Люстдорф» та інші. «АСПІ» неодноразово вигравала тендери на проведення сучасних ізоляційних робіт в фірм з Туреччини, Польщі, Німеччини, Австрії. Поставлені мета та завдання з якими компанія АСПІ розпочала свою діяльність це задоволення попиту української промисловості в якісних енергозберігаючих ізоляційних системах, що заощаджують витрати по збереженню тепла та холоду. «АСПІ» основана на філософії більше, чим на маркетингу. Тому те, як ми себе поводим і як робимо на стільки ж для нас важливо, як те, що ми робимо та що ми кажемо. Спочатку порядність і розум а потім бізнес, це найкраще підходить до поведінки нашої компанії. В цьому бренд АСПІ являється серцем нашої філософії. Кожен вид нашої діяльності має свої риси, що є індивідуальними. Це риси, котрі не може повторити жодна інша компанія. Тому що це особистість. Наша особистість краще всього пояснюється нашими достоінствами. Це прогрес, виклик, якість та партнерство. Політика компанії основана на таких принципах: - виготовлення тільки якісної продукції, виконання якісних монтажних робіт, що відповідають найвищим вимогам і стандартам; - постійна розробка і впровадження у виробництво нових видів продукції відповідно до індивідуальних вимог клієнтів. Контактні дані: ТОВ «Агропромислова Сучасна Посилена Ізоляція» м. Вінниця, 21030, а/с 6580 Контактний телефон/факс +38 (0432) , Моб. тел: +38 (050) Сайт: aspi01@ukr.net. 178

180 Завод «ЕлітДах» стабільний і динамічно розвиваючий виробник металочерепиці та профнастилу на ринку покрівельних матеріалів. Компанія «Вінницятехноресурс» виробляє і реалізує продукцію з 2005 року, використовуючи сталь відомих виробників «ARCELOR», «THYSSEN», «DONGBU». На сьогоднішній день, ми є одним із лідерів за обсягами реалізації металопрокату на території Вінницької, Хмельницької та Житомирської області. У 2010 році компанія «Гепард» провела оновлення виробництва закупивши нове обладнання у виробника Концерну «Concept Stal». Ми пропонуємо високоякісну покрівельну продукцію: металочерепицю, профнастил, аксесуари і повну комплектацію покрівлі та фасаду. Компанія «Вінницятехноресурс» представляє на ринку весь спектр продукції для облаштування покрівель та фасадів. Від моменту заснування нам приємно констатувати той факт, що ми не просто підросли ми виросли у велику компанію, ми стали впізнавані, з нашим ім'ям рахуються багато будівельних компаній, ми заробили репутацію професійного, надійного і чесного партнера. Наша основна задача запропонувати матеріали, здатні задовольнити вимоги покупця будь-якого рівня. Менеджери компанії укомплектують будь-який будівельний об'єкт, проконсультують і зроблять необхідні розрахунки. Якість пропонованих матеріалів перевірено часом і ще раз підтверджує правильність вибору постачальника. Тільки в якості ми бачимо майбутнє і все, що від нас вимагається, щоб Ви, наш споживач, ніколи не сумнівалися в правильності вибору. Ми не підведемо! Контактні дані: ТОВ «ЕлітДах» м. Вінниця, вул. Гонти, 39 а Моб. тел.: +38 (063) ; +38 (097) Сайт:

181 «Хас Асансор» почав свою діяльність в 1980 році в маленкій майстерні. Первая щабель в сфері ліфтових послуг-це було виробництво пластикових і гумових виробів. У 1987 році з початком виробництва пружінових і гумових буферів «Хас Асансор» став лідером в цій сфері і в 1992 році відкрив фірму «ХАСПАР» для торгівлі виробів повного пакета ліфтів. У 1994 році додавши в виробництво кабіни і рами кабін, а так само поліпшивши якість і збільшивши обсяг виробництва «Хас Асансор» здобув право голосу в цій відросли. У 1997 році «Хас Асансор» побудував перший завод із загальною площею 7200 м 2. У 2000 році «Хас Асансор» створив відділ зовнішньої торгівлі і почав експорт в більш ніж 60 країн світу.на даний момент «Хас Асансор» має сертифікати ISO 9001 Система менеджменту якості, ISO Система екологічного менеджменту та ISO Система менеджменту професійної безпеки та здоров'я. У 2004 році «Хас Асансор» збільшив свої інвестиції в виробничої технологіі. «Хас Асансор» цінує і підтримує своїх працівників, як в освіті, так і в їх подальшому просуванні. У 2008 році «Хас Асансор» почав будівництво Індустріально-Технічної школи і на даний момент вже може пишається своїми першими випускниками. У 2011 році ми почали будівництво другого заводу з продуктивної площею в м 2. Із будівництвом нового заводу у нас з'явилася можливість побудувати ліфтову вежу з висотою підйому в 36 м і двома працюючими ліфтами. На даний момент ми ведемо виробництво на заводі із загальною площею в м 2, із 130 висококваліфікованими робітниками і фахівцями, а так само з представниками в різних країнах. Наш місячний експорт 6000 напівавтоматичних дверей, 2500 автоматичних дверей, 180 кабін і рам і 200 станцій управління. У повному пакеті ліфтів ми працюємо з відділом досліджень і розробок, пропонуємо пускозарядне креслення для фірм, гарантуємо якість і пропонуюємо післяпродажну підтримку. «Хас Асансор» в 2017 р. створив відділ Науково-дослідних та Дослідно-конструкторських робіт (НДДКР). «Хас Асансор» буде продовжувати обслуговувати в будь-якій точці світу. ТОВ «Рембудмонтаж-ВВС» поставляє і обслуговує ліфти, ескалатори і травалатори. Устаткування поставляється з країн Євросоюзу, Туреччини та Китаю. Здійснюється демонтаж старих ліфтів (в яких закінчився термін дії) з подальшою установкою нових ліфтів. Контактні дані:, ТОВ «ХАС ЛІФТ Україна», ТОВ «Рембудмонтаж-ВВС». Україна, Вінницька область, м. Вінниця, вул. Стеценка, 5. Моб. тел.: +38 (098) (директор) +38 )067) (нач. відділу). Сайт: