CC BY
4
body {
background-color: blue; }
h1 {
color: red;
padding: 60px; }
4. Как только вы закончите добавление CSS правил, добавьте закрывающий тег: </style>
После всех действий, документ HTML с глобальной CSS должен выглядеть примерно так: <!DOCTYPE html> <html> <head> <style> body {
background-color: blue;
}
h1 {
color: red;
padding: 60px; }
</style> </head> <body>
<h1>Руководство Hostinger</h1> <р>Это наш текст.</р> </body></html> Литература.
1. Дженнифер Нидерст Роббинс «HTML5, CSS3 и JavaScript. Исчерпывающее руководство». 4-ое издание (2014)
2. Брайан Хоган «HTML5 и CSS3. Веб-разработка по стандартам нового поколения» (2011)
3. Терри Фельке-Моррис «Большая книга веб-дизайна» (2017)
УДК 622.022_
АНАЛИЗ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК, ВОЗНИКАЮЩИХ В ПРИВОДЕ ПОДЪЁМА-ОПУСКАНИЯ ПИЛЬНОЙ РАМЫ ШТРИПСОВЫХ СТАНКОВ
Секретов М.В.,
канд. техн. наук, доц., НИТУ «МИСиС»,
Губанов С.Г.,
канд. техн. наук, старший преподаватель, НИТУ «МИСиС» DOI: 10.31618/ESU.2413-9335.2019.3.61.18 ANALYSIS OF DYNAMIC LOADS ARISING IN THE DRIVE OF LIFTING-DEPRESSION OF THE
SAW-FRAME OF SHRIPS
Sekretov M. V., Gubanov S. G.
В статье проведён анализ динамических нагрузок, возникающих в приводе подъёма-опускания пильной рамы штрипсовых станков во время их работы. Этот анализ выявил рациональные скорости вертикальной подачи. На основании приведённых в работе прочностных расчётов ходовых винтов и ходовых гаек даны рекомендации по увеличению их срока службы.
In article the analysis of the dynamic loadings arising in a drive of working lifting and lowering of a blade-holding frame of gangsaws at work is carried out. This analysis has revealed rational speeds of vertical lifting and lowering. On the basis of strength analysis of running screws and running nuts recommendations about increase in their longevity are given.
Ключевые слова: штрипсовый станок, пильная рама, маятниковые подвески, ходовой винт, ходовая гайка, зубчатое колесо, абразивный износ, напряжения среза, шаг пары «ходовой винт - ходовая гайка».
Keywords: gangsaw, blade-holding frame, pendular suspension, running screw, running nut, cogwheel, abrasive wear, pressure of a cut, pair step «running screw - a running nut».
Штрипсовые станки (рис.1) - это основное оборудование процесса изготовления гранитных плит.
Штрипсовые станки используются на камнеоб-рабатывающих предприятиях для получения тонких плит-заготовок (толщиной до 40 мм) с большими размерами по длине и ширине (до 2,5 м). Наряду с этим штрипсовый метод распиливания является самым дешёвым, так как в качестве абразива при распиливании используют дробь, а не алмаз. Этот метод в два раза дешевле дискового ортогонального и в три - канатного. Всё это предопределило широкое распространение штрипсовых станков в современной камнеобрабатывающей промышленности. Доля этих станков доходит до 70 % от всего станочного распи-
ловочного парка. Преимуществами штрипсового метода распиливания являются: повышенная жёсткость инструмента, возможность распиливания блоков значительных размеров на крупноразмерные плиты-заготовки (в том числе имеющих ограниченную толщину), сравнительно небольшая энергоёмкость процесса резания, незначительные потери сырья на пропил и др.
Одной из важнейших задач, стоящей перед производством облицовочных изделий из камня, является повышение эффективности работы технологического оборудования. Штрипсовые распиловочные станки работают в тяжёлых условиях: высокие переменные нагрузки на исполнительном органе - пильной раме и, как следствие, в механизмах привода главного движения и рабочей подачи, высокоабразивная среда. Особенно
актуальна эта проблема для станков с маятниковой и выпуклой траекторией движения пильной рамы, предназначенных для распиливания крепких пород. Ремонт этих станков, как показывает накопленный опыт эксплуатации, является трудоёмким и дорогостоящим. Снижение трудоёмкости и финансовых затрат на ремонт и, таким образом, повышение эффективности работы оборудования можно достичь за счёт установления рациональных геометрических, прочностных и т.д. параметров штрипсовых станков.
1. Выбор рациональных режимных параметров штрипсовых станков Анализ режимных параметров штрипсовых станков был проведён в работе [1]. В ней дано описание различных режимов работы в системе «пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки» и приводе рабочей подачи пильной рамы и выявлены нагрузки, характерные для этих режимов. Анализ характера и величин нагрузок позволил выявить зону эффективного действия осевой нагрузки в паре «ходовой винт - ходовая гайка» (рис.2) с точки зрения допускаемых нагрузок в системе привода рабочей подачи пильной рамы. Она очерчена прямыми I - I и II - II. Прямая I - I характеризуется минимальными осевыми нагрузками эффективной работы в паре «ходовой винт - ходовая гайка» при контакте с блоком (
), а прямая II - II - максимальными (
втп.эфф
). Индекс г в обозначении указывает на по-
гхвтах.эфф
рядковый ходового винта и может иметь значения 1, 2, 3 и 4.
При работе штрипсового станка с нагрузкой меньше процесс распиливания происхо-
гхвтп.эфф
дит неэффективно. Создаются небольшие усилия прижима штрипсовых пил к блоку. В связи с этим производительность станка небольшая. Такой режим используется в основном при запиливании и допиливании блока.
При работе штрипсового станка с нагрузкой
больше начинает происходить процесс
гхвтах .эфф
потери устойчивости и увода штрипсовых пил. В связи с этим появляется брак полученных плит.
Значения и ^^ соответ-
гхвтах.эфф гхвтт.эфф
ствуют максимальной и минимальной скорости вертикальной подачи пильной рамы ^тах и 5тт. Значение скоростей
- (1,20.. .1,25)^ , ^ -(0,75...0,85)£шм,
где ¿ном - номинальная скорость вертикальной подачи пильной рамы.
На основании многолетнего опыта были выявлены рациональные скорости вертикальной подачи пильной рамы с маятниковой и выпуклой траекторией её движения (см. таблицу) [2, 3].
Таблица. Рациональные скорости вертикальной подачи пильной рамы штрипсового станка при дробовом распиливании блока неармированными пилами, мм/ч (4 и 5 столбец)
Группа пили-мости Виды камня (типичные представители) Модели станков
высоко-скоростные низкоскоростные
1 2 4 5
1 Граниты: янцевский, соколовский, карлахтинский, майкуль-ский, чаркассарский, кварцит шокшинский 25 ... 30 10 ... 12
2 Граниты: новоданиловский, емельяновский, капустинский, ко-ростышевский, танский, крошненский, севасайский 35 ... 40 15 ... 20
3 Граниты: жежелевский, клессовский, трикратненский, актю-бинский, сибирский; гранодиориты: актаусский, «орлёнок», габбро-диабаз ропручейский 45 ... 50 25
4 Габбро: слипчицкое, головинское, лабрадорит головинский, те-шенит курсебский; базальты: паракарский, ровненский 60 ... 80 30 ... 40
Примечание. Указанные скорости рабочей подачи рекомендованы для случаев установки на станках паспортного количества штрипсовых пил. Чаще всего высокая скорость вертикальной подачи пильной рамы характерна для штрипсовых станков с небольшими габаритными размерами и массой, и, соответственно, низкая скорость - для крупногабаритных и массивных.
Значения осевой нагрузки в паре «ходовой винт - ходовая гайка» необходимо для дальнейших прочностных расчётов элементов трансмиссии и могут выбираться на основании экспериментальных данных и расчётов, описанных в работе [1]. Результаты этих расчётов могут быть представлены в виде графиков на рис.2.
2. Прочностные расчёты элементов трансмиссии
На основании полученных данных аналитических и экспериментальных исследований в работе [1] были произведены расчёты на прочность, выносливость, износостойкость, работоспособность и т.д. элементов трансмиссии станка. Произведённые расчёты действующих напряжений показали, что полученные величины этих напряжений удовлетво-
ряют допускаемым значениям. Однако время работы до отказа многих элементов является небольшим и не соответствует расчётным, т.к. преждевременные поломки элементов возникают из-за скачкообразного характера динамических нагрузок и абразивного износа рабочих поверхностей передаточных элементов. Одним из самых слабых звеньев штрипсового станка являются узлы «ходовой винт - ходовая гайка» системы вертикальной подачи пильной рамы. Поэтому понадобились прочностные расчёты передаточных элементов этих узлов. 3. Прочностной расчёт ходовых винтов и ходовых гаек с учётом абразивного износа рабочих поверхностей витков
Основной причиной отказа ходовых винтов и ходовых гаек является абразивный износ рабочих поверхностей витков резьбы. Он усиливается из-за резкого перепада нагрузок, сопровождаемого резким прокручиванием ходового винта в гайке. При больших контактных напряжениях и больших скоростях перемещения витков резьбы ходового винта и ходовой гайки относительно друг друга будет происходить сдвиг и отрыв материала поверхности резьбы. Продукты износа материала ходового винта и ходовой гайки очень плохо выводятся из рабочего пространства, поэтому износ можно считать абразивным. При таком износе толщина витка ходового винта и гайки уменьшается. При определённых значениях толщины витка вместе с абразивным износом начинает снижаться величина усталостной прочности деталей. Здесь важно определить число циклов (время) до начала усталостного процесса и разрушения.
При абразивном изнашивании из-за уменьшения высоты срезаемого сечения витка резьбы 50 будут возрастать напряжения среза хср. Напряжения среза в витках изношенной гайки можно определить по формуле:
5
т = т
ср(изн) ср(сжй)
0((ХЯВЦ
50(сошЦ ^изн(1цикл) ^
< [т]
I- -1ср.,
ср.г'
(1)
где Тф(аом) - напряжения среза в витках неизношен-
„ „ т _я_
ной гажи X ср(С01Ы) --
п d1s{
0(оош1:)
12
, МПа, где
V
0(еош^
изн(1цикл)
^изн ^хвг .1год
время (лет) полного износа витка гайки (для штрипсо-вых станков при 50 ~ 6.. .12 мм /изн колеблется от 0,5 до 6 лет); ЖхвгЛгод - суммарное число циклов нагружения витков резьбы ходового винта и гайки за 1 год; N - число
циклов нагружения (введено как переменная величина), [т]ср..г - допускаемое усталостное напряжение среза в витках ходовой гайки [4]
а г85 8р т
[т] -
I- -1ср.г
N
8
(1,7... 2,2)[п] кг,
МПа,
(2)
где аг - предел выносливости материала гаики, МПа; 8х - масштабный фактор; 8р - коэффициент, учитывающий состояние поверхности; М0 - базовое число циклов нагружения материала (для стали М0 = 106 .. ,107 циклов, для цветных металлов М0 = (5... 10) • 107 циклов); ^кв- эквивалентное число циклов изменения напряжений, определяемое в зависимости от циклограммы нагружения, т - показатель степени, характеризующий наклон кривой выносливости (при
N.. > N
0 следует полагать
V
N
0
N
-1); 8 -
коэффициент, учитывающий влияние рабочей температуры; [п] - допустимый запас прочности; кга - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений при циклически изменяющейся нагрузке.
На основании формул (1) и (2) получена зависимость напряжений среза в витках резьбы изношенной ходовой гайки тф(изн) (рис.3, кривая 1). Кривая 2 на рис.3 обозначает допускаемые усталостные напряжения среза [т]срг от числа циклов нагружения N, кривая 3 - допускаемое предельное напряжение среза в ходовой гайке [т]ср, равное 36 МПа.
Графики, представленные на рис.3 показывают, что интенсивное разрушение ходовой гайки вследствие нарастания рабочих напряжений в области упругопластического деформирования происходит при ^азр = (3,9. 5,2) • 107 циклов (кривая 1). Количество циклов нагружения до начальной стадии процесса разрушения Мич.разр (точка С на рис.3) переведём во время работы ходовой гайки
г - N
нач.разр нач.разр
лет,
Q - осевая нагрузка на ходовой винт, Q — (см.
рис.2), Н; й1 - внутренний диаметр резьбы ходовой гайки, мм; Ь - длина ходовой гайки, мм; г - число заходов винта и гайки; & - ход винта, мм; ¿■(Холм) - высота срезаемого сечения витка резьбы неизношенной гайки, мм; Уйзн (1цикл) - скорость изнашивания за 1 цикл нагружения,
5а
мм/цикл, где /изн -
хг.1год
где %г.1год - суммарное число циклов нагруже-ния витков резьбы ходовой гайки за 1 год. На основании расчётов в работе [5] ^.1год = 3,7 • 107 циклов. Таким образом
/нач.разр— 3,9-1073,7-107 - 1,05 года,
В соответствии со значением /нач.разр целесообразно с этого времени осуществлять внимательный контроль за работой ходовой гайки, т.к. может произойти её поломка.
4. Определение времени наиболее вероятной поломки ходовой гайки
Далее необходимо определить время вероятной поломки ходовой гайки /вер.разр.
На кривой 1 (см. рис.3) момент поломки (срез витков) ходовой гайки обозначен в виде точки А. Точка В соответствует среднему значению ^кв.ср
функции ^кв.ср( [т] ср г), определённой по формуле
(3). Точка С лежит на кривой 1 и соответствует значению тг (горизонтальная прямая с). Значение количества циклов, при котором наиболее вероятна поломка (разрушение) ходовой гайки ^ер.разр будет определяться, как среднее значение функции изменения ЫЖв от [т] г на отрезке между прямыми а
и с. При этом формулу (2) для облегчения вычислений запишем упрощённо:
[т] =т
У- -1ср.г г
N
N
Отсюда
=
С Лт
т„
[т]
у I. -1ср.г у
N о.
Среднее значение ^кв.ср (точка В) определим по формуле:
V лт
N.
т г
[т]
у I. Jср.г у
N
о
ё[т]
ср.г
экв.ср
(3)
т - т
а с
где та и тс - напряжения среза в витке ходовой гайки соответственно на уровне прямой а и с. Значения в формуле (3) тс и тг имеют одинаковое значение, т.е. тг = тс. Решив интеграл в формуле (3), получим выражение
N
к
^ -т1;
|т mNо
экв.ср
С1 - т)(та -тг )
(4)
Nмц = N - М^.г.
(5)
Nм1
1,0 • 107 циклов. Общее количество циклов
до вероятного разрушения при абразивном износе витков ходовой гайки определяется по формуле:
^вер.разр ^мц.разр + Nср.г.
На рис.3. это значение составляет ^ф.разр ;
Вместо значения та поставим выражение, определённое в формуле (1). В этом случае получается зависимость среднего количества циклов до разрушения в зоне малоцикловой усталости ^т.ср от числа циклов нагружений при абразивном износе ходовой гайки N.
Необходимым значением для дальнейших расчётов является число циклов нагружений ходовой гайки в зоне малоцикловой усталости при абразивном износе витков ^ц. Это число будет определяться по формуле
где Nср.г - количество циклов нагружений при абразивном износе ходовой гайки при условии достижения напряжения среза тср значения тг в точке С. На рис.3. это значение М^.г ~ 3,9 • 107 циклов.
На основании формул (3), (4) и (5) определяется зависимость среднего количества циклов до разрушения витков ходовой гайки в зоне малоцикловой усталости Экв.ср от числа циклов нагружений ходовой гайки в зоне малоцикловой усталости при абразивном износе витков Nыц. Эта зависимость представлена на рис.4. Из условия ^^ср = ^ц находится значение числа циклов нагружений до разрушения в зоне малоцикловой усталости ^ц.разр. На рис.4
: 4,9
• 107 циклов. Этому значению будет соответствовать значение напряжения тср = 19,3 МПа. Количество циклов нагружения до вероятного разрушения ^ер.разр переведём во время работы ходовой гайки
I = N Ш, .= 4,9 -1073,7 -107 = 1,32 года.
вер.разр вер.разр/ хг.1год ' / ' '
На основании полученного значения /вер.разр определяется время замены ходовой гайки
^зам /вер.разр /р,
где /р - резервное время, назначаемое в соответствии с графиками плановых замен деталей. 5. Повышение долговечности ходовых винтов и ходовых гаек
Как уже отмечено, процесс разрушения витков произойдёт в диапазоне значений ^зр = (3,9... 5,2)
• 107 циклов. Отказ детали будет внезапным вследствие среза витков резьбы гайки из-за их абразивного износа под действием сил тяжести и инерционных нагрузок системы пильной рамы во время работы станка. Анализ действия этих нагрузок подробно описан в работе [1]. Поломка ходовой гайки повлечёт за собой поломку других деталей. Для предотвращения этого процесса целесообразно в конструкцию узла включить предохранительную гайку с датчиком, фиксирующим отказ детали, и систему автоматического отключения рабочего процесса.
Одним из основных способов увеличения долговечности ходовых винтов и ходовых гаек привода рабочей подачи пильной рамы является повышение износостойкости этих элементов за счёт увеличения площади рабочей поверхности. При этом снижаются контактные напряжения. Площадь рабочей поверхности можно увеличить двумя способами:
1) увеличением диаметра ходового винта и ходовой гайки (ё);
2) увеличением шага ходового винта и ходовой гайки (5).
Зависимость площади рабочей поверхности ходового винта и ходовой гайки Е от диаметра для всех витков выразится следующей формулой:
(ё) = — 5(2^ - 5) — , мм2.
4 5
График этой зависимости представлен на рис.5, а. Зависимость площади рабочей поверхности ходового винта и ходовой гайки Е от шага 5 выразится аналогичной формулой, за исключением того, что переменной величиной станет 5. При этом внутренний диаметр ё1 должен быть неизменным. Поэтому в формуле для определения зависимости ех(5) необходимо поменять постоянную величину наружного (номинального) диаметра ё на величину внутреннего ё1, в соответствии с формулой для трапецеидальной резьбы:
ё1 = ё - 5, мм.
т
а
т
с
т
График зависимости -^(У) для всех витков гайки представлен на рис.5, б.
Анализ графиков на рис.5 показывает, что шаг у и диаметр ё пары «ходовой винт - ходовая гайка» можно увеличивать максимально, но в соответствии с габаритными размерами корпуса (колонн) станка и экономии материала ходового винта и ходовой гайки.
Список литературы
1. Секретов М.В. Обоснование и выбор рациональных параметров штрипсовых станков. Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук. М.: МГГУ. 2004.
2. Казарян Ж.А. Природный камень: обработка, применение. Справочник. М.: Г.К. Гранит, Петрокомплект, 1997. 252 с.
3. Сычёв Ю.И., Берлин Ю.Я., Шалаев И.Я. Оборудование для распиловки камня. Л.: Стройиз-дат, 1983. 288 с.
4. Дмитриев В.А. Детали машин. Л.: Судостроение, 1970. 792 с.
5. Морозов В.И., Секретов М.В., Литвинов П.Ф. Методика установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка. М.: МГГУ. 2004.
Рисунок 1- Схема штрипсового станка МАБТЕКБЕЕТОЫ 1 - каркас (станина); 2 - маховое колесо; 3 - опора махового колеса; 4 - станочная тележка; 5 - пильная рама; 6 - шатун; 7 - маятниковые подвески пильной рамы; 8 - двигатель привода маховика; 9 - привод рабочей подачи и подъёма-опускания пильной рамы; 10 - распределитель пульпы.
РгХВ
тах.эфф
^ХВ,
Н
-110' -2 10" -:мо4 -4 10*
-б-10* -7 104
о
II > "V II
/ \ зона эффективной работы
\ // Л \ /
\ / /У \\ \ /
I \ , и \\ > / I
47// V У
7 V
о
-0.4 "0.3 "0.2 / "0.1
0.1 0.2
ф.рад
РгХЕ г
'тт.эфф
Рисунок 2. Зона эффективного действия осевой нагрузки -—хв в паре "ходовой винт - ходовая гайка"; ф - угол отклонения матниковой подвески
от вертикального положения
Рисунок 3. Зависимость напряжений среза в витках ходовой гайки от числа циклов нагружения: 1 - увеличение напряжения при абразивном износе; 2 - кривая усталости (Велера); 3 - предельно допускаемые напряжения).
Рисунок 4. График зависимости среднего количества циклов до разрушения витков ходовой гайки в зоне малоцикловой усталости Ыэкв.ср от числа циклов нагружений ходовой гайки в зоне малоцикловой усталости при абразивном износе витков Ымц
Рисунок 5. Графики зависимостей площади рабочей поверхности ходового винта и ходовой гайки Е: а - от диаметра ё; б - от шага 5.
УДК 622.24.05_
АНАЛИЗ ФОРМ ЗУБЬЕВ РАБОЧИХ ОРГАНОВ БУРОВЫХ УСТАНОВОК УДАРНОГО ТИПА
Губанов С.Г.,
канд. техн. наук, ст. преп., НИТУ «МИСиС.,
Секретов М.В., канд. техн. наук, доц., НИТУ «МИСиС., DOI: 10.31618/ESU.2413-9335.2019.3.61.19 ANALYSIS OF FORMS OF TEETS OF WORKING ORGANS OF DRILLING INSTALLATIONS OF
SHOCK TYPE
Gubanov S.G., Sekretov M. V.
Дан анализ геометрических форм зубьев рабочего инструмента для разрушения горных пород ударом. На основании этого анализа рекомендованы области рационального применения зубьев, а также даны рекомендации по корректировке их геометрических параметров.
The analysis of geometrical forms of teeths of the working tool for destruction of rocks by blow is given. On the basis of this analysis areas of rational application of teeths are recommended, recommendations about updating of geometrical parametres of teeths are given.
Ключевые слова: рабочий инструмент для разрушения горных пород ударом, форма зубьев, ударная волна, зона контакта, угол наклона боковой поверхности зуба, радиус зуба, коэффициент эффективности формы зуба.
Keywords: the working tool for destruction of rocks by blow, the form of teeths, shock wave, contact zone, corner of an inclination of a lateral surface of a tooth, tooth radius, effectiveness ratio of the form of a tooth.
Введение
В основу работы, рассматривающей закономерности распространения ударных волн в зубьях ударного инструмента горных машин (долота и коронки бурильных машин ударно-поворотного и ударно-вращательного типов, пики и зубила отбойных молотков и т.д.) положен принцип Гюйгенса, описывающий закон отражения волн. Он свидетельствует о том, что «угол отражения волны равен углу падения по отношению к отражающей поверхности» и «падающий луч, луч отраженный и перпендикуляр, восставленный в точке падения, лежат в одной плоскости» [1].
Анализ эффективности прохождения ударных волн в зону контакта зубьев с различным профилем боковой поверхности
Всё разнообразие форм зубьев ударного инструмента горных машин можно классифицировать по типу боковой поверхности [2, 3, 4], которая может быть:
1. прямой наклонной (треугольный или трапецеидальный профиль (рис. 1 и 3));
2. выпуклой (круговой или овальный профиль (рис.2 и 4));
3. вогнутой (шипообразный профиль);
4. комбинированной (трапецеидальный скруглённый у зоны контакта профиль);
5. сложнопрофильной (эвольвентный, параболический, гиперболический и т.д. профили).
