CC BY
38
8. Sovershenstvovanie tehnologii pererabotki rud medno-kolchedannyh mestorozh-denij Urala / M. V. Ryl'nikova, E. A. Emel'ja-nenko, E. A. Gorbatova, Ju. R. Jagudina// Gornyj zhurnal. 2016. № 12. S. 65-72.
9. Poputnoe izvlechenie redkih mikrojelementov pri kompleksnoj pererabotke sul'fidnyh mednyh rud / A. Ja. Bodujen, G. V. Petrov, A. Ju. Spynu, I. I. Mardar'// Metallurg. 2014. № 1. S. 83-85.
10. Boriskov F. F., Kantemirov V.D. Minimizacija jekologiche-skogo ushherba v ra-jonah s povyshennoj jekologicheskoj chuvstvi-tel'nost'ju k pererabotke kolchedannyh rud // Fundamental'nye osnovy tehnologij pererabotki i utilizacii tehnogennyh otho-dov : trudy Mezhdunarodnogo kongressa "TEHNOGEN - 2012", posvjashh. 80-letiju nauki na Urale / RAN, Nauch. sovet po metallurgii i metalloved. RAN, UrFU i dr. Ekaterin-burg: OOO "UIPC". 2012. S. 369 - 371.
11. Shemjakin V. S., Skopov S. V., Fedorov Ju. O. Radiometriche-skoe obogash-henie mineral'nogo syr'ja i tehnogennyh othodov // Nauch-nye osnovy i praktika pererabotki rud i tehnogennogo syr'ja. Materi-aly mezhdunar. nauch.-tehn. konf. Ekaterinburg: Izd-vo «Fort Dialog-Iset'». 2009. S. 38-41.
12. Fedorov A. Ju., Shemjakin A. V.Radiometricheskoe obogashhenie med'soderzhashhih shlakov SUMZa // Nauchnye osnovy i praktika perera-botki rud i tehnogennogo syr'ja. Materialy mezhdunar. nauch.-tehn. konf. Ekaterinburg: Izd-vo «Fort Dialog-Iset'». 2009. S. 42 - 46.
УДК 621.833.4; 622.232.72
МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ СИНТЕЗА ЦЕВОЧНЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ БЕСЦЕПНЫХ СИСТЕМ ПОДАЧИ
УГОЛЬНЫХ КОМБАЙНОВ
В.А. Крюков, Н.А. Усенко
Рассматривается трехэлементный колесный движитель угольных комбайнов с цевочной рейкой. Представлена обобщенная математическая модель геометрического синтеза двух зацеплений, отражающая качественные показатели передач, учитывающая все ограничения и дополнительные условия синтеза, в том числе исключение кромочных контактов на вершинах зубьев в зацеплениях.
Ключевые слова: бесцепная система подачи, передача цевочная, комбайн угольный, колесный движитель
Введение
В бесцепных системах подачи угольных комбайнов применяют двух- и трехэлементные колесные движители с составной рейкой [1]. Надежность и качество работы движителя существенно зависит от вида профилей зубьев зубчатых колес и рейки. Предпочтение отдают цевочным и зубчатым рейкам прямолинейного профиля - прямобочным или с небольшим углом (8 -10°) [2]. Профили зубьев тягового колеса (звезды) в зацеплении с цевочной или зубчатой рейкой очерчиваются различными
кривыми: эвольвентой окружности, дугами окружности, эпициклоидой и другими. Приводная шестерня в трехэлементных движителях может быть цевочной или зубчатой с профилями зубьев, также очерченными различными кривыми.
Несмотря на преобладающее применение в приводах машин различного отраслевого назначения эвольвентного зацепления цевочное зацепление продолжает широко применяться в крупногабаритных зубчатых механизмах (подъемно-транспортных, горных, некоторых типах планетарных передач), как в структуре движителей, так и в структуре передаточных механизмов. Зубчато-реечные передачи с цевочным зацеплением применяются в качестве движителей в шахтных электровозах [3], находят широкое применение для перемещения тяжело нагруженных технологических машин: очистных комбайнов, стволопроходческих комплексов, подъемных установок, шлюзных ворот, экскаваторов и ряда других [4, 5].
Широкое использование цевочного зацепления в машинах различного отраслевого назначения привело к появлению ряда работ, посвященных вопросам технологии изготовления [3, 6], оценке изнашивания [7], прочностным расчетам деталей цевочной передачи [8], исследованию динамических характеристик передач [9].
При проектировании рассматриваемых движителей конструктору приходится решать сложную многофакторную задачу, первым этапом которой является геометрический синтез. Этот синтез базируется на известных методах [10], однако особенности геометрии цевочного зацепления, использования его в машинах различного отраслевого назначения, требования к точности и оперативности расчетов потребовали дальнейшего совершенствования методик проектирования цевочного зацепления. В работах рассмотрены: [11] - методика проектирования ведущих колес цевочного зацепления с резиноармированными гусеницами сельскохозяйственных и транспортных машин; [12-15] - модификация профилей зубьев цевочного зацепления в передачах типа К-И-У и других для передач с малой разницей чисел зубьев для повышения нагрузочной способности, а также КПД и построение профилей пары зубчатых колес внецентроидного цевочного зацепления с разностью чисел зубьев, равной единице; [16] - задача синтеза профиля зуба плоских полюсных и внеполюсных цевочных зацеплений по критерию постоянной кривизны, что позволяет снизать износ профилей и потери мощности на трение; [17, 18] - методы оптимального синтеза и программное обеспечение синтеза цевочного зацепления.
Для движителей угольных комбайнов характерны нагрузки динамического характера. Последние годы характеризовались ростом усилия подачи до 500 кН на один движитель, возрастанием удельной нагрузки и скорости подачи примерно в 2 раза [5]. Указанные особенности и необходимость одновременного синтеза двух зацеплений в трехэлементных дви-
жителях не позволяют непосредственно использовать известные методы и методики, приведенные в указанных работах.
Целью статьи является разработка обобщенной математической модели синтеза, отражающей качественные показатели передач, учитывающей все ограничения и дополнительные условия синтеза, в том числе исключение кромочных контактов на вершинах зубьев в зацеплениях, что является одним из способов повышения надежности движителей. Для этого пересопряжение зубьев необходимо организовывать так, чтобы в момент входа в зацепление очередной пары зубьев предыдущая расходилась в точке, не доходящей до вершины зуба тягового колеса или приводной шестерни. Такие пересопряжения могут осуществляться приближенными зацеплениями, в которых передаточное отношение при повороте колеса на один угловой шаг переменно, а пересопряжения происходят с соударениями профилей.
Математическая модель двух зацеплений
Зацепление зуба тяговой звезды с цевкой и подвижная система координат Ох1 У1, имеющая начало на оси звезды (т. О) и связанная с тяговой звездой, показаны на рис. 1. Через точку контакта К зуба звезды и цевки проведены общая касательная т - т и общая нормаль п - п, проходящая через центр цевки Оц. Уравнение профиля впадины тяговой звезды
запишем в параметрическом виде: х\ = х^(у); у\ = у1(у), где параметр у определяет положение точки контакта на профиле.
Рис. 1. Зацепление зуба тяговой звезды с цевкой
Угол у наклона общей касательной к оси х\ определяется выражением [19]:
tg .
dxi! ду
Координаты центра цевки Оц в системе координат Ox\ y\ также представляем в функции параметра у
х1ц (у) = xi(y)- ^ц sin у; У1ц (у) = У!(У) + Яц cos у. (1)
Данные уравнения описывают кривую эквидистантную к профилю впадины тяговой звезды. Сплошными линиями на рис. 2 показано зацепление тяговой звезды с цевочной рейкой в произвольном положении; штриховыми линиями - в момент пересопряжения. Неподвижная система координат Oxy проходит через ось звезды О. Ось х параллельна линии осей цевок t -1, расположенной на расстоянии ар от оси звезды О. В произвольном положении в зацеплении с цевкой находится один зуб звезды.
Преобразуя (1) к неподвижной системе координат, получим систему уравнений связи между параметром у, углом поворота звезды ф и перемещением рейки Xр = x4:
ц
<>)cos ф- У1ц <>)sin ф;
Уц = ^ц (у) sin ф + У1ц (у) cos ф,
причем Уц = ар.
Рис. 2. Зацепление тяговой звезды с цевочной рейкой
Решая эту систему можно выразить кинематические параметры ф и Хр как функции параметра профиля впадины звезды у:
ф = ф(у); Хр = Хр (у).
Угол давления в зацеплении
а = л/2 - (ф + у). (2)
Полюс зацепления Р лежит на пересечении нормали п - п с осью у и отсекает на ней отрезок ОР - аналог скорости рейки, определяемый зависимостью
ОР = уц + Хц а. (3)
В момент пересопряжения в зацеплении находятся два зуба звезды (1 и 2), контактные нормали которых пересекают ось у в полюсах Ру и Р2. Уравнения пересопряжения имеют вид
ф(У1) -Ф(У 2) = 2п/ 2; Хр (У1) - Хр (у 2^ = А
где 2 - число зубьев звезды; р - шаг рейки; уу, у2 - значения параметра у в точках контакта при пересопряжении.
Чтобы исключить кромочный контакт на вершинах зубьев звезды, необходимо выполнить условия:
ф(у а) >ф(уО; (4)
ОР(у 2) > ОР(уу), (5)
где уа - параметр профиля впадины звезды на вершине зуба.
Условия (4), (5) являются ограничениями при синтезе зацепления. При их выполнении в момент пересопряжения зуб 2 звезды сообщает цевочной рейке большую скорость, чем зуб 1, который в этот момент начинает расходиться с цевкой. Расхождение продолжается до тех пор, пока точка контакта не окажется на его вершине. Если ОР(у 2) > ОР(уу), то пересопряжение происходит с соударением. Таким образом, выполнение ограничений (4), (5) исключает кромочный контакт на вершинах зубьев звезды.
Дополнительными условиями синтеза является обеспечение заданных значений качественных показателей:
- коэффициента перекрытия
е =1 + (фа -ф1)21(2п); (6)
- максимального угла давления, текущие значения которого определяются выражением (2);
- скачка скорости подачи
АУ = У2 - У1 = Р1Р2 -ю,
где У\ - скорости подачи при пересопряжении профилей 2 и 1; Рр = ОР(у2) - ОР(у\); ю - угловая скорость звезды.
- коэффициента неравномерности скорости подачи
5 = Vmax
Vmin = 2 OPтах
OP
min
ср
OP тах + OP
min
где Vmax,Vmin,VCp - максимальное, минимальное и среднее значения скорости подачи; OPmax, OPmin - максимальное и минимальное значения аналога скорости рейки за время поворота звезды на один угловой шаг.
На рис. 3 представлена схема зацепления тяговой звезды с цевочным колесом. Произвольное положение звезды и колеса показано сплошными линиями; положение в момент пересопряжения - штриховыми. Подвижная система координат Ox\y, как и в предыдущем случае, связана со звездой; ось y неподвижной системы координат проходит через оси звезды O и колеса OR. Расстояние между осями обозначено ак.
Записав уравнения (1) профиля впадины звезды в неподвижной системе координат Oxy, получим систему уравнений, связывающих углы поворота звезды ф и цевочного колеса фк с параметром у: Хц = Х1ц (y)cos ф - y 1ц (y)sin ф = -rK sin фк;
Уц = Х1ц (V)sin ф + У 1ц )cos ф = ак - гк cos фк.
Рис. 3. Зацепление тяговой звезды с цевочным колесом
Решая данную систему можно представить углы поворота звезды ф и колеса фк в виде функций от параметра у: ф = ф(у); фк = фк (у).
Угол давления в зацеплении а определяется выражением (2), а аналог скорости ОР - выражением (3).
Уравнения пересопряжения зубьев тяговой звезды и цевочного колеса будут иметь вид:
ф(У1) -ф(у 2) = 2п/ 2;
фк (У1) -фк (У2^ = 2П2к> где 2к - число зубьев цевочного колеса; у1, у 2 - значения параметра у в точках контакта при пересопряжении.
Ограничения по отсутствию кромочного контакта на вершинах зубьев звезды имеют вид неравенств (4), (5). Коэффициент перекрытия и максимальный угол давления рассчитываются по формулам (6) и (2) соответственно.
При ведущем цевочном колесе скачок угловой скорости звезды и коэффициент неравномерности движения определяются зависимостями:
Л ОР 2 - ОР1
Дю = ю - ю2 = —==—;
12 к к ОР1 • ОР 2
5 = ~тах = 2а О
®max OP max - OP min
--------5
юср ак(OPmax - OPmin) - 2Opmax ' OPmin
где юк - угловая скорость цевочного колеса; ю^, - угловые скорости профилей 1 и 2 звезды в момент пересопряжения; ramax, Qmin, юср - максимальное, минимальное и среднее значения угловой скорости звезды.
Заключение
Приведенные зависимости представляют собой математическую модель синтеза цевочных зацеплений трехэлементных движителей и позволяют на их основе разработать алгоритм и программное обеспечение для синтеза как традиционных, так и приближенных цевочных зацеплений. В традиционных зацеплениях передаточное число постоянно (OP = const), и профили зубьев звезды в зацеплении с цевочной рейкой должны очерчиваться эвольвентой окружности, а в зацеплении с цевочным колесом - эк-видистантой к эпициклоиде. Следовательно, ни эвольвентная, ни эпициклическая звезда не позволяют построить трехэлементный движитель с постоянным передаточным числом, т.к. одно из зацеплений будет приближенным.
В приближенных зацеплениях передаточное число изменяется за время поворота звезды на один угловой шаг, в момент пересопряжения оно может изменяться скачком, если OP2 ф OPi, или плавно, если OP2 = OPi. Профили зубьев звезды в таких зацеплениях могут очерчиваться различными кривыми, удовлетворяющими ограничениям (4), (5). Тогда отход
цевки от зуба звезды при пересопряжении происходит в точке профиля до его вершины, т.е. исключается кромочный контакт, а, следовательно, повышается надежность движителя при его работе как в основном режиме, так и в тормозном режиме. Варьируя форму профиля зуба звезды, можно изменять качественные показатели зацеплений и организовать оптимизацию синтеза.
Список литературы
1. Семенов Ю.Н., Лукиенко В.Г., Геллер Б.М. Бесцепные системы подачи угольных комбайнов. М.: Недра, 1988. 152 с.
2. Силовые зубчатые трансмиссии угольных комбайнов. Теория и проектирование / П.Г. Сидоров, С.В. Козлов, В.А. Крюков, Л.П. Полоса-тов. М.: Машиностроение. 1995. 296 с.
3. Лукиенко Л.В., Ковалева Т.В., Исаев В.В. О необходимости использования зубчато-реечного движителя для шахтного электровоза // Известия Тульского государственного университета. Науки о земле. 2017. Вып. 1. С. 92-102.
4. Лукиенко Л.В., Гальченко К.В. Проблемы формообразования профилей зацепления крупномодульных зубчатых колес тяжело нагруженных технологических машин // Известия Тульского государственного университета. Технические науки. 2016. Вып. 8. Ч. 2. С. 183-187.
5. Лукиенко Л.В. Методология проектирования зубчато-реечных передач тяжело нагруженных машин // Современные проблемы теории машин: Материалы VI Международной научно-практической конференции. Новокузнецк: НИЦ МС, 2018. № 6. С. 38-40.
6. Горобец И.А., Мирошниченко О.А., Голубов Н.В. Выбор стратегии изготовления движителя БСП очистного комбайна // Прогресивш технологи i системи машинобудування. 2011. № 2(42). С. 66-74.
7. Лукиенко Л.В., Волков С.Ю. О необходимости оценки конструктивных решений по критерию ресурса при проектировании бесцепных систем перемещения очистных комбайнов // ГИАБ. 2007. № 6. С. 387-392.
8. Лукиенко Л.В., Исаев В.В. К вопросу определения прочностных характеристик тягового органа для шахтных электровозов // Известия Тульского государственного университета. Науки о земле. 2013. Вып. 3. С. 85-90.
9. LiXin Xu, YuHu Yang. Dynamic modeling and contact analysis of a cycloid-pin gear mechanism with a turning arm cylindrical roller bearing // Mechanism and Machine Theory. 2016. Vol. 104. P. 327-349.
10. Litvin F.L., Fuentes A. Gear Geometry and Applied Theory. Cambridge, Massachusetts: Cambridge University Press, 2004. 818 p.
11. Методика проектирования ведущих колес цевочного зацепления с резиноармированными гусеницами тяговых и транспортных машин / Р.С.
Федоткин, В.А. Крючков, В.Д. Бейненсон, В.Л. Парфенов // Тракторы и сельхозмашины. 2017. № 3. С. 24-32.
12. Учаев П.Н., Лагутин Ф.Ю. К вопросу улучшения цевочного зацепления передач типа K-H-V // Вестник Воронежского государственного технического университета. 2010. Т. 6. № 4. С. 37-40.
13. Тимофеев Б.П., Дайнеко В.Ю. Шестерные насосы с внутренним цевочным внецентроидным зацеплением // Известия высших учебных заведений. Приборостроение. 2010. Т. 53. № 2. С. 61-64.
14. Wan-Sung Lin, Yi-Pei Shih, Jyh-Jone Lee. Design of a two-stage cy-cloidal gear reducer with tooth modifications. Mechanism and Machine Theory. 2014. Vol. 79. P. 184-197.
15. Yunhong Meng, Changlin Wu, Liping Ling. Mathematical modeling of the transmission performance of 2K-H pin cycloid planetary mechanism. Mechanism and Machine Theory. 2007. Vol. 42. Issue 7. P. 776-790.
16. Прохоров В.П., Тимофеев Г. А., Чернышова И.Н. Алгоритм синтеза плоских зацеплений по критерию постоянной кривизны // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. «Машиностроение». 2012. № 3. С. 95-100.
17. Jian Wang, Shanming Luo, Deyu Su. Multi-objective optimal design of cycloid speed reducer based on genetic algorithm. Mechanism and Machine Theory. 2016. Vol. 102. P. 135-148.
18. Соболев А.Н., Некрасов А.Я. Совершенствование методики проектирования цевочного зацепления на основе новых программных средств расчета и моделирования // Вестник МГТУ «Станкин». 2015. № 3(34). С. 34-38.
19. Simmons G.F. Calculus with analytic geometry. NY: The McGraw-Hill Companies, Inc., 1996. 914 p.
Крюков Владимир Алексеевич, д-р техн. наук, проф., va.krukov@,gmail.com, Россия, Тула, Тульский государственный университет,
Усенко Николай Антонович, д-р техн. наук, проф., usenkona1936@gmail.com, Россия, Тула, Тульский государственный университет
MATHEMATICAL MODEL OF THE CHAINLESS HAULAGE SYSTEMS PIN GEAR OF COAL CUTTER-LOADER SYNTHESIS
V.A. Krukov, N.A. Usenko
A three-wheeled mover of coal cutter-loader with pin rack is considered. A generalized mathematical model geometrical synthesis of the two links that reflect the quality indicators of transmission, tacking into account all restrictions and additional conditions of synthesis, including the exclusion edge contact on the tops of the teeth in engagement is presented.
Key words: chainless haulage system, pin gear, coal cutter-loader, wheel mover
Krukov Vladimir Alekseevich, Doctor of Technical Science, Professor, va.krukov@ gmail.com, Russia, Tula, Tula State University,
Usenko Nikolay Antonovich, Doctor of Technical Science, Professor, usenkona1936 @,gmail.com, Russia, Tula, Tula State University
Reference
1. Semenov Yu.N., Lukienko V.G., Geller B.M. Bescepnye sistemy podachi ugol'n-yh kombajnov. M.: Nedra, 1988. 152 s.
2. Silovye zubchatye transmissii ugol'nyh kombajnov. Teoriya i proektirovanie / P.G. Sidorov, S.V. Kozlov, V.A. Kryukov, L.P. Polosatov. M.: Mashinostroenie. 1995. 296 s.
3. Lukienko L.V., Kovaleva T.V., Isaev V.V. O neobhodimosti ispol'zovaniya zub-chato-reechnogo dvizhitelya dlya shahtnogo ehlektrovoza // Izvestiya TulGU. Nauki o zemle. 2017. Vyp. 1. S. 92-102.
4. Lukienko L.V., Gal'chenko K.V. Problemy formoobrazovaniya profilej zacepleni-ya krupnomodul'nyh zubchatyh koles tyazhelo nagruzhennyh tekhnologicheskih mashin // Izvestiya TulGU. Tekhnicheskie nauki. 2016. Vyp. 8. Ch. 2. S. 183-187.
5. Lukienko L.V. Metodologiya proektirovaniya zubchato-reechnyh peredach tya-zhelo nagruzhennyh mashin // Sovremennye problemy teorii mashin: Materialy VI Mezhdu-narodnoj nauchno-prakticheskoj konferencii. Novokuzneck: NIC MS, 2018. № 6. S. 38-40.
6. Gorobec I.A., Miroshnichenko O.A., Golubov N.V. Vybor strategii izgotovleniya dvizhitelya BSP ochistnogo kombajna // Progresivni tekhnologiï i sistemi mashinobuduvann-ya. 2011. № 2(42). S. 66-74.
7. Lukienko L.V., Volkov S.YU. O neobhodimosti ocenki konstruktivnyh reshenij po kriteriyu resursa pri proektirovanii bescepnyh sistem peremeshcheniya ochistnyh kombajnov // Gornyj informacionno-analiticheskij byulleten'. 2007. № 6. S. 387-392.
8. Lukienko L.V., Isaev V.V. K voprosu opredeleniya prochnostnyh harakteristik tyagovogo organa dlya shahtnyh ehlektrovozov // Izvestiya TulGU. Nauki o zemle. 2013. Vyp. 3. S. 85-90.
9. LiXin Xu, YuHu Yang. Dynamic modeling and contact analysis of a cycloid-pin gear mechanism with a turning arm cylindrical roller bearing // Mechanism and Machine Theory. 2016. Vol. 104. P. 327-349.
10. Litvin F.L., Fuentes A. Gear Geometry and Applied Theory. Cambridge, Massachusetts: Cambridge University Press, 2004. 818 p.
11. Metodika proektirovaniya vedushchih koles cevochnogo zacepleniya s rezino-armirovannymi gusenicami tyagovyh i transportnyh mashin / R.S. Fedotkin, V.A. Kryuchkov, V.D. Bejnenson, V.L. Parfenov // Traktory i sel'hozmashiny. 2017. № 3. S. 24-32.
12. Uchaev P.N., Lagutin F.YU. K voprosu uluchsheniya cevochnogo zacepleniya peredach tipa K-H-V // Vestnik Voronezhskogo gosudarstvennogo tekhnicheskogo universi-teta. 2010. T. 6. № 4. S. 37-40.
13. Timofeev B.P., Dajneko V.Yu. Shesternye nasosy s vnutrennim cevochnym vne-centroidnym zacepleniem // Izvestiya vysshih uchebnyh zavedenij. Priborostroenie. 2010. T. 53. № 2. S. 61-64.
14. Wan-Sung Lin, Yi-Pei Shih, Jyh-Jone Lee. Design of a two-stage cycloidal gear reducer with tooth modifications. Mechanism and Machine Theory. 2014. Vol. 79. P. 184197.
15. Yunhong Meng, Changlin Wu, Liping Ling. Mathematical modeling of the transmission performance of 2K-H pin cycloid planetary mechanism. Mechanism and Machine Theory. 2007. Vol. 42. Issue 7. P. 776-790.
16. Prohorov V.P., Timofeev G.A., CHernyshova I.N. Algoritm sinteza ploskih zaceplenij po kriteriyu postoyannoj krivizny // Vestnik MGTU im. N.E. Baumana. Ser. «Mashinostroenie». 2012. № 3. S. 95-100.
17. Jian Wang, Shanming Luo, Deyu Su. Multi-objective optimal design of cycloid speed reducer based on genetic algorithm. Mechanism and Machine Theory. 2016. Vol. 102. P. 135-148.
18. Sobolev A.N., Nekrasov A.YA. Sovershenstvovanie metodiki proektirovaniya cevochnogo zacepleniya na osnove novyh programmnyh sredstv rascheta i modelirovaniya // Vestnik MGTU «Stankin». 2015. № 3(34). S. 34-38.
19. Simmons G.F. Calculus with analytic geometry. NY: The McGraw-Hill Companies, Inc., 1996. 914 p.
УДК 334.72 (338.1)
ИНТЕГРАЦИЯ КОНЦЕПЦИЙ КОРПОРАТИВНОЙ ОТВЕТСТВЕННОСТИ И ПРОЕКТНОГО ПОДХОДА В ГОРНЫХ
КОМПАНИЯХ
Т.В. Пономаренко, О.А. Маринина, И.А. Панченко
Выполнен анализ эволюции концепции КСО и ее современного состояния; выполнен анализ основных показателей устойчивого развития горных компаний; доказана необходимость интеграции концепций устойчивого развития и проектного подхода; обоснована применимость методологии результатно-ориентированного менеджмента к деятельности горных компаний и построению системы корпоративной ответственности.
Ключевые слова: корпоративная социальная ответственность, результатно-ориентированный менеджмент, горные компании, проектный подход, устойчивое развитие.
Деятельность горных компаний в ресурсодобывающих странах характеризуется масштабным воздействием на экономику, социальную и окружающую природную среду на различных уровнях, от района и муниципального округа, до региона и федерального уровня.
Компании сырьевого сектора играют важную роль в экономике, формировании добавленной стоимости и ВВП России. Так, доля горнодобывающей промышленности достигает 10 % в ВВП, доля нефтегазовых доходов в бюджете РФ составляла в 2006-2015 гг. в среднем 47,3 % [1]. В 2016 году выручка таких транснациональных компаний и компаний с государственным участием как «Газпром нефть» (5985 млрд руб.), «ЛУКОЙЛ» (5174 млрд руб.), «Роснефть» (4120 млрд руб.) была сопоставима с размером годового ВВП таких стран как Эквадор (94 млрд долл.), Словакия (89,8 млрд долл.), Шри-Ланка (84,8 млрд долл.), Украина (83,6 млрд долл.), Ангола (81,5 млрд долл.) [1].
