автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование и выбор рациональных параметров штрипсовых станков

На правах рукописи

СЕКРЕТОВ МИХАИЛ ВАЛЕНТИНОВИЧ

УДК 622.002.5.001.5-63

ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ШТРИПСОВЫХ СТАНКОВ

Специальность 05.05.06 - «Горные машины»

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Москва 2004 г.

Работа выполнена в Московском государственном горном университете

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

МОРОЗОВ ВЛАДИМИР ИГНАТЬЕВИЧ

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор КАРТАВЫЙ НИКОЛАЙ ГРИГОРЬЕВИЧ

кандидат технических наук КАЗАРЯН ЖИРАЙР АРТАШЕСОВИЧ

Ведущее предприятие: камнеобрабатывающее предприятие

ООО «РОКИ ЛТД»

Защита состоится « 2$» декабря 2004 г. в ^^ ' час. на заседании диссертационного совета Д-212.128.09 в Московском государственном горном университете по адресу: Москва, В-49, Ленинский проспект, , Д -<25.6,

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета. Автореферат разослан ноября 2004 г.

Учёный секретарь диссертационного совета:

кандидат технических наук, проф. ШЕШКО ЕВГЕНИЯ ЕВГЕНЬЕВНА

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Оборудование, исследуемое в диссертационной работе, является одним из звеньев технологического процесса производства облицовочных изделий из камня. Мировой объём производства облицовочного камня составляет около 50 млн. тонн в год. В России этот объём составляет около 650 тыс. тонн в год, т.е. 1,3 % от мирового. Из этих цифр видно, что в России производство облицовочных изделий недостаточно сильно развито, но тем не менее имеет тенденцию роста.

Одним из основных звеньев технологического процесса в производстве облицовочных изделий является распиловочная операция. Она выполняется распиловочными станками. В данной работе изучается динамика работы штрипсовых станков с криволинейной траекторией движения пильной рамы, предназначенных для распиливания блоков из твёрдого камня типа «гранит». Эти станки используются на камнеобрабатывающих предприятиях для получения тонких плит-заготовок (толщина до 40 мм) с большими размерами по длине и ширине (до 2,5 м). Такие плиты можно получить только на штрипсовых станках. Наряду с этим штрипсовый метод распиливания является самым дешёвым. Он в 2 раза дешевле дискового ортогонального и в 3 -канатного. Всё это предопределило широкое распространение штрипсовых станков в современной камнеобрабатывающей промышленности. Доля этих станков доходит до 70 % станочного распиловочного парка, благодаря следующим преимуществам: повышенной жёсткости инструмента, возможности распиливания блоков значительных размеров на крупноразмерные плиты-заготовки (в том числе имеющих ограниченную толщину), сравнительно небольшой энергоёмкости процесса резания, незначительным потерям сырья на пропил и др.

Одной из важнейших задач, стоящей перед производством облицовочных изделий из различных горных пород, является повышение эффективности работы технологического оборудования. Штрипсовые 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 штрипсовых станков с маятниковой и выпуклой траекторией движения пильной рамы, предназначенных для распиливания пород высокой твёрдости типа «гранит». На ремонт (восстановление) этих станков выделяются камнеобрабатывающими предприятиями наибольшие финансовые затраты по сравнению с другим оборудованием. Он является самым трудоёмким. Снижение финансовых средств, идущих на ремонт, т.е. повышение эффективности работы оборудования, можно достичь за счёт установления рациональных, научно обоснованных режимных, геометрических, прочностных и т.д. параметров штрипсовых станков.

Системами, определяющими эффективность работы штрипсового станка, являются привод рабочей подачи пильной рамы и "пильная рама -маятниковые подвески - ходовые гайки". Поэтому обоснование и выбор рациональных параметров этих систем на стадии проектирования и поддержание их в процессе эксплуатации является актуальной научной задачей.

Цель работы - определение динамических нагрузок в системе "пильная рама - маятниковые подвески ~ ходовые гайки" и приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков, на основании которых выбираются рациональные параметры этих станков и повышается эффективность их работы.

Идея работы заключается в математическом обосновании рациональных геометрических, прочностных, режимных и т.д. параметров системы "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" и привода рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков, влияющих на эффективность их работы.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Математические модели действия сил в системе "пильная рама -маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсового станка, на основании которых определены зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы с высокой жёсткостью передаточных звеньев (валов), позволяющие установить рациональные геометрические параметры конструкции станка и режимные параметры привода вертикальной подачи.

2. Математическая модель действия осевой нагрузки на ходовые винты и крутящего момента на передаточных звеньях привода рабочей подачи пильной рамы с невысокой жёсткостью передаточных валов, на основании которой определены зависимости изменения динамических нагрузок в этой системе для основных режимов работы и при разном числе работающих пил п, позволяющие установить рациональные режимные параметры привода вертикальной подачи.

3. Закономерности изменения действующих и допускаемых напряжений в рабочих элементах привода вертикальной подачи пильной рамы от количества циклов нагружения, учитывающие скорость абразивного износа рабочих поверхностей деталей, позволяющие определить рациональные геометрические и прочностные параметры рассчитываемых элементов.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и

рекомендаций:

Научные положения, выводы и рекомендации обоснованы корректным использованием теоретических и практических основ теоретической и прикладной механики, сопротивления материалов, деталей машин и достаточным объёмом экспериментальных исследований. Оценка расчётных величин крутящих моментов на передаточных валах привода рабочей подачи

пильной рамы и полученных экспериментальных данных показывает, что отклонение между ними не превысило 5-=-10 %.

Значение работы. Научное значение работы заключается: в разработке математических моделей, определяющих зависимости изменения динамических нагрузок в системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" и приводе рабочей подачи пильной рамы с жёсткой и нежёсткой системой передаточных звеньев (валов); в установлении закономерностей изменения действующих и допускаемых напряжений в рабочих элементах привода рабочей подачи пильной рамы от количества циклов нагружения с учётом скорости абразивного износа рабочих поверхностей деталей.

Практическое значение работы заключается в разработке методик: расчета динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы; проведения эксперимента по установлению динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка; установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка; оценки и оптимизации фактической надёжности штрипсовых станков. Методики включают компьютерные программы по установлению рациональных параметров штрипсовых станков, разработанные в универсальной математической системе «Mathcad».

Реализация выводов и рекомендаций работы.

ОАО «Московский камнеобрабатывающий комбинат» принял к использованию следующие результаты диссертационной работы:

- методику расчёта динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы;

- методику эксперимента по установлению динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка;

- методику установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка;

- методику оценки и оптимизации фактической надёжности штрипсовых станков.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались на научном симпозиуме «Неделя Горняка» (Москва, 2002) -один доклад; на научном симпозиуме «Неделя Горняка» (Москва, 2003) - один доклад; на научном симпозиуме «Неделя Горняка» (Москва, 2004) - два доклада, на заседании научно-технического Совета ОАО «МКК-Холдинг» (Моск. обл., г. Долгопрудный, 2004)

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано семь научных статей.

Объём и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, 5 глав и заключения, включает 74 рисунка, 16 таблиц, список литературы из 77 наименования, 4 приложения.

Автор выражает благодарность за помощь в работе над диссертацией коллективу кафедры ТХОМ, ГМО и ОАО «МКК-Холдинг».

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Вопросы установления рациональных параметров штрипсовых станков изучены в работах российских и советских учёных Сычёва Ю.И., Картавого Н.Г., Морозова В.И., Берлина ЮЛ., Шалаева И.Я., Волуева И.В., Ткача В.Р., Первова К.М., Александрова В.А., Варданяна К.С., Баграмяна Г.М., Прокофьева Г.Ф., Шкоды P.M., Черкашина И.Я., Царицына В.В., зарубежных -Ленса Г.Х., Ванингера, Хасдана, Викрама К. В этих работах описан принцип, режимы работы станка, изучены вопросы его надёжности. Очень важным является материал о закономерностях работы привода вертикальной подачи пильной рамы и главного привода, а также материал об устойчивости и износе штрипсовых пил.

Во введении показана актуальность работы, сформулированы её цель, основная идея и положения, кратко охарактеризовано значение работы и т.д.

В первой главе дано общее описание конструкции и принципа работы штрипсовых станков с криволинейной траекторией движения пильной рамы, а также произведён анализ их эксплуатационной производительности и надёжности.

К основным видам распиловочного оборудования, применяемого на камнеобрабатывающих предприятиях, относятся рамные штрипсовые станки с криволинейной траекторией движения пильной рамы, у которых исполнительный орган представлен в виде прямоугольной рамы с укреплённым внутри неё поставом параллельных штрипсовых пил. Эти станки имеют сложную конструкцию и работают в тяжёлых условиях. При этом возникают серьёзные проблемы, связанные с эффективностью их работы.

На основании данных об эксплуатации штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы был проведён анализ их эксплуатационной производительности и надёжности, который показал, что слабыми системами, где часто происходят отказы, являются: «пильная рама -маятниковые подвески - ходовые гайки» и привод рабочей подачи пильной рамы (рис.1). Отказы этих систем составляют примерно 8 - 30 % от общего числа. Характерными из них являются:

смятие и обрыв резьбы ходового винта и ходовой гайки от усталостного разрушения и пластической деформации;

14 11 10 ГОЗ 9 < ПВ4

Рис.1. Кинематическая схема рабочей подачи с вариаторным регулированием скорости движения пильной рамы штрипсового станка: 1-электродвигатель рабочей подачи; 2-электродвигатель ускоренной подачи; 3-система вариаторного регулирования; 4-планетарный редуктор; 5-зубчатая муфта; 6-кулачковая муфта; 7,8-цилиндр. зубчатые колёса (цилиндр, редуктор); 9-втулочная муфта; 10-дисковая муфта; 11, 12,13-коническая вал-шестерня; 14,15-коническое зубчатое колесо; 16-ходовой винт; 17-ходовая гайка.

поломка при внезапных перегрузках и усталостный износ деталей передаточных механизмов (шестерён, зубчатых колёс, подшипников, валов, муфт, шпонок, шлиц и т.д.);

сгорание обмоток электродвигателей рабочей подачи и ускоренного перемещения пильной рамы из-за попадания влаги внутрь и из-за перегрузок;

абразивный износ, усталостное разрушение деталей маятниковой подвески (осей, подшипников).

Важной задачей является повышения эффективности работы слабых систем.

Во второй главе дано математическое описание работы системы "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" и привода рабочей подачи пильной рамы с жёсткой системой передаточных валов для штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы.

Для того чтобы повысить эффективность работы привода рабочей подачи пильной рамы, необходимо знать характер нагрузки, её средние и предельные значения. Определив усилия, можно произвести расчёты на прочность, жёсткость, устойчивость и т.д. элементов привода рабочей подачи и быстрого подъёма и опускания пильной рамы. Для того чтобы определить усилия на эти элементы, необходимо найти нагрузку на ходовые винты, с помощью которых осуществляется подача пильной рамы.

Для штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы нагрузка на ходовые винты вычисляется по формуле:

Рт =0.25.^-^-7^, Н, (1)

где I - номер ходового винта, 0_т - значение общей нагрузки пильной рамы на блок (находится исходя из универсального уравнения упругой линии балки (штрипсовой пилы), которое устанавливает связь между силой, действующей на балку, и прогибом от этой силы), Н; Е1 - коэффициент приведения нагрузки пильной рамы на блок к точке действия силы Рш; ¥0 - суммарная

1ХВ>

составляющая по оси у (в вертикальном направлении) силы тяжести и силы инерции пильной рамы (Н), возникающая при её движении, приведённая к /тому ходовому винту (здесь пильная рама и маятниковые подвески рассматриваются как физический маятник).

В формуле (1) 2,„, рассчитывается по следующей формуле:

0,ПГ~ПЧЪШ, н,

где п - количество штрипсовых пил, участвующих в процессе распиливания блока; Ьт - длина блока; ^ — распределённая нагрузка (Н/м), действующая со

стороны одной штрипсовой пилы на блок. Нагрузка находится из формулы:

> ' (2)

1УЛШЛ

где Атш в - коэффициент зависимости прогиба уп = /сд от нагрузки q,

где - длина маятниковой подвески, м; - угол отклонения маятниковой подвески во время контакта штрипсовой пилы с распиливаемым блоком, рад; Ь„„р - дайна штрипсовой пилы, м; 1а1 и 1а Ш - дайна свободной части пильной рамы (м) при (см. рис.2).

Величина (рис.3) - расстояние от точек Е и F до любой точки контакта А по оси у:

= яДсо^-со^щ, .„„|),

где - максимальный угол отклонения маятниковой подвески в точках Е

и Б - начале контакта штрипсовой пилы с распиливаемым блоком,

I.

г рад-

= агсвт—

2 К,

1Ш1 - длина контакта штрипсовой пилы (при её движении) с блоком, м.

Величина в формуле (2) называется множителем, который отражает

Рис.2. Схема нагрузок, действующих на штрипсовую пилу.

Рис.3. Параметры отклонения системы "пильная рама - маятни ковые подвески - ходовые гайки".

влияние продольных растягивающих сил Р^ действующих на штрипсовую пилу:

где Рк - первая критическая, или эйлерова сила.

Величина Е - модуль упругости 1-го рода (для стали Е = 2-10" Па); / -момент инерции сечения балки (м4) относительно главной центральной оси,

перпендикулярной плоскости изгибающего момента, /г =

ВН> 12

, где В и Н -

соответственно толщина и высота корпуса штрипсовой пилы, м. Величина Е1 находится из выражения (см. рис.2)

где d - расстояние между точками подвешивания пильной рамы и маятниковыми подвесками, мм (расстояние между точками А и В на рис.2). В выражении (1) У0т рассчитывается по следующей формуле:

(3)

где а - длина 02С, т.е. расстояние между точкой подвеса О2 и центром инерции маятниковой подвески в точке С, м (см. рис.4),

а_тгуг+т3у3+щу,

Рис.4. Центр инерции С системы "пильная рама - 1 маятниковая подвеска - 1 ходовая гайка" штрипсового станка: 1 - пильная рама; 2, 3 - маятниковая подвеска (2 - ось маятника, 3 - маятник).

где т2 (кг) и у2 (м) - соответственно масса и координата центра инерции части 2 маятниковой подвески, изображённой на рис. 4; т3 (кг) и у3 (м) -соответственно масса и координата центра инерции части 3 маятниковой подвески; т1 (кг) и у1 (м) - соответственно масса и координата центра инерции пильной рамы, обозначенной на рис.4 цифрой 1 (здесь принимаем, что тх сосредоточена в точке 01); при этом у 1 = Лр , если число маятниковых подвесок 1

равно 4, то /я, = -тпг, где тпг - масса пильной рамы, кг. В знаменателе

ускорение свободного падения, g =

т2+т3+т1=тс - масса всей системы , g =9,8м/с2.

Угловая скорость и ускорение в выражении (3) находится по формулам: г

1

2Л

-1

г)

сое <р

+ 1

,С

вш <р

СОв (р

2 КР

,с

где

30 '

а„,пк - соответственно угловая скорость и частота вращения

кривошипа и маховика, с-; Ьх - длина хода пильной рамы, м.

График зависимости нагрузки для 1 и 2 ходового винта на рис.1 (Р}ХЯ и ^хя) от <р представлен на рис.5. Кривая 4 на графиках характерна для тех

устойчивость. Кривой 4 и 3 характерны большие величины рабочих подач пильной рамы, кривой 2 - средние, кривой 1 - малые.

Рис.5. Графики /^(р) и Мав (ср) (при Ьх = 0,7 м) для различных значений 1Ш, характеризующих величину усилия подачи пильной рамы: кривая 1 - 1ш = 0,26 м; кривая 2 - 1КШ = 0,29 м; кривая 3 - 1ХШ = 0,32 м; кривая 4— 1Ш = 0,35 м.

Определив нагрузку Рш на ходовой винт по формуле (1),

рассчитывается момент на ходовом винте Мш, исходя из выражения

Т7 •

1пОСВ

(4)

Ъп-Г) шп

где Л' - ход винта, м ;.У = Б2, где Л' - шаг винта, м; Ъ - число заходов винта; т]т - к.п.д. винтовой пары - вычисляется по формуле:

. ~ Я-

/Я*«

где р - угол подъёма средней винтовой линии резьбы, рад; с!, - средний диаметр ходового винта, м; р - угол трения в резьбе, рад, р — 6^8°.

Зная значения М&в и передаточные числа звеньев, можно рассчитать крутящие моменты на различных звеньях рабочей подачи Мзв и крутящий момент на электродвигателе 1 (см. рис.1):

мДВА = 1,7

М1У

ГЪ-а

Н/м,

(5)

где «,-дв - передаточное число от вала электродвигателя 1 (см. рис.1) до /-того ходового винта, - коэффициент полезного действия кинематической цепи «электродвигатель 1 - г-тый ходовой винт», т - количество ходовых винтов.

Графики Мисв от <р для 1 и 2 ходового винта (для 3 и 4 ходового винта графики будут симметричны оси, когда <р - 0) представлены соответственно на рис.5. Если необходимо построить графики зависимости Мяв от времени

то вместо поставим выражение

Ьх 2Й,

СОЪО)^

В рамках данной работы также были определены нагрузки в системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" и приводе рабочей подачи пильной рамы при выпуклой траектории движения пильной рамы.

Установленные зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы с высокой жёсткостью передаточных звеньев позволяют выявить, что величина расстояния между точками подвеса маятников к пильной раме по её длине d и ширине е должна стремиться к максимуму. При этом минимальная величина d должна составлять 1... 1,5 м.

Анализ графиков на рис.5 и проводившихся исследований показывает, что с точки зрения эффективности процесса распиливания для большинства пнрипсовых станков номиналвной скорости вертикалвной подачи пилвной рамы характерен график под цифрой 2; максимальной и

минималвной скорости и З,,,;,, - соответственно графики 3 и 1. При этом будут выполняться следующие соотношения: £„,„ а (1,20 -г-1,25)5ном, 5т1я и (0,75 -5- 0,85)5Я(Ш.

Разработанные математические модели действия сил в системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" применимы для станков с маятниковой и выпуклой траекторией движения пильной рамы с большой жёсткостью передаточных звеньев. Они устанавливают зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы, позволяющие произвести расчёты на прочность, жёсткость, устойчивость, износостойкость, долговечность и т.д. элементов описываемых систем. Также на основании этих зависимостей можно решать другие важные научные проблемы (изучение физических процессов, происходящих при штрипсовом распиливании; решение задачи, связанной с устойчивостью штрипсовых пил, с их износом и т.д.). Определение динамических нагрузок в данных системах необходимо при проектировании и ремонте штрипсовых станков.

В третьей главе дано описание проведённых экспериментальных исследований динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы, а также представлены математические модели динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы с невысокой жёсткостью передаточных валов.

С целью установления фактического характера и величин нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы были проведены эксперименты, основанные на измерении крутящего момента на передаточном валу по угловым деформациям. Такими передаточными валами у штрипсового станка являются ПВ1, ПВ2, ПВЗ и ПВ4 (см. рис.1). Принципиальная схема экспериментальной установки изображена на рис.6.

Основной метод исследования крутящего момента на передаточном валу 1 заключается в том, что в качестве приёмного устройства 3 на рис.6 использовалась фотографическая установка с устройством, перематывающим с

12 3

Рис.6. Схема экспериментальной установки для измерения крутящего момента Мр с помощью лазера: 1 — исследуемый вал; 2 - лазерная установка; 3 - приёмное устройство.

постоянной скоростью фотоплёнку. Луч лазера, исходящий от лазерной установки 2, падает в щель фотографической установки 3. Через фотографическую щель осуществляется засвечивание фотоплёнки лазерным лучом. Засвеченный след на фотоплёнке называется лазерограммой изменения крутящего момента на передаточных валах.. Такие лазерограммы приведены на рис.7. Перевод величины отклонения в величину крутящего момента

осуществляется по формуле

Л/Л.,=

ус-Л

/г

(6)

где О - модуль упругости при скручивании (второго рода), С ~ 8 ■ Ю10 МПа, 7, - полярный момент инерции сечения вала (или втулки), Зг = п \

Б и d-соотвегственно внешний и внутренний диаметр вала (или втулки), м4.

Выше была представлена математическая модель определения динамических нагрузок с высокой жёсткостью передаточных звеньев привода рабочей подачи пильной рамы. Эксперимент показал, что в случае невысокой жёсткости этой системы при большом значении осевой нагрузки и коэффициента трения (угла трения) в паре «ходовой винт - ходовая гайка», возникающих во время работы штрипсового станка, происходит стопорение ходового винта, то есть замедление и прекращение его прокручивания в ходовой гайке. При этом электродвигатель рабочей подачи (на рис.1 обозначен цифрой 1) продолжает вращаться, закручивая все передаточные звенья до ходового винта (включительно). Угол закручивания двигателя Ыю за время

стопорения будет равен углу скручивания (деформации при кручении) всех передаточных звеньев - валов и ходовых винтов с учётом передаточного числа каждого звена по отношению к двигателю 1Д1ЫЯ. Это выражается следующей формулой:

^дв - ¥1(дя>

Здесь

рад. (7)

рад,

(8)

где п — частота вращения электродвигателя, мин-1; ^ - время стопорения ходового винта, с. В формуле (7) - углы закручивания

передаточных звеньев, соответственно, 1 (вала электродвигателя), 2, 3, передаточных валов и , ходового винта ;

- передаточные числа от двигателя до передаточных элементов 2, 3, ПБ1

'дв-ра

и Угол закручивания каждого звена зависит от действующего на него

крутящего момента, что выражается формулой

(9)

где - крутящий момент, действующий на передаточное звено, -

длина передаточного звена, м; О - модуль упругости при сдвиге материала

передаточного звена, для от™

а = 8

1 п

Ч/м; 1Г ЗВ - полярный момент

ЯО4 4 „

инерции передаточного звена, - диаметр передаточного вала,

32

м. При подстановке формулы (9) в формулу (7) необходимо учесть, что на

каждом передаточном звене действуют различные крутящие моменты. Между ними необходимо составить пропорции. Целесообразно расчёт проводитв относительно крутящего момента на каком-либо ходовом винте МСХГ1ХВ . После составления таких пропорций получим соотношение

Nд¡=K•MC№¡xa)paд, где К- коэффициент приведения значений 13в^,1гзв для различнвгх звенвев и ¡дв-г^дв-^дв-пв^дв-пвпЬв-хв* составляющих формулы (7) и (9). Зная величину Идц в формуле (8), найдём величину Межи,:

При высокой жёсткости передаточных элементов прокручивание ходового винта в ходовой гайке происходит постоянно, а характер осевой нагрузки (см. рис.5) или (см. рис.8) полностью соответствует

Рис.8. Зависимости и Л/жв(0 при небольшой жёсткости передаточных элементов привода подачи пильной рамы:

1 график - характер осевой нагрузки на ходовых винтах;

2 график - характер изменения нагрузок при сбросе крутящих моментов во время контакта штрипсовых пил с блоком;

3 график - характер изменения нагрузок при сбросе крутящих моментов в крайних точках хода пильной рамы.

крутящему моменту Мав{<р) или Мт{1). В случае небольшой жёсткости передаточных элементов (валов) описываемой системы происходит наложение крутящих моментов Мскг и крутящих моментов Мзв (например М^ и М1т),

связанных с качанием пильной рамы. Например, для ходового винта происходит наложение крутящих моментов Мсвг ¡^ и Мш, для передаточных валов М_„ . „„ и М, „„. Процесс передачи крутящего момента от ходовой гайки

СЛгЛ Л В / ж!В

к ходовому винту происходит следующим образом (см. графики на рис.8). Под действием больших по величине сил тяжести и инерции пильной рамы, то есть при действии больших осевых нагрузок ходовой винт не прокручивается в ходовой гайке (происходит стопорение ходового винта). При этом происходит закручивание всех передаточных звеньев привода рабочей подачи пильной рамы. Характер нагрузок, действующих в пильной раме в момент стопорения ходового винта, не влияет на характер нагрузок, действующих в передаточных элементах привода. При некотором значении времени стопорения ^ момент закручивания Мск,. становится критическим. Затем происходит резкий сброс крутящего момента (нагрузки) до 0. Резкий сброс крутящего момента происходит во время контакта штрипсовых пил с блоком или в крайних положениях (мёртвых точках) хода пильной рамы при минимальном значении инерционных сил, действующих в системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки", то есть когда осевая нагрузка на ходовой винт со стороны ходовой гайки минимальна. Во время сброса происходит прокручивание ходового винта в гайке. Характер нагрузок, действующих в пильной раме, соответствует характеру нагрузок, действующих в передаточных элементах привода рабочей подачи 'пильной рамы. При этом сброс крутящего момента от закручивания передаточных элементов накладывается на крутящий момент, вызванный нагрузками, действующими со стороны пильной рамы.

В рамках работы были построены зависимости и М3йУ) при

разных усилиях подачи 0,т, т.е. при различных для жесткой и

нежёсткой системы привода рабочей подачи пильной рамы. Также построены зависимости и при различном количестве установленных пил на

пильной раме с учётом того, что на каждую пилу действует одна и та же нагрузка (рис.9).

Экспериментальным лазерограммам (рис.7) соответствует зависимость, изображённая на рис.8, график 2. Из лазерограмм (рис.7) и на основании формулы (6) при /рта,= 0,017 м; !> = 0,04 м; / = 3,9 м; г = 0,85 м. максимальный крутящий момент на передаточном валу МПВ1вах— 103,1 Н-м. На основании графика 2 на рис.8 максимальное значение М(хв„,„— 315 Н-м. Переведём его в

значение М1тт1 = { ^ = = 108 Нм, где ¡пв-хв^пв-хв-

Рис.9. Зависимости Р/жв^Х ЛТщ»(/) для жёсткой системы привода рабочей подачи пильной рамы и Мщв(/) для нежёсткой системы при различных значениях количества пил и: 1 - п = 50; 2 - п = 100; 3 - п = 150; 4 - п = 200.

передаточное число и коэффициент полезного действия кинематической цепи «передаточный вал - ходовой винт» Ошибка теоретической и экспериментальной кривой составляет около 5 + 10 %. Этому крутящему моменту будет соответствовать минимальная осевая нагрузка на ходовые винты 6 • 104 Н (рис.8,1 график).

Исходя из математических моделей была установлена зона эффективного действия осевой нагрузки в паре "ходовой винт - ходовая гайка" (рис.10) с точки зрения допускаемых нагрузок в системе привода рабочей подачи пильной рамы. Значения Т^» и Т^». соответствуют максимальной и

1X11 тч .Э«« 'ХВта .ЭФ®

минимальной скорости вертикальной подачи пильной рамы и 8

Отклонение этих значений от номинального 8,

составляет 30 40 %. На основании математической модели действия сил в системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" и полученных экспериментальных данных разработана математическая модель действия

Рис.10. Зона эффективного действия осевой нагрузки ^1хв в паре "ходовой винт -ходовая гайка".

осевой нагрузки на ходовые винты и крутящего момента на передаточных звеньях МЗВЦ) с невысокой жёсткостью передаточных валов, на основании которых установлены зависимости изменения динамических нагрузок в этой системе. Они позволяют определить основные режимы работы привода рабочей подачи пильной рамы с криволинейной траекторией её движения и выделить наиболее рациональные из них. Исходя из полученных математических моделей, проводятся расчёты на прочность, выносливость, износостойкость, работоспособность и т.д. слабых элементов привода рабочей подачи пильной рамы с учётом характера действующих нагрузок.

В четвёртой главе дан анализ закономерностей изменения действующих и допускаемых напряжений в рабочих элементах привода рабочей подачи пильной рамы от количества циклов нагружения с учётом скорости абразивного износа рабочих поверхностей деталей. Также представлен силовой анализ подшипников ходовых винтов привода рабочей подачи пильной рамы.

На основании полученных данных аналитических и экспериментальных исследований были произведены расчёты на прочность, выносливость, износостойкость, работоспособность и т.д. слабых элементов станка. Произведённые расчёты действующих напряжений показали, что они удовлетворяют допускаемым значениям. Однако время работы до разрушения слабых элементов является недостаточным. Преждевременные поломки элементов возникают из-за характера динамических нагрузок и абразивного износа передаточных элементов.

Основной причиной отказа ходовых винтов и ходовых гаек является абразивный износ. Он будет усиливаться из-за резкого сброса нагрузок, сопровождаемого резким прокручиванием ходового винта в гайке. При больших контактных напряжениях и больших скоростях перемещения витков 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 называется абразивным. При таком износе толщина витка ходового винта и гайки уменьшается. При определённых значениях толщины витка вместе с абразивным износом начинает уменьшаться усталостная прочность деталей. Здесь важно определить количество циклов (время) до начала усталостного процесса.

При абразивном изнашивании из-за уменьшения высоты срезаемого сечения витка резьбы ж0 будут возрастать напряжения среза ^.Напряжения среза в витках изношенной гайки

в (Ю)

где

*ср{СО№)

напряжения среза в витках неизношенной гайки,

Тср(СОМТ) ~ "

МПа, где О, - осевая нагрузка на ходовой винт,

к! 'НСОЛЭТ) ' „

= внутренний диаметр резьбы ходовой гайки, мм; Ь - длина

ходовой гайки, мм; г - число заходов винта и гайки; Бх- ход винта, мм;

высота срезаемого сечения витка резьбы неизношенной гайки, мм;

15 0( СО/ОТ)

скорость изнашивания за 1 цикл нагружения,

мм/цикл, где ¡„м - время (лет) полного износа витка гайки (для штрипсовых станков при я (л-12 мм ¡изй колеблется от 0,5 до 6 л еЛт«)^ - суммарное число циклов нагружения витков резьбы ходового винта и гайки за 1 год; N-число циклов нагружения.

Значение [гЦ,,- допускаемое усталостное напряжение среза в витках

ходовой гайки

(И)

где сгг- предел выносливости, МПа;^ - масштабный фактор; ер- коэффициент, учитывающий состояние поверхности, её повреждение или упрочнение; еК -коэффициент долговечности; - коэффициент, учитывающий влияние рабочей температуры; - эффективный коэффициент концентрации

нормальных напряжений при циклически изменяющейся нагрузке.

На основании формулы (10) и (11) построим графики зависимостей ^о)^ и [т^ДЛ^ на рис.11 в виде кривой 1 и 2. Кривая 3 на рис. 11 обозначает допускаемое предельное напряжение среза в ходовой гайке

Рис.11. Зависимости т^изв^Ю кривая 1 (увеличение напряжения при износе); [г]^.,(Лг)- кривая 2 (усталости, или Велера); М^ДЛ^) -прямая 3 (предельно допускаемые напряжения).

Графики на рис.11 показвшают, что разрушение детали начинается приблизителвно при NFA№ = 4,5 • 107 циклах. Количество циклов нагружения до разрушения Nf/ar переведём во время работы ходовой гайки до разрушения

Л^/^ягл- = 4,5-10'/3,7-10' = 1,22 года. Значение trA3r соответствует сроку замены ходовой гайки.

Из рис.11 видно, что процесс катастрофического разрушения в ходовой гайке будет происходить очень быстро (внезапно). При этом произойдёт срез витков гайки во время работы станка. Он повлечёт за собой поломку других деталей станка. Для предотвращения внезапной поломки ходовой гайки необходимо вместе с ней применять предохранительную гайку с датчиком, фиксирующим отказ детали.

Одним из основных способов увеличения долговечности ходовых винтов и ходовых гаек привода рабочей подачи пильной рамы при анализе графика на рис.11 является повышение износостойкости этих элементов за счёт увеличения площади рабочей поверхности. При этом снижаются контактные напряжения. Площадь рабочей поверхности можно увеличить двумя способами:

1) повышением диаметра ходового винта и ходовой гайки (d);

2) повышением шага ходового винта и ходовой гайки (S).

Зависимость площади рабочей поверхности ходового винта и ходовой гайки F от диаметра для одного витка ввфазится следующей формулой:

F(d) = - (d1 - (d - S)1)=- S(2d - S), мм2. 4 4

График этой зависимости представлен на рис.12. Для всех витков ходового винта и ходовой гайки

Зависимость площади рабочей поверхности ходового винта и ходовой гайки F от шага S выразится этой же формулой, за исключением того, что переменной величиной станет S:

График этой зависимости для одного витка представлен на рис. 12.

Рис.12. Графики зависимости площади рабочей поверхности ходового винта и ходовой гайки от диаметра ¥(й) и от шага ¥(5).

Анализ графиков на рис. 11 и 12 показывает, что оптимальный шаг 8 для пары "ходовой винт - ходовая гайка" будет составлять 10^- 14 мм. При этом шаге диаметр й будет составлять 60 120 мм.

Одной из причин отказа зубчатых колёс может являться абразивный износ. При таком износе толщина зуба уменьшается. При определённых значениях толщины зуба вместе с абразивным износом начинает уменьшаться усталостная прочность. Здесь важно определить количество циклов (время) до начала усталостного процесса.

При абразивном изнашивании из-за уменьшения основной окружной толщины зубьев (примем, что усталостный излом зуба происходит по основной окружности) будут возрастать изгибные напряжения. Максимальные напряжения изгиба в изношенном зубе

г \1

^г(изн) ~~ &псают) '

* щсогет)

С —V . N

(12)

СГ/чсош)

6-ми

ЬБ1

' Г (СОЛЖГ)

'4/(со,таг)

неизношенного зуба, мм;

■'«(СОЛОТ) -

основная окружная толщина

скорость изнашивания за 1 цикл мм/цикл, где - время (лет) полного

нагружения,

износа зуба, ЛТХ(гя) - суммарное число циклов нагружения зуба за 1 год; N -число циклов нагружения.

На основании формулы (12) построим графики зависимостей о"/Г(/,„,)(Лг) на рис.13 в виде кривой 1. График допускаемых напряжений усталостной

Рис. 13. Зависимости для прямозубых (а) и круговых (б) колёс сгпит){М) -кривая 1 (увеличение напряжения при износе); <тп,(Лг)- кривая 2 (усталости, или Вел ера); о>и/(Лг) — прямая 3 (предельно допускаемые напряжения).

прочности <ггр(М) изображён в виде кривой 2. Кривая 3 на рис.13 обозначает допускаемое предельное напряжение изгиба в зубе . Графики на рис. 13,а построены для прямозубых зубчатых колёс, на рис. 13,б - для передач с круговыми зубьями. Процесс катастрофического разрушения детали начинается приблизительно при Л'мн. = 4,2 • 106 циклах для прямых зубьев и при 5,0 • 106 циклах для круговых зубьев. Количество циклов нагружения до разрушения Ырлзр. переведём во время работы зубчатого колеса до разрушения: для прямых зубьев - NтР /№ж,1г<1д = 4,2 • Ю6/2,3 • 10' = 1,83 года; для круговых зубьев — I ГЛ}Р= N ЮР / N ЗКЛ!ад = 5,0 10'/2,3 10' =2,17года. Время соответствует сроку замены зубчатых передач.

Из графиков на рис. 13 видно, что абразивный износ в зубчатых передачах сильно понижает значения времени работы до разрушения (наработку до отказа). Чтобы не допустить абразивного износа, необходимо, чтобы зубчатые передачи работали в масляной ванне, а конструкция корпуса редуктора была герметичной.

Одним из основных способов повышения долговечности зубчатых колёс при анализе графиков на рис.13 является повышение модуля зацепления. При этом понижаются изгибные напряжения в зубьях. Графики зависимости аР (т) и (Ур{т„) представлены на рис. 14.

Анализ зависимостей, изображенных на рис.13 показывает, что с увеличением модуля т зубчатых передач с 3 до 5 мм повышается долговечность этих передач в 1,5 + 2 раза.

Рис. 14. Зависимости о>(#и) и ае(тп), соответственно, для конических зубчатых передач с прямым и круговым профилем зубьев.

Анализ графиков на рис.13 и 14, построенных для зубчатых колёс редуктора ходового винта, показывает, что оптимальный модуль для них будет составлять 4 4,5 мм.

В рамках работы проведён силовой расчёт подшипников, анализ которого показывает, что на их рабочие элементы (шарики (ролики), дорожки качения, сепаратор) действуют большие нагрузки, способствующие усталостным процессам в этих элементах.

На основании установленных закономерностей были разработаны мероприятия, направленные на повышение долговечности ходовых гаек, зубчатых колёс и подшипников. Основные из них: улучшение условий смазки в паре "ходовой винт - ходовая гайка", улучшение геометрических и прочностных параметров деталей, повышение жёсткости передаточных звеньев привода рабочей подачи пильной рамы за счёт увеличения диаметров длинных передаточных валов с целью снижения динамических нагрузок.

В пятой главе охарактеризованы разработанные автором методики и дан расчёт экономического эффекта, полученного вследствие повышения долговечности слабых элементов штрипсовых станков. Методики включают расчёты, выполненные на основании универсальной компьютерной математической программы MATHCAD. Входными данными для этих расчётов являются технические, эксплуатационные характеристики станка; геометрические, прочностные и т.д. характеристики рабочих элементов систем, рассматриваемых в работе. Выходными данными являются зависимости, анализ которых позволяет установить рациональные параметры штрипсового станка.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе дано новое решение актуальной научной задачи, заключающейся в обосновании и выборе рациональных параметров штрипсовых станков на стадии проектирования и эксплуатации, позволяющих повысить эффективность работы этих станков.

Теоретические и экспериментальные исследований дали следующие результаты:

1. Разработаны математические модели определения значений усилий, возникающих в пильной раме ()т; суммарных сил тяжести и инерции системы "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки", действующие на ходовые винты ; осевых сил на ходовых винтах , на основании которых

получены зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы (осевых сил на ходовых винтах , крутящих моментов на ходовых винтах и на передаточных звеньях (валов) привода рабочей подачи пильной рамы Мзв) с большой жёсткостью передаточных звеньев, позволяющие выбирать оптимальные геометрические параметры конструкции станка и рациональные режимные параметры привода вертикальной подачи.

2. Разработана математическая модель определения значений осевой нагрузки на ходовых винтах и крутящих моментов на передаточных звеньях привода рабочей подачи пильной рамы с нежёсткой системой передаточных валов и установлены зависимости изменения во времени значений для основных режимов работы и при разном числе работающих пил, позволяющие обоснованно выбирать рациональные режимные параметры привода вертикальной подачи.

3. Установлены закономерности изменения действующих и допускаемых напряжений в рабочих элементах привода рабочей подачи пильной рамы от количества циклов нагружения с учётом скорости абразивного износа рабочих поверхностей деталей, которые позволяют определить рациональные геометрические (диаметр й и шаг 5 резьбы ходовых винтов, модуль т зубчатых колес) и прочностные параметры рассчитываемых элементов.

4. Определены зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы (осевых сил в паре "ходовой винт - ходовая гайка" ), соответствующие номинальной, максимальной и минимальной допустимой скорости вертикальной подачи пильной рамы, на основании которых определяются прочностные и геометрические параметры слабых элементов.

5. Разработаны методики: расчёта динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы; эксперимента по установлению динамических

нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка; установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка; оценки и оптимизации фактической надёжности штрипсовых станков. Они включают компьютерные программы по установлению рациональных параметров штрипсовых станков, разработанные в универсальной математической системе «Mathcad». Методики приняты ОАО «Московский камнеобрабатывающий комбинат».

6. Экономический эффект, полученный вследствие повышения долговечности слабых элементов одного штрипсового станка с маятниковой или выпуклой траекторией движения пильной рамы за восьмилетний период эксплуатации (срок службы станка), составит 211160 у.е. или 6334800 руб. в ценах 2004 года. За период эксплуатации в течение одного года экономический эффект составит 26395 у.е. или 791850 руб.

Основные положения диссертации отражены в следующих работах:

1. Гетопанов В.Н., Жура В.П., Секретов М.В. Определение безотказности элементов горных машин при произвольных законах распределения их прочности и действующей нагрузки. - В сб.: Международный симпозиум «Горная техника на пороге XXI века». - М.: МГГУ, 1996, с. 289 - 295.

2. Секретов М.В., Литвинов П.Ф. Анализ надёжности штрипсоввк станков MASTERBRETON моделей HG 475/330, HG 375/330, HG 475/350 в условиях эксплуатации на Московском камнеобрабатывающем комбинате. - Горный информационно-аналитический бюллетень, - М.: МГГУ, 2002, №4, с. 164 -166.

3. Секретов М.В. Оценка эксплуатационной производительности штрипсовыгх станков MASTERBRETON. - Горный информационно-аналитический бюллетень, - М.: МГГУ, 2002, №5, с. 155 - 156.

4. Секретов В.В., Секретов М.В. Расчёт нагрузок в приводе рабочей подачи штрипсового станка с выпуклой траекторией движения пильной рамы. -Горные машины и автоматика, - М.: Новые технологии, 2003, №11, с. 38 -40.

5. Морозов В.И., Ткач В.Р., Секретов М.В. Оценка надёжности зубчатый передач привода рабочей подачи пильной рамы штрипсовыгх станков. -Горные машины и автоматика, - М.: Новые технологии, 2004, №1, с. 9— 12.,

6. Секретов М.В. Расчёт нагрузок в приводе рабочей подачи штрипсовык станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы. - Горный информационно-аналитический бюллетень, - М.: МГГУ, 2004, №1,с. 65-71.

7. Секретов М.В. Исследование надёжности ходовыгх винтов и гаек пильной рамы штрипсовык станков. - Горный информационно-аналитический бюллетень, - М.: МГГУ, 2004, №10, с.44 - 49.

\

Подписано в печать Формат 60x90/16

Объем 1 п. л. Тираж 100 экз. Заказ №5<<&

Типография Московского государственного горного университета. Москва, Ленинский проспект, 6.

»24 4 80

1

364

ВВЕДЕНИЕ

Глава 1. Классификация штрипсовых станков. Исследование их общих эксплуатационных показателей: производительности и надёжности.

1.1. Классификация штрипсовых станков. Особенности их конструкции.

1.2. Конструкция штрипсовых рамных станков с криволинейным движением пильной рамы

1.3. Анализ и оценка эксплуатационной производительности и надёжности штрипсовых станков с криволинейной траекторией движения пильной рамы.

1.4. Описание работы системы привода рабочей подачи пильной рамы и системы «пильная рама - маятниковые подвески ходовые гайки» штрипсовых станков

1.5. Основные параметры штрипсовых станков с криволинейной траекторией движения пильной рамы

1.5.1. Основные технические характеристики штрипсовых станков

1.5.2. Основные параметры штрипсовых станков необходимые для кинематического и динамического расчёта «пильная рама -маятниковые подвески - ходовые гайки» и привода рабочей подачи пильной рамы

1.6. Анализ существующих методов расчёта динамических нагрузок в элементах штрипсовых станков

1.7. Выводы

Глава 2. Математическое описание работы системы рабочей подачи пильной рамы и системы «пильная рама - маятниковые подвески -ходовые гайки» при маятниковой и выпуклой траектории её движения.

2.1. Особенности процесса распиливания блоков из различных горных пород при маятниковой и выпуклой траектории движения пильной рамы штрипсовых станков

2.2. Математическое описание работы системы привода рабочей подачи пильной рамы и системы «пильная рама — маятниковые подвески - ходовые гайки» при маятниковой траектории её движения

2.2.1. Расчётная схема системы «пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки» при маятниковой траектории её движения

2.2.2. Определение значения общей нагрузки, действующей со стороны пильной рамы штрипсового станка на распиливаемый блок

2.2.3. Определение реакции связи штрипсовых пил

2.2.4. Универсальное уравнение упругой линии штрипсовой пилы

2.2.5. Зависимость прогиба штрипсовой пилы от маятниковой траектории движения пильной рамы

2.2.6. Влияние распределённой нагрузки q, действующей со стороны распиливаемого блока, на нагрузку, действующую на ходовые винты

2.2.7. Силы тяжести G и силы инерции Fm, действующие при движении системы «пильная рама (с пилами)- маятниковые подвески (4 маятника) - ходовые гайки» штрипсовых станков в процессе распиливания.

2.2.8. Учёт сил тяжести и сил инерции YG+UH при движении системы «пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки» в формуле для расчёта нагрузок, создаваемых ходовыми винтами

2.2.9. Диапазон изменения значений отклонения системы «пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки» Сц и <р

2.2.10. Расчёт нагрузок, возникающих в приводе рабочей подачи пильной рамы с маятниковой траекторией её движения

2.2.11. Порядок расчёта формул для определения нагрузок, создаваемых ходовыми винтами F^

2.3. Расчёт динамических нагрузок, возникающих в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе «пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки» при выпуклой траектории её движения

2.4. Выбор рациональных параметров штрипсовых станков.

2.4.1. Выбор оптимальных геометрических параметров системы «пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки»

2.4.2. Рациональные режимные параметры привода вертикальной подачи

2.5. Выводы.

Глава 3. Экспериментальное исследование динамических нагрузок, возникающих в приводе рабочей подачи пильной рамы. Математическая модель изменения во времени осевой нагрузки на ходовые винты и крутящего момента в передаточных звеньях привода рабочей подачи пильной рамы

3.1. Объект исследования. Описание экспериментальной установки для определения угловых деформаций вала с помощью фотосъёмки лазерного луча

3.2. Тарировочная экспериментальная установка

3.3. Экспериментальная установка для измерения крутящего момента на передаточном валу привода рабочей подачи пильной рамы

3.4. Получение и обработка результатов измерений крутящего момента на передаточном валу

3.5. Реальные нагрузки, действующие в приводе рабочей подачи пильной рамы с криволинейной траекторией её движения

3.5.1. Влияние угла наклона шатуна к горизонтальному положению штрипсовых станков на осевую нагрузку F^, действующую на ходовые винты привода рабочей подачи пильной рамы

3.5.2. Расчёт нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы с учётом жёсткости передаточных элементов

3.5.2.1. Расчёт жёсткости системы привода рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка

3.5.2.2. Определение нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы с учётом жёсткости передаточных элементов

3.5.3. Описание режимов работы привода рабочей подачи пильной рамы с криволинейной траекторией её движения

3.5.3.1. Определение коэффициента трения (угла трения) в паре «ходовой винт - ходовая гайка» штрипсового станка.

3.5.3.2. Характерные режимы работы привода рабочей подачи пильной рамы с криволинейной траекторией её движения.

3.6. Статистическая обработка полученных значений максимальных крутящих моментов с помощью лазерного метода

3.7. Влияние количества штрипсовых пил, участвующих в процессе распиливания блока, на характер нагрузок, действующих в приводе рабочей подачи пильной рамы

3.8. Зона эффективного действия осевой нагрузки F'ав в паре "ходовой винт - ходовая гайка"

3.9. Выводы

Глава 4. Расчёты на прочность, выносливость, износостойкость, работоспособность и т.д. слабых элементов привода рабочей подачи пильной рамы с криволинейной траекторией её движения

4.1. Проверочные расчёты на прочность, выносливость ходовых винтов и ходовых гаек привода рабочей подачи пильной рамы с криволинейной её траекторией движения

4.1.1. Расчёт на прочность резьб ходовых винтов и гаек

4.1.2. Расчёт на выносливость ходовых винтов и гаек штрипсовых станков

4.1.3. Определение действующих напряжений среза и смятия во всех витках ходового винта и гайки штрипсового станка

4.1.4. Расчёт на выносливость витков резьбы ходовой гайки штрипсового станка с учётом абразивного износа.

4.1.5. Повышение долговечности ходовых винтов и ходовых гаек за счёт изменения их геометрических параметров.

4.1.6. Основные способы, направленные на повышение времени работы ходовых гаек штрипсовых станков до разрушения tPA3p (наработок до отказа)

4.2. Проверочные расчёты на прочность и выносливость конических зубчатых передач с прямым и круговым профилем зубьев

4.2.1. Особенность расчётов на прочность и выносливость зубчатых колёс в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков

4.2.2. Расчёт зубьев на выносливость при изгибе с учётом абразивного износа

4.2.3. Повышение долговечности конических зубчатых колёс за счёт изменения их геометрических параметров.

4.2.4. Основные способы, направленные на повышение времени работы зубчатых передач привода рабочей подачи пильной рамы до разрушения tPA3P (наработки до отказа)

4.3. Проверочный расчёт подшипников ходового винта, воспринимающего осевую нагрузку

4.3.1. Влияние динамики процесса передачи крутящего момента в приводе рабочей подачи пильной рамы на долговечность подшипников

4.3.2. Основные способы, направленные на повышение времени работы подшипников привода рабочей подачи пильной рамы до разрушения tPA3P (наработки до отказа)

4.4. Выводы

Глава 5. Результаты опытно промышленного внедрения разработанных методик.

5.1. Методика расчёта динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе «пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки»

5.2. Методика определения действующих нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы с помощью лазерной установки

5.3. Методика установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка

5.4. Методика оценки фактической надёжности штрипсового станка.

5.5. Экономический эффект, полученный вследствие повышения долговечности слабых элементов привода рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков с криволинейной траекторией движения пильной рамы.

5.6. Выводы

Актуальность работы. Оборудование, исследуемое в диссертационной работе, является одним из звеньев технологического процесса производства облицовочных изделий из камня. Мировой объём производства облицовочного камня составляет около 50 млн. тонн в год. В России этот объём составляет около 650 тыс. тонн в год, т.е. 1,3 % от мирового. Из этих цифр видно, что в России производство облицовочных изделий недостаточно сильно развито, но тем не менее имеет тенденцию роста [28, 50, 58, 59].

Одним из основных звеньев технологического процесса в производстве облицовочных изделий является распиловочная операция. Она выполняется распиловочными станками. В данной работе изучается динамика работы штрипсовых станков с криволинейной траекторией движения пильной рамы, предназначенных для распиливания блоков из твёрдого камня типа «гранит». Эти станки используются на камнеобрабатывающих предприятиях для получения тонких плит-заготовок (толщина до 40 мм) с большими размерами по длине и ширине (до 2,5 м). Такие плиты можно получить только на штрипсовых станках. Наряду с этим штрипсовый метод распиливания является самым дешёвым. Он в 2 раза дешевле дискового ортогонального и в 3 - канатного. Всё это предопределило широкое распространение штрипсовых станков в современной камнеобрабатывающей промышленности. Доля этих станков доходит до 70 % станочного распиловочного парка, благодаря следующим преимуществам: повышенной жёсткости инструмента, возможности распиливания блоков значительных размеров на крупноразмерные плиты-заготовки (в том числе имеющих ограниченную толщину), сравнительно небольшой энергоёмкости процесса резания, незначительным потерям сырья на пропил и др. [31].

Одной из важнейших задач, стоящей перед производством облицовочных изделий из различных горных пород, является повышение эффективности работы технологического оборудования. Штрипсовые 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 штрипсовых станков с маятниковой и выпуклой траекторией движения пильной рамы, предназначенных для распиливания пород высокой твёрдости типа «гранит». На ремонт (восстановление) этих станков выделяются камнеобрабатывающими предприятиями наибольшие финансовые затраты по сравнению с другим оборудованием. Он является самым трудоёмким. Снижение финансовых средств, идущих на ремонт, т.е. повышение эффективности работы оборудования, можно достичь за счёт установления рациональных, научно обоснованных режимных, геометрических, прочностных и т.д. параметров штрипсовых станков.

Системами, определяющими эффективность работы штрипсового станка, являются привод рабочей подачи пильной рамы и "пильная рама -маятниковые подвески - ходовые гайки". Поэтому обоснование и выбор рациональных параметров этих систем на стадии проектирования и поддержание их в процессе эксплуатации является актуальной научной задачей.

Цель работы - определение динамических нагрузок в системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" и приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков, на основании которых выбираются рациональные параметры этих станков и повышается эффективность их работы.

Идея работы заключается в математическом обосновании рациональных геометрических, прочностных, режимных и т.д. параметров системы "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" и привода рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков, влияющих на эффективность их работы.

Научные положения, разработанные лично соискателем, и новизна: 1. Математические модели действия сил в системе "пильная рама -маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсового станка, на основании которых определены зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы с высокой жёсткостью передаточных звеньев (валов), позволяющие установить рациональные геометрические параметры конструкции станка и режимные параметры привода вертикальной подачи.

2. Математическая модель действия осевой нагрузки на ходовые винты FiXB и крутящего момента на передаточных звеньях Мзв привода рабочей подачи пильной рамы с невысокой жёсткостью передаточных валов, на основании которой определены зависимости изменения динамических нагрузок в этой системе для основных режимов работы и при разном числе работающих пил п, позволяющие установить рациональные режимные параметры привода вертикальной подачи.

3. Закономерности изменения действующих и допускаемых напряжений в рабочих элементах привода вертикальной подачи пильной рамы от количества циклов нагружения, учитывающие скорость абразивного износа рабочих поверхностей деталей, позволяющие определить рациональные геометрические и прочностные параметры рассчитываемых элементов.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций:

Научные положения, выводы и рекомендации обоснованы корректным использованием теоретических и практических основ теоретической и прикладной механики, сопротивления материалов, деталей машин и достаточным объёмом экспериментальных исследований. Оценка расчётных величин крутящих моментов на передаточных валах привода рабочей подачи пильной рамы и полученных экспериментальных данных показывает, что отклонение между ними не превысило 5+10 %.

Значение работы. Научное значение работы заключается: в разработке математических моделей, определяющих зависимости изменения динамических нагрузок в системе "пильная рама - маятниковые подвески -ходовые гайки" и приводе рабочей подачи пильной рамы с жёсткой и нежёсткой системой передаточных звеньев (валов); в установлении закономерностей изменения действующих и допускаемых напряжений в рабочих элементах привода рабочей подачи пильной рамы от количества циклов нагружения с учётом скорости абразивного износа рабочих поверхностей деталей.

Практическое значение работы заключается в разработке методик: расчёта динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы; проведения эксперимента по установлению динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка; установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка; оценки и оптимизации фактической надёжности штрипсовых станков. Методики включают компьютерные программы по установлению рациональных параметров штрипсовых станков, разработанные в универсальной математической системе «Mathcad». Реализация выводов и рекомендаций работы.

ОАО «Московский камнеобрабатывающий комбинат» принял к использованию следующие результаты диссертационной работы:

- методику расчёта динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы;

- методику эксперимента по установлению динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка;

- методику установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка;

- методику оценки и оптимизации фактической надёжности штрипсовых станков.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались на научном симпозиуме «Неделя Горняка» (Москва, 2002) -один доклад; на научном симпозиуме «Неделя Горняка» (Москва, 2003) - один доклад; на научном симпозиуме «Неделя Горняка» (Москва, 2004) - два доклада, на заседании научно-технического Совета ОАО «МКК-Холдинг» (Моск. обл., г. Долгопрудный, 2004)

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано семь научных статей.

Объём и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, 5 глав и заключения, включает 74 рисунка, 16 таблиц, список литературы из 77 наименования, 4 приложения.

5.6. ВЫВОДЫ

Эта глава была посвящена описанию методик, разработанных в данной работе:

- методики расчёта динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы;

- методики эксперимента по установлению динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка;

- методики установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка; методики оценки и оптимизации фактической надёжности штрипсовых станков.

Одна из целей этих методик - повышение долговечности слабых звеньев штрипсового станка. Поэтому экономический эффект определён на основании повышения долговечности слабых элементов. Величина рассчитанного экономического эффекта от внедрения методик является значительной, а проблема надёжности слабых звеньев привода рабочей подачи пильной рамы актуальной.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе дано новое решение актуальной научной задачи, заключающейся в обосновании и выборе рациональных параметров штрипсовых станков на стадии проектирования и эксплуатации, позволяющих повысить эффективность работы этих станков.

Теоретические и экспериментальные исследований дали следующие результаты:

1. Разработаны математические модели определения значений усилий, возникающих в пильной раме Qnp; суммарных сил тяжести и инерции системы "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки", действующие на ходовые винты Y0ixb; осевых сил на ходовых винтах FaB, на основании которых получены зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы (осевых сил на ходовых винтах FaB, крутящих моментов на ходовых винтах Мкв и на передаточных звеньях (валов) привода рабочей подачи пильной рамы Мзв) с большой жёсткостью передаточных звеньев, позволяющие выбирать оптимальные геометрические параметры конструкции станка и рациональные режимные параметры привода вертикальной подачи.

2. Разработана математическая модель определения значений осевой нагрузки на ходовых винтах FaB и крутящих моментов на передаточных звеньях Мзв привода рабочей подачи пильной рамы с нежёсткой системой передаточных валов и установлены зависимости изменения во времени значений FaB (t) и M3B(t) для основных режимов работы и при разном числе работающих пил, позволяющие обоснованно выбирать рациональные режимные параметры привода вертикальной подачи.

3. Установлены закономерности изменения действующих и допускаемых напряжений в рабочих элементах привода рабочей подачи пильной рамы от количества циклов нагружения с учётом скорости абразивного износа рабочих поверхностей деталей, которые позволяют определить рациональные геометрические (диаметр d и шаг S резьбы ходовых винтов, модуль т зубчатых колёс) и прочностные параметры рассчитываемых элементов.

4. Определены зависимости изменения динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы (осевых сил в паре "ходовой винт -ходовая гайка" FXB), соответствующие номинальной, максимальной и минимальной допустимой скорости вертикальной подачи пильной рамы, на основании которых определяются прочностные и геометрические параметры слабых элементов.

5. Разработаны методики: расчёта динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы и системе "пильная рама - маятниковые подвески - ходовые гайки" штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы; эксперимента по установлению динамических нагрузок в приводе рабочей подачи пильной рамы штрипсового станка; установления сроков замены деталей и систем штрипсового станка; оценки и оптимизации фактической надёжности штрипсовых станков. Они включают компьютерные программы по установлению рациональных параметров штрипсовых станков, разработанные в универсальной математической системе «Mathcad». Методики приняты ОАО «Московский камнеобрабатывающий комбинат».

6. Экономический эффект, полученный вследствие повышения долговечности слабых элементов одного штрипсового станка с маятниковой или выпуклой траекторией движения пильной рамы за восьмилетний период эксплуатации (срок службы станка), составит 211160 у.е. или 6334800 руб. в ценах 2004 года. За период эксплуатации в течение одного года экономический эффект составит 26395 у.е. или 791850 руб.

1. Арасланов A.M. Расчёт элементов конструкций заданной надёжности при случайных воздействиях. - М.: Машиностроение, 1987, 128 с.

2. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука, 1988, 640 с.

3. Барсов Г.А., Безменова Л.В., Гродзенская Л.С., Желиговский А.В., Кувшинников Г.А., Кульбачный О.И., Пантелеев С.И., Шехвиц Э.И., Юденич В.В. Теория плоских механизмов и динамика машин. — М.: Высшая школа, 1961, 336 с.

4. Бацежев Ю.Г., Костюк B.C. Электропривод и электроснабжение. М.: Недра, 1989, 296 с.

5. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В. Подшипники качения. Справочник. М. -Л.: Машгиз, 1959, 608 с.

6. Беляев Н.М. Сопротивление материалов. М.: Государственное издательство технико-теоретической литературы, 1958, 856 с.

7. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчёт на прочность деталей машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1993, 640 с.

8. Болотин В.В. Статистические методы в строительной механике. М.: Госотройиздат, 1961.

9. Воронков И.М. Курс теоретической механики. М.: Наука, 1964, 596 с.

10. Выгодский М.Я. Справочник по элементарной математике. М., Наука, 1976, 336 с.

11. Геллер Ю.А., Рахштадт А.Г. Материаловедение. М.: Металлургия, 1975, 448 с.

12. Гетопанов В.Н. Методические указания по проведению практических занятий по дисциплине «Надёжность горных машин и оборудования» для специальности 17.01 «Горные машины и оборудование». -М.: МГИ, 1991, с. 50.

13. Гетопанов В.Н. Надёжность горных машин и оборудования. М.: МГИ, 1990, 43 с.

14. Гетопанов В.Н., Рачек В.М. Проектирование и надёжность средств комплексной механизации. М.: Недра, 1986, 208 с.

15. Глухарев Е.Г., Зубарев Н.И. Зубчатые соединения: Справочник. JL: Машиностроение, 1983, 270 с.

16. Гмурман В.Е. Теория вероятностей и математическая статистика. — М.: Высшая школа, 1997, 479 с.

17. Дмитриев В.А. Детали машин. Д.: Судостроение, 1970, 792 с.

18. Дмитриев В.А., Долголенко А.А., Марков В.Г., Смирнов С.А. Теория механизмов и машин, детали машин и подъёмно-транспортные машины. — JI.: Речной транспорт, 1963, 580 с.

19. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. — М.: Высшая школа, 1998, 447 с.

20. Дьяконов В.П., Абраменкова И.В. Mathcad 8 PRO в математике, физике и Internet. М.: Нолидж, 2000, 512 с.

21. Захаров К.Н., Субботин Е.К., Сычёв Ю.И. Эксплуатация алмазных штрипсовых пил при распиловке блоков природного камня. М.: Всесоюзный научно-исследовательский и конструкторско-технологический институт природных алмазов и инструмента, 1978, 32 с.

22. Зиновьев В.А., Пришедько Н.А., Вильниц С.А. Детали машин. М.: Высшая школа, 1964, 348с.

23. Зубчатые передачи: Справочник / Под ред. Е.Г. Гинзбурга. Л.: Машиностроение, 1980, 416 с.

24. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1991, 383 с.

25. Иыуду К.А. Оптимизация устройств автоматики по критерию надёжности. М. - Л.: Энергия, 1966, 194 с.

26. Казарян Ж.А. Инструмент для добычи и обработки камня. М.: МГИ, 1990.

27. Казарян Ж.А. Природный камень: обработка, применение. Справочник. — М.: Г.К. Гранит, Петрокомплект, 1997, 252 с.

28. Казарян Ж.А., Амбарцумян Н.В., Карасёв Ю.Г. Проектирование камнеобрабатывающих предприятий. -М.: МГИ, 1990, 103 с.

29. Капур К., Ламберсон. Надёжность и проектирование систем: Перевод с англ. -М.: Мир, 1980, 608 с.

30. Картавый Н.Г., Сычёв Ю.И., Волуев И.В. Оборудование для производства облицовочных материалов из природного камня. — М.: Машиностроение, 1988, 240 с.

31. Когаев В.П. Расчёты на прочность при напряжениях, переменных во времени. -М.: Машиностроение, 1993.

32. Кудрявцев В.Н. Зубчатые передачи. М. - Л.: Машгиз, 1957, 264 с.

33. Лахтин Ю.М., Леонтьева В.П. Материаловедение. М.: Машиностроение, 1990, 528 с.

34. Металлорежущие станки / Под ред. Ачеркана Н.С. М.: Машгиз, 1957, 1016 с.

35. Методические указания и задания на курсовой проект по курсу «Детали машин». Составители: Рачек В.М., Доброборский Г.А., Вьюшина М.Н., Фальк И.Н., Бусыгин A.M., Перевалов B.C. М.: МГГУ, 2002, 50 с.

36. Миловидов С.С. Детали машин и приборов. М.: Высшая школа, 1971, 488 с.

37. Морозов В.И. Деформационное упрочнение нитроцементированных зубчатых колёс горных машин. Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук, М., 1965, 188 с.

38. Морозов В.И. Прогрессивные способы ремонта горно-шахтного оборудования. М.: ЦПВНТГО, 1990, 60 с.

39. Морозов В.И., Шубина Н.Б. Конструкторско-технологическое обеспечение надёжности и качества горной техники и средств автоматизации. М.: МГИ, 1989, 71 с.

40. Оборудование для добычи и обработки природного камня. Каталог-справочник. -М.: ЦНИИТЭстроймаш, 1980, 231 с.

41. Попова Г.Н., Алексеев С.Ю. Машиностроительное черчение: Справочник. -СПб.: Политехника, 1994, 448 с.

42. Предупреждение разрушение деталей забойного оборудования / Под ред. Морозова В .И. М.: Недра, 1985, 215 с.

43. Руководство по эксплуатации станка MASTERBRETON модели HG 475/330.

44. Савельев И.В. Курс общей физики, т.1. М.: Наука, 1977,416 с.

45. Сводная таблица основных эксплуатационных показателей 6-ти станков MASTERBRETON в условиях работы на Московском камнеобрабатывающем комбинате за период 2001 г.

46. Секретов М.В. Оценка эксплуатационной производительности штрипсовых станков MASTERBRETON. Горный информационно-аналитический бюллетень. - М.: МГТУ, 2002, №5, с.155- 156.

47. Серенсен С.В., Громан М.Б., Когаев В.П., Шнейдерович P.M. Валы и оси. Конструирование и расчёт. М.: Машиностроение, 1970, 320 с.

48. Синельников О.Б. Природный облицовочный камень. Часть I. Облицовочные камни. М.: МГГУ, 2000, 362 с.

49. Сменные рапорты о работе станков MASTERBRETON за период 2000 -2001гг.

50. Солод В.И., Гетопанов В.Н., Рачек В.М. Проектирование и конструирование горных машин и комплексов. М.: Недра, 1982, 350 с.

51. Солод В.И., Гетопанов В.Н., Шпильберг И.Л. Надёжность горных машин и комплексов. М.: МГИ, 1972, 198 с.

52. Сопротивление материалов / Под ред. Писаренко Г.С. Киев, Вища Школа, 1979, 696 с.

53. Сурина Н.В. Установление режимов нагружения и определение ресурса трансмиссий очистных комбайнов для тонких пластов на стадии проектирования. Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук. -М.: МГИ, 1991, 191 с.

54. Сычёв Ю.И. Работоспособность и долговечность камнеобрабатывающего оборудования. Строительные материалы, 1979, №5, с.6 — 7.

55. Сычёв Ю.И. ТЭО (технико-экономическое обоснование) технического перевооружения ОАО «МКК-Саянмрамор». М.: ВНИПИИстромсырьё, 1998.

56. Сычёв Ю.И., Берлин Ю.Я. Шлифовально-полировальные и фрезерные работы по камню. -М.: Стройиздат, 1985, 312 с.

57. Сычёв Ю.И., Берлин Ю.Я., Шалаев И.Я. Оборудование для распиловки камня. -JI.: Стройиздат, 1983, 288 с.

58. Сычёв Ю.И., Поволоцкий С.В. Рекомендации по рациональной эксплуатации штрипсовых пил распиловочных станков. М.: ВНИИЭСМ, 1979, 72 с.

59. Тарг С.М. Краткий курс теоретической механики. М.: Высшая школа, 1986,416 с.

60. Тепинкичиев В.К., Красниченко JI.B., Тихонов А.А., Колев Н.С. Металлорежущие станки. М.: Машиностроение, 1970,464.

61. Тимошенко С.П. Устойчивость упругих систем. М.: Государственное издательство технико-теоретической литературы, 1955, 568 с.

62. Ткач В.Р. Обоснование организационно-технологических схем при техническом перевооружении камнеобрабатывающих предприятий. Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук. — М.: МГТУ, 2000, 141 с.

63. Фёдоров Д.И., Бондаревич Б.А., Перепонов В.И. Надёжность металлоконструкций землеройных машин. М.: Машиностроение, 1971, 216 с.

64. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М.: Государственное издательство физико-математической литературы, 1963, 540 с.

65. Хазов Б.Ф., Дидусев Б.А. Справочник по расчёту надёжности машин на стадии проектирования. М.: Машиностроение, 1986, 224 с.

66. Царицын В.В. Скорость подачи штрипса при резании блока горной породы. Строительные материалы, изделия и санитарная техника: Республиканский научно-технический сборник. Киев, 1985, Вып.8, с.12- 13.

67. Электротехника / Под ред. В.Г. Герасимова. М.: Высшая школа, 1985, 480 с.

68. Электротехничексий справочник, т.2 / Под ред. Орлова И.Н. — М.: Энергоатомиздат, 1986, 712с.

69. Элькин И.Л., Казаков С.С., Шевченко Г.Е. Испытания угледобывающих машин. М.: Недра, 1980, 287 с.

70. Справочник машиностроителя / Под ред. Сателя Э.А. — М.: Машиностроение, 1964, т.6, 540 с.

71. Пособие по математике для поступающих в ВУЗы / Под ред. Яковлева Г.Н.-М.: Наука, 1985

72. Морозов В.И., Ткач В.Р., Секретов М.В. Оценка надёжности зубчатых передач привода рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков. — Горные машины и автоматика. М.: Новые технологии, 2004, №1, с. 9-12.

73. Секретов В.В., Секретов М.В. Расчёт нагрузок в приводе рабочей подачи штрипсового станка с выпуклой траекторией движения пильной рамы. -Горные машины и автоматика. М.: Новые технологии, 2003, №11, с. 38-40.

74. Секретов М.В. Расчёт нагрузок в приводе рабочей подачи штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы. Горный информационно-аналитический бюллетень. - М.: МГТУ, 2004, №1, с. 65 -71.

75. Секретов М.В. Исследование надёжности ходовых винтов и гаек пильной рамы штрипсовых станков. Горный информационно-аналитический бюллетень. - М.: МГГУ, 2004, №10, с.44 - 49.

76. Основные положения диссертации отражены в следующих работах

77. Секретов М.В. Оценка эксплуатационной производительности штрипсовых станков MASTERBRETON. Горный информационно-аналитический бюллетень. -М.: МГГУ, 2002, №5, с.155 - 156.

78. Секретов В.В., Секретов М.В. Расчёт нагрузок в приводе рабочей подачи штрипсового станка с выпуклой траекторией движения пильной рамы. -Горные машины и автоматика. М.: Новые технологии, 2003, №11, с. 38-40.

79. Морозов В.И., Ткач В.Р., Секретов М.В. Оценка надёжности зубчатых передач привода рабочей подачи пильной рамы штрипсовых станков. -Горные машины и автоматика. М.: Новые технологии, 2004, №1, с. 9 - 12.

80. Секретов М.В. Расчёт нагрузок в приводе рабочей подачи штрипсовых станков с маятниковой траекторией движения пильной рамы. Горный информационно-аналитический бюллетень. - М.: МГГУ, 2004, №1, с. 65-71.

81. Секретов М.В. Исследование надёжности ходовых винтов и гаек пильной рамы штрипсовых станков. Горный информационно-аналитический бюллетень. - М.: МГГУ, 2004, №10, с.44 - 49.