Наукові основи створення енергоощадних міжрезонансних вібраційних машин

або .

У четвертому розділі наведено методику розрахунку конструктивних параметрів вібраційних машин та методику врахування впливу технологічного завантаження на робочий орган.

Зокрема, обґрунтовано узагальнену модель комбінованої пружної системи у вигляді центрального циліндричного та гіперболоїдного торсіонів як таку, що охоплює найпоширеніші випадки для забезпечення простого руху мас (рис. 9). Розглядаючи фізичну модель деформацій та навантажень пружної системи, методом енергетичного балансу виведено формули-шаблони розрахунку на жорсткість та міцність низки пружних систем вібромашин, у яких робочий орган здійснює обертальний або поступальний рух.

Рис. 9. Узагальнена модель розташування елементів пружних систем для забезпечення прямолінійного (1) та обертального або гвинтоподібного (2) рухів робочого органа

Деякі аналітичні вирази, отримані із запропонованих формул-шаблонів наведено в таблицях 1 та 2, де , , - жорсткості резонансних пружних систем (елементів) відповідно на згин, кручення та стиск у вертикальному напрямку вздовж осі ; - відповідно довжина та діаметр робочої ділянки центрального циліндричного торсіона; , - модулі пружності матеріалу відповідно І та ІІ роду; - відповідно довжина, ширина і товщина робочої ділянки плоского пружного елемента прямокутного перерізу; - кількість пружних елементів (на практиці, коли одна з мас кріпиться до пружного елемента по кінцях, а друга по середині, використовується параметр - кількість робочих ділянок в пружних елементах); - відповідно радіус розташування пружних елементів та їх кут нахилу відносно вертикалі; , - коефіцієнти, що залежать від співвідношення сторін прямокутного перерізу пружного елемента під час визначення відповідно його моменту інерції та моменту опору на кручення; , - відповідно коефіцієнт защемлення пружної системи та коефіцієнт, що враховує концентрацію напружень у пружному елементі; - відносне лінійне нормальне зміщення місць кріплення пружних елементів; - відносна амплітуда коливань маси вібраційної машини при обертальному русі.

Врахування впливу маси завантаження. Використовуючи гіпотезу, що певна частина від маси середовища повністю приєднується до робочого органа , завантаживши середовищем реальну міжрезонансну вібраційну машину з відомими інерційно-жорсткістними параметрами, експериментально визначаємо її другу власну частоту коливань відносно якої і фіксується вплив. Приймемо, що робочою масою є активна. Тоді, використовуючи аналітичний вираз з (19) для другої власної частоти коливань тримасової МКС та замінюючи в ньому значення на , визначаємо частину приєднаної маси :

,

Якщо робочим органом буде проміжна маса, провівши ідентичні заміни, отримаємо:



Примітка. Для схем 3, 4 в дисертації наведено точні аналітичні вирази. У схемі 9 центральний циліндричний торсіон має можливість вільного ходу у вертикальному напрямку

.

У такому випадку частка середовища завантаження, що умовно приєднується до робочого органу, становитиме / і може використовуватись при розробленні промислових зразків вібраційного технологічного обладнання. Отже, заклавши в інерційне значення коливальної маси частку приєднаного середовища, дотримуючись рекомендованого співвідношення та вибравши значення резонансного налагодження системи в межах , можна гарантувати стабільний режим роботи вібраційної машини. Особливістю виразів (23) та (24) є те, що параметр є комплексним показником, який додатково враховує і дисипацію середовища завантаження, оскільки експериментально отримане значення змістилось і від дії в'язкості середовища.

У п'ятому розділі експериментально підтверджені викладені теоретичні положення за двома ключовими напрямами: реальність досягнення на практиці синфазного руху мас та ефекту “нульової жорсткості”. На конкретних прикладах експериментальних зразків та промислового вібраційного технологічного обладнання (рис. 10 та рис. 11) розглянуто особливості розрахунку та проектування установок з використанням ефекту “нульової жорсткості”.

а) б)

Рис. 10. Експериментальний (а) та промисловий (б) зразки вібраційного майданчика з електромагнітним приводом для ущільнення напівсухих бетоносумішей (частота , амплітуда коливань робочого органа , споживана потужність та відповідно)



а) б)

Рис. 11. Промислові зразки вібраційних сепараторів для переробки поліетиленової крихти:а - з прямолінійними коливаннями робочого органа; б - циркуляційного типу (вимушена частота , амплітуда коливань робочого органа , споживана потужність )

Розглянемо на базі вібраційного майданчика з електромагнітним приводом (рис. 10, б) основні підходи у створенні вібраційного технологічного обладнання, що реалізуються на ефекті “нульової жорсткості”. Вібромайданчик складається з трьох основних модулів: верхнього (рис. 12, а), що містить активну 1 та проміжну 2 маси, які з'єднані між собою резонансною пружною системою 4 жорсткістю ; модуля реактивної маси (рис. 12, б) та модуля основи (рис. 12, в). Верхній модуль та модуль реактивної маси незалежно встановлюють на основі 8 через віброізолятори 5 у вигляді гумових вставок із вакуумного шланга. До проміжної 2 та реактивної 3 мас прикріплені відповідно якорі 6 та осердя з котушками 7 електромагнітних віброзбудників. Тримасова МКС налагоджується на дорезонансний режим роботи відносно другого піку власної частоти системи, за що відповідає умовно виділена двомасова резонансна МКС, утворена активною 1 та проміжною 2 масами, з'єднаними пружною системою 4. З метою механічного підналагодження на дорезонансний режим роботи передбачені пластини 9. Робочою масою конструктивно вибрано проміжну 2. Активна маса 1 у технологічному процесі не задіяна, тому була розміщена під проміжною. Для досягнення вимушеної частоти коливань використано однотактні електромагнітні віброзбудники, ввімкнені в мережу живлення без випрямлячів. Це зумовлює присутність явища залипання осердь 7 електромагнітних віброзбудників до якорів 6 внаслідок наявності постійної складової зусилля електромагнітного збурення. Щоб усунути процес злипання, вирішено реактивну масу 3 обмежити в русі у вертикальному напрямку через м'які гумові вставки (нижні віброізолятори 5).

Проміжна маса 2 як робочий орган була спроектована у вигляді седвіч-панелі з метою досягнення високої її жорсткості при поперечних коливаннях на частоті вимушених коливань . Для цього було використано текстолітову панель, защемлену між двома сталевими плитами, що забезпечило проміжній масі як тілу з розподіленими інерційними параметрами значення першої власної частоти коливань (рис. 13, а). Проміжна маса виконана виходячи з умови і в рази важчою за активну, щоб мінімізувати вплив маси завантаження на умовно виділену двомасову резонансну МКС. Маючи розроблені дві (активну і проміжну) з трьох мас та знаючи їх інерційні значення, проводиться визначення решти необхідних інерційно-жорсткістних та конструктивних параметрів вібромайданчика.

Рис. 13. Результати розрахунку у CosmosWorks:а - частоти власних коливань робочого органа як тіла з розподіленою масою; б - частоти власних коливань умовно виділеної двомасової МКС, де 1 - пружний елемент та 2 - вантаж, еквівалентний питомій зведеній масі на один пружний елемент; в - напружень у пружному елементі

Необхідна жорсткість резонансної пружної системи 4 (рис. 12) визначається згідно (9). Конструктивно вибравши робочу довжину і ширину пружного елемента, враховуючи коефіцієнт защемлення, матеріал пружини, згідно аналітичного виразу з першої схеми табл. 1, визначається товщина плоского пружного елемента. Власна частота коливань МКС перевіряється використовуючи метод скінченних елементів (рис. 13, б). За допомогою налагоджувальних пластин 9 (рис. 12) можна довести МКС до необхідної власної частоти коливань .

Розрахунок методом скінченних елементів, коли в твердотілій моделі пружного елемента жорстко защемлюються його кінці, а середній ділянці надається зміщення рівне відносній амплітуді коливань між проміжною та реактивною масами (рис. 13, в), вказує на значний запас за міцністю для сталей , . Згідно аналітичного виразу з першої схеми табл. 2: ().

Необхідне амплітудне значення тягового збурювального зусилля визначається згідно (13), яке було забезпечено вісьмома однотактними електромагнітними віброзбудниками з номінальним тяговим зусиллям кожного .

У шостому розділі експериментально підтверджено викладені теоретичні положення за ключовим напрямом - наявність додаткових динамічних підсилень коливань у високоефективних міжрезонансних МКС, синтезованих на основі запропонованого методу розрахунку параметрів системи. Поширено розроблений метод для створення енергоощадного вібраційного обладнання з інерційним приводом та для модернізації існуючих одно- та двомасових резонансних вібраційних машин, шляхом перетворення їх у високоефективні конструкції.

Розроблено експериментальну установку (рис. 14) з закладеним значенням коефіцієнта додаткового динамічного підсилення коливань або (згідно (18)). Активна 1 та проміжна 2 маси з'єднані між собою резонансною пружною системою 4; реактивна маса 3 через другу резонансну пружну систему 5 з'єднана з проміжною. До реактивної маси кріпляться якорі 6, а до проміжної маси - осердя з котушками 7 електромагнітних віброзбудників, які під'єднані до мережі живлення за двотактною схемою. Проміжна маса 2 встановлюється на основу за допомогою м'яких гумових віброізоляційних елементів 8.

Проаналізуємо показник Ј питомих затрат потужності для експериментальної установки (рис. 14, б), параметри якої наведені в табл. 3. За основу взято аналітичний вираз (1). Питомі затрати потужності визначаємо згідно залежності Ј при частоті вимушених коливань (тут - експериментально знята потужність, що затрачається в електромагнітному приводі на збурення коливань рами без завантаження). По суті, питомий показник Ј обернено пропорційний коефіцієнту динамічності системи (див. (1)).

а) б)

Рис. 14. Просторова модель (а) та експериментальний зразок (б) тримасової коливальної рами



Таблиця 1 - Експериментальні дані тримасової коливальної рами на рис. 14, б, параметри якої: перша частота власних коливань системи , друга власна частота - , , , , , ,

№ заміру	, мм	, мм	, мм	, В	, А	, Вт	Ј,
1.	2.5	0.54	2.2	120	0.71	85	1.32
2.	3	0.65	2.5	130	0.82	106.5	1.17
3.	3.5	0.76	3	154	1.06	163	1.3
Середнє значення Ј	1.26

Експериментально зняте значення затраченої потужності узгоджується з аналітичним розрахунком. Так, коефіцієнт динамічності системи, враховуючи закладене додаткове динамічне підсилення коливань , становить . Тоді, для випадку згідно (1), коли , . Похибка в між табличним та аналітичним значенням потужностей може коректуватись в залежності від значення ККД віброзбудників.

Для порівняння енергоспоживання запропонованих МКС реалізовано експериментальну двомасову систему (рис. 15) шляхом конструктивного перетворення тримасової коливальної рами. Так, жорстко з'єднавши активну та реактивну маси металевими скобами 1 та скоректувавши жорсткості пружних систем, отримано двомасову систему, експериментально зняті параметри якої наведені в табл. 4.

Таблиця 2 - Експериментальні дані двомасової коливальної рами на рис. 15, параметри якої: власна частота коливань системи , ,

№ заміру	, мм	, мм	, мм	, В	, А	, Вт	Ј,
1.	1.5	-	0.43	100	0.58	58	2.2
2.	1.75	-	0.51	107	0.6	64	1.78
3.	2	-	0.58	111	0.6	66.7	1.42
Середнє значення Ј	1.8

Порівнюючи середні показники параметра Ј (табл. 3 та табл. 4), видно, що запропоновані міжрезонансні МКС в менше споживають питомої потужності порівняно з двомасовими системами, що повністю узгоджується з закладеним параметром . Відносно тримасових коливальних систем з динамічним гасником, коливальна рама споживала б потужності у менше. Підвищивши ефективність функціонування тримасової коливальної рами, шляхом перерозподілу інерційно-жорсткістних параметрів (це детально розглянено в дисертаційній роботі), реалізовано експериментальну модель з закладеним параметром , що підтверджено експериментально. Підвищення ефективності отримано за рахунок полегшення реактивної маси. Так, забравши якорі електромагнітних віброзбудників, функцію яких почав виконувати металевий короб (позиція 3 на рис. 14, а), до якого вони кріпились, вдалось суттєво знизити інерційний параметр реактивної маси. Це, після корекції жорсткостей пружних систем, дозволило ближче звести дві власні частоти системи.

Отже, зняті експериментально питомі затрати потужності в запропонованих міжрезонансних МКС та двомасових системах практично повністю збігаються з закладеним параметром додаткового динамічного підсилення коливань . Це дозволяє стверджувати про достовірність викладених теоретичних положень щодо створення високоефективних МКС.

З метою підвищення функціональної ефективності вібраційного майданчика (рис. 10, б), реалізованого на ефекті “нульової жорсткості” і питомі затрати потужності в приводі якого аналогічні вібраційному обладнанню з динамічним гасником, на основі його верхнього модуля (рис. 12, а) розроблено конструкцію (рис. 16). Функцію робочого органа виконує активна маса, на відміну від майданчика-прототипа, де робочий орган мав силове збурення. Силове ж збурення реалізовано за рахунок конструктивно введеному модулю 1, який жорстко з'єднаний з проміжною масою. Інерційні параметри активної та проміжної мас перерозподілені так: а , причому жорсткість вібромайданчика-прототипа суттєво не змінилась, що дозволило використати його верхній модуль як базу для нової конструкції.

За умови, що резонансне налагодження системи , а закладене додаткове динамічне підсилення коливань (або згідно (18)), інерційне значення реактивної маси згідно (7) становить: . Частка жорсткості згідно (15) або (17) рівна . Знаючи інерційні параметри мас, за умови, що граничні значення резонансних налагоджень відносно обох піків власної частоти становлять , згідно (20) максимально можливе значення =, а користуючись (21) . Отже, закладені в систему параметри або можна реалізувати на практиці. Передбачається, що споживана потужність такої віброустановки буде в нижча, ніж в аналогічних двомасових конструкціях, та у нижча ніж у тримасових з динамічним гасником.

Якщо пружна система, яка з'єднує активну та проміжну маси, згідно (6) становить і залишається практично без змін, так як і у вібраційному майданчику-прототипі, то пружну систему, що пов'язує проміжну та реактивну маси необхідно розрахувати. Згідно (4) . Конструктивно вибравши робочу довжину і ширину пружного елемента, враховуючи коефіцієнт защемлення та матеріал пружини, з виразу для першої схеми табл. 1 визначається товщина плоского пружного елемента.

Згідно наведеної 3D-моделі вібраційного майданчика на рис. 16 виготовлено його експериментальний зразок (рис. 17). Живлення вібраційного майданчика відбувалось від звукового генератора . Встановлено, що споживана потужність двома віброзбудниками рівна , а амплітуда коливань активної маси . Параметр перевантаження на робочому органі становить: , де - прискорення земного тяжіння.



Рис. 17. Експериментальний зразок високоефективного вібраційного майданчика, встановленого на рамі 1 через гумові віброізоляційні елементи 2

Рис. 18. АЧХ високоефективного вібраційного майданчика, де 1, 2, 3 - відповідно активна, проміжна та реактивна маси

Для забезпечення необхідної амплітуди коливань робочого органа необхідно надати амплітудне значення збурювального зусилля (згідно (8)), що підтверджено математичним моделюванням (рис. 18). Враховуючи закладений в МКС параметр додаткового динамічного підсилення коливань та коефіцієнт опору , коефіцієнт динамічності вібромайданчика становить , де - коефіцієнт динамічності традиційних двомасових систем при резонансному налагодженні . Використовуючи (1), коли , теоретична споживана потужність вібромайданчика рівна Похибка порівняно з експериментально знятим значенням потужності закладена у -их втратах електроенергії в електромагнітних віброзбудниках. Порівняно із вібромайданчиком, що на рис. 10, б, в даній конструкції відсутні: вплив маси завантаження на повітряний проміжок та постійна складова зусилля збурення в електромагнітних віброзбудниках. Для роботи вібромайданчика на номінальних режимах з перевантаженням на робочому органі (, ) необхідно подати збурювальний сигнал потужністю . Аналогічна двомасова система на двотактному віброзбуднику споживала б .

Модернізація вібраційного технологічного обладнання. Використання запропонованого методу розрахунку параметрів дозволяє мінімальними капіталовкладеннями модернізовувати існуючі конструкції найбільш поширених двомасових вібраційних машин з електромагнітним приводом. Так, передбачається, що базова модель двомасової МКС структурно входить у тримасову систему, причому резонансна пружна система двомасової вібраційної машини жорсткістю та одна з коливальних мас (конструктивно краще, коли важча) залишаються без змін (рис. 19). Відбувається корекція інерційного значення легшої маси, до якої кріпиться підпружинена третя (реактивна) маса та менш потужні осердя з котушками електромагнітних віброзбудників (або ж використовуються існуючі, навантаження на які спадає). Якорі ж кріпляться до реактивної маси. Реактивна маса двомасової системи у новоствореній системі виконує функцію проміжної. Дотримуючись вище викладених особливостей структурної модернізації, з формули (5), враховуючи вираз (7), що обумовлює наявність синфазного руху мас, визначаємо інерційне значення активної маси:

, (25)

або ж проміжної маси: . (26)

Формули (25) та (26) використовуються для корекції однієї з мас двомасової системи. Якщо легшою є маса, яка у тримасовій системі виконуватиме функцію активної (кінематично збуреної), необхідно користуватись виразом (25). Якщо ж легшою є маса, яка у тримасовій системі виконуватиме функцію проміжної, необхідно користуватись виразом (26).

Так, на базі двомасового електромагнітного вібраційного живильника, шляхом модернізації, необхідно створити високоефективну тримасову міжрезонансну конструкцію. Під час аналізу базової моделі вібраційної машини встановлено, що активна маса живильника становить близько , а реактивна . Резонансне налагодження системи , частота вимушених коливань (). Тому жорсткість пружної системи згідно (9) становить: . З метою підвищення ефективності функціонування конструкції приймемо частку жорсткості рівною . Покладаємо, що у новоствореній конструкції резонансне налагодження залишиться без змін. Тоді, згідно (26) інерційне значення проміжної маси тримасової системи повинне становити , тобто реактивна маса двомасової МКС, що у новоствореній системі виконує функцію проміжної, повинна бути обтяжена на . До проміжної маси тримасової системи через пружну систему жорсткістю (згідно (4)) кріпиться реактивна маса (згідно (7)). Жорсткість , що підтверджують розрахунки за формулою (6). У такому випадку додаткове динамічне підсилення коливань згідно (16) у новоствореній конструкції становитиме .

Значить, живильнику за тримасовою схемою для забезпечення тих самих амплітуд коливань мас необхідно в менше значення збурювального зусилля, а отже і потужності електромагнітного привода порівняно з базовою моделлю (рис. 20). Якщо розв'язати як систему рівнянь вирази (5), (7) та (17), значення проміжної маси модернізованої МКС через параметр становитиме:

. (27)

У такому випадку можна відразу, задаючись параметром , який безпосередньо вказує на енергоощадність новоутвореної системи, визначати скоректоване значення проміжної маси згідно (27), після чого користуючись (17), (7) та (4) знаходити решту необхідних параметрів.

Поширення розробленого методу розрахунку параметрів тримасових МКС для створення високоефективних міжрезонансних вібраційних машин з інерційним приводом. Вносячи зміни в тримасову МКС, що на рис.1, вважаємо, що збурення коливань відбувається тільки через реактивну масу (у випадку збурення коливань через проміжну масу ніяких додаткових підсилень коливань не спостерігатиметься). Вважатимемо, що на реактивну масу 3 діє синусоїдальне збурювальне зусилля лише у вертикальному напрямку. Цього ефекту можна досягнути використанням маятникової підвіски, яка практично нівелює вплив збурювального зусилля у горизонтальному напрямку або ж застосуванням двох синхронізованих дебалансних віброзбудників.

Спрощена математична модель тримасової міжрезонансної МКС вібромашини з дебалансним віброзбудником на реактивній масі має вигляд аналогічний системі з електромагнітним збуренням, за винятком того, що зусилля на проміжній масі відсутнє. Вирази для амплітуд коливань активної, проміжної та реактивної мас, аналогічно (2), в усталених режимах зведуться до вигляду: ; ; , (28)

де позначення та у виразах (28) ідентичні як і для (2). Для випадку збурення коливань від реактивної маси, базуючись на принципах розробленого методу розрахунку тримасових МКС, значення частки жорсткості , вираз для якої виведено аналогічно (15), має вигляд:

, (29)

де - додаткове динамічне підсиленням коливань для систем з інерційним збуренням від реактивної маси і визначається як співвідношення коефіцієнта динамічності запропонованих систем відносно інерційних двомасових зі збуренням від тої ж маси. З умови синфазного руху проміжної та реактивної мас, інерційне значення останньої, аналогічно (7), визначається як:

. (30)

Модернізація резонансних вібромашин з інерційним приводом. Вона проводиться аналогічно резонансному вібраційному технологічному обладнанню на базі електромагнітного привода. Тут необхідно розглянути два випадки: а) резонансна двомасова МКС (рис. 21, а) б) одномасова резонансна МКС (рис. 21, б), що працює на низькій вимушеній частоті, в якій функцію резонансних пружних елементів виконують опорні пружні пакети. Така схема використовується рідко і переважно в великогабаритних грохотах, де необхідно досягати високі амплітуди коливань. Встановимо аналітичні залежності для модернізації двомасової структурної схеми на рис. 21, а. Так, підставивши (30) в (5) визначаємо одну з мас, інерційне значення якої необхідно коректувати за залежністю:

; (31)

або . (32)

Формули (31) та (32) використовуються для корекції однієї з мас двомасової системи і користуються ними аналогічно як (25) та (26). Методика модернізації резонансного двомасового інерційного обладнання повністю аналогічна модернізації машин з електромагнітним приводом.

Розглянемо структурну схему на рис. 21, б. Реально, така система двомасова, оскільки другою масою виступає фундамент (це активна маса). Для прикладу, на базі одномасового резонансного грохота, шляхом модернізації, необхідно створити високоефективний. Під час аналізу базової моделі грохота встановлено, що маса його робочо го органа становить близько .

Резонансне налагодження системи (обов'язкова умова ) , частота вимушених коливань (). Тому жорсткість пружної системи згідно (9) становить: . Закладаємо параметр додаткового динамічного підсилення коливань . Згідно (32) інерційне значення проміжної маси новоствореної системи повинне становити , тобто маса робочого органа повинна бути обтяжена на . Згідно (29) частка жорсткості рівна . Враховуючи, що , формула (32) може бути переписана як:

. (33)

До проміжної маси уже тримасової системи через пружну систему жорсткістю (згідно (4)) кріпиться реактивна маса (згідно (30)), на яку навішується інерційний привід. Віброзбудників на новоутвореній проміжній масі, безумовно, уже не потрібно. Зауважимо, що . У такому випадку грохот за тримасовою схемою споживатиме в менше потужності порівняно з базовою моделлю, забезпечуючи ті ж амплітуди коливань мас (рис. 22). Аналогічно формулам (20)-(22), залежності для встановлення максимально можливого значення параметра додаткового динамічного підсилення коливань та граничного значення для МКС з інерційним приводом на реактивній масі становлять:

; (34)

. (35)

Причому, коли , і практично не залежить від співвідношення параметрів та , а . Першу власну частоту системи визначають так:



або .

В дисертації проведено розрахунок умовного економічного ефекту від впровадження чи модернізації існуючого великогабаритного вібраційного технологічного обладнання. Так, на одній установці, яка спожила десятки , за умови зниження на порядок споживаної нею потужності, в рік економія електроенергії може складати від десятків до сотень тисяч залежно від виробничої завантаженості віброобладнання на добу, потужності приводу в базовій моделі та закладеного ступеня енергоощадності в модернізованій конструкції. Вартість заощадженої електроенергії в годину на одній високоефективній віброустановці можна визначити як: , де - потужність приводу базової моделі вібраційної машини; - ціна електроенергії для промисловості за годину; - один із параметрів або і вибирається в залежності від того, відносно якого віброобладнання (який тип привода та яка структура МКС) здійснюватиметься порівняння. Проведена економічна оцінка вібромашин розроблених в дисертаційній роботі.

Нижче наведені алгоритми розрахунку параметрів МКС для створення енергоощадного вібраційного обладнання (табл. 5) та для модернізації існуючих резонансних одно- і двомасових вібраційних машин (табл. 6) як з електромагнітним, так і з інерційним приводами.



ВИСНОВКИ

У дисертаційній роботі розв'язана актуальна науково-прикладна проблема машинобудування, яка полягає у розробленні нової методології створення вібраційних машин зі зниженою споживаною потужністю привода незалежно від їх галузі використання та технологічного призначення. Для цього, зосередивши дослідження на міжрезонансних вібраційних машинах з електромагнітним приводом як найбільш досконалих з технічної точки зору та перспективних для сучасного енергомісткого виробництва, розроблено метод розрахунку інерційно-жорсткістних параметрів тримасових механічних коливальних систем. Він реалізує якісно новий перерозподіл параметрів, внаслідок якого синтезуються високоефективні системи здатні накопичувати значно вищий динамічний потенціал, що проявляється через підвищені коефіцієнти динамічності. Використовуючи запропонований метод, можна: створювати енергоощадні міжрезонансні вібраційні машини як з електромагнітним, так і з інерційним приводом - найбільш поширеним у сучасному великогабаритному вібраційному технологічному обладнанні; модернізовувати найбільш розповсюджені конструкції резонансного вібраційного технологічного обладнання, - одно- та двомасові вібраційні машини, перетворюючи їх у високоефективні тримасові міжрезонансні системи. Основними здобутками роботи є:

1. У результаті проведеного аналізу сучасного стану вібраційного обладнання з електромагнітним приводом встановлено, що для енергомістких галузей виробництва найбільш придатними для експлуатації є розробки в області тримасових міжрезонансних вібраційних машин, а тому дослідження саме такого типу обладнання є найбільш доцільним. Обґрунтовано, що підвищення ефективності їх функціонування (зменшення питомих затрат потужності привода за умови забезпечення необхідних технологічних показників віброобладнання) можна досягнути: а) шляхом збільшення коефіцієнта динамічності системи; б) реалізацією синфазного руху мас, які перебувають у гармонійному силовому електромагнітному збуренні. Це обумовлено тим, що закладений в механічній коливальній системі коефіцієнт динамічності пропорційно знижує споживану потужність приводу, а реалізація синфазного принципу усуває вплив руху мас на величину повітряного проміжку між осердям з котушкою та якорем електромагнітного віброзбудника та зводить його до мінімуму, підвищуючи ККД приводу.

2. На основі синтезованих залежностей для інерційно-жорсткістних параметрів тримасових МКС, розроблено метод розрахунку вібраційних машин з електромагнітним приводом, використання якого дозволяє однозначно сформувати синфазні міжрезонансні системи з конструктивно закладеними параметрами енергоощадності та (додаткові динамічні підсилення коливань мас), вираженими як співвідношення коефіцієнтів динамічності в запропонованих системах відповідно до тримасових з динамічним гасником та двомасових. Встановлено, що використання запропонованого методу: а) забезпечує досягнення значень та у міжрезонансних режимах роботи системи, дозволяючи створювати вібраційні машини підвищеної ефективності функціонування; б) формувати системи зі значенням , реалізуючи спрощені структурні схеми вібраційних машин з використанням ефекту “нульової жорсткості”, в яких відсутній резонансний пружний зв'язок між масами, що перебувають в силовому електромагнітному збуренні.

3. Теоретично обґрунтовано в запропонованих синфазних міжрезонансних МКС додаткові динамічні підсилення або амплітуд коливань мас, які можуть приймати значення: або за умови, що налагодження відносно двох резонансних піків не вищі , а співвідношення інерційних параметрів активної до проміжної мас ; або , коли . У такому випадку зниження потужності в приводі для запропонованих вібраційних машин буде пропорційним закладеним параметрам та , значення яких витримуються і в системах з високими показниками в'язкості ймовірного середовища завантаження. Отримані позитивні результати щодо динамічного потенціалу синфазних МКС безпосередньо впливають на підвищення ефективності функціонування вібраційних машин та дають змогу стверджувати про енергоощадність запропонованого методу розрахунку параметрів міжрезонансних систем.

4. Наведені методики розрахунку конструктивних та технологічних параметрів вібраційних машин забезпечили обґрунтований підбір параметрів вібраційних машин з електромагнітним приводом. Так, розроблена узагальнена методика визначення конструктивних параметрів комбінованої резонансної пружної системи для забезпечення простого руху робочого органа, дозволила об'єднати в аналітичні формули-шаблони розрахунки на жорсткість та міцність -ти найбільш поширених пружних систем резонансних вібромашин. Розбіжність розрахунку на жорсткість порівняно з методом скінченних елементів становить , а на міцність - до . Запропонована методика врахування інерційних та дисипативних властивостей частки середовища завантаження, що умовно приєднується до робочого органу, запобігає входженню вібраційних машин в нестійку резонансну зону, забезпечуючи стабільні міжрезонансні режими роботи МКС.

5. Проведений комплекс експериментальних досліджень у повній мірі підтвердив розвинені у дисертаційній роботі ключові теоретичні положення, а саме наявність: синфазного руху мас в тримасових МКС, ефекту “нульової жорсткості” пружної системи та додаткових динамічних підсилень коливань у високоефективних міжрезонансних системах. При цьому:

створені міжрезонансні вібраційні машини з використанням ефекту “нульової жорсткості”, яким властиве значення коефіцієнта динамічності як і в системах з динамічним гасником (), довели можливість реалізації синфазного віброобладнання зі спрощеними конструкціями та налагодженням. Розбіжність за амплітудними значеннями коливань мас на реальних макетах та промислових зразках вібраційного обладнання, порівняно з математичними моделями, становить не більше . Допустимий коефіцієнт опору , коли витримуються умови синфазності в системі;

експериментально підтверджена наявність додаткових динамічних підсилень коливань або у високоефективних МКС вібраційних машин з електромагнітним приводом. Так, експериментальна установка зі співвідношенням параметрів , в математичну модель якої було закладено параметр , реалізована на практиці з показником або ж , з похибкою за власними частотами системи до відносно теоретичної моделі, за амплітудою коливань в межах . Експериментально підтверджено зниження питомих затрат електроенергії в запропонованій МКС пропорційно до закладених в систему параметрів додаткового динамічного підсилення коливань або . Так, запропонована система споживає питому потужність Ј , а перетворена з цієї конструкції двомасова система Ј , що в більше порівняно з запропонованими. Реалізовано високоефективну МКС з параметром , що підтверджено експериментально. Зменшення затрат потужностей повністю узгоджується з закладеними параметрами ефективності функціонування в системах. реалізована конструкція великогабаритного вібромайданчика з електромагнітним приводом з закладеним коефіцієнтом додаткового динамічного підсилення коливань або , яка споживає потужність та розвиває на частоті вимушених коливань амплітуду коливань робочого органа масою . Власні частоти системи та . У такому випадку коефіцієнт динамічності системи рівний , при тому, що в системі присутня дисипація. Значення перевантаження на робочому органі становить . Отримані результати експериментальних досліджень підтвердили обґрунтованість запропонованих підходів у розрахунку високоефективних вібраційних машин, що дозволяє стверджувати про реальність зниження на порядок питомих затрат потужності приводу у вібраційному технологічному обладнанні з електромагнітним приводом. 6. Запропонований метод розрахунку інерційно-жорсткістних параметрів поширений для створення енергоощадних вібромашин з інерційним приводом, параметр ефективності яких може приймати значення незалежно від співвідношення інерційних параметрів активної до проміжної мас, за умови, що налагодження відносно двох резонансних піків не вищі . Використання розробленого методу дозволяє мінімальними капіталовкладеннями модернізовувати існуючі конструкції резонансних одно- та двомасових вібромашин, перетворюючи їх у високоефективні міжрезонансні системи з закладеними параметрами або .

7. Отже, розроблений метод розрахунку інерційно-жорсткістних параметрів є загальномасштабним у створенні високоефективних вібраційних машин різних типорозмірів та призначення і може бути покладений в основу методології проектування енергоощадного вібраційного технологічного обладнання, кваліфікуючись як новий науковий напрям, який полягає у розробленні методів синтезу інерційно-жорсткістних параметрів, що знижують енергоспоживання вібраційного технологічного обладнання, шляхом підвищення функціональної ефективності механічних коливальних систем.



СПИСОК ОПУБЛІКОВАНИХ ПРАЦЬ

Монографія

1. Ланець О. С. Високоефективні міжрезонансні вібраційні машини з електромагнітним приводом (Теоретичні основи та практика створення): монографія / О. С. Ланець. - Львів: Вид-во Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, 2008. - 324 с.

2. Статті

3. Гаврильченко О. В. Багатомасова вібраційна площадка з електромагнітним приводом для ущільнення бетоносумішей / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Боровець // Вибрации в технике и технологиях. - 2004. - № 1 (34). - С. 66-72.

4. Гаврильченко О. В. Динаміка тримасної вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський // Машинознавство. - 2007. - № 5 (119). - С. 30-36.

5. Гаврильченко О. В. Дослідження синфазного руху коливальних мас в резонансній торовій вібраційній машині об'ємної обробки / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський // Автоматизація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні (АВП): Український міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, 2005. - Вип. 39. - С. 59-67.

6. Гаврильченко О. В. Методика розрахунку комбінованої вертикальної пружної системи резонансної вібраційної притиральної машини з кутовими коливаннями притиру/ О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // Машинознавство. - 2004. - № 2(80). - С. 36-41.

7. Гаврильченко О. В. Методика уточненого розрахунку пружних систем резонансних вібраційних машин / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2005. - Вип. 39. - С. 67-71.

8. Гаврильченко О. В. Напружено-деформований стан стрижня двомасової коливальної системи вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, - Львів, 2007. - № 588. - С. 13-19.

9. Гаврильченко О. В. Передумови та принципи створення багатомасових вібраційних площадок з електромагнітним приводом для ущільнення бетону / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2004. - Вип. 38. - С. 25-29.

10. Гаврильченко О. В. Розрахунок на жорсткість комбінованої вертикальної пружної системи резонансної вібраційної притирочної машини з кутовими коливаннями / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2004. - Вип. 38. - С. 52-58.

11. Гаврильченко О. В. Розрахунок на міцність комбінованої вертикальної пружної системи резонансної вібраційної притиральної машини з кутовими коливаннями притирального диска / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // Оптимізація виробничих процесів і технічний контроль у машинобудуванні (ОВП): Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”. - Львів, 2003. - № 480. - С. 43-47.

12. Гаврильченко О. В. Теорія вібраційних машин з електромагнітним приводом та синфазним рухом коливальних мас з врахуванням жорсткості віброізоляторів / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // Машинознавство. - 2005. - № 9 (99). - С. 19-26.

13. Гурський В. М. Вибір раціональних параметрів стержневої системи вібраційного оброблювального комплексу з електромагнітним приводом / В. М. Гурський, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, - Львів, 2009. - № 641. - С. 29-34.

14. Додаткове підсилення коливань у високоефективних міжрезонансних вібраційних машинах з електромагнітним приводом / О. С. Ланець, І. В. Кузьо, В. М. Гурський , Ю. П. Шоловій // Вібрації в техніці та технологіях. - 2008. - № 2(51) - С. 12-18.

15. Дослідження динаміки нелінійної електромеханічної коливальної системи вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом / О. В. Гаврильченко, В. М. Гурський, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // Ж.: Вібрації в техніці та технологіях. - 2008. - № 3 (52) - С. 5-9.

16. Дослідження перехідного режиму роботи вібраційної машини з просторовим рухом робочого органу, створеної на основі теорії синфазних коливань/ О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський, Я. В. Шпак // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, - Львів, 2006. - № 556. - С. 23-31.

17. Конструктивні відмінності та особливості розрахунку високоефективних міжрезонансних вібраційних машин, створених на основі синфазних коливань / О. С. Ланець, Ю. П. Шоловій, В. І. Лозинський, В. М. Гурський // Машинознавство. - 2008. - № 11 (137). - С. 25-33.

18. Кузьо І. В. Підвищення технічних показників у низькочастотних синфазних вібраційних машинах з електромагнітним приводом / І. В. Кузьо, О. С. Ланець // Вібрації в техніці та технологіях. - 2006. - № 3 (45) - С. 15-19.

19. Ланець О. С. Високоефективний вібраційний сепаратор з електромагнітним приводом / О. С. Ланець, О. В. Гаврильченко, Я. В. Шпак // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, 2008. - Вип. 42. - С. 36-43.

20. Ланець О. С. Деякі аспекти створення синфазних тримасових сепараторів з електромагнітним приводом та напрямленими коливаннями робочого органа / О. С. Ланець // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2007.-Вип. 41. - С. 30-41.

21. Ланець О. С. Динаміка тримасової вібраційної площадки з електромагнітним приводом для ущільнення бетону / О. С. Ланець // ОВП: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”. - Львів, 2003. - № 480. - С. 101-108.

22. Ланець О. С. Дослідження ефективності міжрезонансних вібраційних машин з електромагнітним приводом в програмному модулі COSMOSMOTION / О. С. Ланець // Вібрації в техніці та технологіях. - 2007. - № 1 (46) - С. 71-75.

23. Ланець О. С. Експериментальне підтвердження наявності додаткових підсилень коливань у високоефективних міжрезонансних механічних коливальних системах, створених на основі теорії синфазних коливань / О. С. Ланець // Вібрації в техніці та технологіях. - 2009. - № 3 (55) - С. 29-34.

24. Ланець О. С. Експериментальне підтвердження положень теорії синфазних коливань у тримасових механічних системах з електромагнітним приводом / О. С. Ланець // Вібрації в техніці та технологіях. - 2006. - № 1 (43) - С. 64-68.

25. Ланець О. С. Конструкція та динаміка роботи двотактного високочастотного електромагнітного вібраційного майданчика для ущільнення бетоносумішей / О. С. Ланець, І. В. Кузьо // Серія: Галузеве машинобудування, будівництво: Збірн. наук. праць Полтавського нац. техн. ун-ту ім. Ю. Кондратюка. - 2009. - Вип. 3 (25). Том 1. - С. 126-130.

26. Ланець О. С. Міжрезонансні вібраційні притиральні машини з електромагнітним приводом, розроблені на основі ефекту “нульової жорсткості” / О. С.Ланець, Я. В. Шпак, Ю. П. Шоловій // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2007. - Вип. 41. - С. 41-49.

27. Ланець О. С. Обґрунтування високої ефективності тримасових вібраційних машин з електромагнітним приводом та синфазним рухом коливальних мас / О. С. Ланець // Вібрації в техніці та технологіях. - 2006. - № 2 (44) - С. 34-40.

28. Ланець О. С. Обґрунтування ефективності та параметричних особливостей високоефективних міжрезонансних вібраційних машин з електромагнітним приводом / О. С. Ланець, Т. І. Кочан, В. І. Лозинський // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2009. - Вип. 43. - С. 17-32.

29. Ланець О. С. Обґрунтування необхідності створення багатомасових вібраційних машин з електромагнітним приводом на основі теорії синфазних коливань / О. С. Ланець // ОВП: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”. - Львів, 2006. - № 560, С. 59-70.

30. Ланець О. С. Один із підходів у створенні високочастотних електромагнітних вібраційних майданчиків для ущільнення бетоносумішей / О. С. Ланець // Техніка будівництва. - 2007. - № 20. - С. 53-66.

31. Ланець О. С. Порівняльний аналіз механічних коливальних систем міжрезонансних вібраційних машин з електромагнітним приводом / О. С. Ланець // ОВП: Вісник Нац. ун-ту "Львівська політехніка". - Львів, 2007. - № 583. - С. 58-68.

32. Ланець О. С. Поширення синфазного методу розрахунку параметрів тримасових механічних коливальних систем для створення високоефективних міжрезонансних вібраційних машин з інерційним приводом / О. С. Ланець, Я. В. Шпак, В. І. Лозинський // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2010. - Вип. 44. - С. 24-35.

33. Ланець О. С. Поширення теорії синфазних коливань у розрахунку замкнених міжрезонансних механічних коливальних систем вібраційних машин з електромагнітним приводом / О. С. Ланець, І. В. Кузьо, Я. В. Шпак // Вібрації в техніці та технологіях. - 2009. - № 2 (54) - С. 35-41.

34. Ланець О. С. Практичне використання коефіцієнта додаткового динамічного підсилення коливань у розрахунку високоефективних міжрезонансних вібромашин / О. С. Ланець // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, - Львів, 2009. - № 641. - С. 43-45.

35. Ланець О. С. Розвиток міжрезонансних вібраційних машин з електромагнітним приводом / О. С. Ланець // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-ту “Львівська політехніка”, 2008. - Вип. 42. - С. 3-18.

36. Ланець О. С. Розрахунок тримасових механічних коливальних систем вібраційних машин з електромагнітним приводом та синфазним рухом коливальних мас / О. С. Ланець // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2005. - Вип. 39. - С. 76-82.

37. Ланець О. С. Теорія синфазних коливань у вібраційних машинах з електромагнітним приводом / О. С. Ланець // Вібрації в техніці та технологіях. - 2005. - № 2(40). - С. 46-54.

38. Ланець О. С. Узагальнена формула розрахунку на жорсткість резонансних пружних систем вібраційних машин з простим рухом робочого органу / О. С. Ланець // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2006.-Вип. 40. - С. 149-156.

39. Ланець О. С. Узагальнення розрахунків на жорсткість та міцність резонансних пружних систем вібраційних машин з простим рухом робочого органа / О. С. Ланець // ОВП: Вісник Нац. ун-ту "Львівська політехніка". - Львів, 2008. - № 613. - С. - 139-154.

40. Методика розрахунку вертикальної пружної системи вібраційної машини об'ємної обробки з електромагнітним приводом та синфазним рухом коливальних мас / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський, Я. В. Шпак // АВП: Укр. міжвід. наук.-техн. зб. - Львів: Нац. ун-т “Львівська політехніка”, 2006. - Вип. 40. - С. 56-63.

41. Обґрунтування переваг електромеханічної системи вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом на основі аналізу амплітудно-частотних характеристик / В. М. Гурський, О. С. Ланець, О. В. Гаврильченко, Я. В. Шпак // ОВП: Вісник Нац. ун-ту "Львівська політехніка". - Львів, 2008. - № 613, С.- 100-106.

42. Оптимізація конструктивних параметрів вертикальної пружної системи вібраційної машин з просторовим рухом робочого органу / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський, Я. В. Шпак // ОВП: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”. - Львів, 2006. - № 560. - С. 47-53.

43. Особливості тримасової вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа / [О. В. Гаврильченко, І. В. Кузьо, О. С. Ланець та ін.] // Вібрації в техніці та технологіях. - 2007. - № 2 (47). - С. 55-59.

44. Підбір параметрів високоефективної міжрезонансної механічної коливальної системи вібруючої рамки, створеної на основі теорії синфазних коливань / О. С. Ланець, Т. І. Кочан, Я. В. Шпак, Є. М. Махоркін // ОВП: Вісник Нац. ун-ту "Львівська політехніка". - Львів, 2009. - № 642. - С.- 49-53.

45. Підходи у визначенні необхідного зусилля, яке повинен розвивати віброзбудник в одно-, дво- та багатомасових конструкціях вібромашин / О. В. Гаврильченко, Р. В. Юревич, О. С. Ланець, Я. В. Шпак // Науковий вісник: Збірник наук.-техн. праць. - Львів: УкрДЛУ, 2004. - Вип. 14.1. - С. 36-42.

46. Синфазні вібраційні машини з електромагнітним приводом для ущільнення бетоносумішей / І. В. Кузьо, О. С. Ланець, Ю. П. Шоловій, Я. В. Шпак // Вібрації в техніці та технологіях. - 2007. - № 4 (49) - С. 33-36.

47. Шпак Я. В. Визначення жорсткості пружної системи та моменту збурення вібраційної притиральної машини / Я. В. Шпак, О. С. Ланець, О. В. Гаврильченко // Динаміка, міцність та проектування машин і приладів: Вісник Нац. ун-ту “Львівська політехніка”.- Львів, 2004. - № 509. - С. 114-122.

48. Шпак Я. В. Розрахунок, рекомендації щодо вибору конструктивних параметрів та перевірка роботоздатності комбінованої пружної системи вібраційної притиральної машини / Я. В. Шпак, О. С. Ланець // Вибрации в технике и технологиях“. - 2005. - № 1 (39). - С. 63-72.

Патенти

49. Пат. деклар. на корисну модель 15212 U Україна, МПК B06В 1/02. Торова вібраційна машина об'ємної обробки з електромагнітним приводом / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка”. - № u 2005 12677; заявл. 27. 12. 2005; опубл. 15. 06. 2006, Бюл. № 6. - 4 с.

50. Пат. на винахід 88369 С2 Україна, МПК B06В 1/02. Тримасовий вібраційний майданчик з електромагнітним приводом / О. С. Ланець (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка”. - № а 2007 13192; заявл. 27. 11. 2007 р.; опубл.12. 10. 2009, Бюл. № 5. - 5 с.

51. Пат. на винахід 92242 Україна, МПК B06В 1/02. Віброоброблювальний комплекс з електромагнітним приводом / О. С. Ланець (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка”. - № а 2009 00735; заявл. 02. 02. 2009 р.; опубл.11.10.2010, Бюл. № 19. - 5 с.

52. Пат. на корисну модель 19217 Україна, МПК B06В 1/02. Вібраційна машина об'ємної обробки з електромагнітним приводом / О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка” - № u 2006 05174; заявл. 11. 05. 2006; опубл. 15. 12. 2006, Бюл. № 12.- 5 с.

53. Пат. на корисну модель 22199 Україна, МПК G01H 1/00; B06В 1/02. Спосіб визначення параметрів тримасової механічної коливальної системи вібраційної машини з електромагнітним приводом / О. С. Ланець (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка”. - № u 2005 11812; заявл. 12. 12. 2005; опубл. 25. 04. 2007, Бюл. № 5. - 9 с.

54. Пат. на корисну модель 22200 Україна, МПК B06В 1/02. Тримасова вібраційна машина з електромагнітним приводом / О. С. Ланець (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка”. - № u 2005 11824; заявл. 12. 12. 2005; опубл. 25. 04. 2007, Бюл. № 5. - 4 с.

55. Пат. на корисну модель 25771 Україна, МПК G01H 1/00; B06В 1/02.Спосіб визначення параметрів тримасової механічної коливальної системи вібраційної машини з електромагнітним приводом / О. С. Ланець (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка”. - № u 2007 02543; заявл. 12. 03. 2007; опубл. 27. 08. 2007, Бюл. № 13. - 6 с.

56. Пат. на корисну модель 29988 U Україна, МПК B06В1/00. Вібраційна притиральна машина з електромагнітним приводом / О. С. Ланець, О. В. Гаврильченко, Я. В. Шпак (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка” - № u 2007 08196; заявл. 18. 07. 2007; опубл. 11. 02. 2008, Бюл. № 3. - 6 с.

57. Пат. на корисну модель 31035 Україна, МПК B06В 1/02. Вібраційний оброблювальний комплекс з електромагнітним приводом / О. С. Ланець, В. М. Гурський, О. В. Гаврильченко, Ю. П. Шоловій, В. М. Боровець, Я. В. Шпак (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка” - № u 2007 12216; заявл. 05. 11. 2007 р.; опубл.25. 03. 2008, Бюл. № 6. - 6 с.

58. Пат. на корисну модель 32514 Україна, МПК B06В1/02. Вібраційна машина об'ємної обробки з електромагнітним приводом / О. С. Ланець (Україна); Нац. ун-тет “Львівська політехніка” - № а 2007 13189; заявл. 27. 11. 2007 р.; опубл. 26. 05. 2008, Бюл. № 10. - 6 с.

Праці конференцій та тези

59. Аналіз роботи тримасової динамічної моделі вібраційної площадки на перехідних режимах / О. С. Ланець, А. І. Гордєєв, А. К. Бережнюк, В. А. Кирилюк // Materiaіy IV miкdzynarodowej naukowi-praktycznej konferencji “Wyksztaіcenie i nauka bez granic - 2008”. Volume 18: Techniczne nauki. - Przemyњl: Nauka i studia. -2008. - Str. 42-45.

60. Высокоэффективные межрезонансные вибрационные машины с электромагнитным приводом / [А. В. Гаврильченко, А. С. Ланец, В. М. Гурский и др.] // VII Всероссийская научно-техническая конференция с международным участием “Механики - ХХІ веку”: cборник докладов. - Братск: РИО ГОУ ВПО “БрГУ”. - 2008. - С. 69-74.

61. Ланець О. С. Високоефективний міжрезонансний вібраційний майданчик для ущільнення бетоносумішей / О. С. Ланець, Я. В. Шпак, В. І. Лозинський // 2-а Міжнародна науково-технічна конференція “Теорія та практика раціонального проектування, виготовлення і експлуатації машинобудівних конструкцій (ТПРП)”: Праці конференції. - Львів: КІНПАТРІ ЛТД. - 2010. - С. 133-135.

...