Повышение уровня защиты привода от перегрузок с помощью адаптивной фрикционной муфты

Полученные опытные данные удовлетворительно согласуются с результатами теоретических исследований, что подтверждает справедливость принятых допущений и корректность теоретических положений и конечных расчетных зависимостей. В результате чего сходимость теоретических и экспериментальных данных составляет 82…86%.

4. Реализация результатов исследования. Методика расчета и проектирования АФМ

4.1 Методологические основы проектирования АФМ

До настоящего времени вопросы методологического обеспечения расчета и проектирования АФМ освещены в литературе весьма ограниченно, что не позволяет в полной мере считать их достаточными и необходимыми для полноценного использования при создании новых конструкций и разработке конкретных конструктивных схем по существующим моделям.

Из работ, посвященных разработкам элементов методик расчета и проектирования АФМ различных классов, можно отметить работы [36-38]. В этих работах приведена последовательность расчета АФМ первого и второго поколений, включая определение параметров УУ.

Методики расчетов, приведенные в указанных работах, направлены на определение параметров элементов АФМ с целью обеспечения заданной нагрузочной способности и наибольшей точности срабатывания и, в основном, не учитывают условия эксплуатации АФМ в приводах машин.

В работах [51-53,87-89] показано влияние эксплуатационных показателей предохранительных муфт, в том числе АФМ, на массогабаритные показатели приводов машин, в которых муфты установлены. В частности, в работе [54] показано, что на массогабаритные показатели приводов машин влияют точность срабатывания АФМ и место установки их в кинематических цепях приводов.

Данная связь обусловлена особенностью АФМ, которая заключается в том, что их масса и габариты зависят от точности срабатывания. С увеличением точности срабатывания АФМ повышаются их габаритные размеры и масса. Кроме того, габаритные размеры и масса АФМ зависят от места установки их в кинематической цепи привода [28,29,7]. Причиной этого является величина вращающего момента, действующего в месте установки АФМ в приводе машины. При наличии в составе привода механических передач, изменяющих передаточное отношение на выходе по сравнению с входом передачи, величина вращающего момента будет различной, что и повлияет на габаритные размеры и массу АФМ.

Вопрос о выборе рационального места установки АФМ в кинематической цепи привода решается с учетом сложности кинематический цепи и задач, поставленных перед АФМ по защите отдельных участков привода.

Из работы [54,55,7] известно, что предохранительная муфта, в том числе и АФМ, защищает от перегрузок ту часть привода машины, которая располагается между источником механической энергии (двигателем) и муфтой. Данный принцип справедлив лишь в том случае, когда скорость нарастания перегрузки на рабочем органе машины больше или равна скорости передачи ударной волны по кинематической цепи в направлении от источника возникновения ударной волны к АФМ [54].

При небольших скоростях нарастания перегрузки на рабочем органе машины, не сопоставимых по величине со скоростью распространения ударно волны по кинематической цепи привода, предохранительная муфта будет защищать от перегрузок практически весь привод машины.

В соответствии с этим динамика изменения совокупной массы элементов привода будет различной. Поэтому первым исходным данным для расчета и проектирования АФМ является характер перегрузок, возникающих на рабочем органе машины.

В зависимости от характера перегрузок (плавные или резкоударные) определяется участок привода машины, защищаемый муфтой и, соответственно, уменьшение совокупной массы входящих в него элементов в результате повышения точности срабатывания АФМ. Одновременно с этим можно определить относительное увеличение массы АФМ как результат повышения точности ее срабатывания.

В данном случае рассматривается вариант влияния точности срабатывания АФМ на массогабаритные характеристики привода машины без изменения места установки муфты в кинематической цепи привода.

После нахождения оптимальной точности срабатывания АФМ и соответствующего ему значения КУ (согласно математической модели муфты), обеспечивающих минимизацию массогабаритных характеристик привода, необходимо определить величину вращающего момента, передаваемого муфтой. Заметим, что вращающий момент, передаваемый муфтой, при фиксированном месте установки ее в приводе не зависит от изменения массогабаритных показателей привода в результате варьирования точности срабатывания АФМ.

Определение величины вращающего момента, передаваемого АФМ, является вторым исходным данным для расчета и проектирования.

Третьим исходным данным является определение оптимальной величины КУ АФМ, при которой обеспечивается минимальные массогабаритные показатели привода. Решение данной задачи представляется одним из наиболее трудоемких этапов расчета АФМ, поскольку требует наличия сведений об исходных данных массы всех элементов привода, а также о зависимостях между величиной КУ АФМ и массах элементов привода.

Пример определения оптимального КУ АФМ первого поколения приведен в работе [9].

Величина КУ для АФМ любого поколения вычисляется по следующей общей зависимости:

, (4.1)

где ? средний радиус поверхностей трения пар фрикционной группы (групп) АФМ; ? угол давления чувствительных элементов УУ; ? радиус окружности, на которой расположены чувствительные элементы УУ.

В соотношении (4.1) содержится параметр , который определяет радиальные габаритные размеры АФМ. Чаще всего отношение / в АФМ всех поколений составляет 2,8…3,3, а конечное значение КУ определяется величиной угла , которая может варьироваться в широких пределах (от 15 до 75…80) [76-79].

Кроме того, параметр , в числе других параметров, определяет номинальную нагрузочную способность АФМ. Следовательно, используя формулу для вычисления номинального вращающего момента АФМ для выбранной модели, можно, назначив величину усилия замыкающей пружины (группы замыкающих пружин), найти значение параметра .

При этом должны быть учтены:

площадь поверхности трения одной пары фрикционной группы, которая вычисляется по соотношению:

, (4.2)

где ? сила замыкающей пружины (группы замыкающих пружин), назначаемая исходя из предполагаемых осевых и радиальных габаритов АФМ; ? допускаемое давление на поверхностях трения для выбранного сочетания материалов фрикционной пары;

предполагаемое число пар поверхностей трения, назначаемое исходя из радиальных габаритов АФМ.

На основе результата расчета по соотношению (4.2) и принятого значения можно найти основные параметры пар трения: ? наружный радиус фрикционного диска, ? внутренний радиус фрикционного диска.

Для этого запишем соотношение между параметрами , , , используемое при расчетах:

. (4.3)

Для указанных параметров в формуле (4.3) существует также следующая зависимость [74]:

, (4.4)

где ? коэффициент ширины рабочей поверхности фрикционного диска; ? ширина рабочей поверхности фрикционного диска.

Ширина рабочей поверхности фрикционного диска вычисляется по формуле:

. (4.5)

Решив систему уравнений (4.3) и (4.4), с учетом равенства (4.5), найдем:

, (4.6)

. (4.7)

Учитывая, что, согласно данным справочной литературы, обычно принимается =0,25 [72], соотношения (4.6) и (4.7) позволяют определить радиальные размеры дисков трения и радиальные габаритные размеры АФМ в целом.

Зная число пар трения фрикционной группы, величину , КУ и значение коэффициента трения (минимальный коэффициент трения), а также номинальный вращающий момент АФМ, можно по формуле, соответствующей модели муфты, определить силу натяжения замыкающей пружины (группы замыкающих пружин).

При определении значения КУ необходимо произвести его проверку, с точки зрения предельной величины по условиям динамического режима нагружения привода машины [54].

Если найденное значение КУ (по условиям статистического нагружения привода машины) не превышает величину КУ, вычисленную по условиям динамического нагружения, необходимо принять первое значение КУ без его корректировки.

Если же величина КУ, вычисленная по условиям динамического нагружения, меньше чем значение КУ, найденное по условиям статистического нагружения, принимается первый из перечисленных КУ.

Второй вариант методики расчета и проектирования АФМ связан с конструктивно-компоновочным решением по определению места установки АФМ в кинематической цепи привода машины. Сущность данного решения заключается в нахождении такого места установки АФМ в кинематической цепи привода, при котором обеспечивается минимизация совокупной массы узлов и деталей привода, включая массу АФМ.

Особенность конструктивно-компоновочного решения и расчета АФМ заключается в том, что при наличии в приводе машины механических понижающих (редукторов) или повышающих (мультипликаторов) передач перемещение места установки АФМ неизбежно приводит к изменению значения вращающего момента, действующего в месте установки.

При этом имеется в виду, что величина КУ АФМ сохраняется неизменной. В данном случае принимается максимально допустимое для выбранной модели АФМ значение КУ, обеспечивающее наибольшую точность срабатывания муфты и максимальное уменьшение совокупной массы деталей и узлов, составляющих защищаемую часть привода.

Возможность варьирования значения КУ АФМ в рассматриваемом случае должна быть оценена на основе изучения влияния величины КУ на динамику изменения совокупной массы деталей и узлов защищаемой части привода, а также привода машины в целом.

4.2 Выбор материалов пар трения АФМ

Проблемы выбора материалов пар трения АФМ в большинстве случаев значительно отличаются от выбора материалов пар трения предохранительных фрикционных муфт обычной точности срабатывания [1]. Наличие в составе АФМ любого поколения УУ делает второстепенным требование выбору материалов пар трения, обладающих в тех или иных сочетаниях минимальным рассеиванием величины коэффициента трения.

Действительно, в УУ АФМ действует отжимная сила, пропорциональная коэффициенту трения, которая в определенной степени стабилизирует силы трения и номинальный вращающий момент и делает муфту малочувствительной к изменению коэффициента трения [54]. При этом любая предполагаемая величина рассеивания коэффициента трения может быть компенсирована в современных АФМ назначением соответствующих параметров УУ, в частности, КУ. В результате этого на практике может быть достигнута требуемая точность срабатывания АФМ, приблизительно одинаковая при любых внешних воздействиях на систему.

Наряду с этим действие в АФМ отжимной силы приводит к снижению нагрузочной способности. Следовательно, потеря нагрузочной способности АФМ с большими величинами КУ должна быть компенсирована за счет триботехнических показателей фрикционных материалов. В связи с этим главным (основным) требованием при выборе материалов пар трения АФМ является использование фрикционных материалов с повышенным средним коэффициентом трения. Для этого могут быть использованы значения среднего коэффициента трения от 0,5 и выше.

Действие в АФМ отжимной силы требует повышенных усилий замыкания пар трения, в связи с чем вторым требованием при выборе материалов пар трения является повышенное допускаемое давление на поверхностях трения.

Третьим требованием является стабильность коэффициента трения в условиях скольжения и действия повышенных температур вследствие нагрева пар трения при буксовании. Данное требование представляется существенным в связи с необходимостью непревышения вращающего момента АФМ при срабатывании в процессе буксования в результате несвоевременного отключения двигателя привода.

Для обеспечения стабильности коэффициента трения как параметра, обусловленного собственными триботехническими свойствами материалов пар трения, их выбор должен обеспечивать слабую зависимость коэффициента трения от состояния рабочих поверхностей пар трения, их пониженный износ, хорошие эвакуаторные способности по удалению продуктов износа из зон трения и отсутствие выраженных диффузионных процессов на поверхностях контртел.

Остальные требования по выбору материалов пар трения для АФМ не отличаются от требований к фрикционным материалам предохранительных фрикционных муфт обычной точности срабатывания [44].

4.3 Принципы построения методики расчета и проектирования адаптивной фрикционной муфты с переменным коэффициентом усиления

Принципиальным отличием рассматриваемой АФМ от базового варианта АФМ второго поколения [54] является изменяемая в процессе работы величина КУ в зависимости от текущего значения коэффициента трения и передаваемой нагрузки [54]. При этом происходит автоматическое изменение величины угла давления тел качения УУ в результате взаимного перемещения элементов УУ.

В связи с этим, методика расчета и проектирования АФМ должна предусматривать:

- расчет и проектирование УУ в целом и его отдельных элементов;

- расчет и проектирование основной и дополнительной фрикционных групп;

- расчет и проектирование нажимного узла.

Расчет и проектирование УУ

Основой расчета УУ является проектирование профиля боковых стенок гнезд на базе полученного в работе [44] уравнения кривой, очерчивающей профиль. Поскольку в уравнение входят значения осевых жесткостей пружин 12 и 13, необходимо согласовать их с диаметром тел качения 8, т. к. эти параметры определяют максимальное осевое перемещение опорной втулки 9. При этом должен учитываться вывод о влиянии на практическую точность срабатывания АФМ значений осевых жесткостей пружин 12 и 13 [54].

Минимальный угол давления должен быть согласован с начальной силой натяжения пружины 12, номинальным вращающим моментом АФМ и с величиной угла трения в подвижном соединении «нажимной диск 7 - направляющая шпонка 11» (для предотвращения заклинивания соединения) и иметь ограничение снизу.

Максимальный угол давления должен иметь ограничение сверху, что обусловлено:

- необходимостью выполнения условия возврата опорной втулки 9 под действием усилий пружин 12 и 13 в исходное положение после снятия приложенной к муфте внешней нагрузки;

- необходимостью выполнения условия не превышения максимального значения КУ его предельной величины [54].

Диаметр тела качения 8 выбирается по условию контактной прочности, с учетом передаваемой им локальной нагрузки.

Размеры гнезда под тело качения 8 должны строго соответствовать диаметру тела качения, как по глубине, так и по минимальному поперечному сечению.

Расчет и проектирование основной и дополнительной фрикционных групп

При расчете необходимо:

- учитывать требования к радиальным и осевым габаритам АФМ, задаваемые в качестве исходных данных;

- использовать математическую модель АФМ для расчета числа пар трения основной и дополнительной фрикционных групп, с учетом номинальной нагрузки, передаваемой муфтой. Число пар трения дополнительной фрикционной группы, превышающее единицу, принимать только в том случае, когда при ограниченных осевых и радиальных габаритах АФМ необходима передача повышенной номинальной нагрузки;

- при выборе числа пар трения основной и дополнительной фрикционных групп необходимо учитывать данные расчета уравнения образующей боковой стенки гнезда УУ;

- обоснованно выбирать сочетание материалов пар трения фрикционных узлов АФМ, учитывая при этом необходимость обеспечения ее высокой нагрузочной способности при сохранении особо высокой точности срабатывания, а также высокой степени достоверности об их физико-механических характеристиках.

Расчет и проектирование нажимного узла

При расчете необходимо:

- учитывать в конструкции нажимного узла возможность настройки АФМ на необходимый номинальный вращающий момент с обеспечением точности регулирования силы натяжения пружины 14 в пределах ±3 %;

- учитывать схему и соотношение усилий упругих элементов УУ и нажимного узла при расчете необходимого усилия натяжения пружины 14 для настройки АФМ на необходимый номинальный вращающий момент.

4.4 Расчет и проектирование управляющего устройства адаптивной фрикционной муфты с переменным коэффициентом усиления

Разработка элементов методики расчета и проектирования гнезда должна предусматривать:

- определение глубины гнезда - общей и рабочей;

- определение размеров гнезда в последовательно расположенных поперечных сечениях;

- «привязка» гнезда в осевом направлении на опорной втулке 9.

Определение глубины гнезда

Основой для определения глубины гнезда является профиль боковых стенок. При расчете необходимо учитывать две глубины гнезда - общую и рабочую.

На рис. 4.1 показана расчетная схема, иллюстрирующая расположение тела качения 8 в гнезде опорной втулки 9 (номера позиций элементов сохранены в соответствии с рис. 2.6).

Общая глубина необходима для разработки технологии обработки гнезда, рабочая глубина - для «привязки» гнезда в осевом направлении на опорной втулке 9 и определения его общей глубины.

На расчетной схеме расположение тела качения в гнезде соответствует исходному положению элементов УУ в неработающей АФМ. Данное положение соответствует положению, показанному на рис. 2.6 (сечение А-А). Указанное положение характеризуется контактом в поперечном сечении по окружности (теоретически) между гнездом и телом качения, с максимальным погружением тела качения в гнездо.

В качестве известного параметра для расчета принимаем диаметр тела качения 8.

Выбор диаметра тела качения УУ

Критерием выбора диаметра тела качения УУ является допустимая контактная нагрузка между стенкой гнезда и телом качения. Поскольку в процессе работы передаваемый вращающий момент АФМ может изменяться от минимального значения до максимального значения , контактная нагрузка, воспринимаемая телом качения, также будет переменной. Следовательно, для выбора диаметра тела качения необходимо принимать наибольшую контактную нагрузку.

Для определения наибольшей контактной нагрузки воспользуемся приведенной на рис. 4.1 схемой сил, действующих в точке контакта между боковой стенкой гнезда и телом качения. Окружную (тангенциальную) силу и осевую (распорную) силу можно заменить, по правилу силового треугольника, равнодействующей - силой нормального давления .

Величину силы можно определить следующим образом:

- максимальная окружная сила равна:

, (4.8)

где - число пар трения ОФГ; - максимальный вращающий момент, передаваемый парами трения ОФГ; - максимальный вращающий момент, передаваемый парами трения ДФГ; - число тел качения 8; - радиус окружности, на которой расположены тела качения 8 (см. рис. 2.6).

Из треугольника сил (рис. 4.1) находим, с учетом соотношения (4.8):

, (4.9)

где - максимальный угол давления; - максимальная нормальная сила в точке контакта тела качения с боковой стенкой гнезда.

На основании формулы (4.9) можно вычислить силу , по которой, согласно данным работы [44], осуществляется подбор необходимого диаметра тела качения 8.

Определение рабочей глубины гнезда

Рабочая глубина гнезда представляет собой осевое перемещение опорной втулки 9 в процессе автоматического регулирования от минимального до максимального значений коэффициента трения.

Для определения рабочей глубины воспользуемся известным соотношением, найденным в работе [4]:

,(4.10)

где - текущее осевое перемещение опорной втулки в функции текущего значения коэффициента трения ; - минимальное значение КУ; - минимальный коэффициента трения; - средний радиус поверхностей трения ОФГ и ДФГ (см. рис. 1); - номинальный вращающий момент АФМ; - минимальная сила натяжения пружины 13; - сила трения между нажимным диском 7 и направляющей шпонкой 11; - диаметр центрального отверстия нажимного диска 7; и - осевые жесткости пружин 12 и 13 соответственно.

Используя соотношение (4.10), найдем рабочую глубину гнезда:

. (4.11)

Тонкими линиями на рис. 2 показано положение гнезда, расположенного в опорной втулке 9 в результате ее удвоенного перемещения на максимальное расстояние.

Определение общей глубины гнезда

Для определения общей глубины гнезда, необходимой при его изготовлении, обратимся к рис. 4.1. Габарит тела качения в осевом направлении определяется точкой А, расположенной на окружности диаметром . По оси (см. рис. 4.1) точка А отстоит от проекции точки контакта тела качения и боковой стенки гнезда на ось на расстоянии, равном

, (4.12)

где - минимальный угол давления тела качения (см. рис. 4.1).

С учетом соотношений (4.11) и (4.12) найдем общую глубину гнезда:

,

где - гарантированный осевой зазор между телом качения 8 и дном гнезда (см. рис. 4.1): =1…2 мм.

Определение размеров гнезда в последовательно расположенных поперечных сечениях

Определение размеров гнезда в поперечных сечениях необходимо для установления его минимального и максимального радиальных габаритов. Это необходимо для проектирования и изготовления режущего инструмента для обработки гнезда.

На основе схеме, приведенной на рис. 4.1, находим:

- минимальный рабочий диаметр гнезда:

,

- максимальный рабочий диаметр гнезда:

. (4.13)

В формуле (4.13) учитывается окружное перемещение тела качения в процессе регулирования.

«Привязка» гнезда в осевом направлении на опорной втулке 9

«Привязка» гнезда в осевом направлении, т. е. определение его осевого расположения относительно какого-либо торца опорной втулки, необходимо для проектирования процесса обработки гнезда.

Поскольку выше найдена зависимость для вычисления общей глубины гнезда, удобнее производить его «привязку» к левому (по рис. 2.6) торцу опорной втулки 9.

При выполнении «привязки» будем учитывать то обстоятельство, что при полностью погруженном в гнездо теле качения 8 (см. рис. 4.1) оно должно выступать за левый торец опорной втулки 9 на величину, удовлетворяющую следующему условию:

, (4.14)

где - см. рис. 4.1.

Это условие необходимо для того чтобы при указанном расположении тела качения в гнезде отсутствовал осевой контакт опорной втулки 9 и упорного диска 10 (см. рис. 4.1).

Условие (4.14) можно записать виде равенства как

,

где - гарантированный осевой зазор между торцами опорной втулки и упорного диска (см. рис. 4.1).

Тогда начало координатной системы по оси будет находиться от левого торца опорной втулки 9 на расстоянии, равном

. (4.15)

Формула (4.15) определяет начало координатной системы, в которой расположена кривая, профилирующая боковую стенку гнезда. Благодаря этому можно при изготовлении гнезда контролировать осевое положение режущего инструмента в принятой координатной системе металлорежущего станка.

Определение минимального угла давления тела качения

Выше использованы параметры и . Поскольку ни в данной, ни в более ранних работах не приводится способ их определения, необходимо установить зависимости по определению данных параметров и пределов их изменения.

Определение величины параметра

Для определения воспользуемся полученной в работе [1] зависимостью

, (4.16)

где - текущее значение КУ.

Заменив в соотношении (4.16) параметр на параметр - максимальный коэффициент трения и составив неравенство

, (4.17)

где и - соответственно максимальное и предельно допустимое значения КУ:

, (4.18)

найдем, с учетом соотношений (4.17) и (4.18):

(4.19)

Учитывая соотношение (4.19) и формулу для КУ [4], найдем выражение для минимального угла давления:

, (4.20)

где , - см. выше, вычисляется по соотношению (4.20).

Найдя из соотношения (4.20) значение угла давления , можно определить минимальное усилие натяжения пружины 12 (см. рис. 2.6), необходимое для удержания опорной втулки 9 в неподвижном состоянии при минимальном значении коэффициента трения и при отсутствии перегрузки АФМ. Для этого используется уравнение осевого равновесия опорной втулки в следующем виде:

=0, (4.21)

Минимальная распорная сила определяется по соотношению, найденному в работе [1]:

, (4.22)

где - минимальное значение КУ для рассматриваемого случая.

Силу трения можно вычислить по следующей формуле:

. (4.23)

Обозначения всех параметров, в формуле (4.23) приведены выше.

Поскольку величина относится к исходным характеристикам АФМ, подставив соотношения (4.22) и (4.23) в уравнение (4.21), найдем:

. (4.24)

Соотношение (4.24) отражает значение , необходимое и достаточное для того, чтобы в процессе автоматического регулирования величины угла давления опорная втулка 9 могла перемещаться в осевом направлении вправо. Следовательно, указанное соотношение отражает также выполнение условия, заключающегося в отсутствии заклинивания пары трения «нажимной диск 7 - направляющая шпонка 11» в процессе автоматического регулирования.

Для выполнения одновременно обоих требований, должно удовлетворяться следующее условие:

. (4.25)

Условие (4.25) получено на основе следующих рассуждений. Требование, для удовлетворения которого должно выполняться соотношение (4.25), отражает минимальное значение КУ, при котором АФМ будет работать в адаптивном режиме в интервале значений коэффициента трения . Требование, в соответствии с которым найдено соотношение (4.24), получено с учетом обеспечения физического процесса автоматического регулирования. Вполне естественно, что последнее требование является приоритетным, поскольку его невыполнение приводит к отказу в работе всей системы АФМ.

Варьируя параметр , можно найти его значения, удовлетворяющие условию (4.25). Таким образом, на основе решения неравенства (4.25) можно сформулировать требование, предъявляемое к необходимому числу пар трения ОФГ.

4.5 Расчет первоначального усилия пружины управляющего устройства

Пружина 12 не относится к элементу, передающему распорную силу от опорной втулки 9 на нажимной диск 7. Она предназначена для блокирования действия распорной силы на нажимной диск при передаче номинального вращающего момента АФМ в условиях минимального значения коэффициента трения. Это позволяет в

(4.26)

раз повысить номинальную нагрузку муфты.

Согласно определению, усилие первоначальное усилие пружины 12 должно удовлетворять следующему уравнению осевого равновесия опорной втулки 9:

=0, (4.27)

где - минимальная сила натяжения пружины 12, соответствующая крайнему левому (по рис. 1) положению опорной втулки 9; - сила трения между нажимным диском 7 и направляющей шпонкой 11.

Минимальная распорная сила определяется по соотношению, найденному в работе [1]:

, (4.28)

где сила натяжения пружины 14.

Сила трения между нажимным диском 7 и направляющей шпонкой 11 определяется по следующей формуле:

, (4.29)

где - номинальный вращающий момент АФМ; - сила трения между нажимным диском 7 и направляющей шпонкой 11; - диаметр центрального отверстия нажимного диска 7.

Номинальный вращающий момент АФМ вычисляется по формуле, найденной в работе [4]:

, (4.30)

где средний радиус поверхностей трения ОФГ и ДФГ.

При расчетах принимается =1 (где число пар трения ДФГ). Данное условие принято по рекомендациям, изложенным в работе [5], с целью получения максимального значения КУ для достижения наибольшей точности срабатывания АФМ.

. (4.31)

Способ уменьшения силы

Уменьшение силы необходимо для повышения эффективности действия УУ АФМ за счет увеличения активной части распорной силы, воздействующей на пары трения ОФГ. Пружина 12, воздействующая на опорную втулку 9, уменьшает активную часть распорной силы УУ.

Для нахождения способа уменьшения силы обратимся к соотношению (4.31), анализ которого показывает следующее:

величина силы прямо пропорциональна силе , которая, в свою очередь, определяется значением номинального вращающего момента АФМ и, следовательно, не может быть произвольно уменьшена;

величина силы уменьшается с увеличением среднего радиуса поверхностей трения ОФГ и ДФГ при условии неизменности КУ, значение которого прямо пропорционально ;

для установления влияния параметра на величину силы воспользуемся графическим способом, построив график зависимости по соотношению (4.31). Для построения графика используем следующие исходные данные: =0,1, =0,1 м, =0,15 [3], =0,15 м. Значение КУ , как показали исследования [1, 4], функционально зависит от параметра согласно следующей зависимости:

, (4.32)

где максимальное значение коэффициента трения.

Значение силы в данном случае переменное, поскольку расчеты проводятся для постоянного номинального вращающего момента АФМ. Для вычисления текущих значений силы преобразуем соотношение (4.32) следующим образом:

. (4.33)

При построении графика примем =63 Нм. Вычисленные по соотношению (4.33) значения силы , с учетом выражения (4.32), при изменении параметра использованы в формуле (4.31).

График упомянутой зависимости показан на рис. 4.2. Кривая, изображенная на рис. 4.2, показывает, что сила возрастает при увеличении параметра . Более значительное увеличение силы наблюдается при >10.

Таким образом, для уменьшения первоначальной силы натяжения пружины 12 целесообразно уменьшать число пар трения ОФГ, компенсируя уменьшение увеличением силы .

4.6 Настройка многодисковой адаптивной фрикционной муфты с переменным коэффициентом усиления

При расчете, проектировании и эксплуатации предохранительных фрикционных муфт используется также способ настройки с учетом среднего коэффициента трения [3].

Данный способ основан на учете в формуле номинального вращающего момента коэффициента запаса , который должен обеспечивать надежную передачу номинального вращающего момента при всех значениях коэффициента трения, возможных в реальных условиях эксплуатации привода машины с предохранительной муфтой [4].

Формула для вычисления вращающего момента для АФМ второго поколения имеет следующий вид [5]:

(4.34)

где общее число пар трения ОФГ; сила натяжения замыкающей пружины; средний радиус поверхностей трения фрикционных дисков ОФГ и ДФГ; коэффициент трения между парами фрикционных групп; КУ обратной связи:

угол давления тела качения (сечение А-А); радиус окружности, на которой расположены тела качения 8.

Согласно одному из применяемых способов настройки предохранительных фрикционных муфт (по среднему коэффициенту трения) запишем:

(4.35)

где настроечный вращающий момент АФМ; средний коэффициент трения.

Выражение (4.35) получено на основе соотношения (4.34).

Выражение (4.35) показывает, что, согласно рассматриваемому способу настройки, настроечный вращающий момент завышен, по отношению к номинальному вращающему моменту, вычисляемому по соотношению:

(4.36)

Выражения (4.34)(4.36) записаны для варианта конструктивно-компоновочной схемы ОФГ, предусматривающей одну ведущую пару трения [5].

Далее нас будет интересовать возможность передачи исследуемой АФМ номинального вращающего момента при уменьшении коэффициента трения ниже среднего значения. Это представляется весьма важным с точки зрения надежности работы АФМ в интервале значений коэффициента трения.

Обязательным условием надежной передачи номинальной нагрузки АФМ является отсутствие буксования муфты при минимальном коэффициенте трения. При настройке АФМ согласно соотношению (4.35) минимальный вращающий момент муфты, с учетом коэффициента запаса, вычисляется по выражению:

(4.37)

где - минимальный коэффициент трения.

При настройке АФМ с переменным КУ необходимо, чтобы минимальный вращающий момент муфты был равен ее номинальному моменту (с учетом запаса сцепления). Это объясняется тем, что данная муфта теоретически должна передавать постоянный вращающий момент при любом значении коэффициента трения [54].

Вместе с тем, при уменьшении коэффициента трения до минимального значения, муфта должна сохранять номинальный вращающий момент.

На основании изложенного и приравнивая друг другу соотношения (4.35) и (4.37), получаем:

(4.38)

где сила натяжения замыкающей пружины 14, соответствующая номинальному вращающему моменту (при ); минимальное значение КУ; значение КУ, соответствующее среднему коэффициенту трения.

Соотношение (4.38) показывают значение силы натяжения замыкающей пружины, при которой вращающий момент АФМ, соответствующий минимальному коэффициенту трения, равен вращающему моменту, соответствующему настроечному значению коэффициента трения (в данном случае ).

Данное условие должно обеспечивать надежную передачу АФМ номинальной нагрузки при уменьшении коэффициента трения до минимального значения.

Представление о соотношении величины сил и можно получить только на основе известных значений и . Для этого необходимо установить закономерность изменения величины КУ.

Ранее указанная закономерность для АФМ второго поколения была найдена только для способа настройки по коэффициенту трения [44,54].

Для способа настройки по среднему коэффициенту трения, учитывая эксплуатационные характеристики исследуемой АФМ, должен сохраняться номинальный вращающий момент при всех значениях коэффициента трения.

Воспользуемся соотношением (4.35) и следующим выражением:

(4.39)

Приравнивая друг другу правые части соотношения (4.35) и выражения (4.37), получаем:

(4.40)

При замене параметра на параметр в соотношении (4.40) получаем . Это соответствует введенному понятию настроечного значения КУ.

Параметр , как показывает соотношение (4.34), влияет на номинальную нагрузочную способность АФМ, в том числе при рассматриваемом способе настройки. При заданном значении вращающего момента (см. соотношение (4.34)) и принятых параметрах , , и задачей расчета и проектирования АФМ является принятие необходимой величины КУ.

Для установления необходимой величины воспользуемся условием, накладывающим ограничение на максимальное значение КУ. Данное ограничение имеет вид [54]:

(4.41)

где максимальный коэффициент трения.

Составим следующее равенство:

(4.42)

где максимальное значение КУ.

Используя соотношение (4.41) (в форме равенства), при котором АФМ обладает наибольшей точностью срабатывания, в равенстве (4.42) и учитывая соотношение (4.38), заменив в нем параметр на , получаем:

(4.43)

В выражении (4.43) параметр будет положительным в том случае, когда число пар трения АФМ удовлетворяет следующему условию:

(4.44)

Для обеспечения теоретически «идеальной» точности срабатывания АФМ необходимо выполнение следующего частного условия:

(4.45)

где вращающий момент АФМ при значении .

Необходимость выполнения условия (4.45) объясняется тем, что при максимальном коэффициенте трения происходит выключение из работы отрицательной обратной связи и вся нагрузка АФМ передается парой трения ДФГ [44].

Формула предельного вращающего момента АФМ имеет следующий вид:

(4.46)

Приравнивая соотношение (4.34) правой части формулы (4.46), находим:

(4.47)

где относительная ширина интервала значений коэффициента трения, вычисляемая по соотношению:

Напомним, что значение соответствует минимальному коэффициенту трения.

Зная значение , можно найти зависимость для вычисления соответствующего параметра . Для этого заменим в соотношении (4.39) параметр на параметр , а параметр на . Подставляя соотношение (4.47) в выражение (4.40), получаем для выражение, идентичное соотношению (4.41).

Таким образом, доказано, что по критериям не превышения предельного значения КУ и постоянства передаваемой нагрузки в интервале требование к величине идентичное.

Соотношение (4.41) может быть использовано для определения силы , необходимой при настройке АФМ, в зависимости от требуемого настроечного вращающего момента.

Исходя из условия, имеющего вид следующего неравенства

,

и характеризующего высокий уровень надежности работы АФМ при пониженных значениях коэффициента трения, используя в нем соотношения (4.36) и (4.37), находим:

(4.48)

Соотношение (4.48) показывает ограничение снизу коэффициента запаса для АФМ.

Соотношение (4.48) показывает также, что указанное ограничение снизу коэффициента зависит от (параметры и считаем постоянными для выбранного сочетания материалов пар трения). Кроме того, соотношения (4.42) и (4.46) показывают, что параметры и также зависят от параметра .

Таким образом, установлено, что значение для АФМ должно назначаться в зависимости от числа пар трения ОФГ.

Представление о численных значениях запаса (по условиям ограничения сверху его величины) дает график, изображенный на рис. 4.3. График отражает зависимость .

График построен по соотношению (4.46) по следующим исходным данным: , , , .

Значения КУ вычислялись по соотношениям (4.38) и (4.46).

Варьирование параметра на графиках соответствует реальному интервалу его значений, применяемых на практике.

Напомним, что, согласно соотношению (4.47), график на рис. 4.3 показывает нижнее граничное значение коэффициента , при котором минимальный и номинальный вращающие моменты АФМ равны друг другу.

Минимальное значение для АФМ принято равным 7, поскольку, как показывают вычисления, при , будет , что не соответствует равенству .

Анализ графика показывает, что в интервале =7…16 величина коэффициента лишь незначительно превышает единицу, уменьшаясь при увеличении .

Полученный результат не подтверждает, что для обеспечения надежной передачи номинального вращающего момента АФМ коэффициент должен быть лишь незначительно больше единицы. С учетом изложенного выше и принимая во внимание нормативную величину , в данном случае необходимо принять .

Для установления характера изменения КУ и обратимся к рис. 4.4.

На рисунке показаны графики зависимостей и .

График зависимости отражен кривой 1, график зависимости кривой 2.

Анализ графиков показывает, что оба КУ увеличиваются с увеличением , а .

4.7 Промышленное внедрение и ожидаемый социально-экономический эффект

Результаты диссертационной работы получили положительный отзыв и приняты к использованию в ЗАО «ДОНКУЗЛИТМАШ» в виде методических рекомендаций по расчету, проектированию и настройке адаптивных фрикционных муфт второго поколения с переменным коэффициентом усиления (общий вид АФМ с переменным КУ показан в приложении 1, акт использования результатов диссертационной работы (технический акт внедрения) приведен в приложении 2). Ожидаемый социально-экономический эффект от внедрения результатов работы ориентировочно составляет 1614 руб./год на одну АФМ (расчет приведен в приложении 3). Данный эффект получен за счет снижения себестоимости привода ввиду уменьшения массы его элементов. Дополнительный социально-экономический эффект может быть получен за счет снижения количества отказов в эксплуатации, а следовательно затрат на ремонт вышедших из строя деталей и узлов, что также напрямую влияет на снижение простоев техники во время уборочных работ.

4.8 Выводы

На основе теоретических и экспериментальных данных разработана научно обоснованная инженерная методика расчета и проектирования АФМ второго поколения с переменным коэффициентом усиления, что позволяет использовать ее при создании АФМ с высокими эксплуатационными характеристиками.

Разработаны рекомендации по расчету и изготовлению определенного профиля гнезда под тела качения управляющего устройства.

Определены способы уменьшения силы натяжения пружины в управляющем устройстве.

Нормативная величина коэффициента запаса АФМ при способе настройки по среднему коэффициенту трения не учитывает, как правило, изменение коэффициента трения в сторону его уменьшения.

Надежность передачи номинального вращающего момента АФМ без буксований должна оцениваться с учетом действия всех внешних и внутренних факторов, в том числе вероятностного характера изменения коэффициента трения.

Важным условием стабильности вращающего момента АФМ с переменным КУ является равенство минимального вращающего момента номинальному вращающему моменту, с учетом запаса сцепления при настройке по среднему коэффициенту трения.

Найдена зависимость изменения величины КУ АФМ второго поколения при настройке по среднему коэффициенту трения.

Для типовой конструктивной схемы АФМ второго поколения с переменным КУ существует ограничение снизу числа пар трения ОФГ по критерию ограничения снизу минимального значения КУ обратной связи.

В результате общее снижение себестоимости привода, экономический эффект от внедрения одной АФМ с переменным КУ составит 1614 руб. При годовой программе выпуска в 500 шт. экономический эффект составит 807000 руб.

Заключение

В диссертационной работе дано решение важной научно-технической задачи, заключающейся в повышении эффективности защиты приводов машин от перегрузок. Разработаны элементы теории АФМ с переменным коэффициентом усиления, а также осуществлен синтез принципиальной схемы АФМ с улучшенными эксплуатационными характеристиками. Создание и широкое внедрение АФМ в различных областях производственной деятельности позволит повысить производительность машин за счет сокращения его простоев, связанных с поломками, которые вызваны перегрузками на рабочих органах или увеличением внутренних силовых факторов, а также уменьшить габариты и массу приводов за счет снижения уровня перегрузок.

Основные результаты диссертационной работы сводятся к следующему.

1. Выполнен системный анализ отечественных и зарубежных АФМ, который показал их несоответствие современному уровню техники по эффективной защите приводов машин. Анализ исследований базового варианта АФМ второго поколения выявил причины его ограниченной точности срабатывания.

2. Разработаны элементы теории переменного КУ в АФМ второго поколения, позволяющие существенно повысить точность срабатывания муфты.

3. Сформулированы принципы реализации переменного КУ в конструкции АФМ с комбинированной обратной связью, позволившие осуществить конструктивную разработку УУ обратной связи муфты.

4. Разработана принципиальная схема УУ и конструктивного варианта, позволяющая реализовать переменный КУ в функции коэффициента трения и существенно повысить точность срабатывания АФМ.

5. Разработаны принципы настройки адаптивной фрикционной муфты с переменным коэффициентом усиления

6. Результаты проведенных экспериментов подтвердили корректность теоретических разработок. Сходимость теоретических и экспериментальных результатов составляет 86 %.

7. Разработана научно обоснованная инженерная методика расчета АФМ с переменным КУ, которая позволяет осуществлять расчет и проектирование муфты, обеспечивающей высокий уровень защиты приводов машин и механизмов от перегрузок.

8. Ожидаемый годовой социально-экономический эффект от внедрения муфты в ЗАО «Донкузлитмаш» составляет 807000 рублей (в ценах 2014 г.).

9. Конструктивный вариант АФМ с переменным КУ применим не только в ножницах для резки арматурных стержней Н1226Г, но и в приводах сельскохозяйственной и железнодорожной технике.

Список использованных источников

Афанасьев М.К. Исследование фрикционных муфт повышенной точности ограничения нагрузки: Автореф. дис….канд. техн. наук: Киев, 1971. 21 с.

А. с. 1430633 СССР, МПК4 F 16 D 7/02. Предохранительная фрикционная муфта / М.П. Шишкарев (СССР). - № 4048607/2527; Заявлено 26.02.86; Опубл. 15.10.88. Бюл. № 38. - 3 с.: ил.

А. с. 1654212 СССР, МПК5 В66В7/10. Привод шахтной подъемной машины / Хальфин М.Н, Чернов О.В., Бутов А.И., Веселовский В.А. (СССР) - № 4466637; заяв. 25.07.88; опубл. 07.06.91, Бюл. №21. - 3 с.: ил.

А. с. 1709138 СССР, МПК5 F16D7/02. Предохранительная фрикционная муфта / М.П. Шишкарев (СССР). - № 4721840/27; Заявлено 20.07.89; Опубл. 30.01.92. Бюл. № 4. - 3 с.: ил.

А. с. 1294759 СССР, МПК4 В66С23/88. Устройство для предотвращения опрокидывания самоходного крана / Хальфин М.Н, Черкасов В.Г., Ксюнин Г.П., Козорезов В.В. (СССР) - № 3890486; заяв. 24.04.85; опубл. 07.03.87, Бюл. №9. - 3 с.: ил.

Боуден Ф.П., Тейбор Д. Трение и смазка твердых тел: Пер. с англ. / Под ред. Н.М. Михина и А.А. Силина. М.: Машиностроение, 1968. 544 с.

Вейц В.Л. и др. Колебательные системы машинных агрегатов / В.Л. Вейц, А.Е. Кочура, А.И. Федотов. - Л.: Изд-во ЛГУ, 1979. - 256 с.

Вешеневский С.Н. Характеристики двигателей в электроприводе. - М.: Энергия, 1977. - 431 с.

Волков Д.П. Исследование фрикционных муфт // Тр. ВНИИСтройдормаш. 1957. Вып. V. М.: Машгиз. С. 2935.

Воронов А.А. Основы теории автоматического управления: Особые линейные и нелинейные системы. - 2-е изд., перераб. - М.: Энергоиздат, 1981. - 304 с.

Голоскоков Е.Г., Филиппов А.П. Нестационарные колебания механических систем. - Киев: Наук. думка, 1966. 356 с.

Гутер Р.С., Овчинский Б.В. Элементы численного анализа и математической обработки результатов опыта. - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1970. - 432 с.

Дьяченко С.К., Киркач Н.Ф. Предохранительные муфты. Киев: Гостехиздат УССР, 1962. 122 с.

Есипенко Я.И. и др. Муфты повышенной точности ограничения нагрузки / Я.И. Есипенко, А.З. Паламаренко, М.К. Афанасьев. Киев: Технiка, 1972. 168 с.

Запорожченко Р.М. О характеристиках предохранительных фрикционных муфт повышенной точности срабатывания // Изв. вузов. Машиностроение. 1971. № 1. С. 4852.

Запорожченко Р.М. К вопросу об эффективности фрикционных предохранительных муфт с точки зрения снижения веса приводов // Вестн. Харьк. политех. ин-та. 1971. Вып. .V, № 58. С. 1619.

Запорожченко Р.М. К анализу работы предохранительных муфт с гибкими фрикционами // Изв. вузов. Машиностроение. 1971. № 4. С. 4246.

Запорожченко Р.М. Оптимальные характеристики предохранительных фрикционных муфт повышенной точности срабатывания // Изв. вузов. Машиностроение. 1972. № 7. С. 3236.

Запорожченко Р.М. Оптимальные параметры фрикционной предохранительной муфты // Изв. вузов. Машиностроение. 1974. № 5. С. 2127.

Зельцерман И.М. и др. Фрикционные муфты и тормоза гусеничных машин / И.М. Зельцерман, Д.М. Каминский, А.Д. Онопко. М.: Машиностроение, 1965. 238 с.

Зиновьев В.А., Бессонов А.П. Основы динамики машинных агрегатов. - М.: Машиностроение, 1964. - 239 с.

Иванов Е.А. Муфты приводов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машгиз, 1959. - 411 с.

Исследование фрикционного контакта твердых тел с отрицательной обратной связью: Отчет о НИР (заключ.) / РГАСХМ; рук. М.П. Шишкарев. № ГР 01.990.004214; Инв. № 02.20.0000852. Ростов-н/Д, 1999. 85 с.

Карамышев В.Р., Нартов П.С. Повышение надежности работы предохранительных муфт лесохозяйственных машин. - Воронеж: Изд-во Воронеж. ун-та, 1983. - 141 с.

Кобзев К.О., Принципиальная схема модернизированной адаптивной фрикционной муфты второго поколения (статья), Наука и мир. - 2013. - № 1(1)

Кобзев К.О., Сопоставление номинальной нагрузочной способности вариантов адаптивных фрикционных муфт второго поколения (статья), Наука и мир. - 2013. - № 1(1)

Кобзев К.О. Оценка эффективности применения раздельного силового замыкания в адаптивных фрикционных муфтах второго поколения (статья), Наука и мир. - 2013. - № 1(1)

Кобзев К.О. Исследование точности срабатывания адаптивных фрикционных муфт с комбинированной обратной связью (часть 1) // Интернет-журнал «Науковедение», 2013 № 4(17) [Электронный ресурс]. М. 2013. Режим доступа: http://naukovedenie.ru/PDF/02tvn413.pdf, свободный Загл. с экрана.

Кравченко В.П., Муль Е.В., Шут Н.И. О возможностях управления колебательными процессами в системах машинных агрегатов с распределенными и дискретными параметрами // Механика композиционных материалов и конструкций. - 1999. - 5, № 4. - С. 7786.

Кравчук С.В. Универсальные предохранительные муфты // Приводная техника. - 1998. № 6. - С. 3840.

Крагельский И.В., Михин Н.М. Узлы трения машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.

Новицкий П.В., Зограф И.А. Оценка погрешностей результатов измерений. 2-е изд., перераб. и доп. Л.: Энергоатомиздат. Ленингр. отд-ние, 1991. 304 с.

Тепинкичиев В.К. Предохранительные устройства от перегрузки станков. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1968. 112 с.

Тимошенко С.П. и др. Колебания в инженерном деле: Пер. с англ. / С.П. Тимошенко, Д.Х. Янг, У. Уивер; Под ред. Э.И. Григолюка. М.: Машиностроение, 1985. 472 с.

Хальфин М.Н., Веселовский В.А. Лифтовый подъемник с одинаковым натяжением подъемных канатов // Подъемно-транспортная техника и склады. - 1992. - № 2. - С. 18-19.

Хвингия М.В. Вибрации пружин. М.: Машиностроение, 1969. 288 с.

Шатуновский Г.М. Технологичность конструкций и экономическая эффективность сельскохозяйственных машин. - М.: Машгиз, 1962. - 444 с.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Исследование точности срабатывания адаптивных фрикционных муфт с комбинированной обратной связью (часть 2) // Интернет-журнал «Науковедение», 2013 № 4(17) [Электронный ресурс]. М. 2013. Режим доступа: http://naukovedenie.ru/PDF/03tvn413.pdf, свободный Загл. с экрана.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Синтез принципиальной схемы модернизированного варианта адаптивной фрикционной муфты с комбинированной обратной связью // Инженерный вестник «Дона», 2013 № 2 [Электронный ресурс]. Режим доступа: http://www.ivdon.ru/magazine/archive/n2y2013/1738, свободный Загл. с экрана.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Распределение нагрузки в адаптивных фрикционных муфтах второго поколения (часть1) // Инженерный вестник «Дона», 2013 № 3 [Электронный ресурс]. Режим доступа: http://www.ivdon.ru/magazine/archive/n3y2013/1784, свободный Загл. с экрана.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Распределение нагрузки в адаптивных фрикционных муфтах второго поколения (часть2) // Инженерный вестник «Дона», 2013 № 3 [Электронный ресурс]. Режим доступа: http://www.ivdon.ru/magazine/archive/n3y2013/1785, свободный Загл. с экрана.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Методологические основы расчета и проектирования адаптивных фрикционных муфт // Интернет-журнал «Науковедение», 2013 № 4(17) [Электронный ресурс]. М. 2013. Режим доступа: http://naukovedenie.ru/PDF/19tvn513.pdf, свободный Загл. с экрана.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Эксплуатационные характеристики адаптивной фрикционной муфты второго поколения // Интернет-журнал «Науковедение», 2013 № 4(17) [Электронный ресурс]. М. 2013. Режим доступа: http://naukovedenie.ru/PDF/75tvn413.pdf, свободный. Загл. с экрана.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Элементы теории отрицательно-нулевой обратной связи в адаптивных фрикционных муфтах // Вестн. ДГТУ.-№ 1.-C-180-191.-2014.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Исследование адаптивной фрикционной муфты с комбинированной обратной связью (статья), Инновационные технологии в машиностроении и металлургии: сб. ст. V науч.-практ. конф. в рамках IX пром. конгр. Юга России, 11-13 сент. - Ростов н/Д, 2013

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Исследование нагрузочной характеристики адаптивных фрикционных муфт с комбинированной обратной связью (статья), Инновационные технологии в машиностроении и металлургии: сб. ст. V науч.-практ. конф. в рамках IX пром. конгр. Юга России, 11-13 сент. - Ростов н/Д, 2013.

Шишкарев М.П., Кобзев К.О. Исследование адаптивной фрикционной муфты с комбинированной обратной связью (статья), Инновационные технологии в машиностроении и металлургии: сб. ст. V науч.-практ. конф. в рамках IX пром. конгр. Юга России, 11-13 сент. - Ростов н/Д, 2013

Шишкарев М.П. Математические модели устойчивости движения при срабатывании адаптивных фрикционных муфт // Математические методы в технике и технологиях: Сб. тр. ХV Междунар. науч. конф. В 10 т. Т. 5. Секция 5 «Компьютерная поддержка производственных процессов» / Под общ. ред. В.С. Балакирева / РГАСХМ ГОУ, Ростов н/Д, 2003. - С. 235239.

...