Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

ДЕРЖАВНИЙ ВИЩИЙ НАВЧАЛЬНИЙ ЗАКЛАД

«ДОНЕЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ»

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня доктора технічних наук

РОЗВИТОК ТЕОРЕТИЧНИХ ОСНОВ І ПРАКТИКА ЗАХИСТУ МЕТАЛУРГІЙНИХ МАШИН ВІД ПОЛОМОК

Спеціальність 05.05.08 - «Машини для металургійного виробництва»

АРТЮХ ВІКТОР ГЕННАДІЙОВИЧ

Донецьк 2012

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Державному вищому навчальному закладі «Приазовський державний технічний університет» (м. Маріуполь) Міністерства освіти і науки, молоді та спорту України.

Науковий консультант - доктор технічних наук, професор, академік НАН України БОЛЬШАКОВ Вадим Іванович, Інститут чорної металургії ім. З. І. Некрасова Національної академії наук України (м. Дні-пропетровськ), директор

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор СЕДУШ Віктор Якович, Державний вищий навчальний заклад «Донецький національний технічний університет» (м. Донецьк), професор кафедри механічного обладнання заводів чорної металургії;

доктор технічних наук, професор УЧИТЕЛЬ Олександр Давидович, Державний вищий навчальний заклад «Криворізький національний університет» (м. Кривий Ріг), професор кафедри механічного обладнання металургійних заводів;

доктор технічних наук, старший науковий співробітник ВЕРЕНЬОВ Валентин Володимирович, Інститут чорної металургії ім. З.І.Некрасова Національної академії наук України (м. Дніпропетровськ), с.н.с. відділу технологічного обладнання і систем управління

Захист відбудеться 15 листопада 2012 р. о 12 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 11.052.01 Державного вищого навчального закладу «Донецький національний технічний університет» за адресою: 83001, м. Донецьк, вул. Артема, 58, навчальний корпус, малий актовий зал.

З дисертацією можна ознайомитися в бібліотеці Державного вищого навчального закладу «Донецький національний технічний університет» за адресою: 83001, м. Донецьк, вул. Артема, 58, навчальний корпус.

Автореферат розісланий 13 жовтня 2012 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради

Д 11.052.01, д.т.н., проф. О.В.Яковченко

Загальна характеристика роботи

Актуальність теми. Механічне обладнання металургійних комбінатів країн СНД значною мірою вичерпало свій ресурс, що викликає часті поломки та аварії. Багато коштів витрачається на підтримання його в робочому стані. Масштабних капіталовкладень для оновлення старого обладнання немає. Для збільшення надійності й терміну служби механічного обладнання необхідно в декілька разів зменшити нетехнологічні (а, значить, і загальні) навантаження в машинах. Це може збільшити ресурс відповідальних вузлів машин на порядок і, тим самим, усунути проблему дорогих ремонтів та заміни зруйнованих деталей. Розробка й упровадження запобіжних пристроїв дозволяє уникати аварій, що призводять до тривалих простоїв та мільйонних збитків.

Зміщення акцентів у питаннях довговічності металургійного обладнання з планових ремонтів на запобігання руйнуванню деталей шляхом застосування амортизаційних і запобіжних пристроїв дозволить ефективно вирішити проблему експлуатації зношеного обладнання, істотно знизити витрати на експлуатацію, підвищити безпеку праці в металургії. Для нового введеного в експлуатацію обладнання система надійного захисту від поломок дозволить істотно збільшити міжремонтний період експлуатації. Заходи з профілактики руйнувань окупаються в найкоротші строки. Для всіх упроваджуваних захисних пристроїв строк окупності становить менше одного року. Метод профілактики руйнування деталей придатний для всіх металургійних машин і може при загальному впровадженні підтримувати стан металургії України на конкурентоспроможному рівні.

Виходячи з цього, розвиток теоретичних основ захисту машин від поломок і створення на основі запропонованої теорії амортизаційних та запобіжних пристроїв для металургійних машин, які були б здатні виключити або істотно зменшити число поломок машин, є актуальною проблемою, яка має важливе наукове і практичне значення. Вирішення цієї проблеми дозволить подовжити строк служби металургійного обладнання і забезпечити значний економічний ефект.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Результати роботи використані при вирішенні завдань, поставлених у Державній програмі розвитку і реформування гірничо-металургійного комплексу України на період до 2011 р. і в Програмі науково-технічного розвитку Донецької області на період до 2020 р. (постанова обласної Ради від 22.03.2002 р., номер 3/25-656).

Державний вищий навчальний заклад (ДВНЗ) «Приазовський державний технічний університет» є учасником науково-технічного комплексу «Донбастехноресурс», створеного в 2009 р. для вирішення завдань, визначених Постановою Кабінету Міністрів України від 08.10.2004 р. № 1331 «Про затвердження Державної науково-технічної програми «Ресурс». Одним з основних пріоритетних напрямків наукової, науково-технічної діяльності ДВНЗ «Приазовський державний технічний університет» є «Підвищення надійності, довговічності та працездатності вузлів і деталей машин, обладнання важкої промисловості» (п.3 Статуту ПДТУ, прийнятого конференцією трудового колективу 03.06.2003 р., протокол № 2).

Тема дисертаційної роботи безпосередньо пов'язана з науковим напрямком кафедри «Опір матеріалів» ДВНЗ «Приазовський державний технічний університет»: «Захист металургійних машин від поломок». Базовими для дисертації стали: науково-дослідні госпдоговірні роботи, в яких автор був керівником (2003 р. - № держреєстрації 0105U002604, 2004 р. - № держреєстрації 0105U002605, 2005 р. - № держреєстрації 0105U008305, 2006 р. - № держреєстрації 0106U008844); науково-дослідні госпдоговірні роботи, в яких автор був виконавцем (2004 р. - №№ держреєстрації 0104U005769, 0104U005770, 2005 р. - №№ держреєстрації 0105U004953, 0105U004954, 2007 р. - № держреєстрації 0107U003671, 2008 р. - № держреєстрації 0109U000792, 2009 р. - № держреєстрації 0109U008175), а також держбюджетні науково-дослідні роботи 2009, 2010 рр. (№ держреєстрації 0109U006809); 2010, 2011 рр. (№ держреєстрації 0110U006580) і 2011, 2012 рр. (№ держреєстрації 0111U009188), в яких автор був керівником.

Мета і завдання дослідження. Метою дисертаційної роботи є розвиток теоретичних основ захисту машин від поломок, створення нових амортизаційних і запобіжних пристроїв для металургійних машин, виключення або істотне зменшення числа поломок машин.

Для досягнення цієї мети в роботі сформульовані такі завдання дослідження.

1. На основі конструктивних особливостей металургійних машин, характеру їх навантаження й досвіду експлуатації встановити закономірності появи в них перевантажень і поломок.

2. Науково обґрунтувати, розробити й підтвердити експериментально особливості процесу виникнення навантажень у пружній системі машини в залежності як від рівня зовнішнього впливу, так і від пружних характеристик машини. Установити головні характеристики машини, які найбільше впливають на виникнення в ній навантаження.

3. Виділити для металургійних машин спектр навантажень - як корисних (технологічних), так і шкідливих (паразитних), які діють спільно на машину й визначають її міцність і довговічність.

4. Розробити основи теорії амортизації паразитних навантажень. На основі цієї теорії розробити амортизаційні пристрої для металургійних машин.

5. Розробити основи теорії обмеження максимальних навантажень, що виникають у машинах. На основі цієї теорії розробити низку ефективних запобіжних пристроїв для металургійних машин.

6. Упровадити амортизаційні та запобіжні пристрої на металургійних машинах заводів України й надати аналіз досвіду їх експлуатації з метою поширення впровадження.

Об'єкт дослідження. Металургійні машини основних і допоміжних циклів (цехів).

Предмет дослідження. Навантаження в деталях металургійних машин. Закономірності виникнення перевантажень і поломок. Теорія, способи і пристрої для зменшення й обмеження навантажень, що виникають у машинах. машина поломка металургійний навантаження

Методи дослідження. У роботі використано комплексний підхід, що включає теоретичні й експериментальні дослідження, а також проектно-конструкторське пророблення. В основі теоретичних досліджень - методи теорії пружності й пластичності, математичної статистики й теорії надійності. Для аналізу напружено-деформованого стану елементів захисних пристроїв застосовувався метод кінцевих елементів (програмні комплекси ANSYS Mechanical і ANSYS Designxplorer Module). Для параметричного проектування запобіжних і амортизаційних пристроїв застосовувався комплекс САПР КОМПАС 3D. Експерименти включали дослідження механічних характеристик еластомерів, фізичне моделювання захисних пристроїв у лабораторії кафедри «Опір матеріалів» ДВНЗ «Приазовський державний технічний університет», а також дослідження робочих характеристик амортизаторів і запобіжників в умовах експлуатації у публічному акціонерному товаристві (ПАТ) «ММК ім. Ілліча».

Наукова новизна отриманих результатів.

1. Уперше введено і науково обґрунтовано поняття «якість силової лінії машини», пов'язане зі співвідношенням між технологічним і максимальним навантаженнями, властивими даній машині. Якістю силової лінії машини, яка характеризується величиною К, запропоновано називати відношення технологічного (корисного) навантаження до максимального сумарного навантаження (включаючи динамічне), що виникає в машині. К - безрозмірна величина, що може змінюватися для різних ділянок силових ліній в межах 0 К 1. Це дозволило оцінити варіанти та можливості щодо зменшення в машині рівня паразитних навантажень, а отже, і загального рівня навантажень, та накреслити шляхи підвищення довговічності.

2. Уперше запропоновано та науково обґрунтовано принципи захисту залежно від величини якості силової лінії машини К. Для машин та їх окремих силових ліній з малим значенням якості (К 0,3) запропоновано захист від поломок у вигляді енергоємних пристроїв, які істотно знижують паразитні і сумарні навантаження і названі запобіжниками-амортизаторами. Для великих значень якості (0,8 К 1,0) захист за допомогою амортизатора не може бути ефективним, оскільки зменшити можна тільки паразитне навантаження, а воно становить малу частину від загального навантаження. У цьому випадку захистити машину від перевантажень і поломок можна тільки обмеженням сумарного навантаження за допомогою запобіжників-обмежувачів. Для середніх значень якості доцільно застосування як амортизаторів, так і запобіжників-обмежувачів.

3. Уперше введено і науково обґрунтовано поняття «функціональна міцність» деталей машини. Функціональна міцність деталі n_ф являє собою фактичний запас міцності даної деталі в даній машині n_ф = Р^*/Р_max, де Р^* руйнівне навантаження для даної деталі; Р_max - максимальне навантаження, що діє на дану деталь у даній машині. n_ф - безрозмірна, змінна величина, яка залежить від робочої характеристики машини. Вона може змінюватися при незмінних зовнішніх впливах.

4. Запропоновано і науково обґрунтовано функціональну класифікацію амортизаційних пристроїв, яка базується не на конструктивних особливостях амортизаторів, а на їх призначенні стосовно різних варіантів впливів. Це дозволило обрати раціональні параметри амортизаторів при різноманітних варіантах зовнішніх впливів. Так, при впливі на машини енергією співударяння U встановлюваний амортизатор повинен настільки змінити робочу характеристику машини, щоб її енергоємність U_м була достатньою для поглинання цієї енергії, тобто має виконуватися умова U_м ? U. навантаження, що виникають в машині, повинні залишатися меншими від руйнівних, тобто Р_м ? Р_руйн. Такі амортизатори запропоновано називати буферами. При впливі деформацією л амортизатор має настільки змінити робочу характеристику машини, щоб при її деформаціях л_м ? л виникаючі навантаження обмежувалися умовою Р_м ? Р_руйн. Такі амортизатори рекомендовано називати компенсаторами. При впливі на машину збудником коливань бажано мати в цій машині амортизатор з коефіцієнтом розсіювання енергії ш ? 0,5. Такий пристрій слід вважати демпфером. Конструктивне виконання амортизаторів може бути різним. Таким чином, типи зовнішніх впливів визначають призначення, принцип роботи і класифікацію амортизаторів.

5. Уперше науково обґрунтовано перелік механічних характеристик для матеріалів захисних пристроїв, необхідних для створення ефективних амортизаторів і запобіжників. Основними механічними характеристиками матеріалів амортизаторів запропоновано вважати їх питому енергоємність, динамічний модуль пружності та характеристику внутрішнього тертя (коефіцієнт розсіювання енергії). Для запобіжників з витрачуваними елементами основною характеристикою запропоновано вважати відношення границі витривалості при пульсаційному циклі до границі текучості матеріалу . Для виключення втомного руйнування потрібні матеріали з 1,0. Це дозволило вперше перевірити на придатність усі розроблені поліуретанові еластомери і організувати виробництво нових еластомерів із заданими властивостями.

6. Уперше введено і науково обґрунтовано концепцію ефективності запобіжного пристрою і сформульовано умови підвищення ефективності. Головним критерієм ефективності запобіжника є стабільність його робочої характеристики (стабільність вимикального навантаження), яка залежить від властивостей матеріалів витрачуваних і пружних елементів, умов їх навантаження, напруженого стану. Для запобіжників з витрачуваними елементами основним джерелом нестабільності робочої характеристики є зменшення величини вимикального навантаження з часом через накопичення втомних пошкоджень. Умова підвищення ефективності такого запобіжника - це виключення втомного руйнування. Воно може бути забезпечене як усіма традиційними способами підвищення втомної міцності, так і вибором виду деформацій та граничних характеристик витрачуваного елемента. Ця умова може бути записана у вигляді Р_r/Р^* ? 1,0, де Р_r ? сила втомного руйнування при коефіцієнті асиметрії циклу r. Така нерівність виконується, якщо r ? 0, тобто при Р_r ? Р₀ і Р^* = Р_т, де Р₀ - руйнівне навантаження при пульсаційному циклі; Р_т - навантаження, яке відповідає границі плинності матеріалу пружного елемента при стисканні.

Практичне значення отриманих результатів.

Розроблено комплекс захисних (запобіжних і амортизаційних) пристроїв, що пройшли промислове випробування й упроваджені у виробництво на ПАТ «ММК ім. Ілліча»:

1. Розроблений, виготовлений і пройшов промислове випробування протягом 20 місяців пружний вал привода робочих валків стана 1700 ХП. Вал упроваджений на всіх чотирьох клітях стана 1700 ХП.

2. Розроблено й упроваджено амортизатори станинних роликів слябінга 1150 з поліуретановими пружними елементами зсуву.

3. Розроблено й упроваджено кільцеві поліуретанові амортизатори підшипників роликів конічного рольганга стана 3000.

4. Розроблено, виготовлено й упроваджено амортизатори хоботів завалочних машин мартенівського цеху.

5. Розроблено, виготовлено й упроваджено амортизатори важелів кантувача слябінга 1150.

6. Для моталок стана 1700 розроблено, виготовлено й упроваджено кільцеві амортизатори підшипників.

7. Для подушок робочих валків стана 3000 розроблено, виготовлено й упроваджено поліуретанові планки-приробки.

8. Для подушок робочих валків пільгерстана 612 розроблено й упроваджено поліуретанові приробки-амортизатори.

9. Для клітей пілігримових станів 612 розроблено й упроваджено кільцеві запобіжники з осіданням більше 100 мм.

10. Розроблений і прийнятий до впровадження пружний вал-енергоакумулятор для приводів чорнових клітей безперервного широкосмугового стана 1700.

11. Розроблені й прийняті до впровадження пружно-демпфірувальні шпинделі для приводів робочих валків клітей №№ 5, 6 стана 1700 гарячої прокатки.

12. Розроблений і проходить промислове випробування проміжний вал привода станинного ролика стана 3000. Вал містить пружні й компенсувальні поліуретанові елементи.

13. Розроблені, виготовлені й проходять промислове випробування муфти пружні пальцево-дискові для мостових кранів.

У проектно-конструкторському відділі (ПКО) ПАТ «ММК ім. Ілліча» запропонована й реалізована інженерна методика проектування захисних (амортизаційних і запобіжних) пристроїв для металургійних машин. За результатами дисертаційної роботи отримано 14 патентів України на винаходи й 2 патенти України на корисні моделі, а також 5 патентів Російської Федерації на винаходи. Результати дисертаційної роботи також упроваджені в навчальний процес кафедри «Механічне обладнання заводів чорної металургії» ДВНЗ «Приазовський державний технічний університет» при читанні курсів «Сучасні методи розрахунків в опорі матеріалів» і «Розрахунки й конструювання металургійних машин і агрегатів». Для прискорення впровадження нових розробок у 2006 р. створена в рамках Управління головного механіка ПАТ «ММК ім. Ілліча» наукова проблемна лабораторія «Захист металургійних машин від поломок».

Особистий внесок здобувача. Основні ідеї досліджень належать авторові дисертації. Створення теоретичних основ захисту металургійних машин від поломок, нових розрахункових схем, введення нових понять, методик досліджень, керівництво при їх проведенні, отримання результатів та їх аналіз виконано автором. У розробці ряду технічних рішень та їх реалізації брали участь співробітники ДВНЗ «Приазовський державний технічний університет» і ПАТ «ММК ім. Ілліча», що знайшло відображення в спільних статтях та патентах, наведених у списку опублікованих робіт за темою дисертації. Внесок здобувача в цих роботах дається у вигляді коротких анотацій після зазначення їх номерів у списку.

Апробація результатів дисертації. Основні положення дисертації повідомлені й обговорені на наукових семінарах кафедри «Опір матеріалів» ДВНЗ «Приазовський державний технічний університет» (м. Маріуполь, 1999-2012 рр.), кафедри МОЗЧМ ДВНЗ «Донецький національний технічний університет» (м. Донецьк, 2012 р.), міжнародних конференціях і семінарах, у тому числі: проведених в Україні - «Університет - місту», м. Маріуполь, 1999-2006 рр.; «Удосконалення процесів і обладнання обробки тиском в металургії і машинобудуванні», м. Краматорськ-Слов'янськ-Хмельницький, 2000-2007 рр.; 6-й Міжнародний симпозіум українських інженерів-механіків у Львові (МСУІМЛ-6), м. Львів, 21-23 травня 2003 р.; IV міжнародна науково-технічна конференція молодих фахівців ПАТ «ММК ім. Ілліча», м. Маріуполь, 2004 р.; «Інноваційний шлях розвитку чорної металургії України», м. Дніпропетровськ, 2005 р.; «Університетська наука», м. Маріуполь, ПДТУ, 2007-2011 рр.; «Модернізація і переоснащення підприємств. Ефективні технології ремонту та відновлення деталей», м. Дніпропетровськ, 2006-2009 рр.; «Нові технології ремонту і відновлення промислового обладнання», м. Донецьк, 2006-2009 рр.; «Стратегія оптимізації ТОіР механічного устаткування в сучасних економічних умовах у ГМК», 2007-2008 рр., смт. Курпати, АР Крим; «Досягнення і перспективи розвитку процесів і машин обробки тиском у металургії та машинобудуванні» (до 75-річчя НКМЗ), м. Краматорськ, 21-24 квітня 2009 р.; «Стратегія оптимізації ТОіР механічного устаткування в ГМК: ідеології, практика підвищення ефективності, інструменти», м. Київ, 24_26 листопада 2010 р.; «Механічне і мехатронне обладнання заводів чорної металургії», м. Донецьк, 6-7 квітня 2011 р.; проведених у країнах СНД - Міжнародна науково-технічна конференція «Прогрессивные методы и технологическое оснащение процессов обработки металлов давлением», БДТУ «Воєнмех» ім. Д.Ф.Устінова, м. Санкт-Петербург, 11-14 жовтня 2005 р.; 2-га Міжнародна науково-технічна конференція «Современные достижения в теории и технологии пластической обработки металлов», СПбГПУ, м. Санкт-Петербург, 25-28 вересня 2007 р.

Публікації. Основні результати дисертації опубліковано в 61 науковій роботі, у тому числі 2 монографіях, 13 статтях наукових журналів, 23 статтях збірників наукових праць, 14 патентах України на винаходи, 2 патентах України на корисні моделі, 5 патентах Російської Федерації на винаходи. Без співавторів опубліковано 2 монографії, 17 статей, 1 патент на винахід. У фахових наукових виданнях України опубліковано 33 статті.

Структура дисертації. Дисертація складається зі вступу, шести розділів, висновків, списку використаних джерел із 312 найменувань і 10 додатків. Повний обсяг роботи становить 428 сторінок, загальний обсяг ? 260 сторінок. У розділах дисертації є 126 рисунків і 11 таблиць, у тому числі 92 рисунки і 4 таблиці, розміщені на окремих 56 сторінках.

основний зміст роботи

У першому розділі «Проблеми міцності і захисту металургійних машин» відзначено, що металургійні машини мають ряд особливостей, які відрізняють їх від інших машин:

1. Насамперед, це машини з екстремальними силовими й енергетичними характеристиками.

2. Металургійні машини характеризуються високим рівнем нетехнологічних навантажень. Ці навантаження виникають у приводах і виконавчих органах самих машин і залежать як від конструктивних рішень вузлів і деталей машин, так і від їхнього технічного стану.

3. Для металургійних машин не виключені системні помилки проектування.

Одним з варіантів підвищення надійності машин є створення ефективної системи захисту машин від поломок. Основні напрямки запобігання аварійним поломкам можна представити у вигляді:

1. Зменшення кінетичної енергії рухомих мас машини. Як правило, це пов'язано з модернізацією приводів, ліквідацією редукторів, застосуванням тихохідних (і, отже, малоінерційних) електродвигунів. Цей напрямок вимагає корінної реконструкції й великих фінансових витрат, тому належного поширення в Україні не отримав. Він може бути реалізований тільки для заново проектованого обладнання.

2. Збільшення потенційної енергії пружної деформації ланок машини, у тому числі за рахунок створення енергоємних пружних елементів - амортизаторів, які здатні поглинати енергію впливу, не допускаючи при цьому появи небезпечних перевантажень. Такий напрямок боротьби з аварійними поломками застосовний для машин, що перебувають в експлуатації. Реальних успіхів у цьому напрямку небагато; є тільки окремі приклади впровадження пружних муфт, пружин, пружних елементів, виготовлених з еластомерів. Більш широке впровадження гальмується відсутністю теорії амортизації.

3. Обмеження максимального навантаження, яке передається силовою лінією машини, шляхом створення елементів змінної жорсткості (запобіжників). Цей напрямок знаходить підтримку в розроблювачів металургійних машин, однак реальні успіхи невеликі. Основна причина такого становища - відсутність теоретичних основ цього напрямку.

На підставі виконаного аналізу сформульовано завдання й шляхи дослідження навантажень у деталях металургійних машин, причин появи перевантажень і поломок, способів зменшення й обмеження навантажень, що виникають у машинах.

У другому розділі «Функціональна міцність металургійних машин» при аналізі навантажень, що виникають у ланках машин, запропоновано класифікувати їх за функціональною ознакою й за видом впливів одних деталей і вузлів на інші. За функціональною ознакою існують навантаження корисні (технологічні) і шкідливі (паразитні). Паразитні навантаження пов'язані з помилками проектування, виготовлення й експлуатації машин. Боротьба з паразитними навантаженнями має стати одним з основних завдань як механослужб меткомбінатів, так і наукових досліджень у галузі металургійного машинознавства. Систематизувати боротьбу з паразитними навантаженнями допоможе пропонована класифікація впливів, що породжують появу цих навантажень. Слід розрізняти впливи: статичний, інерційний, деформаційний, температурний, енергетичний (ударний). Для паразитних навантажень найбільш імовірним варіантом походження є два види впливів - деформаційний та енергетичний (ударний).

Рекомендується боротися з паразитними навантаженнями шляхом амортизації. Для цього мають бути розроблені амортизатори - такі пристрої в складі силових ліній машин, які можуть зменшувати паразитні навантаження, змінюючи робочу характеристику машини. У цьому випадку при незмінному зовнішньому впливі буде виникати менше паразитне навантаження. Зменшення паразитних навантажень буде спостерігатися при зменшенні жорсткості й збільшенні енергоємності (запасу пружної енергії) машини. Жорсткість більшості металургійних машин завищена, а їх енергоємність мала. Це дає можливість застосувати амортизацію, тобто змінити робочу характеристику машини так, щоб при незмінному зовнішньому впливі суттєво зменшити паразитні навантаження, які виникають у ній.

Робоча характеристика амортизаторів у координатах Р (навантаження) - л (осідання) має збільшену площу при обмеженій ординаті Р. Збільшена площа означає зрослу енергоємність, а обмеження навантаження Р забезпечує міцність розглянутого вузла. Амортизатор - пристрій, що дозволяє зменшити рівень паразитних навантажень, які виникають у пружних системах. Це визначення зручне тим, що воно засноване на функціональному призначенні пристрою і не торкається конструкцій пристрою. Введені нижче підкласи амортизаторів пов'язані з типом впливів на розглянуту пружну систему (машину).

Буфер - це амортизатор, призначений для зменшення динамічних навантажень при одиночних ударах. Буфер поглинає (накопичує) енергію навантаження; статичне навантаження, як правило, при цьому відсутнє, а ударне навантаження характерне тривалими паузами, при яких тепло, що утворилося при деформації буфера, повністю розсіюється. Компенсатор - це амортизатор, що зменшує паразитні навантаження (або обмежує зростання цих навантажень) при впливі на пружну систему деформацією. Для компенсаторів характерна наявність елементів малої жорсткості, у тому числі пружних елементів (ПЕ), пар тертя, додаткових ступенів свободи. Демпфер - пристрій для гасіння (або запобігання появі) механічних коливань. Демпфер навантажується енергією коливального характеру й розсіює її (перетворює в тепло). Із запропонованої класифікації амортизаторів видно, що поняття «буфер», «компенсатор», «демпфер» раціонально пов'язувати не з конструкцією пристрою, а з якісною стороною паразитного навантаження, рівень якого потрібно знизити.

Одна з найпоширеніших технічних помилок - уважати, що навантаження, яке діє на машину або її вузол, є дія збоку, ззовні машини, і тому воно не залежить від внутрішніх характеристик машини. У реальності кожна з деталей машини (або її силової лінії) впливає на робочу характеристику машини, а робоча характеристика - на величини навантажень, що виникають у машині, а, отже, на навантаженість і ресурс машини.

Функціональна міцність деталі, що працює в даній машині, - це здатність даної деталі виконувати свої функції, не руйнуючись. Ця характеристика може бути оцінена безрозмірною величиною - справжнім коефіцієнтом запасу міцності, що набагато зручніше розмірних параметрів. Величина коефіцієнта являє собою відношення навантажень

, (1)

де Р_max - максимальне навантаження, що діє на дану деталь у даній машині; Р^* руйнівне навантаження для даної деталі.

Ці величини не є незалежними одна від одної. Руйнівне навантаження Р^* для конкретної деталі залежить від її параметрів; воно може бути розраховане або знайдене експериментально. Складніша справа з навантаженням Р_max, яке є не тільки характеристикою технологічного процесу, але й включає паразитні навантаження, що залежать від конструкції машини та її технічного стану, причому паразитні навантаження можуть суттєво (в 3,0…5,0 разів) перевищувати навантаження технологічне. Р_max, на відміну від Р^*, далеко не консервативне; воно зазнає частих і істотних змін. Наприклад, зміцнення якої-небудь деталі машини (тобто збільшення Р^*) за рахунок збільшення її розмірів (а, отже, і маси, і жорсткості) приводить, як правило, до збільшення Р_max, що може нівелювати збільшення коефіцієнта запасу міцності, причому не тільки для замінюваної деталі, але й для всіх інших деталей пружної системи (машини). Такий небажаний ефект сильно залежить від рівня паразитних навантажень (їх частки в загальному навантаженні), або від частки корисних навантажень. Ця частка (відношення технологічного навантаження до загального навантаження) названа «якістю» машини К. Для ідеальної машини К = 1,0. Для реальної машини, наприклад, привода листопрокатного стана, . В одній машині (наприклад, у прокатній кліті) може бути кілька силових ліній з різною якістю (рис. 1).

Спосіб захисту металургійної машини від поломок слід вибирати залежно від якості силової лінії, що захищається. При низькій якості К ? 0,3 найбільш раціональним буде захист за допомогою запобіжників-амортизаторів (ЗА). ЗА - це пристрій, що зменшує паразитні навантаження до прийнятного за умовою міцності рівня (працює постійно). При високій якості К ? 0,8 найбільш ефективним буде захист за допомогою запобіжників-обмежувачів (ЗО). ЗО - це пристрій, що обмежує максимальні навантаження в машині безпечним з погляду міцності рівнем (працює тільки з появою перевантаження).

	Силова лінія №1 (головна лінія): К ? 0,5
Силова лінія №2 (вертикальна): К ? 1,0	Силова лінія №3 (горизонтальна): К ? 0

Рис. 1 Якість різних силових ліній чорнової прокатної кліті №3 НШС 1700 ПАТ «ММК ім. Ілліча»

При середніх значеннях якості 0,3 ? К ? 0,8 ефективним буде застосування обох видів запобіжників. Найбільш ефективним напрямком удосконалювання машини буде підвищення її якості, тобто всіляке зменшення паразитних навантажень.

У третьому розділі «Експериментальне визначення навантажень» розглянуто визначення руйнівних навантажень для деталей металургійних машин. Це диктується, у першу чергу, необхідністю правильної оцінки функціональної міцності машин і їх деталей.

У практиці експлуатації металургійних машин зустрічаються такі деталі, які в обов'язковому порядку необхідно оцінювати на міцність експериментально. Показано, що в одній і тій самій деталі, але виготовленій з різних матеріалів, у стані, що передує руйнуванню, реалізуються різні варіанти розподілу напруг. Це стосується насамперед таких деталей, які мають концентратори напруг, тобто різко нерівномірний розподіл напруг у пружній стадії роботи. Поява пластичних деформацій приводить до перерозподілу (вирівнювання) напруг. Цей процес іде до самого руйнування, і тим інтенсивніше, чим пластичніший матеріал. Як правило, більш пластичними є менш міцні матеріали. У результаті нерідкими є випадки, коли при менш міцному матеріалі деталь має більшу міцність. Прикладами можуть служити некруглі вали з концентраторами напруг у вигляді трапецієподібних, прямокутних і кутових вирізів. Упровадженню подібних валів повинні передувати їх випробування з доведенням до руйнування (або, у крайньому випадку, випробування їх масштабних моделей).

Рекомендується також проводити випробування вузлів і силових ліній машин на жорсткість для встановлення їх робочих характеристик. Робочі характеристики машин і їх силових ліній можуть бути легко змінені, якщо встановити на цих машинах захисні пристрої, наприклад, у вигляді амортизаторів. Робочі характеристики цих амортизаторів розраховуються теоретично й легко визначаються дослідним шляхом на випробувальних машинах. При установці таких пристроїв на металургійних машинах отримана сумарна робоча характеристика може бути побудована за принципом підсумовування деформацій і енергоємностей при однаковому рівні навантажень.

Розглянуто види робочих характеристик, які можна одержати на різних за призначенням й конструкцією амортизаторах.

Особлива вага надається вимірюванням навантажень у клітях і головних лініях прокатних станів, для яких характерні порушення режимів, більші швидкості й прискорення, інтенсивні коливальні режими. Найбільш важливими параметрами, що підлягають дослідженням, є: 1) сила прокатки; 2) момент сил пружності в головній лінії; 3) струм приводного двигуна; 4) горизонтальна сила при захопленні.

Осцилографування навантажень у кліті №3 НШС 1700 ПАТ «ММК ім. Ілліча» дозволило виявити такі закономірності:

1. Сила прокатки наростає досить плавно й практично не супроводжується коливаннями при захопленні.

2. У процесі прокатки одного сляба ( 7с) сила прокатки чотири рази збільшується й зменшується.

Це збільшення досягає 20% від середнього значення Р за пропуск. Якщо розрахувати, яким місцям сляба відповідають ці піки, то виявиться, що це місця обпирання сляба на глісажні труби, розташовані в нагрівальній печі. Місця цих контактів виявляються менш нагрітими; холодні місця заготовки вимагають для деформації більших сил прокатки (рис. 2). На цій же осцилограмі видно, що закінчення прокатки викликає коливання навантажень у кліті. Величина цих сил становить Р ? 0,2Р_max. Коливання загасають через 5…6 періодів. На осцилограмах (рис. 3) зафіксовано навантаження, що виникають у момент захоплення. Порівнюються момент сил пружності на швидкохідному валу й струм приводного двигуна.

Зміни моменту носять коливальний характер із частотою приблизно 10 Гц. При цьому спостерігається приблизно 10 коливань. Максимальне значення моменту досягається в першому коливанні, набагато рідше у другому. Для струму частота коливань суттєво менша, число коливань також. Різниця між піком струму й моменту становить 0,13…0,15 с, якщо максимум моменту досягається в першому піку, і 0,04…0,06 с, якщо максимум знаходиться в другому піку. У всіх випадках момент наростає швидше, ніж струм, тому струмовий захист двигунів не може захистити головну лінію від перевантаження.

Рис. 2. Сила прокатки (Р) і струм приводного двигуна (I) в кліті №3 НШС 1700 ПАТ «ММК ім. Ілліча»

Рис. 3 Осцилограма навантажень при захопленні розкату в кліті №3 НШС 1700 (момент сил пружності на швидкохідному валу М і сила струму двигуна I)

Пікове значення моменту перевищує те, що встановилося, в 2… 4 рази. Це приводить до низької функціональної міцності всіх деталей головної лінії й утруднює створення ефективної системи захисту головної лінії від поломок. Зсув у часі спостерігається також між силою прокатки й струмом приводного двигуна; відставання максимуму струму від максимуму сили становить 0,10…0,15 с. Час наростання сили й моменту практично однаковий.

Осцилограми навантажень у чистових клітях мають ті ж характерні ознаки, що й описані вище. Проаналізовані також повний пропуск і захоплення для реверсивного листового стана; повний пропуск і запалювання для пілігримового стана 612; повний пропуск, нестійкий швидкісний режим і заклинювання для ТЛС 3000.

У четвертому розділі «Амортизація паразитних навантажень» відзначається, що створення ефективних амортизаторів засноване на досягненні ними рекордних значень енергоємності, що можливо тільки для рекордних значень питомої енергоємності матеріалів, з яких виготовляються пружні елементи амортизаторів.

Показано, що найбільшу питому енергоємність мають дві групи матеріалів. Це 1) високоміцні пружинні сталі й 2) енергоємні поліуретанові еластомери. Успіхи металознавства привели до появи пружинних сталей, енергоємність яких в 20…25 разів більша, ніж у звичайних рядових сталей. Відзначена також висока стабільність характеристик і близька до ідеальної пружність сталевих пружин.

Що стосується енергоємних конструкційних поліуретанів, то їх характеристики не настільки стабільні, однак мають ряд унікальних властивостей, підтверджених механічними випробуваннями. Основні з них:

1. Мала жорсткість і велика пружна деформація стиску Е = 5…500 МПа; ;

2. Велике внутрішнє тертя, що приводить до розсіювання енергії в межах 10% ? ш ? 60% за один цикл навантаження.

3. Залежність жорсткості від швидкості навантаження Е_д = (1,1…1,4)Е;

4. Мала стискальність поліуретанів м ? 0,495…0,499; К_v = 3000…3200 МПа;

5. Наявність реологічних ефектів (повзучість і релаксація) при нормальних умовах експлуатації.

6. Обмежений температурний інтервал експлуатації -70°С ? t ? 120°С.

Тут прийняті такі позначення: Е - нормальний модуль пружності матеріалу; е_о - максимальна деформація, при якій після розвантаження відсутня залишкова деформація; Е_д = Е·г - динамічний модуль пружності матеріалу, МПа; г - коефіцієнт жорсткішання; ш - коефіцієнт розсіювання енергії за один цикл навантаження, %; µ ? коефіцієнт поперечної деформації (коефіцієнт Пуассона); К_v - об'ємний модуль пружності, МПа.

Для циліндричних зразків (d = 40 мм; h = 40 мм) з п'яти марок поліуретанових еластомерів на випробувальних машинах МИ-20УМ; МИ-40КУ виконано дослідження механічних характеристик зі швидкостями деформації = (0,104…2,5)•10-2 с^-1 (рис. 4). Результати випробувань представлені в табл. 1.

Значення К_v отримане на випробувальній машині ПР-500 за оригінальною методикою, яка виключає вплив на результат параметрів випробувальної машині та пристроїв. Максимальні напруги стиску становили у_с = 160 МПа. Об'ємний модуль пружності виявився для всіх еластомерів практично однаковим і рівним 3000…3200 МПа. На рис. 5 показано характер зменшення навантаження при фиксированій деформації зразка е = 20%. На рис. 6 представлено варіант протікання процесу релаксації у випадку повторного підвантаження зразків до початкового рівня навантаження.

Застосовуючи прийом багаторазового підвантажування до початкового рівня, можна зменшити величину релаксації до 4%, а іноді й до 1,5%.

Таблиця 1

Механічні характеристики конструкційних поліуретанів

Матеріал	Модуль пружності Е, МПа	Коефіцієнт розсіяння енергії , %	Коефіцієнт жорсткішання г	Зменшення навантаження при релаксації, % за 60 хв.
V8000 ShA 65	7,5	8,0	1,10	5,2
V8000 ShA 85	20,0	20,0	1,12	12,1
A16 ShA 95	43,8	45,0	1,14	18,5
B16 ShA 95	33,8	50,0	1,14	25,6
Adipren L-100M ShA 90	9,5	12,0	1,09	13,0

Рис. 4 Діаграма стискання зразка з поліуретану adipren A16 ShA 95: 1 - навантаження; 2 - розвантаження

a) vibrathan 8000 ShA 65; ShА 85	б) adipren A16 ShA 95; B16 ShA 95
Рис. 5 Релаксація в стиснутих поліуретанових зразках в) морозостійкий adipren L-100M ShA 90
а) підвантаження через 30 хв.	б) підвантаження через 15 хв.

Рис. 6 Релаксація в поліуретані при наступних підванатаженнях

Оцінку міцності деталей, виготовлених з поліуретанових еластомерів, рекомендовано проводити за появою залишкових деформацій при стисканні. Тоді умова міцності за деформаціями буде виглядати як

, (2)

де е_max - максимальна пружна деформація, що відповідає даному навантаженню.

У випадку, якщо еластомер підкоряється закону Гука, умова міцності може бути записана в напругах (у класичному виді)

, (3)

де максимальна діюча напруга; - максимальна напруга, яка не викликає появи залишкових деформацій. Ця напруга є аналогом межі пропорційності, яка являє собою одну з міцнісних характеристик для металевих матеріалів. Очевидно, що допустима напруга повинна являти собою величину

, (4)

де коефіцієнт запасу міцності, який обирається для даного матеріалу з урахуванням умов роботи даної деталі.

Такий підхід до вибору допустимої напруги може бути збережений і у випадку відхилень від закону Гука. У цьому випадку під величиною Е мається на увазі січний модуль пружності. Значення вибираються й коректуються на основі досвіду експлуатації вузлів і деталей, що містять елементи, виготовлені з еластомерів.

Амортизатор характеризує енергоємність при навантаженнях, що не перевищують норми. Відзначено, що домогтися максимальної енергоємності деталі (вузла, пристрою) можна, удосконалюючи її за трьома напрямками:

1. Шляхом вибору матеріалу деталі з найбільшою питомою енергоємністю;

2. Шляхом забезпечення рівномірного розподілу напруг у деталі;

3. Шляхом забезпечення достатнього розміру (обсягу, маси) даної деталі.

Розглянуто варіанти визначення питомої енергоємності матеріалу на прикладі бруса, що стискається або розтягується.

, (5)

де U - енергоємність деталі; V - об'єм деталі; граничне значення напруги; граничне значення деформації. Ураховуючи, що

и , (6)

отримаємо

, (7)

де б - коефіцієнт якості напруженого стану. Для одноосьового розтягання й стискання, коли забезпечено рівномірний розподіл напруг по всьому обсягу пружного елемента, б = 0,5.

Граничне значення напруги може бути обране залежно від призначення деталі, яка розраховується. Для крихких металевих матеріалів це величина, близька до границі міцності у_в, для пластичних - це границя плинності у_т, для високоміцних - умовна границя плинності у_0,2. Порівняльний аналіз різних матеріалів за енергоємністю можна виконувати за формулою (7) з тим самим коефіцієнтом б, наприклад, прийнявши б = 0,5.

Для більшості захисних пристроїв у ролі пружних елементів застосовують сталеві пружини, виготовлені зі спеціальних пружинних сталей 65Г, 70Г, 60С2, 70С2, 60С2ХФА. Для широко розповсюджених пружинних сталей, що мають у_0,2 ? 1200 МПа, одержимо, приймаючи

. (8)

У табл. 2 наведено значення енергоємностей пружинних сталей, гуми й деяких полімерів. Можна відзначити, що енергоємності найкращих пружинних сталей і еластомерів на одиницю об'єму є величинами одного порядку, а на одиницю ваги еластомери мають явну перевагу.

Енергоємність конкретної деталі може бути знайдена теоретично за формулою

. (9)

Таблиця 2

Енергоємність матеріалів амортизаторів

Матеріал пружного елемента	Нормальний модуль пружності Е, МПа	Максимальна (гранична) деформація е*, %	Граничне напруження у*, МПа	Питома вага матеріалу гм, кН/м3	Питома енергоємність матеріалу при стисканні
					на одиницю об'єму uv, МПа	на одиницю ваги up, м
Пружинна сталь 65Г	2·105	0,45	900	78	2,03	26
Пружинна сталь 60С2	2·105	0,60	1200	78	3,60	46,2
Пружинна сталь 60С2ХФА	2·105	0,80	1600	78	6,40	82
Гума В_14	14	35	4,90	13	0,855	66
Поліуретан СКУ-7Л	20	35	7,0	11	1,21	110
Adipren L-100	30	32	9,60	11	1,53	126
Поліуретан СКУ-ПФЛ-100	60	30	18,0	11	2,70	245
Поліетилен СВМПЕ	300	10	30,0	9,5	1,50	158

Енергоємність деталі може бути знайдена й експериментально. Для цього записують її робочу характеристику в координатах Р-л, а потім обчислюють енергоємність за формулою

, (10)

де Р(л) - змінне значення сили.

Якщо функція Р(л) відома, то слід скористатися формулою (10); у цьому випадку одержуємо теоретичний розв'язок. Якщо аналітичної залежності Р(л) немає, то можна розв'язати задачу приблизно, підрахувавши площу фігури, обмеженої кривою Р(л) і віссю абсцис. Результати розрахунків питомих енергоємностей пружних елементів наведені в табл. 3.

При замінах одного ПЕ іншим зберігаються розміри передбачених гнізд. У цьому випадку може бути знайдена так звана габаритна питома енергоємність

, (11)

Таблиця 3

Питома енергоємність пружних елементів

Матеріал пружного елемента	Форма і вид деформації	Коефіцієнт якості напруженого стану б	Питома енергоємність на одиницю об'єму uv, МПа	Коефіцієнт якості пружного елемента в	Габаритна питома енергоємність uг, МПа
Сталь 65Г	кручення (торсіон)	0,208	0,844	0,208	0,844
	циліндрична гвинтова пружина	0,208	0,844	0,085	0,343
	Згин прямокутної балки	0,055	0,223	0,055	0,223
Сталь 60С2	кручення (торсіон)	0,208	1,50	0,208	1,50
	циліндрична гвинтова пружина	0,208	1,50	0,085	0,620
	Згин прямокутної балки	0,055	0,396	0,055	0,396
Сталь 60С2ХФА	кручення (торсіон)	0,208	2,66	0,208	2,66
	циліндрична гвинтова пружина	0,208	2,66	0,085	1,10
	Згин прямокутної балки	0,055	0,704	0,055	0,704
Гума В_14	Стиск	0,500	0,855	0,500	0,855
Поліуретан СКУ-7Л	Стиск	0,500	1,21	0,500	1,21
Adipren L-100	Стиск	0,500	1,53	0,500	1,53
Поліуретан СКУ-ПФЛ-100	Стиск	0,500	2,70	0,500	2,70
Поліетилен СВМПЕ	Стиск	0,500	1,50	0,500	1,50

де V_г - габаритний об'єм пружного елемента.

Відношення можна назвати коефіцієнтом форми пружного елемента, наприклад, пружини. Оптимальний коефіцієнт форми дорівнює одиниці. Рекомендовано ввести коефіцієнт якості пружного елемента в

. (12)

Підраховано варіанти коефіцієнта якості для найпоширеніших видів амортизаторів (дивися табл. 3). Розроблено загальні принципи проектування амортизаторів:

1. Амортизуються тільки паразитні навантаження. Ефективність амортизації потенційно тем вища, чим вищий рівень паразитних навантажень, тобто чим нижча якість машини. При амортизації завжди збільшується частка корисного навантаження і зменшується загальне навантаження.

2. Найкращий варіант амортизації - збільшення енергоємності системи за рахунок установки в неї спеціальної деталі. Такі деталі є ЗА. Залежно від типу впливу вибирається один з видів амортизаторів.

3. При заданих параметрах впливу амортизатор повинен обмежувати навантаження, що виникають, безпечним рівнем.

У п'ятому розділі «Захист від поломок за допомогою запобіжників» відзначено, що захист від поломок за допомогою запобіжників-обмежувачів не може ґрунтуватися на обмеженні або відключенні струму двигунів, тому що цей параметр завжди запізнюється через інерційність привода. Це запізнення (струму двигуна відносно сили прокатки й моменту сил пружності) може становити величину від Дt = 0,05…0,15 с для клітей НШС до декількох секунд для маховичних станів. Тому нижче розглянуто тільки механічні типи ЗО.

До теоретичних основ захисту машин за допомогою ЗО належать питання вибору типу й робочих характеристик запобіжників, створення самозахищених машин, вибору величин і стабільності вимикальних навантажень. Відзначено, що для створення самозахищеної машини (тобто такої машини, у якій для ефективного захисту від поломок досить мати захист двигуна за струмом) потрібно, щоб після відключення приводного двигуна й до його зупинки у всіх вузлах машини була забезпечена міцність деталей. У цьому випадку машина при перевантаженні зупиняється. Умовою такого результату буде нерівність

Т ? П_max, (13)

де Т - кінетична енергія рухомих мас привода; П_max - потенційна енергія деформації головної лінії привода.

Перевірки всіх існуючих приводів прокатних станів показали, що відзначена вище умова ніде не виконується, навіть для тихохідних і реверсивних прокатних станів. Основна причина цього полягає в дуже низькій енергоємності привода як пружної системи. Аналіз наявних в експлуатації приводних двигунів (для найбільш тихохідних реверсивних станів, що мають найменшу енергію обертових мас) показує, що запас цієї енергії в момент відключення в кілька десятків разів перевершує енергоємність (запас енергії пружної деформації) привода. Тому нині створення самозахищених приводів є нереальним. У перспективі це вимагатиме розробки енергоакумуляторів із запасом пружної енергії Umax ? 800 кДж. Теоретично створення таких валів можливе на основі попередньо напружених конструкцій з пружними елементами m = 1000…2000 кг, виготовленими з високоміцних поліуретанових еластомерів.

Проектований і розроблювальний ЗО повинен надати машині, що захищається, (пружній системі) необхідну робочу характеристику, яка управляє роботою машини. Найбільш прості схеми ЗО мають запобіжники з витрачуваними елементами (ВЕ). Такі запобіжники містять елементи, міцність яких відповідає переданому граничному навантаженню. При цьому навантаженні елемент руйнується й розмикає кінематичний ланцюг (і силову лінію) машини. У цьому варіанті навантаження зменшується до нуля, що не завжди є прийнятним для машини, яку захищають. Такі запобіжники не підходять для установки під натискні гвинти прокатної кліті.

Одним з найважливіших питань створення ефективних запобіжних пристроїв (ЗП) є вибір величини вимикального навантаження. Від цього вибору залежить ефективність роботи машини, що захищається. У роботі приводиться зв'язок між найбільшими технологічними навантаженнями, вимикальними навантаженнями запобіжників і руйнівними навантаженнями для найбільш слабких ланок, що знаходяться у цій силовій лінії. Усі ці навантаження пов'язані між собою. Цілком очевидно, що має виконуватися умова

. (14)

Більш точне співвідношення має виглядати як

, (15)

де n_м > 1,0 - коефіцієнт запасу разової міцності машини.

Реальні величини цих коефіцієнтів n_м для машин, що працюють, знаходяться в межах

2,0 n_м 6,0. (16)

Для випадку, коли в машині встановлено запобіжник, основу співвідношень становить

. (17)

Якщо ввести коефіцієнти , (18)

то необхідний для ефективної роботи запобіжника коефіцієнт запасу міцності можна представити у вигляді

n = n₁ n₂, (19)

де n₁ 1,0; n₂ 1,0.

Добирання запобіжника рекомендовано проводити з умови n n_м.

Виконано вибір усіх необхідних коефіцієнтів, які внесені в табл. 4.

Таблиця 4

Необхідні коефіцієнти запасу для різних ЗП

Тип запобіжного пристрою
1. Брехшпиндель	1,815…5,720	1,210…1,430	2,196…8,180
2. ЗП зі зрізними пальцями (пальці з канавками)	1,648…4,125	1,177…1,375	1,940…5,672
3. ЗП зі зрізними пальцями, що не мають канавок	1,213…1,815	1,155…1,210	1,401…2,196
4. ЗП з тонкою зрізною пластиною	1,213…1,694	1,155…1,210	1,401…2,050
5. Неперервнозрізні ЗП	1,270…1,452	1,210…1,320	1,537…1,917
6. Попередньо напружені ЗП з ВЕ	1,100…1,213	1,100…1,375	1,210…1,668
7. Екструзійні ЗП	1,271…1,573	1,331…1,645	1,692…2,588
8. ЗП втулкові (які згинаються)	1,271…1,815	1,155…1,210	1,468…2,196
9. ЗП втулкові (які стискаються)	1,213…1,452	1,155…1,210	1,401…1,760

Найкращі типи запобіжних пристроїв - це ЗП з ВЕ, для надійної роботи яких досить мати в лінії, що захищається, коефіцієнти запасу в межах n ? 1,2…1,7, і втулкові (які стискаються) ЗП, для яких достатніми коефіцієнтами запасу будуть n ? 1,4…1,76.

ЗО повинні застосовуватися в тих випадках, коли силова лінія має високу якість 0,8 ? К ? 1,0. Автором раніше була розроблена серія таких запобіжників, яка включала:

· неперервнозрізні запобіжники;

· запобіжники з тонкими зрізними пластинами;

· екструзійні запобіжники;

· запобіжники з попередньо напруженими витрачуваними елементами.

Аналіз варіантів спрощення конструкції дозволив запропонувати новий тип ЗО - запобіжник з пластично деформованим елементом (ПДЕ). Це дуже простий запобіжник, який фактично являє собою одну деталь - втулку з пластичного матеріалу. Деформація цієї втулки - осьовий стиск (можливі стиск із вигином і стиск із розтяганням). Такі втулки встановлюються між натискними гвинтами й подушками валків по дві в кожній робочій кліті, що захищається. Крім простоти пристрою й заміни запобіжника, він має ряд інших достоїнств. Це зручність тарування й регулювання робочої характеристики. Тарування може бути виконане на гідравлічному пресі з максимальною силою Р_max = 5…20 МН.