Барабанні гальмівні механізми автотранспортних засобів

h_зв1,2 = а + с сos 0,5d_К f_К (d₁ - c sin). (3.16)

Верхні знаки у формулі (3.16) використовуються для самопритискної колодки, а нижні - для самовідтискної. У формулах (3.15) і (3.16): а і с - відстані від центра гальмового механізму відповідно до осі вала розтискного кулачка і до осі шарніру кріплення колодки; r_б - радіус гальмового барабана; - половина кута між променями, що з'єднують центр О гальмового механізму з осями О₁ шарнірів кріплення колодок; d_K - відстань між векторами приводних сил Р_К1 і Р_К2; d₁ - половина відстані між опорними площинами гальмових колодок; і f_K - коефіцієнти тертя відповідно між фрикційною накладкою і барабаном та між кулачком і опорною поверхнею гальмової колодки (f_к=F₁/Р_к1=F₂/Р_к2); m і n - параметри, які визначаються кутовим положенням фрикційних накладок:

(3.17)

n=cos(2)sin, (3.18)

де - кут охоплення фрикційної накладки

=₁ - ₀; (3.19)

- кут несиметричності фрикційної накладки

= 90 - 0,5 (₁ +₀). (3.20)

Кути ₁ і ₀ наведені на рис. 3.4.

Коефіцієнт ефективності К_е1 цього гальмового механізму розраховується за формулою

(3.21)

де (3.22)

Якщо у згаданому гальмовому механізмі передача зусилля від кулачка до колодок здійснюється через опорні ролики, то всі наведені вище формули залишаються дійсними, але зведені плечі h_{зв 1,2} розраховуються за формулою

h_{зв 1,2} = (а + c cos)(cos - f_П sin)(d₁-c sin)(sin + f_П cos)f_ПR, (3.23)

де - кут між векторами розтискних сил Р_К1 і Р_К2 та лінією, що з'єднує осі опорних роликів; d₁ - половина відстані між осями опорних роликів; R - радіус опорного ролика; f_П - зведений коефіцієнт тертя

. (3.24)

У формулі (3.24): f - коефіцієнт тертя кочення опорного ролика по кулачку; f - коефіцієнт тертя ковзання осі опорного ролика; r_o - радіус осі опорного ролика.

Для барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням (з рівними приводними силами і одностороннім розташуванням опор колодок) (рис.3.5) залежність між гальмовим моментом Т₃ і приводними силами Р_К отримана у вигляді

(3.25)

а залежність для коефіцієнта ефективності гальмового механізму

 (3.26)

Рис.3.5 - Розрахункова схема барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням (з рівними приводними силами і одностороннім розташуванням опор колодок)

У наведених формулах: h - відстань від векторів приводних сил до прямої, що проходить через осі шарнірів кріплення колодок;

(3.27)

n₁=cos(₁/2)sin₁; (3.28)

(3.29)

n₂=cos(к₁/2)sin₂, (3.30)

де к=₂/₁ - коефіцієнт, що враховує зменшення кута охоплення фрикційної накладки самовідтискної колодки, яке застосовують для вирівнювання темпів зношування накладок обох колодок.

Індекси „1” і „2” в формулах (3.25)...(3.30) стосуються параметрів відповідно самопритискної та самовідтискної колодок.

Залежність між гальмівним моментом Т₄ і приводними силами Р_К для барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням (з рівними приводними силами і рознесеними опорами колодок) (рис. 3.6) отримана у вигляді

Рис. 3.6 - Розрахункова схема барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням (з рівними приводними силами і рознесеними опорами колодок)

(3.31)

а залежність для коефіцієнта ефективності гальмового механізму

. (3.32)

Вищенаведені залежності для коефіцієнтів ефективності гальмових механізмів сформовані як функції безрозмірних та кутових параметрів, для яких введемо наступні позначення:

х₆=, х₇ =f_К, х₈=f_П, х₉=, х₁₀=, х₁₁=, х₁₂=₁, х₁₃=₁, х₁₄=₂, х₁₅=.

Необхідно знайти оптимальні значення згаданих параметрів (компонент оптимальних векторів ) для досліджуваних гальмових механізмів, які забезпечують максимум їх критеріїв ефективності і задовольняють систему обмежень. Подамо цю задачу у математичній формі для барабанного гальмового механізму без самопідсилення (з розтискним кулачком без опорних роликів):

максимізувати

, (3.33)

Де =х₁ cosx₉+x₂ 0,5x₃ x₇(x₄ - x₁ sinx₉); (3.34)

(3.35)

n=cos(x₁₀/2) sin x₁₁ (3.36)

при обмеженнях:

х_{і min} x_i x_{i max}, i=1,…,15 (3.37)

g₁(Х) (Х); (3.38)

g₂(Х) (Х); (3.39)

g₃(Х) (Х). (3.40)

Нерівність (3.37) стосується параметричних обмежень. В нерівностях (3.38)...(3.40) g_i(Х) - функціональні обмеження, а (Х) - їх допустимі значення. Як і у випадку гальмового механізму з клиновим роз тиском, суть функціональних обмежень стосується відповідно забезпечення рівномірності розподілу тиску по довжині фрикційної накладки, стабільності коефіцієнта ефективності та недопущення ефекту самозаклинювання гальмових колодок.

Перше функціональне обмеження буде виконане, якщо забезпечити таке співвідношення між кутами і , при якому фрикційна накладка навантажуватиметься по всій довжині. Це матиме місце при

(3.41)

Стабільність коефіцієнта ефективності пропонується оцінювати коефіцієнтом чутливості гальмового механізму К для фіксованого діапазону зміни коефіцієнта тертя =₂-₁

де _Ке і - коефіцієнти варіації відповідно коефіцієнтів К_е і .

Прийнявши ₁=0,38 і ₂=0,42, отримуємо

(3.42)

де К_е1 і К_е2 - коефіцієнти ефективності відповідно при =₁ і =₂.

Таким чином, стабільність гальмового механізму буде забезпечена при виконанні умови

g₂(Х)=K (Х). (3.43)

Самозаклинювання самопритискної колодки виникає тоді, коли

З метою гарантованого недопущення самозаклинювання необхідно прийняти (Х)=g_3min(X)/q, де q - коефіцієнт запасу (q>1). Таким чином, згадане функціональне обмеження запишеться так

(3.44)

Досліджувана оптимізаційна задача відноситься до задач нелінійного програмування і в основу алгоритму її розв'язку покладено метод комплексів Бокса.

Аналіз показав, що в процесі параметричної оптимізації розглядуваного гальмового механізму доцільно дослідити вплив наступних компонент із складу вектора внутрішніх параметрів (змінних): Х (х₁, х₂, х₉, х₁₀, х₁₁, х₁₅).

В табл.3.10 наведені фактичні х_ф та граничні x_min i x_max значення параметрів типового барабанного гальмового механізму з розтискним кулачком (незмінні параметри прийняті такими: х₃ = 0,12; х₄ = 0,1; х₆ = 0,4; х₇ = 0,3). З табл. 3.10 видно, що деякі компоненти відрізняються один від одного більше, ніж на два порядки, а тому, для покращання обчислювального процесу, проведено масштабування змінних.

Таблиця 3.10 Фактичні та граничні значення компонент вектора Х для барабанного гальмового механізму без самопідсилення

хі	х1	х2	х9	х10	х11	х15
хф	0,8	0,76	12о	110о	8о	29о
xmin	0,78	0,74	0	78о	-12о	24о
xmax	0,82	0,79	15о	129о	20о	34о

В результаті проведеної параметричної оптимізації за спеціально розробленою комп'ютерною програмою без врахування функціональних обмежень встановлено, що критерій ефективності склав К_е1=0,934 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=10^о; х₁₀=128^о; х₁₁=20^о. Фактичне значення коефіцієнта ефективності становить К_е1ф=0,874, тобто в результаті параметричної оптимізації коефіцієнт ефективності гальмового механізму збільшився на 6,96%.

Для того, щоб задати значення функціональних обмежень, були досліджені (за спеціальною розробленою програмою) можливі діапазони їх зміни, які склали: g₁(X)=6…71; g₂(X)=0,96…0,99; g₃(X)=0,57…1,05. Прийнявши допустимі значення обмежень і одержуємо значення критерію ефективності при х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=2^о; х₁₀=128^о; х₁₁=4^о. Отже, з врахуванням прийнятих функціональних обмежень, коефіцієнт ефективності гальмового механізму зріс на 6,03%.

Математична форма задачі параметричної оптимізації (залежності (3.33)...(3.40)) залишається дійсною і для гальмового механізму без самопідсилення, у якого передача зусилля від кулачка до колодок здійснюється через опорні ролики, лише вираз (3.34) слід замінити залежністю

=(х₁ cosx₉+x₂)(cosx₁₅-x₈ sinx₁₅ )(x₄ - x₁ sinx₉)(sinx₁₅ + x₈ cosx₁₅)x₈ x₅.

Після параметричної оптимізації цього гальмового механізму без функціональних обмежень встановлено, що (при х₅ = 0,1 і х₈ = 0,17) критерій ефективності склав К_е2=0,807 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=14^о; х₁₀=128^о; х₁₁= 12^о; х₁₅=24^о. Тобто, коефіцієнт ефективності зріс на 9,9% у порівнянні з його фактичним значенням К_е2ф=0,734.

Можливі діапазони зміни функціональних обмежень для цього гальмового механізму склали: g₁(X)=6…71; g₂(X)=0,94…1,02; g₃(X)=0,57…1,05. З врахуванням прийнятих допустимих значень обмежень і отримано значення критерію ефективності при х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=4^о; х₁₀=128^о; х₁₁=20^о; х₁₅=24^о. Таким чином, коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму з врахуванням функціональних обмежень зріс на 7,7%.

Задачу параметричної оптимізації у математичній формі для барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням можна подати у вигляді:

максимізувати

(3.45)

де

(3.46)

n₁=cos(x₁₂/2)sin x₁₃; (3.47)

(3.48)

n₂=cos(кx₁₂/2)sin x₁₄ (3.49)

при обмеженнях, заданих нерівностями (3.37)…(3.40).

З врахуванням даних, наведених у табл. 3.11, проведена параметрична оптимізація типового барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням, в результаті якої з'ясовано, що за відсутності функціональних обмежень коефіцієнт ефективності склав К_е3=1,68 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁= 0,77; х₂= 0,79; х₉=8 ^о; х₁₂=130 ^о; х₁₃= 8 ^о; х₁₄=20 ^о.

В результаті параметричної оптимізації коефіцієнт ефективності зріс на 16,3% у порівнянні з його фактичним значенням К_е3ф=1,45.

Аналіз показав, що можливі діапазони зміни функціональних обмежень для цього гальмового механізму становлять: g_1Р(X)=9,0…63,5 (для самопритискної колодки); g_1v(X)=25,2…80,7 (для самовідтискної колодки); g₂(X)=1,54…2,47; g₃(X)=0,57…0,98. За прийнятих допустимих значень обмежень і отримано значення критерію ефективності при х₁=0,78; х₂=0,79; х₉=8 ^о; х₁₂=130 ^о; х₁₃= 8^о; х₁₄=20⁰. Отже, з врахуванням прийнятих функціональних обмежень, коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму зріс на 14,1%.

Таблиця 3.11Фактичні та граничні значення компонент вектора Х для барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням

хі	х1	х2	х9	х12	х13	х14
хф	0,78	0,77	12о	120о	0о	16о
xmin	0,77	0,75	8о	85о	-8о	-10о
xmax	0,81	0,79	16о	131о	18о	20о

Для барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням задачу параметричної оптимізації можна подати у вигляді:

максимізувати



де параметри m i n визначаються залежностями (3.35) і (3.36), а обмеження задаються нерівностями (3.37)...(3.40).

На підставі даних, наведених у табл. 3.12, проведена параметрична оптимізація типового барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням, в результаті чого встановлено, що коефіцієнт ефективності склав К_е4=2,6 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁=0,77; х₉=10^о; х₁₀=130^о; х₁₁= 5^о.

Таблиця 3.12 Фактичні та граничні значення компонент вектора Х для барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням

хі	х1	х9	х10	х11
хф	0,79	15о	130о	8о
xmin	0,77	10о	85о	-5о
xmax	0,81	20о	130о	15о

Тобто, після параметричної оптимізації без функціональних обмежень коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму збільшився на 19,3% у порівнянні з його фактичним значенням К_е4ф=2,18.

Можливі діапазони зміни функціональних обмежень для цього гальмового механізму склали: g₁(X)=10,0…62,5; g₂(X)=1,86…2,75; g₃(X)=0,58…0,97. З врахуванням прийнятих допустимих значень обмежень і отримано значення критерію ефективності при х₁= 0,77; х₉=10^о ; х₁₀=130^о; х₁₁= 3⁰. Таким чином, коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму з врахуванням функціональних обмежень зріс на 17%.

БГМ продовжують бути домінуючими на колісних дорожніх машинах з середньою та великою масами. Тому, наближення їх робочих процесів до оптимальних доцільно здійснювати не тільки через їх параметричну оптимізацію, але і через удосконалення конструкцій їх окремих елементів.

гальмівний давач ansys температурний

Розділ 4. Дослідження температурного режиму та деформацій в барабанному гальмівному механізмі методом математичного моделювання

4.1 Дослідження теплового стану гальмівних механізмів з використанням методу скінчених елементів

Параметри теплового стану гальмівних механізмів визначалися методами математичного моделювання з постановкою чисельних експериментів.

Математичне моделювання суттєво скорочує терміни виконання проектних робіт при величезній економії матеріально-енергетичних ресурсів. За допомогою комплексу комп'ютерних програм можна моделювати стаціонарні та нестаціонарні параметри робочих процесів реальних та неіснуючих гальмівних механізмів, здійснювати їх структурну та параметричну оптимізацію, вивчати ефективність різних заходів щодо зменшення температурного режиму гальм, тобто забезпечувати можливість керування цими параметрами ще на стадії проектування гальмівних механізмів.

Серед методів математичного моделювання, що реалізуються із залученням чисельних методів, особливе місце посідає метод скінчених елементів (МСЕ), який одержав широке визнання як найефективніший математичний апарат для інженерного проектування і машинної реалізації чисельного експерименту. МСЕ має низку переваг перед іншими чисельними методами, зокрема, завдяки простоті та точності задання граничних умов (в тому числі і розривного типу та змішаних), що поєднується з можливістю досліджувати тіла складної форми з довільними границями, в тому числі і криволінійними, та неоднорідні тіла, що складаються з декількох матеріалів. Зони, де прогнозується підвищений температурний градієнт, можна дискретизувати дрібнішими скінченими елементами. МСЕ значно ефективніший і у порівнянні з методом кінцевих різниць, в першу чергу, завдяки його пришвидшеній збіжності.

МСЕ передбачає формування математичної задачі у вигляді варіаційної. Суть МСЕ полягає у тому, що досліджуване тіло ділиться на сукупність підобластей, які називають скінченими елементами, з вузлами на їх границях. Шукана функція (температура, напруження і т.п.) апроксимується множиною поліномів (функцій форми), визначених на скінчених елементах через їх значення у вузлах. Вузлові значення функції визначаються після розв'язку системи алгебраїчних рівнянь, складених у результаті мінімізації функціонала, пов'язаного з фізичною суттю задачі.

Розглянемо застосування МСЕ для дослідження теплового стану гальмівних механізмів у випадку нестаціонарної осесиметричної постановки задачі. Нестаціонарність задачі зумовлена зміною температури гальмівних механізмів у часі. Гальмівні механізми розглядаємо як тіла з геометричною симетрією відносно осі обертання. Цій умові відповідають закриті дискові гальма з кільцевими фрикційними накладками, а також барабанні гальма в припущенні, що їх коефіцієнт взаємного перекриття близький до одиниці.

Зміна температури в гальмівному механізмі описується квазігармонійним диференціальним рівнянням теплопровідності, яке в циліндричних координатах має вигляд

(4.1.)

де температура; і відповідно радіальна та осьова координати; Q_г кількість генерованого тепла; _т коефіцієнт теплопровідності, який приймається однаковим в напрямку обох координат; коефіцієнт температуропровідності; час.

У процесі розв'язку задачі враховуються граничні умови другого роду (тепловий потік, що утворюється на поверхнях тертя) та третього роду (конвективний теплообмін між поверхнями гальмівних механізмів та навколишнім середовищем).

Розв'язок рівняння (4.72) з врахуванням граничних умов еквівалентно знаходженню мінімуму функціонала

(4.2)

де c теплоємність матеріалу; _м густина матеріалу; q густина теплового потоку; _т коефіцієнт тепловіддачі; температура навколишнього середовища; V_i об'єм інтегрування; і границі, на яких задані умови 2-го та 3-го роду.

Після мінімізації функціонала та кінцево-різницевого перетворення одержимо рівняння у матричному вигляді

, (4.3)

де і вектори початкових і кінцевих значень температури в межах часового інтервалу глобальний вектор теплового навантаження, визначений як середнє значення для інтервалу тобто

(4.4)

Матриці і являють собою комбінації глобальних матриць теплопровідності та теплоємності :



Матриці і вектор визначаються додаванням однойменних матриць та векторів створених для окремих елементів:

(4.5)

Дискретизацію (побудову дискретного аналога) гальмівного механізму здійснюємо скінченими елементами, які створені поворотом навколо осі симетрії трикутних симплекселементів з вузлами і, та відповідними їм координатами і вузлами і, та відповідними їм координатами і Залежності температури на скінчених елементах задаємо у вигляді лінійних функцій координат. У цьому випадку вирази для матриць та векторів елементів можна записати так:

(4.6)

(4.7)

(4.8)

де r віддаль від осі симетрії гальма до центра елемента; А площа елемента; довжини відповідних сторін елемента.

Значення визначаються за формулами:

Матриця визначається через координати вузлів елементів

Розрахунок температури з використанням наведених залежностей здійснюється за наступним алгоритмом: введення параметрів елементів та констант; розрахунок розмірів елементів та площ їх перерізу; формування елементних та глобальних матриць теплоємності і теплопровідності; формування елементних та глобального векторів теплового навантаження; формування та розв'язок узагальненого матричного рівняння з врахуванням часового інтервалу. Створена комп'ютерна програма розрахунку, крім виконання згаданих операцій, містить також допоміжні підпрограми, а саме: підпрограму обробки результатів методами математичного планування експерименту та методом найменших квадратів; підпрограму графічної обробки результатів досліджень.

Важливим етапом розв'язку задачі є дискретизація досліджуваного гальмівного механізму, яка передбачає встановлення кількості, розмірів та форми елементів, що використовуються для створення дискретного аналога реального гальмівного механізму. На рис. 4.1 наведено поперечний переріз барабанного гальмівного механізму з дискретизацією його трикутними елементами (тут R - віддаль від геометричної осі гальмівного механізму; bб - віддаль по горизонталі від торця барабану). Досліджувана область спочатку ділиться на підобласті, межі яких визначаються зміною геометрії, властивостями матеріалів або умовами теплопідведення. Підобласті, в свою чергу, діляться на чотирикутні елементи з наступним їх поділом на трикутні елементи шляхом проведення короткої діагоналі в кожному чотирикутнику. Розподіл з використанням короткої діагоналі має ту перевагу, що елементи у вигляді трикутників, близьких до рівносторонніх, забезпечують більшу точність результатів у порівнянні з елементами у вигляді довгих вузьких трикутників. Зони, в яких прогнозується більший температурний градієнт, дискретизуються дрібнішими скінченими елементами.

Схема нумерації вузлів скінчених елементів є нетривіальною задачею, оскільки вона впливає на ширину матриці стрічкового типу і, як наслідок, на об'єм комп'ютерної пам'яті, час розрахунків та точність їх результатів. Після дослідження шести різноманітних схем нумерації вузлів була визначена оптимальна схема, згідно з якою нумерацію доцільно здійснювати в напрямку найменшого розміру перерізу гальмівного механізму.

Рис. 4.1 - Схема дискретизації барабанного гальмівного механізму скінченими елементами

Розрахункове дослідження температурних полів барабанного гальмівного механізму здійснювалось відтворенням попередніх етапів нормативних випробувань робочої гальмівної системи. Як приклад, нижче наведені результати моделювання розподілу температур у гальмівному барабані, колодках і накладках переднього гальмівного механізму дорожньої машини масою 15т при проведенні попереднього етапу нормативних випробувань ІІ. Густина теплового потоку розраховувалася за формулою

(4.9)

де маса машини; швидкість машини при випробуваннях; коефіцієнт розподілу сумарної гальмівної сили між передніми і задніми гальмівними механізмами; і_д уклін дороги (і_д=0,06); f_к коефіцієнт опору коченню; питома гальмівна сила, яка створюється двигуном; сумарна площа поверхні тертя.

Коефіцієнт розподілу теплових потоків між накладкою і барабаном визначався за формулою

(4.10)

У реальних гальмівних механізмах коефіцієнт взаємного перекриття менший одиниці. У процесі моделювання це враховувалося одним з наступних способів: 1) при розрахунку густини теплових потоків для накладки і барабана за формулою (4.3.10) приймалися до уваги їх реальні площі поверхонь тертя; 2) моделювався підвід теплового потоку до барабана лише на долю періоду його обертання, пропорційну коефіцієнту взаємного перекриття.

Теплофізичні характеристики матеріалів гальмівного механізму наведені в табл. 4.1.

Таблиця 4.1 Значення коефіцієнтів _т, _т, с, _м для барабана, колодки і накладки

Коефіцієнти Елементи	т	т	с	м
барабан	52	63	502	7300
колодка	37	51	511	7800
накладка	23	0,5	963	2230

Скінченоелементна модель досліджуваного БГМ (рис. 4.1) містить 163 трикутних елементи та 111 вузлів. Розподіл температур досліджувався в перерізах, паралельних геометричній осі гальмівного механізму (горизонтальні перерізи) та в перерізах, які перпендикулярні до цієї осі (вертикальні перерізи).

На рис. 4.1 показана залежність зміни температури від часу в одному з горизонтальних перерізів, який відповідає поверхні тертя фрикційних накладок з барабаном (лінія вузлів 3…92). Згадана двофакторна залежність являє собою параболічну поверхню, лінія максимумів якої відповідає середині поверхні тертя барабана. На початку процесу спостерігається найбільший темп зростання температури, який поступово знижується впродовж усього процесу. В кінці нормативного випробування досягається максимальна температура 260°С (при аналогічних експериментальних дослідженнях зафіксована температура 272^оС [136]). З наближенням до торця барабана (вузол 3) температура знижується внаслідок тепловіддачі від торця барабана, накладки і колодки. Ще більше температура знижується при наближенні до вертикальної стінки барабана (вузол 92), що пояснюється відводом тепла в стінку барабана.

Параболічна поверхня, зображена на рис. 4.2, описана за допомогою підпрограми математичного планування експерименту поліномом

а залежність середньоарифметичного (по ширині поверхні тертя) значення температури Т_с від часу t одержана за методом найменших квадратів

Одержані також поверхні розподілу температур у часі для інших горизонтальних перерізів барабана, накладки і колодки, а також і для зовнішньої поверхні барабана та внутрішньої поверхні колодки. Характер розподілу температур у вказаних перерізах близький до зображеного на рис. 4.2 і лише для колодки він наближається до рівномірного завдяки тепловідведенню в її ребро.

Найбільший температурний градієнт для барабана та накладки спостерігався в середній частині поверхні тертя.



Рис. 4.2 - Залежність температури від часу на поверхні тертя фрикційних накладок з барабаном при випробуваннях ІІ

Рис. 4.3 - Залежність температури від часу у вертикальному перерізі гальмівного механізму, який проходить через середину поверхні тертя

Залежність зміни температури в часі у вертикальному перерізі гальмівного механізму, що проходить через середину поверхні тертя барабана (лінія вузлів 46…52 на рис. 4.1), показана на рис. 4.3. Максимальне значення температури відповідає лінії контакту барабана і накладки. Криві mn на рис. 4.2 і 4.3 ідентичні, оскільки вони характеризують зміну температури у вузлі 49. Криві відведення тепла від зони тертя в барабан і накладку мають експоненціальний характер. Температурний градієнт у накладці (вузли 49…51) помітно вищий від температурного градієнта в барабані (вузли 49…46) завдяки гіршій теплопровідності фрикційного матеріалу накладки у порівнянні з чавуном.

На рис. 4.4 зображені лінії однакових значень температур (ізотерми), що відповідають часу завершення попереднього етапу нормативних випробувань II.

Рис. 4.4- Ізотерми барабанного гальмівного механізму, що відповідають 12-тій хвилині випробувань ІІ

4.2 Дослідження деформацій і температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

4.2.1 Методика створення 3D моделі барабанного гальмівного механізму

Для створення 3D моделі барабанного гальмівного механізму використовувалась програма AutoCAD 2013, оскільки данна програма дозволяє створювати як 3D моделі та зберігати їх у форматі, який можна використовувати для подальшого розрахунку в Ansys.

Принцип побудови моделі починається з креслення поперечного перерїзу барабана, накладки і колодки з відновідними розмірами (рис.4.5).

Щоб надати кресленню обємну модель, потрібно, спочатку вибрати деталь (наприклад барабан) виділити лінії її контуру і вибрати функцію «Видавить-Вращать» (рис.4.6.)

Рисунок 4.5 - Поперечний переріз барабанного гальмівного механізму

Рисунок 4.6 - Створення об'ємної моделі барабана

Після цього потрібно задати початок і кінець осі обертання (вісь барабана), а також потрібно задати кут обертання. Так як ми створюємо барабан, нам потрібно прокрутити переріз на 360.(рис.4.7.)

З'являється сукупність площин, що складають барабан, але щоб задати їх як одну деталь, їх потрібно виділити і задати функцію «Тело-Об'єднання» (рис.4.8). Для полегшення подальшої роботи, барабан можна відсунути в сторону.

Рисунок 4.7 - Провертання перерізу на кут 360

Рисунок 4.8 - Об'єднання поверхонь в деталь

Для створення колодки і накладки проводимо аналогічні кроки, але так як вони мають вигляд дуги, то кут необхідно задавати 120?(рис.4.9).

Рисунок 4.9 - Створення колодки барабанного гальмівного механізму

Щоб встановити колодку у правильне положення її необхідно провернути. Для цього потрібно вибрати функцію «3D поворот» і провернути колодку на 60?(рис.4.10)

Рисунок 4.10 - 3D поворот колодки барабанного гальмівного механізму

Рисунок 4.11- Колодка барабанного гальмівного механізму

Щоб створити другу колодку, достатньо вибрати функцію «Зеркало» і задати деталь яку ми хочемо скопіювати дзеркально (рис.4.12).

Рисунок 4.12 - Створення другої колодки за допомогою функції «Зеркало»

Рисунок 4.13 - Колодки барабанного гальмівного механізму

Далі потрібно відобразити штоки на яких фіксуються колодки. Для цього за допомогою функції «Витягування» з плоского кола заданого діаметра формуємо шток заданої довжини і копіюємо його для лівої і правої колодки. (рис.4.14, 4.15, 4.16).

Рисунок 4.14 - Діаметри фтоків

Рисунок 4.15 - Функція «Витягування»



Рисунок 4.15 - Загальний вигляд штока

За допомогою функції «3D поворот» ми їх провертаємо і встановлюємо в отвори гальмівної колодки, які виконуються за допомогою функції «Витягування» (рис 4.17).

Рисунок 4.17 - Створення моделі колодка-шток

Так як всі деталі виконати відносно однієї осі їх потрібно скомпонувати. Для цього використовуємо функцію «Перенести», вибираємо фігури і встановлюємо у правильне положення (рис.4.18).



Рисунок 4.18 - Функція переносу

Робота по створенню моделі закінчена, але для подальшої роботи з моделлю її потрібно зберегти у форматі, який підтримує програма Ansys. Для Для цього вибираємо в меню Експорт-Другие форматы і встановлюємо Тип файла: Acis(*sat) (рис.4.19., 4.20.).

Рисунок 4.19 - Зберігання моделі



Рисунок 4.20 - Вказування формату креслення

4.2.2 Дискретизація моделі барабанного гальмівного механізму за допомогою комплексу Ansys

Для дискретизація моделі барабанного гальмівного механізму використовувався комплекс програм Ansys. Щоб провести розрахунок моделі на деформації та напруження у лівій частині вибираємо пункт «Static Structural», при цьому на екрані з'являється структура даного розрахунку (рис. 4.21).

Далі потрібно завантажити попередньо розроблену в AutoCAD модель, для цього вибираємо «Geometry»-«Import new geometry» і вибираємо нашу модель (рис. 4.22).

Далі нам потрібно створити розрахункову схему, для цього вибираємо «Model» -«Edit» (рис.4.23).

Далі проводиться запуск програми Ansys Myltiphysics де проводиться процес створення зв'язків і з'єднань між елементами барабанного гальмівного механізму,задавання матеріалів та необхідних параметрів, проводиться дискретизація скінченними елементами, прикладання сил і навантажень,після чого проводиться проводиться розрахунок моделі, та визначаються необхідні результати.



Рисунок 4. 1 - Розрахунок «Static Structural»

Рисунок 4.22 - Завантаження моделі



Рисунок 4.23 - Створення моделі барабанного гальмівного механізму

Для дискретизації моделі спочатку потрібно задати матеріали з яких виготовлені елементи барабанного гальмівного механізму та встановити зв'язки між цими елементами.

Щоб задати матеріал з якого виготовлений барабан (з чавуну) потрібно в структурі моделі вибрати «Project»-«Model»-«Geometry»-«Part 1», зявиться табличка, де в стрічці «Material»-«Assignment» де вибираємо «New material»(рис.4.24).

Рисунок 4.24 - Редагування матеріалу барабана гальмівного механізму

З'явиться вікно в якому потрібно ввести матеріал (рис.4.25).



Рисунок 4.25 - Вибір матеріалу барабану гальмівного механізму

Якщо матеріал який нам потрібен відсутній у бібліотеці Ansys, його можна створити і ввести параметри вручну. Аналогічно операцію проводимо для колодки і накладки барабанного гальмівного механізму.

Так як матеріали ми задали, нам потрібно встановити з'єднання між елементами барабанного гальмівного механізму.

Для цього вибираємо «Project»-«Model»-«Cjnnections»-«Contacts» (рис. 4.26)

Рисунок 4.26 - Контакти деталей барабанного гальмівного механізму

Ми бачимо контакти деталей барабанного гальмівного механізму, колодок з накладками, накладок з барабаном та колодки з штифтами. Щоб задати що у зоні контакту між барабаном і накладкою відбувається тертя, ми відкриваємо «Contact region», після чого з'являється таблиця де потрібно вказати тип контакту, так як між барабаном та колодкою відбувається тертя ми у стрічці «Type» вибираємо « Frictionless» (рис.4.27).

Рисунок 4.27 - Встановлення типу контакту поверхонь барабану та накладок барабанного гальмівного механізму

Аналогічні операції проводимо для всіх з'єднань, тільки у зоні контакту накладки і колодки вибираємо з'єднання «Bondet» (нерухоме)(рис.4.28), а у зоні контакту колодки з пальцем «Round» (оберт)(рис.4.29).



Рисунок 4.28 - З'єднання накладки з колодкою барабанного гальмівного механізму

Рисунок 4.28 З'єднання колодки барабанного гальмівного механізму з штифтом.

Для проведення дискретизації нашої моделі потрібно побудувати сітку скінчених елементів. Для цього у дереві проекту виділіть розділ «mesh» (сітка).Перегляньте вікно налаштувань. Параметри генерації сітки за замовчуванням : «global control» (глобальні ) - " Basic" (основні) ; " Relevance " (відносний параметр щільності) -0. Розширені параметри доступні при додатковому ліцензування. (Рис. 4.29)

Подивіться кількість вузлів ( nodes ) і елементів ( elements ) сітки в розділі " Statistics " (статистика) вікна налаштувань.

Число вузлів і елементів в сітці буде дещо відрізнятися для різних комп'ютерів і платформ (рис 43).

Кількість вузлів та елементів контролюється параметром " Relevance " (відносний параметр щільності); встановіть бегунком значення 50 або наберіть це значення в полі.( Рис. 4.32)



Рисунок 4.29 - Параметри генерації сітки

Рисунок 4.31 - Число вузлів та елементів

Рисунок 4.32 Параметр щільності

У контекстному меню виберіть позицію " Preview " ( попередній перегляд сітки). У вікні налаштувань переконайтеся, що кількість вузлів та елементів збільшується. (Рис. 4.33)

Рисунок 4.33 - Вікно налаштувань

Змінимо локально щільність сітки в області пальця.

Контролювати локальну щільність сітки можна за допомогою декількох параметрів. Змініть розташування деталі в графічному вікні, використовуючи систему координат. Для цього використовуйте піктограму координатної системи. Вибір однієї з осей або ізометрії ( куля) орієнтує деталь відповідно.

Збільшимо масштаб перегляду. Обрана область складена з 3 поверхонь. Щоб оцінити розмір вибраної області, використовуйте лінійку. Лінійку можна активувати в меню. (Рис. 4.34)

Рисунок 4.34 - Активація масштабної лінійки

Розмір елементів

Виберіть позицію " Sizing " ( розмірні параметри ) в контекстних інструментах.

У вікні налаштувань змініть розмір елементів (" Element Size "), наберіть значення 1 мм. (Рис. 4.35)

Рисунок 4.35 - Розмірні параметри скінчених елементів

Подрібнення сітки

У контекстному меню перегляньте сітку - " Preview Mesh " і подивіться кількість вузлів і елементів.

Далі змінимо щільність сітки.

У контекстному меню виберіть позицію " Insert > Refinement ", щоб додати в дерево проекту параметр локального подрібнення сітки.( Рис. 4.36)

Рисунок 4.36 - Параметр локального подрібнення сітки

Подрібнення сітки є ітераційної процедурою. Обсяг ітерацій задається відносним параметром - цілим числом від 1 до З. Значення 1 означає генерацію грубої сітки, значення 3 забезпечує найбільш щільну сітку. Встановіть значення параметра, рівним 1, і перегляньте сітку, вибравши позицію " Preview Mesh " в контекстному меню. (Рис. 4.37)

Рисунок 4.37 - Приклад побудови сітки у барабанному гальмівному механізмі

4.2.3 Визначення деформацій і температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

Визначення деформацій барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

Так як наша модель завантажена у програмі Ansys, та проведена дискретизація скінченими елеменами, ми можемо проводити розрахунок моделі на деформації та напруження. Для цього відкриваємо нашу модель у Ansys Myltiphysics, ( там де ми проводили дискретизацію барабанного гальмівного механізму), з ліва ми можемо побачити розділ «Static structural» в якому нам потрібно вказати поверхні які зафіксовані «Fixed», та на які прикладається сила «Force»(рис.4.38)



Рисунок 4.38 - Прикладання сил та фіксація барабана

Щоб зафіксувати барабан гальмівного механізму, ми вибираємо внутрішній діаметр стінки барабана і задаємо для цієї площини функцію «Insert»-«Fixed Support»(оис.4.9).

Рисунок 4.39 - Фіксація барабану гальмівного механізму

Далі нам потрібно прикласти сили що діють на нашу модель. Так як барабанний гальмівний механізм має конструкцію з двома рознесеними гідроциліндрами, на колодки діє дві, по одній від кожного гідроциліндра, тому ми вибираємо поверхні торців колодок, які контактують з гідроциліндрами і задаємо для них функцію «Insert»-«Forse»(рис.4.40).



Рисунок 4.40 - Прикладання сили від гідроциліндра на торець колодки барабанного гальмівного механізму

Далі знизу відкривається табличка, де нам потрібно ввести значення сили та її напрямок. Так як сила становить 53000Н а напрям її прикладання направлений по осі «Z», ми ці параметри вводимо в таблицю(рис. 4.41).

Рисунок 4.41 - Параметри прикладеної сили

Для іншої колодки проводимо аналогічні операції.

Щоб отримати роль тат деформації барабану гальмівного механізму під дією сил що діють на колодки, вибираємо функцію «Soution» вказуємо «Insert»та вибираємо «Deformation»-«Total» тобто загальні деформації, потім натискаємо «Solve», цим самим задаючи команду «рахувати» деформації у барабанному гальмівному механізмі.(рис. 4.42).

Рисунок 4.42 - Визначення деформацій у барабанному гальмівному механізмі

Проведення розрахунків, з'явиться зображення нашого барабанного гальмівного механізму де кольором відображена величина деформації, а її значення відображається зліва на шкалі (рис.4.43).

Рисунок 4.43 - Результат розрахунку на деформації барабанного гальмівного механізму під дією сил гідроциліндрів.

Визначення температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

Так чк під час гальмування елементи барабанного гальмівного механізму піддаються нагріву, тому нам необхідно визначити як буде відбуватись процес нагріву та відвід цього тепла в атмосферу.

Для цього заходимо в програмy Ansys Myltiphisics, та зліва після розрахунків на деформації «Stesdy-State Thermal» бачимо розділ «»(рис.4.44)

Рисунок 4.44 - Температурний аналіз

Далі нам потрібно вибрати поверхні на яких в наслідок тертя відбувається нагрівання деталі підвести до них тепловий потік який ми розраховували в попередніх розділах.

Для цього вибираємо поверхню внутрішнього діаметра барабана і вибираємо функцію «Insert»-«Convection»(рис.4.45)

Рисунок 4.45 - Функція підводу тепла

Далі з'явиться таблиця де нам потрібно ввести значення теплового потоку(рис.4.46)

Рисунок 4.46 - Значення теплового потоку

Далі нам потрібно вибрати поверхні від яких відводиться тепло у навколишнє середовище, для цих поверхонь вибираємо функцію «Radiator»(рис.4.47)

Рисунок 4.48 - Функція відводу тепла

Щоб отримати результат нагрівання та теплообміну барабанного гальмівного механізму з навколишнім середовищем, вибираємо функцію «Solution»-«Insetr»-«Thermal»-«Temperatyre»(рис.4.49)

Рисунок 4.50 Результат теплового аналізу барабанного гальмівного механізму

Конструкція давача для діагностування зношування фрикційної накладки

На рис. наведений комплексний давач для контролю температури накладки та її критичного зношування. Встановлювальна пластина 4 давача кріпиться до гальмівної колодки 3 паралельно осі гальмівного барабана 1 в середній частині фрикційної накладки 2. З пластиною 4 контактує біметалічна пластина 6, один з кінців якої фіксується кришкою 5. До складу контактного вузла входить регульований контакт 8 з клемою 12 та гайкою 11. Контакт 8 має різьбове з'єднання з втулкою 9, яка ізольована від кришки 5 за допомогою втулки та двох шайб і фіксується гайкою 10. Така конструкція контактного вузла дозволяє встановлювати та регулювати зазор між контактом 8 та біметалічною пластиною 6. В отвір контакту 8 входить один з кінців підпружиненого контактного стрижня 7. Герметичність давача забезпечується ущільненням 13.

Температура від накладки 2 через колодку 3 і пластину 4 передається на біметалічну пластину 6, яка прогинається і при критичному значенні температури торкається контакту 8, замикаючи електричне коло сигнальної лампочки. При граничному зношуванні накладки 2 відбувається контакт гальмівного барабана 1 з контактним стрижнем 7, що також приводить до замикання електричного кола сигнальної лампочки. Таким чином, якщо лампочка світлової індикації, яка включена в коло давача, засвічується при натиснутій гальмівній педалі, то це свідчить про граничне зношування фрикційної накладки. Якщо ж вказана лампочка світить при відпущеній гальмівній педалі, то це означає, що температура фрикційної накладки досягла критичного значення.

Діагностування таких важливих параметрів як зношування фрикційної накладки та її температурний режим сприяє забезпеченню оптимального перебігу робочих процесів гальмівних механізмів, а значить, і оптимізації процесу гальмування колісних дорожніх машин у цілому.

Розділ 5. Соціально-економічний ефект від пiдвищення ефективностi гальмiвних механiзмiв

Підвищення ефективності гальмівних механізмів приводить до таких позитивних наслідків:

1.Підвищується активна безпека дорожньої машини завдяки зменшенню гальмівного шляху;

2. Підвищується безпека руху на затяжних спусках і в горах завдяки нормалізації температурного режиму гальм і відсутності їх перегріву;

3. Збільшується середня швидкість руху за рахунок того, що водій з більш ефективними гальмами краще контролює машину і впевненіше збільшує швидкість;

4. В результаті параметричної оптимізації гальмівних механізмів знайдено такі оптимальні значення їх параметрів, які збільшують коефіцієнт ефективності гальм на 17 - 23%. Це означає, що приблизно на таку ж величину можна зменшити габарити і масу гальмівних механізмів, не зменшуючи при цьому їх ефективності, що приведе до значного економічного ефекту;

5. Вибір параметрів гальмівних механізмів з умов забезпечення необхідного температурного режиму з використанням методів скінчених елементів дає змогу ще на стадії проектування вибирати параметри гальм та фрикційні матеріали з умови достатньої енергоємності та прогнозувати їх температурні режими, що зменшує витрати на виготовлення натурних зразків, а це пов'язано зі значним економічним ефектом.

Таким чином, розроблені в магістерській роботі заходи по підвищенню ефективності гальмівних механізмів мають важливий соціально-економічний ефект, оскільки здешевлюють виробництво і підвищують безпеку руху, що сприятиме зменшенню кількості жертв і травмованих людей на дорогах.

Розділ 6. Охорона праці та безпека у надзвичайних ситуаціях

6.1 Охорона праці

6.1.1 Нормативно-правові основи роботи з охорони праці

Практично усі заходи з охорони праці базуються на законодавчих і нормативних положеннях. Основним законодавчим актом є Конституція України. У магістерській роботі відзначають ті статті основного закону, які стосуються охорони праці (Кодекс законів про працю України та закон України «Про охорону праці»).

Згідно з законом України «Про охорону праці» показники умов праці на робочому місці, характеристики технологічних процесів, машин, механізмів, устаткування та інших засобів виробництва,стан засобів колективного та індивідуального захисту, що використовуються працівником, а також санітарно-побутові умови повинні відповідати вимогам нормативних актів про охорону праці.

Відзначити право працівника відмовитись від виконання роботи, здійснення якої пов'язане з небезпекою для його життя чи здоров'я або для людей, які його оточують, і навколишнього природного середовища.

Розробник проекту звертає увагу на наявність на робочих місцях небезпечних і шкідливих виробничих чинників, їхній вплив на здоров'я працівника,його права на пільги та компенсації за роботу в таких умовах. Зокрема, право працівників, зайнятих на роботах з важкими та шкідливими умовами праці, на безплатне забезпечення лікувально-профілактичним харчуванням, молоком або рівноцінними харчовими продуктами, газованою солоною водою, на оплачувані перерви санітарно-оздоровчого призначення, скорочення тривалості робочого часу, додатково оплачувану відпустку, пільгову пенсію, оплату праці у підвищеному розмірі та інші пільги і компенсації.

При роботі у шкідливих умовах, а також при роботах, пов'язаних із забрудненням або виконуваних у несприятливих температурних умовах, працівникам видають безплатно за встановленими нормами спеціальний одяг, спеціальне взуття та інші засоби індивідуального захисту, а також миючі та знешкоджуючі засоби.

Праця жінок і неповнолітніх має свої особливості, які зумовлюють додаткові вимоги до умов праці. Коротко описати нормативно-правове забезпечення умов праці цих категорій працівників.

6.1.2 Організація і управління охороною праці на підприємстві

Загальне управління охороною праці на підприємстві здійснює його власник. Закон України «Про охорону праці» зобов'язує його: створити відповідні служби і призначити посадових осіб, які забезпечують вирішення конкретних питань охорони праці, затвердити інструкції про їхні обов'язки, права та відповідальність за виконання покладених на них функцій; розробити за участю профспілок і реалізувати комплексні заходи для досягнення встановлених нормативів з охорони праці, провадити прогресивні технології, досягнення науки і техніки, засоби механізації та автоматизації виробництва, вимоги ергономіки, позитивний досвід з охорони праці; забезпечити усунення причин, що призводять до нещасних випадків, професійних захворювань, і виконання профілактичних заходів, визначених комісіями за підсумками розслідування цих причин; організувати проведення лабораторних досліджень умов праці, атестацію робочих місць на відповідність нормативним актам про охорону праці в порядку і строки, встановлені законодавством, вжити за їхніми підсумками заходи щодо усунення небезпечних і шкідливих для здоров'я виробничих чинників; розробляти і затверджувати положення, інструкції і інші нормативні акти про охорону праці, що діють у межах підприємства та встановлюють правила виконання робіт та поведінки працівників на території підприємства, у виробничих, на будівельних майданчиках, робочих місцях відповідно до державних міжгалузевих і галузевих нормативних актів про охорону праці, забезпечувати безплатно працівників нормативними актами про охорону праці; здійснювати постійний контроль за додержанням працівниками технологічних процесів, правил поводження з машинами, механізмами, устаткуванням, та іншими засобами виробництва, використанням засобів колективного та індивідуального захисту, виконанням робіт відповідно до умов охорони праці; організовувати пропаганду безпечних методів праці та співробітництва з працівниками у галузі охорони праці.

Повсякденна робота з охорони праці на підприємстві проводиться службою охорони праці. Необхідно визначити її кількісний склад для того автопідприємства, яке є об'єктом розробки у дипломному проекті. Розрахунки проводять відповідно до типового положення про службу охорони праці. Якщо підприємство має до 50 працівників, то функції служби охорони праці можуть виконувати особи з відповідною професійною підготовкою за сумісництвом. Передбачають, що за відсутності спеціалістів відповідної кваліфікації можуть бути використані послуги асоціації спеціалістів з охорони праці.

Коли на підприємстві працює від 51 до 500 осіб включно, штат служби охорони праці становить один чоловік з інженерно-технічною освітою.

Кількість служби охорони праці на підприємстві з кількістю працівників понад 500 осіб визначають за формулою

де Рср - середньосписочна кількість працівників на підприємстві;

Ф - ефективний річний фонд робочого часу спеціаліста з охорони праці, що дорівнює 1820 годинам,який враховує втрату робочого часу на можливі хвороби, відпустку тощо;

Кв - коефіцієнт, що враховує шкідливість та небезпечність виробництва.



де - кількість працівників з шкідливими речовинами незалежно від рівня їхньої концентрації;

кількість працівників на роботах підвищеної небезпеки (що підлягають щорічній атестації з охорони праці).

Коефіцієнт максимально може дорівнювати трьом у разі, коли всі робітники працюють з шкідливими речовинами і всі вони підлягають щорічній атестації з питань охорони праці, тобто

6.1.3 Правила з охорони праці під час експлуатації великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів

Ці Правила поширюються на суб'єктів господарювання незалежно від форм власності, діяльність яких пов'язана з експлуатацією великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів.

. Вимоги цих Правил є обов'язковими для роботодавців та працівників (водіїв), які виконують роботи з експлуатацією великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів під час монтажу, налагодження, ремонту, технічної діагностики та експлуатації великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів.

Позначення та скорочення:

АТЦ - автотранспортний цех;

ГТЦ - гірничотранспортний цех;

ІТП - інженерно-технічний працівник;

КТП - контрольно-технічний пункт;

ЛЕП - лінія електропередачі;

СІН - система інформації про небезпеку.

Загальні вимоги

Розслідування та облік нещасних випадків, професійних захворювань та аварій на виробництві здійснюються відповідно до вимог Порядку проведення розслідування та ведення обліку нещасних випадків, професійних захворювань і аварій на виробництві, затвердженого постановою Кабінету Міністрів України від 30 листопада 2011 року № 1232.

Роботодавець забезпечує навчання та перевірку знань з охорони праці відповідно до вимог Типового положення про порядок проведення навчання і перевірки знань з питань охорони праці, затвердженого наказом Державного комітету України з нагляду за охороною праці від 26 січня 2005 року № 15, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 15 лютого 2005 року за № 231/10511 (НПАОП 0.00-4.12-05).

Працівники, які не пройшли навчання і перевірку знань з охорони праці, до виконання робіт не допускаються.

Роботодавець з урахуванням специфіки виробництва повинен розробити і затвердити відповідний перелік робіт з підвищеною небезпекою, для проведення яких потрібні спеціальне навчання і щорічна перевірка знань з питань охорони праці відповідно до вимог Переліку робіт з підвищеною небезпекою, затвердженого наказом Державного комітету України з нагляду за охороною праці від 26 січня 2005 року № 15, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 15 лютого 2005 року за № 232/10512 (НПАОП 0.00-2.01-05).

Роботодавець повинен організувати розроблення і перегляд інструкцій з охорони праці, що діють на підприємстві, відповідно до вимог Положення про розробку інструкцій з охорони праці, затвердженого наказом Комітету по нагляду за охороною праці Міністерства праці та соціальної політики України від 29 січня 1998 року № 9, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 07 квітня 1998 року за № 226/2666 (НПАОП 0.00-4.15-98).