Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ проблем эксплуатации и методик конструирования валковых дробилок 11
1.1. Анализ методик конструирования валковых дробилок 13
1.2. Основы конструирования виброзащитных устройств 16
1.3. Методы и технические средства диагностирования механического оборудования IS
1.4. Модели, описывающие вибрационный сигнал 20
1.4.1. Почти детерминированная вибрация 23
1.4.2. Почти гармоническая вибрация 25
1.4.3. Сумма почти детерминированной вибрации и вибрационного шума 27
1.4.4. Амплитудно-модулированная вибрация 29
1.4.5. Случайная вибрация 31
1.5. Закономерности процесса дробления 32
1.6. Выводы по главе, цель и задачи исследования 36
Глава 2. Разработка математической модели колебательного процесса подвижного валка дробилки и методики расчёта среднего ресурса уз лов трения, демпфирующих вибрации при дробления 38
2.1. Исследование причин возникновения автоколебаний в процессе дробления. 38
2.1.1. Детерминация природы автоколебаний подвижного валка 40
2.1.2. Исследование динамики процесса дробления в двухвалковой дробилке. 48
2.2. Аналитический способ определения усилия сжатия при дроблении хрупких материалов 50
2.3. Поиск рациональных режимов демпфирования колебаний 55
2.4. Методика расчёта среднего ресурса узлов трения, демпфирующих 59
вибрацию подвижных элементов дробилки 59
2.4.1. Определение структуры физи ко-вероятностной модели процесса формирования постепенных отказов 60
2.4.2. Моделирование вибрации подвижного элемента дробилки и поиск рациональных режимов её эксплуатации 62
2.4.3. Оптимизация амплитудно-ч астотной характеристики подвижного элемента валковой дробилки 66
2.4.4. Прогнозирование долговечности узлов трения и адекватности разработанной модели 71
Выводы по 2 главе 74
Глава 3. Экспериментальные исследования динамики мехатронного модуляв режиме виброгасителя 76
3.1. Конструирование экспериментальной установки 76
3.1.1. Компоновка экспериментальной установки 77
3.1.2. Обоснование выбора типа электрической машины 79
3.1.3. Описание конструкции и принципа функционирования экспериментальной установки 83
3.2. Методика проведения экспериментальных исследований мехатронного модуляв режиме виброгасителя и его диагностики 87
Анализ функционального состояния мехатронного модуля 94
Выводы по 3 главе 98
Глава 4. Разработка конструкции и режима эксплуатации виброзащитного устройства диагностирования валковых дробилок 100
4.1. Подготовка среды моделирования автоколебаний подвижного валка 102
4.1.1. Исследование физических и механических свойств кокса 105
4.1.2. Описание про це ее а дробления кокса в двухвалковой дробилке 112
4.2. Моделирование вибрации верхнего подвижного валка дробилки Д4Г 900x700
и поиск рациональных режиме в её эксплуатации 115
4.3. Модернизациячетырёхвалковой дробилки Д4Г 900*700 120
4.3.1. Оптимизация амплитудно-частотной характеристики подвижного валка при реконструкции системы демпферов 120
4.3.2. Функциональное диагностирование технического состояния валковых дробилок 127
4.3.3. Прогнозирование надёжности линейных подшипников скольжения опор подвижного валка дробилки Д4Г 900*700 и проверка адекватности разработанной модели динамики двухвалковой дробилки 131
4.3.4. Экономическое обоснование предложенных конструктивных решений по модернизации дробилки Д4Г 900*700 134
Выводы по 4 главе 137
Заключение 139
Библиографический список
- Методы и технические средства диагностирования механического оборудования
- Детерминация природы автоколебаний подвижного валка
- Компоновка экспериментальной установки
- Исследование физических и механических свойств кокса
Методы и технические средства диагностирования механического оборудования
В мировой практике валковые дробилки используют, как правило, на заключительных стадиях дробления (среднее и мелкое дробление). Принцип действия валковых дробилок основан на раздавливании и частичном истирании обрабатываемого материала [29J.
Обрабатываемый материал подаётся сверху, либо автономно затягиваться между валками или между валком и футеровкой камеры дроблен ид в результате происходит дробление.
Конструктивно валковые дробилки различают по геометрической форме исполнительных валков: гладкие, рифлёные и зубчатые [31,146]. В валковых дробилках могут быть одновременно установлены не только однотипные валки, но и, например, в паре гладкий и рифленый валки. Валковые дробилки бывают одно-, двух-, трёх- и четырёхвалковые, которые в ряде случаев рассматривают как две двухвалковые, смонтированные в одном корпусе [31J.
Проанализировав опыт эксплуатации валковых дробилок как на зарубежных, так и на отечественных производствах, отмечена приспособленность этих машин к переработке материалов с повышенным налипанием и адгезией. Во время работы дробилки налипший материал срезается очистными скребками и при необходимо Ли отводитсяиз зоны обработки [146].
Достоинствами валковых дробилок являются простота устройства и надежность работы, они более экономичны по удельному расходу электроэнергии, чем конусные; однократность сжатия материала в рабочем пространстве дробилки обусловливает малый выход переизмельчённого сыпучего материала.
Существенным недостатком валковых дробилок является интенсивное и неравномерное изнашивание рабочих поверхностей валков (бандажей) при обработке прочных и абразивных материалов. Ещё один недостаток валковых дробилок заключается в их сравнительно низкой удельной производительности по отношению к другим дробилкам (щековым, конусными др.) [31J. Кроме этого, при эксплуатации валковых дробилок происходит непрерывная вибрация инертной массы подвижного элемента, которая вызвана изменением усилия раздавливания обрабатываемого материала Вынужденные колебания поддерживают переменные по величине и направлению силы инерции, передающиеся на станину и фундамент.
Наличие степени свободы по оси пары валков необходимо для зашиты узлов дробилки от возможного удара, спровоцированного затягиванием прочного куска сыпучего материала. Конструктивное исполнение подвижных валков с гидравлическим виброгасителем [29,146J более предпочтительно по сравнению с подрессориванием витыми пружинами, с технологической точки зрения, однако пружины дешевле в обслуживании и надежнее гидравлических систем.
Известные способы повышения эксплуатационных характеристик валковых дробилок носят частный характер, поэтому их применение не всегда оправдано. Примерами таких способов являются: добавление воды в зону дроб-ления —это эффективный способ ЗІ и жен ия усилия разрушения породы и улуч-шенияусловий труда, поскольку значительно снижается запылённость; применение рифлёных валков —позволяет снизить долю истирания пор оды при дроблении, однако снижает долговечность бандажей, а значит, и надёжность машины
Поскольку эти приёмы не универсальны и имеют ряд ограничений по технологическим, конструкционными техническим причинам то, расширив поиск способов повышения эффективности эксплуатации, обратимся к более общим приёмам К которым можно отнести комплекс мероприятий, направленных на снижение вибр о активи ости подвижных элементов дробилок и непрерывное техническое диагностирование функционального со стояния агрегата в целом 7.7. Анализметодик конструирования валковых дробилок
Проанализируем динамическую систему двухвалковой дробилки. Для этого схематично поящим затягивание куска материала в дробилку (рисунок 1.1).
Силы действующие на материал Конструкторский расчёт начинают с определения угла захвата материала. Угол захвата материала ф) в валковых дробилках —это угол между двумя касательными к рабочим поверхностям в точках соприкосновения с дробимым материалом [29]. Условие, которое должно быть выполнено по ходу конструирования, — это р 2ф, где ф — угол трения между валками и дробимым материалом. Поскольку геометрически Р = 2а, то соответственно а ф.
При попадании куска материала в рабочую зону дробилки на него действуют силы сжатия N& создаваемые пружинами предохранительного устройства. Требуемое усилие, развиваемое предохранительнымустройством зависит от многих факторов и может быть вычислено лишь приблизительно [31,146].
На сегодняшний день не решена в общем виде задача динамики автоколебаний подвижного валка валковых дробилок. Однако общими усилиями учёных и конструкторов выведены основные характеристические зависимости, которые частично учитывают динамику двухвалковой дробилки. Так, профессором Л. Б. Левенсоном предложена эмпирическая зависимость определения наибольшей скор ости вращения валков [31,146]:
Анализируя формулу (1.1), отметим, что частота вращения валка должна быть тем меньше, чем больше диаметр куска материала и самого валка, а также выше плотность обрабатываемого материалаи ниже коэффициент трения Числовой коэффициент перед корнем подобран так, чтобы окружная скорость рабочих поверхностей валков составляла в пределах 3 — б м/с. Данный интервал скорости рекомендован по опыту эксплуатации валковых дробилок [31,146].
Отсутствие динамического виброгасителя в конструкции предохранительного устройства двухвалковой дробилки не позволяет развивать высокие скорости обработки. Причём проблема также заключается в дисбалансе валков, при увеличении скорости вращения которых будут наблюдаться биения.
Детерминация природы автоколебаний подвижного валка
Задача, которую необходимо решить посредством моделирования, заключается в нахождении рационального режима работы объекта, при котором будут функционировать виброзащитные устройства диагностирования валковых дробилок, отлаженные наилучшим образом
Применение методов оптимизации при изучении «поведения» математической модели позволяет отыскать наилучшее сочетание характеристических параметров исследуемого объекта что обеспечит повышение надежности разрабатываемых систем, сокращение сроков проектирования и т.п. Методы оптимизации — поиска экстремума функции (в практических задачах — критериев оп 56 тимальности) при наличии ограничений или без ограничений очень широко используются на практике [11SJ.
Решение, которое удовлетворяет всемзаданным ограничениям, называется допустимым. Из допустимых в процессе решения экстремальных задач выбирают оптимальные или рациональные решения Оптимальное решение — такое допустимое решение, которое является наилучшим с точки зрения выбранного критерия оптимальности [121, I59J.
Критерий оптимально "Ли формируется на основе одного или нескольких критериев эффективности. Критериями эффективно Ли в нашем случае приняты: минимальные виброперемещения и виброускорения подвижного валка, а также энергоэффективный диагностируемый сигнал. Однако не все критерии и ограничения выражающие требования к конструируемым (совершенствуемым) объектам, могут быть формализованы. Например, эстетичность, компактность, технологичность изготовления и пр. Такие критерии эффективности и ограничения анализируют путем качественной оценки разрабатываемого объекта экспертами в области эстетики, компоновки, технологии и т.п. [123]. В нашем случае целесообразно ввести понятие рационального решения
Под рациональным решением будем понимать такое решение, которое получается неформальным путем, т.е. с учетом экспертных (или других неформальных) оценок [121,159J.
При поиске оптимальной конструкции по принятому критерию оптимальности и ограничениям можно получить оптимальную, но нерациональную конструкцию. Например, если не учитывать конструктивные особенности объекта в целом то можно определить оптимальные условия работы конкретного узла, но машина при этом не сможет нормально функционировать. Тогда одним из пунктов рационального конструирования валковых дробилок должна быть устойчивость динамического состояния взаимодействующих узлов в обьекте.
Правильная реакция системы диагностирования на изменение энергетического спектра возбуждения заключается в корректировке амплитудно-фазовой характеристики парциальной системы. Корректировка возможна за счёт изменения жёсткости упругих элементов или варьирования коэффициента демпфирования. Более детально остановимся на втором варианте, так как виброзащитные устройства на электромеханических модулях ориентированы на этот способ управления динамикой системы [4,9,38,39,122,129,159,164].
Рассмотрим пример, когда кинематические параметры динамической системы зависят нелинейно от коэффициента сопротивления и имеют экстремумы. Представим графически (рисунок 2.6) зависимость средаеквадратических виброперемещений ох и виброускорений ах от коэффициента сопротивления к, и, задав допустимые значения каждого из параметров ([ 7Х] и [ffx]\ произведём рекогносцировку критерия выбора методики для пои ска оптимального значения коэффициента сопротивления Л. Взяв за основу один из аналитических методов нахождения экстремумов функции [125], определяем минимальный коэффициент сопротивления А П,Й для каждого параметра. После чего, сравнивая значения между собой, назначаем номинальное значение /«.и не превышающее граничные условия. времени может быть как ступенчатым, так и режим. Назначение максимального коэффициента сопротивления кяиа зависит от требований к динамической системе. В данном примере логично будет назначить максимальный коэффициент сопротивления, приравняв его к значению, при котором минимальны перемещения,
Для аналитического представления зависимости ви бр о пер смещений и виброускорений (в одномиз направлений распространения вибрации в объекте) от коэффициента сопротивления (демпфирования), например по оси абсцисс (Ох), определяем среднеквадр этические виброперемещения и виброускорения:
Зависимости (2.16) и (2.17) справедливы для стационарного процесса по частоте w энергетического спектра вынужденных колебаний (2.12). Энергетический спектр возбуждения Ф(со) и амплитудно-фазовая частотная характеристика IVJO UI) динамической системы выражены дробными формулами, что затрудняет вычисление интегралов, определяющих численные значения средне -квадрэтических виброперемещений и виброускорений в пределах частоты w от О до со. Однако при конструировании промышленных объектов нет необходимости в определении зависимостей характеристик вибрации от частоты в таком широком диапазоне. Достаточно ограничить предел интегрирования граничным значением частоты со\ охватывающим вероятные частоты вибрации подвижных элементов объекта
Динамические характеристики механических систем, испытывающих силовое возбуждение колебаний, описываются при помощи зависимости коэффициента сопротивления (демпфирования) к от скорости х, т. е. к = f(x). А условия устойчивого динамического состояния объекта формулируются как минимизация виброперемещений и виброускорений подвижных звеньев динамической системы, т. е. к = / х S [ох] и к = f х [ тж]. Конструктивные параметры динамической системы не менее важны при определении оптимизированной зависимости коэффициента демпфирования А от скорости элементов машины или параметров возбуждения.
Главным способом прогнозирования надёжности трибосистем на стадии проектирования является моделирование. На сегодняшний день перспективным является физико-вероятностный метод построения моделей постепенных параметрических отказов три бо сопряжений. Эти модели описывают процессы изменения технического состояния и формирования постепенных отказов три-босопряжений машины или агрегата.
Поскольку ресурс узлов трения зависит от функционирования виброзащи-ты, то моделирование процесса изнашивания значительно затрудняется в силу сложности поиска рационального режима эксплуатации объекта, и оптимизации амплитуда о-частотных характеристик рассматриваемых три бо сопряжений. В зависимости от назначения узлов трения и требований к ним на стадии проектирования предусматривают рациональный диапазон параметрических величин, влияющих на динамическое состояние объекта [I3SJ.
В большинстве случаев для решения граничных задач, в которых эффективность моделирования достигается определённой последовательностью расчёта, необходима методика.
Компоновка экспериментальной установки
Рассмотрев выражение (3.4), справедливо будет утверждать, что энергия колебаний полностью рассеивается работой диссипативных сил, т.е. потенциальная энергия тр атится на возвращение инертной массы в статичное состояние (первоначальное положение равновесия), а кинетическая энергии рассеивается. При наблюдении колебании парциальной системы присутствует кратковременная остановка груза в «мёртвых» точках. В этот момент энергия системы W равна потенциальной энергии ІУяупругих элементов.
Тогда в начальный момент времени, когда груз был принудительно отклонён в направлении силы тяжести, справедливо равенство:
где с — коэффициент квазиупругой силы (жёсткость пружины); .т — смещение системы из состояния устойчивого равновесия; \Уд—энергия диссипации.
Отношение количественных значений энергий E/W, рассчитанное для каждой реализации возмущения системы характеризуется числовым диапазоном от 5 до 10% при затухающих колебаниях системы. Отношение EAV показывает эффективность использования электрической машины в мехатронном модуле, т.е. чем выше значение, тем более квалитативный аналоговый сигнал, являющийся средой для диагностирования Из этого следует, что изменение динамических характеристик парциальной системы и режимов эксплуатации электрической машины при рациональном их сочетании будет облегчать диагностирование агрегата и управление мехатронным модулем
Выявить рациональное сочетание представляется возможным при анализе изображений поверхности отклика выведенной регрессионной модели (3.1). Визуализировать облики поверхности отклика можно таким образом, чтобы показать значение рекуперируемой энергии Е при варьировании двух выбранных факторов в пределах интервала каждого. Поскольку рассмотрены четыре фактора, то возможно визуализировать шесть типов поверхности отклика. Наиболее информативны два типа облика Первый характеризует энергоэффективность относительно величин, характеризующих механическую составляющую системы. Второй облик показывает взаимосвязь режима электрической машины и динамики системы Визуальные изображения обликов поверхности отклика регрессионной модели сведены в приложение Б.
Прокомментируем визуальные наблюдения первого типа поверхности отклика регрессионной модели. Девять форм первого типа поверхности отклика приведены в приложении Б (рисунок Б. I — Б.9) и рассмотрены в координатных осяхт, А,Е.
Очевидно, что увеличение начального отклонения Д ведёт к более динамичному движению инертной массы т, что также увеличивает пиковое значение отношения E/W при возрастающем относительном демпфировании цг. А вот увеличение массы т приводит к снижению относительного демпфирования у, также увеличивает добротность парциальной системы, что ухудшает динамические характеристики системыв период релаксации.
При первичном анализе поверхности отклика просматривалась тенденция к процентно му повышению отношения EAV при увеличении инертной массы т, однако при последующем детальном анализе выявлено, что общая энергоэф-фективность подтверждающих этот факт обликов поверхности отклика зависит от режима эксплуатации электрической машины.
Второй тип облика поверхности отклика регрессионной модели, приведённые в приложении Б (рисунок Б. 10 —Б. IS) девять форм второго типа облика поверхности отклика рассмотрены в координатных осях U, А, . Варьирование двух других влияющих факторов {т, /?) при изучении второго типа облика позволило выявить причины кардинального изменения формы поверхности отклика и предопределить энергоэффективный режим электрической машины от характеристики возбуждения парциальной системы.
Варьирование массой т при стабильной мощности потребителя (R=comr) в некоторых случаях вызывает коренное видоизменение поверхности отклика Данное явление объясняется в первую очередь переходом исследуемой механической системы от парциальной к неколебательной (апериодической).
Подведём итоги анализа в заключительных выдержках. Во-первых, электрическая машина показала себя как самодостаточное устройство, пригодное к использованию с точки зрения диагностики и виброзащиты. Во-вторых, любое изменение динамических характеристик мехатронного модуля позволяет оценить электрическая машина, работающая в режиме генерации электроэнергии. Генерированный электрический сигнал является источником информации об объекте, а поскольку этот сигнал классифицируется как аналоговый, то он стой или иной степенью точности со ответствует реальному физическо му процессу в реальном масштабе времени.
Поскольку аналоговый сигнал оценивали с точки зрения диагностики, то работа ЭДС и напряжение были выбраны величинами измерения. Осциллограмму напряжения генерированного от гнал а в данном исследовании не рассматривали, поскольку этот параметр диагностирования достаточно хорошо изучен многими авторами [I]. Стоит отметить, что по осциллограмме напряжения можно определить скоростные и частотные характеристики механической части мехатронного модуля, а также отслеживать изменения в спектральной плотности колебательных процессов.
В-третьих, работа ЭДС была представлена как рекуперированный энергетический потенциал и являлась исследуемым параметром факторного пространства, характеризующего совместимость элементов мехатронного модуля в режиме виброгасителя Было предложено оценивать эффективность применения электрической машины в виброзащитной системе мехатронного модуля посредством отношения количественных значений энергий, а именно отношение работы ЭДС () к энергии парциальной системы (W). Энергоэффективность режима электрической машины, обусловленная отношением энергий EAV, может выступать одним из критериев рационального конструирования, который удовлетворяет требованиям по ресурсосбережению в РФ [10].
Исследование физических и механических свойств кокса
В валковых дробилках опоры подвижного валка установлены в ползунах, которым передаётся вибрацид возникающая в процессе измельчения сыпучего материала (см рисунки 1.1; 2.2; 4.1). Изначально данное триб о сопряжение является структурной связью, обеспечивающей движение возвратно-поступательного характера Предлагаемые конструктивные изменения в системе упругих элементов, подрессоривающих подвижный валок, заключатся в присоединении электромеханического виброгасителя к подвижному элементу, при конструировании и расчёте которого учитывают характеристики контактных поверхностей поступательных пар. Это означает, что эффективность предлагаемых конструктивных изменений зависит отнадёжности три бо сопряжений ползунов.
Таким образом, ползуны являются узлами трения демпфирующими вынужденную вибрацию подвижных элементов дробилки. Далее завершим расчёт среднего ресурса этих узлов трения по разработанной методике {п. 2.4). По итогам моделирования вибрации подвижного элемента дробилки сравнительный анализ показал, что предлагаемые к внедрению конструктивные решения позволят снизить вынужденную вибрацию, возникающую в процессе измельчения. А именно снижена максимальная скорость отдачи в 2,2 раза на первой фазе и в 4,2 на второй, за счёт применения электромеханического демпфирования вибрации (см рисунки 4.11 —4.13).
Как говорилось ранее, изменение виброскорости прямо пропорционально изменению скорости деградации. Тогда средний срок службы узла трения, задействованного для демпфирования вибрации, будет увеличен в значение, равное коэффициенту эффективности вибрационной зашиты по скорости, тогда используя выражение (2.25) средний срок службы ползунов составит:
Учитывая, что условия работы узла трения не изменятся за исключением относительной скорости перемещения поверхностей три б о со пряжения тогда справедливо будет утверждать, что средний срок службы ползунов увеличится в значение равное коэффициенту эффективности вибрационной защиты по виброскорости. Предположим, что больше будет задействована первая фаза динамической системы, тогда, с учётом коэффициента эффективности вибрационной защиты по виброскорости, средний срок службы ползунов увеличится в 2,19 раза (см п. 4.3). Поскольку обойму подшипников валка дробилки меняют вместе совместно с подшипниками, срок службы которых составляет 10000 часов, тогда спрогнозируем средний срок службы ползунов, который по расчетам составит 21900 часов.
Поскольку электромеханический виброгаситель при демпфировании вибрации вырабатывает электрический сигнал, коррелирующий с характеристиками во отри ни мае мой вибрации, то разработанный выше алгоритм диагностирования технического состояния дробилки (см. рисунок 4.15) позволит, в случае его программирования в блок управления, выявить дефект в некоторых механизмах дробилки. Это, в своё время, позволит предупредить аварию, а при надлежащем внедрении снизить количество простоев оборудования.
На сегодняшний день общее количество простоев по причине аварии че-тырёхвалковой дробилки в отделении подготовки топлива на агломерационной фабрике в ОАО «ММК» составляет 250-300 час/год. Поскольку конструктивные изменения коснуться только верхней пары валков, то предположим, что из-за неисправности узлов этого механизма происходит 50% простоев. Также допустим что из числа этих неисправностей, возможно, диагностировать и предупредить 50%, тогда получиться сократить простои на 25%, с учётом оснащения электромеханическими виброгасителями всех дробилок.
Коэффициент готовности основного оборудования в отделении подготовки топлива аглоцеха ОАО«ММК» определимкак: где та— средняя наработка на отказ (по всем видам отказов на сегодняшний день составляет 855 час): т, —среднее время восстановления (по всемвидам отказов на сегодняшний день составляет 26 час).
Коэффициент готовности на сегодняшний день составляет 0,9705. Предполагаем, что с учётом предпринятых изменений снизится среднее время восстановления до 19,5 час и увеличится средняя наработка на отказ до 106S.75 час, тогда возрастёт коэффициент готовности четырёхвалковой дробилки на 1,2% и составит 0,9321.
Выполним проверку адекватности разработанной модели по нескольким критериям которыми являются значения ошибок и отклонений при статистическом и корреляционном анализах, а также в ходе экспериментальных исследований механических и физических характеристик обрабатываемого материала. Расхождение доверительного интервала аппроксимации закона распределения вероятных размеров куска сыпучего материала под дробление с экспериментальными данными составляет 5%, т.е. К = 0,05. Расхождение доверительного интервала аппроксимации функции корреляционной связи случайного процесса с определённой функциональной зависимо стью не превышает 4%, т.е. Кцкор = 0,04. Погрешность экспериментальных данных, характеризующих сыпучий материал составляет 12%, т.е. Кжса= 0,12.
Учитывая вышесказанное, суммарная погрешность разработанной модели определимпо выражению (2.26):
Экономическое обоснование предложенныхконструктивныхрешений по модернизации дробилки Д4Г 900 700 Трудно полностью оценить экономическую эффективность предложенных конструктивных решений, пока не будут проведены пуско-наладочные работы и промышленные испытания модернизированного оборудования. Безусловно, непрерывное диагностирование технического состояния дробилок модели Д4Г 900x700 в условиях агломерационного цеха ОАО «ММК» позволит осуществлять техническое обслуживание по состоянию, а не по плану, что в конечном итоге сократит число отказов оборудования. Также оснащение электромеханическим виброгасителем снизит динамические нагрузки на основные элементы конструкции агрегата, что увеличит средний срок службы узлов, демпфирующих вибрацию, и сократит время на восстановление работоспособного состояния.
Издержки производства рассчитаны по статьям с учетом факторов, влияющих на их измерение. Расчет плановой калькуляции себестоимости проведён по базовой калькуляции себестоимости дробления кокса без модернизации дробилок.
