WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

1

Работа выполнена в федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Ростовский государственный университет путей сообщения»

Научный консультант: доктор технических наук

, доцент Финоченко Виктор Анатольевич

Официальные оппоненты:

Тамаркин Михаил Аркадьевич - доктор технических наук, профессор ФГБОУ ВПО ДГТУ, зав.кафедрой «Технология машиностроения» Страхова Наталья Анатольевна- доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВПО «Ростовский государственный строительный университет», зав.кафедрой «Отопление, вентиляция, кондиционирование»

Ведущая организация:

ФГБОУ ВПО Воронежская государственная лесотехническая академия

Защита состоится _30 октября __ 2012 г. в 15 часов на заседании диссертационного совета Д 212.058.06 при ФГБОУ ВПО «Донской государственный технический университет» (ДГТУ) по адресу: 344000, г. Ростов-наДону, пл. Гагарина, 1, ауд. 2

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ДГТУ.

Автореферат разослан «28»___сентября___ 2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета д.т.н., доцент А.Т. Рыбак

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Культура современного производства предполагает не только использование высокоэффективного и высокотехнологичного оборудования, но и безопасность условий труда операторов. Участки и цеха деревообрабатывающих станков относятся к категории опасных, т.к.

у этого оборудования в большинстве случаев наблюдаются повышенные уровни шума и концентрация пыли в воздухе рабочей зоны. Следует отметить, способы и системы снижения запыленности для деревообрабатывающих станков успешно применяются и обеспечивают в рабочей зоне предельно допустимые концентрации.

Отрицательное воздействие повышенного шума на здоровье работающих известно и кроме этого повышенный шум сопровождается снижениями производительности труда и увеличением брака выпускаемой продукции, что и является причиной значительных социальноэкономических потерь. Таким образом, проблема снижения акустической активности оборудования является актуальной и имеет большое научнотехническое и социально-экономическое значение.

Целью данной работы является снижение уровней вибрации и шума при эксплуатации лесопильных рам (пилорам) до предельнодопустимых значений и обеспечение безопасных условий труда операторов.

Методы исследований. При выполнении диссертационной работы использовались основные положения конструирования металлорежущих станков, теории колебаний механических систем с распределенными параметрами, технической виброакустики, методы математического моделирования, реализованные в п.п.п. MatLab.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Теоретически описан механизм возникновения крутильных колебаний в приводе пилорамы, оценен вклад в этот процесс механической части спектральные характеристики источников вибраций и определен их количественный вклад в формирование акустических характеристик в рабочей зоне.

2. Теоретически описан механизм виброакустической эмиссии непосредственно пилы на основе уравнения колебаний пластины с различными характеристиками граничных условий.

3. Модели генерации шума учитывает диссипативные характеристики (коэффициент потерь колебательной энергии) и позволяют теоретически обосновать рациональные параметры демпфирующих устройств по критерию величины снижения шума.

Практическая ценность работы состоит в следующем:

1. Разработана методика и математическое обеспечение инженерного расчета октавных уровней звукового давления лесопильных рам.

2. Предложены и теоретически обоснованы системы обеспечения безопасных условий труда операторов от шума, включающие конструкции вибродемпфирования узла резания и обеспечивающие необходимую величину снижения шума в самом источнике его возникновения.

Реализация в промышленности. На ЗАО «Донкузлитмаш» внедрен комплекс мероприятий, включающей демпфирующие устройства пильной рамки и мест крепления пил, обеспечивший выполнение санитарных норм шума в рабочей зоне лесопильных рам. Ожидаемый социально-экономический эффект от внедрения составил 32 тыс. рублей на один станок (в ценах 2011 г.).

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на международных научно-практических конференциях: Инновационные технологии в машиностроении и металлургии: «Метмаш. Станкоинструмент» в рамках VII пром. Конгр. Юга России, 7-9 сент. Ростов н/Д, 2011. и "Металлургия, машиностроение, станкоинструмент" (г. Ростов-на-Дону, 6-8 сентября 2012 г.).

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 5 печатных работ, в том числе 3 в журналах, входящих в «Перечень ведущих научных журналов и изданий».

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти разделов, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 166 наименований, имеет 47 рисунков, 3 таблицы и изложена на 153 страницах машинописного текста. В приложения вынесены сведения о внедрении и алгоритмы расчета акустической эффективности систем шумозащиты.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается важная научно-техническая и социально-экономическая проблема обеспечения безопасных условий эксплуатации пилорам на примере РД-75-6 путем снижения уровней шума в рабочей зоне и травматизма операторов, и приводятся основные результаты ее решения с указанием степени новизны и значимости.

В первой главе выполнен аналитический обзор литературных источников, посвященных шумообразованию станочного оборудования.

Изучение закономерностей виброакустики непосредственно связано с вопросами динамики процесса обработки, что рассматривалось в работах Бржозовского Б.М., Вейца В.Л., Вульфсона И.И., Кудинова В.А., Городецкого Ю.И., Заковоротного В.Л., Козочкина М.П., Панова О.Н., Чукарина А.Н. и др. Анализ этих работ показал, что в настоящее время наиболее полно изучены процессы шумообразования токарных, фрезерных, сверлильных, шлифовальных, деревообрабатывающих станков фрезерной и круглопильной групп, для которых получены акустические модели отдельных подсистем, включая корпусные, базовые детали, заготовки и инструмент. На базе этих моделей получены аналитические зависимости и инженерные методики расчета уровней шума с учетом особенностей их компоновок, конструктивных параметров заготовок и инструмента, технологических режимов обработки, а также разработаны практические рекомендации по снижению уровней шума. Однако полученные результаты не применимы к лесопильным рамам, привод которых и устройство узла резания имеют существенные отличия от вышеуказанных станков.

Следует отметить, что разработанные способы снижения запыленности и, в частности метод гидрообеспылевания может быть использован для рассматриваемых станков.

Таким образом, решение задачи обеспечения безопасных условий эксплуатации лесопильных рам, является актуальной.

Для достижения поставленных целей в работе решаются следующие задачи:

1. Разработать модель виброакустической динамики на основе первичного возбуждения от процесса резания и выявить доминирующие источники.

2. На основе моделей виброакустической динамики получить аналитические зависимости для определения уровней звукового давления узла резания, как основного источника шума данного типа оборудования.

3. Разработать инженерную методику расчета уровней шума лесопильных рам.

4. Провести экспериментальные исследования виброакустических характеристик различных типов лесопильных рам.

5. Разработать практические способы по доведению уровней шума до санитарных норм.

Во второй главе приведены результаты теоретических исследований поля виброэмиссии привода лесопильной рамы. Её компоновка и конструктивные особенности позволяют предположить, что формирование акустической эмиссии в рабочей зоне в значительной мере определяется колебательным характером главного рабочего движения, а так же существенной нелинейностью передаточной функции механизма. Однако при этом нужно учитывать возможность проявления параметрических резонансов, так как приведенный момент инерции механизма также является функцией . Пилорама также может быть классифицирована как вибромашина с кинематическим возбуждением. Взаимодействие рабочего органа с материалом создает технологическую нагрузку на колебательную систему.

Исследуемая электромеханическая система включает в себя электродвигатель, описываемый системой нелинейных дифференциальных уравнений первого порядка, а также системой уравнений, описывающих механическую часть привода. Наличие неголономной связи (ременной передачи) требует использования особой формы уравнений Лагранжа II рода с «лишними» координатами, уравнений Феррерса.

Расчетная схема механической части привода может быть представлена в виде рис.1:

J1 qMd h1 CqC2 CFrez m 3 J q2 J hh2 qY=qРис. 1 Расчетная схема привода пилорамы Выпишем основные кинематические соотношения:

1 t q2 1i1 q2 q1i1 q3 1 i1 q2 q3 q1i1 q2 q3 (1) Y (3) q1i1 q2 q3 q Z Y q4 Z q5 qгде: – угловая частота вращения приводного электродвигателя; 1, 2, 3 – угловые координаты соответствующих сечений в абсолютном движении, Y – абсолютная координата массы m.

Передаточная функция механизма привода пилорамы может быть представлена как функция угла поворота кривошипа:

L 1 2 cos2 R sin L2 R ; (2) sin cos , R где: , то есть arcsin cos .

L В построенной математической моделе число степеней свободы исследуемой системы H = 4, число «лишних» координат n = 1. В качестве «лишней» координаты примем Y = q5. Полное число уравнений равно H + n = 5. В первой части помимо обобщенных сил стоит слагаемое a1 j, т.к. n = 1. Запишем уравнения, устанавливающие связь «лишних» и независимых координат.

1 i12 0 Md M q H q C q , (3) mg Frez 0 0 1 где: М – матрица масс; Н – матрица коэффициентов демпфирования; С – матрица жесткостей; П – первая производная передаточной функции механизма пилы.

Таким образом, получена система уравнений, описывающая поведение исследуемого механизма в переменных состояния.

Для оценки влияния сил резания на характеристики колебаний рамы с пилами необходимо оценить динамические свойства самой конструкции привода, это проще всего сделать на основе модели, полученной при исследовании пуска машины. Для дальнейших исследований была проведена оценка сингулярности матрицы R за цикл поворота ведущего кривошипа, доказано, что она не является сингулярной, поэтому получаем систему уравнений в виде:

X R1 K X R1 Q u. (4) Как видно из приведенного графика выход на рабочую траекторию сопровождается существенными колебаниями, возникающими в механизме привода, что имеет большое значение с точки зрения условий на рабочем месте, так как масса колеблющихся деталей имеет сотни килограмм.

Одним из наиболее важных вопросов оценки вибрационного поля пилорамы является тот факт, что движение механизма пилорамы осуществляет дополнительные движения самой пилы за счет эффекта «кинематического возбуждения», это означает, что необходимо оценить спектральные характеристики механизма в рабочем режиме, то есть при вынужденных движениях рис. 2.

Модуль Фурье-изображения скорости пилы x -50 -40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 Частота [Hz] Рис. 2. Фурье изображение скорости пилы В третьей главе рассматриваются вопросы акустической эмиссии за счет вынужденных движений пилы, рассматриваемой как прямоугольная пластина, две боковых стороны пластины упруго защемлены, а две другие свободны. Уравнение вынужденных движений запишем в виде:

4w 4w 4w 2w 2w D 2 N h F ,t, (5) 4 22 4 2 t E h где: h – толщина пластины; – плотность стали; D – цилин12 1 дрическая жесткость пластины; N – сила предварительного натяжения пилы.

Граничные условия даны в виде:

2w 2w w b w 0 c (6) 2 2 2w 2w 3w 3w a 0 2 при 2 2 3 2 Для указанных граничных условий можно принять решение уравнения в виде:

w ,,t C cos k1 cos k2 exp j t Am , exp j t, (7) где: j – мнимая единица; k1, k2 – волновые числа, 1/м.

Расчет волновых чисел с учетом граничных условий показал, что ошибка расчета имеет порядок 10–1210–15, то есть точность вполне достаточна.

Модуль Для определения коэффициентов собственных форм необходимо рассмотреть переопределенную систему однородных алгебраических уравнений при условии, что волновые числа первой формы известны.

Для построения вибрационного и шумового поля рассмотрим вынужденные движения пилы как полосового источника. Согласно гипотезе Сорокина о пропорциональной зависимости силы рассеяния от скорости деформации, будет иметь место отставание по фазе на /2. Так как в дальнейшем будет использован метод разложения в ряд по собственным формам колебаний, а они находились из модели, учитывающей предварительное натяжение, при данном анализе оно не учитывается. Исходное уравнение имеет вид:

4w 4w 4w 2w D 1 j f 2 h F ,,t, (8) 4 22 4 t где: f – коэффициент рассеяния в стали.

Форму колебаний можно представить в виде:

w ,,t Am , uin t, (9) in i 1 n где: Amin , – собственные формы колебаний;

uin t Uin exp j t.

Функцию F , ,t также необходимо разложить по собственным формам колебаний:

F , ,t Am rin t, (10) in i 1 n где: rin t Rin exp j t.

Сила резания на каждом зубе пилы характеризуется, во-первых, своим направлением, а во-вторых, зависимостью своей начальной фазы от своей координаты (номера зуба) в системе координат пилы. Наиболее разумным для пространственной фиксации места действия сосредоточенной силы является использование -функции в виде:

a a F , ,t Fr , ,t ,fix . (11) 2 Окончательно форму вынужденных движений получим в виде:

Rin exp j t Amin w ,,t . (12) i 1 n 1 0 2 j f in in С учетом того, что u, r, w являются гармоническими функциями времени, последнее выражение позволяет определить зависимость для виброскорости точек пластины простым умножением на оператор дифференцирования. Это возможно потому, что используемое выражение есть функция Найквиста, поэтому получаем:

j Rin exp j t Amin V , ,t , (13) i 1 n 1 0 2 j f in in где: Amin , – собственные формы колебаний; 0 – i, n-я собствен in ная круговая частота.

Учитывая, что виброскорости точек пластины можно представить в виде V , ,t Am _Vin , exp j t, окончательно получим:

j Rin Amin Am _V , . (14) i 1 n 1 0 2 j f in in Последнее выражение позволит определить уровень шума, создаваемого полотном пилы 0c SVi L 10lg ;

100 c S max abs Am _Vin L 10 lg. (15) 10В качестве источника шума элементов рамки принят линейный источник, звуковое давление которого задается выражением:

Vi 0,P 9,5 fi F l, (16) r где: r – расстояние от источника шума до точки измерения, [м].

Пильная рамка представляет собой энергетически замкнутую стержневую конструкцию. Поэтому для определения уровня вибраций и шума использованы энергетические методы. Уравнения для нахождения виброскоростей для стальной конструкции (в предположении равенства вибрационной мощности передаваемой от пилы в зоне сцепления) получим в следующем виде:

1,k F Fi 1,2 j 0,7 k lij 1 li Vi ij V ji 108k2 1 * j l j (17) 1,k F k j V S 1,9 l 0,5 j j j где: k – коэффициент, определяющий форму колебаний соответствующего элемента пильной рамки, м; lij – длина линии контакта элементов рамки, м; li – длина соответствующего элемента, м; ij – коэффициент передачи вибрационной мощности между элементами рамки; Vij – виброскорость соответствующего элемента рамки м/с; Fij – площадь поперечного сечения соответствующего элемента рамки, м; 1 – коэффициент потерь колебательной энергии рамки; – коэффициент, зависящий от соотношения размеров поперечного сечения элементов рамки; Si – площадь поверхности элемента рамки, м; k1 – количество пил; k2 – количество элементов в рамке; * – коэффициент потерь колебательной энергии в зоне крепления пилы в рамке.

Для элементов рамки выражение звукового давления приведем к виду:

P 7,8 105 qi0.5 fi 0.25 l 0.25 r. (18) Для уровней звукового давления такого источника применительно к элементам рамки получено следующее выражение:

L 10lgVi 10lgk 10lgl 2,5lgF 20lgr 5lg 2,7, (19) где: r – расстояние от источника до расчетной точки, м.

Таким образом, уровни звукового давления элементов рамки определяются как:

L 10lgqi 5lgfi 20lgl 20lgr 5lg 12. (20) Как видно из полученных выражений задача теоретического расчета спектров шума сводится к определению потоков вибрационной мощности из системы уравнений (1).

Уровни шума, создаваемые узлом резания как системой источников одновременно излучающих звук, определим следующим образом:

0,1Li L 10lg100,1L k , (21) 10 i 1 где: L1 – уровни звукового давления, создаваемые пилой; Li – уровни звукового давления, создаваемые пильной рамкой.

Таким образом, полученные зависимости позволяют теоретически определить уровни шума, создаваемые лесопильными рамами, и учитывают все конструктивные, технологические и физико-механические параметры.

Теоретические исследования показали, что добиться снижения шума узла резания, то есть в самом источнике его возникновения, практически возможно только за счет увеличения диссипативной функции, задаваемой коэффициентом потерь самой конструкции рамки, а также узла крепления пилы.

В четвертой главе приведены результаты экспериментальных исследований вибрации и шума лесопильных рам и практические рекомендации по обеспечению санитарных норм шума.

Экспериментальные исследования виброакустических характеристик лесопильных рам проводились в модельных цехах ЗАО «ДОНКУЗЛИТМАШ» на следующих моделях лесопильных рам:

лесопильных двухэтажных (2Р80-1, РД50-75-7);

лесопильных одноэтажных (Р63-3, Р65-4М);

горизонтальной раме РГ-130.

Экспериментальные исследования показали, что, несмотря на существенную разницу в уровнях шума, достигающую до 10-12 дБ, закономерности шумообразования и, в особенности, спектральный состав шума фактически идентичны. Поэтому ниже приведен анализ данных эксперимента на примере наиболее шумоактивной рамы 2Д50-75-7 (N = 100 кВт, n = 320 об/мин, количество пил – 12), горизонтальной РГ-130 и вертикальной одноэтажной РТ-2.

Особо следует отметить, что у вышеуказанного оборудования концентрация пыли в рабочей зоне превышает предельно допустимые концентрации 2-3 раза, то есть составляет 8-12 мг/м3.

Однако для снижения запыленности всех моделей лесопильных рам до предельно-допустимой концентрации применим метод гидроорошения туманом, подробно рассмотренный применительно к круглопильным и ленточнопильным станкам. В данной работе эти результаты проанализированы в первой главе и в дальнейшем не изучались.

В процессе проведения эксперимента фиксировались октавные уровни звукового давления на рабочем месте оператора и уровни виброскорости на пиле, пильной рамке и станине при резании и на холостом ходу. Результаты экспериментов представлены на рис. 3, 4.

Прежде всего, обращает на себя внимание то, что уровни звукового давления холостого хода превышают предельно-допустимые значения в широкой полосе частот 250-8000 Гц. Эти данные объясняются воздействием вибраций со стороны привода, что подтверждает правильность теоретических выводов о закономерностях виброакустической динамики свободных движений пилы.

При резании состав спектра претерпевает существенные изменения и приобретает ярко выраженный высокочастотный характер. Характерными особенностями формирования акустических характеристик являются:

L, дБ L, дБ 100 190 1 80 70 63 250 1000 4000 f, Гц 63 250 1000 4000 f, Гц Рис. 4. Спектры шума одноэтажной Рис. 3. Спектры шума лесопильной вертикальной лесопильной рамы:

рамы 2Д50-75-7: 1 – холостой ход;

2 – рабочий режим; 1 – холостой ход; 2 – рабочий ре3 – предельный спектр жим; 3 – предельный спектр равномерное распределение интенсивности звукового излучения в широкой полосе частот 63-2000 Гц, где разница между уровнями звукового давления на среднегеометрических частотах не превышает 1-1,5 дБ;

наличие ярко выраженных повышенных уровней шума в высокочастотной части спектра 4000-8000 Гц.

Превышение над санитарными нормами составляет 4-10 дБ в интервале частот 250-2000 Гц и 12-16 дБ на восьмой и девятой октавах.

Аналогичные результаты получены для вертикально одноэтажной рамы РТ-2 (N = 22 кВт; n = 600 об/мин; количество пил – 16) (см. рис. 4).

Уровни звукового давления этой рамы 4-10 дБ ниже, чем у РД5075-7 в области частот 500-2000 Гц, что объясняется меньшей мощностью привода (меньшими массами частей механизма). Превышение уровней шума в этом интервале частот не превышает 2-3 дБ и фактически создается колебаниями узла резания при свободных движениях. Аналогичным образом в области высоких частот 4000-8000 Гц наблюдается максимальные уровни звукового давления, превышающие предельно-допустимые значения на 15-18 дБ. Проведенные экспериментальные исследования подтверждают, что формирование спектров шума и, в особенности, величины превышения над предельно-допустимыми значениями определяются непосредственно узлом резания.

Анализ закономерностей распределения вибрационного поля на элементах динамической системы вертикальных лесопильных рам выполнен на примере модели 2Д50-75-7, представлен на рис. 5 – 7. При измерениях вибрации датчик устанавливался на измерительную поверхность с помощью магнита.

Спектры вибраций на станине по характеру низко и среднечастотные, так как наблюдается равномерный спад интенсивности 5-7 дБ на LV, дБ LV, дБ 100 190 80 70 63 250 1000 4000 f, Гц 63 250 1000 4000 f, Гц Рис. 6. Спектры вибраций на пильРис. 5. Спектры вибраций на станине:

ной рамке: 1 – холостой ход;

1 – холостой ход; 2 – рабочий режим 2 – рабочий режим октаву в области частот 31,5-500 Гц и 3-4 дБ в области частот 1000-80Гц. Разница уровней вибрации на холостом ходу и в рабочем режиме составляет 7-9 дБ в 1-4 октавах и 5-7 дБ в 5-9 октавах.

Спектр вибраций на пильной рамке носит высокочастотный характер рис. 6.

Аналогично спектру шума в спектре вибраций наблюдается равномерное распределение интенсивности в полосе частот 500-8000 Гц.

Следует отметить увеличение уровней вибраций в сравнении со станиной в средне и высокочастотной части спектра на 3-5 дБ в диапазоне частот 500-1000 Гц и на 5-9 дБ в диапазоне 2000-8000 Гц.

При измерении вибраций на пиле (рис. 7) датчик устанавливался на свободном участке пилы.

Спектр вибраций на пиле носит более высокочастотный характер, чем на пильной рамке. Наиболее интенсивные составляющие спектра зафиксированы в 8-9 октавах (аналогично спектру шума).

LV, дБ L, дБ 100 190 80 70 63 250 1000 4000 f, Гц 63 250 1000 4000 f, Гц Рис. 8. Спектры шума горизонтальной Рис. 7. Спектры вибраций на пиле:

лесопильной рамы:

1 – холостой ход; 2 – рабочий режим 1 – холостой ход; 2 – рабочий режим;

3 – предельный спектр Горизонтальная рама имеет одну пилу. Поэтому уровни шума в высокочастотной части спектра 2000-8000 Гц на 6-8 дБ меньше, чем у вертикальных лесопильных рам. Аналогично вертикальным лесопильным рамам у данной модели также наблюдается равномерное распределение интенсивности звукового излучения в широкой полосе частот 500-80Гц. Разница между уровнями виброскорости составляет 2-4 дБ. Превышение уровней звукового давления в указанном частотном диапазоне составляет 4-10 дБ.

Экспериментальные исследования вибраций показали, что у горизонтальных лесопильных рам интенсивность вибраций также равномерно распределяется по элементам узла резания. Увеличение вибраций пиле в сравнении с пильной рамкой составляет 2-3 дБ.

Необходимо отметить, что уровни вибрации, замеренные на рабочем месте, намного меньше предельно-допустимых значений и в данной работе не приводятся.

Таким образом, экспериментальные исследования подтвердили правильность теоретических выводов и моделей виброакустической динамики о закономерностях возбуждения вибраций и шумообразования различных моделей лесопильных рам.

Сравнение расчетных и экспериментальных уровней звукового давления проведено на рис. 9 на примере горизонтальной рамы.

Результаты расчетов показали. Что разница уровней звукового давления составляет 4-5 дБ в областях частот 31,5-250 Гц и 2-3,5 дБ в областях частот 500-8000 Гц. Следует отметить, что в низкочастотной части спектра уровни звукового давления существенно ниже предельнодопустимых величин. Поэтому для практических целей интерес представляет область средних и низких частот, в которой и наблюдается превышение уровней шума. В этом диапазоне частот точность расчетных и экспериментальных уровней шума соответствует точности измерительной аппаратуры, что и является основным критерием разработанной методики расчета.

Установленные закономерности формирования спектров шума и достаточная для инженерных целей сходимость расчетных и экспериментальных величин определили выбор практических рекомендаций по снижению уровней звукового давления.

Уменьшение вибрационной мощности, вводимой в пильную рамку, достигается установкой в местах крепления пил прокладок из резины типа 1002, имеющей коэффициент потерь колебательной энергии 0,6.

Теоретическое значение снижения уровней шума составляет 4 дБ для одной пилы и 8 дБ для 16 пил. Следует отметить, что в данном случае санитарные номы шума не выполняются, в особенности, для многопильных рам. Увеличение диссипативных характеристик самой пильной рамки обеспечивается нанесением вибродемпфирующего покрытия из "АНТИВИБРИТ-2" толщиной 2 мм и листового материала Агат (E = 2·109 Па, = 0,25) толщиной 2 мм. Теоретическое снижение уровней шума, рассчитанное по известной формуле:

L 10 lg ;

103 E1h13 E h2 E h2 1 2 1 1 1 2 1 2 , 3 3 E1h1 E h2 E h2 1 1 1 2 1 2 где: E1, E2, E3, h1, h2, h3, 1, 2, 3 – модули упругости (Па), толщины (м) и коэффициенты Пуассона "АНТИВИБРИТ-2", Агата и стали (соответственно) составило 15 дБ.

Внедрение вышеуказанных двух способов обеспечило выполнение санитарных норм шума не только на горизонтальных, но и вертикальных лесопильных рамах рис. 10.

L, дБ L, дБ 100 190 80 70 63 250 1000 4000 f, Гц 63 250 1000 4000 f, Гц Рис. 9. Экспериментальные и рас- Рис. 10. Эффективность мероприятий четные уровни звукового давления по снижению шума вертикальной лесопильной рамы:

горизонтальной рамы:

1 – L_1; 2 – L_2; 3 – норматив 1 – L_1; 2 – L_Результаты исследований внедрены на ЗАО «ДОНКУЗЛИТМАШ» с ожидаемым годовым социально-экономическим эффектом 32 тыс. рублей на один станок (в ценах 2011 года).

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ Результаты работы можно представить следующими основными выводами:

1. Решена важная научно-техническая и социально-экономическая задача обеспечения безопасных условий труда лесопильных рам путем снижения уровней шума до предельно-допустимых значений.

2. В отличие от существующих исследований виброакустической динамики деревообрабатывающих станков в данной работе изучено влияние электромеханической системы привода и его влияние на формирование спектров шума и вибрации лесопильных рам, что позволило теоретически идентифицировать источники шума, создающие превышение уровней звукового давления над предельно-допустимыми значениями.

3. В качестве доминирующего источника шума в акустической системе лесопильных рам выделен узел резания, фактически формирующий превышение уровня звукового давления над предельно допустимыми значениями в высокочастотной части спектра 1000-8000 герц.

4. Разработана модель свободных движений полотна пилы, позволяющая оценить зависимость волновых чисел от характеристик инструмента, что позволяет уточнить виброакустические расчеты объекта исследования.

5. Получены аналитические зависимости уровней звукового давления, учитывающие динамику процесса резания, конструктивные и физико-механические параметры основных элементов узла резания.

6. В полученных зависимостях учтен коэффициент потерь колебательной энергии узла резания, что позволяет теоретически обосновать параметры систем вибродемпфирования, исходя из требуемых величин снижения уровней шума.

7. Результаты эксперимента подтвердили правильность принятых допущений в разработке модели виброакустической динамики лесопильных рам.

8. Разработаны практические рекомендации по снижению уровня шума доминирующего источника, что привело к выполнению санитарных норм шума на участке лесопильных рам.

Основное содержание диссертации отражено в работах:

Статьи в журналах, входящих в "Перечень ведущих научных журналов и изданий":

1. Литвинов А.Е. Моделирование шумообразования тонких пил /А.Е.

Литвинов, А.А. Авакян, И.С. Морозкин // Вестник ДГТУ. – 2011. - №6 (57). – С. 897-92. Козырев Д.О. Математическая модель главного движения пилорамы/Д.О. Козырев, А.А. Авакян // Вестник ДГТУ. – 2012. - №(63). – Вып.1. – С. 33-41.

3. Авакян А.А. Исследование свободных движений пилы. /А.А. Авакян, В.А. Финоченко, А.Н. Чукарин // Вестник ДГТУ. – 2012. - №(63). – Вып.2. – С. 5-11.

Труды и материалы докладов на конференциях:

4. Авакян А.А. Расчет вибрации и шума ременных передач деревообрабатывающих станков / А.А. Авакян, М.Ю. Щерба, // Инновационные технологии в машиностроении и металлургии: сб. ст. междунар. науч. практ. конф. «Метмаш. Станкоинструмент» в рамках VII пром. Конгр. Юга России, 7-9 сент. [Электронный ресурс].

Ростов н/Д, 2011. – Секц. II. С. 346-348. – 1 электрон. опт. диск (DVD-ROM). - № гос. регистрации 0321103287. (лично автором – 1с.).

5. Авакян А.А. Экспериментальные исследования вибрации и шума лесопильных рам / А.А.Авакян // Инновационные технологии в машиностроении и металлургии: сб. ст. Междунар. Науч. Практ.

Конф. «Метмаш. Станкоинструмент» в рамках VII пром. Конгр.

Юга России, 7-9 сент. [Электронный ресурс]. Ростов н/Д, 2012. – Секц. II. С. 346-348. – 1 электрон. опт. диск (DVD-ROM). - № гос.

регистрации 0321103287. (лично автором – 1с.).

______________________________________________________ ЛР №04779 от 18.05.01. В набор ____________ В печать Объем 1,0 усл.п.л., 1,0 уч.-изд.л. Офсет. Бумага тип №3.

Формат 6084/16. Заказ №. Тираж 100.

______________________________________________________ Издательский центр ДГТУ Адрес университета и полиграфического предприятия:

344000, г. Ростов-на-Дону, пл. Гагарина,1.




© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.