WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!


На правах рукописи

УДК 621.73;658.382 ИВАНОВ

ЮРИЙ ВАСИЛЬЕВИЧ РАЗРАБОТКА СИСТЕМ ЗАЩИТЫ ОТ ШУМОВ И ВИБРАЦИЙ КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИН И АГРЕГАТОВ

Специальность 05.02.13 – «Машины, агрегаты и процессы» (Машиностроение)

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Ижевск – 2012

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет» Научный консультант - доктор технических наук, профессор Власов Олег Георгиевич Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Кошелев Олег Сергеевич доктор технических наук, профессор Дементьев Вячеслав Борисович доктор технических наук, профессор Селетков Сергей Григорьевич Ведущая организация - ОАО «Научно-исследовательский институт металлургических технологий» г. Ижевск

Защита состоится 25 мая 2012 года в 14-00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.065.03 при Ижевском государственном техническом университете по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7. E – mail: dissovet@istu.ru

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Автореферат разослан «__» __ 2012 г.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью, просим направлять на имя ученого секретаря диссертационного совета.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ



Актуальность работы. Для современной экономики развитых стран характерен высокий удельный вес металлургического производства, которое является основой машиностроения и исходным звеном в создании различных машин и механизмов. Кузнечное производство составляет основу заготовительной базы машиностроения, определяя изготовление большей части поковок и штамповок, производимых в стране. В тоже время оно является одним из травмоопасных среди основных отраслей промышленности.

Основные причины этого – наличие ряда неблагоприятных факторов среды, особенно шумов и вибраций, которые генерируют многочисленные кузнечно-прессовые машины (КПМ) и агрегаты. Существующие уровни вышеуказанных факторов значительно превышают допустимые нормы и являются показателями технологической безопасности оборудования. Источниками их является существующее оборудование кузнечных цехов, такое как кузнечные молоты, прессы, пресс-ножницы, а также ряд вспомогательных агрегатов.

Вибрации и шумы, сопутствующие эксплуатации машин, неизбежно приводят к снижению производительности труда и, как следствие, к ухудшению качества выпускаемой продукции. Вредное воздействие вибраций на машины и механизмы выражается в понижении коэффициента полезного действия, преждевременном износе деталей, а также в негативном влиянии на соседнее оборудование, здания и сооружения. Поскольку энергия колебательных процессов возрастает пропорционально квадрату амплитуды колебаний, то вред от вибраций возрастает с увеличением мощности машин и механизмов. Вредное воздействие шумов определяется наличием профессиональных различных заболеваний. Шум является причиной падения работоспособности, ослабления памяти и внимания. Промышленный шум не только отрицательно воздействует на работников шумного цеха, но в последнее время все более активно влияет на общеэкологическую проблему шумового загрязнения среды прилегающих селитебных территорий.

Актуальность вопросов снижения шумов и вибраций в наши дни определяется двумя тенденциями: стремительно растущей энерговооруженностью машин и механизмов самых различных классов и постепенным ужесточением ограничений на генерируемые ими шумы и вибрации. Эти обстоятельства выдвигают снижение шумов и вибраций в последние десятилетия в число важнейших естественно-научных и технических проблем, имеющих общеэкологическую значимость.

В работе предлагаются технические и технологические решения снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов, основны ми представителями которых являются молоты, прессы и вспомогательные импульсные механизмы.

Объект исследования: процесс разработки и проектирования кузнечно-штамповочных машин ударного и квазистатического действия, сопутствующих пневмоагрегатов и пневмомеханизмов.

Предмет исследования: разработка технических решений снижения технологических шумов и вибраций с использованием базовых подходов.

Цель работы: научное обоснование новых научно-технических решений в области снижения шумов и вибраций кузнечно-штамповочных машин и агрегатов, а именно кузнечных молотов и прессового оборудования, пневмоагрегатов и пневмомеханизмов, имеющих значение для теории и практики создания КПМ и механизмов с понижением травмоопасности и экологической нагруженности.

Задачи исследования.

1.Поиск путей повышения технического уровня и технологической безопасности кузнечно-штамповочных машин и агрегатов на основе современных тенденций развития техники.

2.Систематизация существующих технических решений по снижению шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов, выявление недостатков и определение перспективных направлений исследования.

3.Развитие теоретических положений по расчету виброакустических параметров кузнечно-штамповочных машин (КШМ) и агрегатов с целью повышения точности расчета и снижения их действующих уровней.

4.Поиск и разработка новых технических решений устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов на базе систематизированных способов и современной теории конструирования.

5.Разработка новых технических устройств по снижению шумов и вибраций в кузнечно-штамповочных машинах и механизмах.

6.Экспериментальное исследование технических устройств по снижению шумов и вибраций в кузнечно-прессовых машинах и механизмах.

7.Апробация результатов и внедрение новых устройств в кузнечнопрессовых цехах.

Методы исследования. Использован комплексный метод, включающий анализ состояния вопроса, теоретические исследования с привлечением основ теории виброзащиты и газовой динамики при использовании аналитических и численных методов, средств математического моделирования и графической визуализации решений пакетами программ Mathcad, Matlab, исследований в лабораторных и производственных условиях.

Основные результаты, выносимые на защиту и их научная новизна.

1. Системный анализ научно-технических решений по системам защиты от шумов и вибраций КПМ, на основе составленных классификаций, позволяющий определить постановку задач и направления разработки устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин.

2. Расчетные модели систем защиты от шума в агрегатах КПМ и пневмомеханизмах, позволяющие определить площади выходных каналов глушителей и пневматических сопел обеспечивающие истечение потока газа в дозвуковом режиме и снижающие шум; расчетные модели систем защиты от вибраций КПМ ударного и квазистатического действия, обеспечивающие управление вибрационными параметрами оснований машин и снижающие виброхарактеристики КПМ.

3. Методики расчета: а) конструкций глушителей аэродинамического шума пневмоагрегатов; б) конструкций газовых сопел пневмомеханизмов кузнечно-прессовых машин; в) конструкций виброизолирующих установок кузнечно-штамповочных машин ударного и квазистатического действия.

4. Результаты исследовательских и опытно-конструкторских работ по разработке научно-технических решений снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Получены результаты экспериментальных исследований шумов и вибраций КПМ. Испытания научнотехнических решений проведены в различных климатических условиях предприятий России и ближнего зарубежья. Разработаны и апробированы технические требования к устройствам снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов, подготовленные на основе проведенных исследований.

5. Созданные и защищенные авторскими свидетельствами и патентами новые устройства снижения шумов и вибраций КШМ и пневмомеханизмов, позволяющие существенно поднять технический уровень существующих кузнечно-прессовых машин и их конкурентоспособность на мировом рынке.

6. Представлены теоретические положения по определению комплексного соотношения параметров выходных каналов и камер щелевых глушителей шума для всего спектра кузнечно-прессовых машин, агрегатов и сопутствующих пневмомеханизмов, снижающих шум на 20 – 25 дБ и обеспечивающих продолжительную эксплуатацию без обслуживания более 15 лет за счет повышения долговечности акустического элемента, размеры щелевых пазов которого обеспечивают разделение газового потока на мелкие струйки, создание встречных потоков и снижение результирующей выпускной скорости потока до величин меньших скорости звука.

7. Установлены теоретические положения по определению комплексного соотношения параметров входных и выходных каналов газовых сопел пневмомеханизмов КПМ, обеспечивающих снижение шума на 18 – 28 дБ за счет дробления потока при выпуске на мелкие струйки не взаимодействующие друг с другом и снижающие скорость потока на выпуске до значений меньших скорости звука.

8. Разработаны методики расчета новых конструкций виброизолирующих установок КШМ ударного и квазистатического действия, обеспечивающие снижение вибраций машин в 6 раз; методики расчета конструкций глушителей шума оборудования, методики расчета конструкций газовых сопел, обеспечивающие снижение уровня шумов в 10 раз для используемых пневмомеханизмов.

9. Предложены и конструктивно проработаны технические решения снижения шумов и вибраций КПМ и агрегатов с повышенным ресурсом эффективной работы, защищенные авторскими свидетельствами на изобретения и патентами на полезную модель. Приведены результаты натурных экспериментальных исследований и испытаний ряда оригинальных систем снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов, обеспечивающих снижение действующих уровней до допускаемых значений.

Достоверность результатов работы обеспечена корректностью постановки задач, обоснованным использованием допущений, применением известных математических методов и подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с проведенными экспериментальными исследованиями автора, а также успешной апробацией результатов работы в промышленности.

Значение результатов для теории состоит в том, что теоретические положения диссертации предлагают новые подходы в разработке инновационных технологий создания камерных щелевых глушителей шума, газовых сопел пневмомеханизмов и виброизолирующих установок машин ударного и квазистатического действия. Разработанные в работе модели функционирования глушителей шума, газовых сопел и виброизолирующих установок машин развивают теорию моделирования и проектирования объектов данного класса.

Практическое значение работы.

1. Решения и разработки диссертации позволяют существенно повысить эффективность технологий, получить положительный эффект от представленных в работе изобретений и патентов на полезные модели.

2. Рекомендации, предложенные в работе, имеют существенную значимость и ценность для конструкторских и технологических отделов и бюро предприятий отрасли при создании технологий производства и объектов отрасли науки и промышленности.

3. Теоретические положения о технологиях и технологические решения в системах снижения шумов и вибраций, имеют существенное значение при обучении и подготовке специалистов технологических отраслей науки и специальностей.

Реализация результатов.

В результате работы созданы и реализованы конструкции гаммы глушителей шума, которые успешно используются на более 70 предприятиях России и ближнего зарубежья, в том числе на ИЖМАШе, ИЖАВТО, КАМАЗе, ГАЗе, УАЗе, ЗИЛе и др. Разработаны и реализованы виброизолирующие установки кузнечно-штамповочных машин на более 20 промышленных предприятиях. Предложенные устройства находят применение в смежных отраслях промышленности.

Апробация работы.

Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на следующих научно-технических конференциях: Всесоюзная конференция «Повышение безопасности оборудования и технологических процессов на основе применения средств автоматической защиты и промышленных роботов», Казань, 1981; всесоюзная конференция «Совершенствование кузнечноштамповочного оборудования ударного действия и создание робототехнических комплексов горячей штамповки», Ижевск, 1982; всероссийская конференция «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России», Ижевск, 2006; международная конференция «Перспективные инновации в науке, образовании, производстве и транспорте», Одесса, 2007; всероссийская конференция «Наука. Образование. Производство в решении экологических проблем. Экология – 2007», Уфа, 2007; всероссийский конгресс «Кузнец – 2008», Рязань, 2008; II международная конференция «Металлургия – ИНТЕХЭКО – 2009», Москва, 2009 XIII международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед – 2010», Москва, 2010(серебряная медаль), III всероссийская конференция «Защита населения от повышенного шумового воздействия», Санк.-Петербург, 2011, IV международная конференция «Металлургия – ИНТЕХЭКО – 2011»,Москва, 2011.

В полном объеме диссертационная работа докладывалась и была одобрена на расширенном научном семинаре кафедры «Автомобили и металлообрабатывающее оборудование» с привлечением ведущих специалистов кафедр «Машины и технология обработки металлов давлением», «Аппаратостроение» Ижевского государственного технического университета.

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в печатных работах. Из них 25 статей в перечне журналов рекомендуемых ВАК России, 8 авторских свидетельств и 5 патентов.

Личный вклад автора. Формирование общей идеи, постановка научной проблемы, способы решения, основные научные результаты полностью принадлежат автору. Реализация результатов и экспериментальные исследования выполнены на предприятии «Средства охраны труда». Разработки награждены серебряной медалью на международном салоне изобретений «Архимед – 2010» г. Москва.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, выводов, заключения, списка использованных литературных источников из 275 наименований. Работа включает в себя 297 страниц текста, в том числе 133 рисунка, 11 таблиц и приложения.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы шумов и вибраций в кузнечно-прессовом машиностроении, сформулированы цель и задачи работы, научная новизна и практическая значимость полученных результатов, представлена структура диссертации и основные научные положения, выносимые на защиту.

В первой главе рассмотрено состояние и перспективы разработки конструкций снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Выполнен анализ технических решений по снижению шумов и вибраций КПМ отечественного и зарубежного производства, обзор направлений защиты от шумов и вибраций, генерируемых кузнечно-прессовыми машинами и агрегатами. Выделены основные источники шумов и вибраций в среде кузнечно-прессового оборудования, приведена классификация методов и средств снижения шумов и вибраций в кузнечно-прессовых цехах, выполнен анализ тенденций и перспектив их развития, что позволило сформулировать цель и задачи диссертационной работы.

От состояния КПМ, как заготовительного оборудования, зависит уровень, качество, эксплуатационные характеристики всех объектов техники и машиностроения, включая ответственные – авиационные, оборонные, ракетно-космические, энергетические, транспортные и др. Доля КПМ в парке металлообрабатывающего оборудования России составляет 19%, в США – 24%, в Германии – 21%, в Италии – 30%.

С вопросами защиты от шума сегодня приходится сталкиваться многим отраслям промышленности, транспорта, строительства и энергетики. Важный вклад, в разработку вопросов борьбы с шумами различных направлений, внесли отечественные ученые С.П. Алексеев, А.И. Белов, Ф.Е. Григорьян, В.И. Заборов, Б.М. Злобинский, И.И. Клюкин, Л.Ф. Лагунов, А.Г.

Мунин, Г.Л. Осипов, Г.А. Хорошев, Е.Я. Юдин, а также ряд зарубежных ученых: М.Е. Голдстейн, Гю Лэмб, М. Лайтхил, Ф. Мехель, Е.А. Мюллер, У.

Скучик, М. Хекл, Р. Хиклинг.

Машины и агрегаты кузнечно-прессового машиностроения, имеют уровни шумовой нагрузки, значительно превышающие допустимые нормы.

Наиболее представительными и неблагополучными по виброакустическим показателям являются многочисленные кузнечно-прессовые машины и связанные с ними агрегаты и механизмы.

При работе КПМ возникают импульсные механический и аэродинамический шумы. Источниками механического шума являются встречные взаимодействия поверхностей базовых деталей кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Источники аэродинамического шума КПМ – многочисленные импульсные системы пневмоприводов. Аэродинамические шумы в КПМ возникают при импульсном выпуске энергоносителя в атмосферу энергоносителя при включении муфты или тормоза системой управления оборудованием, а также при технологическом сдуве готовых изделий или окалины с заготовок, смазки штампов, при работе приводов средств механизации и автоматизации.

Для снижения аэродинамических шумов КПМ используются многочисленные разнообразные конструкции глушителей. Достаточно высокая акустическая эффективность металлокерамических глушителей сочетается с рядом недостатков, среди которых малая прочность и низкие эксплуатационные качества, что связано с относительно быстрым засорением пористых каналов металлокерамического элемента, вследствие наличия в энергоносителе конденсата, аэрозолей масла, продуктов коррозии. При этом увеличивается гидравлическое сопротивление и возрастает противодавление в акустическом тракте глушителя, что способствует отказам в работе пневмоклапанов или разрушению металлокерамического элемента глушителя.

Опыт эксплуатации пневмоагрегатов систем управления КПМ на ведущих заводах ГАЗ, ЗИЛ, КАМАЗ, ИЖМАШ, ИЖСТАЛЬ, УАЗ показал, что: глушители с металлокерамическим акустическим элементом не эффективны при эксплуатации из – за быстрого (2-3 месяца) закупоривания, вызывая разрушение акустического элемента, что требует частой замены глушителя. Аналогично низкие эксплуатационные качества у сходных конструкций глушителей фирм ROSS(США), DORTMUT, HERION(Германия).

Замена металлокерамики на сетку не оправдала себя и это не изменило величину малого ресурса эффективной работы глушителя.

Существующие конструкции реактивных глушителей шума КПМ, в том числе многочисленные глушителей шума двигателей внутреннего сгорания имеют высокое гидравлическое сопротивление при больших расходах до 2000 л/с, что способствует возрастанию противодавления в камере заглушения и негативно сказывается на работе пневмоаппаратуры.

Защита от вибраций на производстве представляет собой комплексную проблему, решение которой для большинства КПМ в настоящее время реализуется по направлению снижения виброактивности источника и регулирование виброактивности КШМ.

Исследования методов виброизоляции КШМ проводились со средины 60-х годов как в нашей стране, так и за рубежом. В разработке теоретических основ и практических исследованиях по виброизоляции оборудования ударного действия принимали участие Е.А. Азрилянт, Д.Д. Баркан, О.Г.

Власов, Ф.М. Гитман, Г.Я. Зайденберг, В.А. Ильичев, М.С. Коган, В.П. Кошелев, О.И. Курдюмов, А.Ф. Нистратов, Р.И. Рей, Е.И. Ривин, О.А. Савинов, А.И. Храмой, В.Ф. Щеглов, А.А. Chamouard, K. Gunter, H.W. Koch, R. Jarausch, D.B. O’Neill и др.

Широкое распространение получил метод фундаментной виброизоляции молотов путем установки их на промежуточный инерционный блок, который размещен на виброизоляторах, включающих блоки винтовых пружин и пакеты резиновых амортизаторов. Разработку таких конструкций вели институты – ЭНИКМАШ, ВНИИМЕТМАШ, ЦНИИСК им.

В.Кучеренко, ЦНИИПромзданий, Фундаментпроект и др. Эксплуатация данных установок свидетельствует о том, что при их использовании возможно снижение величины вибраций. Однако они имеют недостаточную стойкость амортизаторов и стоимость этих устройств в 2,5 – 9 раз превышает стоимость обычного фундамента.

Наибольшее распространение в России и за рубежом получил метод подшаботной виброизоляции молотов, когда амортизаторы устанавливаются непосредственно под шабот молота в подвесном и опорном вариантах. В качестве амортизаторов используются: различные комбинированные резино-пружинные, пружинно-гидравлические, гофрированные металлические листы и многолистовые рессоры. Использование пружинно-гидравлических амортизаторов достаточно дорого, трудоемко, т.к. амортизаторы заполняют все подшаботное пространство и не нашло широкого применения. При использовании резино-пружинных амортизаторов присутствует статическая осадка резиновых и пружинных элементов, что увеличивает жесткость амортизаторов, уменьшая эффект виброизоляции, а также имеет место недостаток площади шабота для размещения необходимого числа амортизаторов. Гофрированные листы не обеспечивают необходимой частотной настройки виброизолирующей системы и пригодны лишь для замены дубовой подушки в приямке фундамента. Рессорные амортизаторы также находят применение при виброизоляции кузнечных машин, однако в ряде случаев наблюдаются частые поломки рессор.

В настоящее время отсутствуют системные научные исследования виброизолирующих установок ковочных молотов из-за крайней ограниченной работоспособности существующих установок, а также системные научные исследованиях по виброизоляции КШМ квазистатического действия.

Известны отдельные случаи использования пружинно-гидравлических амортизаторов, однако из-за их высокой стоимости распространения эти конструкции не получили. Накоплен достаточный опыт установки КШМ квазистатического действия на виброизолирующие опоры ОВ – 30, ОВ – без специального основания. Данные виброопоры не обеспечивают виброизоляцию машины с частотами 6 – 8 Гц. Наблюдаются резонансные явления с элементами конструкции зданий, что не позволяет размещать данные машины на межэтажных перекрытиях без использования фундамента.





Резюмируя, следует отметить, что до настоящего времени не достаточно эффективно работающих, научно обоснованных системных методов виброакустической защиты КПМ и агрегатов. В связи с этим, их разработка весьма необходимая и актуальная задача, решение которой является основой диссертации автора.

В работах по расчету подшаботной виброизоляции. используется одномассовая расчетная схема. Расчет по одномассовой схеме значительно занижает значения, не отвечает характеру колебаний фундамента, не учитывает высокочастотную составляющую колебаний фундамента. При этом не учитываются требования санитарных норм в качестве целевого критерия, а кроме того, не принимается во внимание величина допускаемых напряжений, действующих на амортизаторы, что предопределяет их перегрузку, приводит к преждевременному разрушению амортизаторов.

Существующие методы расчета глушителей и их математическое моделирование, как правило, проводится в рамках линейной теории акустики.

Данная методика расчета не позволяет оценить параметры гидравлического сопротивления акустического элемента, а также определить трансформацию потока газа при истечении по акустическому тракту глушителя по времени, что не позволяет управлять свойствами потока газа и соответственно регулировать аэродинамический шум.

Таким образом, существующие методы расчета систем защиты от шума и вибраций КПМ не обеспечивают конструкциям необходимых условий эксплуатации. Инженерные методики расчета данных систем, на основе которых возможно проектировать долговечные и эффективные конструкции требуют своего уточнения.

Вторая глава посвящена разработке систем защиты от шума в КПМ, агрегатах и пневмомеханизмах. Показано, что использование газодинамического расчета при разработке новых конструкций камерных щелевых глу шителей позволяет существенно снизить шум пневмоагрегатов систем управления всей гаммы прессового оборудования. Выполнено моделирование и разработка конструкций газовых сопел, которые обеспечивают снижение шума вспомогательных пневмомеханизмов КПМ. Проведено моделирование и разработка системы шумозаглушения элементами штамповой оснастки, снижающей шум кузнечных машин.

Исходя из современных требований к глушителям шума КПМ, а именно эффективное снижение шума и продолжительная работа без обслуживания, рассматривая постановку задач проектирования систем защиты от шума в КПМ, следует выполнить газодинамические расчеты газовых потоков акустических трактов пневмоагрегатов и пневмомеханизмов КПМ.

Традиционная методика расчета камерных глушителей не может обеспечить параметры управления трансформацией газового потока глушителя во времени, что не позволяет корректировать соответствующие характеристики глушителя.

Для оценки трансформации газового потока предлагается использовать газодинамический расчет акустического тракта конструкции. Наиболее приемлемая схема глушителя в виде двухкамерной реактивной конструкции. Математическая модель акустического тракта пневмоагрегата с глушителем представляется в виде последовательно связанных друг с другом и с пневмораспределителем камер расширения. Для упрощения расчета приняты ряд допущений, характеризующих реальное истечение энергоносителя.

В качестве основы для расчета изменения давления в камерах глушителя по времени используем выражения закона сохранения энергии, закона сохранения вещества, уравнения состояния газов.

Объемы камер глушителя постоянны, поэтому dVi / dt = 0. Секундный приход (расход) энергоносителя определяется как Gсекi = i Si Ui (1) Для расчетов выбирались отношения площадей F2 / S1> 4; F3 / S1> 4, при этом отношение S2 / S1; S3 / S1 выбирались в диапазоне 0,8 – 2,0. Начальное абсолютное давление в ресивере 0,7 МПа.

Для определения плотности i и скорости истечения газа Ui через отношение давлений pi / p(i-1), используем следующие известные зависимости:

2k pi k-1 pi k k Ui RT0(1 ( )), гi =г0 (2а, б) k-1 p(i-1) pi-Коэффициент сжатия струи определяется выражением p0 pа pа K=( ) (1+k M02- )/(1+k Mн2- ), (3) pн p0 pн где p0 – давление потока в ресивере; pн – давление потока в наименьшем сечении струи; pа – давление на выходе из ресивера;M0 - число Маха потока в ресивере; Mн – число Маха потока, в сечении струи.

Исходную систему уравнений, для газодинамического расчета двухкамерного глушителя шума возможно представить в виде:

dp1 kRT( ) (Kпр1 Gсекпр1 K Gсекрас1) расdt VdmKпр1 Gсекпр1 K Gсекрасрасdt dp2 kRT( ) (Kпр2 Gсекпр2 K Gсекрас2) расdt V(4) dmKпр2 Gсекпр2 K Gсекрасрасdt dp3 kRT( ) (Kпр3 Gсекпр3 K Gсекрас3) расdt VdmKпр3 Gсекпр3 K Gсекрасрасdt Параметрический анализ системы (4) проводился для определения соотношения площадей щелевой перфорации камер глушителя от площади входного отверстия глушителя. Результаты расчета изменения давления в камерах глушителя (рисунок 1) показывают, что с изменением параметров площадей щелевой перфорации, максимальное давление в первой камере глушителя уменьшается от 0,55 до 0,25 МПа, во второй – от 0,35 до 0,МПа.

0.0.0.0.0.8 1 1.2 1.4 1.S2/S P МПа Рисунок 1 - Изменение давления в камерах глушителя от площадей щелевой перфорации боковой поверхности камер и прохода в глушитель: 1,2,3,– давление в первой камере при S3/S2 = 0.8; 1.0; 1.2; 1.8; 5,6,7,8 – давление во второй камере при S3/S2 аналогично 9 – величина критического давления Математический анализ системы уравнений (4) проводился численным методом Рунге-Кутта в среде Matlab 7. Истечение энергоносителя из глушителя происходит, приблизительно, за 1,4 – 1,6с, что указывает на правильность предположения об адиабатическом течении энергоносителя в глушителе.

Расчеты показывают, что при определенном соотношении площадей щелевой перфорации камер, возможно получить абсолютное давление во второй камере при опорожнении глушителя ниже, чем 0,189 МПа, что обеспечивает до звуковую скорость потока при истечении струи из глушителя и уменьшение аэродинамического шума.

Для уточнения теоретических результатов, проведены экспериментальные исследования, позволяющие определить коэффициент сужения струи и параметры щелевой перфорации камер глушителя.

Для обеспечения снижения шума, суммарную площадь решеток щелевой перфорации, расположенных на боковой поверхности обечайки первой камеры глушителя S2, рекомендуется выбирать в диапазоне (0,8 – 1,4)S1.

Суммарную площадь решеток щелевой перфорации, расположенных на боковой поверхности обечайки второй камеры глушителя S3, рекомендуется выбирать в диапазоне (1,0 – 1,7)S2.

В КПМ традиционно присутствуют вспомогательные механизмы для сдувки окалины со штампов, для удаления деталей при листовой штамповке и для технологической смазки. Все эти механизмы объединяет управление струей сжатого воздуха при выполнении своего технологического назначения, при этом генерируется импульсный аэродинамический шум, превышающий допустимые нормы. Для исследования параметров газового сопла необходимо выполнить газодинамический расчет акустического тракта данного устройства. Схему акустического тракта сопла пневмомеханизма возможно представить в виде ресивера – аналога полости пневмораспределителя, связанного с входным каналом, расширительной камерой и выходным каналом сопла.

В качестве исходной системы уравнений для расчета процесса изменения давления по времени в каналах сопла используем аналитические выражения, аналогичные вышеуказанным. Выражения, составляющие исследуемую систему уравнений, аналогичны вышеуказанным. Для расчетов конструкции сопла определили отношение площадей F2/S1 2, отношение S2/S1 выбира лось в диапазоне 0.1 - 1. Начальное абсолютное давление в ресивере 0,МПа. Величина сжатия газовой струи определяется коэффициентом K из вышеуказанного уравнения механики. Истечение энергоносителя из ресивера и сопла пневмомеханизма происходит периодически за 0,6 – 0,8с, что подтверждает адиабатическое истечение потока сопла.

dp1 kRT( ) (Kпр1 Gсекпр1 K Gсекрас1) расdt VdmKпр1 Gсекпр1 Kрас1 Gсекрасdt (5) dp2 kRT( ) (Kпр2 Gсекпр2 Kрас2 Gсекрас2) dt VdmKпр2 Gсекпр2 K Gсекрасрасdt Параметрический анализ системы (5) проводился для определения площади выходного канала сопла в зависимости от площади входа. Результаты расчета приведены на рисунке 2. Расчеты показывают, что при определенном соотношении площадей перфорации выходного канала, возможно получить абсолютное давление на выходе из канала при опорожнении сопла ниже, чем 0,189 МПа, что определяет уменьшение аэродинамического шума. Снижение шума газовой струи возможно при дроблении ее на мелкие струйки.. Конструкция реализуется в виде пневматического насадка, представляющего собой входной канал, камеру расширения и ряд выходных каналов, которые разделяют струю на мелкие струйки 0. 0.0.0.1 1.2 1.4 1.6 1.F2/SРисунок 2 - Изменение давления в камере сопла от отношения F2/S1 площади расширительной камеры к площади входа сопла и отношения S2/S P МПа сечений каналов: 1,2,3 – 0,1; 0,5; 1 соответственно; 4 – величина критического давления Сопло представлено в виде следующей схемы (рисунок 3).

Рисунок 3 - Схема конструкции газового сопла Конструкция реализуется в виде пневматического насадка, представляющего собой входной канал, камеру расширения и ряд выходных каналов, которые разделяют струю на мелкие струйки. Штамповочный молот традиционно является источником импульсного шума с максимальным уровнем 120-140 дБА. Исследования показали, что в структуре шумов на данном оборудовании выявлен дополнительный источник генерации аэродинамического шума от схлопывания штампов. Максимальные значения уровня шума на молоте возникают раньше, чем произошло смыкание штампов при «жестких» ударах. Таким образом, штамповая оснастка является дополнительным источником генерации шума молотом.

Для теоретических исследований используем уравнение из закона сохранения энергии, приведенного к следующему виду dp Gc p dW - kRT - k, (6) dt W W dt где p – давление воздуха в межштамповом объеме; T – температура воздуха в пространстве между штампами; W – текущий объем межштампового пространства; Gс – суммарный секундный расход воздуха, из межштампового пространства; k – показатель адиабаты; R – газовая постоянная.

Уравнение решалось численным методом Рунге-Кутта в среде Matlab 7. Расчеты показывают, что давление в межштамповом объеме, по сравнению с давлением окружающей среды, увеличивается, начиная с расстояния между штампами H = 0,020-0,024 м для штампа размерами 0,360,36 м.

К моменту смыкания скорость воздуха, истекающего из межштампового объема, увеличивается, достигая скорости звука wа = а, т.е. числа Маха Ма = 1 обеспечивает повышение уровня шума. Cтруя воздуха, вытекающая с большими звуковыми скоростями из межштампового объема, создает вокруг молота акустическое поле, которое генерирует кратковременный аэродинамический шум с интенсивностью более 140 дБА, обеспечивая болевые ощущения.

Для проектирования шумоглушащих устройств, определин необходимый объем канавок Wп и высоту H1 перекрытия экраном плоскости разъема штампов. Показаны направления для снижения данного шума: 1) Нанесение канавок на свободной поверхности гравюры штампов; 2) Установка наклонного акустического экрана, вблизи линии разъема штампов, ограничивает распространение звуковых колебаний струи от молота в окружающее пространство.

Форма, размеры и расположение канавок определяются конструкцией и прочностными характеристиками штампа. Канавки могут располагаться на поверхности зеркала штампа, свободной от гравюры, как по периметру, так и радиально. Применение этой конструкции шумоглушащего устройства снижает шум. Реализуя дополнительное профилирование поверхности штампов, возможно, снизить скорость истечения воздушной струи при соударении штампов молота. Установка акустического экрана под определенным углом перед зоной смыкания штампов, позволяет дополнительно уменьшить шум КШМ.

В третьей главе выполнено математическое моделирование и разработка систем защиты от вибраций установок кузнечно-прессовых машин ударного и квазистатического действия. Показано, что при использовании систем амортизаторов в основании КШМ удается снизить виброактивность всей гаммы штамповочных, ковочных и пневматических ковочных молотов, а также прессового оборудования до допускаемых значений.

Среди известных типов динамических моделей для решения задач виброзащиты КПМ во временной области следует выбрать вариант модели с сосредоточенными параметрами. В этом случае машина представляется как соединение дискретных структурных элементов.

Штамповочные молоты распространены в среде кузнечных машин..

Модельный ряд штамповочных молотов представляет большое разнообразие конструкций, определяемых изменением массы падающих частей от 1т до 25т. Скорость движения бабы достигает 6-9 м/с, что определяет высокие параметры виброактивности фундамента.

С учетом качественного анализа предлагается виброизолирующую установку штамповочного молота с монолитным шаботом представить в виде многомассовой расчетной схемы. Смещение каждого из тел от положения равновесия будут полностью определяться системой уравнений движения в любой момент времени. В качестве амортизаторов шабота будем использовать многолистовые рессоры.

С учетом принятых допущений, исходную систему уравнений возможно представить в виде 3-х массовой схемы.

d2Xб mб = -Kп (Xб -Xш );

dtd2Xш dXш dXф (7) m = K (Xб -X )- K (X -Xф) - Сш ( - );

ш ш ш ш dt2 п dt dt d2Xф dXф dXш dXф mф = Kш (Xш Xф) Сш ( ) KфXф - Cф dt2 dt dt dt где mб, mш, mф – массы бабы, шабота молота и фундамента; Kп, Kш, Kф – жесткость поковки, жесткость прокладки под шаботом, жесткость фундамента; Cш, Cф – коэффициенты внутреннего трения шабота, фундамента; Xб, Xш, Xф – перемещения бабы, шабота, фундамента.

Для оценки влияния жесткости поковки и подшаботной прокладки на вибропараметры шабота и фундамента, колебательную систему представим в виде трех масс: падающие части – шабот – фундамент. Параметрический анализ проводился для 5т штамповочного молота. После отскока бабы молота от шабота 3–х массовая система распадется. Шабот с фундаментом на упругих прокладках будут совершать колебания как 2 – х массовая система с начальными параметрами в момент времени t1. Перемещения составляющих систему масс бабы, шабота, фундамента от положения равновесия будут определять кинематику деталей.

Системы дифференциальных уравнений решались численным методом Рунге-Кутта в среде Mathcad. Виброперемещение шабота молота с уменьшением жесткости подшаботной прокладки увеличивается и при существующих амортизаторах составит (1 – 1,5)10-2 м (рисунок 4) 0.2 Рисунок 4 - Зависимость виброперемещения шабота молота от жесткости подшаботной прокладки по времени: 1 – виброизолированный; 2 – же0.стко установленный 0. При переводе молота на уп0 0.1 0.ругое основание уменьшается собственная частота колебаt, с X в * Е -02, м X ж * Е -02, м ний машины, соответственно изменяется виброскорость шабота молота. При «жестких» ударах машины начальная скорость шабота практически не зависит от жесткости основания. Максимальная виброскорость фундамента в большей степени зависит от жесткости подшаботной прокладки, а жесткость поковки оказывает влияние на нее при «жестких» ударах.

Начальная скорость фундамента при «жестких» ударах, практически, равна нулю, что связано с коротким временем удара, за которое фундамент не успевает приобрести начальную скорость от кратковременной импульсной нагрузки.

Расчеты показали, что раскрытие стыков между шаботом и стойками станины зависит от жесткости амортизаторов связи, если только усилие предварительного поджатия этих амортизаторов менее значения Рпр = 8кН. При большей величине усилия предварительного сжатия амортизаторов связи их жесткость уже практически не оказывает влияния на раскрытие стыков. Величина раскрытия стыков, при этом, составит менее 1 мм.

Решение задачи для 3-х массовой системы рассматривалось до момента времени пока раскрытие стыков стоек станины 5т молота не становилось менее 1 мм. С этого момента времени задача решается для 2-х массовой системы шабот – фундамент.

Тогда уравнения движения для анализа системы станина молота – шабот – фундамент представим в виде d2Xст mст Gст К (X Xст ) + Р ;

пр ш пр dt (8) d2Xш dXш dXф m K (X Xст ) Р -К (X Xф) Сш ( ) ш пр ш ш dt2 пр ш dt dt d2Xф dXф dXш dXф mф К (X Xф) Сш ( ) Kф Xф Сф dt2 ш ш dt dt dt Результаты расчетов представлены графически (рисунок 5), из которых следует, что раскрытие стыков между стойками и шаботом молота практически не оказывает влияния 0.как на максимальное перемещение шабота и фундамента из-за соотношения их масс.

Рисунок 5 - Перемещение фундамента молота по времени: 2-масс. систе0.ма – 1 – без демпфирования; 2,3 – с демпфированием; 4 – 3-масс. система 0.с демпфированием 0 0.1 0. t с X ф 10-3, м Особенно близки результаты расчетов графики (3, 4), для 3-х и 2-х массовой системы шабот со стойками – фундамент расхождение значений перемещений шабота и фундамента составляет 8 %.

Для согласования теоретических и экспериментальных результатов, проведены сравнения для 5т штамповочного молота. Как следует из этих результатов сравнения, максимумы виброперемещений фундамента, отличаются от экспериментальных, при величине Dф=0,16, не более чем на 6% от средних величин этих параметров и зависят от парциальных частот колебаний шабота и фундамента. При величине демпфирования амортизаторов более 0,5 не наблюдается изменения виброхарактеристик шабота и фундамента. Таким образом, следует ограничить демпфирование амортизаторов величиной до 0,5.

Максимальные перемещения фундамента увеличиваются значительно от 0,0002 до 0,0015 м при увеличении жесткости подшаботной прокладки и жесткости грунта (рисунок 6).

0.Рисунок 6 - Зависимость перемещения фундамента по времени от 0.жесткости подшаботной проклад2 ки: Xф – 1,2,3,4; при Кш = (160,120, 80,40)103 кН/м соответственно 0.На основании проведенных исследований выявлено, что для 0.инженерного определения характе0 0.1 0.ристик виброактивности молота исходная многомассовая колебаt с тельная система может быть заменена двухмассовой системой шабот – фундамент без учета демпфирования в упругих элементах. Расхождение теоретических значений виброхарактеристик системы шабот – фундамент с экспериментальными данными в этом случае составляет не более 10-12 %. Для снижения уровня виброскорости фундамента необходимо уменьшить жесткость подшаботной прокладки в – 100 раз, заменив применяемую на практике, древесную подушку на вибропрокладку со специальными амортизаторами.

Ковочные молоты составляют свою многочисленную группу оборудования. Модельный ряд ковочных молотов определяется массой падающих частей машины от 50 кг до 5-8 т. Скорость движения бабы молота достигает 6 - 9 м/с. Соотношение массы бабы молота к массе шабота составляет 1: 15, что при данных скоростях движения бабы предопределяет высокую виброактивность фундамента молота.

X ф 10-м Для обеспечения работоспособности машины, по предложению автора следует конструктивно связать стойки и шабот молота, используя дополнительную раму. Для сопряжения отдельных частей конструкции используются амортизаторы связи. Ковочный молот размещается на опорной раме, установленной на амортизаторах в приямке фундамента. Основные детали конструкции связаны посредством шпилек с амортизаторами связи.

Расчетную схему модели ковочного молота на виброизолирующих опорах можно представить в виде системы молот – проставки - шабот – рама. – фундамент - грунт Модель содержит 5 дискретно сосредоточенных масс, связанных посредством линейно-упругих невесомых пружин, определяемых уравнениями движения.

Расчет для 5т ковочного молота выполнен в среде Matlab 7, виброперемещения движений шабота молота представлены на рисунке 7.

----------0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.t c Рисунок 7 - Виброперемещения шабота, рамы и стоек ковочного молота по времени: 1 – шабот; 2 – рама; 3 – молот Сравнение расчетных виброперемещений шабота молота с аналогичными экспериментальными параметрами реальной виброустановки 5т ковочного молота показало наличие погрешности 16% в сторону уменьшения экспериментальных значений.

X 10-3 м Расчеты показали, что ускорения базовых деталей молота, установленного на рессорную виброизоляцию, в 3 раза больше ускорений аналогичного виброизолированного молота, установленного на бетонном, инерционном блоке за счет разности инерционных масс. Соответственное соотношение распределения нагрузок приходится и на базовые детали молота, при этом ускорения стоек молота линейно увеличиваются, а ускорения рамы молота не изменяются при повышении усилия предварительного сжатия амортизаторов связи.

Расчеты определили влияние жесткости подшаботной прокладки на ускорения базовых деталей (рисунок 8). В целом при увеличении ее жесткости коэффициент перегрузки растет и для рамы и для молота. Ускорение рамы растет по закону близкому к линейному. Для молота зависимость носит более сложный характер. При уменьшении жесткости подшаботной прокладки ниже определенной величины, коэффициент перегрузки плавно уменьшается.

Рисунок 8 - Ускорения деталей мо60 лота от жесткости подшаботной прокладки: 1 - n2 рама; 2 - n3 молот 40 В среде штамповочных машин квазистатического действия многочис20 ленную группу составляет прессовое оборудование. Данные машины 0 в зависимости от вида установки 0 10 неоднозначно проявляют свою виброактивность. Уровень вибраций, C1 МН/м особенно при выполнении операций вырубки и пробивки толстолистовых материалов, нередко превышает нормируемый, регламентируемый допускаемыми значениями.

В инженерных расчетах массы составных базовых деталей объединяют. Сумма замещающих масс равна обобщенной массе. Таким образом, виброизолирующую установку штамповочной машины квазистатического действия можно представить в виде 3 – х массовой расчетной схемы в системе ползун – станина пресса - фундамент. Смещение каждого из тел от положения равновесия будут полностью определяться системой уравнений движения. При составлении расчетной схемы приняты допущения аналогичные вышеуказанным. Составляющие элементы системы, следует представить в виде массовых, упругих и диссипативных сил, состав которых аналогичен вышеуказанным. Характер изменения нагрузки на пуансоне при выполнении разделительной операции следует задать при использовании nnединичной ступенчатой функции Хевисайда, тогда усилие разделительной операции представим в виде P Р Ф(t1 t) Sin( t) (9) пр н tгде Рн – расчетное усилие пресса; Ф – ступенчатая, единичная функция Хевисайда; t1 – время деформирования металла заготовки при разделительной операции; t – текущее время работы пресса.

Для параметрического анализа виброактивности фундамента пресса используем пневматические амортизаторы мембранного типа, как наиболее низкочастотные и листоштамповочный пресс усилием 630 кН, модели КИ 2128. При установке пресса на упругое основание уменьшается парциальная частота колебаний конструкции с 8 Гц до 2– 3 Гц. Виброизолирующее основание изменяет кинематику и величину максимальных значений вибропараметров фундамента. Расчетная система уравнений имеет вид:

d2xп dxп dxc р m =-kз(x -xс)-сз( - )+P Ф(t1-t) sin( t) п п н dt2 dt dt td2xc dxп dxc dxс dxф mс =kз(x -xс)+сз( - )-kс(xс-xф)-сс( - ) п dt2 dt dt dt dt d2xф dxф dxс dxф mф =kс(xс-xф)+сс( - )-kфxф-сф dt2 dt dt dt (10) Расчеты выполнены в среде Mathcad 14. Система уравнений решалась методом Рунге – Кутта. Из расчетов следует, что величина жесткости основания пресса оказывает значительное влияние на кинематику послеударного колебательного движения станины пресса. При жесткой установке пресса генерируются повышенные уровни виброхарактеристик фундамента и, соответственно, негативное воздействие на персонал и сооружения.

Изменение жесткости заготовки незначительно варьирует виброхарактеристики фундамента пресса, при этом уменьшается виброперемещение фундамента и несколько увеличивается виброскорость до 0,008 м/с.

Исследование зависимости виброхарактеристик фундамента пресса от жесткости амортизаторов упругого основания машины показало, что при использовании виброизоляции виброперемещение и виброскорость фундамента уменьшаются до неощутимых значений соответственно (рисунок 9).

Рисунок 9 - Зависи4 мость виброхаракте2 10 0.ристик фундамента 0.пресса от жесткости 1.5 основания машины: 0.– виброперемещение;

1 0.2 – виброскорость.

5 0.0.1 10 1 1lg kпр н/м При увеличении коэффициента демпфирования заготовки незначительно уменьшается виброактивность машины.

При рабочем ходе станина пресса всплывает и опирается на пневматические амортизаторы мембранного типа (рисунок 10), связанные между собой и с магистралью сжатого воздуха. В период простоя станина опускается на жесткие опоры.

Рисунок 10 - Пневматический амортизатор для виброизоляции пресса: 1 – корпус; 2 – эластичная диафрагма; 3 - плунжер Увеличение демпфирования амортизаторов упругого основания пресса вызывает малое увеличение виброперемещения фундамента и незначительное повышение его виброскорости. В результате расчетов можно отметить, что при переводе пресса на упругое основание перемещение фундамента уменьшается с 1,510-4 до 110-5м. Более существенно снижается виброскорость фундамента, уменьшение которой составит с 0,08 до 0,004 м/с.

В четвертой главе представлены результаты экспериментальных исследований КПМ и механизмов, доказана адекватность используемых математи X ф м V ф м / с ческих моделей систем защиты от шумов и вибраций реальным процессам снижения уровня данных факторов для указанного оборудования.

При исследовании неустановившихся вибраций КПМ из-за влияния переходных процессов в индуктивных датчиках и интегрирующих усилителях вибростанций для анализа затруднительно применение распространенной существующей виброизмерительной аппаратуры. Для исключения искажений необходима особая калибровка измерительной системы.

Виброактивность штамповочных молотов при переводе на упругое основание существенно снижается и приходит в соответствие с допускаемыми значениями (рисунок.11), при этом расхождение с расчетными данными не превышает 10 – 12%.

Эксперименты по оценке к.п.д. удара проводились на 5т штамповочном и ковочном молотах, установленных на различных по жесткости основаниях. Полученные результаты позволяют утверждать, что на виброизолирующих установках штамповочных молотов возможность значительного уменьшения жесткости установки машины не влияет на процесс штамповки.

Рисунок 11 - Виброскорость фундамента 5т штамповочного молота на упругом 2 основании: 1 – экспериментальные значения; 2 – расчет Тем самым обеспечивается приемлемость использования метода подшаботной виброизоляции для всей гаммы штамповочных молотов. Аналогичные 0 0.1 0.2 0.3 0.эксперименты выполнены на 5т ковочном молоте. Сравнивали виброустановt c ки ковочного молота на инерционном фундаментном блоке, и установку с подшаботной виброизоляцией.

Эксперименты по оценке к.п.д. удара проводились на 5т штамповочном и ковочном молотах, установленных на различных по жесткости упругих основаниях. Полученные результаты позволяют утверждать, что на виброизолирующих установках штамповочных молотов возможность значительного уменьшения жесткости установки машины не влияет на процесс штамповки. Эксперименты, показали, что при очень коротких (жестких) ударах все схемы виброизоляции обеспечивают примерно равный к.п.д.

Виброактивность ковочных молотов при переводе на предлагаемое упругое основание снижается и приходит в соответствие с допускаемыми значениями (рисунок12) при этом расхождение с расчетными данными не превышает 12 – 15%.

V ф 10-м / с Рисунок 12 - Виброскорость фундамента 3 т ковочного молота на упругом основании; 1 – эксперимент; 2 - расчет.

Эксперименты на виброизолирующих установках квазистатических машин показали возможность значительного уменьшения жесткости установки маши0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.ны без влияния на процесс штамповки.

Виброактивность прессов при перевоt c де на упругое основание существенно снижается и приходит в соответствие с допускаемыми значениями (рисунок 13) при этом расхождение с расчетными данными не превышает 15 – 18%.

Рисунок 13 - Виброскорость фундамента 100т пресса на амортизаторах: 1 – расчет; 2 – эксперимент Тем самым подтверждается приемлемость использования метода установки 1 и для прессового оборудования на упругое основание.

Таким образом, экспериментально 0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.подтверждена возможность значительного уменьшения жесткости установки t c КПМ без влияния на процесс штамповки. Тем самым доказана приемлемость использования метода виброизоляции для всей гаммы КПМ. Величина несоответствия максимальных значений расчетных и экспериментальных данных достигает 18%.

Цель экспериментальных исследований глушителей - уточнение параметров, которые выбраны на основании теоретических расчетов, для снижения импульсного шума и длительной эксплуатации без обслуживания.

В результате выбрана конструкция двухкамерного глушителя со щелевой перфорацией на боковой поверхности камер. Экспериментальные исследования показали, что результаты теоретических расчетов изменения давления в камерах глушителя по времени истечения энергоносителя, удовлетворительно согласуются с экспериментальными данными. Проведена статистическая обработка результатов экспериментов с использованием уравнений математической статистики.

V ф 10-м / с V ф 10-м / с Получены уравнения регрессии математической модели зависимости уровня шума глушителя от соотношения площадей решеток щелевой перфорации обечаек:

L = 218.77 – 76.81(S2/S1) – 85.21(S3/S2) + 15.19(S2/S1)2 + 28.79(S2/S1)(S3/S2)+ 16.55(S3/S2)2; (11) Анализ результатов статистической обработки данных показал, что максимальное снижение уровня аэродинамического шума будет при отношении S2/S1 = 1.0, S3/S2 = 1.5, при этом, L = 18 – 25 дБ.

Зависимость уровня шума от отношения площадей прохода щелевой перфорации обечаек глушителя представлена на рисунке 14.

Рисунок 14 - Уровень шума от площади решеток перфорации обечаек глушителя Глушитель эффективно снижает шум на всех наиболее значимых частотных интервалах. При этом снижение шума, наблюдаемое в наиболее чувствительном для человека диапазоне частот 0,5 – 3 кГц, составляет 20 – 25 дБ для различных типов пневмораспределителей. Конструкция глушителя не требует обслуживания и не снижает эффективности работы более 15 лет.

Для оценки эффективности глушителя выполнен спектральный анализ уровня шума глушителя в сравнении со свободной струей (рисунок 15).

Рисунок 15 - Частотный спектр шума пневмораспределителя У7124А:

1 – без глушителя; 2 – с глушителем Кузнечные штамповочные молоты, являются источниками импульсных шумов. Как показали лабораторные и производственные исследования, наряду с механическим шумом генерируется аэродинамический шум и при этом при соударении штампов молота происходит наложение механического и аэродинамического шумов.

При моделировании шумообразования штампов установлено, что пик шума по времени возникает до момента полного смыкания плит т.е. относится к шуму истекающей струи, так как до этого не было механического контакта плит, и, соответственно, передачи им энергии удара. При изменении скорости смыкания плит от 2 до 4 м/с давление на краю плит при смыкании увеличивается от 0,2 до 1,5 МПа, при этом максимум аэродинамического шума увеличивается от 128 до 148 дБ.

Это связано с тем, что интенсивность аэродинамического шума струи с большими дозвуковыми и звуковыми скоростями зависит больше всего от скорости истечения струи в восьмой степени. При достижении в межштамповом пространстве величины давления р0 = 0,189 МПа устанавливается режим критического истечения газового потока, т.е. давление в выходном сечении будет зависеть только от давления в центре межштампового объема, а скорость в выходном сечении достигнет скорости звука. Поэтому с уменьшением зазора между плоскостями плит Н, начиная с 0,001 м и менее, резко увеличивается уровень шума.

Вышеуказанные результаты позволяют сделать вывод, что в кузнечных машинах ударного действия вместе с механическим шумом генерируется аэродинамический шум при импульсном смыкании штампов. Уровень данного шума весьма значителен и сравним с величиной механического шума, что требует дополнительных мероприятий по его снижению.

Газовые сопла как насадки используются в различных пневмомеханимах КШМ. В процессе исследований определялось влияние конструктивных параметров сопла на величину давления в расширительной камере и величину аэродинамического шума. Исходя из результатов расчетов гл.2 для экспериментальной проверки выбрано сопло Dу8 с относительной площадью прохода выпускных каналов Sпр = S2/S1 = 0,1 – 0,16 и величиной относительной площади расширительной камеры Sp = Dp/d1 = Эксперименты показывают, что удается существенно снизить шум насадка, а величина аэродинамического шума газовой струи в этом случае уменьшается до уровня допускаемых значений (рисунок 16) Рисунок 16 - Уровень шума сопла с разделением потока от давления энер100 гоносителя: 1 – сопло; 2 – отверстие без сопла Таким образом, удается разместить на выпускной поверхности сопла 16 отверстий с общей площадью 0,от S1 и диаметром 0,1 от d1.

0.1 0.2 0.3 0.4 0.Из экспериментов следует, что результаты теоретических расчетов p МПа изменения давления в камере сопла по времени истечения энергоносителя удовлетворительно согласуются с экспериментами. При выборе величины давления энергоносителя данное сопло обеспечивает малый уровень шума и пригодно для использования в различных пневмомеханизмах КШМ.

В пятой главе рассмотрены общие вопросы аналитического исследования механических систем кузнечно-штамповочных машин и представлены основные инженерные методики расчета устройств по снижению виброакустических воздействий данных машин: методики расчета виброизолирующих установок КПМ ударного и квазистатического действия; методика расчета глушителей шума пневмоагрегатов; методика расчета малошумных газовых сопел пневмомеханизмов. Разработанные методики базируются на математических моделях и экспериментальных исследованиях работы КПМ.

Lp дБА С учетом принятых обозначений, для исследуемых динамических систем, исходные системы уравнений имеют следующий вид m5X5(t)=-k50(X5-X6)-c50[X5(t)-X6(t)] m6X6(t)=k50(X5-X6)+c50[X5(t)-X6(t)]-k60(X6-X7) -c60[X6(t)-X7 (t)] m7X7 (t)=k60(X6-X7)+c60[X6(t)-X7(t)]-k70(X7 -X8) -c70[X7 (t)-X8(t)] m8X8(t)=k70(X7 -X8)+c70[X7 (t)-X8(t)]-k8X8-c8X8(t) (12) Для упрощения анализа, конструкцию молота возможно разбить на следующие элементарные системы: 4-х массовая, состоящая из трех частей составного шабота – фундамента; 3-х массовая система, из стоек станины – монолитного шабота (все части вместе) - фундамента; 2-х массовая система, состоящая из подцилиндровой плиты и стоек станины.

Для оценки особенностей поведения молота с составным шаботом проведено параметрическое исследование конструкции виброизолирующей установки тяжелого штамповочного молота с массой падающих частей 16т, выбранного для анализа.

Параметрический анализ для двух схем монтажа шабота,: жесткое на древесной подушке и виброизолированное на рессорах, выполнен в среде Mathcad 14 и позволил выявить особенности кинематики молота с составным шаботом в зависимости от изменения коэффициента контактной жесткости в стыках шабота и жесткости подшаботных амортизаторов.

Из расчетов следует, что ни при каком отношении жесткостей в стыках нельзя добиться того, что оба стыка будут закрыты одновременно. Эксперименты показали, что существующее открытие верхнего стыка 0,005 м, а нижнего менее 0,001 м.

При увеличении отношения жесткостей в стыках от 0,1 до 1,0 скорость нижней части шабота увеличивается от 0,32 до 0,46 м/с. Максимальные значения этих величин получаются при отношении жесткостей в стыках равного 0,33 виброхарактеристики фундамента при этом несколько уменьшаются, скорость фундамента на 5%, а перемещение на 4%.

Максимальное перемещение шабота мало зависит от отношения жесткостей в стыках, а от жесткости подшаботной прокладки влияние значительно. Если жесткость подшаботной прокладки увеличивается от 1501до 10000103 кН/м, то перемещение уменьшается от 210-2 до 110-3 м, что связано с деформацией самой прокладки, т.е. в 20 раз. Дальнейшее увеличение жесткости прокладки до 20000103 кН/м не приводит к снижению максимального перемещения шабота. Виброхарактеристики фундамента мало изменяются с изменением жесткостей в стыках. Увеличение жесткости прокладки под шаботом более 10000 кН/м не изменяет величину скорости и перемещения фундамента (ри5 сунок 17).

4 Рисунок 17 - Виброхарактери3 стики фундамента от жесткости 2 подшаботной прокладки: 1 – виброскорость; 2 – 1 виброперемеще- ние фунда0 мента 0 1 104 2 1Размещение необходимого числа рессор под шаботом тяКш 10+3 кН/м желого штамповочного молота затруднительно в виду ограничения его опорной площади даже в случае многоэтажной компоновки. Следует использовать дополнительные пневмоамортизаторы, размещенные под опорной поверхностью хомутов рессор.

Из расчетов следует, что максимальное перемещение фундамента, рассчитанное для 2-х массовой схемы, больше, чем рассчитанное для 4-х массовой схемы. Значение расхождения достигает значений до 20%. Результаты расчетов показали, что демпфирование в стыках не оказывает существенного влияния на вибропараметры шабота и фундамента.

Для сравнения, расчеты выполнены для 2-х массовой системы штамповочного молота с монолитным шаботом, масса которого равна сумме масс составного шабота. Система уравнений решалась при тех же исходных данных, что и 4-х массовая задача (рисунок 18). По результатам расчетов следует, что жесткость подшаботной прокладки существенно не оказывает влияния на объемы эжекционных потоков, поступающих в стыки. Соответственно, контактные поверхности стыков составного шабота, установленного на жесткую и упругие прокладки, работают в одинаковых условиях и установка молота на виброизоляцию не ухудшает условия эксплуатации стыков составного шабота.

X ф 10-м V ф 10-м / с Рисунок 18- Виброскорость фундамента молота по времени: 1 – эксперимент;

2,3,4 – расчет при отношении контактных жесткостей в стыках 0,55; 0,33; 0,соответственно; 5 – 2-х массовая модель, Кш = 257103 кН/м; Кф = 11000103 кН/м 0 0.1 0.Для ковочных молотов при обеспечении работоспособности конструкции t с виброизолирующей установки возникает необходимость использования связующей рамы, которая служит основанием установки молота на виброизолирующие опоры. Раму по характеру нагружения, размерам и форме, следует рассматривать как очень толстую плиту. Верхняя и нижняя поверхности, которой образованы стальными плитами, а внутренний объем заполнен ребрами жесткости, образующими в плане прямоугольную решетку не регулярной структуры. Сопряжение элементов выполнено сваркой.

Для обеспечения продолжительной эксплуатации рамы без разрушения необходим расчет ее напряженно-деформированного состояния. В настоящее время данный расчет возможно выполнить при использования суперэлементного варианта конечно-элементного метода перемещений. Расчетная схема рамы представляет собой набор соединенных между собой прямоугольных пластин, которые или параллельны друг другу или пересекаются под прямым углом. Показано, что сравнение расчетных величин напряжений удовлетворительно согласуются с экспериментальными данными.

Отклонения значений, с учетом принятых допущений при составлении расчетной схемы, составляют до 20-30 %..

Виброактивность КПМ имеет свои особенности определяемые особенностью динамики рабочего хода машины. Для всех конструктивных схем КПМ, как следует из гл.3, характерно представление в виде двух массовой системы шабот – амортизаторы – фундамент – грунт. При этом наблюдается наличие двух главных форм колебаний. В результате решения частотного уравнения установлено, что высшая частота колебаний данной системы 2, при существующей жесткости виброизолирующей прокладки, практически не отличается от парциальной частоты колебаний фундамента на грунте, а частота 1 – от частоты колебаний шабота.

Методику расчета виброизолирующих установок существующей гаммы штамповочных молотов возможно представить в следующей последовательности:

V ф 10-м / с 1. Определяем начальную скорость бабы молота, скорость и кинетическую энергию шабота 2Е Vб (1 ) mVшк Vб, Vш, Eш ш (13а,б,в) mш mб mб где Ек – энергия удара молота; mб – масса бабы молота; - коэффициент восстановления скорости при ударе; mш – масса шабота 2. Допускаемая стрела прогиба рессоры nbh2[ ] (14) 1,5CpL где n – число листов в рессоре; b, h – ширина и толщина одного листа;

-- предел выносливости материала рессоры; Ср – статическая жесткость рессоры; L – длина рессоры.

3. Расчетная жесткость подшаботных амортизаторов E Е (Е 2 Кдmмg) mмgKд Cш ш ш ш 2 (15) где Кд - динамический коэффициент увеличения жесткости рессоры в сравнении со статической жесткостью; mм – масса молота; g – ускорение свободного падения.

4. Статическая жесткость рессор, число рессор и статическая осадка молота ст Cш Cш mмg ст Cш, n, (16а,б,в) ст Кд Ср ст Cш где Ср – жесткость одной рессоры 5. Парциальная, динамическая частота колебаний молота, динамическое перемещение молота, условие отсутствия отскока рессор ст 1 Сш Кд V ш fш,, (17а,б,в) 2 mм д 2 fш д ст 6. Проверка прочности рессоры 1,5Cр ( )L ст д [ ] (18) nbh7. Проверка соответствия виброхарактеристик фундамента нормативным значениям д VшСш Vф [V ] (19) 3,3CzFф 8. Проверка затухания колебаний молота до следующего удара 1 t, t0, t t0 (20а,б,в) 2 fш N где N – число ударов молота.

Особенностью проектирования виброизолирующих установок тяжелых штамповочных молотов является конструктивная необходимость применения дополнительных амортизаторов.

Пневмоамортизаторы мембранного типа размещены параллельно рессорам. Методика расчета в этом случае имеет следующие особенности. Выражение для статической жесткости пневмоамортизатора мембранного типа представим в виде pSbг ст Cп (21) (bг W )где p – избыточное давление в корпусе амортизатора; S – эффективная площадь мембраны пневмоамортизатора; bг - начальная высота столба сжатого газа в амортизаторе; W – статическая осадка центральной части мембраны амортизатора.

Тогда динамическая жесткость пневмоамортизатора определяется по формуле p S bг д Cп, (22) bг bг Wд где = 1,3 – показатель процесса; Wд – динамический прогиб мембраны амортизатора, равный динамической осадке молота.

Статическая осадка и частота колебаний молота на амортизаторах имеют вид ст д nрСр Кд nпСп m g м fш (23) ст ст ст nрСр nпСп 2 m м Особенности расчета виброизолирующих установок ковочных молотов связаны с использованием дополнительной сварной рамы соединяющей стойки станины с шаботом молота.

Соответственно методика расчета может быть представлена в следующей последовательности:

1. Определяем аналогично скорость падающих частей ковочного молота, скорость и кинетическую энергию шабота с рамой молота, допускаемую стрелу прогиба рессоры 2. Расчетная жесткость амортизаторов под рамой Eкк Eкк (Eкк 2 Kдmмрg mмрgKд Cш, (24) где g - ускорение свободного падения; Kд - динамический коэффициент увеличения жесткости рессоры в сравнении со статической жесткостью.

3. Статическая жесткость рессор, количество рессор, статическая осадка конструкции на рессорах определяются в виде mмрg C Cш ст Cш ст ш n (25а,б,в) ст K C Cш ст д р 4. Парциальная, динамическая частота колебаний конструкции 1 Cш стKд fш (26) 2 mмр 5. Динамическое перемещение конструкции и условие отсутствия отскока рамы от рессор представим в виде Vш (27а,б) д 2 fш д ст 6. Определение действующих напряжений изгиба рессоры 1,5Ср ( )L ст д (28) nbhгде - предел выносливости материала рессоры при симметричном цикле нагружения.

7. Проверка соответствия виброхарактеристик фундамента нормативным значениям д VшСш Vф [V ] (29) 3,3CzFф 8. Проверка условия затухания колебаний конструкции до следующего удара по аналогичным вышеуказанным формулам.

Прессовое оборудование, имеет свои технологические особенности связанные с меньшими скоростями движения рабочих органов и частотой возбуждения. Данная особенность предполагает использование для виброизоляции прессов пневматических низкочастотных амортизатор0в.

Методику расчета виброизолирующей установки прессового оборудования возможно представить в следующем виде 1. Скорость движения ползуна пресса Vп R(sin sin 2 k cos ) (30) R где , R – круговая частота и радиус кривошипа пресса; - коэффициL ент; , L – угол поворота и длина кривошипа пресса;

l k - коэффициент дезаксиальности.

R 2. Скорость стола пресса Mп Vпр Vп (1 ) (31) Mп Mпр где – коэффициент восстановления скорости при «жестком» ударе рабочего хода пресса; Mп, Mпр – массы ползуна и пресса в целом.

3. Кинетическая энергия движения станины пресса и динамическая нагрузка, передаваемая прессом на фундамент определяются в виде Vпр2 Eпр Eпр Mпр Pд (32а,б) 2 X рх где Xрх – величина рабочего хода пресса.

4. Динамическая жесткость виброизоляции пресса и статическая жесткость амортизаторов Pд Cт Cт Cа (33) [x] Kд где [x] – допускаемое смещение пресса на виброизоляторах.

Kд – динамический коэффициент увеличения жесткости амортизатора по сравнению со статической жесткостью.

5. Статическая жесткость пневматического амортизатора b Cст pи0S (34) (b -W )где pи0 – начальное избыточное давление в камере амортизатора;

b – начальная высота столба сжатого газа амортизатора; W –статический прогиб диафрагмы; S – эффективная площадь диафрагмы амортизатора;

S (D d), где D – наружный диаметр диафрагмы; d – диаметр опорной части жесткого центра диафрагмы.

6. Число пневматических амортизаторов, статическая осадка и частота колебаний пресса определяются в виде Mпрg Cа 1 CстnKд n fд (35) Cст ст Cа 2 Mпр где g – ускорение свободного падения.

7. Динамическое перемещение пресса на амортизаторах, условие работоспособности виброизолирующей системы представим в виде Vпр (36) д 2 fд д ст 8. Проверка на условие затухания колебаний аналогична.

Цель, при расчете глушителя шума, состоит в том, чтобы создать конструкцию, которая обеспечит функционирование пневмоагрегата с генерируемым шумом, допустимым для персонала и не мешающим нормальному течению технологического процесса.

Анализ результатов статистической обработки данных показал, что максимальное снижение уровня аэродинамического шума будет при отношении S2/S1 = 1.0, S3/S2 = 1.5, при этом, L = 18 – 25 дБ.

Решение задачи расчета глушителя шума включает следующее:

определение шума струи пневмоагрегата КПМ, например пневмораспределителя, функционирующего без глушителя, Lp = 17 lg q + 50 lg Т - 5, (37) где q - расход энергоносителя, т / час;

Т - абсолютная температура энергоносителя, С.

Тогда требуемая величина снижения уровня звукового давления струи в глушителе определяется по формуле Lp Lp [L] 20 lgr La 10 lgQ, (38) где Lp - уровень акустической мощности источника; [L] - допустимый уровень шума; r - расстояние от источника до точки наблюдения; Lа - снижение уровня шума в атмосфере; Q - пространственный угол излучения Размерный ряд глушителей шума, разработанный автором для пневмоагрегатов всей гаммы КПМ представлен в виде (рисунок.19).

Рисунок 19 - Размерный ряд глушителей шума для кузнечнопрессовых машин По известным исходным параметрам пневмораспределителя, используя значение d0, определяем S0. Далее, используя полученные соотношения, определяем величину перфорации промежуточных камер глушителя. Для этого, примем диаметр отверстия входа в глушитель d1 d0, соответственно S S0.

Тогда назначим следующие параметры: d1=(1,4 – 2)d0 ; d2 = (2 – 2,5)dплощадь перфорации внутренней обечайки S2 = (0.8 -1.4)S1;

площадь перфорации наружной обечайки S3 = (0.9 -1.7)SРазмещение перфорации отверстий на обечайках, согласно определенных схем, а именно, для глушителей с внешним диаметром более 0.l м размещение перфорации групповое со сдвигом через 120. Ширина щели 0.00l м.

Количество щелей на наружной обечайке составляет 18. Длина определяется расчетом исходя из площади. На внутренней обечайке число щелей составляет 24, размещение аналогично.

Для глушителей с диаметром менее 0.l м размещение пазов парное противолежащее. Длину обечаек примем из условия L 5dКонструктивно назначаем объемы камер глушителя, V1 = V2, при этом расстояние между стенками камер не должно быть меньше величины ядра потока (5d0).

Используя регрессионные уравнения, определяем уровень шума после глушителя при данных параметрах:

Lр = 218.77 - 76.81(S2 / S1) - 85.21(S3 / S2) + 15.19(S2 / S1)2 + 28.79(S2 / S1)(S3 / S2) + 16.55(S3 / S2)2. (39) Выполняем сравнение Lр < [L], при невыполнении корректируем приведенные выше параметры.

Соответственно давления в камерах глушителя составят следующие величины:

Р1 = 5.84 + 11.86(S2 / S1) + 6.41(S3 / S2) - 4.08(S2 / S1)2 - 3.35(S2 / S1)(S3 /S2) - 1.09(S3 / S2)2 (40) Р2 = 1.55 + 4.41(S2 / S1) + 3.31(S3 / S2) - 0.9(S2 / S1)2 - 2.35(S2 / S1)(S3 / S2) - 0.52(S3 / S2)2 (41) Конструируя обечайки, толщину стенок следует выбирать не менее 5h щели. Последующие размеры элементов глушителя определяются конструкторской проработкой изделия.

Унифицированные щелевые глушители шума возможно представить двумя группами: I гр. с величинами условного диаметра на входе – 2 1/2”, 2”, 1,5” ; II гр. – 1”, 1/2”, 1/4".

Соответственно величину уровня шума после глушителей I группы возможно определить по следующей практической зависимости Lp = 70 + 55lg р/р0 + 10lg S2/S1 + 15lg S3/S1 (42) где p0 – абсолютное давление атмосферного воздуха.

Величину уровня шума после глушителей II группы определяем по следующей формуле Lp = 50 + 55lg р/р0 + 10lg S2/S1 + 15lg S3/S1 (43) Отклонение расчета уровня шума глушителей от фактических значений составляет до 7%, что позволяет достаточно точно прогнозировать уровень шума конструкции глушителя при проектировании.

Разработана серия газовых сопел с малым уровнем шума вспомогательных пневмомеханизмов сдувки окалины и деталей для кузнечнопрессовых машин рисунок 20.

Тогда основные необходимые конструктивные соотношения параметров сопла с разделением потока по предложению автора следующие: Диаметр входного канала d1 = dвых; Длина входного канала L1 = d1; Диаметр камеры расширения d2 = 2d1; Длина камеры расширения L2 = 2L1; Диаметр выпускных каналов сопла d3 = 0,1d1; Длина выпускных каналов L3 = 5d3; Число выпускных каналов на выпускной поверхности сопла n = 16; Размер диаметра, размещения равномерно отстоящих друг от друга отверстий выпускных каналов d4 = 1,5d Рисунок 20 - Серия газовых сопел для пневмомеханизмов КПМ Уровень шума, излучаемого соплом с данными параметрами по предложению автора определяется выражением с погрешностью до 3% p S3 dLp 67 55 lg 10 lg 15 lg (44) p0 S1 dгде p0 – абсолютное давление атмосферного воздуха.

В данных конструкциях сопел существенная величина снижения шума наблюдается на некоторых дискретных значениях давления энергоносителя.

Получены следующие значения:

при d1 = 0,008м, p = 0,2 МПа уровень шума составил Lp = 75 дБА при p = 0,5 МПа уровень шума составил Lp = 82 дБА Исходный шум без сопла равен Lp = 100 - 105 дБА.

В шестой главе представлены результаты исследований новых технических решений по снижению шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и приведена оценка трансформации их уровней для данных машин.

Для испытаний использована следующая регулирующая аппаратура пневмоагрегатов КПМ: пневмораспределитель У7112, пневмораспределители фирмы “ROSS” и “Herion”. Для снижения шума использовали штатные глушителя в сравнении с предлагаемыми щелевыми глушителями.

Из сравнения частотных спектров шума глушителей (рисунок 21) следует, что уровень аэродинамического шума предлагаемого щелевого глушителя в значимых октавных полосах ниже, чем у существующих фирменных глушителей.

100 Рисунок 21 - Спектры аэродинамического шума серии глушителей: 1 – щелевой глушитель; 2 – 95 глушитель Herion - 12; 3 – глушитель Ross Глушитель фирмы “ROSS” имеет близкий спектр шума, однако его акустический элемент засоряется, 1 103 2 103 3 103 4 1что приводит к снижению эффекf Гц тивности глушителя по сравнению с разработанной конструкцией.

Результаты испытаний глушителей показывают, что по своим техническим характеристикам разработанные щелевые глушители не уступают конструкциям глушителей ведущих зарубежных производителей, а по долговечности эффективной работы без обслуживания значительно превосходят их. Аналогичный результат при сравнении с традиционным изделием на основе металлокерамического элемента.

При этом, не требуется какое – либо обслуживание и не наблюдается изменение эффективности функционирования в течение длительного времени, составляющего более 15 лет.

Сопла пневмомеханизмов находят широкое применение в КПМ. Как показывают результаты экспериментов, насадки в данных механизмах генерируют шум с уровнем до 100 – 103 дБА, оказывая негативное воздействие на персонал. В результате расчетов и экспериментов получены параметры газового сопла обеспечивающие значительное снижение аэродинамического шума механизмов сдува. Спектральный анализ одной из конструкций сопла (Dу 8) пневмомеханизма показал (рисунок 22) подтвердил его эффективность.

Рисунок 22 - Частотный спектр 1сопла механизма сдува окалины:

1 – с насадком;

2 – без насадка Данное устройство эффективно снижает шум на 20 – 25 дБ в частотном диапазоне 1000 – 40Гц, как наиболее чувствитель1 103 2 103 3 103 4 1ном для человека. Производственные испытания показали эфf Гц Lp дБА Lp дБА фективность и длительную работоспособность конструкции. Подбирая параметры газового сопла, по приведенной, вышеуказанной методике, удается получить эффективное снижение шума механизмов сдува окалины, деталей технологической смазки КШМ и привести его уровень в соответствии с нормами.

В процессе апробации работ, при модернизации штамповочных молотов с МПЧ 5 и 10 тс использованы многолистовые рессоры, установленные под шаботом молота. В дополнении к рессорам, параллельно, установлены пневмоамортизаторы мембранного ти1па, связанные с магистралью сжатого 1воздуха. Как показывают результаты экспериментальных исследований, виброактивность фундамента данных 5т и 10т молотов значительно снижена и доведена до допускаемых значений.

0 2 4 6 8 10 Виброхарактеристики фундамента 10т виброизолированного штамповочного f Гц молота показали эффективность виброизоляции (рисунок 23) Рисунок 23 - Спектр виброскорости фундамента 10т молота: 1 – на виброизоляции; 2 – норма.

При использовании дополнительных пневмоамортизаторов, возможно уменьшить действующие напряжения изгиба в рессорах на 19%, что увеличивает долговечность эффективной работы амортизаторов упругого основания машины и создает предпосылки для создания регулируемой виброизолирующей установки молота.

Как показывают экспериментальные исследования, виброактивность фундамента 3т ковочного молота значительно снижена и доведена до до1пускаемых значений (рисунок 24).

Рисунок 24 - Спектр виброскорости фундамента 3т ковочного молота: 1 – на виброизоляции; 2 – Норма.

При модернизации прессового оборудования, использовали пневмоамортизаторы мембранного типа, раз0 2 4 6 8 мещенные под рамой, на которой уста f Гц Lv дБ Lv дБ новлена машина. Как показывают результаты экспериментов, использование пневматических амортизаторов позволяет получить парциальные частоты виброизолирующей установки пресса 2 – 2,5 Гц и менее, что позволяет отстроится от резонансных явлений с конструктивными элементами зданий.

Виброактивность опорной поверхности, на которой размещена виброизолирующая установка пресса значительно снижается, не допуская появление резонансных колебаний (рисунок 25).

1Рисунок 25 - Спектр виброскорости опорной поверхности виброустановки пресса усилием 100 тс: 1 – на раб. месте;

2 – норма.

Используя вышеприведенную методику расчета виброизолирующей установки пресса удается значительно снизить его 0 2 4 6 8 виброактивность, обеспечить установку машины без фундамента и расширить f Гц возможности его размещения при необходимости на межэтажном перекрытии.

Резюмируя, следует отметить, что предложенные научно-технические решения по снижению шумов уменьшают уровень шума КПМ при использовании щелевых глушителей на 20 – 25 дБ; сопел пневмомеханизмов на – 28 дБ. Профилирование зеркала гравюры штампов дополнительно снижает аэродинамический шум до 10 дБ.

Предложенные технические решения по виброактивности КПМ обеспечивают снижение параметров вибраций до уровня санитарных норм.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ Исследования, выполненные в рамках диссертационной работы, позволили получить следующие результаты и выводы:

1. Теоретически обоснованны и экспериментально подтверждены разработанные системы защиты от шумов и вибраций КПМ и агрегатов, обеспечивающие снижение их уровней в 6 – 10 раз.

2. Разработаны научно обоснованные и экспериментально подтвержденные конструкции глушителей аэродинамического шума пневмоагрегатов для всей гаммы КПМ, обеспечивающие снижение уровня звука на 20 – 25 дБ и работающие без обслуживания и снижения эффективности более 15 лет.

Lv дБ 3. Разработаны научно обоснованные и экспериментально подтвержденные конструкции газовых сопел для различных пневмомеханизмов КПМ, обеспечивающие снижение шума на 18 – 28 дБ до допускаемых значений и предназначенные для систем сдува окалины, деталей и технологической смазки во вспомогательных механизмах.

4. Разработаны научно обоснованные и экспериментально подтвержденные конструкции виброизолирующих установок всей гаммы КШМ ударного и квазистатического действия, обеспечивающие снижение и регулирование генерируемых вибраций до допускаемых значений.

5. Предложены методики расчета: 1)конструкций глушителей аэродинамического шума пневмоагрегатов; 2) конструкций газовых сопел пневмомеханизмов кузнечно-штамповочных машин; 3) конструкций виброизолирующих установок КШМ ударного и квазистатического действия, обеспечивающие вышеуказанное снижение шумов и вибраций.

6. Созданы и защищены авторскими свидетельствами и патентами новые устройства снижения шумов и вибраций КПМ, пневмомеханизмов, устройства способствующие снижению износа и повышению долговечности контактных поверхностей базовых деталей частей станин виброизолированных машин, позволяющие поднять технический уровень КПМ и их конкурентоспособность на мировом рынке.

Список основных публикаций по теме диссертации Публикации в изданиях, рекомендованных ВАК 1. Иванов Ю.В., Коган М.С. Анализ шумообразования при работе механических прессов и опыт снижения акустической активности пневмомеханизма системы управления // Вестник ИжГТУ: периодический научно-теоретический журнал Ижевского государственного технического университета. – 2006. - № 2. – Ижевск: Изд-во ИжГТУ, 2006. – С. 49 – 52.

2. Иванов Ю.В., Крамаренко Р.А., Николаева Г.М. Глушители аэродинамического шума для оборудования листоштамповочных цехов // Автомобильная промышленность – 2006. - № 12 – С.33-34.

3. Иванов Ю.В. Основные меры борьбы с аэродинамическим шумом в кузнечных цехах // Безопасность труда в промышленности. – 2007. – № 2. – С. 74-75.

4. Иванов Ю.В. Пути снижения виброакустической активности оборудования в кузнечных цехах // Экология и промышленность России. – 2008. - № 3. – С. 26 – 28.

5. Иванов Ю.В. Исследование виброакустической активности оборудования в кузнечных цехах и повышение безопасности труда // Металлург. – 2008. - №3. – С.27-29.

6. Иванов Ю.В. Обоснование модернизации фундаментной виброизоляции кузнечных молотов // Ремонт, восстановление, модернизация.

– 2008. - №5. – С. 6 – 8.

7. Иванов Ю.В. Методика расчета и конструирования глушителей аэродинамического шума пневмомеханизмов систем управления кузнечно-прессовыми машинами // Вестник ИжГТУ. – 2008. - №3. – С.13-16.

8. Иванов Ю.В. Расчет виброизоляции ковочных молотов // Известия вузов. Машиностроение. – 2008. - № 8. – С. 67-70.

9. Иванов Ю.В. Состояние виброактивности оборудования в кузнечных цехах и средства повышения безопасности условий труда // Безопасность труда в промышленности. - 2008. - № 9. – С.52-54.

10. Иванов Ю.В. Исследование вибраций и результаты работ по их снижению в кузнечных цехах // Технология машиностроения. – 2008. - № 10. – С. 56-57.

11. Иванов Ю.В. Амортизаторы подшаботной виброизоляции молотов // Заготовительные производства в машиностроении. – 2008. - № 11. – С. 32-34.

12. Иванов Ю.В. Расчет виброизоляции штамповочных молотов // Известия вузов. Черная металлургия.- 2009. - № 1. – С. 17-19.

13. Иванов Ю.В. Некоторые результаты исследования виброизолирующих установок ковочных молотов // Металлообработка. – 2009. - № 1. – С.24-28.

14. Иванов Ю.В. Анализ прочностных характеристик рессорных амортизаторов, используемых для виброизоляции кузнечных молотов // Вестник ИжГТУ. – 2009. - №1. – С. 10-12.

15..Иванов Ю.В. Виброизолирующие установки ковочных молотов // Кузнечно- штамповочное производство. – 2009. - № 2. – С. 35-37.

16. Иванов Ю.В. Пути снижения аэродинамического шума кузнечных молотов // Металлург. – 2009. - №5. – С. 24-26.

17. Иванов Ю.В. Анализ конструкции виброизолирующей установки ковочного молота // Вестник ИжГТУ. – 2009. - №2. – С. 21-24.

18. Иванов Ю.В. Исследование и анализ виброактивности ковочных молотов // Вестник машиностроения. – 2009. - № 8. – С. 63-67.

19. Иванов Ю.В. Регулируемые виброизолирующие системы кузнечных молотов // Известия вузов.Черная металлургия.- 2009.- № 5.–С.28-31.

20. Иванов Ю.В. Анализ виброактивности и результаты работ по снижению вибраций листоштамповочных прессов в кузнечнопрессовых цехах // Безопасность труда в промышленности. – 2009. - № 12. – С. 66-68.

21. Иванов Ю.В. Расчет виброизоляции листоштамповочных прессов // Известия вузов. Черная металлургия. – 2010. - №1. – С. 32 – 34.

22. Иванов Ю.В. Исследование виброизолирующих установок тяжелых штамповочных молотов // Металлообработка. – 2010.-№4.–С.27 – 31.

23. Иванов Ю.В. Исследование шума пневматических сопл для механизмов кузнечно-прессовых машин // Технология машиностроения.

– 2011. - №2. – С. 70 – 71.

24. Иванов Ю.В. Снижение аэродинамического шума пневматических сопел в механизмах кузнечно-прессовых машин // Металлург. – 2011. - №3. – С. 21 – 23.

25. Иванов Ю.В. Анализ виброизолирующих установок штамповочных молотов // Заготовительные производства в машиностроении. – 2011.

- № 9. – С. 25 – 28.

Авторские свидетельства и патенты 26. А.с. 996029 СССР, МКИ B21 j 7/ 00. Станина штамповочного молота / А.И. Храмой, М.С. Коган, Ю.В. Иванов (СССР). – 3312534/25-27;

Заявл. 06.07.81; Опубл. 15.02.83. Бюлл. № 6.

27. А.с. 1000149 СССР, МКИ В21 j 13/04. Станина штамповочного молота /М.С. Коган, А.И. Храмой, А.П. Колчин, Ю.В. Иванов (СССР).

– 3298634 / 25-27; Заявл. 06.03.81; Опубл. 28.02.83. Бюлл. № 8.

28. А.с. 1024303 СССР, МКИ В 30 В 1/18. Гидровинтовой пресс-молот / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган, Ю.Н. Загуменнов, В.К.

Шевцов (СССР). – 3388865 / 25-27; Заявл. 02.02.82; Опубл. 23.06.83.

Бюлл. № 23.

29. А.с. 1024306 СССР, МКИ В 30 В 15/00.Устройство для виброизоляции пресса/А.И.Храмой, Ю.В.Иванов, М.С.Коган, А.Н.Охотников(СССР).- 3388866/25 – 27; Заявл. 02.02.82; Опубл.

23.06.83. Бюлл. № 23.

30. А.с. 1027057 СССР, МКИ В 30 В 1/18. Фундамент станины вертикальной винтовой кузнечной машины / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган (СССР). – 3409536 – 25-27; Заявл. 22.03.82; Опубл.

07.07.83. Бюлл. № 25.

31. А.с. 1041765 СССР, МКИ F 04 F 1/02. Насос замещения / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган (СССР). – 3425807 / 25-06; Заявл.

19.04.82; Опубл. 15.09.83. Бюлл. № 34.

32. А.с. 1049162 СССР, МКИ В 21 j 13/04. Станина штамповочного молота / Ю.В. Иванов, А.И. Храмой, А.В. Козлов (СССР). – 3450616/25-27; Заявл. 09.06.82; Опубл. 23.10.83. Бюлл. № 39.

33. А.с. 1052308 СССР, МКИ В 21 j 13/04. Амортизатор, преимущественно для узла сочленения стоек и шабота штамповочного молота / Ю.В. Иванов, А.И. Храмой, М.С. Коган (СССР). – 3428079 / 25-27;

Заявл. 23.04.82; Опубл. 07.11.83. Бюлл. № 41.

34. А.с. 1074650 СССР, МКИ D 21 j 13/04. Станина штамповочного молота / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов (СССР). – 3546327 / 25-27; Заявл.

02.02.83; Опубл. 23.02.84. Бюлл. № 7.

35. А.с. 1094903 СССР, МКИ Е 02 D 27/44. Демпфирующее устройство для виброизоляции вертикального молота / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов (СССР). – 3553702 / 25-27; Заявл. 18.02.83; Опубл. 30.05.84.

Бюлл. № 20.

36. А.с. 1155344 СССР, МКИ В 21 В 13/00. Устройство для виброизоляции пневматического ковочного молота / Бюл.. № 18.

37. Патент на п. м. 86123 RU, МПК B 21 J 7/00. Устройство виброизоляции кузнечного молота / Ю.В. Иванов (Россия). – 2009102686/22; Заявл. 27.01.09; Опубл. 27.08.09. Бюлл. № 24.

38. Патент на п. м. 88391 RU, МПК F 01 N 1/02. Глушитель шума кузнечно-прессовых машин / Ю.В. Иванов (Россия). – 2009121543/ 22;

Заявл. 05.06.09; Опубл. 10.11.09. Бюлл. № 31.

39. Патент на п. м. 86123 RU, МПК B 21 J 7/00. Устройство виброизоляции пресса / Ю.В. Иванов, С.В. Метлушин (Россия). – 2009102686/22; Заявл. 27.11.09; Опубл. 27.08.09. Бюлл. № 24.

40. Патент на п. м. 94283 RU, МПК F 01N 1/02. Пневматическое сопло кузнечно-прессовых машин / Ю.В. Иванов (Россия). – 2009141318/22; Заявл. 09.11.09; Опубл. 27.08.09. Бюлл. № 14.

41. Патент на п. м. 101515 RU, МПК F 16 F 15/04. Устройство виброизоляции ковочного молота / Ю.В. Иванов (Россия). – 2010128028/11;

Заявл. 04.10.10; Опубл. 20.01.11. Бюлл. № 2.

Другие работы 42. Иванов Ю.В., Коган М.С., Крамаренко Р.А. Борьба с шумами аэродинамического происхождения в штамповочных цехах.// Проблемы и перспективы автомобилестроения в России: Материалы конференции – Ижевск, 2006. – С.71 - 74.

43. Иванов Ю.В. Оздоровление условий труда и пути снижения виброакустической активности оборудования в кузнечных цехах // Пер спективные инновации в науке, образовании, производстве и транспорте - 2007: Материалы конференции – Одесса, 2007.–С.4– 5.

44. Иванов Ю.В., Севастьянов Б.В. Исследование виброактивности механических систем виброизолирующих установок ковочных молотов // Промышленная и экологическая безопасность.– 2007.- № 6. – С.60.

45. Иванов Ю.В., Севастьянов Б.В. Состояние и перспективы развития виброизоляции кузнечно-штамповочных машин ударного действия // Промышленная и экологическая безопасность.–2007.-№8.–С.60 – 61.

46. Иванов Ю.В. Состояние безопасности труда и перспективы снижения аэродинамического шума оборудования в кузнечном производстве // Наука. Образование. Производство в решении экологических проблем. Экология – 2007: Материалы конференции – Уфа, 2007. – С. 95-98.

47. Иванов Ю.В., Севастьянов Б.В. Анализ условий работы и методы снижения акустической активности кузнечно-прессовых машин // Промышленная и экологическая безопасность.–2007.-№ 9.– С. 60-61.

48. Иванов Ю.В., Коган М.С. Методы и средства повышения безопасности труда в кузнечных цехах по виброакустическим параметрам // VIII Конгресс«Кузнец–2008»:Материалы конференции–Рязань, 2008.

49. Иванов Ю.В. Улучшение виброакустических параметров металлургических машин и агрегатов ударного действия / Международная конференция «ИНТЕХЭКО – 2009»: Материалы конференции – Москва, 2009.-С. 71-73.

50. Иванов Ю.В. Методы и средства улучшения виброакустических параметров металлургических машин и агрегатов / Безопасность в техносфере. – Ижевск. – УдГУ. - 2009. - № 5. – С.132 – 136.

51. Иванов Ю.В. Устройство виброизоляции кузнечного молота / XIII Московский международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед – 2010»: Материалы салона – Москва, 2010. – С. 69 – 70.

52. Иванов Ю.В. Глушитель шума кузнечно-прессовых машин / XIII Московский международный салон изобретений и инновационных технологий«Архимед–2010»:Материалы салона–Москва,2010.–С. 80.

53. Ivanov Y.V. Reducing noise and vibration in fording shops // Metallurgist, USA, v.52, №3-4, 2008, p. 137 – 140.

54. Ivanov Y.V. Ways of reducing aerodynamic noise from forging hammers // Metallurgist, USA, v.53, №5-6, 2009, p. 251 – 254.

55. Ivanov Y.V. Reducing aerodynamic noise of pneumatic mechanisms of forges and presses // Metallurgist, USA, v.55, №3-4, 2011, p. 139 – 142.






© 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.