ВВЕДЕНИЕ
Комбинированные гидравлические пресс - ножницы и ножницы для резки сортового проката являются одним из основных видов продукции ЗАО «Завод по выпуску КПО» и находят широкое применение в различных отраслях промышленности на отечественных и зарубежных предприятиях. По показателям производительности, точности, надежности ножницы соответствуют уровню мировых стандартов, но их шумовые характеристики существенно превышают санитарные нормы. Шумовая и вибрационная болезни занимают второе и третье место в списке профессиональных заболеваний. Таким образом, задача снижения шума в рабочей зоне ножниц до санитарных норм является актуальной и имеет большое научно-техническое и социально-экономическое значение. Решение этой задачи позволит улучшить условия труда и повысить конкурентоспособность подобного оборудования.
Цель работы заключается в разработке методов расчета акустических характеристик при работе ножниц и способов снижения уровней шума при проектировании до нормативных величин.
Автор защищает:
1. Теоретические закономерности шумообразования ножниц, позволяющие оценить вклад отдельных элементов акустической системы подобного оборудования в формирование уровней шума в рабочей зоне операторов.
2. Математические модели процесса шумообразования, учитывающие компоновку оборудования и широкую номенклатуру геометрических параметров обрабатываемых заготовок.
3. результаты экспериментальных исследований шума и вибраций ножниц для резки строительной арматуры и гидравлических пресс-ножниц.
4. Методику инженерного расчета шума подобного оборудования на стадии его проектирования, а так же инженерные решения по обеспечению санитарных норм шума в рабочей зоне ножниц.
Научная новизна работы заключается в следующем:
акустическая система ножниц аппроксимирована волноводами с распределенными параметрами, что в отличии от существующих конечно-мерных моделей вибрации шума кузнечно-прессового оборудования позволило моделировать генерацию шума в нормируемом диапазоне частот для широкой номенклатуры обрабатываемого металлопроката;
разработаны математические модели генерации шума ножниц, на основе которых теоретически прогнозируется процесс шумообразования в рабочей зоне при проектировании подобного оборудования.
Практическая ценность работы состоит в следующем:
для конструкторских служб разработан инструмент, позволяющий при проектировании подобного оборудования расчетным путем определить превышение уровней звукового давления в рабочей зоне над предельно допустимыми значениями и выбрать рациональные инженерные решения по достижению санитарных норм шума;
создана инженерная методика расчета, алгоритмы и программное обеспечение определения октавных уровней шума ножниц;
предложен комплекс мероприятий по снижению шума в рабочей зоне за счет уменьшения интенсивности звукового излучения станины и системы заготовка-инструмент, внедрение которых обеспечило выполнение санитарных норм шума в рабочей зоне ножниц.
Проведенные исследования базировались на основных положениях нормативных документов по «Охране труда», положениях теории колебаний, технической акустики и статических методах обработки экспериментальных данных.
Экспериментальные исследования проводились в производственных цехах ЗАО «Завод по выпуску КПО».
Внедрены мероприятия по снижению шума в рабочей зоне оборудования за счет вибро-шумоизоляции станины и системы заготовка-инструмент.
Ожидаемый экономический эффект от снижения шума в рабочей зоне ножниц за счет улучшения санитарно-гигиенических условий труда составила 87 тыс. рублей (в ценах 2001 г.).
Диссертация состоит из введения, четырех разделов, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 114 наименований, имеет 57 рисунков, 9 таблиц и изложена на 134 страницах машинописного текста. В приложении вынесены сведения о внедрении и алгоритмы расчета шума отдельных элементов ножниц.
1. АНАЛИЗ ТЕХНОЛОГИИ СНИЖЕНИЯ ШУМА И ВИБРАЦИИ В РАБОЧЕЙ ЗОНЕ КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ
Анализ работ отечественных и зарубежных авторов /1-85/ показывает, что шумовые и вибрационные характеристики рабочей зоны любого производственного оборудования, включая оборудование ударного действия, непосредственно связаны с характеристиками излучения шума и вибрации от этого оборудования как источника виброакустической эмиссии. Поэтому в дальнейших исследованиях уделено особое внимание изучению характеристик технологического оборудования, анализу известных методик расчета излучения шума и возбуждения вибраций от него и исследованию технологических способов снижения шума и вибрации от отдельных элементов конструкции.
1.1. Анализ характеристик технологического оборудования и производственных условий
Основными технологическими операциями пресс-ножниц являются разделительные: разрезка, пробивка отверстий и высечка пазов различной конфигурации. С их помощью обрабатывается сортовой и листовой прокат. Конструктивная компоновка узлов и механизмов пресс-ножниц на С-образной станине (рис. 1.1), а также использование гидропривода позволяют выполнить целый ряд дополнительных операций: гибку, правку, выпрессовку, запрессовку, а также все виды листовой и некоторые виды объемной штамповки.
На С-образной станине смонтированы три штампа: штамп для пробивки отверстий размещен внутри станины, а штампы для разрезки и высечки смонтированы на шарнирах у боковых стенок. В верхней полке станины смонтирован силовой гидроцилиндр, а рядом на правой боковой стенке (внутри) - два гидроцилиндра прижима заготовки при разрезке. Здесь же на правой стенке
смонтирован механизм плавного подхода инструмента к заготовке. Напротив, на левой стенке предусмотрено устройство, обеспечивающее плавную регулировку величины хода. На левой стенке, внизу, предусмотрен задний упор для изготовления партии деталей с использованием разрезки, пробивки и высечки.
Рис. 1.1. Пресс-ножницы комбинированные гидравлические.
Благодаря применению гидропривода, обеспечивается постоянство технологического усилия на всей длине хода. К пресс-ножницам предусмотрен рольганг для облегчения подачи и ориентации исходной заготовки при ее обработке. Рольганг имеет вертикальную и горизонтальную регулировки. Направляющие рольки расположены на поворотной оси под углом 90° друг к другу и могут быть установлены V- и L-образно для обеспечения самого разнообразного положения на нем обрабатываемого проката.
Ножницы предназначены для резки стержней из материала с пределом прочности до 900 мПа. Ножницы, аллигаторного типа, могут резать один арматурный стержень максимальным диаметром 40 мм на мерные заготовки или
пачку из нескольких арматурных стержней одного диаметра, уложенных в горизонтальной плоскости вдоль неподвижного ножа. Принцип работы ножниц основан на разделении металла давлением между подвижным и неподвижным ножами при качательном движении ножевой балки (ползуна). Станина ножниц (рис. 1.2) сварная и представляет собой два одинаковых листа, сваренных между собой при помощи проставок.
Рис. 1.2. Ножницы для резки арматурных стержней На станине крепятся все сборочные единицы ножниц (кроме электрошкафа) и смонтированы направляющие ползуна. Ползун представляет собой балку из цельного листа проката, имеющего выборку, в которую вставляется подвижный нож. Коленчатый вал кривошипного механизма смонтирован в буксах, закрепленных на станине ножниц, а приводной механизм-вал-шестерня на подшипниках качения, установленных в расточке станины. Электродвигатель привода закреплен на подмоторной плите с возможностью перемещения ее
в пазах станины для регулировки натяжения приводных ремней. Ножницы работают в режиме одиночного и непрерывного ходов.
Учитывая конструктивные особенности ножниц, такие как наличие стальных сварных станин и высокую степень гидрофикации у пресс-ножниц, ниже приведен анализ существующих методик расчета шума оборудования ударного действия, способов снижения шума корпусных и базовых деталей и гидросистем.
1.2 Анализ методик расчета шума и вибраций кузнечно-прессового оборудования
Аналитические зависимости для оценки уровней шума кузнечного оборудования приведены в работах [2, 80-85].
Снижение шума достигается созданием новых конструкций малошумных автоматов [1], например, помещение зубчатых передач в масляные ванны, закрытие их звукоизолирующими кожухами, замена в кулачковых механизмах привода гибочных ползунов пружин силовою замыкания на пружины с кинематическим замыканием и кулачками, спроектированными по закону движения, обеспечивающему синусоидальный симметричный закон изменения ускорителя толкателя. Эти мероприятия привели к снижению шума на 5-9 дБ.
Разработана методика расчета уровня звукового давления автомата при его конструировании, исходя из скоростей колебаний поверхностей конструкции [82]. При расчете уровня звуковою давления уравнения движения механизмов представляются уравнением колебаний в экспоненциальной форме без учета сопротивления, при этом амплитуда вибрации (шума) пропорциональна квадрату угловой скорости вращения вала и зависит от массы механизма и жесткости его крепления. Уравнение движения представляется в виде
Та2уа+суа=ра у = уеш, (1.1)
скорость колебаний [Vo ] = уао =-----—
10
где ра - амплитуда возмущающих сил, с и со - приведенная жесткость и масса.
Авторы определяют уровень звукового давления соответствующего механизма по формуле
г, (1.2)
а автомата в целом по известной формуле энергетического суммирования. По уровню звукового давления автомата авторы определяют коэффициент безопасности. Результаты работы [80-83] дают возможность рассчитывать некоторые механизмы и конструкции автомата, варьируя их жесткость и другие параметры, что приводит к уменьшению силы удара и повышению точности наладки автомата. Рассчитывается жесткость поддерживающей конструкции шатуна и других деталей, исходя из уровней звукового давления, соответствующих гигиеническим нормам. В результате определяется скорость колебаний соответствующего механизма. За период 0—12 приложения возмущающей силы P(f) уравнение движения стенки поддерживающей конструкции или конструкции шатуна авторы задают в виде
у = —--------_^—Ы/^шсОо^-О^ (1-3)
/о( -х- mi U2
Пи+тГ
т, ( тЛ 2
Интегрируя его по частям и считая, что, т Н—- \щ = сж, авторы получили выражение колебательной скорости при Р(/)=-
V 1
= 201g— приводится к виду L = 20\gA
у сж/2
где А — величина, зависящая от формы конструкции и ее нагружения.
11
Уровень звукового давления крышек, кожухов и других присоединенных конструкций рассчитывают, исходя из их звукоизолирующей способности. В этом случае жесткость ограждений не играет роли и рост звукоизоляции определяется законом масс
Д = 13,5^(7 + 13дБ (1.5)
По мнению авторов применение расчетной методики при конструировании автоматов дает возможность создавать автоматы с характеристиками, обеспечивающими соблюдение гигиенических норм на рабочих местах.
Применимость приведенных зависимостей для практических расчетов шума на стадии проектирования достаточно ограничена. Прежде всего необходимо отметить, что выражение (1.2) описывает движение системы с сосредоточенной массой дает возможность определить скорости колебаний механизма на собственной частоте колебаний, то есть применимо для тонального спектра вибраций и шума.
Подобная методика неприменима для расчета уровней шума, имеющего широкополосный характер, что характерно для кузнечно-прессового оборудования.
Выражение (1.12) определяет уровень вибраций, а не шума, который пропорционален колебательной скорости.
Предложенная в работе [2] зависимость также позволяет определить уровень звука (дБА), а не уровни спектральных составляющих спектра шума
L = (l2S)+\gA-\gMl (1.6)
где А - энергия удара; М - масса падающих частей.
Теоретическому исследованию процессов шумообразования и разработке инженерных методов расчета шума на стадии проектирования листоштампо-вочных полуавтоматов и автоматов для раскроя листов из конструкционной стали посвящены работы Г.В. Самодурова [84, 85]. Несмотря на различное технологическое назначение и характер технологических нагрузок автор рассмотрел акустическую систему полуавтоматов как систему пластин, что позволило
12
подойти к построению математических моделей шумообразования с единых позиций. Для определения уровней шума автор применил модель ограниченной пластины, а для расчета скоростей колебаний отдельных элементов полуавтоматов использовал энергетические методы. Выражения для уровней шума, создаваемого обрабатываемым листом листоштамповочного полуавтомата, получены на основе модели пластины, возбуждаемой точечной нагрузкой, а листа полуавтоматы для раскроя - на основе модели пластины, возбуждаемой силой, распределенной вдоль отрезка конечной длины. Отличия результатов этих работ от исследований авторов [81-83] заключаются в том, что акустическая система полуавтоматов рассматривается как совокупность элементов одновременно излучающих звук и представляет собой волноводы с распределенной массой. Такой подход позволил оценить ожидаемые уровни шума в широком частотном диапазоне. На этой основе разработана инженерная методика расчета шума данного типа оборудования на стадии проектирования, показавшую достаточную для инженерных расчетов точность. Особо следует отметить, что полученные автором формулы учитывают конструктивные особенности оборудования, технологические нагрузки, а методы расчета шума на стадии проектирования позволяют на этом же этапе выбрать способы шумозащиты для соблюдения санитарных норм шума.
1.3. Исследование технологических способов снижения шума корпусных и базовых деталей
Значительный опыт накоплен по снижению шума корпусных и базовых деталей за счет повышения жесткости стенок, повышения их и вибропогло-щающих характеристик.
Известны конструкции, и которых толщина несущих стенок вблизи бобышек, в которых располагаются подшипники, делается равной ширине прилива. По данным [35, 36] этот метод позволяет снизить уровень шума, излучаемого корпусной деталью до 5 дБА (рис. 1.1)
13
La, дБ
90
85 75 65
55 45
La, дБ
63
40
\h=35 h=40
250
1000
4000
92 88 84 80 76 72
__
35 25
15
10
h, мм
РисЛ.ЗаДУровни вибраций шпиндельной бабки с разными толщинами
14
а
1
б
Рис: 1.4. Элементы корпусов для увеличения механического сопротивления: а - несущие стенки, б - крышки с ребрами жесткости.
15
Повышение жесткости корпусных деталей достигается также за счет увеличения толщины стенок (что сопровождается увеличением металлоемкости корпусной детали пропорционально увеличению толщины стенки), введения ребер и перегородок (незначительное повышение металлоемкости), рационального перераспределения толщины стенок без увеличения общей металлоемкости детали.
В работе [37] приведены результаты замеров вибрационных и шумовых характеристик шпиндельных бабок токарного станка модели 1А616 с разными толщинами стенок (рис. 1.3а,б).
Увеличение жесткости конструкции смещает собственные частоты в высокочастотную область, в которой ниже уровень возмущающих нагрузок и выше импеданс стенок. Замена плоских элементов конструкции на сферические или цилиндрические элементы позволяет снизить шум на 5 дБА за счет увеличения их жесткости.
Жесткость вводимых ребер должна быть достаточной, а деление поверхности стенок ребрами должно приводить к образованию отдельных излучателей различного размера во избежание равночастотного звукоизлучения. В работе [36] рекомендуется выбирать высоту ребер в пределах 4...6 кратной толщины стенки.
В листовых стенках сварных конструкции достаточное увеличение жесткости стенок достигается выштамповкой зигов и ребер жесткости, а также приваривания ребер, косынок, перегородок. В работе [38] на примере модернизации станка модели 1716ПФЗ показана эффективность таких мероприятий в местах установки электродвигателя и редуктора. Достигнуто снижение шума на 3-7 дБА.
В работе [39] оптимизация конструкции шпиндельной бабки токарного станка по минимуму излучаемого уровня шума достигается за счет перераспределения толщины стенок и перегородок без повышения металлоемкости (расчетный эффект снижения шума составил 3-4 дБА.
16
Улучшение демпфирующих свойств стенок корпусных деталей за счет введения в них средств повышения демпфирования, возможно двумя путями: 1. введение демпфирующей среды "внутри стенок";
La, ДБ
95
75
55
1
--------
/ / 2 - -•«
/< --¦
0,063 0,125 0,25 0,5
1
8
16 f, кГц
Рис. 1.5 Уровни виброускорения сварного основания станка модели 16Б16Г1:1 - без песка; 2-е песком
2. наложение на стенки разного рода вибропоглощающих покрытий.
Введение демпфирующей среды "внутри стенки" особенно эффективно для сварных конструкций. Так, исследования шума и вибраций в судостроении показали, что заметное снижение акустической активности может быть достигнуто за счет применения сыпучих виброглушителей, засыпаемых в полость двойной стенки корпуса: песка, чугунной дроби [38, 37]. Основное достоинство метода - дешевизна демпфирующего материала и незначительное повышение трудоемкости при достаточно высокой эффективности. Рекомендуется толщина слоя сыпучего вибропоглотителя равна двух- или трехкратной толщине демпфирующего элемента.
Из рис. 1.5 видно, что эффективность в снижении вибраций в частотном интервале 250 ... 8000 Гц составляет 10.. 18 дБ.
Аналогичные результаты получены на станке модели 1716ПФЗ, где заполнение песком сварного основания позволило понизить шум на 7 дБА [38].
Частота колебаний, выше которой слой песка толщиной hc дает эффект, определяется по формуле
17 |
