close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Улучшение условий труда при обработке шарико-стержневым упрочнителем узлов колесных пар за счет снижения шума

код для вставкиСкачать
На правах рукописи
СТУЖЕНКО НАТАЛЬЯ ИГОРЕВНА
УЛУЧШЕНИЕ УСЛОВИЙ ТРУДА ПРИ ОБРАБОТКЕ
ШАРИКО-СТЕРЖНЕВЫМ УПРОЧНИТЕЛЕМ УЗЛОВ
КОЛЕСНЫХ ПАР ЗА СЧЕТ СНИЖЕНИЯ ШУМА
05.26.01 – Охрана труда (в машиностроении)
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Ростов-на-Дону – 2018
2
Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном
образовательном учреждении высшего образования «Донской государственный
технический университет».
Научный руководитель
Доктор технических наук, профессор
Тамаркин Михаил Аркадьевич
Официальные оппоненты
Доктор технических наук, профессор
кафедры «Экология и безопасность
жизнедеятельности»
ФГБОУ
ВО
«Балтийский
государственный
технический университет «ВОЕНМЕХ»
им. Д.Ф. Устинова
Куклин Денис Александрович
Доктор технических наук, доцент
кафедры
«Систем
управления
и
технологических комплексов» ФГБОУ
ВО
«Кубанский
государственный
технологический университет»
Литвинов Артем Евгеньевич
Ведущая организация
Федеральное
государственное
бюджетное образовательное учреждение
высшего
образования
«Ростовский
государственный университет путей
сообщения»
Защита диссертации состоится «01» июня 2018 г. в 10.00 часов на
заседании
диссертационного
совета
Д 212.058.06
в
Федеральном
государственном бюджетном образовательном учреждении высшего
образования «Донской государственный технический университет» по адресу:
344000, г. Ростов-на-Дону, Ростовская область, пл. Гагарина, 1, ауд. 252.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Донского
государственного технического университета и на сайте www.donstu.ru
Автореферат разослан «__» марта 2018 г.
Ученый секретарь
диссертационного совета
А.Т. Рыбак
3
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность исследования. Одной из важнейших отраслей народного
хозяйства является машиностроение. В настоящее время растёт производство
технологических машин различного функционального назначения, в том числе
и тех, в конструкциях которых имеются узлы колёсных пар (мостовые и
козловые краны, электровозы, тепловозы, путевые дрезины и т. д.).
Следует отметить, что современные требования к колёсным парам, в
особенности, локомотивов постоянно ужесточаются, что связано с повышением
скорости их передвижения и грузоподъёмности.
Как следует из известных источников, срок эксплуатации колёсных пар
зачастую не достигает запланированных пределов, что вызывает
необходимость увеличения масштабов их производства, а также более частого
проведения трудоёмких ремонтных работ.
К поверхности катания узлов колёсных пар предъявляется комплекс
технологических требований по параметрам геометрической точности,
шероховатости и износостойкости. В настоящее время поверхности катания
обрабатываются лезвийным инструментом на колесотокарных и колесофрезерных станках. Эти методы не обеспечивают упрочнения обработки
поверхности и, следовательно, требований по износостойкости.
В отрасли предпринимаются попытки по внедрению в технологический
процесс изготовления колёсных пар методов упрочнения, способствующих
значительному повышению сроков их службы. Одним из известных методов
поверхностного упрочнения деталей машин, имеющих сложную форму,
является шарико-стержневое упрочнение.
В данной работе рассматривается процесс шарико-стержневого
упрочения деталей узлов колёсных пар. Серьёзным недостатком процесса
шарико-стержневого упрочения является то, что уровни шума в рабочей зоне
операторов намного превышают санитарные нормы.
Цель работы заключается в улучшении условий труда операторов при
шарико-стержневом упрочнении деталей узлов колёсных пар за счёт снижения
уровней звукового давления до санитарных норм.
Для достижения поставленной цели в работе решаются следующие
задачи:
1. Теоретически исследовать закономерности формирования спектров
шума при шарико-стержневом упрочнении деталей узлов колёсных пар.
2. Провести экспериментальные исследования спектров шума при
упрочнении поверхностей катания узлов колёсных пар.
3. Провести экспериментальные исследования спектров вибраций
элементов несущей системы специальных станков и упрочнителя.
4. Идентифицировать источники виброакустической эмиссии, создающие
превышения уровней звукового давления над предельно-допустимыми
значениями.
5. Разработать конструкции систем снижения уровней шума в
соответствии с выполнением санитарных норм в рабочей зоне операторов
4
оборудования, на котором реализуется технологический процесс шарикостержневого упрочнения деталей узлов колёсных пар.
Объектом исследования являются виброакустические характеристики
процесса шарико-стержневого упрочнения элементов узла колёсных пар и их
влияние на уровни шума в рабочей зоне операторов.
Предметом исследования являются закономерности формирования
спектров вибрации и шума оборудования технологического процесса шарикостержневого упрочнения деталей узлов колёсных пар.
Область исследования. Содержание диссертации соответствует п. 7
предметной области специальности 05.26.01 - научное обоснование,
конструирование, установление области рационального применения и
оптимизации параметров, способов, систем и средств коллективной и
индивидуальной защиты работников от воздействия вредных и опасных
факторов.
Научная новизна работы:
1. Разработаны модели виброакустической динамики акустической
системы процесса шарико-стержневого упрочнения деталей узлов колёсных
пар, позволяющие идентифицировать источники шума, создающие превышения
уровней звукового давления в рабочей зоне операторов над санитарными
нормами.
2. Установлена взаимосвязь между спектральным составом вибраций и
шума с параметрами технологического процесса, способом установки узлов
колесных
пар,
их
геометрическими
и
физико-механическими
характеристиками.
3. Получены аналитические зависимости уровней звукового давления,
создаваемых элементами узлов колёсных пар и упрочнителем, что позволяет на
этапе проектирования технологического процесса шарико-стержневого
упрочнения теоретически обосновать конструкцию системы шумозащиты в
соответствии с предельными спектрами в рабочей зоне операторов.
Теоретическая значимость работы заключается в создании комплекса
теоретических моделей формирования шумовых характеристик, на основе
которых разработана методика обеспечения акустической безопасности и
конструкция устройств для снижении шума как за счет звукоизоляции зоны
обработки, так и за счет увеличения диссипативных характеристик самих
источников.
Практическая значимость работы. Предложены и теоретически
обоснованы конструкции системы снижения шума при шарико-стержневом
упрочнении деталей узлов колёсных пар. Конструкции систем снижения шума
разработаны для двух вариантов компоновки специальных станков.
Эффективность в снижении шума обеспечивается как звукоизоляцией зоны
обработки, так и увеличением диссипативных характеристик самих источников.
Научные результаты, выносимые на защиту:
1. Модели виброакустической динамики при процессе шарикостержневого упрочнения деталей узлов колёсных пар
5
2. Аналитические зависимости уровней звукового давления, создаваемых
при обработке ШСУ общей акустической системой узла и его отдельными
элементами, а также упрочнителем.
3. Результаты экспериментальных исследований спектров шума.
4. Результаты экспериментальных исследований распределения вибраций
несущей системы специальных станков, на которых реализуется
технологический процесс.
5. Конструкции систем снижения шума, их акустическая эффективность.
Методологической базой исследований является определение
закономерностей формирования акустических характеристик при шарикостержневом упрочнении деталей узлов колесных пар.
Теоретической базой исследований являются теоретические основы
промышленной акустики, теория колебания технологических систем с
распределенными параметрами.
Эмпирическая база исследований основана на современных методах
исследований процессов формирования шума и вибраций, методике
специальной оценки условий труда на рабочих местах, а также статистических
методах оценки достоверности полученных экспериментальных результатов.
Достоверность результатов. Достоверность приведённых в работе
теоретических исследований подтверждается строгостью использования
математического аппарата и, в особенности, экспериментальными
исследованиями в реальных условиях эксплуатации объектов исследования,
выполненными с помощью современных приборов первого класса точности, а
также результатами промышленной апробации устройств для снижения шума
до нормативных значений. Экспериментальные исследования проводились при
специальной оценке рабочих мест по условиям труда организацией Научнопроизводственный центр «Охрана труда», имеющей аттестат аккредитации на
право проведения работ, по специальной оценке условий труда.
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались
на Международной научной конференции «Механика и трибология
транспортных систем», г. Ростов-на-Дону, 2016 г. и XIV Международной
научно-практической конференции «Современные технологии: актуальные
вопросы, достижения и инновации», г. Пенза, 2018 г.
Публикации. По материалам диссертации опубликовано 6 печатных
работ, в том числе 3 в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях,
входящих в перечень ВАК РФ. Общий объем работ составляет 39 страниц, в
том числе доля соискателя 27 страниц.
Структура и объем диссертации.
Диссертация состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка
использованной литературы из 104 наименований, имеет 37 рисунков, 19
таблиц и изложена на 111 страницах машинописного текста. В приложение
вынесен акт испытаний в Вагонном ремонтном депо Батайск АО «ВРК-1».
6
СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
Во введении обоснована актуальность темы диссертации, направленной
на решение важной для машиностроения научно-технической и социальноэкономической задачи - улучшения условий труда операторов при шарикостержневом упрочении деталей узлов колёсных пар за счёт снижения уровней
звукового давления до санитарных норм. Приводятся основные результаты ее
решения с указанием научной новизны и практической значимости.
В первой главе выполнен обзор литературных источников в области
исследований технологических особенностей обработки шарико-стержневым
упрочнителем, а также виброакустических характеристик процесса шарикостержневого упрочнения деталей на токарно-винторезных и вертикальнофрезерных станках. Анализ существующих исследований, показал, что, в
настоящее
время
выполнен
большой
комплекс
теоретических,
экспериментальных исследований и разработаны практические рекомендации
по обоснованию параметров технологического процесса шарико-стержневого
упрочнения для выполнения требований к качеству упрочняемых
поверхностей. Разработана конструкция шарико-стержневого упрочнителя,
обладающая высокой степенью универсальности для поверхностей различной
геометрической конфигурации. Исследования виброакустической динамики
выполнены только для процессов упрочнения цилиндрических поверхностей на
базе универсальных токарно-винторезных станков и плоских поверхностей на
базе универсальных вертикально-фрезерных станков. Для узлов колёсных пар,
колебательная система которых значительно отличается от вышеуказанных
деталей, теоретические исследования шума и вибраций, а также практические
рекомендации по снижению уровней звукового давления до санитарных норм,
не могут быть использованы при шарико-стержневом упрочнении объектов
исследования данной работы. Исходя из анализа состояния вопроса
сформулированы цель диссертации и задачи исследования.
Во второй главе приведены результаты теоретических исследований
вибраций и шума при шарико-стержневом упрочнении деталей узлов колесных
пар. Колёсные пары транспортных машин различного функционального
назначения, в частности таких, как локомотивы, мостовые и башенные краны,
вагонетки на колёсном ходу и т. д., практически идентичны по характеру
источников шума, т.к. включают сами колеса и оси колёсных пар. Поскольку в
процессе работы такого оборудования все они одновременно излучают
звуковую энергию, то спектральные уровни шума всей акустической системы
определяются по формуле:
 = 10 lg(2 ∙ 100,11 + 100,12 + 2 ∙ 100,1 ).
Эта зависимость учитывает октавные уровни звукового давления,
излучаемые колёсами и осью колёсных пар ( 1 и 2 ), дБ., октавные уровни
звукового давления, излучаемые упрочнителем ( ), дБ.
7
Несущая система оборудования, на котором реализуется упрочнение
представляет собой конструкцию, обладающую значительной массой и
виброустойчивостью.
Поэтому вклад звуковой энергии, вносимый несущей системой станка в
данной работе, не учитывается.
В качестве доминирующих источников шума следует выделить
технологическую подсистему «Упрочнитель-колёсная пара», обладающую
намного меньшей жёсткостью, чем несущая система станка и непосредственно
воспринимающую технологическое воздействие.
С учётом выполнения санитарных уровней шума в рабочей зоне
оборудования зависимость приведена к следующему виду:
̅
0,12
1−1,3
lg(2 ∙ 100,11 + 100,12 + 2 ∙ 100,13 ) = 0,1 с − lg ( 2 + ̅ ) − 2 lg  − 1,4,


эта зависимость учитывает ̅ – средний коэффициент звукопоглощения
производственного помещения; – площадь поверхности производственного
помещения, м2 ; с – санитарные нормы шума, дБ,  - расстояние от источника
шума до расстояния точки, м.
Узлы
колёсных
пар
технологических
машин
различного
функционального назначения имеют идентичную конструкцию и включают три
источника шума: два колеса и ось колёсной пары. Согласно их геометрическим
параметрам
для
теоретического
исследования
закономерностей
шумообразования выбраны следующие модели: поршневой излучатель для
самих колёс и цилиндр ограниченной длины для оси колёсных пар.
Силовое воздействие шарико-стержневого упрочнителя согласно его
конструкции определено следующим выражением:
() = 1,3(    )0,5 в в sin  в  + ),
эта зависимость учитывает () – силовое воздействие от шарико-стержневого
упрочнителя,  – давление в пневмосистеме упрочнителя, Па; – натяг, м;
 – количество стержней в зоне упрочнения;  – масса стержня, кг; в –
диаметр поршня, м; в – частота воздействия на упрочняемую деталь, Гц;
9,6в
=
,

где  – частота вращения изделия, об/мин;  – коэффициент, учитывающий
радиусы кривизны стержня и поверхности катания:
2
 =
,
1 + 2
где 2 – радиус стержня, м.
При выводе зависимостей скоростей колебаний, упрочняемых колёс
учтено, что упрочняемые колеса не только идентичны, но и расположены на
одинаковом расстоянии от концов оси. Кроме этого сделано допущение, что
амплитуды силовых воздействий от каждого стержня упрочнителя также
равны.
Для оценки возможности снижения амплитуды скоростей колебаний
колёс использован приём представления модуля упругости в комплексной
форме. Поскольку в данной работе ставится задача расчёта усреднённых по
8
октавам уровней звукового давления, то для дальнейших расчётов учтена
только действительная часть скоростей колебаний и её максимальное значение
 { } =
3∙10−4 (    )0,5 в в  в
ℎ
∗
∑1
2

−( в )2 ] sin 1
ℎ

2
2

4
[106  2 −( в )2 ] +1012 ℎ4 2 2
ℎ
ℎ
[106  2
Звуковое давление колеса определяется по формуле:
=
1,2∙(   )
0,5
∙ 1,5 ∙в ∙в2 ∙2 (+ℎ)
√ℎ
2

−( в )2 ] sin 1
ℎ

2
2
4
[106  2 −( в )2 ] +1012 ℎ4 2 2
ℎ
ℎ
[106  2
∗
∙ ∑1
Подставляя полученное выражение скорости колебаний и производя
логарифмирование, получим:
в2  в
 = 60 lg  + 10 lg     + 20 lg( + ℎ) + + 20 lg
− 20 lg  +
1,5 
ℎ
2
+20
∗
lg ∑1
[106  2
[106  2

ℎ
−( в )2 ] sin
2
−( в )2 ]
ℎ
2
1

4
+1012 ℎ4 2 2
ℎ
+ 100.
Полученное выражение позволяет теоретически определить уровни
звукового давления на собственных формах колебаний, т.е. фактически
рассчитать октавный спектр шума.
Следует отметить, что в данном выражении учтены не только
геометрические и физико-механические параметры упрочняемых колёс, но и
диссипативная функция, задаваемая эффективным коэффициентом потерь
колебательной энергии (). Фактически только варьирование величиной
коэффициента потерь колебательной энергии позволит уменьшить величину
скорости колебаний упрочняемого колеса.
Ось колесной пары имеет большую длину. Поэтому она представлена как
система с распределенной массой и дифференциальное уравнение представлено
в следующем виде:
0,5
2
 4  1,3(   )
2
+a
=
 2
 4
m0
в в
P(x − x0 ).
Решение уравнения относительно максимального значения скорости
колебаний определяется как:
8 ∙ 10−6 ∙ (   )
  =
02 
0,5
1,5 в в2
∗
∑ [sin
=1
1
(1 + 2 )
+ 
]×


 4 2
× [1,7 ∙ 10 ( ) 0 − ( в )2 ] ×

8
2
 4 2
 8 2 4 −1
2
16
× {[1,7 ∙ 10 ( ) 0 − ( в ) ] + 3 ∙ 10 ( )  0 } .


8
9
Для уровней звукового давления получены следующие выражения:
при 0,018 < 1
 = 20 lg
0,5 1,5
 в в2 02
28∙(   )

{[1,7 ∙
 4
108 ( )

 4
∗
∑=1× [1,7 ∙ 108 ( ) 02 − ( в )2 ] ×

2
02
2
− ( в ) ] + 3 ∙
 8
1016 ( )


2
−1
4
0 } ,
при 0,018 ≥ 1
0,5
(   ) 1,5 в в2
 = 20 lg
×
0 
∗
× ∑ [sin
1
=1
+ 

× {[1,7 ∙
(1 + 2 )

 4
108 ( )

4

2
02

] × [1,7 ∙ 10 ( ) 20 − ( в )2 ] ×
8
2
− ( в ) ] + 3 ∙
−1
8
16 
2 4
10 ( )  0 } .

При реализации упрочнения способом обработки ШСУ узлов колёсных
пар и, в особенности, при упрочнении посадочных поверхностей осей колёсных
пар упрочнитель устанавливается на специальном полом кронштейне. Через
отверстие в кронштейне пропускается рукав высокого давления для подачи
сжатого воздуха от компрессора самому упрочнителю. Система кронштейнупрочнитель рассматривается как консольно-закреплённый стержень, на
свободном конце которого и устанавливается упрочнитель. В качестве моделей
источника шума принят цилиндр ограниченной длины.
Дифференциальное уравнение колебаний для консольного закрепления
упрочнителя получено в следующем виде:
2 


0
−
2
∙
2 
 2
=

0 
∗
∑=1 cos  ∙ cos  в  +  .
Произведя аналогичные преобразования получим:
́ |=
 |()

∗
0,5
[ ()2 − ( в )2 ]
3,2(   ) 1,5 в в2

=
∑
2.
(2 − 2 )


=1 [ ()2 − ( в )2 ] + 97 4 ( )


Полученные выражения скоростей колебаний подставляются в
зависимости уровней звукового давления:
0,5
 = 20
4,5 ∙ 102 4 (2 + 2 )(   )
 4 (2 − 2 )
1,5 в в2
×
10
∗
×∑

[ ()2 − ( в )2 ]

2.


=1 [ ()2 − ( в )2 ] + 97 4 ( )


0,5 1,5
2
2 0,5 0,5
2
( +  )  (   )  в в
 = 20 lg
×
0,25

∗
[ ()2 − ( в )2 ]

×∑
.

 2
2
2
4
=1 [ () − ( в ) ] + 97 ( )


Аналитические зависимости учитывают параметры технологического
процесса упрочнения (назначаемые, исходя из технических условий на качество
поверхности катания), такие как величина натяга, частота воздействия на
упрочняемую поверхность, количество стержней, их масса, геометрические и
физико-механические параметры, как каждого элемента узла колёсных пар, так
и самого упрочнителя.
Теоретические исследования процессов возбуждения вибраций и
шумообразования процесса шарико-стержневого упрочнения узлов колёсных
пар фактически идентифицируют источники шума и, что особенно важно,
позволяют рассчитать спектральные характеристики самих колес, оси,
упрочнителя и определить разницу между их уровнями звукового давления и
санитарными нормами.
Разница между уровнями звукового давления и предельно-допустимыми
значениями фактически определяет требуемую акустическую эффективность
системы снижения шума в рабочей зоне операторов.
В третьей главе приведены результаты экспериментальных
исследований уровней шума и вибрации при шарико-стержневом упрочнении
деталей узлов колесных пар. Экспериментальные исследования проводились в
реальных производственных условиях обработки узлов колёсных пар. Анализ
опасных и вредных производственных факторов показал, что только уровни
звука значительно превышают предельно-допустимые значения на 15–23 дБА.
Для обеспечения безопасных условий труда необходимо разработать
мероприятия по достижению предельно допустимых величин уровней шума.
При измерении шума и вибрации использовался измеритель
«Экофизика», а также измерители шума «ОКТАВА-101» и общей вибрации
«ОКТАВА-101 ВМ» с погрешностью измерения ±8%.
Эксперименты проводились в соответствии с нормативными
документами организацией «Центр охраны труда и промышленной
безопасности», которая имеет аккредитацию на право проведения данных
работ. Спектр шума холостого режима колёсотокарного станка
продемонстрирован на рисунке 1.
11
Рисунок 1 – Спектр шума
колёсотокарного станка на холостом
ходу: 1 – уровень помех в
производственном помещении; 2 –
уровни звукового давления станка;
3 – уровни звукового давления
компрессора; 4 – предельный спектр
Рисунок 2 – Спектры шума холостого
хода осетокарного станка:
1 – шум станка; 2 – шум компрессора;
3 – предельный спектр
Фон помех имеет максимальное значение уровня во второй октаве со
среднегеометрической частотой 63 Гц и в первой октаве со
среднегеометрической частотой 31,5 Гц, при этом уровни звукового давления
такие же, как и у самого станка. В указанных октавах уровни шума намного
меньше предельно-допустимых значений. В остальных октавах уровни
шумового фона помех существенно ниже, чем при холостом режиме станка.
Фактически уровни звукового давления станка ниже предельно-допустимых
величин во всем нормируемом частотном диапазоне. Уровни звукового
давления компрессора превышают предельно-допустимые величины на
частотах 500, 1000 и 2000 Гц на 4,5 и 2 дБ (соответственно), что и определяет
необходимость разработки способов достижения санитарных норм шума в этом
частотном диапазоне. Аналогичные результаты получены и на осетокарном
станке (рисунок 2).
Несмотря на то, что уровни звукового давления осетокарного станка на
1–2 дБ ниже, чем у компрессорного, по всему нормируемому частотному
диапазону уровни звукового давления ниже предельно-допустимых величин.
Такое влияние на уровни шума на рабочих местах оказывает компрессор.
Замеры уровней звукового давления в рабочей зоне токарно-карусельного
станка также показали соответствие санитарным нормам шума и поэтому в
данном разделе не приведены.
При всех видах упрочнения процесс ШСУ производился при постоянных
значениях натяга 2,5 и 5 мм и частоте воздействия, равной 42 Гц. На всех типах
станков вместо резцов устанавливались упрочнители. Упрочнение
производилось на колёсах с диаметрами 250, 500 и 800 мм и осях с диаметрами
70, 95, 140, 160, 200 мм.
Для анализа спектрального состава шума определялись расчётные
значения собственных частот колебаний, численные значения которых
приведены ниже. По результатам расчётов определялось количество
собственных частот, попадающих в соответствующие октавы (таблица 1).
12
Таблица 1 – Количество собственных частот в октавных полосах
Спектры шума при шарико-стержневом упрочнении колес приведены на
рисунках 3,4.
Рисунок 3 – Спектры шума при
шарико-стержневом упрочнении колес
диаметром 250 мм: 1 – натяг 2,5 мм; 2 –
натяг 5 мм; 3 – предельный спектр
Рисунок 4 – Спектры шума при
упрочнении колес:
1 – диаметром 500 мм; 2 –
диаметром 800 мм; 3 – предельный
спектр
В отличие от спектра холостого хода станка, при упрочнении характер
спектра претерпевает принципиальные изменения. Спектр имеет ярко
выраженный высокочастотный характер. Предельно-допустимые уровни
звукового давления превышаются в области частот 250–8000 Гц. Можно
предположить, что акустические характеристики в четвертой октаве
(среднегеометрическая частота 250 Гц) формируются звуковым излучением
компрессора, и при холостом ходе в рабочем режиме уровни звукового
давления не изменяются. Максимальные уровни звукового давления создаются
с шестой по девятую октавы, причём превышение над санитарными нормами
составляет от 15 до 23 дБ.
Этот вывод подтверждается расчётами уровней шума колес и осей
колёсных пар. Действительно, именно в эти октавы и попадают собственные
13
частоты колебаний колеса. Также можно предположить, что уровни звукового
давления в пятой октаве (90дБ на среднегеометрической частоте 500 Гц)
формируются звуковым излучением оси колёсный пары.
В шестой – девятой октавах обращает на себя внимание тенденция
увеличения уровней звукового давления на 2–3 дБ на октаву. Подтверждением
этому выводу является увеличение количества собственных частот колебаний в
вышеуказанных октавах, на которых логарифмически суммируются уровни
звукового давления. Увеличение натяга с 2,5 мм до 5 мм приводит к
возрастанию уровней звукового давления на 3–5 дБ при неизменном характере
спектра. Расчётное значение увеличения уровней звукового давления,
определённое по результатам теоретических исследований, составляет 3 дБ, что
подтверждается экспериментальными данными.
Измерения уровней звукового давления упрочняемых колес диаметров
500 и 800 мм показали идентичность в общих закономерностях формирования
спектрального состава шума, включая и изменения уровней звукового давления
на различных натягах.
Спектры шума при упрочнении колес больших диаметров также являются
высокочастотными, максимальные уровни звукового давления также
формируются в шестой – девятой октавах.
К особенностям полученных экспериментально данных следует отнести
уменьшение уровней звукового давления на 3–5 дБ при увеличении диаметров
колес и «выравнивание» интенсивности излучаемой звуковой энергии в шестой
– девятой октавах.
Это объясняется увеличением массы упрочняемых колес и смешением
собственных частот колебаний при увеличении диаметров колес, а также
большим количеством собственных частот, попадающих в шестую – девятую
октавы. Эти данные также подтверждают результаты теоретических
исследований о закономерностях формирования акустических характеристик
при упрочнении колес.
Выявлена взаимосвязь между спектральным составом уровней звукового
давления, технологическими параметрами процесса шарико-стержневого
упрочнения, размерами упрочняемых изделий. Идентифицированы источники
шума, создающие превышения октавных уровней звукового давления над
нормативными величинами. Установлено, что в общей акустической системе
колёсотокарного, осетокарного и токарно-карусельного станка определяющей
интенсивность звукового излучения является подсистема «упрочняемая деталь
– упрочнитель». Результаты экспериментальных исследований подтвердили
теоретические выводы о закономерностях шумообразования при шарикостержневом упрочнении объектов исследования. Значительно менее шумным
является технологический процесс шарико-стержневого упрочнения отверстий
колес.
При измерениях уровня звукового давления определить долевой вклад
отдельных источников в звуковое поле в рабочей зоне операторов чрезвычайно
затруднительно, поскольку все они одновременно излучают звуковую энергию.
14
Поэтому в следующей серии экспериментов детально изучалось распределение
вибраций по несущей системе колесотокарного станка.
Пьезоакселерометр устанавливался непосредственно на основные
излучающие звук поверхности станка и упрочнитель. Колёсная пара при
упрочнении вращается. Поэтому вибрации на самих колёсах и оси колёсной
пары не измерялись. Результаты измерений приведены на рисунке 5.
Рисунок 5 – Спектры вибраций на элементах
колесотокарного станка:
1 – на станине;2 – на крышке переднего
шпиндельного подшипника;
3 – на упрочнителе
Для сравнения спектров шума и вибрации измерения вибрации
производились не в нормируемом диапазоне вибраций (4–63 Гц), а диапазоне
звуковых частот (31,5-8000 Гц).
Минимальные уровни вибрации в диапазоне частот 500–8000 Гц (в
котором и превышаются санитарные нормы шума) не превышают 80 дБ и на 8–
20 дБ ниже, чем на крышке шпиндельного подшипника и носят
низкочастотный характер. Характер спектра вибрации на крышке подшипника среднечастотный.
Спектр вибрации на корпусе упрочнителя ярко выраженный
высокочастотный и, что особенно информативно, по «характеру»
спектрального состава соответствует спектрам шума.
Измерение вибраций на корпусных и базовых деталях станков показали,
что элементы несущей системы всех трёх типов станков, такие как
шпиндельные бабки, станины практически не влияют на превышения уровней
звукового давления над санитарными нормами. Эти данные имеют
значительный практический интерес в том, что мероприятия по снижению
шума могут быть ограничены средствами шумозащиты системы «упрочняемое
изделие-упрочнитель».
Для уточнения расчетов спектров шума и вибрации проводились
экспериментальные исследования коэффициентов потерь колебательной
энергии. По результатам экспериментов получены регрессионные зависимости
для их расчета:
 шарико-стержневого упрочнителя:
15
  0,166  0,334  lg f   0,272  lg f   0,108  lg f   0,021 lg f   0,0016  lg f 
2
3
4
5
 оси колесных пар:
2
3
4
5
  0,234  1,555  lg f   2,789  lg f   2,37  lg f   1,103  lg f   0,29  lg f  
 0,04  lg f   0,0023  lg f 
6
7
 колеса:
 = −2,062 + 6,485(lg ) − 8,444(lg ) 2 + 5,939 (lg ) 3 − 2,44 (lg ) 4 +
+0,587 (lg ) 5 − 0,0764(lg ) 6 + 0,0042 (lg ) 7 .
Экспериментальные
исследования
подтвердили
правильность
теоретических
исследований
закономерностей
формирования
виброакустических характеристик при шарико-стержневом упрочнении деталей
узлов колесных пар.
В четвертой главе приведены результаты по снижению уровней шума в
рабочей зоне операторов при шарико-стержневом упрочнении деталей узлов
колесных пар. Система шумозащиты при шарико-стержневом упрочнении на
колесотокарном станке приведена на рисунке 6.
Рисунок 6 – Система шумозащиты узла колёсный пары
Элемент 3 звукоизолирующей системы представляет собой обечайку,
которая изнутри облицована слоем резины марки 1002 толщиной 1,5–2 мм,
которая играет роль вибропоглощающего покрытия, и звукопоглощающим
материалом типа противошумного картона. Этот элемент центрируется на
трубе 4. В нем предусмотрены отверстия для корпуса шарико-стержневого
упрочнителя и смотровое окно из поликарбонатного стекла для визуального
контроля оператора за ходом технологического процесса. Элементы 3 и 4
разъёмные и снабжены подпружиненными защёлками. Несущие части
выполнены из листовой стали толщиной 1,2–1,5 мм. Внутренняя поверхность
трубы 4 облицована техническим войлоком и выполняет функции второго
барьера звукоизоляции. Использование таких вибропоглощающих и
звукопоглощающих материалов объясняется отсутствием смазывающеохлаждающей жидкости. Имеющие в конструкции зазоры между корпусом
шарико-стержневого упрочнителя и диаметром отверстия в элементе 3, а также
16
элемента 1 не должны превышать 1,2–1,5 мм на сторону. При высокочастотном
характере спектра шума источников такая величина зазора практически не
уменьшает звукоизоляции системы шумозащиты.
Элементы 3 и 4 неподвижны. Элемент 4 устанавливается на кронштейны,
которые крепятся непосредственно к станине станка.
Шарниро-стержневые упрочнители устанавливаются непосредственно в
резцедержателях и к ним от компрессоров подсоединяются шланги для подачи
сжатого воздуха.
Звукоизолирующая конструкция при реализации технологического
процесса упрочнения оси значительно проще и показана на рисунке 7.
Рисунок – 7 Звукоизолирующая конструкция при шарико стержневом
упрочнении осей колёсных пар
Результаты измерений уровней звукового давления на рабочих местах
колесотокарного и токарно-карусельного станка с системами шумозащиты
предложенных конструкций в производственных условиях приведены на
рисунках 8,9.
Рисунок 8 – Спектры шума в рабочей
зоне колёсотокарного станка при
шарико-стержневом упрочнении
узлов колёсных пар с системами
шумозащиты:
1 – уровни звукового давления;
2 – предельный спектр
Рисунок 9 – Спектры шума в рабочей
зоне токарно-карусельного станка при
шарико-стержневом упрочнении узлов
колёсных пар с системами
шумозащиты:
1 – уровни звукового давления;
2 – предельный спектр
Испытания разработанной системы шумозащиты в условиях Вагонного
ремонтного депо Батайск АО «ВКР-1» показали выполнение санитарных норм
шума в рабочей зоне операторов. Следует отметить, что уровни звукового
17
давления на 3–5дБ ниже предельно-допустимых величин, что позволяет
обеспечить выполнение санитарных норм шума не только в рабочей зоне
одного станка, но и на участках подобных станков.
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ
1. Среди комплекса опасных и вредных факторов, характерных для
упрочняющих технологий, для процесса шарико-стержневого упрочнения
деталей узлов колёсных пар установлено несоответствие нормативам только по
уровням шума.
2. Уровни звука превышают санитарные нормы на 15–23 дБА.
3. Разработаны модели виброакустической динамики «узлы колёсных
пар-упрочнитель» применительно к процессу упрочнения поверхностей
катания шарико-стержневым упрочнителем.
4. Получены аналитические зависимости спектральных уровней шума при
шарико-стержневом упрочнении, учитывающие параметры технологического
процесса, способы установки узлов колёсных пар, упрочнителя и их
геометрические и физико-механические параметры.
5. Теоретические исследования дают возможность оценить вклад
акустического излучения каждой отдельной детали узла колёсных пар в
звуковое поле на рабочем месте операторов и при проектировании
технологического процесса выбрать наиболее экономичные и эффективные
варианты по выполнению санитарных норм шума.
6. Установлены закономерности формирования спектров шума в рабочей
зоне операторов при шарико-стержневом упрочнении деталей узла колёсных
пар. Спектры имеют чётко выраженный высокочастотный характер.
7. Звуковое излучение несущей системы станка имеет низкочастотный
характер и не создаётся превышений над санитарными нормами.
8. Доказано, что превышение уровней звукового давления практически
полностью определяется звуковым излучением упрочняемых изделий и
упрочнителя.
9. Уровни звукового давления превышают предельно-допустимые
значения в области частот 500–8000 Гц.
10. Получены регрессионные зависимости диссипативной функции
элементов узлов колёсных пар, что позволяет уточнить акустические расчёты.
11. Получены зависимости для расчёта звукоизоляции систем
шумозащиты операторов оборудования шарико-стержневого упрочнения узлов
колёсных пар.
12. Разработаны три варианта систем шумозащиты применительно к
различным компоновкам колесотокарных и токарно-карусельному станку,
обеспечивающих выполнение санитарных норм не только в рабочей зоне
отдельных станков, но и условиях участков эксплуатации такого оборудования.
18
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В
СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ
Публикации в журналах из перечня ВАК РФ:
1. Стуженко, Н.И. Экспериментальные исследования спектров шума
процесса шарико-стержневого упрочнения узлов колёсных пар / Н. И.
Стуженко // Вестник Дон. гос. техн. ун-та. – 2017. – №1(88). – С. 92-98.
2. Стуженко, Н. И. Распределение вибраций по несущей системе
станков при шарико- стержневом упрочнении узлов колесных пар / Н. И.
Стуженко, М. А. Тамаркин // Вестник Дон. гос. техн. ун-та. – 2017. – Т. 17, № 4.
– С. 151157.
3. Стуженко, Н. И., Чукарин, А. Н. Теоретическое исследование
спектров шума при шарико-стержневом упрочнении узлов колёсных пар /
Н.И. Стуженко, А.Н. Чукарин // Вестник РГАТУ имени П. А. Соловьева. – №2
(41), 2017, – С.297–303.
Публикации в других научных изданиях:
4. Стуженко, Н. И. Оценка условий труда в рабочей зоне оператора при
обработке ШСУ / Н.И. Стуженко // Охрана и экономика труда: научнопрофессиональный журнал. – 2016. – № 2(23). – С. 44-49.
5. Стуженко Н.И., М.В. Ермолов. Обоснование конструкций систем
безопасных условий труда в рабочей зоне упрочнения колесных пар и
деревообрабатывающих станков сверлильной группы/ Международная научная
конференция «Механика и трибология транспортных систем 8-10 ноября 2016
г., сборник докладов, том 2, Ростов н/Д, 2016 г.-С.251-254.
6. Стуженко Н.И. Обоснование системы шумозащиты колесотокарного
станка при шарико-стержневом упрочнении деталей узлов колесных
пар/Современные технологии. Актуальные вопросы, достижения и инновации:
сборник статей XIV Международной научно-практической конференции,
г.Пенза, 27 февраля 2018г. – Пенза: МЦНС «Наука и Просвещение». – С.65-68.
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
3
Размер файла
1 338 Кб
Теги
упрочнителя, условия, шума, снижения, улучшении, колесных, пар, труда, обработка, счет, шариков, узлов, стержневых
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа