автореферат диссертации по безопасности жизнедеятельности человека, 05.26.01, диссертация на тему:Обеспечение безопасных условий труда работающих при виброупрочнении и динамических испытаниях

•л/

4

^ На правах рукописи

Шамшура Сергеи Александрович ,„ ____

ИИ4ЬИ2043

дус¡/

Обеспечение безопасных условий труда работающих при виброупрочнении и динамических испытаниях

Специальность: 05.26.01 - Охрана труда (в машиностроении)

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

и 3 май 2010

Ростов-на-Дону 2010 г.

004602043

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

Научный консультант: доктор технических наук, профессор Чукарин Александр Николаевич

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Иванов Николай Игоревич

Ведущее предприятие:

Московский государственный технологический университет «Станкин»

Защита состоится 10 июня 2010 г. в 11 часов на заседании диссертационного совета Д 212.058.06 при ГОУ ВПО «Донской государственной технический университет» (ДГТУ) по адресу: 344000, г. Ростов-на-Дону, пл. Гагарина, 1, ауд. 252

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ДГТУ,

Автореферат разослан апреля 2010 г.

доктор технических наук, профессор Манохин Вячеслав Яковлевич

доктор технических наук, профессор Тамаркин Михаил Аркадьевич

Ученый секретарь диссертационного совета к.т.н., доцент

А.Т. Рыбак

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Оборудование вибрационной отделочно-упрочняющей обработки и динамических испытаний получило широкое распространение практически во всех отраслях машиностроения. Наиболее интенсивно эти методы обработки и испытаний применяются на предприятиях авиационной промышленности. Типичным примером является упрочнение и динамические испытания лонжеронов вертолетов. Эти изделия представляют собой длинномерные и маложесткие детали, относящиеся к наиболее ответственным деталям вертолетов, от которых в значительной степени зависит надежность машины в целом. Поэтому к качеству их изготовления предъявляются чрезвычайно высокие требования. Упрочнение внутренних и наружных поверхностей полых деталей в настоящее время производится на высокоамплитудных однокоординат-ных вибрационных станках. Для обеспечения требуемого качества упрочняемых поверхностей несущей системе вибростендов сообщаются высокие частоты и амплитуды вибраций, что неизбежно сопровождается интенсивной виброакустической активностью оборудования, уровни шума и вибрации которого существенно превышают санитарные нормы.

Наружные поверхности упрочняются также методом центробежно-ротационного наклепа. В этом случае длинномерная маложесткая заготовка подвергается импульсному силовому воздействию высокой частоты. При всех достоинствах этого метода упрочнения с точки зрения обеспечения качества изделия, он также имеет очень серьезный недостаток -высокую акустическую активность при крайне неблагоприятном спектре шума, в котором наиболее интенсивные составляющие расположены в высокочастотной части спектра 1-8 кГц.

При динамических испытаниях возбуждение вибраций- деталей происходит от вибраторов. Участки таких испытаний хотя и менее шумные, чем виброупрочняющие, но также создают повышенный шум, характеризующийся большой продолжительностью. Повышенный шум является причиной экономических потерь из-за снижения производительности труда, ухудшения качества продукции и увеличения числа несчастных случаев.

В развитых странах учет требований безопасности выполняется наряду с требованиями по качеству изделий.

Между тем обращает на себя внимание недостаточность научных материалов по процессу шумообразования при различных технологиях процесса виброупрочнения длинномерных деталей и практически полное их отсутствие для участков и стендов динамических испытаний.

Резервы решения проблемы шумообразования на таких участках заложены в акустических расчетах, которые возможно выполнить только на основе изучения виброакустической динамики процессов и оборудования, на котором они реализуются, и на этапе проектирования выбрать

инженерные решения по снижению уровней вибрации и шума до нормативных значений.

Цель работы заключается в разработке научной базы расчета виброакусгических характеристик оборудования виброударного упрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий, обеспечивающей выполнение санитарных норм шума и вибрации.

В работе решаются следующие научные задачи, соответствующие поставленной цели:

1. Разработать адекватные виброакустические модели отдельных подсистем и на этой основе осуществить моделирование процесса виброакустической динамики оборудования виброупрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий.

2. Установить закономерности формирования спектров шума и вибрации при.различных способах виброупрочнения и динамических испытаниях длинномерных изделий.

3. Получить аналитические зависимости для прогнозирования на этапе проектирования вышеуказанных машин спектральных уровней шу; ма, учитывающие конструктивные параметры изделий и самого оборудования (длина, моменты инерции и т.д.) типа балок и оболочек, параметры технологического процесса (амплитуда, длительность, периодичность и т.д.) и способы закрепления для широкой номенклатуры заготовок.

4. Разработать методику расчета виброакустических характеристик в рабочей зоне оборудования виброупрочнения и динамических испытаний и экспериментально проверить адекватность теоретических и опытных уровней вибрации и шума.

5. На основе методов расчета вибрации и шума характеристик разработать методологию проектирования систем вибро- и шумозащиты и оборудования для их реализации по критерию выполнения санитарных норм вибрации и шума в рабочей зоне операторов.

6. Разработать инженерные решения по обеспечению безопасных условий эксплуатации оборудования виброупрочнения и динамических испытаний.

Научная новизна работы заключается в том, что:

1.Разработана методология моделирования процессов шумообра-зования длинномерных изделий при виброупрочнении и динамических испытаниях, позволяющая на этапе проектирования оборудования, технологических процессов и производственных помещений прогнозировать ожидаемые уровни виброакустических характеристик.

2.Выявлены и описаны связи между спектрами вибрации и шума при виброурочнении и динамических испытаниях, компоновкой оборудования, конструктивными особенностями изделий и параметрами техноло-

гического процесса, что позволяет идентифицировать источники шума, оценивать их количественный вклад в формирование звукового поля и является научной базой для решения важной научно-технической и социально-экономической проблемы - обеспечение безопасных условий труда оператора подобного оборудования.

3. Для различных условий механической обработки рассмотренных процессов учтено амплитудно-фазовое распределение виброскорости вдоль поверхности заготовки, что позволяет уточнить физическую картину формирования спектрального состава шума.

4.Доказана возможность замены излучателя на многих опорах системой нескольких излучателей на двух опорах, что позволяет существенно упростить акустические расчеты при соблюдении достаточной точности для инженерных решений.

Б.Получены аналитические зависимости уровней шума и вибрации, адекватно описывающие формирование звукового поля как системы источников, одновременно излучающих звук, и позволяющие аналитически определить вклад отдельных источников в формирование звукового поля и превышения, создаваемые источниками над предельно-допустимыми значениями в соответствующих частотных диапазонах и теоретически обосновать выбор наиболее рационального варианта системы вибро-шумозащиты оператора.

6.Получены эмпирические выражения частотно-зависимых эффективных коэффициентов потерь колебательной энергии для изделий замкнутого профиля, что позволяет существенно уточнить расчеты виброакустических характеристик, рассмотренных в работе изделий, при виброупрочнении и динамических испытаниях.

7.Разработаны наиболее общие принципы моделирования виброакустической динамики изделий как длинномерных оболочек, что позволяет (в отличие от существующих для заготовок типа балок) учесть соотношение изгибной жесткости самого изделия и жесткости опор и существенно уточнить модель возбуждения вибраций при высокочастотном характере силового воздействия.

Практическая ценность работы состоит в следующем:

1. Разработана методика расчета виброакустических характеристик оборудования для виброупрочнения и динамических испытаний. На этой основе для конструкторско-технологических служб разработан аппарат, позволяющий на этапе проектирования подобных процессов и оборудования для их реализации, а также производственных участков для эксплуатации таких машин, расчетным путем определить шумовые и вибрационные характеристики в рабочей зоне операторов и выбрать инженерные решения по обеспечению нормативных величин.

2. Предложен комплекс мероприятий по снижению уровней шума и вибрации до предельно-допустимых значений, включающий:

- выбор рационального варианта звукопоглощения в соразмерных помещениях;

-системы шумозащиты, рассчитанные и проектируемые по критерию обеспечения требуемой звукоизолирующей способности;

- системы виброзащиты, основанные на подборе рациональных масс и жесткости исходя из минимизации коэффициента передачи сил, а также динамических резонансных гасителей.

Эти способы могут быть использованы как при проектировании, так и модернизации оборудования, находящегося в эксплуатации.

Реализация в промышленности. На ОАО «Роствертол» внедрены мероприятия по снижению шума и вибрации стенда для виброударного упрочнения труб лонжеронов и на участке динамических испытаний. На ОАО «КНИАТ» внедрена методика инженерного расчета систем шумо и виброзащиты оборудования виброударного упрочнения и динамических испытаний.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались и обсуждались на международных конференциях: «Современные проблемы машиноведения и высоких технологий» к 75-летию ДГТУ (Ростов н/Д, 6-7 октября 2005 г) и научно-технической конференции «Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении» (Ростов н/Д, 7-9 сентября 2005 г), Метмаш-2006 (г. Ростов-на-Дону, 5-7- сентября, 2006 г), Метмаш 2007, Метмаш 2008 (г. Ростов-на-Дону, 3-5- сентября, 2008 г), Перспективные направления развития технологии машиностроения и металлообработки (г. Ростов-на-Дону, 28 сентября -30 октября 2008 г).

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 34 печатные работы'/'

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести разделов, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 202 наименований, имеет 114 рисунков, 20 таблиц и изложена на 315 страницах машинописного текста. В приложения вынесены алгоритмы расчета шума и вибрации и сведения о внедрении.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении обосновывается актуальность исследуемой проблемы, сформулированы цель и задачи диссертационной работы, определены научная новизна и практическая ценность полученных результатов,

В первой главе приводится аналитический обзор выполненных ранее исследований по изучению вибрационной обработки и упрочнения деталей, а также виброакустических характеристик технологического оборудования. Особо следует отметить работы А.П. Бабичева, Э.Э. Ла-вендела, И.Ф. Гончаревича, И.И. Блехмана, Р. Бэгнголда, С.Б. Сэвиджа,

Р.П. Берлинга, В.И. Смслянского и др. Эти работы посвящены изучению технологических проблем, качеству поверхностного слоя. Среди исследований шумообразования технологического оборудования, необходимо упомянуть работы Б.Е. Болотова, МП. Козочкина, С.Н. Панова, А.Н. Чука-рина, Б.Ч. Месхи, Г.В. Самодурова и др., которые, в основном, посвящены изучению виброакустических характеристик металлорежущих и деревообрабатывающих станков, кузнечно-прессового оборудования. Из работ относящихся к виброакустической динамике процесса упрочнения, следует отметить исследования шума и вибрации при шарико-стержневом упрочнении и центробежной обработке. Однако эти исследования носят сугубо частный характер, распространяющийся на обрабатываемые изделия только типа балок на двух шарнирных опорах или консольно-защемленных. Не разработан общий методологический подход к теоретическому описанию процессов виброакустической динамики оборудования виброупрочнения и динамических испытаний для широкой номенклатуры обрабатываемых изделий типа балок и оболочек при различных условиях закрепления, а также упрочняющего инструмента на этапах проектирования подобных технологических процессов и машин для их реализации.

Таким образом, решение проблемы улучшения условий труда операторов оборудования для виброупрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий на этапе проектирования является чрезвычайно актуальной и на современном этапе развития в первую очередь зависит от уровня научной базы, обеспечивающей достаточную для инженерных целей точность расчета спектров вибрации и шума. Действительно, только на основе сравнения расчетных уровней шума с предельно-допустимыми возможно выбрать вариант обеспечения санитарных значений при проектировании оборудования. Главным критерием возможности такого подхода является надежность инженерных методов расчета, сравнимая с точностью измерительной аппаратуры.

Вторая глава посвящена разработке моделей виброакустической динамики при виброударном упрочнении и динамических испытаний. Анализ компоновок оборудования для упрочнения и динамических испытаний длинномерных заготовок с точки зрения процесса шумообразования при всем многообразии конфигураций деталей, способов упрочнения и динамических испытаний позволяет выделить две расчетные схемы, на основе которых возможно разработать математические модели генерации шума.

1. Виброударное упрочнение на однокоординатных стендах. При таком способе упрочнения детали находятся в контейнерах. В этом случае можно предположить, что шумообразование в рабочей зоне практически полностью определяется звуковым излучением несущей системы

оборудования, возбуждаемой вибрациями со стороны привода и рабочей среды.

2. Центробежно-ротационный наклеп, шарико-стержневое упрочнение и динамические испытания. В этом случае упрочняемые и испытуемые детали представляют собой балки или тонкостенные оболочки с соответствующими способами закрепления и подтвержденные импульсному силовому возмущению при упрочнении и кинематическому возмущению при динамических испытаниях. Для таких способов' можно предположить, что шумообразование в зоне практически полностью определяется звуковым излучением деталей, инструмента и вибраторов.

Для рассматриваемого в работе оборудования характерно то, что его длина намного больше ширины и высоты, а также, что в ряде случаев это оборудование эксплуатируется в соразмерных помещениях. Для этих условий получено выражение требуемой величины звукоизоляции, найденной из условия выполнения санитарных норм шума в следующем виде:

' ' *ц

5«> -¿,<4*5,<

1 +

ЗИ = + 101д

+ 101д

0,32

,(1)

где 1.\н - уровни звуковой мощности источника шума, дБ; ¿с - уровни санитарных норм шума; у - коэффициент звукового поля над ограждением в производственном помещении; аюе и ад - частотно-зависимые коэффициенты звукопоглощения системы шумозащиты оборудования и производственного помещения; 5/0б и Бщ - площади соответствующих элементов системы шумозащиты оборудования и производственного помещения, м2, кх - коли- • чество элементов системы шумозащиты оборудования, к2 - количество элементов производственного помещения.

Для теоретического обоснования обеспечения санитарных норм шума на этапе проектирования необходимо определить звуковую мощность (звуковое давление) самого источника шума.

Компоновка оборудования позволяет в качестве модели источника шума использовать совокупность плоских пластин ограниченных размеров, одновременно излучающих' звук. Суммарная звуковая мощность определяется по принципу энергетического суммирования

¿г

:Ю1д£о£о^

Ю-12

¿, = 101д£10°'и< ;

(2)

где К - количество звучащих источников; р0 и сь - плотность воздуха (кг/м3) и скорость звука в воздухе (м/с); 5/й. V,- площадь соответствующего элемента (м2) и еиброскорость (м/с).

Для расчета виброскоростей элементов вибростенда использовались методы энергетического баланса. Система уравнений энергетического баланса рамы стенда имеет вид:

где /?,, /)„ - толщины соответствующих стенок, м; М - приведенная масса вибратора, кг; а - амплитуда колебаний, м; п - частота вращения валов вибраторов, с"1; 4 ^ ~ частоты собственных колебаний элементов вибростенда, Гц; 5Л - площадь элемента, м2; /ль - распределенная масса, кг/м2; Пл - эффективный коэффициент потерь колебательной энергии; К и V,, -виброскорости элементов стенда, м/с; Ч'(Л,/Л„) - функции, зависящие

от соотношения толщин стенок стенда.

Аналогичным образом определяются и скорости колебаний стенок контейнеров. Отличие их расчета от рамы заключается в задании вибрационной мощности. Мощность, вводимая в элементы корпуса контейнера, складывается из мощности, передаваемой от рамы и вводимой в основание контейнера, и мощности от воздействия рабочей среды.

Интегральная мощность воздействия потока рабочей среды на стенки контейнера и упрочняемого изделия определялась усреднением скалярного произведения силы воздействия на относительную скорость и' падения среды на движущуюся поверхность Р. И/ - где

индекс П при угловых скобках означает суммирование по всей поверхности П, а ¿'щ - достаточно малый промежуток времени, на котором производится усреднение. С каждым элементом движущейся со скоростью иь поверхности контейнера и детали связывался локальный ортогональный репер, включающий единичные касательный т и нормальный п векторы. Пользуясь соотношением между тензором напряжений а в среде и силой воздействия этой среды на ограничивающую поверхность Р = -0 ■ п (¿5 , а также связью между скоростью и среды в неподвижной и движущейся вместе с репером (п, т) со скоростью и* системах координат и' = и-1)ь, было получено выражение мощности через параметры процесса

Причем векторы п и 1/ь - задаются геометрией и кинематикой границы, тензор я и вектор и являются динамическими характеристиками

среды, получаемыми в результате моделирования методом жестких частиц.

Допущение о том, что напряжения на поверхностях детали и контейнера формируются только за счет столкновений с шариками, позволили получить выражение мощности через массу т и диаметр с! одной частицы, площадь 5 и длину Ь поверхности П, подвергающейся соударениям, а также через скорость отскока »/частицы

где индекс П имеет смысл суммирования по всем прямолинейным отрезкам модельной поверхности: (...)() = ^ (...). Выражение (5) объединяет

в себе мощность, вводимую как упругими нормальными силами соударения, так и касательными силами, возникающими за счет сил трения. Программа моделирования вычисляла векторы и и V всех частиц в каждый момент времени, позволяя дополнительно варьировать параметры моделей взаимодействия частиц с поверхностями. Однако в простом случае синфазных нормальных ударов с частотой Годного слоя размещенных без зазора стальных шариков о плоскую поверхность формула (5) упрощается до

+ (б)

где Я - коэффициент упругого восстановления, р - плотность материала шариков; При р = 7800 кг/м3; </= 0,рр5 м; /= 15 Гц; Я = 0,8; и= 0,5 м/с, дает приближенную оценку и 160 Вт/м2.

При имитационном моделировании динамики рабочей среды в контейнере с закрепленным лонжероном изменением сечения лонжерона по длине пренебрегали. Закон движения контейнера отвечал режимам работы реального технологического оборудования: амплитуда вертикальных колебаний 5 мм, частота,15 Гц. Моделирование производилось с шагом по времени 5-10, мксек до достижения реального времени 1 сек, т.е. полных 15 периодов колебаний.

Зависимость удельной мгновенной мощности от времени показывает, что взаимодействие среды со стенками детали и контейнера носит импульсный характер, что приводит к генерации шума широкого спектра частот.

Анализ конструктивных особенностей оборудования для виброударного упрочнения и динамических испытаний длинномерных заготовок позволяет свести все многообразие изделий к двум типам излучателей: линейному источнику и монополю, для описания звукового давления которых получены следующие выражения:

к01 соэр < 1

е2 о

|Р| = 0,03 * соэр;

к01 собР >1

о

сящая от амплитудно-фазового распределения колебательной скорости на поверхности лонжерона; ¡\г) - площадь поперечного сечения, м) ко-волновое число, 1/м; (3 - угол излучения; собственные частоты колебаний, Гц; /?- расстояние от источника до расчетной точки, м.

Для упрочняющего инструмента при наклепе и вибраторов на стендах динамических испытаний в качестве источника шума принят монополь, звуковое давление которого определяется зависимостью:

где \/к - скорость колебаний корпуса, м/с; г0 - максимальный линейный размер источника, м.

Таким образом, задача определения уровней шума и, следовательно, обеспечение предельно-допустимых спектров шума сводится к определению скоростей колебаний на собственных модах отдельных источников, возбуждаемых технологической нагрузкой или воздействием вибраторов.

В работе упрочняемые заготовки представлены как балки и оболочки на шарнирных и жестких опорах при подвижной и сосредоточенной технологической нагрузке. В автореферате приведены дифференциальные уравнения изгибных колебаний для заготовок типа защемленных оболочек на примере чистовой обработки (с сосредоточенной технологической нагрузкой) как наиболее общего случая для маложестких упрочняемых заготовок:

(8)

+

+

где Е - модуль упругости заготовки, Па; Дг) - момент инерции, м4; гщ -распределенная масса, кг/мг;' Аи Аг, т- амплитуды (Н), координата приложения (м) и период технологического воздействия (с); /- длина заготовки, (м); к- коэффициент, характеризующий моды колебаний.

Все полученные уравнения решаются методом разделения переменных, Модуль упругости представлен в комплексной форме, что позволяет учесть эффективный коэффициент потерь колебательной энергии заготовки. Решение системы уравнений (9) относительно действительной части виброскоростей поперечных колебаний упрочняемого изделия жестко-защемленной оболочки:

34,

) -р ) +

X'

4,

*

t+<|> ап

I я/сг0

за, ' и; (¥1

/ А» в,<*>( /'«(7 лЦт (т)2}2 (¥1

б1п-

ккг

т)

Последнее выражение представлено в виде;

_ . пкг _ . Зпкг = С1(, Б1П—---Н С2), Б1П—-—.

,2 ( Зл/Г 4

. -Зпкг -ап—~ | /

(Ю) (И)

Аналогичным образом определяется скорость колебаний в направлении оси ОХ:

_ . пкг _ . 3пкг К =С„ап — + С2„ ЯП—.

(12)

Функция, учитывающая амплитудно-фазовое распределение виброскорости в данном случае определяется зависимостью:

В =

1

Си

+с„

. , пк -ка15\пК . 2 пк + /Гл/Бтр^ БШ2---' БИТ-^--к

я*

— кй 51пр

тек

+ А-0 51ПР

. , Зпк -/Го/Б'шр . 2 Зл/г + /г0/51ПР

51П --Г-- Б1П----

Зл к

Зпк

(13)

--/ГоБЮР —~— + кй 51пР

Параметры силового воздействия получены на примере модели механизма упрочнителя, схема которого представлена на рис. 1. -

Механизм включает станину 0, трубу лонжерона 2, виброупрочни-тель 3 и шарик 4. В некоторых механизмах используются дополнительные звенья для копирования виброупрочнителем 3 поверхностей лонжерона переменной кривизны. Но, учитывая, что труба лонжерона и копиры вращаются с очень малыми скоростями (5-10 об/мин), их взаимодействие не является ударным и при расчете не учитывается, как и все ко-

печные силы. Виброупрочни-тель 3 и труба лонжерона 2 имеют индивидуальные приводы, обеспечивающие в соответствии с технологическим процессом попутное или встречное вращения, Рассмотрим общий случай ударного взаимодействия. Импульс вдоль линии удара раскладывается по естественному базису.

Для решения задачи ударных взаимодействий в упрочнителе использованы теоремы об изменении количества движения и главного момента количества движения механической системы, гипотезу Ньютона и «Г - гипотезу» Рауса.

В качестве ударных импульсов приняты (рис. 1) 534 и 543 (в точке касания звеньев 3 и 4), 542 и 524 (в точке касания звеньев 2 и 4), а также импульсы ударных реакций в опорах вибровозбудителя 5оз и 5зо и трубы лонжерона 5ог и 5го. Первая цифра справа от импульса означает номер звена, со стороны которого передается импульс, вторая - номер звена, которому сообщается импульс.

Движение звеньев механизма рассматривается как плоское относительно инерциальных систем координат ОзХзУзгз, 02Х2У2г2, оси которых О3Х3 и 02Х2 параллельны линии удара между звеньями 2 и 4, а оси 03У3 и 02У2 перпендикулярны этой линии. Оси 03г3 и 02г2 перпендикулярны плоскости рисунка. Кроме отмеченных выше систем координат с 4 звеном, совершающим плоско-параллельное движение, связана поступательно движущаяся система координат О^Х^ с началом в центре масс звена 4.

Изложенное выше позволяет систему уравнений виброударного взаимодействия звеньев механизма представить в виде:

Рис. 1. Схема ударного упрочнения при встречном вращении упрочнителя и трубы лонжерона

Л, К -шго)=

/77, (030,)2 (о.3 - ш30) = ^я + 5340304 - в2,у03в - 5„,ав

(и0„ = - ^ •с05 (« + Р) + 53"4 • Б1П (и + (',) та (и0лг 534 . б1п а +' 53"4 • соб а

2

34

(14)

Решение системы уравнений (14) может быть осуществлено известными методами с использованием компьютерных технологий.

Разработанная модель ударника для процесса центробежно-ротационного наклепа связывает его конструктивные параметры с параметрами технологического процесса, амплитудой ударных импульсов и их периодичностью, что и дает возможность обеспечить рациональные режимы подобных процессов для различных конфигураций заготовок и материалов.

Это позволяет, используя предложенную методику еще на стадиях проектирования определить импульсные (ударные) возмущения, а затем уже использовать их как входные воздействия для расчета вибрационных и акустических полей всех .звеньев механизмов, оценки их значимости и, в случае необходимости, разработки мероприятий по уменьшению вибраций и шума.

Конструкция стенда динамических испытаний позволяет предположить, что основными источниками излучения звуковой энергии являются само изделие и система натяжения и рассмотреть их как балку или оболочку шарнирно-закрепленную с одной стороны при воздействии продольной силы (или натяжения), а второй ее конец получает возбуждение от эксцентрикового вибратора. При таких краевых условиях дифференциальное уравнение поперечных колебаний изделия типа оболочки с продольным усилием (7о) от системы натяжения имеет вид:

где а - амплитуда колебаний вибратора, м; ю - круговая частота вращения, р/с, т - масса вибратора, кг.

Аналогичным образом определим возбуждение вибраций в системе тросов.

„ д'г д2г О —г + тп —г ■ дх 0 д?

д г та ю

°дхг

4т0/

■эт"

П2

Уравнения решаются аналогичным образом и их решения относительно виброскоростей в автореферате не приведены.

Полученные зависимости позволяют теоретически рассчитывать уровни шума на каждой собственной моде колебаний, т.е. прогнозировать спектры шума на этапе проектирования оборудования виброупрочнения и динамических испытаний для широкой номенклатуры деталей.

В третьей главе изложен разработанный метод виброзащиты машин и технологического оборудования, представляющий автоматизированный метод математического моделирования и рациональный выбор виброзащитных систем при совместном использовании методов виброизоляции и виброгашения.

Совместное сочетание этих методов более эффективно, так как основная масса имеет колебания меньшие, чем виброгаситель, что снижает динамическую нагруженность несущей системы (основной массы), вибровозбудителя, мощность на привод и другие показатели.

В качестве примера рассмотрим стенд для упрочнения лонжеронов вертолетов (рис. 2) для виброзащиты которого используем совмещенный метод виброизоляции и виброгашения. Масса т\ включает основную массу стенда: несущую систему, вибровозбудитель, привод, синхронизаторы и др. Масса щ представляет виброгаситель-контейнер с лонжеронами вертолета и упрочняющей массой.

Ввиду малости упрочняющей массы (по сравнению с массой контейнера) влиянием её движения на колебания контейнера пренебрегаем. Основная конструкция массой т1 опирается на виброизоляторы с приведенной жесткостью С\, демпферы с известными допущениями при этом не используются, то есть сопротивление считаем малым. Виброгаситель связан с основной массой виброизоляторами с приведенной жесткостью Сг и демпферами с приведенным коэффициентом вязкого сопротивления г.

/////////л /////////

Рис. 2. Схема стенда виброупрочнения лонжеронов

Дифференциальные уравнения движения системы имеют вид:

\ir\z" + rz{ + (С, + С2) /, - rz2 -C,z2 = F0 sin mí

i » • _ ' - Л (16) [m2z2 -rz¡ -C2z, + rz2 +C2z2 = O

а ее решение определяется следующим выражением:

z¡ = F0[s¡n(ü>£)C22C, -sin(»f)C22m,ü>2 -sin(<ot)C2m2m2 -251п(ме)С2С,т2ш2

+2s¡n(tof)C2OT1ta''/?72 +s\n{ü}t)C2m¡ío'> - sin(íü/-)/n2mV +sin(wí)C1r2co2 + +sin(o)f)Cj/n2oí4 -siníwfJ/njwV2 -sin(m^m^mj ~cos(íot)mjnry /(С2С/ - 2С2т1<л6т2 + m2VC22 + 2тгы6г1т> -2тг<лг7С1 + 2С2т2о)*тг --2С2т2ш2С1+ /7)2üiV2 + 2C2m¡m',Cí -2C2m¡tñ'm1 +C22/r?1V +C,2rV + С2т2гю +m2(o6r2 + m,Vm2 - 2C2C¡m¡c2 + 4C2C1m2o)'lm1 - 2C2C¡m2a2 - 2C/Vm, -~2Clm¡(»<'ml)

(17)

С учетом введенных обозначений C^Cj -С2/771ю2-Сг2л72ы2 - 2CiClm1<»2 + 2С2т^т2 + С2т]и? -m2ta'r2 + +C1r2o)2 + QmjW4 - /OjíoV2 - m^ml = a; -mlisFr = p;

С^С,2 - 2C2m¡p''m1 + m¡pAC7 + 2m2pbm2ml - 2тгрлт7С1 + 2С2т2ытп --2C¡m2a2C + /77>6г2 + 2C2m2VC, - 2С2т2ш6т, + С2/??,2«4 + C/rV н-+C12/t)2V + /п2©6/*2 + m¡(ü'm2 -2C¡Clm1í£,2 +4С2С1т2ш',т1 -2C2C¡m2m2 ~ -2С/2о)*m¡ - 2Cím¡(üí'm¡ = у,

a = ц COS е р = (.i sin е tge =—

/ i а .

получено выражение амплитуды колебаний по координате Zi Ял/a2 +р2 . , . ч

г, ~—sin(wí + e). (18)

С учетом обозначений -С2т2со2 - m2mV2 +C2mla>4m2 -C2C¡m2ы2 -m,mV2 + С/2«2 -С^т^ь2 + ^22С,=Х Г

mlü?rmi - m2ú)}rC¡ = i];

CjC* -2С1т^юът2 + m2co4C2 + 2тгю6г2т1 -2m2coVC, + 2С2гт2<»*тп -~2С*тргС + mJwV2 + 2Сгт\<а'*т1 - 2C2m72a6mi + С22т,У + C,V2 со2 + +C,2m2V +m2w6r2 + m2m8m2 - 2С2 С^со2 + 4C2C1m2co4m1 -2С2С2т2ш2 --2С1ггш"т1 -2Cimj<»°m1 = v,

л. = еcosr) = osini(/ tgy = -

' X/

получено выражение амплитуды колебаний виброгасителя по координате z2

-sin(wi + 4(). (ig)

V

В прикладной теории виброизоляции качество виброзащиты определяется коэффициентом передачи сил К& представляющим отношение амплитуды силы передаваемой основанию /?та* к амплитуде возмущающей силы

к* — ^пах

С целью создания единой методологии виброзащиты машин используем этот же критерий и для виброзащиты совмещенным методом виброизоляции и виброгашения.

В соответствии с принципом равенства действия и противодействия сила, передаваемая основанию, равна реакции основания

„ С.ЯхрТр7 . , . .

й = _!_0-!—5т(со4: + е) (21)

У

Из выражения (21) следует, что

R

чпах

у

(22)

Тогда, в соответствии с зависимостью (20)

ке-—-• (23)

Очевидно, что как для метода виброизоляции, так и для метода виброгашения, эффективность виброзащиты будет тем выше, чем меньше коэффициент передачи сил Кв.

Стенд для динамических испытаний лонжеронов лопастей вертолета представляет собой сложную конструкцию, состоящую из следующих подсистем: подсистема опоры со стороны лонжерона 1 на рис. 3; подсистема опоры со стороны системы натяжения 2; подсистема тросов натяжения 3; подсистема лонжерона 4; подсистема вибровозбудителя 5.

Опоры со стороны лонжерона 1 и со стороны системы натяжения 2, массами ^ и Мг, з2 (соответственно), соединены с полом цеха упру-го-диссипативными связями. Жесткость и диссипация Л/, связей,

' =1/2, / = 1,2 в общем случае нелинейно зависят от смещений X/ и

скоростей . I---------

-1 чСТ

Подсистема натяжения 3 представляет собой систему стальных тросов,. с помощью которой осуществляется предварительный натяг лонжерона в стенде, точки зрения излучения звуковых колебаний эта подсис- Рис 3" Структурная схема упрощенной тема представляет собой модели системы циклических испытании ■ набор струн. Однако для лопасти вертолета

задачи исследования передачи вибрации в опоры стенда ее можно заменить упруго-диссипативной связью, как это сделано на структурной схеме (рис. 3).

Возможность моделирования подсистемы лонжерона 4 на рис. 3 в виде гармонического осциллятора дополнительно можно обосновать резонансным режимом работы стенда динамических испытаний, обеспечиваемым настройкой силы натяжения тросов и подстройкой частоты вращения вибровозбудителя для получения заданной амплитуды колебаний.

Используя формализм Яагранжа 2-го рода, получена система уравнений динамики моделируемой системы:

+ ~ + - + С,^/,2 - с, (У(£,-*з)2 + УЗ -к- а/2 )/2 = 0; + ^'-гЧ - >Ь - "А)'; + СМ2 - ^(¿г + Х3)Чу3г - - = 0;

Ц+а 2/2

1 <Мг

М3х3 + Ь3х,

+ Ь,х3

4*1 +У1) ■Щ+Х;

<Уг

1-

к + а,<1

I Ж-^+у!)

= 0;

1 «Л

{ 1*1 +Я)

+

+ С3 Уз

Ц+а 2/2

Я

1-

+ "Л

= тт'ашаС.

Полученная модель является нелинейной, и в процессе ее исследования линеаризуется в окрестности положения равновесия.

Численный расчет по полученным выше зависимостям позволяет определить амплитуды и уровни виброскоростей в рабочей зоне оборудования, превышение над предельно-допустимыми значениями. На основе этих данных выбираются на этапе проектирования подобных стендов инженерные решения, обеспечивающие выполнение санитарных норм вибраций.

В четвертой главе представлена методика инженерного расчета систем шумо и виброзащиты рассматриваемого в работе оборудования/, разработанная на основе математических моделей глав 2 и 3. Несмотря на различные компоновки, расчет систем шумозащиты может быть выполнен по общему методологическому подходу и фактически сводится к определению звуковой мощности или звукового давления самих источников, а на этой основе и определения требуемых звукоизолирующих характеристик шумозащитных конструкций.

Расчет виброакустических характеристик оборудования виброударного упрочнения основан на энергетических методах, традиционно применяемых для корпусных деталей. Существенное отличие расчета вибраций контейнеров заключается в определении вводимой в их корпуса вибромощности от рабочей среды. Имитационное моделирование производилось программным комплексом GranMos, Вычисляемым энергетическим параметром была удельная мощность, вводимая рабочей средой в корпус контейнеров, зависимости которой от времени показывают, что взаимодействие среды со стенками носит импульсный характер. Такой характер изменения мощности должен приводить к генерации широкополосного спектра шума с достаточно равномерным распределением интенсивности по октавам.

Расчет .виброакустических характеристик, изделий при высокочастотном импульсном характере технологической нагрузки динамических испытаний выполнен для деталей типа балок и оболочек с различными способами закрепления согласно зависимостям, приведенным в главе 2.

Методика расчета вибраций станка виброударного упрочнения позволяет найти рациональные параметры вибровозбудителя и решить задачу минимизации коэффициента передачи сил на фундамент.

В связи с этим, для выбора рациональных параметров виброзащитной системы (использующей метод виброизоляции совместно с методом виброгашения) используем коэффициент передачи сил /Св, минимум которого и необходимо найти в результате минимизации при наличии ограничений в виде равенств или неравенств. В общем случае задача минимизации сформулирована в виде:

/Í£r-»min; тш„ ¿m¡< mlmax; Cim¡n SCi< Cimax; m2min < m2< rn2mx

Qmtn ¿c2< Gmax/' /biin 2Г< Гтах; Ц)т|„ <ü)< Ü)max. (25)

В качестве примера ограничения на параметры рассматриваемой виброзащитной системы выберем на основании теории и практики виброзащитных систем, а также из технической и проектной документации вибростендов находящихся в эксплуатации. В первую очередь задается в соответствии с технологическим процессом упрочнения лонжеронов вертолета амплитуда А2 и частота ш виброупрочнения. Диапазон ограничения масс mi и тг устанавливается в соответствии с техническим проектом. В случаё необходимости после минимизации может использоваться частично балластная масса.

Диапазон изменения жесткости Q устанавливается из условия несовпадения собственной частоты вибростенда без гасителя с частотой внешнего возмущения, а диапазон изменения жесткости С2 назначается из условия обеспечения собственной частоты гасителя (при неподвижной основной массы стенда) в узком диапазоне изменения вынужденной частоты колебаний.

Диапазон изменения коэффициента неупругого сопротивления устанавливается таким образом, чтобы он был меньше критического.

Если в результате минимизации какой-либо параметр оказывается на границе ограничения, задается новое приближение, расширяющее это ограничение в допускаемых пределах.

С учетом изложенного выше, задача минимизации представлена в

виде:

Кв->min; 10000000<q<40000000 Н-м"1; 21675000<С2<32400000 Н-м'1;

10000</77i<13000 кг; 3000< тг<4000 кг; 800000<г<1000000 Н-м '-с; вБ^Ш^ЭОс"1.

Оптимизация выполнена в системе MATLAB (пакет оптимизации Optimization Toolbox} в виде задачи минимизации при наличии ограничений в виде неравенств. В результате оптимизации найдены следующие параметры:

£=10000000 Н-м'1; С2=16755000 Н-м'1; т^ЮООО кг; т^ЗООО кг; г=800000 Н-м_1-с; ш=90 с"1.

Минимальное значение коэффициента передачи сил Кв=0,11, что позволило в 9 раз снизить динамические нагрузки на несущую систему стенда и фундамент.

Методика идентификации стенда динамических испытаний позволила определить характеристики вибровозбудителя и параметры модели (25). Показано, что в системе кроме колебаний на частоте, равной частоте вращения электродвигателя, вибровозбудитель генерирует широкополосный средне- и высокочастотный шум. Сигнал, генерируемый вибровозбудителем и описываемый зависимостью

1/(0 = + F3eJ3'" + РДе1^') f взят за основу при идентификации математической модели стенда. Это

позволяет определить коэффициенты передачи вибрации через опоры стенда в рабочую зону операторов и выбрать рациональный вариант системы виброзащиты.

В пятой главе приведены результаты экспериментальных исследований виброакустических характеристик на участках виброударного упрочнения, центробежно-ротационного наклепа и динамических испытаний.

Экспериментальные исследования шума и вибрации производились в лаборатории динамических испытаний (ЛДИ) ОАО Роствертол. Необходимо отметить, что на участке виброударного упрочнения отме-. чено очень высокое превышение шумовых характеристик в сравнении с санитарными нормами (рис. 5), которое достигает 31 дБА по уровню звука и 33 дБ по уровням звукового давления. Для данного оборудования характерными особенностями, отличающими его от большинства технологических машин механической обработки, являются следующие: практически равномерная интенсивность составляющих спектра в широкой полосе частот 31,5-2000 Гц, где разница в уровнях не превышает 2 дБ, что сравнимо с точностью измерений; превышение уровней звукового давления наблюдается практически по всему нормируемому частотному диапазону; уровни холостого хода, т.е. в режиме, когда измерения проводились без лонжеронов и шариков в контейнерах, также превышает норматив во всем нормируемом диапазоне. Уменьшение уровней шума холостого хода в сравнении с рабочим режимом относительно невелико и составляет 3-6 дБ в интервале частот 31,5-2000 Гц и 2-3 дБ - в высокочастотной части спектра 4000-8000 Гц. Таким образом, даже на холостом ходу уровни шума превышают предельно-допустимые значения на 10-27

и дБ 100 90 80 70 60

А •

V Г*Г ч

ч \ А

<1 •V, £

►

\

МБ

100 90 80 70 60

1

\

г/ >

\

63 250 1000 4000 Ь Гц 63 250 1000 4000 ^ Гц

Рис. 5. Спектры шума стенда: 1 -двигатель; 2 - стенд в рабочем режиме; 3 - холостой ход стенда; 4 - только рама; 5 - норматив

Рис. 6. Спектры вибраций в рабочем режиме: 1 - контейнера; 2 - вибрирующей рамы

дБ в широкой полосе частот 124-8000 Гц. Шум только двигателей, когда со шкивов снимались ремни, уже создает превышение норматива на 3-5 дБ в среднечастотной части спектра 500-1000 Гц. Характер спектров виброскорости на контейнерах и вибрирующей раме идентичен как в рабочем режиме (рис. 6), так и на холостом ходу.

Увеличение уровней вибраций на контейнерах в рабочем режиме в сравнении с холостым ходом составляет 4-7 дБ, а на вибрирующей раме изменение уровней вибрации не превышает 2 дБ. Эти данные подтверждают правильность теоретического подхода к описанию виброакустической динамики стенда.

В отличие от оборудования виброударного упрочнения при цен-тробежно-ротационном наклепе спектр шума имеет четко выраженный высокочастотный характер. Превышение уровней звука составляет 32-38 дБА, а уровней звукового давления - 34-44 дБ в высокочастотной части спектра 2000-8000 Гц. Высокочастотный спектральный состав шума при высокочастотном импульсном силовом воздействии позволяет предположить, что формирование звукового поля определяется акустическим излучением упрочняемой детали и упрочняющим инструментом.

Результаты измерений уровней шума вдоль трубы лонжерона показали, что характер спектров шума при этом не изменяется. Изменение интенсивности шумоизлучения наблюдается на частотах 500 Гц и выше, и составляет 3-5 дБ. Этот факт объясняется различиями в длине и площади поверхности детали между опорами. Действительно, длина и площадь первого участка детали между опорами I и II составляет соответственно 2 м и 0,824 м2. Длина и площадь второго участка (между опорами II и III) составляют 5,7 м и 2,5 м2, третьего участка (между опорами III и IV) - 6,3 м и 2,76 м2. Согласно формуле звукового давления изменение уровней этой величины для балки ограниченной длины пропорционально -JSL . Поэтому теоретически рассчитанное увеличение уровней шума

второго участка в сравнении с первым составляет = 5 дБ,

что хорошо согласуется с экспериментальными данными.

Между тем в точках 15 и 17 (рис. 7 и 8), находящихся в промежутках между II-III и III—IV опорами соответственно, спектральные уровни шума практически одинаковы, что также хорошо согласуется с теоретическим расчетом:

10 Ig = 0,4 дБ

V 5,7-2,5

Эти данные свидетельствуют о справедливости допущения о возможности расчета шума многоопорных длинных заготовок энергетиче-

Рис. 7. Спектры шума при центро- Рис. 8. Спектры шума в точке №15: бежно-ротационном наклепе тру- 1 - уровни шума; 2 - норматив бы лонжерона: 1 - холостой ход;

2 - в точке №11; 3 - в точке №17; 4 - норматив ской суммой уровней шума системы двухопорных балок при их независимом возбуждении технологическими нагрузками.

Замеры вибрации также подтверждают правильность выводов о закономерностях процесса шумообразования. Прежде всего, необходимо отметить идентичность состава спектра на трех участках заготовки. Причем на втором и третьем пролете (аналогично уровням шума) виброскорости практически не имеют отличий. На первом пролете уровни вибрации на 4-6 дБ выше (рис. 9), чем на втором и третьем пролете (рис. 10). Спектры вибрации трубы лонжерона характеризуются равномерным спадом интенсивности до частоты 1000 Гц, а на более высокочастотной области интенсивность вибрации возрастает, то есть спектры виброскорости имеют высокочастотный характер (также как и спектры шума).

Рис. 9. Спектры вибрации: 1 - на Рис. 10. Спектры вибраций: 1- на первом пролете детали; 2 - на втором пролете детали; 2 - на

втором пролете кронштейне инструмента

Для уточнения установленных процессов шумообразования при центробежно-ротационном наклепе были проведены дополнительные эксперименты при обработке заготовки постоянного момента инерции при закреплении ее в двух опорах и неизменных технологических режимах обработки. Характер спектра шума в данном случае полностью идентичен спектру при обработке трубы лонжерона. Интенсивность звукового излучения несколько ниже. Уменьшение уровней звукового давления составляет 4-7 дБ для шестиметровой стальной трубы (рис. И).

Уменьшение уровней звукового давления у двухметровой трубы в сравнении с 6-ти метровой составляет 2-4 дБ, а снижение акустической активности у дюралевой трубы в сравнении со стальной - 4-6 дБ. Эти данные подтверждаются замерами вибрации на стальной и дюралевой трубах (рис. 12), т.к. эффективный коэффициент потерь колебательной энергии алюминия я в 5 раз выше, чём у стали. Снижение уровней звукового давления в высокочастотной части спектра;связано не только с уменьшением площади звукового излучения, но и'с уменьшением количества источников шума с трех до одного. Теоретическое значение составляет 101дЗ = 4,8 дБ. ЦдБ 110 100 90 80 70 60

\

4

1

•

63 250 1000

4000 Ь Гц

Рис. 12. Спектры вибрации на заготовках длиной 2 м: 1 - стальной трубе; 2 - дюралевой трубе; 3 - на сплошной заготовке

4000 Г, Гц

Рис. 11. Спектры шума при упрочнении; 1 - трубы длиной 6 м; 2 -трубы длиной 2 м стальной; 3 -трубы длиной 2 м дюралевой; 4 -сплошной заготовки: 5 - нооматив

Аналогичные результаты получены и при измерении вибраций. Спектр виброскорости на детали соответствует спектру вибраций на первом участке трубы лонжерона. Спектр вибрации на опоре не отличаются ни по составу, ни по интенсивности составляющих от аналогичных данных, полученных при обработке труб лонжеронов. Сплошные заготовки, имеющие большую изгибную жесткость, характеризуются равномерной интенсивностью спектрального состава в области частот 2000-8000 Гц и существенным уменьшением интенсивности звукового излучения. У

сплошной заготовки изгибная жесткость в 3 раза выше, чем у полой заготовки. В этом случае теоретическое значение снижения шума составляет 9,5 дБ. Экспериментальное значение составило 7-10 дБ.

Таким образом, экспериментальные исследования подтвердили возможность замены сложного излучателя, имеющего несколько промежуточных опор, системой источников звука на двух опорах, что существенно упрощает акустические расчеты при условии соответствия точности теоретических и экспериментальных данных. Экспериментальные исследования показали, что для широкого класса номенклатуры размеров заготовок, подвергаемых центробежно-ротационному наклепу, процесс формирования шума имеет идентичный характер, что позволяет подойти к решению задачи обеспечения санитарных норм в рабочей зоне оператора с единых позиций. При столь высокой шумоакгивности данного метода обработки и невозможности достичь существенного снижения шума в самом источнике добиться выполнения санитарных норм возможно только за счет расчета и проектирования звукозащитной конструкции с требуемой величиной звукоизоляции.

Динамическим испытаниям подвергаются детали различных конфигураций, размеров и на различных режимах (при различных амплитудах и частотах вибрации). Поэтому на рабочих местах операторов наблюдается значительное поле рассеяния уровней вибрации (76-112 дБ) и уровней звука (76-93 дБА). Гистограммы распределения уровней звука и вибрации приведены на рис. 13 и 14.

32%

30°Ли 20%. 10%-

22°/

10°/

. 5%

гзрьр

18%

30%, 20% 10%

154

21%

18%

10е

Б°/с

76 78 80 82 84 86 88 90 93 дБА

77 82 87 92 97 102107112дБ

Рис. 13. Гистограмма распределения рис. 14. Гистограмма распределения уровней звука уровней виброскорости

Результаты измерений показали, что только в 5% случаев уровни звука не превышают предельно-допустимого значения (80 дБА). Незначительное превышение норматива - на 2 дБА зафиксировано также только в 5% случаев. На подавляющем большинстве рабочих мест (72%) превышение уровней звука составляет 8-13 дБА.

Аналогичным образом формируются спектры шума при динамических испытаниях длинномерных изделий (длиной 10 м). Интенсивность

звукового излучения распределена достаточно равномерно в широкои полосе частот как среднечастотного, так и высокочастотного диапазона 125-4000 Гц (рис. 15).

В 1-5 октавах происходит значительный спад интенсивности вибрации с увеличением частоты (7-12 дБ на октаву). В 6-8 октавах интенсивность вибрации распределена достаточно равномерно, хотя и существует тенденция снижения уровней виброскорости, но уменьшение уровней составляет уже 1-2 дБ на октаву, т.е. находится в пределах точности измерительной аппаратуры. Уровни виброскорости в рабочей зоне не превышают предельно-допустимых значений (рис. 16). 1-,дБ

I, ДБ 90 80 70 60

* >

>

16 63 Гц

Рис. 16. Спектры вибрации в рабочей зоне стенда:--норматив; ---- уровни виброскорости

63 250 1000 4000 ^ Гц Рис. 15. Спектр шума в рабочей зоне динамических испытаний длинномерных изделий: 1 - по центру лонжерона; 2 - норматив

Фактически только в октаве со среднегеометрической частотой 31,5 Гц уровень виброскорости на 1,5-2 дБ превышает нормативное значение, но это соизмеримо с точностью прибора ВШВ-003-М2. Таким образом, проведенные экспериментальные исследования подтвердили правильность теоретических выводов о закономерностях шумообразования и возбуждения вибраций при динамических испытаниях широкой номенклатуры изделий.

Сравнение теоретических и экспериментальных уровней шума показало, что для стенда виброупрочнения разница между ними не превышает 4 дБ (рис. 17). Для процесса центробежно-ротационного наклепа разница в уровнях шума в области частот 31,5-250 Гц достигает 10 дБ и экспериментальные значения выше расчетных (рис. 18). Этот факт объясняется тем, что в этой части спектра звуковое поле формируется излучением несущей системы станка, а не системы "инструмент-заготовка". Расчет же проводился для уровней шума, создаваемых заготовкой и уп-рочнителем. Кроме этого в данном частотном диапазоне уровни звукового давления существенно ниже санитарных норм. В области средних и высоких частот 500-8000 Гц (где и превышаются санитарные нормы) разница расчетных и экспериментальных величин составляет 2-3 дБ. Анало-

ь, дБ 110

100 90 80 70 60

К

/ 1С X ■г ч

1 ч ч.

V

С

Ц ДБ 110

100 90 80 70 60

л /

/ V

)

63 250 1000 4000 ^ Гц

63 250 1000 4000 Гц

Рис. 17. Спектры шума стенда виб- Рис. 18. Спектры шума при центробеж-роупрочнения: 1 - эксперименталь- но-ротационном наклепе: 1 - экспери-ный; 2 - теоретический; 3 - норма- ментальный; 2 - теоретический; 3 -

тив норматив гичные результаты получены и для динамических испытаний (рис. 19). В дБ|—р-^———-,—^ — области низких частот расчет_ " ные величины на 3-4 дБ ниже

100 ^-■Г" ~ ^ опытных, а в средне- и высо-

90 80 70

2 г

£ 'ч

63 250 1000 4000Л, Гц Рис. 19. Спектры шума при динамических испытаниях длинномерных изделий: 1 -экспериментальный; 2 - теоретический

кочастотнои области 250-8000 Гц расчетные величины на 2-3 дБ выше экспериментальных.

Такая точность расчета шумообразования источников является вполне приемлемой для инженерных расчетов, т.к. сравнима с точностью существующих методов расчета звукоизолирующих конструкций, а это, в свою очередь, и является основным критерием оценки надежности разработанных методов расчета и возможности использования полученных результатов для обеспечения акустической безопасности на этапе проектирования подобных процессов и оборудования для их реализации.

Шестая глава посвящена эффективности мероприятий по снижению уровней шума и вибрации до нормативных значений. Для рассматриваемого в работе оборудования характерно то, что для всех типов изделий длина намного больше ширины и высоты. Это обстоятельство позволяет разработать систему шумозащиты с максимально возможной унификацией и ограничить поверхности элементов ограждений плоскостями и полуцилиндрическими конструкциями. Для достижения требуемой звукоизолирующей способности варьирование размерами элементов ограждения крайне ограничено. Поэтому обеспечение требуемой акусти-

ческой эффективности достигается подбором толщин элементов стенки, количеством слоев, т.е. применением "сэндвич-панелей". Поверхности элементов ограждения облицовываются вибродемпфирующими и звукопоглощающими материалами.

Закономерности шумообразования и компоновка стенда определили конструкцию системы шумозащиты, которая состоит из трех арочных секций, входящих одна в другую (рис. 20).

При выполнении операций по установке и снятию контейнеров с вибростенда секции находятся за пределами зоны обслуживания. Внутренний объем шумозащитного укрытия разделен перегородками на зоны, ограничивающие распространение шума через проемы в торцах. На основании расчетов требуемой величины звукоизоляции несущая система шумозащитной конструкции выполнена из листовой стали толщиной 1,2 мм, а в качестве звукопоглощающего материала применены минералло-ватные маты толщиной 50 мм.

Низкие уровни вибрации на несущей системе оборудования при центробежно-ротационном наклепе позволяют отказаться от литой чугунной станины и использовать станину сварную из листовой стали толщиной 10-12 мм. Разработанная компоновка станины приведена на рис.

Рис. 20. Система шумозащиты вибростенда

21.

Рис. 21. Компоновка станины; 1 - двигатель главного привода, 2 - редуктор, 3 - ременная передача, 4- передняя бабка, 5 - задняя бабка, 6 -система шумозащиты, 7 - упрочнитель.

В левой тумбе станины монтируется привод вращения бабки изделия, состоящий из асинхронного электродвигателя, ременной передачи и червячного редуктора. В качестве бабки используется шпиндельная бабка токарно-револьверного станка, в которой отсутствуют зубчатые колеса, а опоры качения шпинделя заменены опорами скольжения, что допустимо вследствие малой величины скорости вращения. Ширина станины выбрана с таким расчетом, чтобы противовес упрочнителя, устанавливаемый на стол станка, не выходил за габариты станины. Привод подач включает высокомоментный двигатель постоянного тока, соединенный с тяговым устройством муфтой, а сам ходовой винт располагается внутри станины. Система шумозащиты также представляет собой арочную конструкцию, состоящую из нескольких секций, каждая из которых устанавливается в пазы станины. Со стороны оператора предусмотрены открывающиеся окна из поликарбонатного стекла толщиной 15 мм. Установка разработанной системы шумозащиты обеспечила выполнение санитарных норм шума в производственном помещении (рис. 22).

1-, дБ 100 90 80 70 60

63 250 1000 4000 Гц Рис. 22. Спектры шума на рабочем месте: 1 - спектр шума работающей установки; 2- спектр шума установки с звукоизолирующим ограждением; 3 - нооматив шума

\

3 и

\1 ч>

Аналогичная система шумозащиты применена на стенде динамических испытаний.

Результаты исследований внедрены на ОАО «КНИАТ» (Казанский научно-исследовательский институт авиационных технологий) и ОАО «Роствертол». На ОАО «КНИАТ» внедрена методика инженерного расчета систем шумо и виброзащиты оборудования виброударного упрочнения и динамических испытаний. Системы шумо- и виброзащиты на оборудовании виброударного упрочнения, центробежно-ротационного наклепа и динамических испытаний внедрены на ОАО «Роствертол». Внедрение указанных мероприятий на ОАО «Роствертол» обеспечило выполнение санитарных норм шума и вибрации в рабочей зоне объектов исследования. Ожидаемый социально-экономический эффект составляет 1280 тыс. рублей (в ценах 2009 г).

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

Рассмотрены основные направления решения важной научно-технической и социально-экономической проблемы, имеющей большое народнохозяйственное значение и заключающейся в создании теории и методов обеспечения виброакустической безопасности при проектировании оборудования виброупрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий. -

Конечные результаты работы можно представить следующими основными выводами:

1. Теоретически обоснованы принципы обеспечения предельно-допустимых уровней вибрации й шума на рабочих местах операторов при проектировании и эксплуатации оборудования виброупрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий.

2. Разработан общий методологический подход к моделированию процессов виброакустической динамики вышеуказанного оборудования, основанный на существенно различных доминирующих источниках шума:

- несущей системы оборудования виброударного упрочнения;

- системы заготовка-упрочняющий инструмент при высокочастотном импульсном характере технологической нагрузки при наклепе;

- системы изделие-устройство натяжения-вибратор при динамических испытаниях.

3. Для оборудования виброударного упрочнения с использованием программного комплекса имитационного моделирования динамики рабочей среды (шариков) построена и отработана модель технологической системы виброударного упрочнения и определены удельные и полные мощности воздействия рабочей среды на стенки элементов несущей системы, что в комплексе с энергетическими методами расчета корпусных деталей позволило выявить характерные закономерности формирования спектров шума.

4. Доказана возможность замены сложного излучателя для много-опертой заготовки системой нескольких линейных излучателей на двух опорах с соответствующим амплитудно-фазовым распределением виброскорости вдоль поверхности заготовки, что позволяет существенно упростить расчет спектров шума при соблюдении достаточной для решения инженерных целей точности расчетов.

5. Разработаны математические модели процессов шумообразова-ния вышеуказанного оборудования с учетом его размещения в производственных помещениях, что позволяет выполнять акустические расчеты не только при проектировании самого оборудования, но и соответствующих производственный участков.

6. Полученные аналитические зависимости основных акустических характеристик звуковой мощности и звукового давления позволяют теоретически оценить закономерности формирования спектров излучаемого шума и учитывают геометрические параметры источников шума, параметры технологического процесса (амплитуда силового воздействия, длительность ударных импульсов, их периодичность для операций упрочнения, а также частота вибраций, амплитуда и сила натяжения системы тросов для стендов динамических испытаний), а также диссипатив-ную функцию, характеризуемую частотно-зависимым коэффициентом потерь колебательной энергии.

7. На основе теоретических исследований разработана методика расчета виброакустических характеристик объектов исследования, которая дает возможность определить уровни вибрации и шума в рабочей зоне операторов, выявить величины превышений над предельно-допустимыми величинами в соответствующих частотных интервалах и на этапе проектирования выбрать рациональные варианты систем вибро-шумозащиты, обеспечивающих выполнение санитарных нормативов.

8. Экспериментальные исследования, выполненные в условиях реального производства, подтвердили правильность теоретических выводов о закономерностях шумообразования объектов исследования и адекватность методики расчета виброакустических характеристик. Разница между экспериментальными уровнями шума и расчетными значениями не превышает ±2-3 дБ для всех типов рассматриваемого в работе оборудования, что находится в пределах точности измерительной аппаратуры и, соответственно/ является основным критерием, характеризующим надежность аналитических зависимостей и методов расчета.

9. Разработаны звукозащитные системы для оборудования виброупрочнения И динамических испытаний, обладающих высокой степенью универсальности, технологичностью и акустической эффективностью. Разработана новая конструкция станка для центробежно-ротационного наклепа, позволившая, существенно упростить существующие звукоизо-

лирующие конструкции, снизить металлоемкость и уменьшить занимаемую производственную площадь на 50-57%.

10. Разработаны способы обеспечения санитарных норм вибрации путем рационального выбора параметров вибровозбудителей для оборудования виброударного упрочнения и динамических испытаний.

Содержание диссертации изложено в 34 публикациях, основными из которых являются:

. Монографии: •

1. Шамшура С.А. Моделирование процессов шумообразования и вибраций оборудования виброупрочнения и динамических испытаний / С.А. Шамшура // Монография. - Ростов н/Д: Издательский центр ДГГУ, 2010. - 177 с.

2. Шамшура С.А. Совершенствование методов расчета виброакустических характеристик процесса виброударного упрочнения деталей на однокоординатных станках с целью обеспечения промышленной безопасности оборудования / С.А, Шамшура, А.Н. Чукарин // Монография. -Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2007. - 108 с.

3. Стрельченко С.Г. Виброакустические расчеты и проектирование систем шумозащиты при центробежно-ротационном наклепе длинномерных заготовок / С.Г. Стрельченко, А.Н. Чукарин, С.А. Шамшура // Монография. - Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2005. - 164 с.

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

4. Шамшура С.А. Виброакустические характеристики в рабочей зоне оборудования центробежно-ротационного наклепа труб лонжеронов вертолетов / С.А. Шамшура, Ю.А. Проскорякова // Безопасность жизнедеятельности. - 2007. - №12. - С. 10-13.

5. Богданова И.В. Динамическая модель стенда циклических испытаний лонжеронов лопастей вертолетов / И.В. Богданова, А.Д. Лукьянов, С.А. Шамшура // Вестник ДГТУ. - 2007. Т.7. №2(33). -С. 209-217.

6. Шамшура С.А. Моделирование динамики механизма для упрочнения лонжеронов вертолетов с целью оценки значимости его звеньев в формировании уровней вибрации и шумов / С.А. Шамшура, В.П. Жаров // Вестник РГУПС. - 2008. №2. - С. 14-19.

7. Шамшура С.А. Математическая модель оборудования циклических испытаний лонжеронов лопастей вертолетов / С.А. Шамшура // Вестник РГУПС. - 2008. №3. - С. 12-20.

8. Калашникова О.А. Моделирование шумообразования'оборудования для обработки длинномерных деталей в соразмерных помещениях / О.А. Калашникова, С.А. Шамшура // Вестник ДГТУ. - 2008. Т.8. №4(39). -С. 479-485.

9. Шамшура С.А. Математическая модель резонансного гасителя / С .А. Шамшура, И.В. Богданова // Вестник РГУПС. - 2008. №4. - С. 15-19.

10. Шамшура С.А. Математическая модель шумообразования виброударного упрочнения лонжеронов вертолетов / С.А. Шамшура, С.Н. Шевцов, А.Н. Чукарин // Вестник ДГТУ. - 2009. Т.9. №2(41). - С. 217-223.

И. Шамшура С.А. Моделирование вибраций труб лонжеронов при высокочастотном импульсном упрочнении / С.А. Шамшура // Вестник РГУПС. - 2009. №2. - С. 5-14.

12. Чукарин А.Н. Моделирование вибраций акустической системы стендов при динамических испытаниях / А.Н. Чукарин, С.А. Шайшура // Вестник ДГТУ. - 2009. Т.9. №3(42). - С. 427-432. " '

13. Шамшура С.А. Теоретическое обоснование методов виброзащиты оборудования для виброударного упрочнения лонжеронов вертолетов / С.А. Шамшура // Вестник ДГТУ. - 2009. Т.9. №4(43). -С. 622-626.

Статьи в других научных изданиях:

14. Бабичев А.П. Методика расчета шумовых характеристик оборудования для виброударного упрочнения лонжеронов / А.П. Бабичев, С.А. Шамшура // Вопросы вибрационной технологии: Межвуз. сб. науч. тр. -Ростов н/Д, 2004. -№4. - С. 164-182.

15. Жаров В.П. Моделирование и оптимизация динамической системы вибростенда для упрочнения наклепом наружных и внутренних поверхностей лонжеронов вертолетов / В.П. Жаров, С.А. Шамшура // Известия ИУИ АП. -№1-2, 2005. - С. 60-62.

16. Шамшура С.А. Теоретическое исследование шумообразования на участке виброударного упрочнения труб лонжеронов / С.А. Шамшура, А.П. Бабичев, В.П. Жаров // Волжский технологический вестник, -Волгоград, 2005. - С. 10-15.

17. Шамшура С.А. Экспериментальные исследования спектров шума и вибрации на участке динамических испытаний / С.А. Шамшура, И.В. Богданова // Известия ИУИ АП. -№ 3-4, 2009. - С. 3-14.

Труды и материалы докладов на конференциях:.....

18. Шамшура С,А. Результаты измерений шума и вибрации на участке центробежно-ротационного наклепа труб лонжеронов / С.А. Шамшура, С.Г. Стрельченко, А.Н. Чукарин // Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении: Сб. тр. науч.-техн. конф. -Ростов н/Д, 7-9 сент. 2005. - С. 232-236.

19. Шамшура С.А. Экспериментальные исследования вибрации и шума на стенде виброударного упрочнения труб лонжеронов / С.А. Шамшура // Современные проблемы машиноведения и высоких технологий: Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф, к 75-летию ДГТУ. -Ростов н/Д, 6-7 окт. 2005.-Т.1.-С.182-186.

20. Богданова И.В. Расчет средств шумозащиты на участке динамических испытаний / И.В. Богданова, С.А. Шамшура // Сб. тр. междунар. науч.-практ. конф. «Метмаш. Станкоинструмент - 2006». - Ростов н/Д: ВЦ «Вертолэкспо», -2006. Т.4. -С. 59-61.

21. Богданова И.В. Теоретическое обоснование акустической эффективности шумозащитных устройств стендов динамических испытаний лонжеронов вертолетов / И.В. Богданова, С.А. Шамшура // Сб. тр. меж-дунар. науч.-техн. конф. «Метмаш. Станкоинструмент - 2007», 3-5 сент. ~ Ростов н/Д: ВЦ «Вертолэкспо», - 2007, С. 300-302.

22. Шамшура С.А. Теоретическая оценка собственного спектра колебаний трубы лонжерона / С.А. Шамшура // Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф. «МеТмаш, Станкоинструмент - 2007», 3-5 сент. - Ростов н/Д: ВЦ «Вертолэкспо», - 2007. С. 319-321.

¿З.Богданова И.В. Конструкция динамического гасителя колебаний стенда испытаний лонжеронов лопастей вертолетов / И.В. Богданова, С.А. Шамшура // Инновационные технологии в машиностроении: сб. тр. междунар. науч.-практ. конф. -Ростов н/Д: ВЦ «Вертолэкспо», -2008. -С. 296-298.

24. Шамшура С.А. Расчет потребной звукоизоляции систем шумо-защиты длинномерных деталей при упрочняющих технологиях и динамических испытаниях / С.А. Шамшура, O.A. Калашникова // Перспективные направления развития технологии машиностроения и металлообработки: материалы междунар. науч.-техн. конф. 29 сент.-З окт. - Ростов н/Д, -2008. Т.2. - С. 190-195.

В печать 7-5. ОЧ. 4О.

Объем 2, О усл.п.л. Офсет. Формат 60x84/16. Бумага тип №3. Заказ т-/0{. Тираж

Издательский центр ДГТУ

Адрес университета и полиграфического предприятия: 344000, г.Ростов-на-Дону, пл.Гагарина,!.

Введение

1. Состояние вопроса, цель и задачи исследования

1.1. Анализ работ, посвященных виброударной обработке и упрочне- 12 нию деталей

1.2. Обзор работ в области вибрационной отделочно-упрочняющей об- 17 работки

1.3. Обзор работ в области исследования шума и вибрации вибрацион- 20 ных станков

1.4. Описание объектов исследования

1.5. Способы снижения шума элементов машин

1.6. Анализ работ шумообразования в помещениях и снижения шума 42 капотами, ограждениями и экранами

1.7. Обзор работ в области шумообразования оборудования при меха- 51 нической обработке

1.8. Анализ работ в области вибрации и шума при динамических испы- 61 таниях

1.9. Выводы по главе. Цели и задачи исследования

2. Моделирование виброакустической динамики при виброударном упроч- 72 нении и динамических испытаниях длинномерных заготовок

2.1. Теоретическое обоснование акустической эффективности шумоза- 73 щитных устройств

2.2. Вывод зависимости звуковой мощности

2.3. Оценка вибрационной мощности от воздействия технологической 82 среды

2.4. Теоретическое исследование виброакустической динамики при высокочастотном импульсном силовом возмущении и динамических испытаниях

2.4.1. Вывод зависимостей звукового давления и звуковой мощно- 88 сти длинномерных заготовок, элементов стенда динамических испытаний и упрочняющего инструмента

2.4.2. Вывод зависимостей виброскоростей упрочняемых заготовок

2.4.2.1. Вариант детали как шарнирно-опертой балки

2.4.2.2. Заготовка в варианте шарнирно-опертой тонкостенной 96 оболочки

2.4.2.3. Вариант заготовки как балки на жестких опорах

2.4.2.4. Вариант тонкостенной оболочки на жестких опорах

2.5. Теоретическое исследование виброакустической динамики при цен- 114 тробежно-ротационном наклепе

2.5.1. Вывод зависимостей силового воздействия при центробежно- 115 ротационном наклепе

2.6. Математическое описание виброскоростей упрочняющего инстру- 131 мента

2.7. Математическое описание виброскоростей элементов стенда динамических испытаний

2.8. Выводы по главе

3. Теоретическое обоснование системы виброзащиты при виброударном 140 упрочнении и динамических испытаниях длинномерных деталей

3.1. Математическая модель стенда динамических испытаний лонжеро- 140 на лопасти вертолета

3.2. Моделирование динамики стенда циклических испытаний лонже- 146 ронов лопасти вертолета

3.3. Выводы по главе

4. Методика инженерного расчета систем шумо и виброзащиты оборудо- 165 вания виброударного упрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий

4.1. Методика расчета средств шумозащиты

4.2. Методика расчета уровней шума и виброскоростей элементов не- 178 сущей системы стенда виброударного упрочнения

4.3. Методика расчета виброакустических характеристик изделий при 186 высокочастотной импульсной нагрузке и динамических испытаниях длинномерных изделий

4.3.1. Балка постоянного сечения

4.3.2. Балка переменного сечения

4.4. Расчет уровней шума инструмента

4.5. Методика расчета вибраций однокоординатного стенда

4.6. Выводы по главе 217 5. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик на 218 участках виброупрочнения и динамических испытаний

5.1. Анализ условий труда операторов

5.2. Виброакустические характеристики на участке виброударного уп- 219 рочнения

5.3. Результаты измерений виброакустических характеристик на участке 225 центробежно-ротационного наклепа

5.4. Экспериментальные исследования виброакустических характери- 238 стик при динамических испытаниях

5.5. Экспериментальные исследования собственных форм колебаний 252 пластины

5.6. Сравнение экспериментальных и теоретических спектров шума

5.7. Выводы по главе 259 6. Эффективность мероприятий по снижению уровней шума и вибраций до 261 санитарных норм

6.1. Система шумозащиты и виброзащиты стенда виброударного упроч- 262 нения

6.1.1. Конструкции секций

6.1.2. Звукоизоляционные материалы, исполнение и закрепление

6.2. Оптимизация вибрационной модели стенда

6.3. Система шумо и виброзащиты стендов динамических испытаний

6.4. Система шумозащиты оборудования центробежно-ротационного 282 наклепа

6.5. Выводы по главе 290 Общие выводы и предложения 292 Литература 295 Приложения

Оборудование вибрационной отделочно-упрочняющей обработки и динамических испытаний деталей получило широкое распространение практически во всех отраслях машиностроения. Наиболее интенсивно эти методы обработки и испытаний применяются на предприятиях авиационной промышленности. Типичным примером является упрочнение и динамические испытания лонжеронов вертолетов. Эти изделия представляют собой длинномерные и маложесткие заготовки, относящиеся к наиболее ответственным деталям вертолетов, от которых в значительной степени зависит надежность машины в целом. Поэтому к качеству их изготовления предъявляются чрезвычайно высокие требования. Упрочнение внутренних и наружных поверхностей полых деталей в настоящее время производится на высокоамплитудных однокоординатных вибрационных станках. В этом случае вибрация возбуждает движение рабочей среды, которая воздействует на поверхность детали и элементы ограждающих поверхностей контейнеров, в которых располагаются упрочняемые заготовки и рабочая среда, посредством ударов частиц, производит эффект упрочнения. Для обеспечения требуемого качества упрочняемых поверхностей несущей системы вибростендов сообщаются высокие частоты и амплитуды вибраций, что неизбежно сопровождается интенсивной виброакустической активностью оборудования, уровни шума и вибрации которого существенно превышают санитарные нормы.

Наружные поверхности упрочняются методом центробежно-ротационного наклепа. В этом случае длинномерная маложесткая заготовка подвергается импульсному силовому воздействию высокой частоты. При всех достоинствах этого метода упрочнения с точки зрения обеспечения качества изделия, он также имеет очень серьезный недостаток — высокую акустическую активность при крайне неблагоприятном спектре шума, в котором наиболее интенсивные составляющие расположены в высокочастотной части спектра 1-8 кГц.

При динамических испытаниях возбуждение вибраций деталей производится от вибраторов. Участки таких испытаний (хотя и менее шумные, чем виброупрочняющие) также создают повышенный шум, характеризующийся большой продолжительностью.

Действие шума на организм человека не ограничивается воздействием на органы слуха. Через волокна слуховых нервов раздражение шумом передается в центральную и вегетативную нервную системы, приводя к значительным изменениям в функционировании организма и психическом состоянии человека. Кроме этого повышенный шум является причиной экономических потерь из-за снижения производительности труда, ухудшения качества продукции и увеличения числа несчастных случаев.

В развитых странах человеческий фактор основной - учет требований безопасности выполняется наряду с требованиями по качеству изделий.

Между тем, обращает на себя внимание, недостаточность научных материалов по процессу шумообразования при различных технологиях процесса виброупрочнения длинномерных деталей и практически полное их отсутствие для участков и стендов динамических испытаний.

Резервы решения проблемы шумообразования на таких участках заложены в акустических расчетах, которые возможно выполнить только на основе изучения виброакустической динамики процесса и оборудования, на которых он реализуется, и на этапе проектирования выбрать инженерные решения по снижению уровней вибрации и шума до нормативных значений.

Цель работы — решение важной научно-технической и социально-экономической проблемы, имеющей большое народно-хозяйственное значение и заключающейся в разработке научной базы расчета виброакустических характеристик процессов виброударного упрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий, обеспечивающих при проектировании подобного оборудования выполнение санитарных,норм шума и вибрации.

АВТОР ЗАЩИЩАЕТ:

1. Закономерности формирования спектров шума и вибрации при различных способах виброупрочнения и динамических испытаниях длинномерных заготовок;

2. Модели виброакустической динамики при различных видах виброу-прочняющих технологий и динамических испытаниях длинномерных маложестких деталей, адекватно описывающих процессы возбуждения вибраций и шумообразования в технологической системе оборудования.

3. Математические зависимости шумообразования динамической системы при виброупрочнении и динамических испытаниях длинномерных заготовок, учитывающие механические и конструктивные параметры заготовок, способы их закрепления, параметры силового возмущения (амплитуда, длительность, периодичность силового воздействия) и рабочей среды при виброупрочнении и параметры кинематического возмущения при динамических испытаниях.

4. Методику обоснования рациональных параметров динамической системы оборудования для виброупрочнения и динамических испытаний по критерию выполнения нормативных значений вибраций в рабочей зоне.

5. Методику инженерного расчета спектров шума на участках виброупрочнения и динамических испытаниях, математическое обеспечение проектирования систем вибро-шумозащиты, а также инженерные решения по обеспечению санитарных норм виброакустических характеристик.

6. Результаты экспериментальных исследований виброакустических характеристик при виброударном упрочнении и динамических испытаниях длинномерных заготовок.

7. Системы виброзащиты оборудования виброупрочнения.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Разработана методология теоретического описания и моделирования процессов шумообразования длинномерных изделий при виброупрочнении и динамических испытаниях, позволяющая на этапе проектирования оборудования, технологических процессов и производственных помещений прогнозировать ожидаемые уровни виброакустических характеристик.

2. Выявлены и описаны связи между спектрами вибрации и шума при виброурочнении и динамических испытаниях, компоновкой оборудования, конструктивными особенностями изделий и параметрами технологического процесса, что позволяет идентифицировать источники шума, оценить их количественный вклад в формирование звукового поля и является научной базой для решения важной научно-технической и социально-экономической проблемы - обеспечение безопасных условий эксплуатации и условий труда оператора при проектировании подобного оборудования.

3. В отличие от существующих моделей шумообразования для различных условий механической обработки учтено амплитудно-фазовое распределение виброскорости вдоль поверхности заготовки, что существенно уточняет теоретический расчет акустических характеристик длинномерных заготовок.

4. Доказана возможность замены излучателя на многих опорах системой нескольких излучателей на двух опорах, что позволяет существенно упростить акустические расчеты при соблюдении достаточной точности для решения инженерных расчетов.

5. Полученные аналитические зависимости уровней шума и вибрации адекватно описывают формирование звукового поля как системы источников одновременно излучающих звук и позволяют аналитически определить вклад отдельных источников в формирование звукового поля превышения, создаваемые источниками над предельно-допустимыми значениями в соответствующих частотных диапазонах и теоретически обосновать выбор наиболее рационального варианта системы вибро-шумозащиты оператора.

6. Впервые получены эмпирические выражения, частотно-зависимого эффективного коэффициента.потерь колебательной энергии для;изделий замкнутого профиля и на этой основе существенно уточнены виброакустические модели рассмотренных в работе-изделий^ подвергаемых упрочнению наклепом и-при'Динамических испытаниях.

1\ Разработаны наиболее общие принципы моделирования виброакустической; динамики изделий как длинномерных оболочек, что позволяет (в отличии от существующих для заготовок типа балок) учесть соотношение изгиб-ной жесткости: самого изделия и, жесткости- опор и существенно уточнить модель возбуждения вибраций при высокочастотном характере силового воздействия. В частности, объяснить малое влияние длины излучателя на спектральный состав излучаемого шума.

ПрактическаяI ценность. Разработана- методика инженерного расчета виброакустических характеристик оборудования для виброупрочнения и- динамических испытаний. На этой основе для конструкгорско-технологических служб разработан аппарат, позволяющий на^ этапе проектирования подобных процессов и оборудования для их реализации, а также производственных участков для эксплуатации таких машин расчетным путем определить шумовые и вибрационные характеристики в рабочей зоне операторов и выбрать инженерные решенияпо обеспечению нормативных величин.

Предложен комплекс мероприятий по снижению уровней шума и вибрации до предельно-допустимых значений; включающий!

- выбор рационального варианта звукопоглощения в соразмерных помещениях;

- системы шумозащиты, рассчитанные и проектируемые по критерию обеспечения требуемой звукоизолирующей способности;

- системы виброзащиты, основанные на подборе рациональных масс и жесткости исходя-из минимизации коэффициента передачи сил, а также динамических резонансных гасителей. Эти способы могут быть использованы как при проектировании, так и модернизации оборудования, находящегося в эксплуатации.

Апробация работы. Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на международных научно-технических конференциях: Математические методы в технике и технологиях (г. Казань, 2005 г.), Прогрессивные технологические процессы в металлургии и машиностроении (г. Ростов-на-Дону, 7-9 сентября 2005 г.),

Современные проблемы машиноведения и высоких технологий (г. Ростов-на-Дону, 6-7 октября 2005 г.),

Метмаш. Станкоинструмент - 2006 (г. Ростов-на-Дону, 5-7 сентября, 2006 г.), Метмаш. Станкоинструмент - 2007 (г. Ростов-на-Дону, 3-5 сентября, 2007 г.), Инновационные технологии в машиностроении (3-5- сентября, 2008 г. г. Ростов-на-Дону),

Перспективные направления развития технологии машиностроения и металлообработки (г. Ростов-на-Дону, 29 сентября - 3 октября 2008 г.), Состояние и перспективы развития сельхозмашиностроения ( сентября 2009 г., г. Ростов-на-Дону).

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 34 печатных работы. В том числе 10 статей в журналах, входящих в "Перечень ведущих научных журналов и изданий", 3 монографии.

Структура и объем диссертации.

Диссертация состоит из введения, шести глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы из 202 наименований, имеет 114 рисунков, 20 таблиц и изложена на 315 страницах машинописного текста. В приложения вынесены алгоритмы расчета шума и вибрации, а также сведения о внедрении.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

Рассмотрены основные направления решения важной научно-технической и социально-экономической проблемы, имеющей большое народнохозяйственное значение и заключающейся в создании теории и методов обеспечения виброакустической безопасности при проектировании оборудования виброупрочнения и динамических испытаний длинномерных деталей.

Конечные результаты работы можно представить следующими основными выводами:

1. Теоретически обоснованы принципы обеспечения предельно-допустимых уровней вибрации и шума на рабочих местах операторов при проектировании и эксплуатации оборудования виброупрочнения и динамических испытаний длинномерных изделий.

2. Разработан общий методологический подход к моделированию процессов виброакустической динамики вышеуказанного оборудования, основанный на существенно различных доминирующих источниках шума:

- несущей системы оборудования виброударного упрочнения;

- системы заготовка-упрочняющий инструмент при высокочастотном импульсном характере технологической нагрузки при наклепе;

- системы изделие-устройство натяжения-вибратор при динамических испытаниях.

3. Для оборудования виброударного упрочнения с использованием программного комплекса имитационного моделирования динамики рабочей среды (шариков) построена и отработана модель технологической системы виброударного упрочнения и определены удельные и полные мощности воздействия рабочей среды на стенки элементов несущей системы, что в комплексе с энергетическими методами расчета корпусных деталей позволило выявить характерные закономерности формирования спектров шума.

4. Доказана возможность замены сложного излучателя для многоопертой заготовки системой нескольких линейных излучателей на двух опорах с соответствующим амплитудно-фазовым распределением виброскорости вдоль поверхности заготовки, что позволяет существенно упростить расчет спектров шума при соблюдении достаточной для решения инженерных целей точности расчетов.

5. Разработаны математические модели процессов шумообразования вышеуказанного оборудования с учетом его размещения в производственных помещениях, что^ позволяет выполнять акустические расчеты не только при проектировании самого оборудования, но и соответствующих производственный участков.

6. Полученные аналитические зависимости основных акустических характеристик звуковой мощности и звукового давления позволяют теоретически оценить закономерности формирования- спектров излучаемого шума и учитывают геометрические параметры источников шума, параметры технологического процесса (амплитуда силового воздействия, длительность ударных импульсов, их периодичность для операций упрочнения, а также частота вибраций, амплитуда и сила натяжения системы тросов для стендов динамических испытаний), а также диссипативную функцию, характеризуемую частотно-зависимым коэффициентом потерь колебательной энергии.

7. На основе теоретических исследований разработана инженерная методика расчета виброакустических характеристик объектов исследования, которая дает возможность определить уровни вибрации и шума в рабочей зоне операторов, выявить величины превышений над предельно-допустимыми величинами в соответствующих частотных интервалах и на этапе проектирования выбрать рациональные варианты систем вибро-шумозащиты, обеспечивающих выполнение санитарных нормативов.

8. Экспериментальные исследования, выполненные в условиях реального производства, подтвердили правильность теоретических выводов о закономерностях шумообразования объектов исследования и адекватность методики расчета виброакустических характеристик. Разница между экспериментальными уровнями шума и расчетными значениями не превышает ±2-3 дБ для всех типов рассматриваемого в работе оборудования, что находится в пределах точности измерительной аппаратуры и, соответственно, является основным критерием, характеризующим надежность аналитических зависимостей и методов расчета.

9. Разработаны звукозащитные системы для оборудования виброупрочнения и динамических испытаний, обладающих высокой степенью универсальности, технологичностью и акустической эффективностью. Разработана новая конструкция станка для центробежно-ротационного наклепа, позволившая существенно упростить существующие звукоизолирующие конструкции, снизить металлоемкость и уменьшить занимаемую производственную площадь на 5057%.

10. Разработаны способы обеспечения санитарных норм вибрации путем рационального выбора параметров вибровозбудителей для оборудования виброударного упрочнения и динамических испытаний.

1. Бабичев А.П. Вибрационная обработка деталей. 2-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1974. - 134 с.

2. Березин Ю.А., Сподарева Л.А. Медленное движение гранулированного слоя по наклонной плоскости // ПМТФ. 1998. - Т. 39, - №2. С. 117-120.

3. Блехман И.И., Лавендел Э.Э., Гончаревич И.Ф. Поведение сыпучих тел под действием вибраций // Справ. Вибрации в технике. Т.4. М.: Машиностроение, 1979.-С. 78-98.

4. Боголюбов H.H. Уравнения гидродинамики в статистической механике. В кн. Избранные труды. Т.2. Киев: Наукова думка, 1970.- С.258-277.

5. Боровиков В.В. Численное исследование транспортирования сыпучего материала направленным взрывом на основе моделей механики сплошных и сыпучих сред//ПМТФ. 1998. Т.39,№1. С. 3-14.

6. Бутройд Б.Г. Подобие в газовых потоках со взвешенными частицами // Труды Амер. общ. инж.-мех. КТМ 1969. - №2. - С. 12-25.

7. Бэгнголд Р. Эксперименты со взвешенной суспензией больших твердых сфер в ньютоновской жидкости под действием сдвига // Механика гранулированных сред. Теория быстрых движений. / Под ред. И.В.Ширко. -М.: Мир, 1985. -С. 45-57.

8. Влодарски А., Пфеффер А. Давление воздуха в объеме гранулированного материала, истекающего из бункера // Тр. Амер. общ. инж.-мех. КТМ 1969. -№2. - С.96-99.

9. Вернигоров Ю.М. Особенности хаотизации движения порошка в магнито-вибрирующем слое // Материалы Междунар. науч.-техн. семинара «Высокие технологии в машиностроении». Харьков: ХГПУ, 1999. С. 32.

10. Гениев Г.А. Вопросы динамики сыпучей среды. М.: ГИТТЛ, 1958. -175с.

11. Кандауров И.И. Механика зернистых сред и ее применение в строительстве. Л.: Стройиздат, 1966. -320с.

12. Копылов Ю.Р. Виброударное упрочнение. -Воронеж: Изд-во ВИМВД, 1999. -384 с.

13. Лавендел Э.Э. Машины для вибрационной обработки деталей // Справ.i

14. Вибрации в технике. Т.4. М.: Машиностроение, 1981. - С. 390-398.

15. Годунов С.К. Элементы механики сплошной среды. М.: Наука, 1978, -303 с.

16. Овчинников П.Ф. Виброреология. Киев: Наукова думка, 1983. - 241 с.16.0пирский Б.Я., Денисов П.Д. Новые вибрационные станки. Конструирование и расчет. Львов: Свит, 1991. - 158 с.

17. Папшев Д.Д. Отделочно-упрочняющая обработка поверхностным пластическим деформированием. М.: Машиностроение, 1978. - 152с.

18. Свидетельство об офиц. регистрации программы для ЭВМ «Программа моделирования динамики быстрых движений гранулированных сред (GranMoS (Гранмос))». №2000610902. Авт. Шевцов С.Н., Петряев A.A. Зарегистр. в Гос. реестре программ для ЭВМ 14.09.2000.

19. Спиваковский A.B., Гончаревич И.Ф. Вибрационные конвейеры, питатели и вспомогательные устройства. М.: Машиностроение, 1972. -327 с.

20. Сэвидж С., Джеффри Д. Тензор напряжений в потоке гранулированной среды при высоких скоростях сдвига // Механика гранулированных сред. Теория быстрых движений / Под ред. И.В. Ширко. -М.: Мир, 1985. С. 147.

21. Тамаркин М.А. Технологические основы оптимизации процессов обработки деталей свободными абразивами: Дис.д-ра техн. наук., ДГТУ, Ростов н/Д, 1995. 299 с.

22. Чаава М.А. Оптимизация экологических характеристик технологических процессов вибрационной обработки деталей.: Дис.канд. техн. наук., ДГТУ, Ростов н/Д, 1999. 169 с.

23. Яцун С.Ф., Журавлева Е.В. Вычислительный эксперимент в динамике сыпучих материалов // Сб. докл. IV науч.-техн. конф. «Вибрационные машины и технологии». Курск: КГТИ, 1999. - С. 143-147.

24. Brennen С.Е., Ghosh S., and Wassgren C.R. Vertical oscillation of a bed of granular material //J. ofAppl. Mech. 1996.- Vol. 63.- No. 1.- PP. 156-161.

25. Campbeh C.S. The stress tensor for simple shear flow of a granular material// J. Fluid Mech.- 1989.- Vol.203.- PP.449-473.

26. Claudin P. et al. Models of stress fluctuations in granular media // Phys. Rev. E.-1998.-Vol. 57.- No.4.- PP. 4441-4457

27. Duffy J., Mindlin, R.D. Stress-Strain Relations and Vibrations of Granular Medium // ASME Journal of Applied Mechanics. -1957.

28. Goldshtein A. et al. Mechanic of collisional motion of granular materials. Pt.4. Expansion wave//J. Fluid Mech. 1996.-Vol.327. - PP.117-138.

29. Hopkins M.A. and Shen H.H. A Monte-Carlo solution for rapidly shearing granular flows based on the kinetic-theory dense gases // J. Fluid Mech.- 1992.- Vol. 244. -PP. 477-491.

30. Jaeger M., Nagel S.R; Behringer R.P. Granular solids, liquids, and gases // Rev. Mod. Phys. -1996. -Vol. 68. -PP. 1259-1273.

31. Kruyt N.P. et al. Micromechanical definition of the strain tensor for granular materials // Trans. ASME. J. Appl. Mech.-l 996.-Vol. 63. -No. 3.- PP. 706-711.

32. Laroche C., Douady S., and Fauve S. Convective flow of granular masses under vertical vibrations // J. Phys. France. 1990.- Vol. 50. - No. 7. - PP. 699-706.

33. Luding S. Granular material under vibration: Simulation of rotating spheres // Phys. Rev. E. 1995. -Vol. 52. -No. 4. - PP. 4442-4457.

34. Melo F., Umbanho-war P., and Swinney H. Hexagons, kinks, and disorder in oscillated granular layers // Phys. Rev. Lett,- 1995.- Vol. 75.- No. 21.- PP. 38383841.

35. Nowak E.R. et al. Density fluctuations in vibrated granular materials // Phys. Rev. E. 1998. -Vol. 57. -No. 2. -PP. 1971-1982.

36. Pak H., Van Doom E., and Behringer R. Effect of ambient gases on granular materials under vertical vibration // Phys. Rev. Lett.- 1995.- Vol. 74,- No.23.- PP. 4643-4646.

37. Savage S.B., Stuart B. Gravity Flow of Cohesionless Granular Materials in chutes and channels //J. Fluid. Mech. -1979. Vol.92, Pt. 1. - PP. 53-96.

38. Swartz O.E. et al. Discrete Element Investigation of Stresses Fluctuations in Granular Flow at High Strain Rates // Phys. Rev. E. 1998.- Vol.57.- No.2b.-PP.2053-2061.

39. Tennakoon S.G., Behringer R.P. Vertical and horizontal vibration of granular materials: Coulomb friction and a novel switching state // Phys. Rev. Lett. 1998.-Vol.81.-No.4. -PP. 794-798.

40. Wassgren C.R. Jr. Vibration of Granular Materials. Ph. D. Thesis, California Institute of Technology, 1997, 185 p.

41. Zheng X.M., Hill J.M. Molecular dynamics simulation of granular flow: Slip along rough inclined planes // Comput.Mech.-1998.-Vol.22.- No.2. -PP.160-166

42. Бабичев А.П., Трунин В.Б., Самодумский Ю.М. Вибрационные станки для обработки деталей.-М. Машиностроение ,1984. -168с.

43. Бабичев А.П., Зеленцов Л.К., Самодумский Ю.М. Конструирование и эксплуатация вибрационных станков. -Ростов н/Д: Изд-во РГУ, 1981. -154с.

44. Гончаревич И.Ф., Фролов К.В. Теория вибрационной техники и технологии. -М.: Наука, 1981. -319с.

45. Гончаревич И.Ф., Сергеев П.А. Вибрационные машины в строительстве.-М.: Машгиз,1983. -295с.

46. Гончаревич И.Ф. Вибрации -нестандартный путь. М.: Наука, 1986. -207с.

47. Бабичев А.П. Основы вибрационной технологии: Учеб. пособие Ростов н/Д, 1994.- 187 с.

48. Копылов Ю.Р. Виброударное упрочнение: Монография. Воронеж: Воронежский институт МВД России, 1999. - 386с.

49. Кудрявцев И.В. Основы выбора режимов упрочнения поверхностным наклепом ударным способом // повышение долговечности деталей машин поверхностным наклепом. Тр. ЦНИИТМАШ. М., 1965. - Вып. 108, -С.3-27.

50. Кудрявцев И.В. Современное состояние и перспективы развития методов повышения прочности и долговечности деталей машин с поверхностным пластическим деформированием. Вестник машиностроения 1970, №1.

51. Кудрявцев И.В., Рыманова Е.В.: Влияние структурных факторов и наклепа на чувствительности сталей и концентраций при циклических нагрузках. Сборник ЦНИИТМАШ 1965, №5.

52. Матюхин Е.В. Исследование процесса виброударного упрочнения металлообрабатывающего инструмента: Автореф. дис.канд. техн. наук: 05.02.08. -Москва, 1979.-23 с.

53. Папшев Д.Д. Отделочно-упрочняющая обработка поверхности пластическим деформированием. М.: Машиностроение, 1978. 152 с.

54. Прокопец Г.А., Мул А.П., Мишняков Н.Т. Теоретико-вероятностный анализ формирования микрорельефа поверхности при ВиУО // Вопросы вибрационной технологии: Межвуз. сб. науч. тр. -Ростов н/Д, 1993. -С.27-36.

55. Бабичев А.П. Вибрационная обработка деталей. М.: Машиностроение, 1974.- 134 с.

56. Бабичев А.П., Бабичев И.А. Основы вибрационной технологии. Изд. ДГТУ, Ростов-н/Д, 1999. - 620 с.

57. Бабичев А.П., Мишняков Н.Т. Теоретико-вероятностная модель процесса виброобработки плоской детали в случае эллиптических пятен контакта / Прогрессивная отделочно-упрочняющая технология: Межвуз. сб. Ростов н/Д, 1981. -С. 8-10.

58. Тамаркин М.А. Оптимизация и разработка методических основ расчёта оптимальных технологических параметров процесса вибрационной обработки: Дис. . канд. техн. наук: 05.02.08 Ростов н/Д, 1982. - 166 с.

59. Тамаркин М.А. Оптимизация технологических параметров процесса вибрационной обработки // Совершенствование процессов отделочно-упроч-няющей обработки деталей: Межвуз. сб. -Ростов н/Д, 1986. -С.24-28.

60. Устинов В.П. Исследование основных закономерностей процесса вибрационной отделочно-упрочняющей обработки деталей в металлических средах. Автореф. дис. канд. техн. наук: 05/164 Ростов н/Д, 1970. - 30 с.

61. Пшебыльский В. Технология поверхностной пластической обработки. М.: Металлургия, 1991. -476 с.

62. Лабутин Ю.П. Оптимальные режимы процесса виброупрочнения на одно-координатном стенде // Поверхностный наклеп высокопрочных материалов: Сб. ст. под ред. С.И. Кишкиной. -ОНТИ, 1971.

63. Кудрявцев И.В. Внутренние напряжения как резерв прочности в машиностроении. — М., 1951.

64. Кудрявцев И.В. и др. Повышение прочности и долговечности крупных деталей машин поверхностным наклепом. М. НИИИНФОРМТЯЖМАШ, 1970, 144с.

65. Кудрявцев И.В. Основы выбора режима упрочняющего поверхностного наклепа ударным способом. В кн.: Повышение долговечности деталей машин методами поверхностного наклепа. Тр. ЦНИИТМАШ, вып. 108, 1965. - С. 6-34.

66. Кудрявцев И.В. Усталость сварных конструкций. М., Машиностроение, 1972, 288 с.

67. Александров Е.В. Соколинский Б.В. Прикладная теория и расчеты ударных систем. М.: Наука, 1969. - 199 с.

68. Бабичев А.П. Основы вибрационной технологии: Учеб. пособие. Ростов н/Д, 1994. - 187 с.

69. Бабичев И.А., Холоденко Н.Г., Шевцов С.Н. Конструктивные формы и методики расчета шарико-стержневого упрочнителя (ШСУ) // Тез. докл. меж-дунар. науч.-техн. конф. «Современные проблемы машиностроения и технический прогресс», Донецк, 1996.

70. Пановко Я.Г. Введение в теорию механического удара. М.: Наука, 1977. -223с.

71. Горохов В.А. Обработка деталей пластическим деформированием. К.: Техника, 1978.- 192с.

72. Дель Г.Д. Технологическая механика. М., "Машиностроение", 1978 174 с. с ил.

73. Дрозд М.С. Определение механических свойств металла без разрушения. -М.: Металлургия, 1965. 172 с.

74. Каледин Б.А., Чепа П.А. Повышение долговечности деталей поверхностным деформированием. Минск, 1974.

75. Кильчевский H.A. Динамическое контактное сжатие твердых тел. Удар. -Киев: Наукова думка, 1976. -314с.

76. Копылов Ю.Р. Виброударное упрочнение: Воронежский институт МВД России, 1999.-386 с.

77. Поляк М.С. Технология упрочнения. В 2 т. М.: J1.B.M. СКРИПТ, Машиностроение, 1995. - 832с, 688с.

78. Одинцов Л.Г. Упрочнение и отделка деталей поверхностным пластическим деформированием: Справочник. М.: Машиностроение, 1987. - 328 с.

79. Папшев Д.Д. Отделочно-упрочняющая обработка поверхностным пластическим деформированием. М.: Машиностроение, 1978. - 152 с.

80. Шамшура С.А. Исследование процесса виброударного упрочнения деталей на однокоординатном вибрационном станке // Известия ИУИ АП. -1-2, 2005.-С. 48-50.

81. Королев A.B. Исследование процессов образования поверхностей инструмента и детали при абразивной обработке. -Саратов: Изд-во Саратов, ун-та, 1975. -191с.

82. Королев A.B. Новоселов Ю.К. Теоретико-вероятностные основы абразивной обработки. -Саратов: Изд-во Саратов, ун-та, 1989. -320с.

83. Бабичев И.А. Модель передачи ударного импульса в ШСУ // Вопросы вибрационной технологии: Межвуз. сб. Ростов н/Д, 1991. - С.9-21.

84. Аксенов В.Н. Совершенствование процесса отделочно-упрочняющей обработки многоконтактным виброударным инструментом с учетом ударно-волновых явлений. Дис. . канд.техн.наук, Ростов н/Д, 2000. 193 л. с ил.

85. Прокопец Г.А. Интенсификация процесса виброударной обработки на основе повышения эффективности виброударного воздействия и учета ударно-волновых процессов. Дис.канд. техн. наук, Ростов н/Д, 1995. -220 л. с ил.

86. Холоденко Н.Г. Виброударная отделочная обработка гребных винтов в условиях судоремонтного производства. Дисс. канд. техн. наук, Ростов н/Д, 2001.- 160 с.

87. Чаава М.М. Оптимизация технологических параметров вибрационной отделочной обработки. Дис.канд. техн. наук, Ростов н/Д, 1997. -152 л. с ил.

88. Шамшура С.А. Влияние основных технологических параметров на остаточные напряжения поверхностного слоя при виброударном упрочнении лонжеронов / С.А. Шамшура // Вопросы вибрационной технологии: Межвуз. сб. науч. тр. Ростов н/Д, 2004. -№4. -С. 190-193.

89. Шамшура С.А. Исследование процесса виброударного упрочнения деталей на однокоординатном вибрационном станке / С.А. Шамшура // Известия ИУИ АП. -№1-2, 2005. -С. 48-50.

90. Шамшура С.А. Технологическое обеспечение повышения качества и безопасности процесса виброударного упрочнения деталей на однокоординат-ных станках (на примере лонжеронов вертолетов): Дис.канд. техн. наук, ДГТУ, Ростов н/Д, 2005. 121 с.

91. Щерба JI.M. Дис.канд. техн. наук, ДГТУ, Ростов н/Д,

92. Козочкин М.П. Методы снижения шума металлорежущих станков и их узлов: Метод, рекомендации. -М., 1986. -68 с.

93. Борьба с шумом на производстве: Справочник / Под ред. Е.Я. Юдина. -М.: Машиностроение, 1985.-400 с.

94. Вибрации и шум электрических машин малой мощности / Л. К. Волков, Ковалев, Г.Н. Никифорова и др. -Л.: Энергия, 1979. -205 с.

95. Айрапетов Э.Л., Апархов В. И., Генкин М.Д. и др. Возбуждение колебаний в планетарных механизмах // Колебания механизмов с зубчатыми передачами. -М., 1977. -С. 24-31.

96. Айрапетов Э.Л., Апархов В.И., Генкин М.Д. Возбуждение колебаний в зубчатых передачах // Динамические процессы в механизмах с зубчатыми передачами. -М., 1977. -С. 44-50.

97. Иоффе P. JI., Кудинов В. Г., Федосеев Ю.Н. Зависимость сил возбуждения в косозубой зубчатой передаче от накопленной ошибки шага // Методы создания машин в малошумном исполнении. -М., 1978. -С. 37-42.

98. Чукарин А.Н., Заверняев Б. Г., Трембач В.Г. Звукоизлучение зубчатой передачи// Металлорежущие станки и прогрессивные методы обработки металлов резанием: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1977. -С. 48-51.

99. Opitz Н. Noise of Gears. Royal Society of London // Philosophical Transfaction. -ser. A. -1968. -P. 17-25.

100. Васильев В.А. Выявление основных возбудителей шума коробок приводе в металлорежущих станков. -М.: ЭНИМС, 1962. -40 с.

101. Tesch F. Der fehlerhaft tchneigziff and sein Auswirkungen auf die Terau-schabstzahlung // TH. Ffchen.-1969.-P.52-57.

102. Юрузуме И., Мизутаник X., Тсубуку Т. Погрешности зубчатых передач и пг/м цилиндрических прямозубых колес, имеющих погрешности профиля зуба // Конструирование и технология машиностроения. -1979. -№2. -С. 3742.

103. Климов Б.И. Современные тенденции развития вибро- и звукозащитных систем полиграфических машин. -М.: Книга, 1983. -48 с.

104. Берестнев О.В. Зубчатые колеса пониженной виброактивности. -Минск: Наука и техника, 1978.-120 с.

105. Карпов В.В., Кротов Ю.И. Энергетический анализ вибрационных полей зубчатых передач полиграфических машин // XI Всесоюзная акустическая конференция: Аннотация докл.-М., 1991.-С. 45.

106. Чукарин А.Н., Тишина A.B. О расчете динамических нагрузок в зубчатых передачах, обусловленных погрешностями их изготовления // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1994.-С. 31-35.

107. Чукарин А.Н., Тишина A.B. Влияние основных погрешностей изготовления и сборки зубчатых колес на шумовые характеристики // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1994.-С. 49-53.

108. Тишина A.B. Влияние погрешностей изготовления и монтажа зубчатых колес на шум коробок передач токарно-револьверных станков: Дис. . канд. техн. наук.-Ростов н/Д, 1999.-140 с.

109. Грищенко В.И. Влияние отклонений форм рабочих поверхностей конического роликоподшипника на уровень интенсивности его вибраций // Вестник машиностроения. -1979. -№5. -С. 32-34.

110. Явленский А.К., Явленский К.Н. Теория динамики и диагностики систем трения качения. -Л.: Изд-во ЛГУ, 1978. -184 с.

111. Чукарин А.Н. Влияние радиального зазора на шум подшипников качения / Ростов, ин-т. с.-х. машиностр. -Ростов н/Д, 1979. -Деп. в НИИМаш 9.07.79, №77.

112. Асидати А., Ишикава X. Контактные усталостные повреждения подшипников качения и возникновение акустической эмиссии. -Кидзоки, 1979. №7. -С. 56-57.

113. Шефтель Б.Т. Исследование вибраций шарикоподшипника с осевым натягом // Машиноведение. -1974. -№4. -С. 38-40.

114. Юдин Е.Я. Исследование шума вентиляторов и методов борьбы с ними // Труды ЦАГИ. -М., 1958. -Вып. 713. -227 с.

115. Шефтель Б.Т. Аналитический расчет ожидаемого спектра вибрации шарикоподшипника от погрешностей формы поверхностей качения // Подшипниковая промышленность. -1968. -№6. -С. 25-29.

116. Лизогуб В.А., Фигатнер А.М. Деформация дорожек качения подшипников при монтаже шпиндельных узлов станков // Станки и инструмент. -1970. -№9 -С. 29-31.

117. Воронин A.B., Булавин И.А. Вибрации подшипников в узле редуктора и причины их возникновения // Автомобильная промышленность. -1980. -№5 -С. 47-51.

118. Справочник по контролю промышленных шумов: Пер. с англ. / Пер. Л.Б. Скрябина, Н.И. Шабанова; под ред. В.В. Клюева. -М.: Машиностроение, 1979. .447 с.

119. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Игнатов Б.П. Исследование вибраций подшипниковых узлов с демпфирующими втулками // Надежность строительных машин и оборудования предприятий промышленности строительных материалов: Межвуз. сб. -Ростов н/Д, 1988. -С. 78-82.

120. Чукарин А.Н. Влияние отклонений дорожек качения колец на их вибрационные характеристики / Ростов, ин-т. с.-х. машиностр. -Ростов н/Д, 1982. -Деп. в НИИАВТОПРОМ 26.07.82, №812.

121. Чукарин А.Н. Статистические исследования отклонений дорожек качения колец подшипников // Исследования приводов и тепловых процессов сельскохозяйственного производства: Межвуз. сб. -Ростов н/Д, 1983. -С. 125127.

122. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г., Медведев A.M. Расчет звукоизлучения корпуса планетарного редуктора // Материалы Всесоюзного совещания по проблемам улучшение акустических характеристик машин. -Звенигород, 2729 окт.-М., 1988.-С. 120-121.

123. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г. О влиянии защитных крышек на шум закрытых подшипников // Металлорежущие станки и прогрессивные методы обработки металлов резанием: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1977. -С. 17-22.

124. Чукарин А.Н., Заверняев Б.Г. Исследование шума закрытых подшипников / Ростов, ин-т. с.-х. машиностр. -Ростов н/Д, 1979. -Деп. в НИИМаш 30.10.79, №97.

125. Чукарин А.Н. Исследование шума подшипников редуктора токарно-револьверного станка мод. 1Н318 // Металлорежущие станки: Сб. ст. -Ростов н/Д, 1981.-С. 28-32.

126. Чукарин А.Н. Влияние внутренних источников на уровни и спектры шума внутри и снаружи корпусных деталей металлорежущих станков / Ростов, ин-т. с.-х. машиностр. -Ростов н/Д, 1982. -Деп. в НИИМаш 28.07.82, №198.

127. Болотов Б.Е., Панов С.Н. Метод снижения шума металлорежущих станков // Станки и инструмент. -1978. -№11. -С. 19-20.

128. Панов С.Н. Топографические исследования в экспериментальной акустике машин // Материалы Всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин, -Звенигород, 27-29 окт. -М., 1988. -С. 149-151.

129. Панов С.Н. Акустическое проектирование корпусных конструкций станочных модулей // Материалы Всесоюзного совещания по проблемам улучшения акустических характеристик машин, -Звенигород, 27-29 окт. -М., 1988. -с.151-152.

130. Патураев В. В., Волгушев А.Н., Елфимов В. А. Полимербетоны в технологии станкостроения // Коррозионностойкие строительные конструкции из полимербетона и армополимербетонов. -Воронеж, 1984. -С. 3-5.

131. Панов С.Н. Виброакустика корпусных конструкций станков // Динамика станков: Тез. Всесоюз. конф. -Куйбышев, 1984. -С. 140-141.

132. Стрельченко С.Г. Виброакустические расчеты и проектирование систем шумозащиты при центробежно-ротационном наклепе длинномерных заготовок / С.Г. Стрельченко, А.Н. Чукарин, С.А. Шамшура // Монография. -Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2005. 164 с.

133. Иванов Н.И., Никифоров A.C. Основы виброакустики. СПб.: Политехника, 2000. - 482 с.

134. Техническая акустика транспортных машин: Справочник / Л.Г. Балишан-ская, Л.Ф. Дроздова, Н.И. Иванов и др. // Под ред. Н.И. Иванова. СПб.: Политехника, - 1992. - 365 с.

135. Методы и средства снижения шума мелиоративных машин / Л.Ф. Дроздова, Н.И. Иванов, Б. А. Кришневский, М.М. Самойлов. М.: ЦНИИТЭИСтроймаш, - 1984. - 70 с.

136. Месхи Б.Ч. Улучшение труда рабочих, занятых в обслуживании металло-и деревообрабатывающих станков прерывистого резания: дисс. . д-ра техн. наук: 05.26.01 / Б.Ч. Месхи. СПб., 2004. - 476 с.

137. Ржевкин С.Н. Курс лекций по теории звука. М.: Изд-во МГУ, 1960. -335 с.

138. Чукарин А.H. Акустическая модель системы деталь-инструмент при токарной обработке / А.Н. Чукарин // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем. Ростов н/Д, - 1993. - С. 19-28.

139. Чукарин А.Н. Звукоизлучение заготовки при токарной обработке / А.Н. Чукарин, B.C. Каганов // Борьба с шумом и звуковой вибрацией. М., -1993.-С. 21-24.

140. Чукарин А.Н. Теория и методы акустических расчетов и проектирования технологических машин для механической обработки / А.Н. Чукарин // Монография. Ростов н/Д: Изд. центр ДГТУ, 2005. - 148 с.

141. Чукарина И.М. Акустическая модель системы "шлифовальный круг заготовка" в процессе внутреннего шлифования / И.М. Чукарина, B.C. Каганов // Фундаментальные и прикладные проблемы современной техники. Сб. науч. тр. - Ростов н/Д, - 1997. - С. 90-102.

142. Гергерт В.А. Математическое моделирование шумообразования системы инструмент-заготовка при фрезеровании и шлифовании / В.А. Гергерт, Б.Ч. Месхи // Строительство-2003 : Материалы междунар. науч.-практ. конф. / РГСУ. Ростов н/Д, 2003.

143. Балыков И.А. Влияние процессов резания на шум фрезерных станков / И.А. Балыков, А.Н. Чукарин, Д.З. Евсеев // Новое в безопасности и жизнедеятельности и экологии: Сб. ст. докл. конф. Санкт-Петербург 14-16 октября. СПб. - 1996. - С.222-223.

144. Чукарин А.Н., Балыков И.А. Экспериментальные исследования шума и вибрации фрезерных станков / Донской гос. тех. ун-т. Ростов н/Д, 1996. -Деп. в ВИНИТИ 16.08.96, № 2687-В96.

145. Балыков И.А. О расчете шума, излучаемого заготовкой при фрезеровании / Донской гос. тех. ун-т. Ростов н/Д, 1996. - Деп. в ВИНИТИ 16.08.96, № 2685-В96.

146. Балыков И.А. Акустическая модель режущего инструмента при фрезеровании // Надежность и эффективность станочных и инструментальных систем: Сб. ст. Ростов н/Д, - 1996. - С. 116-122.

147. Расчеты на прочность в машиностроении / Под ред. С.Д. Пономарева. -М.: Машгиз, 1959. - 884 с.

148. Проскорякова Ю.А. О расчете шумообразования при центробежной обработке / Ю.А. Проскорякова, А.Н. Чукарин // Известия ИУИ АП, 2008. № 1-2. -С. 20-24.

149. Власов А.Ф. Безопасность при работе на металлорежущих станках. М.: Машиностроение, 1977. - 121 с.

150. Богданова И.В. Динамическая модель стенда циклических испытаний лонжеронов лопастей вертолетов / И.В. Богданова, А.Д. Лукьянов, С.А. Шамшура // Вестник ДГТУ. 2007. Т.7. №2(33). -С. 209-217.

151. Богданова И.В. Математическая модель резонансного гасителя / И.В. Богданова, С.А Шамшура // Вестник РГУПС. 2008. - №2. - С. 209-217.

152. Богданова И.В. Расчет средств шумозащиты на участке динамических испытаний / И.В. Богданова, С.А. Шамшура // Сб. тр. междунар. науч.-практ. конф. "Метмаш. Станкоинструмент 2006". - Ростов н/Д: ВЦ "Вертолэкс-по", -2006. Т.4. -С. 59-61.

153. Богданова И.В. Снижение уровней шума и вибрации на участках динамических испытаний на циклическую прочность: Дис. . канд. техн. наук. -Ростов н/Д, 2009.-147 с.

154. Борисов Л.П., Гужас Д.Р. Звукоизоляция в машиностроении. М.: Машиностроение, 1990. -250 с.

155. Калашникова O.A. Моделирование шумообразования оборудования для обработки длинномерных деталей в соразмерных помещениях / O.A. Калашникова, С.А. Шамшура // Вестник ДГТУ. 2008. Т.8. №4(39). -С. 479485.

156. Иванов Н.И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строительных машинах. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Транспорт, - 1987. - 223 с.

157. Никифоров A.C. Акустическое проектирование судовых конструкций. -Л.: Судостроение, 1990.-200 с.

158. Янде Е., Эмде Ф., Леш Ф. Специальные функции. М.: Наука, 1964. - 344 с.

159. Шамшура С.А. Математическая модель шумообразования виброударного упрочнения лонжеронов вертолетов / С.А. Шамшура, С.Н. Шевцов, А.Н. Чукарин // Вестник ДГТУ. 2009. Т.9. №2(41). - С. 217-223.

160. Слюсарь Б.Н. Оценка воздействия технологической среды на вибрацию корпуса контейнеров при виброударном упрочнении лонжеронов / Б.Н.

161. Слюсарь, С.А. Шамшура, С.Н. Шевцов // Проектирование технологического оборудования: Межвуз. сб. науч. тр. Ростов н/Д: ГОУ ДПО «ИУИ АП», 2003.-С. 85-96.

162. Ландау Л.Д., Лифшиц Е.М. Механика сплошных сред. М.: ГИТТЛ, 1953, 788 с.

163. Шевцов С.Н. Компьютерное моделирование динамики гранулированных сред в вибрационных технологических машинах. Ростов н/Д, Изв. СКНЦ ВШ, 2000. - 195 с.

164. Шендеров Е.Л. Волновые задачи гидроакустики. Л.: Судостроение, 1972.-348 с.

165. Шамшура С.А. Моделирование вибраций труб лонжеронов при высокочастотном импульсном упрочнении / С.А. Шамшура // Вестник РГУПС. -2009. №2.-С. 5-14.

166. Шамшура С.А. Моделирование динамики механизма для упрочнения лонжеронов вертолетов с целью оценки значимости его звеньев в формировании уровней вибрации и шумов / С.А. Шамшура, В.П. Жаров // Вестник РГУПС. 2008. №2. - С. 14-19.

167. Гольдсмит В. Удар. Физические свойства соударяемых тел. М.: Строй-издат, 1964.-448 с.

168. Жарков И.Г. Вибрации при обработке лезвийным инструментом. Л.: Машиностроение, 1986. - 184 с.

169. Шамшура С.А. Математическая модель оборудования циклических испытаний лонжеронов лопастей вертолетов / С.А. Шамшура // Вестник РГУПС. 2008. №3. - С. 12-20.

170. Шамшура С.А. Теоретическое обоснование методов виброзащиты оборудования для виброударного упрочнения лонжеронов вертолетов / С.А. Шамшура // Вестник ДГТУ. 2009. Т.9. №4(43). -С. 622-626.

171. Ден Гартог Дж.П. Механические колебания. М.: Физматгиз, 1960. 580 с

172. Елисеев C.B., Нерубенко Г.П. Динамические гасители колебаний. «Наука», 1982, 144 с

173. Кореев Б.Г., Резников JT.M. Динамические гасители колебаний: Теория и технические приложения. М.: Наука, 1988, - 304 с

174. Ильинский B.C. Защита аппаратов от динамических воздействий. М., «Энергия», 1970, 320 с.

175. Вибрации в технике: Справочник в 6-ти т. / Ред. совет: В.Н. Челомей (пред.). М.: Машиностроение, 1981. - Т 4. Вибрационные процессы и машины. / Под ред. Э.Э. Лавендела. 1981,- 509с.

176. Шамшура С.А. Теоретическая оценка собственного спектра колебаний трубы лонжерона / С.А. Шамшура // Сб. тр. междунар. науч.-техн. конф. "Метмаш. Станкоинструмент 2007", 3-5 сент. - Ростов н/Д: ВЦ "Вертол-экспо", - 2007. С. 319-321.

177. Шамшура С.А. Виброакустические характеристики на участке виброударного упрочнения / С.А. Шамшура // Инновационные технологии в машиностроении: сб. тр. междунар. науч.-практ. конф. -Ростов н/Д: ВЦ "Вер-толэкспо", -2008. С. 289-292.

178. Шамшура С.А. Виброакустические характеристики в рабочей зоне оборудования центробежно-ротационного наклепа труб лонжеронов вертолетов / С.А. Шамшура, Ю.А. Проскорякова // Безопасность жизнедеятельности. -2007. -№12. -С. 10-13.

179. Шамшура С.А. Система шумозащиты стенда для виброударного упрочнения труб лонжеронов / С.А. Шамшура // Прогрессивные технологические

180. Шамшура С.А. Экспериментальные исследования спектров шума и вибрации на участке динамических испытаний / С.А. Шамшура, И.В. Богданова II Известия ИУИ АП. -№ 3-4, 2009. С. 3-14.

181. Шамшура С.А. Моделирование процессов шумообразования и вибраций оборудования виброупрочнения и динамических испытаний / С.А. Шамшура // Монография. — Ростов н/Д: Издательский центр ДГТУ, 2010. 177 с.