автореферат диссертации по безопасности жизнедеятельности человека, 05.26.01, диссертация на тему:Повышение вибрационной безопасности операторов раскройных машин в организациях агропромышленного комплекса

На правах рукописи

Демидова Наталья Александровна

ПОВЫШЕНИЕ ВИБРАЦИОННОЙ БЕЗОПАСНОСТИ ОПЕРАТОРОВ РАСКРОЙНЫХ МАШИН В ОРГАНИЗАЦИЯХ АГРОПРОМЫШЛЕННОГО КОМПЛЕКСА

05.26.01 — Охрана труда (в агропромышленном комплексе)

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Орел - 2006

Работа выполнена в Орловском государственном техническом университете

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор Чернышев Владимир Иванович

Официальные оппоненты:

Заслуженный деятель науки РФ,

доктор технических наук, профессор Лапин Алексей Павлович кандидат технических наук, доцент Ванин Владимир Семенович

Ведущая организация:

Научно-исследовательский и проектный институт «Градоагроэкопром»

Защита состоится 27 декабря 2006 диссертационного совета К220.073.01 научном учреждении «Всероссийский охраны труда» по адресу: 302025, г. Орел,

года в 11 часов на заседании при Федеральном государственном научно-исследовательский институт Московское шоссе, 120

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГНУ ВНИИОТ

Автореферат разослан 26 ноября 2006 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, кандидат технических наук

И.А. Хуснутдинов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Статистические данные профессиональной заболеваемости на предприятиях и в организациях агропромышленного комплекса России свидетельствуют о том, что в большинстве случаев условия труда работников не отвечают современным требованиям по показателям вибрационной безопасности. Интенсивность локальной вибрации на органах управления виброактивных машин и технологического оборудования, как правило, превышает предельно допустимый уровень. Вредные и опасные условия труда ведут к росту профессиональной заболеваемости, ухудшению здоровья трудовой части населения.

В организациях агропромышленного комплекса по обработке шкур и изготовлению из них товаров, которые используются в различных отраслях экономики, применяются передвижные раскройные машины с прямым вертикальным ножом. Данные машины относятся к классу наиболее виброактивных и виброопасных ручных машин. На здоровье операторов оказывают отрицательное воздействие не только повышенные уровни локальной вибрации, но и постоянное напряжение мышц и костно-суставной системы рук, длительные контакты с вибрирующей рукояткой, повышенные уровни шума. Неуравновешенность вращающихся частей кривошипно-ползунного механизма машины является главной причиной ее повышенной виброактивности. Именно вследствие этого корпус машины воспринимает дополнительные (не связанные с процессом разрезания материала) динамические реакции. На основании данных прикладной теории виброзащитных систем можно утверждать, что условия труда операторов ручных машин по параметрам локальной вибрации можно существенно улучшить за счет использования эффекта динамического гашения. При реализации метода динамического гашения возникают определенные проблемы, которые обусловлены сложностью математического описания ручных машин как виброактивных систем с распределенными параметрами упругодемпфирующих звеньев и отсутствием специализированных и научно-обоснованных методик их расчета и проектирования. Для инженеров проектировщиков необходимы четкие рекомендации, которые позволили бы им использовать итоговые результаты решения сложных задач динамического гашения вибрации на основе апробированных алгоритмов расчета и соответствующего программного обеспечения. Все это и определяет актуальность выбранного направления исследования.

Цель работы — улучшить условия труда операторов раскройных машин по показателям локальной вибрации в организациях агропромышленного комплекса.

Задачи исследования:

1. Обосновать расчетную схему и математическую модель раскройной машины как виброактивного динамического объекта;

2. Разработать методику и программы расчета вибрации на рукоятке от динамических реакций в системе «корпус - крнвошипно-ползунный механизм»;

3. Установить влияние динамического гасителя на показатели вибрационной безопасности оператора посредством аналитических методов расчета, численного моделирования и экспериментальных исследований;

4. Разработать рекомендации по снижению виброактивности раскройной машины посредством использования средств динамического гашения вибрации.

Объектом исследования является передвижная раскройная машина с динамическим гасителем.

Предмет исследования — это вибрационные процессы на рукоятке раскройной машины, которые формируются под воздействием неуравновешенных вращающихся частей кривошипно-ползунного механизма и динамического гасителя.

Методы исследования. Теоретические исследования выполнены на основе классических методов расчета вибрации систем с распределенными параметрами и сосредоточенными массами. Использовались методы аналитической механики, математического моделирования и численного решения уравнений. При проведении экспериментальных исследований применялась стандартная методика измерений вибраций.

Достоверность результатов обеспечивается соответствующим выбором расчетных моделей, использованием адекватного математического аппарата, современной вычислительной техники и программного обеспечения, а так же подтверждается соответствием аналитических результатов данным эксперимента.

Научная новизна:

1. Разработана уточненная расчетная схема и математическая модель раскройной машины как виброактивного динамического объекта с распределенными параметрами упругодемпфирующего стержня и сосредоточенной массой;

2. Разработаны методика и программа расчета вибрации на рукоятке раскройной машины от динамических реакций в системе «корпус — кривошипно-ползунный механизм» в зависимости от скорости вращения кривошипа;

3. Получены данные аналитических расчетов, численного моделирования и экспериментальных исследований, которые позволяют оценить влияние динамического гасителя на показатели вибрационной безопасности оператора;

4. Разработаны рекомендации по настройке динамического гасителя, при которых обеспечивается существенное снижение виброактивности раскройной машины.

На защиту выносятся:

1. Теоретически обоснованная расчетная схема и математическая модель раскройной машины как виброактивного динамического объекта;

2. Методика расчета вибрации на рукоятке раскройной машины от динамических реакций в системе «корпус — кривошипно-ползунный механизм»;

3. Результаты аналитических расчетов, численного моделирования и экспериментальных исследований, которые позволяют оценить влияние динамического гасителя на показатели вибрационной безопасности оператора;

4. Предложенные технические решения по конструкции динамического гасителя и рекомендации по его настройке, которые позволяют существенно снизить виброактивность раскройной машины.

Практическую значимость работы составляют: математическое описание раскройной машины как виброактивного динамического объекта с учетом упругодемпфирующих и инерционных свойств распределенных параметров и влияния сосредоточенной массы; методика, алгоритмы и программа расчета параметров вибрации на рукоятке раскройной машины на основе решения в рядах системы дифференциальных уравнений в частных производных; методика оценки вибрационной безопасности операторов раскройной машины с динамическим гасителем вибрации; конструкция динамического гасителя и рекомендации по настройке его параметров, при которых проявляется эффект динамического гашения вибрации.

Результаты исследований используются при проведении научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ, которые связаны с разработкой перспективных и модернизацией существующих раскройных машин.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались и обсуждались на следующих конференциях и симпозиумах:

1. Всероссийская научная конференция «Нелинейные колебания механических систем». - Н. Новгород: НГТУ, 2005 г.;

2. Научно-техническая конференция «Вибрационные машины и технологии». - Курск: КГТУ, 2005 г.;

3. Международный научный симпозиум «Ударо-вибрационные системы, машины и технологии», - Орел: ОрелГТУ, 2006 г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 печатных работ и получен патент РФ.

Структура и объем диссертации. Диссертация содержит введение, четыре главы, общие выводы, список литературы из 107 наименований и три приложения. Основной текст изложен на 118 страницах и включает 29 рисунков и 15 таблиц.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, отмечена научная новизна и отражены основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе анализируются условия труда работников в организациях агропромышленного комплекса по показателям вибрационной безопасности; отражено влияние локальной вибрации на организм человека; раскрыты особенности раскройной машины как виброактивной динамической системы; проведен анализ методов и средств защиты операторов ручных машин от локальной вибрации; рассмотрены теоретические и практические аспекты исследований вибрации механических систем.

Функционирование системы «человек — машина — среда» в условиях сельскохозяйственного производства неизбежно сопровождается вибрационными процессами. Оценка условий труда работников, которые систематически подвергаются воздействию общей и локальной вибрации, во многом зависит не только от интенсивности и продолжительности действия собственно вибрации, но и совокупности других факторов производственной среды и трудового процесса, оказывающих влияние на их работоспособность и здоровье.

Наиболее объективными критериями оценки состояния условий труда являются показатели профессиональной заболеваемости, которые позволяют учесть влияние различных неблагоприятных факторы производственной среды, таких как вибрация, шум, микроклимат, загрязненность воздуха и т.п.

Структура профессиональной патологии у работников сельскохозяйственного производства, как это показано на рис. 1, формируется в основном за счет вибрационной болезни (~28 %), заболеваний опорно-двигательного аппарата (~30 %), органов дыхания (-12%), слуха (~7 %), отравлений и прочих заболеваний (~23%).

: 13 вибрационная болезнь |

| Э заболевания опоро-двигательного аппарата I \ ¡3 заболевания органов дыхания !

: О заболевания слуха :

| □ отравления и прочие заболевания |

Рис. 1 - Структура профессиональной заболеваемости в системе агропромышленного комплекса

У операторов ручных машин вибрационная патология, при наличии шума и значительных физических напряжений, начинает формироваться уже в первые годы работы и достигает максимума при стаже работы 25 лет. К 45...50 годам, в 70...80 % случаях, они страдают хроническими общими или профессиональными заболеваниями, которые связаны с воздействием вибрации на организм человека. Результаты медицинских профилактических осмотров показывают, что у них в основном формируются заболевания опорно-двигательного аппарата (~50 %), а также периферической нервной системы и сердечно-сосудистой системы. Такое положение дел объясняется тем, что ручные машины относятся к классу виброактивного оборудования. Считается, что 20%...40% ручных машин, находящихся в эксплуатации, продолжают оставаться виброопасными.

Условия труда операторов ручных машин зависят от применяемых средств виброзащиты. Так для непосредственной защиты рук оператора от локальной вибрации используют специальные рукоятки. Однако виброактивность ряда ручных машин с возвратно-поступательным движением рабочего органа не удается устранить этими средствами. К таким ручным машинам относятся передвижные раскройные машины с прямым вертикальным ножом, которые применяются на сельскохозяйственных предприятиях, занимающихся разделкой кож, пошивом спецодежды и т.п. Возвратно-поступательное движение ножа задается кривошипно-ползунным механизмом. Данный механизм является неуравновешенным звеном и создает дополнительные динамические реакции, которые передаются на корпус и, соответственно, на рукоятку и руку оператора.

Для раскройных машин результаты решения задач виброзащиты в рамках теории систем с конечным числом степеней свободы имеют ограниченное применение. Кроме того, применяемые средства статического и динамического уравновешивания кривошипно-ползунного механизма не связанные с радикальным изменением самого привода мало эффективны.

В плане защиты операторов раскройных машин от действия локальной вибрации наиболее актуальной является задача снижения виброактивности за счет использования эффекта динамического гашения. Возможности совершенствования средств виброзащиты раскройных машин в такой постановке имеют определенную перспективу, поскольку становится возможным использовать проявление эффекта гашения вибраций в той или иной локальной зоне, в частности, на рукоятке.

Однако использование динамического гасителя в ручных машинах связанно с определенными трудностями. Во-первых, необходимо изыскать место для установки динамического гасителя как составной части раскройной машины с учетом возможных амплитуд колебаний дополнительной массы. Во-вторых, при наличии в системе упругодемпфирующих звеньев с распределенными параметрами данные о

настройке динамического гасителя можно получить, только проведя соответствующие теоретические и экспериментальные исследования.

Во второй главе определены динамические реакции в системе «корпус — кривошипно-ползунный механизм; разработаны методики и программное обеспечение для расчета вибрации на рукоятке раскройной машины с учетом эффекта динамического гашения; приводятся результаты исследований динамики и оценки вибрационной безопасности раскройной машины.

Для описания движения трех основных элементов кривошипно-ползунного механизма (рис. 2) приняты обобщенные координаты д => (р, у/, х), которые удовлетворяют следующим уравнениям связей:

/х => тятр-Сьту/ = 0; (1)

/2 => гсо5<р +¿сову/+ х-£— г = 0 (2)

Дифференциальные уравнения движения кривошипно-шатунного механизма записывались в форме уравнений Феррерса:

гдт\

Л

Ъ,.

(/=1,2,з) о)

дд, 7=1 дд,

где Т— кинетическая энергия; Qi — обобщенные силы; Лj - множители Лагранжа;--частные производные от уравнений связей.

а?,

В уравнениях (3) при записи кинетической энергии и обобщенных сил использованы обозначения инерционных и геометрических параметров, которые приняты на рис. 2 и 3. Соответственно на рисунках 4 и 5 множители Лагранжа Л\, Л2 и Л3, Л4 определяют горизонтальные и вертикальные составляющие динамических реакций в шарнирном соединении «кривошип - шатун» и «шатун — ползун».

При совместном решении уравнений (1) — (3) определяются обобщенные координаты и множители Лагранжа.

Расчет горизонтальных составляющих динамических реакций в месте соединения «кривошип — ротор» Р\{<р) и в соединении «ползун — направляющие» Р2(<р) производился в предположении, что скорость вращения кривошипа постоянна, т.е. <р = со.

Если множители Лагранжа найдены, то

= (/И-эт^ч- Л2-соъ<р)-5\П(р, (4)

Рис.4 Рис. 5

Рис. 6

Рис. 7

Р2(<р) = -Л3. В уравнениях (4) и (5), с учетом того, что

г

ц/ = агсзт(//-8т^), си2

- //Б1П<3 +

эт2 <р

//3соэ2<р€\х\<р ] \-ц2ьт2<р )'

X = г со

исоз2д> и3 $\пг2<р СОБ (р Л--р . . + -------21

л/Г

(6)

(7)

(8)

(9)

Множители Лагранжа определяются из соотношений:

. /15т<р(т2И-х-Л2£)-^-1р л\ —-,-,

- //28И12 ф

(10)

Л2 = {т2 + т3)-х + (т2 + ~т2и{^г5'т>р- 1р + а>2^\-/л2з\п2 ср\ (11) , _ - - - т2г/га)2 51п(ф + - т2^/1з1п(// -

Л 3 =

¿соэ^ Л4 = т3х + т

(12) (13)

Расчет динамических реакций в системе «корпус — кривошипно-ползунный механизм» производился по программе написанной в среде МаШсасЬ Результаты расчетов представлены на рис. 6 в виде графиков зависимостей горизонтальных составляющих динамических реакций и множителей Лагранжа от угла поворота кривошипа.

Как видно, зависимость горизонтальной составляющей динамических реакций — силы Р\(<р) от угла поворота кривошипа является сложной периодической функцией. Для нее характерно чередование пульсирующих импульсов — двух нарастающих и соответствующих ниспадающих противоположного знака. Изменение же горизонтальной составляющей динамических реакций — сш\ъ\Р2(<р) от угла поворота кривошипа происходит по закону, который близок к гармонической зависимости.

Отмечается, что интенсивность силового взаимодействия в соединении «кривошип — ротор» на порядок больше интенсивности силового

взаимодействия в соединении «ползун — направляющие». Максимальное значение силы Рх(<р) превышает максимальное значение сшыР2{<р) в 3 раза.

При расчете параметров вибрации корпуса раскройной машины следует учитывать не только данные особенностями силовых взаимодействий в системе «корпус — кривошипно-шатунный механизм», но также и различия их амплитудно-частотных и амплитудно-фазовых спектров.

На рис. 7 приведены результаты спектрального анализа исследуемой динамической реакций Р\((р)-

Прямое преобразование Фурье осуществлялось посредством встроенных функций системы Mathcad — функции FFT, которая осуществляет спектральное разложение, и функции arg, которая позволяет вычислять начальные фазы гармоник.

Анализ полученных спектров свидетельствует о том, что ряд Фурье для динамической реакции Ру (<р)быстро сходится. Вполне достаточную для практических расчетов точность дает учет только первых четырех гармоник.

Расчетная схема раскройной машины, как динамической системы с распределенными параметрами и сосредоточенной массой, представлена на рис 8.

У

P(t)

х-" J 1

Рис. 8

М (г) = /'(/)• £1 — изгибающий момент; Ых — изгибная жесткость стержня;

т0 - масса единицы длины стержня; т — масса корпуса; •<? — длина стержня;

1Х0 - осевой момент инерции корпуса

Известно, что собственные формы (функции) изгибных колебаний стержня обладают свойством ортогональности. Это позволяет применить методику разложения вынужденных колебаний рассматриваемого консольного стержня (рис. 8) в бесконечный ряд по собственным функциям системы. В отличие от методики нахождения «замкнутых решений» данная методика позволяет достаточно просто учесть диссипацию колебательной энергии и реализовать

численные процедуры нахождения решений в случае, когда внешние силы изменяются по произвольному закону или заданы числовыми массивами.

С учетом внешнего и внутреннего трения дифференциальное уравнение вынужденных изгибных колебаний системы «масса - стержень» можно записать в виде: '

дгде

— а.

г=е

П ' д1

8гд1

г«г J

(14)

Здесь параметры а, и а2 характеризуют соответственно диссипативные свойства «внешней среды» и материала стержня (конструкционное трение). Размерности данных параметров «с"1» и «с». Импульсные функции <5^ (г — £) и дг (г — £) переводят сосредоточенные силы и моменты в разряд распределенных нагрузок. Размерности импульсных функций «м"1» и «м"3» соответственно.

Решение дифференциального уравнения (14) будем искать в виде бесконечного ряда:

у{1, о =

(15)

где и, (г) — г -я форма собственных изгибных колебаний стержня (или собственная функция);

Ч\ (0> Яг (0> • • • ~ подлежащие определению (неизвестные) функции времени.

Используя выражение (15) и введя обозначение «функции момента распределенных масс»

т,(г) = щи, +8^- ¿)тщ{С)+32{г - £)1Х(16) преобразуем дифференциальное уравнение (14) к виду

±т1{2)[4, + (а^к*а1\ + ки]= [¿¿г-£)-32(г-£)■£№) О?)

(=1

Формально мы имеем разложение периодической на отрезке 0 <; г £ £ функции (правой части данного дифференциального уравнения) в бесконечный ряд, члены которого представлены в виде произведения известной «функции момента распределенных масс» /и, (г) (16) и дифференциального оператора

<=>{(!,) = <?, + (ах + к*а2 + к2ц,.

Для нахождения дифференциального оператора <9(<7,) воспользуемся известной процедурой прямого преобразования Фурье.

Выполним следующие действия. Умножим левую часть и правую часть дифференциального уравнения (17) на собственную функцию иг Проинтегрируем, видоизмененные таким образом, левую часть и правую часть по длине стержня (по переменной г в пределах 0... I). Поскольку интегралы

I

¡т, Ф 0, то в результате интегрирования получим

о

а+2М+*А(т) „„

/т»и/<гг + шц?(г)+ 1:,„в;(<)

о

Здесь = 0,5(0?! + к2а2) — коэффициент демпфирования, соотнесенный с / -ой формой собственных изгибных колебаний стержня. Коэффициент демпфирования п) определяется экспериментально, например, в результате идентификации системы.

Функция времени <7,(0 определяется из дифференциального уравнения (18). Упорядоченный (по индексу /) набор этих функции позволяют формировать члены ряда искомого решения (15). Отметим, что получаемый таким образом ряд, как правило, быстро сходится и фактически достаточно учитывать только несколько первых его членов.

Изложенная методика расчета параметров вибрации применима как при гармоническом, так и при произвольном законе изменения возмущающей силы.

Пусть сила изменяются по гармоническому закону с частотой СО, т.е. Р(/) = Р0 б тех. В этом случае расчет параметров вибрации (виброперемещений) рукоятки раскройной машины производится по следующей формул

. , 2 пм

бш вЛ — агс№ -7Г-1—г-1 к}-со2

[иМ+едЦЫё)

у(О)=Р0£-^- ^ {19)

'=' ^(к,2-й)2[+ 4«>2 \т0и2с!г + пш2(()+1х0в?(()

Запишем данный ряд в компактном виде

Ж0 = этСй*+ (20)

/=1

где амплитуда А1 и начальная фаза (р1 определяются по следующим формулам:

1т0и^2 + ти?(е)+1х0в?(С)

(21)

2п,а>

9, = ~агс1ё (22)

к, - со

Формулы (19) и (20) содержат бесконечную последовательность членов. Каждый «/» член данной последовательности зависит от параметров «г» собственной формы колебаний системы и, отнесенного к ней, коэффициента демпфирования и/.

Коэффициенты демпфирования п1 = 0,5 (от, + к?а2) «распределены» по собственным формам колебаний и содержат постоянные параметры а, и а2, которые характеризуют интенсивность процесса диссипации колебательной энергии, соответственно, внешним и конструкционным трением.

Если ограничится только двумя членами ряда (20) то,

2

О = И 4 зт(а* + <р,) = 4-2 8т(<аГ + (рх_г) (23)

¡=1

Здесь результирующая амплитуда А,_2 и начальная фаза (ру_2 определяются по следующим формулам:

4-2 =442 + Аг + 244 (24)

4 эт ф2 + А-, БШ <р,

<Ру-2 = -^--2-(25)

4 соэ <Рг + А2 СОЭ ^

Разработанная методика позволяет оценивать вибрационную безопасность раскройных машин данного класса с учетом восстанавливающих, диссипативных и инерционных сил в системе «масса - стержень». Становится возможным моделировать вибрационные процессы, которые возникают под воздействием инерционного возбуждения и при нестабильных силовых взаимодействиях, используя современные компьютерные технологии.

В случае неуравновешенности кривошипно-ползунного механизма и ротора определенное снижение вибрации на рукоятке раскройной машины можно обеспечить за счет введения в ее конструкцию динамического гасителя. Расчетная схема модернизированной таким образом раскройной машины представляется в виде «масса — стержень — динамический гаситель» на рис. 9.

Если пренебречь инерционностью упругодемпфирующего звена динамического гасителя, то расчетные схемы «а» и «б», балочного и каскадного типа (рис. 9,а и 9,6), эквивалентны. Это позволяет также решать задачи динамического гашения на основе методики расчета вибрации в рядах с разложением по собственным функциям.

С учетом дополнительных силовых взаимодействий, определяемых упругодемпфирующим звеном динамического гасителя, система «масса — стержень — динамический гаситель» описывается следующей совокупностью дифференциальных уравнений:

"НУи + с(Уи ~Ун) + Ь(уи -У21)=0; <7, + 2и,& + к}д, = (26)

¡т0и*<12 + ти}{е)+1,0в?(е) о

где компоненты перемещения у2, и скорости у21 в точке крепления упругодемпфирующего звена динамического гасителя определяются из соотношений:

л, = [",(')+^(ОЬ. Ун = ["№)+с(27)

Из системы дифференциальных уравнений (26) подлежат определению . функции времени и координаты уи.

Заметим, что «результирующие» перемещения присоединенной массы у8 = }>1, корпуса ук = у2 и рукоятки уг, как функции времени, определяется путем алгебраического сложения соответствующих компонент перемещений,

Рис. 9

У\ и У г — Дополнительные координаты;

т0— масса стержня, отнесенная к единице длинны;

EJх, EJхХ — изгибные жесткости; Ъ— вязкое сопротивление;

т1 — присоединенная масса; с = 3£/Jcl/(i3)2 —жесткость;

т, 1х0- масса и момент инерции корпуса;

OD

которые отнесены к I - ой собственной форме колебаний: у = jy,, — для

1=1

присоединенной массы тх\ ук = у2и — для корпуса; yr = Xи,V^JQt ~ W

i=i i=i

рукоятки;

В результате преобразований системы дифференциальных уравнений (26) к безразмерной форме получим:

£ + -Л2,1 + = 0;

I + - ¿4,6 + - МС/ = Др(г).

а — -У» Г — У и Р — У и ? — п С — ё' _

где — , . , — , V , С,, — 2 , . , — У/, — . 5/ — 2 — <и •!/,(/) <а ¿У

безразмерные компоненты состояния системы; г = со • ? — безразмерное время;

' к2а> М^о ' ' Л/,¿у

„, _с[и,(е)+£2в,(е)]

т/о т1а>щ{£)

_ к} | с[и,(е)+£АШ 4 _ с[иХе)+£,(?,(£)]■„,(£)

' со1 Мм1 ' И ' л/,<у2

= -2 — паРаметРы системы.

иХе)+еА(е)

Мр1

При записи параметров системы использовали обозначение обобщенной массы отнесенной к / - ой собственной форме колебаний:

(

М1 = ¡т0и?с!2 + та) (£) + 1хйв} (?) (29)

о

Решение системы дифференциальных уравнений (3) производили в среде МаШсас!. Рассчитывались параметры вибрации динамического гасителя и корпуса раскройной машины (в том числе и рукоятки). При этом спектральные показатели вибрационных нагрузок оценивались по логарифмическим уровням виброускорений в октавных полосах частот.

Ниже в табл. 1 и 2 приведены логарифмические уровни виброускорений на рукоятке раскройной машины, полученные при силовом воздействии:

Р(г)= Р05т(г)-21,25т(2г)+74,95т(3г)+31,6со8(4г) (30)

Из табличных данных следует, что динамический гаситель с собственной частотой л]с/равной основной частоте силового воздействия позволяет существенно снизить вибрационные нагрузки на рукоятке в седьмой октавной

Табл. 1 — Логарифмические уровни виброускорений (дБ) на рукоятке раскройной машины при наличии динамического гасителя

£ Октавные

Л.н 0,05 0,10 0,15 0,20 полосы

частот

128,454 127,652 126,850 126,077 7

50 137,882 137,873 137,864 137,854 8

128,063 128,055 128,050 128,045 9

129,900 129,088 128,279 127,498 7

60 137,877 137,867 137,858 137,847 8

128,056 128,055 128,040 128,035 9

131,140 130,320 129,506 128,721 7

70 137,872 137,861 137,852 137,841 8

128,049 128,035 128,029 128,025 9

132,224 131,399 130,581 129,762 7

80 137,867 137,855 137,845 137,835 8

128,041 128,025 128,019 128,016 9

Примечание. Параметры динамического гасителя: тх = 1 кг — присоединенная масса; 6 = 4 кг/с — вязкое сопротивление; с = 90000 Н/м — жесткость упругого звена.

Табл. 2 — Логарифмические уровни виброускорений (дБ) на рукоятке раскройной машины без динамического гасителя

Е Октавные

^о.Н 0,05 0,10 0,15 0,20 полосы

частот

136,618 136,298 135,865 135,399 7

50 137,542 137,532 137,521 137,508 8

127,900 127,891 127,882 127,875 9

138,144 137,822 137,386 136,917 7

60 137,530 137,520 137,509 137,496 8

127,879 127,870 127,861 127,854 9

139,442 139,118 138,680 138,209 7

70 137,517 137,508 137,496 137,484 8

127,858 127,850 127,841 127,834 9

140,571 140,246 139,806 139,334 7

80 137,505 137,496 137,484 137,472 8

127,837 127,829 127,820 127,814 9

полосе частот, Соответствующие логарифмические уровни виброускореннй снижаются приблизительно на 8...10 дБ, что свидетельствует об уменьшении среднеквадратических значений виброускорений приблизительно в 2,51...3,16 раза.

Если без динамического гасителя логарифмические уровни виброускорений в седьмой октавной полосе частот превышают нормативные значения (135 дБ) во всем диапазоне изменения силы Р0 и относительного коэффициента демпфирования Е, то при наличии динамического гасителя данные уровни становятся меньше нормативных. Это свидетельствует о том, что использование динамического гасителя в раскройных машинах данного типа позволяет обеспечить вибрационную безопасность оператора по показателям локальной вибрации.

В третьей главе дается описание конструктивных схем модернизированной раскройной машины с динамическим гасителем; приведены результаты экспериментальных исследований вибрации штатной и модернизированной раскройной машины.

Для проведения экспериментальных исследований, подтверждающих возможность снижения интенсивности вибрации на рукоятке раскройной машины за счет эффект динамического гашения вибрации, был спроектирован и изготовлен динамический гаситель консольного типа (см. рис. 10). Общий вид модернизированной раскройной машины с данным динамическим гасителем приведен на рис. 11.

Параметры динамического гасителя: масса плиты т{ = 1 кг; модуль упругости материала пластины Е = 200000 МПа; минимальный осевой момент инерции поперечного сечения пластины Jínm =7,32-Ю-12 м4.

В процессе испытаний штатной и модернизированной раскройной машины измерялись уровни локальной вибрации на рукоятке в направлении оси перпендикулярной плоскости минимальной жесткости стойки.

Параметры локальной вибрации регистрировались измерителем вибрации ВШВ-003-М2 , который был снабжен пьезоэлектрическим преобразователем ДН-3-М1. Методика измерений и обработка параметров вибрации проводились по ГОСТ 12.1.012-90 «Вибрационная безопасность. Общие требования».

Приведенные в табл. 3 экспериментальные данные подтверждают результаты теоретических исследований.

Раскройная машина как динамическая система с инерционным источником возбуждения вибрации формирует на рукоятке «узкополосной» спектр виброускорений, основная «энергия» которого сосредоточена в седьмой и восьмой октавных полосах частот.

Рис. 10

1 — присоединенная масса (плита); 2 — упругий элемент (пластина); 3 — кронштейн для установки динамического гасителя на корпусе раскройной машины.

Рис. И

Табл. 3 — Спектральные показатели вибрационной нагрузки на рукоятке раскройной машины

Объект Виброускорения (дБ) в октавных полосах частот

31,5, Гц 63, Гц 125, Гц 250, Гц

Штатная раскройная машина 121 140 138 128

Модернизированная раскройная машина 120 132 138 129

Наблюдаемый спектр виброускорений штатной раскройной машины имеет ярко выраженный «пик», приходящийся на седьмую октавную полосу частот, где значение виброускорения превышает нормативный показатель на 5 дБ. Достаточно высокий уровень вибрации в восьмой октавной полосе частот свидетельствует о генерировании системой дополнительных гармоник с частотой превышающих частоту вращения вала электродвигателя.

За счет настройки динамического гасителя на частоту основной гармоники инерционного возбуждения уровень виброускорений в седьмой октавной полосе частот снижается на 8 дБ, соответственно, со 140 дБ до 132 дБ. Как следствие, спектральные показатели вибрационной нагрузки на рукоятке становятся меньше нормативных (135 дБ).

Проведенные эксперименты подтверждают также теоретические данные о том, что эффект динамического гашения вибрации обладает «избирательным свойством», т.е. оказывает существенное влияние на спектр виброускорений только той октавной полосы частот, в диапазон которой «попадает» частота настройки динамического гасителя.

В четвертой главе излагаются общие положения методики расчета экономической эффективности от мероприятий, направленных на снижение вибрационной нагрузки на оператора раскройной машины с динамическим гасителем вибрации; приводятся расчеты экономической эффективности от модернизации раскройной машины.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Условия труда работников агропромышленного комплекса не всегда отвечают современным требованиям по показателям вибрационной безопасности. Это связано с тем, что интенсивность локальной вибрации на органах управления виброактивного технологического оборудования, как правило, превышает предельно допустимый уровень. В организациях агропромышленного комплекса к такому оборудованию относятся передвижные раскройные машины с прямым вертикальным ножом.

2. Вследствие неуравновешенности вращающихся частей кривошипно-ползунного механизма корпус раскройной машины воспринимает дополнительные (не связанные с процессом разрезания материала) динамические реакции. Горизонтальные составляющие данных реакций вызывают интенсивную вибрацию корпуса, которая передается на руки оператора и оказывает негативное воздействие на его самочувствие и здоровье.

3. Анализ известных способов виброзащиты позволяет утверждать, что условия труда операторов ручных машин по параметрам локальной вибрации можно существенно улучшить за счет использования эффекта динамического гашения.

4. Раскройная машина представляет собой сложную динамическую систему с инерционным возбуждением. Доказано, что адекватное описание соответствующих вибрационных процессов обеспечивается только тогда, когда используемая математическая модель учитывает упругодемпфирующие и инерционные свойства раскройной машины как виброактивного динамического объекта. Поэтому принятая расчетная схема включает элементы динамической системы с распределенными параметрами и сосредоточенной массой.

5. Установлено, что зависимость горизонтальной составляющей динамических реакций в соединении «корпус — кривошип» от угла поворота ротора является сложной периодической функцией. Для нее характерно чередование пульсирующих импульсов — двух нарастающих и соответствующих ниспадающих противоположного знака. Изменение же горизонтальной составляющей динамических реакций в соединении «корпус — ползун» происходит по закону, который близок к гармонической зависимости. Причем интенсивность силового взаимодействия в соединении «корпус -кривошип» на порядок больше интенсивности силового взаимодействия в соединении «корпус — ползун».

6. Разработаны методика и программа расчета параметров вибрации на рукоятке раскройной машины . на основе представления решения дифференциального уравнения в частных производных в рядах. Данная методика позволяет оценивать вибрационную безопасность операторов раскройных машин с учетом действующих восстанавливающих, диссипативных и инерционных сил, а также эффекта динамического гашения вибрации.

7. Установлено, что динамический гаситель с собственной частотой равной основной частоте силового воздействия снижает логарифмические уровни виброускорений в седьмой резонансной октавной полосе частот на 8... 10 дБ, что свидетельствует об уменьшении среднеквадратических значений виброускорений в 2,51...3,16 раза.

8. Разработанные рекомендации по снижению виброактивности раскройной машины посредством использования средств динамического гашения вибрации позволяют определить место установки динамического гасителя консольного типа, выбор его рациональных параметров, а также

оценить условия труда операторов модернизированной раскройной машины по показателям вибрационной безопасности.

9. Прогнозируемая экономическая эффективность от использования динамического гашения в составе раскройной машины составляет порядка 3300 руб. в год.

ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. Демидова, H.A. Математическая модель для расчета вибрационной нагрузки ручной машины [Текст] / H.A. Демидова, В.И. Чернышев // Известия ОрелГТУ. Серия «Естественные науки». № 5-6, - 2004. - С.137-139.

2. Демидова, H.A. К расчету вибрации корпуса раскройной машины с кривошипно-ползунным механизмом [Текст] / H.A. Демидова, В.И. Чернышев // Известия ОрелГТУ. Серия «Естественные науки».№ 5-6. — 2004. — С.147-150.

3. Демидова, H.A. Расчет вибрационной нагрузки на руки оператора раскройной машины [Текст] / H.A. Демидова, В.И. Чернышев // Нелинейные колебания механических систем: материалы VII Всероссийская научная конференция. - Н. Новгород, 2005. - С. 282-284.

4. Демидова, H.A. Расчет динамических реакций, передаваемых на корпус раскройной машины [Текст] / H.A. Демидова// Вибрационные машины и технологии: в 2 ч. Ч. 2: сборник научных трудов VII научно-технической конференции. - Курск: КГТУ, 2005. - С. 143-147.

5. Демидова, H.A. Динамические реакции в системе «корпус — кривошипно-ползунный механизм» раскройной машины [Текст] / H.A. Демидова, O.A. Петракова, В.И. Чернышев // Ударо-вибрационные системы, машины и технологии: материалы третьего международного научного симпозиума. - Орел: ОрелГТУ, 2006. - С. 441-446.

6. Демидова, H.A. Вынужденные вибрации корпуса раскройной машины: методика расчета и анализ [Текст] / H.A. Демидова, О.В. Фоминова, В.И. Чернышев // Ударо-вибрационные системы, машины и технологии: материалы третьего международного научного симпозиума. - Орел: ОрелГТУ, 2006. — С. 446-451.

7. Демидова, H.A. Динамическое гашение вибрации раскройной машины [Текст] / H.A. Демидова, О.В. Фоминова, В.И. Чернышев // Ударо-вибрационные системы, машины и технологии: материалы третьего международного научного симпозиума. — Орел: ОрелГТУ, 2006. — С. 451 -456.

8. Демидова, H.A. Расчет вибрации корпуса машины для резания листовых пластических материалов [Текст] / H.A. Демидова, О.В. Фоминова, В.И. Чернышев // Механизация и электрификация сельского хозяйства. №11. — 2006. - С. 26-27.

9. Раскройная машина [Текст]: пат. 2283752 Российская Федерация: МПК51 В26В 7/00, B26D 1/06, F16F 7/116 / Демидова H.A., Чернышев В.И.; заявитель и патентообладатель Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Орловский государственный технический университет». - № 2005108864/02; заявл. 28.03.05; опубл. 20.09.06, Бюл. № 26.

Подписано к печати 20.11.2006 Объем 1 п.л. Тираж 100 экз. Заказ № 1146

Отпечатано на полиграфической базе Орловского государственного технического университета 302020, Орел, Наугорское шоссе, 29

ВВЕДЕНИЕ.

Глава! СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА.

1.1 Условия и охрана труда работников агропромышленного комплекса: общие показатели и вибрационная безопасность.

1.2 Влияние локальной вибрации на организм человека и ее гигиеническое нормирование.

1.3 Особенности и характеристики раскройной машины как виброактивной динамической системы.

1.4 Анализ методов и средств защиты операторов ручных машин от локальной вибрации.

1.5 Теоретические и практические аспекты исследований вибрации механических систем.

1.6 Выводы. Цель и задачи исследований.

Глава 2 ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ И ОЦЕНКА

ВИБРАЦИОННОЙ БЕЗОПАСНОСТИ.

2.1 Система «корпус - стойка» как динамический объект: расчетная схема и параметры.

2.2 Система «корпус - кривошипио-ползунный механизм» как динамический объект: расчетная схема и параметры.

2.3 Динамические реакции в системе корпус - кривошипно-ползунный механизм».

2.4 Спектральный анализ и синтез горизонтальной составляющей динамических реакций на основе преобразования Фурье.

2.5 Вынужденные вибрации корпуса: методики расчета и анализ.

2.5.1 Получение «замкнутых» решений без учета диссипативных сил.

2.5.2 Получение решений в форме бесконечного ряда с учетом диссипативных сил).

2.5.3 Расчеты и оценка вибрационной безопасности.

2.6 Динамическое гашение вибрации.

2.7 Выводы по второй главе.

Глава 3 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ.

3.1 Описание конструктивных схем модернизированной раскройной машины с динамическим гасителем.

3.2 Определение параметров и исследование вибрации штатной и модернизированной раскройной машины.

3.3 Выводы по третьей главе.

Глава 4 ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ

4.1 Общие положения методики расчета экономической эффективности от применения новых средств виброзащиты.

4.2 Расчет экономической эффективности от модернизации раскройной машины.

Статистические данные профессиональной заболеваемости на предприятиях и в организациях агропромышленного комплекса России свидетельствуют о том, что в большинстве случаев условия труда работников не отвечают современным требованиям по показателям вибрационной безопасности. Интенсивность локальной вибрации на органах управления виброактивных машин и технологического оборудования, как правило, превышает предельно допустимый уровень. Вредные и опасные условия труда ведут к росту профессиональной заболеваемости, ухудшению здоровья трудовой части населения.

Локальная вибрация на высоких частотах оказывает негативное воздействие на процесс кровообращения в пальцах рук и на нервные окончания. Как следствие это вызывает потерю чувствительности пальцев, онемение, ощущение покалывания. При длительном воздействии локальной вибрации возникают патологические изменения и проявляются симптомы так называемой вибрационной болезни.

В организациях агропромышленного комплекса по обработке шкур и изготовлению из них товаров, которые используются в различных отраслях экономики, применяются передвижные раскройные машины с прямым вертикальным ножом. Данные машины относятся к классу наиболее виброактивных и виброопасных ручных машин. На здоровье операторов оказывают отрицательное воздействие не только повышенные уровни локальной вибрации, но и постоянное напряжение мышц и костно-суставной системы рук, длительные контакты с вибрирующей рукояткой, повышенные уровни шума. Неуравновешенность вращающихся частей кривошипно-ползунного механизма машины является главной причиной ее повышенной виброактивности. Именно вследствие этого корпус машины воспринимает дополнительные (не связанные с процессом разрезания материала) динамические реакции. На основании данных прикладной теории виброзащитных систем можно утверждать, что условия труда операторов ручных машин по параметрам локальной вибрации можно существенно улучшить за счет использования эффекта динамического гашения. При реализации метода динамического гашения возникают определенные проблемы, которые обусловлены сложностью математического описания ручных машин как виброактивных систем с распределенными параметрами упруго-демпфирующих звеньев и отсутствием специализированных и научно-обоснованных методик их расчета и проектирования. Для инженеров проектировщиков необходимы четкие рекомендации, которые позволили бы им использовать итоговые результаты решения сложных задач динамического гашения вибрации на основе апробированных алгоритмов расчета и соответствующего программного обеспечения. Все это и определяет актуальность выбранного направления исследования.

Объектом исследования является передвижная раскройная машина с динамическим гасителем.

Предмет исследования - это вибрационные процессы на рукоятке раскройной машины, которые формируются под воздействием неуравновешенных вращающихся частей кривошипно-ползунного механизма и динамического гасителя.

Методы исследования. Теоретические исследования выполнены на основе классических методов расчета вибрации систем с распределенными параметрами и сосредоточенными массами. Использовались методы аналитической механики, математического моделирования и численного решения уравнений. При проведении экспериментальных исследований применялась стандартная методика измерений вибраций.

Достоверность результатов обеспечивается соответствующим выбором расчетных моделей, использованием адекватного математического аппарата, современной вычислительной техники и программного обеспечения, а так же подтверждается соответствием аналитических результатов данным эксперимента.

Научная новизна:

1. Разработана уточненная расчетная схема и математическая модель раскройной машины как виброактивного динамического объекта с распределенными параметрами упругодемпфирующего стержня и сосредоточенной массой;

2. Разработаны методика и программа расчета вибрации на рукоятке раскройной машины от динамических реакций в системе «корпус - кри-вошипно-ползунный механизм» в зависимости от скорости вращения кривошипа;

3. Получены данные аналитических расчетов, численного моделирования и экспериментальных исследований, которые позволяют оценить влияние динамического гасителя на показатели вибрационной безопасности оператора;

4. Разработаны рекомендации по настройке динамического гасителя, при которых обеспечивается существенное снижение виброактивности раскройной машины.

На защиту выносятся:

1. Теоретически обоснованная расчетная схема и математическая модель раскройной машины как виброактивного динамического объекта;

2. Методика расчета вибрации на рукоятке раскройной машины от динамических реакций в системе «корпус - кривошипно-ползунный механизм»;

3. Результаты аналитических расчетов, численного моделирования и экспериментальных исследований, которые позволяют оценить влияние динамического гасителя на показатели вибрационной безопасности оператора;

4. Предложенные технические решения по конструкции динамического гасителя и рекомендации по его настройке, которые позволяют существенно снизить виброактивность раскройной машины.

Практическую значимость работы составляют: уточненная расчетная схема и математическая модель раскройной машины как виброактивного динамического объекта; методика и программы расчета вибрации на рукоятке раскройной машины от динамических реакций в системе «корпус - кривошипно-ползунный механизм»; результаты исследований вибрации на рукоятке раскройной машины с учетом эффекта динамического гашения и оценок вибрационной безопасности оператора; конструкция динамического гасителя и рекомендации по его настройке, которые позволяют существенно снизить виброактивность раскройной машины.

Результаты исследований используются при проведении научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ, которые связаны с разработкой перспективных и модернизацией существующих раскройных машин.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались и обсуждались на следующих конференциях и симпозиумах:

1. Всероссийская научная конференция «Нелинейные колебания механических систем». - Н. Новгород: НГТУ, 2005 г.;

2. Научно-техническая конференция «Вибрационные машины и технологии». - Курск: КГТУ, 2005 г.;

3. Международный научный симпозиум «Ударо-вибрационпые системы, машины и технологии», - Орел: ОрелГТУ, 2006 г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 печатных работ и получен патент РФ.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

1. Условия труда работников агропромышленного комплекса не всегда отвечают современным требованиям по показателям вибрационной безопасности. Это связано с тем, что интенсивность локальной вибрации на органах управления виброактивного технологического оборудования, как правило, превышает предельно допустимый уровень. В организациях агропромышленного комплекса к такому оборудованию относятся передвижные раскройные машины с прямым вертикальным ножом.

2. Вследствие неуравновешенности вращающихся частей криво-шипно-ползунного механизма корпус раскройной машины воспринимает дополнительные (не связанные с процессом разрезания материала) динамические реакции. Горизонтальные составляющие данных реакций вызывают интенсивную вибрацию корпуса, которая передается на руки оператора и оказывает негативное воздействие на его самочувствие и здоровье.

3. Анализ известных способов виброзащиты позволяет утверждать, что условия труда операторов ручных машин по параметрам локальной вибрации можно существенно улучшить за счет использования эффекта динамического гашения.

4. Раскройная машина представляет собой сложную динамическую систему с инерционным возбуждением. Доказано, что адекватное описание соответствующих вибрационных процессов обеспечивается только тогда, когда используемая математическая модель учитывает упругодемпфи-рующие и инерционные свойства раскройной машины как виброактивного динамического объекта. Поэтому принятая расчетная схема включает элементы динамической системы с распределенными параметрами и сосредоточенной массой.

5. Установлено, что зависимость горизонтальной составляющей динамических реакций в соединении «корпус - кривошип» от угла поворота ротора является сложной периодической функцией. Для нее характерно чередование пульсирующих импульсов - двух нарастающих и соответствующих ниспадающих противоположного знака. Изменение же горизонтальной составляющей динамических реакций в соединении «корпус -ползун» происходит по закону, который близок к гармонической зависимости. Причем интенсивность силового взаимодействия в соединении «корпус - кривошип» на порядок больше интенсивности силового взаимодействия в соединении «корпус - ползун».

6. Разработаны методика и программа расчета параметров вибрации на рукоятке раскройной машины на основе представления решения дифференциального уравнения в частных производных в рядах. Данная методика позволяет оценивать вибрационную безопасность операторов раскройных машин с учетом действующих восстанавливающих, диссипативных и инерционных сил, а также эффекта динамического гашения вибрации.

7. Установлено, что динамический гаситель с собственной частотой равной основной частоте силового воздействия снижает логарифмические уровни виброускорений в седьмой резонансной октавной полосе частот на 8. 10 дБ, что свидетельствует об уменьшении среднеквадратических значений виброускорений в 2,51.3,16 раза.

8. Разработанные рекомендации по снижению виброактивности раскройной машины посредством использования средств динамического гашения вибрации позволяют определить место установки динамического гасителя консольного типа, выбор его рациональных параметров, а также оценить условия труда операторов модернизированной раскройной машины по показателям вибрационной безопасности.

9. Прогнозируемая экономическая эффективность от использования динамического гашения в составе раскройной машины составляет порядка 3300 руб. в год.

1. Андросов С.П., Теплоухов В.Л. Снижение вибрации и шума швейных машин //Швейная промышленность. -№5,2005. - С. 18-19.

2. Алексеев С.П., Казаков A.M., Колотилов ГШ. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении. -М.: Машиностроение, 1970.-208 с.

3. Аруин А.С., Зациорский В.М. Эргономическая биомеханика. -М.: Машиностроение, 1988. 256 с.

4. А.с. 835736 Устройство для резки волокнистого материала / В.Ф. Абрамов, В.Н. Соколов, А.И. Комисаров, В.В. Карамышкин и др. // Бюл. изобр. 1981.- №21.

5. А.с. 1283458 Виброизолирующая опора / В.П. Вобликов, М.Д. Генкин, В.М. Рябой, В.В. Яблонский // Бюл. изобр. 1987. - №2.

6. А.с. 1377482 Гаситель колебаний / А.Ф. Галь // Бюл. изобр. -1988.- №8.

7. А.с. 1469223 Виброгаситель / Г.П. Нерубенко, Г.Л. Сидоренко // Бюл. изобр.-1989.- №12.

8. Бабицкий В.И., Крупенин В.Л. Колебания в сильно нелинейных системах: Нелинейности порогового типа. М.: Наука, 1985. - 320 с.

9. Баранова В.М., Зерцалов Ю.В. О распространенности гипертонической болезни у рабочих, подвергающихся комбинированному воздействию вибрации и шума. В кн.: Влияние вибраций на организм человека. М.: Наука, 1977.-С. 291-293.

10. Батуев Г.С., Голубков Ю.В., Ефремов А.К., Федосов А.А. Инженерные методы исследования ударных процессов. М.: Машиностроение, 197. - 240 с.

11. Безопасность жизнедеятельности. Производственная безопасность и охрана труда / П.П. Кукин, В.Л. Лапин, Н.Л. Пономарев и др. -М.: Высшая школа, 2001. 431 с.

12. Безопасность жизнедеятельности: Учебник для вузов / Под общей ред. С.В. Белова. М.: Высшая школа, 2001. - 435 с.

13. Безопасность жизнедеятельности: Учебное пособие для вузов / Под ред. проф. Л.А. Муравья. М.: ЮНИТИ-ДАНА, 2002. - 431 с.

14. Безопасность технологических процессов и производств (охрана труда). / П.П. Кукин, B.JI. Лапин, Е.А. Подгорных и др. М.: Высшая школа, 1999.- 318 с.

15. Бидерман В.Л. Прикладная теория механических колебаний. М.: Высшая школа, 1972.-416 с.

16. Блехман И.И. Что может вибрация?: О «вибрационной механике» и вибрационной технике. М.: Наука, 1988. - 208 с.

17. Болотин В.В. Случайные колебания упругих систем. М.: Наука, 1979,- 335 с.

18. Бронштейн И.Н., Семендяев К.А. Справочник по математике для инженеров и учащихся вузов. М.: Физматлит, 1986. - 544 с.

19. Бутенин Н.В., Неймарк Ю.И., Фуфаев Н.А. Введение в теорию нелинейных колебаний. М.: Наука, 1987. - 384 с.

20. Быховский И.И., Гольдштейн Б.Г. Основы конструирования вибробезопасных ручных машин. М.: Машиностроение, 1982. - 224 с.

21. Вальщиков Н.П., Зайцев Б.А., Вальщиков Ю.Н. Расчет и проектирование машин швейного производства. Л.: Машиностроение, 1972. -344 с.

22. Ванаев B.C., ГотлибЯ.Г., Козьяков А.Ф., Смирнов С.Г., Позна-хирко С.Н. Безопасность ручных машин и их классификация //. 2006. -№4.-С. 9-11, №5. с. 6-16.

23. Введение в математическое моделирование: Учеб. пособие / Под ред. П.В. Трусова. М.: Логос, 2004. - 440 с.

24. Виброзащитные системы с квазинулевой жесткостью //Под. ред. К.Н. Рагульскиса. Л.: Машиностроение, вып.7, 1986. - 96 с.

25. Вибрации в технике: Справочник. Т.1. Колебания линейных систем. / Под ред. В.В. Болотина. М.: Машиностроение, 1978. - 325 с.

26. Вибрации в технике: Справочник. Т.2. Колебания нелинейных механических систем / Под ред. И.И. Блехмана. М.: Машиностроение, 1979.- 456 с.

27. Вибрации в технике: Справочник. Т.5. Измерения и испытания. / Под ред. М.Д. Генкина. -М.: Машиностроение, 1981.-496 с.

28. Вибрации в технике: Справочник. Т.6. Защита от вибрации и ударов / Под ред. акад. К.В. Фролова М.: Машиностроение, 1981 - 456 с.

29. Володин Н.А., Анисимов В.М. Социальные приоритеты региона. М.: ЗАО Изд-во Экономика, 2004. - 350 с.

30. Вульфсон И.И. Колебания в механизмах циклового действия. -JL: Машиностроение, 1990.-310 с.

31. Гальянов И.В., Фоминова О.В. Виброзащитные системы с прерывистым демпфированием // Безопасность жизнедеятельности. №4, 2006.-С. 2-8.

32. Гантур (R. Guntur), Санкар (S. Sankar). Надежная виброзащита с использованием активных источников силы // Конструирование и технология машиностроения. 1983, №3. - С. 60-67.

33. Гевондян Т. А., Киселев JI. Т. Приборы для измерения и регистрации колебаний. М.: Машиностроение, 1981. - 467 с.

34. Генкин М.Д., Яблонский В.В. Активные виброзащитные системы. // Виброизолирующие системы в машинах и механизмах, М.: Наука. -1977.-С. 3-11

35. Гетманов В. Г. Системы цифровой обработки, применяемые при анализе вибраций машиностроительных конструкций. М.: Машиностроение, 1991. - 42 с.

36. Гобзенко В.Е. Методы управления динамикой механических систем на основе вибрационных полей и инерционных связей. М.: Машиностроение, 2004. - 368 с.

37. Горяченко В.Д. Элементы теории колебаний: Учебное пособие. Красноярск: Красноярский университет, 1995.-429 с.

38. Гусев А.С., Светлицкий В.А. Расчет конструкций при случайных воздействиях. -М.: Машиностроение, 1984.-240 с.

39. Демидова Н.А. Расчет динамических реакций, передаваемых на корпус раскройной машины // Вибрационные машины и технологии: в 2 ч. Ч. 2: Сборник научных трудов. Курск: КГТУ. - 2005. - С. 143-147.

40. Демидова Н.А., Чернышев В.И. Математическая модель для расчета вибрационной нагрузки ручной машины. Известия ОрелГТУ. Серия «Естественные науки», 2004. - № 5-6. - С. 137-139.

41. Демидова Н.А., Чернышев В.И. К расчету вибрации корпуса раскройной машины с кривошипно-ползунным механизмом. Известия ОрелГТУ. Серия «Естественные науки», 2004. - № 5-6. - С. 147-150.

42. Демидова Н.А., Чернышев В.И. Расчет вибрационной нагрузки на руки оператора раскройной машины // Нелинейные колебания механических систем: VII Всероссийская научная конференция. Н. Новгород, 2005.-С. 282-284.

43. Диментберг Ф.М., Фролов К.В. Вибрация в технике и человек. -М.: Знание, 1987.-160 с.

44. Динамические свойства линейных виброзащитных систем // Под ред. К.Ф. Фролова. -М.: Наука, 1982.-206 с.

45. Дубровский В.И., Федорова В.Н. Биомеханика: Учебник для средних и высших учебных заведений. М.: Изд-во ВЛАДОС-ПРЕСС, 2004. - 672 с.

46. Дьяконов В.П. Справочник по алгоритмам и программам на языке бейсик для персональных ЭВМ. -М.: Наука, 1987.-240 с.

47. Дьяконов В.П. Mathcad 2001: Специальный справочник. СПб.: Питер, 2002. - 832 с.

48. Елисеев С.В. Структурная теория виброзащитных систем. -Новосибирск: Наука, 1978. 224 с.

49. Елисеев С.В., Волков Л.Н., Кухаренко В.П. Динамика механических систем с дополнительными связями. Новосибирск: Наука, 1990. -214с.

50. Елисеев С.В., Нерубенко Г.П. Динамические гасители колебаний. Новосибирск: Наука, 1982. - 144 с.

51. Ивановский Р.И. Компьютерные технологии в науке и образовании. Практика применения систем Mathcad Pro. М.: Высш. шк., 2003. -431 с.

52. Ивович В.А., Онищенко В.Я. Защита от вибрации в машиностроении. -М.: Машиностроение, 1990.-272 с.

53. Ильин М.М., Колесников К.С., Саратов Ю.С. Теория колебаний. -М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001. 272 с.

54. Карамышкин В.В. Динамическое гашение колебаний / Под ред. К.М. Рагулькиса. Л.: Машиностроение, 1988. - 108 с.

55. Каспаров А.А. Гигиена труда и промышленная санитария. М.: Медицина, 1981.-368 с.

56. Кильчевский Н.А. Курс теоретической механики. В 2-х т. Т. 2. -М.: Наука, 1977.-544 с.

57. Киррех X. М. Исследование и разработка передвижных раскройных машин с гибкошатунным механизмом: Дис.канд. техн. наук: 05.02.13.-М, 1994.- 158 с.

58. Климов А. В. Контроль колебательных процессов по пиковым шумам.//Компьютерра. 2001.- №14. с. 40-41.

59. Климов А. В, Чернышев В. И. Система регистрации механических колебаний. // Сборник научных трудов. Том 13. - Орел: ОрелГТУ, 1998.-С. 106-108.

60. Комкин А.И. Вибрация. Воздействие, нормирование, защита (школа БЖД). // Безопасность жизнедеятельности (приложение к журналу), 2004.-№5.-16 с.

61. Кораблев С.С. К теории электромеханического виброгасителя // Прикладная механика, 1968.- №3.-С. 100-107.

62. Коренев Г.В. Введение в механику человека. М.: Наука, 1977. -264 с.

63. Корн Г, Корн Т. Справочник по математике для научных работников и инженеров. -М.: Наука, 1984. 832 с.

64. Круглов Ю.А, Туманов Ю.А. Ударовиброзащита машин, оборудования и аппаратуры. Л.: Машиностроение, 1986. - 222 с.

65. Левитский Н.И. Колебания в механизмах. М.: Наука, 1988. -336 с.

66. Макаров Б.П. Нелинейные задачи статистической динамики машин и приборов. М.: Машиностроение, 1983. - 264 с.

67. Машиностроение. Энциклопедия / ред. совет: К.В. Фролов (пред.) и др. Т. 1-3. В 2-х кн. Кн. 1. Динамика и прочность машин. Теория механизмов и машин. / Под общ. Ред. К.С. Колесникова. - М.: Машиностроение, 1995. - 533 с.

68. Машиностроение. Энциклопедия / ред. совет: К.В. Фролов (пред.) и др. Т. 1-3. В 2-х кн. Кн. 2. Динамика и прочность машин. Теория механизмов и машин. / Под общ. Ред. К.С. Колесникова. - М.: Машиностроение, 1995. - 620 с.

69. Методы автоматизированного исследования вибрации машин: Справочник / С.А. Добрынин, М.С. Фельдман, Г.И. Фирсов. М.: Машиностроение, 1987. - 224 с.

70. Моисеев Н.Н. Математика ставит эксперимент. М.: Наука, 1979. - 223 с.

71. Моисеев Н.Н. Математические задачи системного анализа. М.: Наука, 1981.-488 с.

72. Москвичев Ю.В. Влияние демпфирования на колебания системы с динамическим гасителем. // Вибрационные машины и технологии: в 2 ч. Ч. 2: Сборник научных трудов. Курск: КГТУ, 2005. - С. 76-78.

73. Налимов В.В. Теория эксперимента М.: Наука, 1971 - 207 с.

74. Научные основы прогрессивной техники и технологии. / Г.И. Марчук, И.Ф. Образцов, Л.И. Седов и др. М.: Машиностроение, 1986. -376 с.

75. Нашиф А., Джоунс Д., Хендерсон Дж. Демпфирование колебаний. Мир, 1988.- 448 с.

76. Основы теории колебаний: Учебное руководство / Под ред. В.В. Мигулина. М.: Наука, 1988. - 392 с.

77. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1980.-272 с.

78. Пановко Г.Я, Трактовенко Б.Г. Дискретная колебательная модель тела человека и определение ее параметров. // Машиноведение. 1974. -№4.- С. 16-20.

79. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. Л.: Машиностроение, 1976. - 320 с.

80. Пановко Я.Г., Губанова И.И. Устойчивость и колебания упругих систем: Современные концепции, парадоксы и ошибки. -М.: Наука, 1987. -352 с.

81. Патент РФ № 2283752 Раскройная машина / Н.А. Демидова, В.И. Чернышев // Опубл. 20.09.2006 Бюл. изобр. №26

82. Потемкин Б.А, Сафронов Ю.Г., Синев А.В, Фролов К.В. Синтез оптимальной виброзащитной системы при случайных воздействиях с учетом динамических свойств тела человека // Виброзащита человека-оператора и вопросы моделирования. М.: Наука, 1973. - С. 53-63.

83. Приборы и системы для измерения вибрации, шума и удара: Справочник. В 2-х кн. / Под ред. Клюева В. В. М.: Машиностроение, 1987. - 378 с.

84. Прокунцев А. Ф, Юмаев Р. М. Преобразование и обработка информации с датчиков физических величин. М.: Машиностроение, 1992.-288 с.

85. Пытьев Ю. П. Методы анализа и интерпретации эксперимента. -М.: Изд-во МГУ, 1990. 286 с.

86. Разумов И.К. Основы теории энергетического действия вибрации на человека. М.: Медицина, 1975. - 205 с.

87. Реклейтис Г, Рейвиндран А, Рэгсдел К. Оптимизация в технике: В 2-х кн. Пер. с. англ. М.: Мир, 1986. - 349 с.

88. Светлицкий В.А. Случайные колебания механических систем. -М.: Машиностроение, 1976. 216 с.

89. Светлицкий В.А, Стасенко И.В. Сборник задач по теории колебаний. М.: Высш. шк, 1973. - 454 с.

90. Система стандартов безопасности труда. Вибрационная безопасность. Общие требования. ГОСТ 12.1.012-90. М.: Стандарт, 1990. - 46 с.

91. Состояние производственного травматизма в АПК России в 2002 году / Сост. А.В. Уваров, Н.С. Студенникова и др. Орел, ФГНУ ВНИИОТ Минсельхоза России, 2003. - 77 с.

92. Суворов Г.А, Шаринов JI.H., Денисов Э.И. Гигиеническое нормирование производственных шумов и вибрации. М.: Медицина, 1984.-240 с.

93. Тимошенко С.П, Янг Д.Х, Уивер У. Колебания в инженерном деле. -М.: Машиностроение, 1985. 472 с.

94. Феодосьев В.И. Десять лекций-бесед по сопротивлению материалов. М.: Паука, 1969. - 176 с.

95. Филимонов А.А., Фоминова О.В., Чернышев В.И. Механический осциллятор с динамическим гасителем и управляемым фрикционным демпфером. // Нелинейные колебания механических систем: VI научная конференция. Н. Новгород, 2002. С. 152-153

96. Фоминова О.В. Прерывистое демпфирование в системах виброзащиты: основы теории, приложения. -М.: Машиностроение-1, 2005. -256 с.

97. Фролов К.В., Фурман Ф.А. Прикладная теория виброзащитных систем. М.: Машиностроение, 1980. - 276 с.

98. ЮЗ.Хвингия М.В., Татишвили Т.Г., Багдоева A.M., Цулая Г.Г. Колебания мышцы и динамика системы «человек машина». - Тбилиси. -Мецниереба, 1984.- 88 с.

99. Ю4.Хемминг Р.В. Численные методы для научных работников и инженеров. М.: Наука, 1968.-400 с.

100. Ю5.Шинев В.Г., Комлева JI.M., Федоров А.В. Охлаждение рук как фактор, усугубляющий неблагоприятное влияние локальной вибрации // Медицина труда и промышленной экологии. 1994. - №9. - С. 40-43.

101. Шкрабак B.C., Шкрабак В.В., Сорокин Ю.Г., Шкрабак Р.В Проблемы охраны труда в агропромышленном комплексе России и пути их решения // Сборник научных трудов «Пути профилактики травматизма в АПК». С-Пб.: СПГАУ, 2000. - С. 75-78.

102. Шуп Т. Решение инженерных задач на ЭВМ. М.: Мир, 1982. -240 с.