автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Разработка систем защиты от шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов

005018223

На правах рукописи УДК 621.73;658.382

ИВАНОВ ЮРИЙ ВАСИЛЬЕВИЧ

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

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

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

19 ДПР 2012

Ижевск-2012

005018223

На правах рукописи

УДК 621.73;658.382

ИВАНОВ ЮРИИ ВАСИЛЬЕВИЧ

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

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

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Ижевск - 2012

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова»

Научный консультант - доктор технических наук, профессор

Власов Олег Георгиевич

Официальные оппоненты:

Дементьев Вячеслав Борисович, доктор технических наук, профессор, Институт механики Уральского отделения РАН, г. Ижевск, зам. директора по науке

Кошелев Олег Сергеевич, доктор технических наук, профессор, Нижегородский государственный технический университет, г.Нижний Новгород-зав. кафедрой «Машиностроительные технологические комплексы. Обработка давлением и сварочное производство»

Селетков Сергей Григорьевич, доктор технических наук, профессор, Ижевский государственный технический университет, г. Ижевск, зав. кафедрой «Высшая математика»

Ведущая организация - ОАО «Научно-исследовательский институт металлургических технологий» г. Ижевск

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

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Автореферат разослан «12» апреля 2012 г.

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

Ученый секретарь диссертационного совета, д. т. н., профессор

Ю. В. Турыгин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Для современной экономики развитых тран характерен высокий удельный вес металлургического производства, оторое является основой машиностроения и исходным звеном в создании азличных машин и механизмов. Кузнечное производство составляет основу аготовительной базы машиностроения, определяя изготовление большей асти поковок и штамповок, производимых в стране. В тоже время оно яв-яется одним из травмоопасных среди основных отраслей промышленности. )сновные причины этого - наличие ряда неблагоприятных факторов среды, собенно шумов и вибраций, которые генерируют многочисленные кузнеч-о-прессовые машины (КПМ) и агрегаты. Существующие уровни вышеука-анных факторов значительно превышают допустимые нормы и являются оказателями технологической безопасности оборудования. Источниками х является существующее оборудование кузнечных цехов, такое как куз-ечные молоты, прессы, пресс-ножницы, а также ряд вспомогательных аг-егатов.

Вибрации и шумы, сопутствующие эксплуатации машин, неизбежно риводят к снижению производительности труда и, как следствие, к ухуд-1ению качества выпускаемой продукции. Вредное воздействие вибраций на ашины и механизмы выражается в понижении коэффициента полезного ействия, преждевременном износе деталей, а также в негативном влиянии а соседнее оборудование, здания и сооружения. Поскольку энергия колеба-гльных процессов возрастает пропорционально квадрату амплитуды коле-аний, то вред от вибраций возрастает с увеличением мощности машин и еханизмов. Вредное воздействие шумов определяется наличием профес-иональных различных заболеваний. Шум является причиной падения рабо-эспособности, ослабления памяти и внимания. Промышленный шум не элько отрицательно воздействует на работников шумного цеха, но в победнее время все более активно влияет на общеэкологическую проблему [умового загрязнения среды прилегающих селитебных территорий.

Актуальность вопросов снижения шумов и вибраций в наши дни опре-гляется двумя тенденциями: стремительно растущей энерговооруженно-гью машин и механизмов самых различных классов и постепенным уже-гочением ограничений на генерируемые ими шумы и вибрации. Эти об-гоятельства выдвигают снижение шумов и вибраций в последние десятиле-1Я в число важнейших естественно-научных и технических проблем, меющих общеэкологическую значимость.

В работе предлагаются технические и технологические решения синения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов, основны-

ми представителями которых являются молоты, прессы и вспомогательны* импульсные механизмы.

Объект исследования: процесс разработки и проектирования куз нечно-штамповочных машин ударного и квазистатического действия, со путствующих пневмоагрегатов и пневмомеханизмов.

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

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

Задачи исследования.

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

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

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

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

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

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

7.Апробация результатов и внедрение новых устройств в кузнечно-прессовых цехах.

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

Основные результаты, выносимые на защиту и их научная новизна.

1. Системный анализ научно-технических решений по системам защи-ы от шумов и вибраций КПМ, на основе составленных классификаций, по-воляющий определить постановку задач и направления разработки уст-юйств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин.

2. Расчетные модели систем защиты от шума в агрегатах КПМ и пнев-юмеханизмах, позволяющие определить площади выходных каналов глу-иителей и пневматических сопел обеспечивающие истечение потока газа в юзвуковом режиме и снижающие шум; расчетные модели систем защиты >т вибраций КПМ ударного и квазистатического действия, обеспечиваю-цие управление вибрационными параметрами оснований машин и сникающие виброхарактеристики КПМ.

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

4. Результаты исследовательских и опытно-конструкторских работ по шработке научно-технических решений снижения шумов и вибраций куз-1ечно-прессовых машин и агрегатов. Получены результаты эксперимен-альных исследований шумов и вибраций КПМ. Испытания научно-ехнических решений проведены в различных климатических условиях федприятий России и ближнего зарубежья. Разработаны и апробированы ехнические требования к устройствам снижения шумов и вибраций куз-1ечно-прессовых машин и агрегатов, подготовленные на основе проведен-1ых исследований.

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

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

7. Установлены теоретические положения по определению комплексного соотношения параметров входных и выходных каналов газовых сопел пневмомеханизмов КПМ, обеспечивающих снижение шума на 18 - 28 дБ за

счет дробления потока при выпуске на мелкие струйки не взаимодействующие друг с другом и снижающие скорость потока на выпуске до значений меньших скорости звука.

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

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

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

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

Практическое значение работы.

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

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

3. Теоретические положения о технологиях и технологические реше-шя в системах снижения шумов и вибраций, имеют существенное значение 1ри обучении и подготовке специалистов технологических отраслей науки и ;пециальностей.

Реализация результатов.

В результате работы созданы и реализованы конструкции гаммы глуши-елей шума, которые успешно используются на более 70 предприятиях Рос-;ии и ближнего зарубежья, в том числе на ИЖМАШе, ИЖАВТО, КАМАЗе, "АЗе, УАЗе, ЗИЛе и др. Разработаны и реализованы виброизолирующие 'становки кузнечно-штамповочных машин на более 20 промышленных федприятиях. Предложенные устройства находят применение в смежных >траслях промышленности.

Апробация работы.

Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на сле-(ующих научно-технических конференциях: Всесоюзная конференция «По-¡ышение безопасности оборудования и технологических процессов на осно-¡е применения средств автоматической защиты и промышленных роботов», Сазань, 1981; всесоюзная конференция «Совершенствование кузнечно-итамповочного оборудования ударного действия и создание робототехни-¡еских комплексов горячей штамповки», Ижевск, 1982; всероссийская конференция «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России», Ижевск, 2006; международная конференция «Перспективные инновации в 1ауке, образовании, производстве и транспорте», Одесса, 2007; всероссий-:кая конференция «Наука. Образование. Производство в решении экологи-[еских проблем. Экология - 2007», Уфа, 2007; всероссийский конгресс :Кузнец - 2008», Рязань, 2008; II международная конференция «Металлур-ия - ИНТЕХЭКО - 2009», Москва, 2009 XIII международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед - 2010», Москва, Ю10(серебряная медаль), III всероссийская конференция «Защита населения >т повышенного шумового воздействия», Санк.-Петербург, 2011, IV между-[ародная конференция «Металлургия - ИНТЕХЭКО - 2011»,Москва, 2011.

В полном объеме диссертационная работа докладывалась и была одоб->ена на расширенном научном семинаре кафедры «Автомобили и металло-»брабатывающее оборудование» с привлечением ведущих специалистов кафедр «Машины и технология обработки металлов давлением», «Аппарато-троение» Ижевского государственного технического университета.

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 64 печатных работах. Из них 25 статей в перечне журналов рекомендуемых ВАК России, 8 авторских свидетельств и 5 патентов.

Личный вклад автора. Формирование общей идеи, постановка научной проблемы, способы решения, основные научные результаты полностью принадлежат автору. Реализация результатов и экспериментальные исследования выполнены на предприятии «Средства охраны труда». Разработки награждены 2 серебряными медалями на международных салонах изобретений «Архимед-2010», «Архимед-2012» г. Москва.

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

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

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

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

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

С вопросами защиты от шума сегодня приходится сталкиваться многим отраслям промышленности, транспорта, строительства и энергетики. Важный вклад, в разработку вопросов борьбы с шумами различных направлений, внесли отечественные ученые С.П. Алексеев, А.И. Белов, Ф.Е. Гри-горьян, В.И. Заборов, Б.М. Злобинский, И.И. Клюкин, Л.Ф. Лагунов, А.Г. Мунин , Г.Л. Осипов, Г.А. Хорошев, Е.Я. Юдин, а также ряд зарубежных ученых: М.Е. Голдстейн, Гю Лэмб, М. Лайтхил, Ф. Мехель, Е.А. Мюллер, У. Скучик, М. Хекл, Р. Хиклинг.

Машины и агрегаты кузнечно-прессового машиностроения, имеют 'ровни шумовой нагрузки, значительно превышающие допустимые нормы, ^иболее представительными и неблагополучными по виброакустическим юказателям являются многочисленные кузнечно-прессовые машины и свя-анные с ними агрегаты и механизмы.

При работе КПМ возникают импульсные механический и аэроди-тмический шумы. Источниками механического шума являются встречные ¡заимодействия поверхностей базовых деталей кузнечно-прессовых машин 1 агрегатов. Источники аэродинамического шума КПМ - многочисленные шпульсные системы пневмоприводов. Аэродинамические шумы в КПМ юзникают при импульсном выпуске энергоносителя в атмосферу энергоно-;ителя при включении муфты или тормоза системой управления оборудова-шем, а также при технологическом сдуве готовых изделий или окалины с ¡аготовок, смазки штампов, при работе приводов средств механизации и штоматизации.

Для снижения аэродинамических шумов КПМ используются много-шсленные разнообразные конструкции глушителей. Достаточно высокая шустическая эффективность металлокерамических глушителей сочетается с эядом недостатков, среди которых малая прочность и низкие эксплуатаци-)нные качества, что связано с относительно быстрым засорением пористых саналов металлокерамического элемента, вследствие наличия в энергоносителе конденсата, аэрозолей масла, продуктов коррозии. При этом увеличивается гидравлическое сопротивление и возрастает противодавление в акустическом тракте глушителя, что способствует отказам в работе пневмок-тапанов или разрушению металлокерамического элемента глушителя.

Опыт эксплуатации пневмоагрегатов систем управления КПМ на ведущих заводах ГАЗ, ЗИЛ, КАМАЗ, ИЖМАШ, ИЖСТАЛЬ, УАЗ показал, что: глушители с металлокерамическим акустическим элементом не эффективны при эксплуатации из - за быстрого (2-3 месяца) закупоривания, вызывая разрушение акустического элемента, что требует частой замены глушителя. Аналогично низкие эксплуатационные качества у сходных конструкций глушителей фирм НХ)88(США), ООКТМИТ, НЕЛКЖ(Германия). Замена металлокерамики на сетку не оправдала себя и это не изменило величину малого ресурса эффективной работы глушителя.

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

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

Исследования методов виброизоляции КШМ проводились со средины 60-х годов как в нашей стране, так и за рубежом. В разработке теоретических основ и практических исследованиях по виброизоляции оборудования ударного действия принимали участие Е.А. Азрилянт, Д.Д. Баркан, О.Г. Власов, Ф.М. Гитман, Г .Я. Зайденберг, В.А. Ильичев, М.С. Коган, В.П. Ко-шелев, О.И. Курдюмов, А.Ф. Нистратов, Р.И. Рей, Е.И. Ривин, O.A. Савинов,

A.И. Храмой, В.Ф. Щеглов, A.A. Chamouard, К. Gunter, H.W. Koch, R. Ja-rausch, D.B. O'Neill и др.

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

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

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

В настоящее время отсутствуют системные научные исследования виброизолирующих установок ковочных молотов из-за крайней ограниченной работоспособности существующих установок, а также системные научные исследованиях по виброизоляции КШМ квазистатического действия. Известны отдельные случаи использования пружинно-гидравлических амортизаторов, однако из-за их высокой стоимости распространения эти конструкции не получили. Накоплен достаточный опыт установки КШМ квазистатического действия на виброизолирующие опоры ОВ - 30, ОВ - 31 без специального основания. Данные виброопоры не обеспечивают виброизоляцию машины с частотами 6-8 Гц. Наблюдаются резонансные явления с элементами конструкции зданий, что не позволяет размещать данные машины на межэтажных перекрытиях без использования фундамента.

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

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

Существующие методы расчета глушителей и их математическое моделирование, как правило, проводится в рамках линейной теории акустики. Данная методика расчета не позволяет оценить параметры гидравлического сопротивления акустического элемента, а также определить трансформацию потока газа при истечении по акустическому тракту глушителя по времени, что не позволяет управлять свойствами потока газа и соответственно регулировать аэродинамический шум.

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

Вторая глава посвящена разработке систем защиты от шума в КПМ, агрегатах и пневмомеханизмах. Показано, что использование газодинамического расчета при разработке новых конструкций камерных щелевых глу-

шителей позволяет существенно снизить шум пневмоагрегатов систем управления всей гаммы прессового оборудования. Выполнено моделирование и разработка конструкций газовых сопел, которые обеспечивают снижение шума вспомогательных пневмомеханизмов КПМ. Проведено моделирование и разработка системы шумозаглушения элементами штамповой оснастки, снижающей шум кузнечных машин.

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

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

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

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

Объемы камер глушителя постоянны, поэтому с1У; / ей = 0. Секундный приход (расход) энергоносителя определяется как ¿сеК| = ъ • Б! ■ Ц (1)

Для расчетов выбирались отношения площадей Р2 / 8,> 4; Р3 / Б|> 4, при этом отношение Б2 / Б,; Бз / 8, выбирались в диапазоне 0,8 - 2,0. Начальное абсолютное давление в ресивере 0,7 МПа.

Для определения плотности у( и скорости истечения газа Ц через отношение давлений pj / р(М), используем следующие известные зависимости:

(2а, б)

Коэффициент сжатия струи определяется выражением

К=( — )-(1+к-М02--^)/(1+к-М Рн Ро Р„

где ро - давление потока в ресивере; рн - давление потока в наименьшем сечении струи; ра - давление на выходе из ресивера;М0 - число Маха потока в ресивере; М„ - число Маха потока, в сечении струи.

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

¿Р\_№ТЛ

—Г - К—7Г-)' ' исекпрі _ к

Л У{

к ^ _ т^ ^

^ пр\ секпрі рас I секрас 1

-о.

рас] секрасI

)

Л

(іт1

К

ір2 секпр2

^рас2 ^секрас! >

(4)

пр 2 секпр2

сії

Фз (кКТъ ч (г г —Г = ( „ ) пРъ ■ Ч™ м К,

К с

рас 2 секрас2

секпрЗ

■ К -С ^

расЪ секрасЪ >

сіт,

І сії

~~ К С} —К • (т

прЗ секпрЗ расЪ секрас 3

Параметрический анализ системы (4) проводился для определения соотношения площадей щелевой перфорации камер глушителя от площади входного отверстия глушителя. Результаты расчета изменения давления в камерах глушителя (рисунок 1) показывают, что с изменением параметров площадей щелевой перфорации, максимальное давление в первой камере глушителя уменьшается от 0,55 до 0,25 МПа, во второй - от 0,35 до 0,15

МПа.

0.8г

Рисунок: 1 - Изменение давления в камерах глушителя от площадей щелевой перфорации боковой поверхности камер и прохода в глушитель: 1,2,3,4 -давление в первой камере при 83/82 = 0.8; 1.0; 1.2; 1.8; 5,6,7,8 - давление во второй камере при 83/82 аналогично 9 - величина критического давления

Математический анализ системы уравнений (4) проводился численным методом Рунге-Кутта в среде МаНаЬ 7. Истечение энергоносителя из глушителя происходит, приблизительно, за 1,4 - 1,6с, что указывает на правильность предположения об адиабатическом течении энергоносителя в глушителе.

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

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

Для обеспечения снижения шума, суммарную площадь решеток щелевой перфорации, расположенных на боковой поверхности обечайки первой камеры глушителя Б2, рекомендуется выбирать в диапазоне (0,8 — 1,4)-8]. Суммарную площадь решеток щелевой перфорации, расположенных на боковой поверхности обечайки второй камеры глушителя Бз, рекомендуется выбирать в диапазоне (1,0 — 1,7)-82.

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

В качестве исходной системы уравнений для расчета процесса изменения давления по времени в каналах сопла используем выражения законов, аналогичные вышеуказанным. Выражения, составляющие исследуемую систему уравнений, аналогичны вышеуказанным. Для расчетов конструкции сопла определили отношение площадей Р2Л31> 2, отношение 82/81 выбира-

лось в диапазоне 0.1 - 1. Начальное абсолютное давление в ресивере 0,4 МПа. Величина сжатия газовой струи определяется коэффициентом К из вышеуказанного уравнения механики. Истечение энергоносителя из ресивера и сопла пневмомеханизма происходит периодически за 0,6 - 0,8с, что подтверждает адиабатическое истечение потока из сопла.

Л сіт

V,;

) ^сскпрХ ^ расі ^секрасі

)

Л ф.

7і

сіт

1 = К -Сг —К

пр\ секпрі рас\

в

секрас 1

(5)

— = (-^Г1) ' (К*р2 ' Ссеш,р2 - К.......і ' ^

К

рос 1 секрас 2 >

Л

2 _

К

пр2

С —К с

секпрі расі сєкрасі

Параметрический анализ системы (5) проводился для определения площади выходного канала сопла в зависимости от площади входа. Результаты расчета приведены на рисунке 2. Расчеты показывают, что при определенном соотношении площадей перфорации выходного канала, возможно получить абсолютное давление на выходе из канала при опорожнении сопла ниже, чем 0,189 МПа, что определяет уменьшение аэродинамического шума. Снижение шума газовой струи возможно при дроблении ее на мелкие струйки.. Конструкция реализуется в виде пневматического насадка, представляющего собой входной канал, камеру расширения и ряд выходных каналов, которые разделяют струю на мелкие струйки

Р2/81

Рисунок 2 - Изменение давления в камере сопла от отношения Р2/81 площади расширительной камеры к площади входа сопла и отношения 82/81

сечений каналов: 1,2,3 - 0,1; 0,5; 1 соответственно; 4 - величина критического давления

Сопло представлено в виде следующей схемы (рисунок 3).

Рисунок 3 - Схема конструкции газового сопла Конструкция реализуется в виде пневматического насадка, представляющего собой входной канал, камеру расширения и ряд выходных каналов, которые разделяют струю на мелкие струйки

. Штамповочный молот традиционно является источником импульсного шума с максимальным уровнем 120-140 дБА. Исследования показали, что в структуре шумов на данном оборудовании выявлен дополнительный источник генерации аэродинамического шума от схлопывания штампов. Максимальные значения уровня шума на молоте возникают раньше, чем произошло смыкание штампов при «жестких» ударах. Таким образом, штамповал оснастка является дополнительным источником генерации шума молотом.

Для теоретических исследований используем уравнение из закона сохранения энергии, приведенного к следующему виду

(6)

сИ Ш IV Ж

где р — давление воздуха в межштамповом объеме; Т — температура воздуха в пространстве между штампами; V/ - текущий объем межштампового пространства; Сс - суммарный секундный расход воздуха, из межштампового пространства; к - показатель адиабаты; Я - газовая постоянная.

Уравнение решалось численным методом Рунге-Кутта в среде МаШЬ 7. Расчеты показывают, что давление в межштамповом объеме, по сравнению с давлением окружающей среды, увеличивается, начиная с расстояния между штампами АН = 0,020-0,024 м для штампа размерами 0,36x0,36 м.

К моменту смыкания скорость воздуха, истекающего из межштампового объема, увеличивается, достигая скорости звука \уа = а, т.е. числа Маха Ма = 1 обеспечивает повышение уровня шума. Струя воздуха, вытекающая

с большими звуковыми скоростями из межштампового объема, создает вокруг молота акустическое поле, которое генерирует кратковременный аэродинамический шум с интенсивностью более 140 дБА, обеспечивая болевые ощущения.

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

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

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

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

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

С учетом качественного анализа предлагается виброизолирующую установку штамповочного молота с монолитным шаботом представить в виде многомассовой расчетной схемы. Смещение каждого из тел от положения равновесия будут полностью определяться системой уравнений движения в

любой момент времени. В качестве амортизаторов шабота будем использовать многолистовые рессоры.

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

Й'Хк-=-Кп-(Х6-Хш);

т.

т..

Л2 сі2Ха

Кп-(Х6-Хш)-Ки

-=Кш-(Хш-Хф) + Сш-(

(Хш-хф)-с

¿х,„

ах... ¿х

сії сії ■К„Х„-С

(7)

ах,

Л2 ш 1 ш "" ш 1 (Н <Й ' ф ф ф А где тб , тш , Шф - массы бабы, шабота молота и фундамента; Кп , Кш , Кф -жесткость поковки, жесткость прокладки под шаботом, жесткость фундамента; Сш , Сф - коэффициенты внутреннего трения шабота, фундамента; Хб , Хш , Хф - перемещения бабы, шабота, фундамента.

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

Системы дифференциальных уравнений решались численным методом Рунге-Кутта в среде МаШсасі. Виброперемещение шабота молота с уменьшением жесткости подшаботной прокладки увеличивается и при существующих амортизаторах составит (1 - 1,5)-10"2 м (рисунок 4)

Рисунок 4 - Зависимость виброперемещения шабота молота от жесткости подшаботной прокладки по времени: 1 -виброизолированный; 2 - же->< стко установленный

Гч1

о

I

Ш *

м

-0.2

- 0.4

гч о

I

И *

При переводе молота на упругое основание уменьшается собственная частота колеба-

ний машины, соответственно изменяется виброскорость шабота молота. При «жестких» ударах машины начальная скорость шабота практически не зависит от жесткости основания. Максимальная виброскорость фундамента в большей степени зависит от жесткости подшаботной прокладки, а жесткость поковки оказывает влияние на нее при «жестких» ударах.

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

Расчеты показали, что раскрытие стыков между шаботом и стойками станины зависит от жесткости амортизаторов связи, если только усилие предварительного поджатия этих амортизаторов менее значения Рпр = 800 кН. При большей величине усилия предварительного сжатия амортизаторов связи их жесткость уже практически не оказывает влияния на раскрытие стыков. Величина раскрытия стыков, при этом, составит менее 1 мм.

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

Тогда уравнения движения для анализа системы станина молота - шабот - фундамент представим в виде

Результаты расчетов представлены графически (рисунок 5), из которых следует, что раскрытие стыков между стойками и шаботом молота

практически не оказывает влияния

0.2

как на максимальное перемещение шабота и фундамента из-за соотношения их масс.

- 0.4

0

0.1

0.2

- 4

Рисунок 5 - Перемещение фундамента молота по времени: 2-масс. система - 1 - без демпфирования; 2,3 - с демпфированием; 4 — 3-масс. система с демпфированием

і с

19

Особенно близки результаты расчетов графики (3, 4), для 3-х и 2-х массовой системы шабот со стойками - фундамент расхождение значений перемещений шабота и фундамента составляет ~ 8 %.

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

Максимальные перемещения фундамента увеличиваются значительно от 0,0002 до 0,0015 м при увеличении жесткости подшаботной прокладки и

жесткости грунта (рисунок 6). Рисунок 6 - Зависимость перемещения фундамента по времени от жесткости подшаботной прокладки: Хф- 1,2,3,4; при Кш = (160,120, 80,40)-10^ кН/м соответственно

На основании проведенных исследований выявлено, что для инженерного определения характеристик виброактивности молота исходная многомассовая колебательная система может быть заменена двухмассовой системой шабот - фундамент без учета демпфирования в упругих элементах. Расхождение теоретических значений виброхарактеристик системы шабот - фундамент с экспериментальными данными в этом случае составляет не более 10-12 %. Для снижения уровня виброскорости фундамента достаточно уменьшить жесткость подшаботной прокладки в 30 - 40 раз, заменив применяемую на практике, древесную подушку на вибропрокладку со специальными амортизаторами.

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

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

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

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

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

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

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

Рисунок 8 - Ускорения деталей молота от жесткости подшаботной прокладки: 1 - п2 рама; 2 - пЗ молот

^ В среде штамповочных машин квазистатического действия многочисленную группу составляет прессовое оборудование. Данные машины в зависимости от вида установки неоднозначно проявляют свою виброактивность. Уровень вибраций, особенно при выполнении операций вырубки и пробивки толстолистовых материалов, нередко превышает нормируемый, регламентируемый допускаемыми значениями.

В инженерных расчетах массы составных базовых деталей объединяют. Сумма замещающих масс равна обобщенной массе. Таким образом, виброизолирующую установку штамповочной машины квазистатического действия можно представить в виде 3-х массовой расчетной схемы в системе ползун - станина пресса - фундамент. Смещение каждого из тел от положения равновесия будут полностью определяться системой уравнений движения. При составлении расчетной схемы приняты допущения аналогичные вышеуказанным. Составляющие элементы системы, следует представить в виде массовых, упругих и диссипативных сил, состав которых аналогичен вышеуказанным. Характер изменения нагрузки на пуансоне при выполнении разделительной операции следует задать при использовании

С1 МН/м

единичной ступенчатой функции Хевисайда , тогда усилие разделительной операции представим в виде

Р =Р

пр н

л

Ф(л - о-й'и(—О и

(9)

где Рн — расчетное усилие пресса; Ф - ступенчатая, единичная функция Хевисайда; - время деформирования металла заготовки при разделительной операции; I - текущее время работы пресса.

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

т

дх

Ну г}у г\

аг <31 ей ^

с1х„ ах......ах„ ¿х.

сГх,

ггк

-=кс(хс-х4)+с(

Ш2 с ей ск

ск

(10)

Расчеты выполнены в среде МаЛсас! 14. Система уравнений решалась методом Рунге - Кутта. Из расчетов следует, что величина жесткости основания пресса оказывает значительное влияние на кинематику послеударного колебательного движения станины пресса. При жесткой установке пресса генерируются повышенные уровни виброхарактеристик фундамента и, соответственно, негативное воздействие на персонал и сооружения.

Изменение жесткости заготовки незначительно варьирует виброхарактеристики фундамента пресса, при этом уменьшается виброперемещение фундамента и несколько увеличивается виброскорость до 0,008 м/с. Исследование зависимости виброхарактеристик фундамента пресса от жесткости амортизаторов упругого основания машины показало, что при использовании виброизоляции виброперемещение и виброскорость фундамента уменьшаются до неощутимых значений соответственно (рисунок 9).

1.5x10'

2x10'

.-4

0.08

0.1

Рисунок 9 - Зависимость виброхарактеристик фундамента пресса от жесткости

£ -в-X

1x10'

.-4

0.06 2 0.04 > 0.02

основания машины: 1 Ф - виброперемещение;

,-5

> 2 - виброскорость.

5x10

0.1

10

1x10"

,3

^ кпр н/м

При увеличении коэффициента демпфирования заготовки незначительно уменьшается виброактивность машины.

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

Рисунок 10 - Пневматический амортизатор для виброизоляции пресса: 1 -корпус; 2 - эластичная диафрагма; 3 - плунжер

Увеличение демпфирования амортизаторов упругого основания пресса вызывает малое увеличение виброперемещения фундамента и незначительное повышение его виброскорости. В результате расчетов можно отметить, что при переводе пресса на упругое основание перемещение фундамента уменьшается с 1,5-10"4 до Ы0"3м. Более существенно снижается виброскорость фундамента, уменьшение которой составит с 0,08 до 0,004 м/с.

В четвертой главе представлены результаты экспериментальных исследований КПМ и механизмов, доказана адекватность используемых математи-

ческих моделей систем защиты от шумов и вибраций реальным процессам снижения уровня данных факторов для указанного оборудования.

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

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

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

I

о

•Є>

-20

I С

Рисунок 11 - Виброскорость фундамента 5т штамповочного молота на упругом основании: 1 - экспериментальные значения; 2 - расчет

Тем самым обеспечивается приемлемость использования метода подша-ботной виброизоляции для всей гаммы штамповочных молотов. Аналогичные эксперименты выполнены на 5т ковочном молоте. Сравнивали виброустановки ковочного молота на инерционном фундаментном блоке, и установку с подшаботной виброизоляцией.

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

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

о о

>

Рисунок 12 - Виброскорость фундамента З т ковочного молота на упругом основании; 1 - эксперимент; 2 - расчет

го ■

О

•е>

Эксперименты на виброизолирующих установках квазистатических машин показали возможность значительного уменьшения жесткости установки машины без влияния на процесс штамповки. ^ с Виброактивность прессов при перево-

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

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

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

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

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

Ю

Получены уравнения регрессии математической модели зависимости уровня шума глушителя от соотношения площадей решеток щелевой перфорации обечаек:

Ь = 218.77 - 76.81 (82/8 1) - 85.21 (83/82) + 15.19(82/81 )2 + 28.79(82/81)-(83/82)+ 16.55(83/82)2; (11)

Анализ результатов статистической обработки данных показал, что максимальное снижение уровня аэродинамического шума будет при отношении 82/81 = 1.0, 83/82 = 1.5, при этом, АЬ = 18 - 25 дБ.

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

Рисунок 14 - Уровень шума от площади решеток перфорации обечаек

глушителя

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

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

і дБ

1

120 110 100 90

315 63 125 250 500 1000 2000 <,000 (.Гц.

Рисунок 15 - Частотный спектр шума пневмораспределителя У7124А: 1 - без глушителя; 2-е глушителем

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

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

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

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

Газовые сопла как насадки используются в различных пневмомехани-мах КШМ. В процессе исследований определялось влияние конструктивных параметров сопла на величину давления в расширительной камере и величину аэродинамического шума. Исходя из результатов расчетов гл.2 для экспериментальной проверки выбрано сопло Оу8 с относительной площадью прохода выпускных каналов 8пр = 82/81 =0,1 - 0,16 и величиной относительной площади расширительной камеры 8Р = Эр/с^ = 2

Эксперименты показывают, что удается существенно снизить шум насадка, а величина аэродинамического шума газовой струи в этом случае уменьшается до уровня допускаемых значений (рисунок 16)

<

и ч о.

100

80

60 0.

1

- 1

■• 2 ''—/

■ 1

0.2 0.3 0.4 0.5

р МПа

Рисунок 16 - Уровень шума сопла с разделением потока от давления энергоносителя: 1 - сопло; 2 - отверстие без сопла

Таким образом, удается разместить на выпускной поверхности сопла 16 отверстий с общей площадью 0,15 от 81 и диаметром 0,1 от с1|.

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

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

С учетом принятых обозначений, для исследуемых динамических систем, исходные системы уравнений имеют следующий вид т5Х5(0=-к50(Х5-Х6)-с50[Х5(1)-Х6(0] т6Х6 (1)=к50 (Х5 -Х6 )+с50[Х5 (0-Х6 (1)]-к60 (Х6 -Х7 )--с60[Х60)-Х7(1)] ' ш7Х7(0=к60(Х6-Х7)+с60[Х6(1)-Х7(0]-к70(Х7-Х8)--с70[Х7(1)-Х8(0]

т8Х8 (1)=к70 (Х7 -Х8 )+с70 [Х7 (1)-Х8 (1)]-к8Х8 -с8Х8 (О

(12)

Для упрощения анализа, конструкцию молота возможно разбить на следующие элементарные системы: 4-х массовая, состоящая из трех частей составного шабота - фундамента; 3-х массовая система, из стоек станины -монолитного шабота (все части вместе) - фундамента; 2-х массовая система, состоящая из подцилиндровой плиты и стоек станины.

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

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

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

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

Максимальное перемещение шабота мало зависит от отношения жесткостей в стыках , а от жесткости подшаботной прокладки влияние значительно. Если жесткость подшаботной прокладки увеличивается от 150-10" до 100 00-103 кН/м, то перемещение уменьшается от 2-Ю"2 до І-ІО" м, что

связано с деформацией самой прокладки, т.е. в 20 раз. Дальнейшее увеличение жесткости прокладки до 20 0 00-103 кН/м не приводит к снижению максимального перемещения шабота . Виброхарактеристики фундамента мало изменяются с изменением жесткостей в стыках. Увеличение жесткости прокладки под шаботом более 10000 кН/м не изменяет величину скорости и

перемещения фундамента (рисунок 17).

Рисунок 17 - Виброхарактеристики фундамента от жесткости подшаботной прокладки: 1 -виброскорость; 2 -виброперемеще- ние фундамента

Размещение необходимого числа рессор под шаботом тяжелого штамповочного молота затруднительно в виду ограничения его опорной площади даже в случае многоэтажной компоновки. Следует использовать дополнительные пнев-моамортизаторы, размещенные под опорной поверхностью хомутов рессор.

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

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

■

о

-е>

5|-]-|___■ XI

4 Н^гг^Гр^ 6

/------------------2 -з

0(-1-12

0 1x104 2х104

Кш 10+3 кН/м

і

о X

СМ

I

о >

Рисунок 18- Виброскорость фундамента молота по времени: 1 - эксперимент; 2,3,4 - расчет при отношении контактных жесткостей в стыках 0,55; 0,33; 0,1 соответственно; 5 - 2-х массовая модель, Кш = 257-103 кН/м; Кф = 1 1000-103 кН/м

0.1

0.2

Для ковочных молотов при обеспе-{с чении работоспособности конструкции

виброизолирующей установки возникает необходимость использования связующей рамы, которая служит основанием установки молота на виброизолирующие опоры. Раму по характеру на-гружения, размерам и форме, следует рассматривать как очень толстую плиту. Верхняя и нижняя поверхности, которой образованы стальными плитами, а внутренний объем заполнен ребрами жесткости, образующими в плане прямоугольную решетку не регулярной структуры. Сопряжение элементов выполнено сваркой.

Для обеспечения продолжительной эксплуатации рамы без разрушения необходим расчет ее напряженно-деформированного состояния. В настоящее время данный расчет возможно выполнить при использования суперэлементного варианта конечно-элементного метода перемещений. Расчетная схема рамы представляет собой набор соединенных между собой прямоугольных пластин, которые или параллельны друг другу или пересекаются под прямым углом. Показано, что сравнение расчетных величин напряжений удовлетворительно согласуются с экспериментальными данными. Отклонения значений, с учетом принятых допущений при составлении расчетной схемы, составляют до 20-30 %..

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

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

1. Определяем начальную скорость бабы молота, скорость и кинетическую энергию шабота

у - V -М±£) F -тшК„2 тя- ,

то

где Ек - энергия удара молота; т5 - масса бабы молота; е - коэффициент восстановления скорости при ударе; тш - масса шабота

2. Допускаемая стрела прогиба рессоры

. nbh2\a .]

Л =-(14)

1,5 С/

где п - число листов в рессоре; b, h - ширина и толщина одного листа; [о.(] - предел выносливости материала рессоры; Ср - статическая жесткость рессоры; L — длина рессоры.

3. Расчетная жесткость подшаботных амортизаторов

Л7 Л 1 '

где Кд - динамический коэффициент увеличения жесткости рессоры в

сравнении со статической жесткостью; тм — масса молота; g - уско-

рение свободного падения.

4. Статическая жесткость рессор, число рессор и статическая осадка молота

С Сст m е

п = А (16а,б,в)

ш тг cm /1 cm v ' ' ;

Kô ср Сш

где Ср - жесткость одной рессоры

5. Парциальная, динамическая частота колебаний молота, динамическое перемещение молота, условие отсутствия отскока рессор

1 \сстк V

2 п \1 тм 2 л/ш

6. Проверка прочности рессоры

=-р ::2 (18)

nbh

7. Проверка соответствия виброхарактеристик фундамента нормативным значениям

V сд

у = < (]9)

8. Проверка затухания колебаний молота до следующего удара

/ = —, /о =—. (20а,б,в)

где N - число ударов молота.

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

Пневмоамортизаторы мембранного типа размещены параллельно рессорам. Методика расчета в этом случае имеет следующие особенности. Выражение для статической жесткости пневмоамортизатора мембранного типа представим в виде

£ст _ __(21)

" {Ъг-Ш)г

где р - избыточное давление в корпусе амортизатора; 5 - эффективная площадь мембраны пневмоамортизатора; Ьг - начальная высота столба сжатого газа в амортизаторе; V/ - статическая осадка центральной части мембраны амортизатора.

Тогда динамическая жесткость пневмоамортизатора определяется по формуле

Ґ ,

С* =

(22)

К Л "I,

где у = 1,3 - показатель процесса; \УД - динамический прогиб мембраны амортизатора, равный динамической осадке молота. Статическая осадка и частота колебаний молота на амортизаторах имеют вид

т г 1 \ппСсптКа+ппСдп д =_-ИлК- г =_і_ р г *-ч_1. (23)

ст /-і ст , ст ш \ |

ПРСР +ПпС» ™м

Особенности расчета виброизолирующих установок ковочных молотов связаны с использованием дополнительной сварной рамы соединяющей стойки станины с шаботом молота.

Соответственно методика расчета может быть представлена в следующей последовательности:

1. Определяем аналогично скорость падающих частей ковочного молота, скорость и кинетическую энергию шабота с рамой молота, допускаемую стрелу прогиба рессоры

2. Расчетная жесткость амортизаторов под рамой

Е„+р„{Е„+2ЛК,т г т >;Кл

с-~-*—Т~. Р4>

где g - ускорение свободного падения; Кд - динамический коэффициент увеличения жесткости рессоры в сравнении со статической жесткостью.

3. Статическая жесткость рессор, количество рессор, статическая осадка конструкции на рессорах определяются в виде

Г С "" ш е

С ст д = (25а,б,в)

Ш V Г< ст ст 4 ' ' '

Кд СР Сш

4. Парциальная, динамическая частота колебаний конструкции

Л,--^^ (26)

у тмр

5. Динамическое перемещение конструкции и условие отсутствия отскока рамы от рессор представим в виде

Аа-г^г- Ай-<Асга (27а,б)

6. Определение действующих напряжений изгиба рессоры 1,5СГДст+Д())£

а =

<к,] (2В)

пЫг2

где [сг_,] - предел выносливости материала рессоры при симметричном цикле нагружения.

7. Проверка соответствия виброхарактеристик фундамента нормативным значениям

V С"

у =—т-Ш-<[У] (29)

ф з,зс.^

8. Проверка условия затухания колебаний конструкции до следующего удара по аналогичным вышеуказанным формулам. Прессовое оборудование, имеет свои технологические особенности связанные с меньшими скоростями движения рабочих органов и частотой

возбуждения. Данная особенность предполагает использование для виброизоляции прессов пневматических низкочастотных амортизаторОв.

Методику расчета виброизолирующей установки прессового оборудования возможно представить в следующем виде

1. Скорость движения ползуна пресса

Я

Уп -й}Я{?,\х\а +—5\х\2а + кЯсова) (30)

где ©, Я - круговая частота и радиус кривошипа пресса; Л = - коэффициент; а, Ь - угол поворота и длина кривошипа пресса; к = коэффициент дезаксиальности.

2. Скорость стола пресса

Кп = К0 + £)——— (31)

где є - коэффициент восстановления скорости при «жестком» ударе рабочего хода пресса; Мп, Мпр - массы ползуна и пресса в целом.

3. Кинетическая энергия движения станины пресса и динамическая нагрузка, передаваемая прессом на фундамент определяются в виде

V 2 Е

Е =М -У- Л=— (32а>6)

"пр пр 2 X

рх

где Хрх - величина рабочего хода пресса.

4. Динамическая жесткость виброизоляции пресса и статическая жесткость амортизаторов

Р С

С =— С = —(33)

г Т а V

М Кд

где [х] - допускаемое смещение пресса на виброизоляторах.

Кд-динамический коэффициент увеличения жесткости амортизатора по сравнению со статической жесткостью.

5. Статическая жесткость пневматического амортизатора

С = р „5-(34)

где ри0 - начальное избыточное давление в камере амортизатора; Ь - начальная высота столба сжатого газа амортизатора; V/ -статический прогиб диафрагмы; Б - эффективная площадь диафрагмы амортизатора;

16 ;

где О - наружный диаметр диафрагмы; с! - диаметр опорной части жесткого центра диафрагмы.

6. Число пневматических амортизаторов, статическая осадка и частота колебаний пресса определяются в виде

„ = д 7 ЁЖ (35)

где g - ускорение свободного падения.

7. Динамическое перемещение пресса на амортизаторах, условие работоспособности виброизолирующей системы представим в виде V

= А*<А™ (36)

8. Проверка наусловие затухания колебаний аналогична

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

Анализ результатов статистической обработки данных показал, что максимальное снижение уровня аэродинамического шума будет при отношении 82/81 = 1.0, 83/82 = 1.5, при этом, АЬ = 18-25 дБ.

Решение задачи расчета глушителя шума включает следующее: определение шума струи пневмоагрегата КПМ, например пневмораспреде-лителя, функционирующего без глушителя,

Ьр= 17 1ёЧ+50 1ёТ-5, (37)

где ц - расход энергоносителя, т / час;

Т - абсолютная температура энергоносителя, "С. Тогда требуемая величина снижения уровня звукового давления струи в глушителе определяется по формуле

Мр=1р~[Ц-20-^г-Мо-\0\ёд, (38)

где Ц, - уровень акустической мощности источника; [Ь] - допустимый уровень шума; г - расстояние от источника до точки наблюдения; ДЬа - снижение уровня шума в атмосфере; - пространственный угол излучения

Размерный ряд глушителей шума, разработанный автором для пнев-моагрегатов всей гаммы КПМ представлен в виде (рисунок. 19).

Рисунок 19 - Размерный ряд глушителей шума для кузнечно-

прессовых машин 1

По известным исходным параметрам пневмораспределителя, используя значение с[0, определяем 80. Далее, используя полученные соотношения, определяем величину перфорации промежуточных камер глушителя. Для этого, примем диаметр отверстия входа в глушитель с1] ~ с10, соответственно $1 1 ~ 8о " ' |

Тогда назначим следующие параметры: ^=(1,4 - 2)do; с12 = (2 - 2,5)ё3 площадь перфорации внутренней обечайки 82 = (0.8 -1.4)8ь площадь перфорации наружной обечайки Б3 = (0.9 -1.7)82 Размещение перфорации отверстий на обечайках, согласно определенных схем, а именно, для глушителей с внешним диаметром более 0.1 м размещение перфорации групповое со сдвигом через 120°. Ширина щели 0.001 м. Количество щелей на наружной обечайке составляет 18. Длина определяется расчетом исходя из площади. На внутренней обечайке число щелей составляет 24, размещение аналогично.

Для глушителей с диаметром менее 0.1 м размещение пазов парное противолежащее. Длину обечаек примем из условия Ь > 5ё0 Конструктивно назначаем объемы камер глушителя, V, = У2 , при этом расстояние между стенками камер не должно быть меньше величины ядра потока (5ё0).

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

Ьр = 218.77 - 76.81-(82 / Б,) - 85.21 -(Бз / Б2) + 15.19-(82 / 8,)2 + 28.79-(82 У БО^Бз / Бг) + 16.55-(8з / 82)2. (39)

Выполняем сравнение Ьр < [Ь], при невыполнении корректируем приведенные выше параметры.

Соответственно давления в камерах глушителя составят следующие величины:

Р, = 5.84 + 11.86-(82 / 8,) + 6.4НБз / 82) - 4.08-(82 / Б,)2 - 3.35-(82 / 8,)-(83 /82) -1.09-(83 / Б2)2 (40)

Р2 = 1.55 + 4.41-(82 / Б]) + 3.31-(83 / Б2) - 0.9-(82 / Б,)2 - 2.35-(82 / Б,)-^ / Б2) -0.52-(83 / 82)2 (41)

Конструируя обечайки, толщину стенок следует выбирать не менее 5Ь щели. Последующие размеры элементов глушителя определяются конструкторской проработкой изделия.

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

Соответственно величину уровня шума после глушителей I группы возможно определить по следующей практической зависимости

Ьр = 70 + 55-^ р/ро + 10-^ Бз/Э, + 15-^ Бу^, (42)

где р0 — абсолютное давление атмосферного воздуха.

Величину уровня шума после глушителей II группы определяем по следующей формуле

Ьр = 50 + 55-1ё р/ро + 10-1§ вг/Б, + 15-1е 83/8, (43)

Отклонение расчета уровня шума глушителей от фактических значений составляет до 7%, что позволяет достаточно точно прогнозировать уровень шума конструкции глушителя при проектировании.

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

Тогда основные необходимые конструктивные соотношения параметров сопла с разделением потока по предложению автора следующие: Диаметр входного канала с!, = с!вых; Длина входного канала Ь| = (3,; Диаметр камеры расширения с12 = 2с1ь Длина камеры расширения Ь2 = 2Ьь Диаметр выпускных каналов сопла с13 = 0,1 с!,; Длина выпускных каналов Ь3 = 5ё3; Число выпускных каналов на выпускной поверхности сопла п = 16; Размер диаметра, размещения равномерно отстоящих друг от друга отверстий выпускных каналов с14 = 1,5(1,

Рисунок 20 - Серия газовых сопел для пневмомеханизмов КПМ

Уровень шума, излучаемого соплом с данными параметрами по предложению автора определяется выражением с погрешностью до 3%

L = 67 + 55-lg —-flO-lg —-15-lg— (44)

Ро S, 4

где ро - абсолютное давление атмосферного воздуха.

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

при d, = 0,008м, р = 0,2 МПа уровень шума составил Lp = 75 дБА при р = 0,5 МПа уровень шума составил Lp = 82 дБА Исходный шум без сопла равен Lp = 100 - 105 дБА. В шестой главе представлены результаты исследований новых технических решений по снижению шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и приведена оценка трансформации их уровней для данных машин.

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

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

Рисунок 21 - Спектры аэродинамического шума серии глушителей: 1 — щелевой глушитель; 2 — глушитель Herion - 12; 3 - глушитель Ross

Глушитель фирмы "ROSS" имеет близкий спектр шума, однако его lxio3 2x1 о3 ЗхЮ3 4хЮ3 акустический элемент засоряется,

что приводит к снижению эффек-f Гц тивности глушителя по сравнению

с разработанной конструкцией.

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

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

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

Рисунок 22 - Частотный спектр сопла механизма сдува окалины:

1 - с насадком;

2 - без насадка

Данное устройство эффективно снижает шум на 20 - 25 дБ в частотном диапазоне 1000 - 4000 Гц, как наиболее чувствительно 2x10 ЗхЮ 4x10 ном для человека. Производственные испытания показали эф-

< из

СС о. J

фективность и длительную работоспособность конструкции. Подбирая параметры газового сопла, по приведенной, вышеуказанной методике, удается получить эффективное снижение шума механизмов сдува окалины, деталей технологической смазки КШМ и привести его уровень в соответствии с нормами.

В процессе апробации работ, при модернизации штамповочных молотов с МПЧ 5 и 10 тс использованы многолистовые рессоры, установленные

под шаботом молота. В дополнении к рессорам, параллельно, установлены пневмоамортизаторы мембранного типа, связанные с магистралью сжатого воздуха. Как показывают результаты экспериментальных исследований, виброактивность фундамента данных 5т и 1 От молотов значительно снижена и доведена до допускаемых значений. 10 Виброхарактеристики фундамента Ют виброизолированного штамповочного молота показали эффективность виброизоляции (рисунок 23)

из >

110

100 90 80 70

д і -

V .....2

0

ГГц

Рисунок 23 - Спектр виброскорости фундамента Ют молота: 1 - на виброизоляции; 2 - норма.

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

Как показывают экспериментальные исследования, виброактивность

фундамента Зт ковочного молота значительно снижена и доведена до допускаемых значений (рисунок 24). Рисунок 24 - Спектр виброскорости фундамента Зт ковочного молота: 1 -на виброизоляции; 2 - Норма.

При модернизации прессового оборудования, использовали пневмоамортизаторы мембранного типа, раз-Ю мешенные под рамой, на которой уста-

ГГц 42

из

ч

новлена машина. Как показывают результаты экспериментов, использование пневматических амортизаторов позволяет получить парциальные частоты виброизолирующей установки пресса 2 - 2,5 Гц и менее, что позволяет отстроится от резонансных явлений с конструктивными элементами зданий. Виброактивность опорной поверхности, на которой размещена виброизолирующая установка пресса значительно снижается, не допуская появление

резонансных колебаний (рисунок 25).

100

и >

50

Рисунок 25 - Спектр виброскорости опорной поверхности виброустановки пресса усилием 100 тс: 1 - на раб. месте; 2 - норма.

Используя вышеприведенную методику расчета виброизолирующей установки 0 2 4 б 8 10 пРесса удается значительно снизить его

виброактивность, обеспечить установку ^ц машины без фундамента и расширить

возможности его размещения при необходимости на межэтажном перекрытии.

Резюмируя, следует отметить, что предложенные научно-технические решения по снижению шумов уменьшают уровень шума КПМ при использовании щелевых глушителей на 20 - 25 дБ; сопел пневмомеханизмов на 18 — 28 дБ. Профилирование зеркала гравюры штампов дополнительно снижает аэродинамический шум до 10 дБ.

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

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

Исследования, выполненные в рамках диссертационной работы, позволили получить следующие результаты и выводы:

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

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

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

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

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

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

Список основных публикаций по теме диссертации Публикации в изданиях, рекомендованных ВАК

1. Иванов Ю.В., Коган М.С. Анализ шумообразования при работе механических прессов и опыт снижения акустической активности пневмомеханизма системы управления // Вестник ИжГТУ: периодический научно-теоретический журнал Ижевского государственного технического университета. - 2006. - № 2. - Ижевск: Изд-во ИжГТУ, 2006.-С. 49-52.

2. Иванов Ю.В., Крамаренко P.A., Николаева Г.М. Глушители аэродинамического шума для оборудования листоштамповочных цехов // Автомобильная промышленность - 2006. -№ 12-C.33-34.

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

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

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

6. Иванов Ю.В. Обоснование модернизации фундаментной виброизоляции кузнечных молотов // Ремонт, восстановление, модернизация. -2008. -№5.-С. 6-8.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

- 2011. - №2. - С. 70-71.

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

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

- № 9. - С. 25-28.

Авторские свидетельства и патенты

26. A.c. 996029 СССР, МКИ В21 j 7/ 00. Станина штамповочного молота / А.И. Храмой, М.С. Коган, Ю.В. Иванов (СССР). - 3312534/25-27; Заявл. 06.07.81; Опубл. 15.02.83. Бюлл. № 6 .

27. A.c. 1000149 СССР, МКИ В21 j 13/04. Станина штамповочного молота /М.С. Коган, А.И. Храмой, А.П. Колчин, Ю.В. Иванов (СССР). -3298634 / 25-27; Заявл. 06.03.81; Опубл. 28.02.83. Бюлл. № 8.

28. A.c. 1024303 СССР, МКИ В 30 В 1/18. Гидровинтовой пресс-молот / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган, Ю.Н. Загуменнов, В.К. Шевцов (СССР). - 3388865 / 25-27; Заявл. 02.02.82; Опубл. 23.06.83. Бюлл. № 23.

29. A.c. 1024306 СССР, МКИ В 30 В 15/00.Устройство для виброизоляции пресса/А.И.Храмой, Ю.В.Иванов, М.С.Коган, А.Н.Охотников(СССР).- 3388866/25 - 27; Заявл. 02.02.82; Опубл. 23.06.83. Бюлл. №23.

30. A.c. 1027057 СССР, МКИ В 30 В 1/18. Фундамент станины вертикальной винтовой кузнечной машины / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган (СССР). - 3409536 - 25-27; Заявл. 22.03.82; Опубл. 07.07.83. Бюлл. № 25.

31. A.c. 1041765 СССР, МКИ F 04 F 1/02. Насос замещения / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган (СССР). - 3425807 / 25-06; Заявл. 19.04.82; Опубл. 15.09.83. Бюлл. № 34.

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

33. A.c. 1052308 СССР, МКИ В 21 j 13/04. Амортизатор, преимущественно для узла сочленения стоек и шабота штамповочного молота / Ю.В. Иванов, А.И. Храмой, М.С. Коган (СССР). - 3428079 / 25-27; Заявл. 23.04.82; Опубл. 07.11.83. Бюлл. № 41.

34. A.c. 1074650 СССР, МКИ D 21 j 13/04. Станина штамповочного молота / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов (СССР). - 3546327 / 25-27; Заявл. 02.02.83; Опубл. 23.02.84. Бюлл. № 7.

35. A.c. 1094903 СССР, МКИ Е 02 D 27/44. Демпфирующее устройство для виброизоляции вертикального молота / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов (СССР). - 3553702 / 25-27; Заявл. 18.02.83; Опубл. 30.05.84. Бюлл. № 20.

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

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

38. Патент на п. м. 88391 RU, МПК F 01 N 1/02. Глушитель шума куз-нечно-прессовых машин / Ю.В. Иванов (Россия). - 2009121543/ 22; Заявл. 05.06.09; Опубл. 10.11.09. Бюлл. №31.

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

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

41. Патент на п. м. 101515 RU, МПК F 16 F 15/04. Устройство виброизоляции ковочного молота / Ю.В. Иванов (Россия). - 2010128028/11; Заявл. 04.10.10; Опубл. 20.01.11. Бюлл. № 2.

Другие работы

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

43. Иванов Ю.В. Оздоровление условий труда и пути снижения виброакустической активности оборудования в кузнечных цехах // Пер-

спективные инновации в науке, образовании, производстве и транспорте - 2007: Материалы конференции - Одесса, 2007.-С.4- 5.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Отпечатано с оригинал-макета заказчика

Подписано в печать 28.03.2012. Формат 60x84 Vi6. Тираж 100 экз. Заказ № 557.

Типография ФГБОУ ВПО «Удмуртский государственный университет» 426034, Ижевск, ул. Университетская, 1, корп. 4.

ОСНОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ И ОБОЗНАЧЕНИЯ.

ВВЕДЕНИЕ.

Глава 1. ОБЗОР ОСНОВНЫХ НАПРАВЛЕНИЙ ЗАЩИТЫ ОТ ШУМОВ И ВИБРАЦИЙ КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИН И АГРЕГАТОВ.

1.1 Анализ виброакустической защиты машин и состояние проблемы виброакустической активности кузнечно-штамповочного оборудования.

1.2 Оценка и нормирование виброакустических параметров кузнечно-прессовых машин.

1.3 Обзор методов расчета виброакустических параметров кузнечно-прессовых машин.

1.4 Постановка цели и задач диссертационной работы.

Глава 2. РАЗРАБОТКА СИСТЕМ ЗАЩИТЫ ОТ ШУМА В КУЗНЕЧНО

ПРЕССОВЫХ МАШИНАХ И ПНЕВМОМЕХАНИЗМАХ.

2.1 Постановка задач защиты от шума в кузнечно-прессовых машинах и механизмах.

2.2 Разработка глушителей шума пневмоагрегатов в кузнечно-прессовых машинах.

2.3 Разработка малошумных систем газовых сопел в пневмо-механизмах кузнечно-прессовых машин.

2.4 Разработка систем шумозаглушения в кузнечно-прессовых машинах элементами штамповой оснастки.

2.5 Выводы.

Глава 3. РАЗРАБОТКА СИСТЕМ ЗАЩИТЫ ОТ ВИБРАЦИЙ

УСТАНОВОК КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИН.

3.1 Постановка задач защиты от вибраций установок кузнечнопрессовых машин.

3.2 Разработка виброизолирующих установок штамповочных молотов.

3.3 Разработка виброизолирующих установок ковочных молотов.

3.4 Разработка виброизолирующих установок штамповочных машин квазистатического действия.

3.5 Выводы.

Глава 4.ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПАРАМЕТРОВ

ШУМОВ И ВИБРАЦИЙ В КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИНАХ И МЕХАНИЗМАХ.

4.1 Методика экспериментальных исследований виброакустических параметров кузнечно-прессовых машин и агрегатов.

4.2 Экспериментальные исследования виброизолирующих установок машин ударного действия и квазистатических машин.

4.3 Экспериментальные исследования глушителей шума пневмоагрегатов в кузнечно-прессовых машинах.

4.4 Экспериментальные исследования шумозаглушения элементами штамповой оснастки и системами газовых сопел в кузнечно-прессовых машинах и механизмах.

4.5 Выводы.

Глава 5. АНАЛИТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ

СИСТЕМ КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИН ПО СНИЖЕНИЮ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ВОЗДЕЙСТВИЙ И ПОВЫШЕНИЮ ИХ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ.

5.1 Аналитическое исследование динамики элементов базовых деталей кузнечных машин ударного действия с составным шаботом.

5.2 Расчет напряженно-деформированного состояния элементов рамы виброизолирующих установок ковочных молотов.

5.3 Методика расчета виброизолирующих установок кузнечно-прессовых машин.

5.4 Методика расчета глушителей шума пневмоагрегатов кузнечнопрессовых машин.

5.5 Методика расчета газовых сопел пневмомеханизмов кузнечно-прессовых машин.

5.6 Выводы.

Глава 6. РЕЗУЛЬТАТЫ РАЗРАБОТКИ ТЕХНИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ И

ОЦЕНКА ТРАНСФОРМАЦИИ ШУМОВ И ВИБРАЦИЙ

КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИН.

В работе решается проблема управления виброакустическими параметрами кузнечно-прессовых машин и агрегатов при использовании новых технических решений, которые обеспечивают повышение технического уровня техники, технологической безопасности машин при эксплуатации и качества изделий машиностроения. Наиболее виброакустически активным в среде кузнечно-штамповочных машин является кузнечное и прессовое оборудование, и в их составе, вспомогательные пневмоагрегаты и пневмомеханизмы.

Для современного машиностроения характерны тенденции повышения производительности машин, роста их мощности, рабочих нагрузок, точности, экономичности и надежности. Соответствие данным требованиям возможно при тщательном анализе движений сопрягаемых элементов в машинах с учетом всех основных силовых факторов. При современном развитии техники, с повышением скоростей рабочих органов машин и широком внедрении в технологию производства колебательных процессов среди различных производственных факторов, большое значение приобретают интенсивные вибрации и шумы, негативно действующие на персонал.

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

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

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

Для современной экономики развитых стран характерен высокий удельный вес металлургического производства, которое является основой машиностроения и исходным звеном в создании различных машин и механизмов. Кузнечно-штамповочное производство составляет основу заготовительной базы машиностроения, определяя изготовление большей части поковок и штамповок, производимых в стране. Кузнечно-штамповочное оборудование является наиболее массовым представителем металлообрабатывающих машин, обладает значительным многообразием и распространено во всех отраслях промышленности. В тоже время оно является наиболее неблагоприятным и травмоопасным среди производственного оборудования базовых отраслей промышленности. Основные причины этого, низкий уровень технологической безопасности, который определяется существенной генерацией в данных машинах шумов и вибраций, уровни которых значительно превышают допустимые значения. Источниками их является действующее оборудование кузнечных цехов, такое как кузнечные молоты, прессы, ГКМ, пресс-ножницы, а также ряд вспомогательных устройств и агрегатов.

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

Систематические исследования шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин начались в средине 60-х годов. Для снижения уровня вибраций ударных машин использовались различные комбинации амортизаторов, древесные подушки, массивные бетонные инерционные блоки, на которых закреплена машина, при этом блоки установлены на амортизаторах в виде пружин и резиновых элементов [33,69, 135, 191].

Уровень шума снижали, используя акустические кожухи, экраны и звукопоглощающие покрытия [43,138,159,220]. Высокая стоимость и сложность анализа ударных процессов не позволили выполнить регулярное и комплексное исследование виброакустических параметров данных КПМ.

Современное распространение кузнечно-прессовых машин определяется существующим техническим уровнем оборудования и наличием разнообразных его возможностей. На величину технического уровня КПМ решающее значение оказывает состояние виброакустической активности оборудования. Распространение кузнечных, ковочных и штамповочных молотов ограничивает их высокая виброактивность [33,81,141,223,229,234], которая существенно влияет на возможности размещения данного оборудования вблизи селитебных зон. В настоящее время учет состояния виброактивности кузнечно-штамповочных машин в приоритетном выборе оборудования приобретает решающее значение.

Существенное негативное влияние на распространение кузнечно-прессовых машин приобретает наличие высокого уровня шумов различной природы, учету которых, при выборе оборудования придается большое значение [43,70,82,232]. В настоящее время накоплен значительный материал о снижении шумов и вибраций в кузнечно-прессовых машинах [38,138,158,218]. Для снижения влияния указанных факторов используются различные группы мероприятий: технологические, инженерно-технические и медицинские. Их результатом является уменьшение последствий воздействия виброакустических параметров оборудования.

Вопросам снижения шумов и вибраций оборудования посвящены многочисленные исследования отечественных и зарубежных авторов в самых различных направлениях. В работах [11,28,38,144,196,209] рассмотрены различные конструкции глушителей шума кузнечно-прессовых машин. Работы авторов [33,69,81,136,141,143,172,191,199] посвящены созданию многочисленных конструкций виброизолирующих установок кузнечно-штамповочных машин. Существенного снижения уровня шумов и вибраций оборудования удается достигнуть при комплексном использовании инженерных технических решений [82,144,190,199]. Повышения технического уровня кузнечно-прессового оборудования добиваются за счет использования отдельных разрозненных технических решений [81,135,141,152,172,191,218] однако исследования в этой области не носили системного характера. Кроме этого, требуют дальнейшего развития теоретические положения по снижению шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин с учетом ряда технических, технологических особенностей и физических условий, оказывающих существенное влияние на состояние и качество оборудования в целом.

В то же время используемые сегодня разработки снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин имеют существенные ограничения в плане недостаточной надежности и низкой долговечности элементов, обеспечивающих достижение необходимых заданных виброакустических параметров. Это, в свою очередь, требует дополнительных затрат на обеспечение обслуживания этих элементов, что в большинстве случаев не выполняется и делает невозможным дальнейшее развитие указанного оборудования в направлении совершенствования виброакустической динамики машин. Вышесказанное препятствует развитию отрасли и повышению технического уровня и эффективности улучшения динамики кузнечно-прессовых машин [26].

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

Диссертационная работа отражает результаты многолетних исследований и опытно-конструкторских работ автора и направлена на уменьшение уровней шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Повышение долговечности функционирования элементов, обеспечивающих понижение величин вышеуказанных факторов за счет использования новых наиболее эффективных системных научно-технических решений и разработки более точных методов их расчета.

Основная научная идея работы заключается в том, что интенсивность шумов и вибраций зависит от правильности (оптимальности) настройки и конструктивных решений оборудования, от качества его изготовления, сборки и монтажа, от технического состояния при эксплуатации. Величины шумов и вибраций являются интегральными показателями качества, технического уровня и технического состояния машины. Комплексное решение проблемы виброакустической защиты оборудования - важное направление поиска с целью повышения эффективности его работы, улучшения качества выпускаемой продукции, обеспечения безопасной его эксплуатации и повышения конкурентоспособности на мировом рынке.

Направления исследования:

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

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

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

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

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

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

7. Апробация результатов и внедрение новых устройств в кузнечно-прессовых цехах.

Методы исследования. Для решения поставленных задач автором использован комплексный метод, включающий анализ состояния вопроса, теоретические исследования с привлечением основ теории виброзащиты и газовой динамики при использовании аналитических и численных методов, средств математического моделирования и графической визуализации решений пакетами программ МаЛсас!, Ма11аЬ, исследований в лабораторных и производственных условиях.

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

Разработка теоретических положений и создание на их основе устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов стало возможным благодаря комплексному использованию теоретических и экспериментальных методов исследования. Решение ряда новых задач акустической динамики кузнечно-штамповочных машин, поставленных в работе, стало возможным благодаря известным достижениям в теории колебаний механических систем, теоретических основах газовой динамики, в теории газовых струй, пневмоприводов и не противоречит их положениям, базируется на строго доказанных выводах фундаментальных и прикладных наук. Созданные методики расчета устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов хорошо согласуются с опытом их проектирования.

Разработанные теоретические положения и новые технические решения прошли апробацию многочисленными экспериментами. Экспериментальные исследования метрологически обеспечены и проводились на экспериментальной базе Ижевского государственного технического университета, внедренческого предприятия «Средства охраны труда» и многочисленных предприятий заказчиков. Разработанные конструкции устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов успешно используются на многочисленных предприятиях-заказчиках. Результаты экспериментов и испытаний анализировались и сопоставлялись с известными экспериментальными данными других исследователей.

Научная новизна результатов:

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

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

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

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

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

Практическое значение работы.

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

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

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

Реализация результатов.

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

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

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 64 печатных работах. Из них 25 статей в перечне журналов рекомендуемых ВАК России, 8 авторских свидетельств и 5 патентов.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, выводов, заключения, списка литературы (275 наименований), приложения. Общее количество страниц в диссертационной работе 332. Основная часть содержит 297 страниц текста, в том числе 133 рисунка и 11 таблиц, приложение состоит из 8 страниц и включает акты внедрения и перечень предприятий, использующих разработанные средства защиты от шумов и вибраций КПМ.

ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе изложены и научно обоснованы технические решения по снижению шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Совокупность положений выносимых на защиту и результатов полученных в диссертационной работе, позволяют квалифицировать их как обоснованные научно-технические решения, вносящие значительный вклад в развитие экономики страны, кузнечно-прессового машиностроения и ряда смежных отраслей промышленности, заключающиеся в создании эффективных конструкций глушителей аэродинамического шума, малошумных газовых сопел и виброизолирующих установок ударных и квазистатических машин, обеспечивающих значительное снижение шумов и вибраций до допускаемых значений.

Исследования, выполненные в рамках диссертационной работы, позволили получить следующие результаты и выводы:

1. Теоретически обоснованны и экспериментально подтверждены разработанные системы защиты от шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов, обеспечивающие значительное снижение их уровней в 6 - 10 раз.

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

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

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

5. Выполнен системный анализ отечественных и зарубежных методов и средств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин, пневмоагрегатов и пневмомеханизмов. Определены типы существующих технических решений защиты от шумов и вибраций в современном кузнечно-прессовом машиностроении, а также пути повышения их эффективности и качества на основе практики известных исследований и проведенных автором натурных испытаний.

6. Предложены методики расчета: 1 конструкций глушителей аэродинамического шума пневмоагрегатов; 2) конструкций газовых сопел пневмомеханизмов кузнечно-штамповочных машин; 3) конструкций виброизолирующих установок кузнечно-штамповочных машин ударного и квазистатического действия.

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

8. Выполнены исследовательские и опытно-конструкторские работы по разработке устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Получены результаты экспериментальных исследований шумов и вибраций оборудования кузнечных цехов. Испытания устройств и установок проведены в различных климатических условиях предприятий России и ближнего зарубежья.

9. Установлены теоретические положения по расчету и проектированию щелевых глушителей шума, у которых при использовании следующих соотношений площадей впускных и выпускных каналов камер глушителя в виде 82 / 81 =1; 83 / 82 =1,5; ширина щели 1 мм, а расстояние между щелями 14 мм, при этом обеспечивается вышеуказанное снижение шума и длительная эксплуатация без обслуживания и снижения эффективности глушителя.

10. Установлены теоретические положения по расчету и проектированию газовых сопел, у которых при использовании следующих соотношений площадей впускных и выпускных каналов сопла в виде 82 = 0,18] и 16-ти выпускных отверстий с^ = 0,1(1! обеспечивается вышеуказанное снижение шума на выходе из сопла.

11. Представлены теоретические положения по расчету и проектированию виброизолирующих установок всей гаммы КПМ, расхождение расчетных данных с экспериментальными значениями составляет: для штамповочных молотов - 10-12%; для ковочных молотов - 12-15%; для кавзистатических машин - 15-18%. При этом ограничение установлены уменьшения величин парциальных частот установок для штамповочных молотов - 3,5 Гц; для ковочных молотов - 3 Гц, которые обеспечивают снижение вибраций до допускаемых значений и повышают ресурс работы рессор.

12. Предложены и конструктивно проработаны новые научно-технические решения снижения шумов и вибраций кузнечно-штамповочных машин и агрегатов. Впервые приведены результаты натурных экспериментальных исследований и испытаний ряда оригинальных систем снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов.

13. Разработка теоретических положений и создание на их основе устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-штамповочных машин и агрегатов стало возможным благодаря комплексному использованию теоретических и экспериментальных методов исследования. Решение ряда новых задач акустической динамики кузнечно-прессовых машин, поставленных в работе, стало возможным благодаря известным достижениям в теории колебаний механических систем и основ газовой динамики в теории газовых струй и не противоречит их положениям, базируется на строго доказанных выводах фундаментальных и прикладных наук. Созданные методики расчета устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-штамповочных машин и агрегатов хорошо согласуются с опытом проектирования конструкций.

14. Разработанные теоретические положения и новые технические решения прошли апробацию экспериментами и многочисленными внедрениями. Экспериментальные исследования метрологически обеспечены и проводились на экспериментальной базе Ижевского государственного технического университета, внедренческого предприятия НПО «Средства охраны труда» и многочисленных предприятий заказчиков. Разработанные конструкции устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-штамповочных машин и агрегатов успешно используются на многочисленных предприятиях-заказчиках. Результаты экспериментов и испытаний анализировались и сопоставлялись с известными экспериментальными данными других исследователей.

15. Системный подход позволяет определить новые положения теории проектирования устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-штамповочных машин и агрегатов и обеспечить повышение эффективности проведения НИР и ОКР при создании новых образцов и модернизации, известных в КБ предприятий отрасли, повысить качественные результаты разработок.

16. Полученные автором решения задач теории расчета и моделирования устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин позволяют существенно сократить объем экспериментальных исследований или полностью их исключить, что дает возможность значительно снизить затраты материальных ресурсов, денежных средств и времени на отработку изделий. Кроме этого, отдельные теоретические результаты являются определенным вкладом в общую теорию таких наук, как акустическая динамика машин, техническая акустика.

17. Разработанные и запатентованные конструктивные решения устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-штамповочных машин позволяют поднять интегральные качественные показатели этого оборудования, повысить их конкурентоспособность на мировом рынке. Идеи некоторых оригинальных устройств могут быть использованы при проектировании новых технических систем машиностроения в различных смежных отраслях.

18. Результаты экспериментальных исследований различных устройств снижения шумов и вибраций кузнечно-прессовых машин и агрегатов, явлений и процессов, приведенных в работе, представляют практический интерес при проектировании новых и модернизации известных устройств и механизмов снижения шумов и вибраций в машиностроении, позволяют уточнить представление о протекающих процессах, сопутствующих процессам неустановившихся вибраций и импульсных шумов.

19. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на следующих научно-технических конференциях: Всесоюзная конференция «Повышение безопасности оборудования и технологических процессов на основе применения средств автоматической защиты и промышленных роботов», Казань, 1981; всесоюзная конференция «Совершенствование кузнечно-штамповочного оборудования ударного действия и создание робототехнических комплексов горячей штамповки», Ижевск, 1982; всероссийская конференция «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России», Ижевск, 2006; международная конференция «Перспективные инновации в науке, образовании, производстве и транспорте», Одесса, 2007; всероссийская конференция «Наука. Образование. Производство в решении экологических проблем. Экология - 2007», Уфа, 2007; всероссийский конгресс «Кузнец - 2008», Рязань, 2008; II международная конференция «Металлургия -ИНТЕХЭКО - 2009», Москва, 2009; XIII Московский международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед

2010»(серебряная медаль), Москва, 2010, III всероссийская конференция «Защита населения от повышенного шумового воздействия», Ст.-Петербург, 2011, IV международная конференция «Металлургия -ИНТЕХЭКО - 2011», Москва, 2011.

1. Абрамович Г.Н. Прикладная газовая динамика. - М.: Наука, 1976. -888с.

2. Абрамович Г.Н. Теория турбулентных струй. М.: Физматгиз, 1960. -715с.

3. Авиационная акустика / под ред. А.Г. Мунина. М.: Машиностроение, 1986. - Ч. 1. - 248с.; 4.2. - 264с.

4. Азрилянт Е.А. Методика расчета виброизолированного фундамента под молоты. // Расчет и конструирование кузнечно-прессовых машин ЭНИКМАШ. вып.6. - М.: Машгиз,1963. - С. 135 - 140.

5. Александров Е.В., Соколинский В.Б. Прикладная теория и расчеты ударных систем. М.: Наука, 1969. - 198с.

6. Альтшуллер Г.С. Найти идею. Введение в теорию решения изобретательских задач. Новосибирск: Наука, 1986. - 209с.

7. Андронов A.A., Витт А.А, Хайкин С.Э. Теория колебаний. М.: Наука, 1981.-568с.

8. Артоболевский И.И., Бобровницкий Ю.И., Генкин М.Д. Введение в акустическую динамику машин. М.: Наука, 1979. - 296с.

9. A.c. 334388 СССР. Глушитель шума / П.В. Малыгин, Р.В. Соловьев (СССР). 1459495 / 25 - 28; Заявл. 03.07.70. Опубл. 1979. Бюл. 48.

10. A.c. 706609 СССР. Глушитель шума выпуска / А.Ф. Кулевов, В.Г. Нестеров, H.A. Пронин, Н.Ф. Полуянов, И.Е. Смирнов (СССР). -1409112/24-06; Заявл. 27.11.70. Опубл. 1972. Бюл. 12.

11. A.c. 732566 СССР. Глушитель шума / А.Ф. Козьяков, В.В. Тупов, А.Д. Мирианашвили, А.Е. Понфилов (СССР). 2671080 / 25 - 06; Заявл. 05.10.79. Опубл. 1980. Бюл. 17.

12. A.c. 996029 СССР. Станина штамповочного молота / А.И. Храмой, М.С. Коган, Ю.В. Иванов (СССР). 3312534/25-27; Заявл. 06.07.81; Опубл. 1983. Бюл. 6.

13. A.c. 1000149 СССР. Станина штамповочного молота / М.С. Коган, А.И. Храмой, Ю.В. Иванов (СССР). 3298634/25-27; Заявл. 06.03.81; Опубл. 1983. Бюл. 8.

14. A.c. 1024306 СССР. Устройство для виброизоляции пресса / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган, А.Н. Охотников (СССР). -3388866/25-27; Заявл. 02.02.82; Опубл. 1983. Бюл. 23.

15. A.c. 1041765 СССР. Насос замещения / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, М.С. Коган (СССР). 3425807/25-06; Заявл. 19.04.82; Опубл. 1983. Бюл. 34.

16. A.c. 1049162 СССР. Станина штамповочного молота / Ю.В. Иванов А.И. Храмой, A.B. Козлов (СССР). 3450616/25-27; Заявл. 09.06.82; Опубл. 1983. Бюл. 39.

17. A.c. 1052308 СССР. Амортизатор преимущественно для узла сочленения стоек и шабота штамповочного молота / Ю.В. Иванов, А.И. Храмой, М.С. Коган (СССР). 3428079/25-27; Заявл. 23.04.82; Опубл. 1983. Бюл. 41.

18. A.c. 1074650 СССР. Станина штамповочного молота / А.И. Храмой, Ю.В. Иванов (СССР). 3546327/25-27; Заявл. 02.02.83; Опубл. 1984. Бюл. 7.

19. A.c. 1094903 СССР. Демпфирующее устройство для виброизоляции вертикального молота /А.И. Храмой, Ю.В. Иванов (СССР). -3553702/25-27; Заявл. 18.02.83; Опубл. 1984. Бюл. 20.

20. A.c. 1155344 СССР. Устройство для виброизоляции пневматического молота /А.И. Храмой, Ю.В. Иванов, А.П. Халилов, Р.Ф. Яхин, В.В. Ураков (СССР). 3553702/25-27; Заявл. 18.02.83; Опубл. 1984. Бюл. 18.

21. Аэроакустика / Под ред. A.B. Римского-Корсакова. М.: Наука, 1980. -144с.

22. Аэроакустические взаимодействия / A.C. Гиневский, Е.В. Власов, A.B. Колесников. -М.: Машиностроение, 1978. 176с.

23. Аэрогидромеханический шум в технике / Пер. с англ.; Под ред. Р. Хиклинга. M.: Мир, 1980. - 336с.

24. Бабаков И.М. Теория колебаний. М.: Наука, 1968. - 560с.

25. Баркан Д.Д. Динамика оснований и фундаментов. М.: Стройвоенмориздат, 1948. - 411с.

26. Велик В.Г. Технический уровень машин и аппаратов: пути его повышения. К.: Тэхника, 1991. - 200с.

27. Белов А.И. Затухание звука в трубах с поглощающими стенками // ЖТФ. 1938. - Т.8. - С. 752-755.

28. Белов C.B. Пористые металлы в машиностроении. М.: Машиностроение, 1981.-247с.

29. Беляев Ю.В. Наибольшие нагрузки соударяющихся деталей молотов // Кузнечно-штамповочное производство. 1970. - № 8. - С. 31-33.

30. Бендат Дж., Пирсол А. Применение корреляционного и спектрального анализа. М. : Мир, 1983. - 312с.

31. Бидерман В.Л. Теория механических колебаний. М.: Высшая школа, 1980.-408с.

32. Бобин Е.В. Борьба с шумом и вибрацией на железнодорожном транспорте. М.: Транспорт, 1973. - 298с.

33. Болтухов A.A., Бобришев П.И. Натурные исследования виброизолированного фундамента под штамповочный молот // Кузнечно-штамповочное производство. 1977. - № 1. - С.34 - 36.

34. Борьба с шумом / под ред. Е.Я. Юдина М.: Стройиздат, 1964. - 701с.

35. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении / С.П. Алексеев, A.M. Козаков, H.H. Колотилов. М.: Машиностроение, 1970. - 208с.

36. Борьба с шумом и вибрацией в промышленности / Е. П. Самойлюк, В.В. Сафонов. К.: Выща шк., 1990. - 167с.

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

38. Борьба с шумом при применении сжатого воздуха в производственных процессах. ОИ. М.: ВЦНИИОТ, 1984. - 52с.

39. Брох Е.Т. Применение измерительных систем фирмы «Брюль и Кьер» для измерений акустического шума. Дания, 1971. - 224с.

40. Брох Е.Т. Применение измерительных систем фирмы «Брюль и Кьер» для измерения механических колебаний и ударов. Дания, 1973. -308с.

41. Булгаков И.М. Теория колебаний. М.: Гостехиздат, 1954. - 892с.

42. Бурман З.И., Артюхин Г.А., Зархин Б.Я. Программное обеспечение матричных алгоритмов и метода конечных элементов в инженерных расчетах. М.: Машиностроение, 1988. - 256с.

43. Вервекин Э.Д. Уменьшение шума в штамповочных цехах // Кузнечно-штамповочное производство. 1974. - № 4. - С. 30-32.

44. Вибрации в технике: Справочник в 6 т. Т.1. Колебания линейных систем / Под ред. В.В. Болотина. М.: Машиностроение, 1978. - 352с.

45. Вибрации в технике: Справочник в 6 т. Т.2. Колебания нелинейных систем / Под ред. И.Н. Блехмана. М.: Машиностроение, 1979. - 351с.

46. Вибрации в технике: Справочник в 6 т. Т.З. Колебания машин, конструкций и их элементов / Под ред. Ф.М. Диментберга, К.С. Колесникова. М.: Машиностроение, 1980. - 544с.

47. Вибрации в технике: справочник в 6т. Т.6 Защита от вибраций и ударов / Под ред. К.В. Фролова. М.: Машиностроение, 1981. - 456с.

48. Вибрация энергетических машин: Справочное пособие / Под ред. Н.В. Григорьева. Л.: Машиностроение, 1974. - 464с.

49. Власов В.И. Системы включения кривошипных прессов. М.: Машиностроение, 1969. - 272с.

50. Власов О.Г. и др. О влиянии виброизоляции шаботов кузнечных молотов на К.П.Д. удара.// Кузнечно-штамповочное производство. -1973.-№4. -С. 22-23.

51. Власов О.Г. Научные основы и методы расчета механических систем молотов по технологическим нагрузкам при штамповке: Автореф. дисс. докт. техн. наук.- М., 1980. 31с.

52. Гавриленко А.П. Обработка металлов давлением, часть III, 1915. -689с.

53. Генкин М.Д., Елезов В.Г., Яблонский В.В. Методы управляемой виброзащиты машин. М.: Наука, 1985. - 240с.

54. Герц Е.В., Крейнин Г.В. Расчет пневмоприводов. Справочное пособие.- М.: Машиностроение, 1975. 272с.

55. Гитман Ф.М. О демпфировании колебаний в виброизолированных фундаментах молотов // Кузнечно-штамповочное производство. 1970.- № 6. С. 27 - 30.

56. Гинзбург И.П. Аэродинамика. М.: Высшая школа, 1966. - 403с.

57. Гинзбург B.JL, Пятидверный А.П. Определение характеристик глушителей шума выхлопа пневмоприводов // Вестник машиностроения. 1983. - № 7. - С. 12-14.

58. Голдстейн М.Е. Аэроакустика / Пер. с англ.; Под ред. А.Г. Мунина. -М.: Машиностроение, 1981. -294с.

59. Горелин С.М. Экспериментальная аэромеханика. М.: Высшая школа, 1970.-423с.

60. Горский А.И. и др. Определение допускаемых напряжений при расчетах на прочность / А.И. Горский, Е.В. Иванов, А.И. Кореновский.- М.: НИИМАШ, 1974. 79с.

61. ГОСТ 12.1.012 90 ССБТ. Вибрационная безопасность. Общие требования.-М.: 1990.

62. ГОСТ 12.4.093-80 ССБТ Вибрация. Машины стационарные. Расчет виброизоляции поддерживающей конструкции. М.: Изд-во стандартов, 1981. - 40с.

63. ГОСТ 12.1.003 83. Шум. Общие требования безопасности. - М.: 1983.

64. Григорьян Ф.Е., Перцовский Е.А. Расчет и проектирование глушителей шума энергоустановок. Л.: Энергия, 1980. - 120с.

65. Грибов М.М. Регулируемые амортизаторы радиоэлектронной аппаратуры. -М.: «Сов. радио», 1974. 144с.

66. Гридин Н.М. Гигиеническая оценка импульсной вибрации и ее влияние на организм кузнецов свободной ковки. В кн.: Влияние вибраций на организм человека и проблемы виброзащиты. - М.: Наука, 1974. - С. 88-90.

67. Гукин И.П. и др. О виброизоляции молотов // Кузнечно-штамповочное производство. 1973. - № 8. - С. 27-30.

68. Гумберт Г. Исследование шума при работе молотов и мероприятия по его снижению / Экспресс-информация «Технология и оборудование кузнечно-штамповочного производства». М.: ВИНИТИ, 1982. - № 14 -С. 1-27.

69. Гурский Д.А., Турбина Е.С. Вычисления в Mathcad 12. СПб.: Питер. -2006. - 544с.

70. Гутин С.М., Гуревич А.И. Глушители шума сварочного оборудования // Машиностроитель. 1977. - № 6. - С. 36-37.

71. Динамика машин и управление машинами: Справочник / Под ред. Г.В. Крейнина. М.: Машиностроение, 1988. - 240с.

72. Динамические свойства линейных виброзащитных систем / Под ред. К.В. Фролова. М.: Наука, 1982. - 208с.

73. Динамический расчет зданий и сооружений / Под ред. Б.Г. Коренева, И.М. Рабиновича. М.: Стройиздат, 1984. - 303с.

74. Дмоховский В.К. Основания и фундаменты. М.: Госстройиздат. -1940.-379с.

75. Дрейнер Н., Смит Г. Прикладной регрессионный анализ. Кн. 1. пер. с англ. Ю.П. Адлер, В.Г. Горский. М.: Финансы и статистика, 1986. -366с.

76. Душин В.Н. Борьба с шумом и вибрациями на предприятиях по хранению и переработке зерна. М.: Колос, 1979. - 224с.

77. Елисеев C.B. Структурная теория виброзащитных систем. -Новосибирск: Наука, 1978. -205с.

78. Елисеев C.B., Волков Л.И., Кухаренко В.П. Динамика механических систем с дополнительными связями. Новосибирск: Наука, 1990. -214с.

79. Жачкин Ю.В., Лапин С.К. Фундамент ковочного молота с м.п.ч. Зт мод. М134А с подрессоренным шаботом // Кузнечно-штамповочное производство. 1976. - № 3. - С. 22-24.

80. Защита от шума и вибрации в черной металлургии / Заборов В.И., Клячко Л.Н., Росин Г.С. М.: Металлургия, 1988. - 216с.

81. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике / пер. с англ. М.: Мир, 1975.-541с.

82. Зимин А.И. Расчет и конструкция кузнечных машин. М.: Госнаучиздат, 1940.-250с.

83. Иванов Н.И. Инженерная акустика. Теория и практика борьбы с шумом: учебник. М.: Университетская книга, Логос, 2008. - 424с.

84. Иванов Ю.В., Храмой А.И., Коган М.С. Повышение долговечности сопрягаемых поверхностей частей станин виброизолированных молотов. // Технология и организация производства. 1987. - №4. -С.24-26.

85. Иванов Ю.В., Храмой А.И., Коган М.С. Повышение эксплуатационных характеристик амортизаторов составных станин штамповочных молотов. // Технология и организация производства. 1989. - №3. - С. 24-25.

86. Иванов Ю.В., Коган М.С. Анализ шумообразования при работе механических прессов и опыт снижения акустической активности пневмомеханизма системы управления // Вестник ИжГТУ- 2006. № 2. - Ижевск: Изд-во ИжГТУ, 2006. - С. 49 - 52.

87. Иванов Ю.В., Коган М.С., Крамаренко P.A. Борьба с шумами аэродинамического происхождения в штамповочных цехах.// Проблемы и перспективы автомобилестроения в России: Материалы конференции Ижевск, 2006. - С.71 - 74.

88. Иванов Ю.В., Крамаренко P.A., Николаева Г.М. Глушители аэродинамического шума для оборудования листоштамповочных цехов // Автомобильная промышленность 2006. - № 12 - С.33-34.

89. Иванов Ю.В. Снижение уровня аэродинамического шума пневмомеханизма системы управления кривошипным прессом: Автореф. дисс. . канд. техн. наук. Ижевск, 2006. - 24с.

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

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

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

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

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

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

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

97. Иванов Ю.В. Обоснование модернизации фундаментной виброизоляции кузнечных молотов // Ремонт, восстановление, модернизация. 2008. - №5. - С. 6 - 8.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

116. Иванов Ю.В. Глушитель шума кузнечно-прессовых машин / XIII Московский международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед 2010»: Материалы салона - Москва, 2010. —1. С. 80.

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

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

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

120. Иванов Ю.В. Исследование шума пневматических сопл для механизмов кузнечно-прессовых машин // Технология машиностроения. 2011. - № 2. - С. 70 - 71.

121. Иванов Ю.В. Анализ виброизолирующих установок штамповочных молотов // Заготовительные производства в машиностроении. 2011. -№9.-С. 25-28.

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

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

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

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

126. Игнатов А.А. Штамповочные молоты. М.: Машгиз, 1950. 384с.

127. Ильинский B.C. Защита аппаратов от динамических воздействий. М.: Энергия, 1970.-320с.

128. Ильинский B.C. Защита РЭА и прецизионного оборудования от динамических воздействий. М.: Радио и связь, 1982. - 296с.

129. Ильичев В.А. Расчет пружинно-рессорной виброизоляции фундаментов молотов. // Строительная механика и расчет сооружений. - 1971. - № 6.-С. 52-58.

130. Ильичев В.А. Подшаботная пружинно-рессорная виброизоляция молотов. // Строительная механика и расчет сооружений. - 1973. - № 4.-С. 51-56.

131. Иориш Ю.И. Виброметрия. М.: Машгиз, 1963. - 772с.

132. Каньшин В.Б. Исследование ударных шумов листоштамповочных прессов и пути их снижения // Кузнечно-штамповочное производство.- 1978.-№ 6.-С. 31-33.

133. Кетков Ю.Л., Кетков А.Ю., Шульц М.М. MATLAB 6.x: программирование численных методов. СПб.: БХФ - Петербург, 2004. - 672с.

134. Кирьянов Д.В. Mathcad 12. СПб.: БХФ - Петербург, 2005. - 576с.

135. Климов И.В., Кошелев В.П., Носов B.C. Виброизоляция штамповочных молотов. М.: Машиностроение, 1979. - 136с.

136. Клюкин И.И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах. Л.: Судостроение, 1971. - 415с.

137. Козлов A.B. Испытания виброизоляции фундамента тяжелого штамповочного молота // Кузнечно-штамповочное производство. -1977.-№ 12.-С. 40-43.

138. Козьяков А.Ф. и др. Исследование глушителей шума механических прессов // Труды МВТУ им. Н.Э. Баумана.-1979. -Вып. 308. С. 62-73.

139. Колесников А.Е. Шум и вибрация. Л.: Судостроение, 1988. - 248с.

140. Комкин А.И., Юдин С.И. Камерные глушители шума // Приложение к журналу «Безопасность жизнедеятельности». 2005. - № 11. - 26с.

141. Коненков Ю.К., Давтян М.Д. Случайные механические процессы в оборудовании машин. М.: Машиностроение, 1988. - 272с.

142. Коренев Б.Г., Резников Л.М. Динамические гасители колебаний. М.: Наука, 1988.-304с.

143. Корн Г., Корн Т. Справочник по математике для научных работников и инженеров /пер. с англ. Под ред. И.Г. Арамановича. М.: Наука, 1968.- 720с.

144. Кошелев В.П., Носов B.C. Рессорный подвесной виброизолированный фундамент для штамповочных молотов // Кузнечно- штамповочное производство. 1976. - № 3. - С. 24-25.

145. Кошелев В.П., Носов B.C. Рессорный опорный виброизолированный фундамент для штамповочных молотов // Кузнечно- штамповочное производство. -1978.-№4.-С. 35-36.

146. Кошелев В.П., Носов B.C. Опыт установки штамповочных и листоштамповочных молотов на рессорную виброизоляцию // Кузнечно- штамповочное производство. 1980. - № 10. - С. 10-11.

147. Кошелев В.П. Демпфирование виброизолированных молотов // Кузнечно- штамповочное производство. 1997. - № 4. - С. 25-29.

148. Кравчун П.Н. Генерация и методы снижения шума и звуковой вибрации. М. : Изд-во МГУ, 1991.-184с.

149. Кротов В.П., Парой A.A. Глушители шума пневматических устройств // Автомобильная промышленность. 1976. - № 5. - С.40 - 41.

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

151. Кузнечно-штамповочное оборудование. /Под ред. А.Н. Банкетова, E.H. Ланского. М.: Машиностроение, 1982. - 576с.

152. Кузнецов A.A. Мероприятия по оздоровлению условий труда в кузнечно-прессовом цехе // Кузнечно-штамповочное производство. -1978. -№3.-С. 3.

153. Лагунов Л.Ф., Осипов Г.Л. Борьба с шумом в машиностроении. М.: Машиностроение, 1980. - 150с.

154. Левина З.М., Решетов Д.Н. Контактная жесткость машин. М.: Машиностроение, 1971. - 264с.

155. Леер Е. Фундаменты под молоты // Werkzeugmu sehire. 1929. - № 9. -с. 20-23.

156. Лэмб Г. Динамическая теория звука / Пер. с англ.; Под ред. М.А. Исааковича. М.: Физматгиз, 1960. - 372с.

157. Магнус К. Колебания. Введение в исследование колебательных систем. -М.: Мир, 1982.-304с.

158. Малинская H.H. О возможности использования критериев ISO для нормирования низкочастотной вибрации по результатам физиологических исследований // Гигиена труда и проф. заболевания. 1975.- №7.-С. 16-19.

159. Меньшов A.A. Влияние производственной вибрации, шума на организм человека. Киев: Здоровье, 1977. - 128с.

160. Метод суперэлементов в расчетах инженерных сооружений / В.А. Постнов, С.А. Дмитриев, Б.К. Елтышев, A.A. Родионов. Под общ. ред. В.А. Постнова. Л.: Судостроение, 1979. - 288с.

161. Мунин А.Г. и др. Аэродинамические источники шума / А.Г. Мунин, В.М. Кузнецов, В.Е. Леонтьев. М.: Машиностроение, 1981. - 248с.

162. Мунин А.Г. Связь аэродинамических и акустических параметров дозвуковой газовой струи / Промышленная аэродинамика. Вып. 23. -М.: Оборонгиз, 1962. - С. 200-214.

163. Мэтьюз Д.Г., Финк К.Д. Численные методы. Использование MATLAB / пер. с англ. М.: Изд. дом «Вильяме», 2001. - 720с.

164. Мяченков В.И., Мальцев В.П. Методы и алгоритмы расчета пространственных конструкций на ЭВМ ЕС. М.: Машиностроение, 1984.-280с.

165. Нашив А., Джоунс Д., Хендерсон Д. Демпфирование колебаний / пер с англ. М.: Мир, 1988. - 448с.

166. Недоповз Т.Я., Некрылов А .Я., Ашкурков В.П. Установка молотов на резинотканевые подшаботные прокладки // Кузнечно-штамповочное производство. 1977. - № 6. - С. 35 - 36.

167. Некоторые вопросы конструирования шумоглушащих сопел / И.Дж. Ричарде. В кн.: Проблемы уменьшения шума реактивных двигателей. -М.:ИЛ, 1961.-С. 29-67.

168. Орлов Б.В., Мазинг Г.Ю. Термодинамические и баллистические основы проектирования ракетных двигателей на твердом топливе. М.: Машиностроение, 1979. - 390с.

169. Осипов Г.Л. Защита зданий от шума. М.: Стройиздат, 1972. - 216с.

170. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1991.-256с.

171. Пановко Я.Г., Губанова И.И. Устойчивость и колебания упругих систем. М.: Наука, 1987. - 352с.

172. Параметрический ряд пневматических сопел // Машиностроитель. -1990.-№ 10.-С.20.

173. Пархиловский И.Г. Автомобильные листовые рессоры. М.: Машиностроение, 1978.-232с.

174. Патент на п.м. RU 86123. Устройство виброизоляции кузнечного молота / Ю.В. Иванов. 2009102686/22 Заявл. 27.01.2009; Опубл. 2009. Бюл. 24.

175. Патент на п.м. RU 88391. Глушитель шума кузнечно-прессовых машин /Ю.В. Иванов.- 2009121543/22 Заявл. 05.06.2009; Опубл. 2009. Бюл. 31.

176. Патент на п.м. RU 93334. Устройство для виброизоляции пресса / Ю.В. Иванов, С.В. Метлушин. 2009147774/22 Заявл. 22.12.2009; Опубл. 2010. Бюл. 12.

177. Патент на п.м. RU 94283. Пневматическое сопло кузнечно-прессовых машин / Ю.В. Иванов. 2009141318/22 Заявл. 09.11.2009; Опубл. 20.05.2010. Бюл. 14.

178. Патент на п.м. RU 101515. Устройство виброизоляции ковочного молота / Ю.В. Иванов. 2010128028/11 Заявл. 04.10.2010; Опубл. 2011. Бюл. 2.

179. Писаренко Г.С. и др. Справочник по сопротивлению материалов / Г.С. Писаренко, А.Г. Яковлев, В.В. Матвеев. Киев: Наукова думка, 1988. -736с.

180. Пневмораспределители трехлинейные сдвоенные с пневматической блокировкой У712А. Руководство по эксплуатации. М. 1981. - 8с.

181. Пневмораспределители трехлинейные сдвоенные ЗМП. Паспорт. Симферополь. 1996. - 4с.

182. Порядков В.И. Проектирование малошумных механизмов. М.: Машиностроение, 1991.-64с.

183. Проектирование, строительство и эксплуатация виброизолированных фундаментов для штамповочных и ковочных молотов с весом падающих частей до 16т (руководящий материал). Воронеж, 1967. -85с.

184. Прочность, устойчивость, колебания. Справочник в трех томах. Том 3./ под ред. И.А. Биргера, Я.Г. Пановко. М.: Машиностроение, 1968. -463с.

185. Р50-609-47-89. Рекомендации. Расчет виброизоляции поддерживающей конструкции стационарных машин. Горький: ГФ ВНИИНмаш, 1990. -58с.

186. Разработка предложений по установке кузнечно-прессового оборудования (КПО) на виброизоляцию. (отчет).Инв. № Б358848. ЭНИКМАШ. Рук. Курдюмов О.М. Воронеж, 1974. - 19с.

187. Разумов И.К. Основы теории энергетического действия вибраций на человека. М.: Медицина, 1975. - 206с.

188. Рекомендации к внедрению универсального металлокерамического глушителя шума УМКГ // Тр. Росгипрооргсельстрой, 1974. 13с.

189. Рекомендации RFT. Предназначение и преимущества анализа по времени «Импульс» для практики измерения звукового уровня. VEB RFT, MESSELEKERN, «OTTOSCON», DRESDEN, 1977. 8с.

190. Ривин Е.И. Расчет системы виброизоляции ковочных молотов(виброзащита персонала и окружающего оборудования) / В сб. «Влияние вибраций на организм человека и проблемы виброзащиты. -М.: Наука, 1974.-30с.

191. Руководство по применению виброизолирующих опор для установки кузнечно-прессовых машин. Воронеж: ЭНИКМАШ, 1974. - 48с.

192. Руководство по проектированию виброизоляции машин и оборудования. -М.: Стройиздат, 1972. 159с.

193. Рыжов Э. В. Контактная жесткость деталей машин. М.: Машиностроение, 1966.- 195с.

194. Сергеев С.Н. Демпфирование механических колебаний. М.: Физматгиз, 1959. - 408с.

195. Серебряков Б.Н. Внутренняя баллистика. М.: Оборонгиз, 1949. -670с.

196. Сигаев A.J1. Актуальные проблемы защиты человека оператора от производственных вибраций и шумов. - Киев, 1981. - 23с.

197. Скучик Е. Основы акустики / Пер. с англ.; Под ред. J1.M. Лямшева. -М.: Мир, 1976.-520с.

198. Смирнова М.В. и др. Снижение шума пневматических сопел, используемых при технологическом сдуве деталей на прессе // Всесоюзная научно-техническая конференция: Тез. докл. Л.: Судостроение, 1991. - С. 112-118.

199. СН 2.2.4 / 2.1.8.566 96. Производственная вибрация, вибрация в помещениях жилых и общественных зданий. Санитарные нормы. М.: Минздрав России, 1997.

200. СН 2.2.4 / 2.1.8.562 96. Шум на рабочих местах, в помещениях жилых, общественных зданий и на территории жилой застройки. М.: Минздрав России, 1997.

201. Соловьев Р.В. и др. Полиэтиленовый глушитель шума // Кузнечно-штамповочное производство. 1973. - № 7. - С.41-42.

202. Справочник по контролю промышленных шумов / Пер. с англ.; Под ред. В.В Клюева. М.: Машиностроение, 1979. - 447с.

203. Справочник по технической акустике / Пер. с нем.; Под ред. М. Хекла и Х.А. Мюллера. JL: Судостроение, 1980. -440с.

204. Справочник проектировщика. Защита от шума / Под ред. Е.Я. Юдина. М.: Стройиздат, 1974. 134с.

205. Средства защиты в машиностроении: Расчет и проектирование: Справочник / C.B. Белов, А.Ф. Козьяков, О.Ф. Партолин и др.; Под ред. C.B. Белова. М.: Машиностроение, 1989. - 368с.

206. Станюкович К.П. Неустановившиеся движения сплошной среды. М.: Наука, 1971.-856с.

207. Старобинский Р.Н. Глушители шума / Техническая акустика транспортных машин: Справочник. СПб.: Политехника, 1992. -С.200-265.

208. Суворов Г.А., Лихницкий A.M. Импульсный шум и его влияние на организм человека. Л.: Медицина, 1975. - 356с.

209. Тарасенко Н.Ю., Ананьев Б.В., Елина И.М. Физиологическое обоснование оптимизации труда штамповщиков // Кузнечно -штамповочное производство. 1976, № 3. - С. 6 - 8.

210. Техника безопасности и производственная санитария в кузнечно-прессовых цехах / С.Л. Злотников, В.Л. Михайлова, П.И. Казакевич, В.В. Буренин. М.: Машиностроение, 1984. - 256с.

211. Технические нормы шума на оборудовании с пневмоприводом: Отчет о НИР/ВЦНИИОТ; Инв. 02830060621. -М., 1983. -98с.

212. Тимофеенко Л.П., Усок В.Ф. Снижение шума на промышленных предприятиях. К.: Техника, 1980. - 144с.

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

214. Токарев М.Ф., Талицкий E.H., Фролов В.А. Механические вздействия и защита радиоэлектронной аппаратуры. / Под ред. Фролова В.А. М.: Радио и связь, 1984. - 224с.

215. Филиппов Р.Д. Опыт применения резиновых виброизоляторов под шаботом ковочного молота // Кузнечно-штамповочное производство. -1968.-№2.-с. 28-29.

216. Фролов К.В. Методы совершенствования машин и современные проблемы машиноведения. М.: Машиностроение, 1984. - 224с.

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

218. Фурунджиев Р.И. Автоматизированное проектирование колебательных систем. Мн.: Выш. Шк., 1977. - 452с.

219. Хорошев Г. А. и др. Шум судовых систем вентиляции и кондиционирования воздуха. Л.: Судостроение, 1974. - 200с.

220. Храмой А.И., Коган М.С., Гукин И.П. Некоторые результаты экспериментального исследования виброизолированных установок штамповочных молотов // Кузнечно-штамповочное производство. -1979.-№ 10.-С. 33 -35.

221. Храмой А.И., Колчин А.П., Тимофеев И.Р. Основные направления борьбы с шумом в кузнечных цехах // Металлург. 1981. - № 7. - С. 23-25.

222. Цзе Ф.С., Морзе И.Е., Хинкл Р.Т. Механические колебания / пер. с англ. М.: Машиностроение, 1966. - 504с.

223. Шапиро Б.К. Основы расчета глушителей выхлопа. М.: Оборонгиз, 1943.-64с.

224. Шумовые характеристики кузнечно-прессовых машин. Нормативы и методы определения. РТМ. Воронеж: ЭНИКМАШ, 1980. 48с.

225. Щеглов В.Ф. Совершенствование кузнечного оборудования ударного действия. М.: Машиностроение, 1968. - 224с.

226. Щеглов В.Ф. Современные требования к степени виброизоляции фундаментов кузнечных молотов // Кузнечно-штамповочное производство. 1975. - № 11. - С. 25 - 28.

227. Щукин А.И., Порядков В.И, Кирилова С.П. Расчет шумности машин текстильной промышленности / Борьба с шумом и звуковой вибрацией. -М.: МДНТН, 1986.-С. 8-10.

228. Air ejections rifle,not a shotgun.//Metal Stamp-1978 12.- № 6 - p. 12, 31.

229. Becker G. Mabnahmen zur Gerauschminderung an Blechverarbeitungsmaschinen. // Maschinenmarkt. 1976. - 82. - № 17. - p. 268 - 271.

230. Bengtson Peter, Ekstrom Roger, Elvhammer Hans. Buller vid

231. Kortslagsklippning av tunnplastsdetaljer. Erfarenheter fran bullerdampning av stationar platsax. // Verkstaderna. - 1975. - 71. - № 8. - p. 27 - 30.

232. Dahlguist C. Ljuddampande flasmunstycke Sunne Gummifabrik A.B. Шведский патент № 381983. Заявл. 05.04.74 7404608 -7, опубл. 12.01.75.

233. Davis D.D., Stokes G.M., Moor H., Stevens G.L. Theoretical and experimental investigation of mufflers with comments on engine exhaust muffler design //NASA Report. № 1192. - 1954. - 48 p.

234. Doege E. Entwicklungsrichtungen im Bau von Unformmaschinen. // Ind. Anz. - 1979.- 101.-№ l.-p. 27 -30.

235. Doege E., Humbert G. Möglichkeiten und Greuzen der Larminderung an Schabottehammren. -//Ind. Anz.- 1979.- 101. - № 91.- p. 59 - 63.

236. Eriksson L. J., Thawani P.T., Hoops R. H. Acoustical design and evaluation of silencers // Sound and Vibration. -1983. V. 17. - № 27. - p. 20 - 27.

237. Gerauschgedampfte Stanzpress. // Bander - Bleche Rohre. - 1975. - 16. - № 3. - p. 126.

238. Gueng W. Verbesserung der Umwelt im Bereich von druckluftbetriebenen Maschinen und Aniagen // Olhydraulik und Pneumatik.-1976.-№ IQ. -s.lO- 13.

239. Gunter K., Huffman. Direct Spring for Hammers and Press. GERB, Essen, 1980.- 20 p.

240. Haering Hans Ulrich. Gesetrliche vorschribten und Möglichkeiten zur Larmuminder in Schmiedebetrieben. - // Stahl und Eisen.- 1975. - 95. - № 22.- s. 1045 1051.

241. Herbert A.G. Noise in press shop-diagnosis and control. // Sheet Metall Ind.- 1980. 57. - № 23. - p.220 - 235.

242. Hodgson D.S., Bowcock J.E. Billet expansion as a mechanism for noise production in impact forming machines // Journal of Sound and Vibration. -1975.-42(3).-p. 325-335.

243. Hoffmann H. Mabnahmen zur Larmminderung an mechanischen Pressen.- // Blech Rohre Profile. 1980. - 27. - № 10. - p.691 - 693.

244. Koch H.W., Oelkers H.D. Vergleichende Untersuchungen an Schmiedehämmern und pressen hinsichtlich inrer Geräusche und Erschütterungen. // Ind. - Anz. - 1972. - 94. - № 65. - p. 1603 - 1606.

245. Lighthill M.J. On Sound Generated Aerodynamically. I.General Theory. -Proc. Roy. Soc. (London) ser. A211, 1952. № 1107. - p. 564 - 587.

246. Lang Max. Minderung des Lärms biem Einsatz von Schneid und Umformwerkzeugen. "Metallverarbeitung", 1979, 33, № 6, p. 173 - 175.

247. Langestein H. Gestell eines gerausch gedampften Schmiedehammers1.ngestein & Schemann AG. Заявка ФРГ № 2707924, заявл. 24.02.77, опубл. 31.08.78.

248. Leisender Ludwig. Gerauschmidemde Mabnahmen an Pressen bnd Stanzen. -"Maschinenmarkt", 1979, 85, № 29, s. 550 552.

249. Loo M., Rivin E. Noise abatement of sliding chutes for metal stamping production.- "SAS Techn. Pan. Ser.", 1980, № 800493, 8p.

250. Lutte contre le bruit dans un atelier de presses indistrielles. "Achats et entret.", 1979,28, № 311, s.141, 143 - 145.

251. Massive Umfonnpresse. - "Werkstatt und Betr.", 1980, 113, № 2, 120.

252. Michler K.W. Uniformanlagen fur die Schmiedeindustrie (II) "Maschine", 1977, 31, №9, s. 66-68,71.

253. Mintrop H., Schroder P.J. An Gecenk.schmiedehammer den Larm midem durch konstruktive Mabnahmen.- "Maschinenmarkt",1974,80,№82,1570- 1580.

254. O'Neill D.B. Hammer foundations and vibration isolation, 1953, vol.47.-p.231 -243.

255. Petrie A.M. Press noise reduction. "Inter - Noise 75 Proc. Int. Conf. Noise Contr. Eng. Sendai, 1975" Sendai, 1975, p. 311 - 314.

256. Reducering av ljudalstringen hos bortblasningsutrustningar pa excenterpressar. "IVF - result.", 1974, № 608, s.19.

257. Rivin E., Shmuter S. Metal stamping persses noise investigation and abatement. "SAE Techn. Pap. Ser.," 1980, № 800495, 18p.

258. Rub Friedmund. Vielsietige Aspekte der Lannbekampfung in blechverarbeittenden Betrieben. "Blech Rohre Profile", 1975, 22, № 4, p. 127- 130.

259. Sadek M.M. Use of sheet lead cladding and polyurethane foam in noiseabatement in impact forming machines. Pb. 74. 5th Int. Lead Conf. Paris, 18 -22 Nov. 1974 Prepr. London, Lead Develop Assoc., s.a. 8 p.

260. Sahlin Svenerik. Ljudreducering vid arbetsoperationer in pressar. Del. 2. "Verkstaderma", 1975, 71, № 12, 37 40.

261. Sato Fumio. Silencing method and silencer device in crank press machine.

262. Patent USA № 4037458. 271.Schenk H. Schnittscblagdampfer in Pressen. "Ind. - Anz.", 1976, 98, № 34, s. 578 - 581.

263. Schroder P. J. Larmmindemde. Massnahmen fur Schabottehammer. "Ind.

264. Anz.", 1974, 96, № 88, s.1995 1999. 273. Sil verton A.C. Keeping in quiet. - "Sheet Metal Ind.", 1975, 52, 11, p. 641 -645, 646 A, 666.

265. Stewart N.D., Bailey I.R., Daggerhart, Study of parameters influencingpunch press noise. "Noise Contr. Eng.", 1975, 5, № 2, p.80 - 86. 275.Tomlin G.M. Noise - a pressing problem? "Sheet Metal Ind.", 1978, 55, № 8, p. 900 - 902, 905.