Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор основных направлений улучшения виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов 23
1.1 Анализ виброакустической защиты машин и состояние проблемы виброакустической активности кузнечно-штамповочного оборудования 23
1.2 Оценка и нормирование виброакустических параметров кузнечно-прессовых машин 50
1.3 Обзор методов расчета виброакустических параметров кузнечно-прессовых машин 61
1.4 Постановка цели и задач диссертационной работы .75
Глава 2. Разработка систем управления вибрационными потоками в кузнечно-прессовых машинах 79
2.1 Постановка задач управления параметрами вибрационных потоков в установках кузнечно-прессовых машин 79
2.2 Разработка управления параметрами вибрационных потоков в установках штамповочных молотов 83
2.3 Разработка управления параметрами вибрационных потоков в установках ковочных молотов 109
2.4 Разработка управления параметрами вибрационных потоков в установках штамповочных машин квазистатического действия 121
2.5 Выводы .135
Глава 3. Разработка систем управления акустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и пневмомеханизмах .136
3.1 Постановка задач управления акустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и механизмах .136
3.2 Разработка управления параметрами акустического потока в пневмоагрегатах кузнечно-прессовых машин . 142
3.3 Разработка управления параметрами акустического потока в пневмо механизмах кузнечно-прессовых машин 151
3.4 Разработка управления параметрами акустического потока в элементах штамповой оснастки 157
3.5 Выводы .169
Глава 4. Экспериментальные исследования параметров виброакустических потоков в кузнечно-прессовых машинах и механизмах .170
4.1 Методика экспериментальных исследований виброакустических параметров кузнечно-прессовых машин и агрегатов 170
4.2 Экспериментальные исследования виброизолирующих установок машин ударного и квазистатического действия .176
4.3 Экспериментальные исследования акустических параметров в пневмоагрегатах кузнечно-прессовых машин 184
4.4 Экспериментальные исследования акустических параметров в элементах штамповой оснастки и системах распыления газовых струй в кузнечно-прессовых машинах и механизмах. 204
4.5 Выводы 212
Глава 5. Аналитические исследования механических систем кузнечно-прессовых машин по снижению виброакустических воздействий и повышению их технического состояния .214
5.1 Аналитическое исследование динамики элементов базовых деталей кузнечных машин ударного действия с составным шаботом .214
5.2 Расчет напряженно-деформированного состояния элементов рамы виброизолирующих установок ковочных молотов .236
5.3 Методика расчета виброизолирующих установок кузнечно прессовых машин 249
5.4 Методика расчета устройства управления акустическими потоками пневмораспределителей систем управления кузнечно прессовыми машинами .262
5.5 Методика расчета малошумных газовых сопел пневмомеханизмов кузнечно-прессовых машин .267
5.6 Выводы. 270
Глава 6. Результаты разработки технических решений и оценка трансформации виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин 273
6.1 Оценка трансформации вибрационных характеристик кузнечно прессовых машин 273
6.2 Оценка трансформации акустических характеристик кузнечно прессовых машин 280
Выводы и заключение 289
Литература 295
Приложение 319
- Анализ виброакустической защиты машин и состояние проблемы виброакустической активности кузнечно-штамповочного оборудования
- Разработка управления параметрами акустического потока в пневмоагрегатах кузнечно-прессовых машин
- Аналитическое исследование динамики элементов базовых деталей кузнечных машин ударного действия с составным шаботом
- Оценка трансформации акустических характеристик кузнечно прессовых машин
Введение к работе
Актуальность проблемы. Для современной экономики характерен высокий удельный вес металлургического производства, которое является основой машиностроения и исходным звеном в создании различных машин и механизмов. Кузнечное производство составляет основу заготовительной базы машиностроения, определяя изготовление большей части поковок и штамповок, производимых в стране. В тоже время оно является одним из травмоопасных среди основных отраслей промышленности. Основные причины этого - наличие ряда неблагоприятных факторов среды, особенно шумов и вибраций, которые генерируют многочисленные кузнечно-прессовые машины и агрегаты. Существующие уровни вышеуказанных факторов
значительно
превышают допустимые нормы и являются показателями технологической безопасности оборудования. Источниками их является существующее оборудование кузнечных цехов, такое как кузнечные молоты и прессы, а также ряд вспомогательных агрегатов.
Вибрации и шумы, сопутствующие эксплуатации данных машин, неизбежно приводят к снижению производительности труда, к повышенной травмоопаснос и к дефициту кадров. 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
В работе решается проблема управления виброакустическими потоками энергии в среде кузнечно-прессовых машин и агрегатов, основными представителями КОТОРЫх являются молоты. прессы и вспомогательные механизмы.
Объект исследования: кузнечно-штамповочные машины ударного и квазистатического д^ствия, сопутствующие пневмоагрегаты и
пневмомеханизмы.
Предмет исследования: улучшение виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин (КПМ) и агрегатов за счет управления генерируемыми виброакустическми потоками.
Цель работы: научное обоснование и реализация новых научно-технических решений для улучшения виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов, а именно кузнечных молотов и прессового оборудования, пневмоагрегатов и пневмомеханизмов, имеющих существенное значение для экономики страны в целом и травмоопасности человека в частности.
Задачи исследования.
-
Поиск направлении повышения технического уровня и технологической безопасности кузнечно-прессовых машин и агрегатов на основе современных тенденций управления виброакустическими потоками в развитии техники.
-
Систематизация существующих технических решении по улучшению виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов, выявление недостатков и определение перспективных направлений исследования.
-
Развитие теоретических положений по расчетам управления виброакустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и атегатах с целью повышения точности расчета и снижения их действующих уровней.
4. < Разработка новых технических решений устройств улучшения
виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов на
базе систематизированных способов и современной теории конструирования.
-
Экспериментальное исследование технических устройств по улучшению виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и механизмов.
-
Апробация результатов и внедрение новых устройств в конструкции кузнечно-прессовых машин и агрегатов.
Методы исследования. Использован комплексный метод, включающий анализ состояния вопроса, теоретические исследования с привлечением теории виброзащиты и газовой динамики при использовании аналитических и численных методов, средств символьной математики и графической визуализации решений пакетами программ Mathcad, Matlab, COSMOSWorks, COSMOSFloWorks, исследований в лабораторных и производственных условиях.
Основные научные положения, выносимые на защиту.
1. Системный анализ отеотетвснных и зарзбежных методов и средстд управления виброакустическими потоками в кузнечно-штамповочных машинах, пневмоагрегатах и пневмомеханизмах, на основе которого создана
классификация типов существующих технических решений улучшения виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин, а также путей повышения их эффективности и качества на основе практики известных исследований и проведенных автором натурных испытаний.
их
в
-
Математические модели систем управления акустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и пневмомеханизмах, отражающие трансформацию скорости газовых потоков при распространении их по элементам акустических трактов пневмоагрегатов и снижающие интенсивность; математические модели систем управления вибрационньши потоками в кузнечно-прессовых машинах ударного и квазистатического действия, отражающие уменьшение интенсивности вибрационных потоков в основании машин и улучшающие виброакустические характеристики КПМ.
-
Методики расчета: а) конструкций глушителей акустических потоков в пневмоагрегатах; б) конструкций газовых сопел в пневмомеханизмах кузнечно-прессовых машин; в) конструкций изоляции вибрационных потоков установках кузнечно-штамповочных машин ударного и квазистатического
к*
действия.
-
Результаты ысследовательских х ипытно-конструкторских хабот по разработке научно-технических решений для улучшения виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Полученные результаты экспериментальных исследований виброакустических потоков в кузнечно-прессовых машинах. Испытания научно-технических решений проведены в различных климатических условиях предприятий России и ближнего зарубежья. Разработаны и апробированы технические требования к устройствам снижения интенсивности виброакустических потоков в кузнечно-прессовых машинах и агрегатах, подготовленные на основе проведенных исследовании.
-
Созданные и защищенные авторскими свидетельствами и патентами новые устройства снижения виброакустических потоков КШМ и пневмомеханизмов, позволяющие существенно поднять технический уровень существующих кузнечно-прессовых машин и их конкурентоспособность на мировом рынке.
Обоснованность научных положении, результатов и выводов, содержащихся в работе, обеспечивается правомерностью принятых допущений, корректным применением математического аппарата теории колебаний, газовой динамики в сочетании с мощными средствами преобразований и графики систем компьютерной математики.
Достоверность научных положений, результатов и выводов, содержащихся
в работе, обеспечивается сравнением теоретических и экспериментальных
значений виброакустических потоков. Разработанные теоретические
положения и новые технические решения прошли апробацию многократными экспериментами и внедрением на многочисленных предприятиях заказчиков, обеспечением длительной, долговечной работы предложенных устройств в производственных условиях со сроком испытания более 15 лет. Совокупная
погрешность сравнения результатов измерений уровней виброакустических потоков в КПМ по разработанным техническим решениям с предлагаемыми методиками расчетов составляет 3-15%.
Научная новизна результатов.
-
Установлено, что трансформация потоков энергии в КПМ отражает зависимость повышения уровня накопленной полезной энергии машин для деформации поковок с величинами локализованных и изолированных акустических и вибрационных потоков.
-
Показано, что остаточное максимальное давление в камерах глушителя акустических потоков определяется взаимосвязями параметров выпускных каналов в виде связанных параллельных, плоских щелей, реализующих уменьшение интенсивности акустических потоков в 10 раз на выпуске из глушителя.
-
Установлено, что остаточное максимальное давление в камере газового сопла пневмомеханизма определяется взаимосвязями параметров выпускных каналов в виде связанных параллельных, сквозных отверстий, реализующих уменьшение уровня акустического потока в 14 раз на выпуске из сопла.
-
Определены взаимосвязи конструктивных параметров виброизолирующих установок КПМ со значениями вибропараметров упругого основания машины, с величиной нагруженное амортизаторов и вибрациями фундамента, реализующие уменьшение вибраций в 6 раз.
-
Представлена оригинальная методика расчета камерных щелевых глушителей акустического потока КПМ, основанная на установлении взаимосвязи остаточного давления в камерах глушителя с параметрами выпускных каналов и обосновывающая уровень снижения интенсивности акустических потоков от этих параметров.
-
Представлена оригинальная методика расчета газовых сопел в КПМ, основанная на установлении взаимосвязи остаточного давления в камере сопла с параметрами выпускных каналов и обосновывающая
уровень снижения интенсивности акустических ПОТОков от этих
параметров.
7. Представлены оригинальные методики расчета виброизолирующих
установок Ким. основанные на установлении взаимосвязи
виооопараметров упругого основания машины с нормативными
значениями виброактивности, величиной нагруженное амортизаторов
и обосновывающие уровень снижения вибрационных потоков от этих
параметров.
Значение результатов для теории состоит в том, что созданы теоретические предпосылки в разработке инновационных технологий создания камерных щелевых глушителей шума, газовых сопел пневмомеханизмов и виброизолирующих установок машин ударного и квазистатического действия. Разработанные в работе расчетные модели глушителей шума, газовых сопел, и
виброизолирующих установок машин способствуют развитию теории моделирования и проектирования объектов данного класса.
Практическая полезность.
-
Разработанные в диссертационной работе новые положения теории проектирования устройств снижения виброакустических потоков в кузнечно-штамповочных машинах и агрегатах позволяют повысить эффективность проведения НИР и ОКР при создании новых образцов и модернизации, известных в КБ отрасли, повысить качественные результаты разработок.
-
Полученные автором решения задач теории расчета и моделирования устройств снижения виоооакустических потоков 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 отработю/ изделий. Кроме этого, отдельные теоретические результаты являются определенным вкладом в общую теорию таких наук, как акустическая динамика машин, техническая акустика.
-
Разработанные и запатентованные конструктивные решения устройств снижения виброакустических потоков 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.
-
Результаты ыкспериментальных хсследований йазличных хстройств снижения виброакустических потоков 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.
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.
Апробация работы.
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 международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед - 2010», Москва, 2010(серебряная медаль), III всероссийская конференция «Защита населения от повышенного шумового воздействия», Санк,Петербург, 2011, IV международная конференция «Металлургия - ИНТЕХЭКО - 2011»,Москва, 2011, XV международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед - 2012», Москва, 2012(серебряная медаль), XX международный салон изобретений и инновационных технологий «Архимед - 2017», Москва, 2017(золотая медаль), международная научно-практическая конференция по проблемам экологии и безопасности «ДАЛЬНЕВОСТОЧНАЯ ВЕСНА - 2017».
В полном объеме диссертационная работа докладывалась и была одобрена на расширенном научном семинаре кафедры «Машины и технология обработки металлов давлением» с привлечением ведущих специалистов кафедр «Автомобили и металлообрабатывающее оборудование», «Аппаратостроение» Ижевского государственного технического университета.
Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 65 печатных работах. Из них 28 статей в перечне журналов рекомендуемых ВАК России, 3 работы - в изданиях, индексируемых в международной базе данных Scopus, 1 работа - в изданиях индексируемых в международной базе данных
Web of Science, 2 - монографии, 11 авторских свидетельств и 5 патентов.
Личный вклад автора. Постановка научной проблемы, способы решения, основные научные результаты полностью принадлежат автору. Предложен новый подход к управлению виброакустическими потоками КПМ. Реализация оригинальных теоретических результатов и экспериментальных исследований на производственных предприятиях.
L.TDVKTVDa и объем диссертации. Диссертация состоит из введения,
шести глав, выводов, заключения, списка использованных литературных источников из 279 наименований. Работа включает в себя 294 страницы текста, в том числе 133 рисунка, 11 таблиц и приложения.
Анализ виброакустической защиты машин и состояние проблемы виброакустической активности кузнечно-штамповочного оборудования
В последние годы в отечественном машиностроении наметились тенденции к повышению технического уровня и качества создаваемой и выпускаемой техники, что сказывается на конкурентоспособности оборудования. В машиностроении для определения технического уровня машин и механизмов используют ряд показателей: технико эксплуатационные, надежности, долговечности, эргономические, стандартизации, унификации, патентно-правовые, безопасности и качества изготовления. Одними из важных показателей технического уровня являются показатели технологической безопасности оборудования, которые определяются существующими уровнями шумов и вибраций машин и механизмов.
В настоящее время от научно-технического уровня и качества кузнечно-штамповочного производства и кузнечно-прессового машиностроения зависит уровень, качество, эксплуатационные характеристики всех объектов техники и машиностроения, включая самые ответственные – авиационные, оборонные, ракетно-космические, энергетические, транспортные и др.
Доля КПО в парке металлообрабатывающего оборудования России составляет 19%, в США – 24%, в Германии – 21%, в Италии – 30% [85].
С вопросами управления акустическими потоками сегодня приходится сталкиваться во многих отраслях промышленности, транспорта, строительства и энергетики. Отдельные вопросы уменьшения интенсивности акустических потоков в настоящее время достигли такой степени специализации, что выделились в самостоятельные направления. Важный вклад в разработку вопросов защиты от шумов различных направлений, внесли отечественные ученые С.П. Алексеев [35], А.И. Белов [27], Ф.Е. Григорьян [66], В.И. Заборов [82], Б.М. Злобинский [86], Н.И. Иванов [87], И.И. Клюкин [145], Л.Ф. Лагунов [162], А.Г. Мунин [3,170], Г.Л. Осипов [180], Г.А. Хорошев [231], Е.Я. Юдин [34,37], а также ряд зарубежных ученых: М.Е. Голдстейн [60], Гю Лэмб [165], М. Лайтхил [258], Ф. Мехель [215], Е.А. Мюллер [215], У. Скучик [209], М. Хекл [215], Р. Хиклинг [23] и др.
Как показали результаты анализа уровней звуковой мощности основного технологического оборудования [32, 37, 82, 145, 162, 212, 215, 239], значительная часть машин и агрегатов ряда смежных отраслей промышленности, в том числе и кузнечно-прессового машиностроения, имеет уровни шумовой нагрузки, значительно превышающие допустимые санитарные нормы. Такое положение обусловлено объективными и субъективными причинами, связанными с интенсификацией производства, ростом производительности труда, увеличением мощности машин и объема выпуска с единицы производственной площади, слабым использованием технических средств защиты от шумов и вибраций [37, 148, 162]. Наиболее представительным и неблагополучным по виброакустическим показателям кузнечно-штамповочным оборудованием являются многочисленные кузнечно-прессовые машины и связанные с ними агрегаты и механизмы.
Установлено [5,52,144], что в КШМ ударного действия, более 50% кинетической энергии рассеивается в механической системе и менее 50% используется полезно на пластическое деформирование изделий. Схему трансформации потока энергии в механической системе КШМ ударного действия можно представить в виде (рисунок 1.1). Схема трансформации потока энергии в кузнечных машинах квазистатического действия выглядит практически аналогично, имея несколько меньший уровень негативных откликов.
Природа аэродинамического шума двойственна. Этот шум, во-первых, обусловлен работой потокосоздающих и потокопроводящих устройств (компрессоров, вентиляторов, встроенных пневмосистем машин, газовых сопел и др.).
Во-вторых, аэродинамический шум возникает от быстровращающихся элементов (роторов, центрифуг, веретен) и образуется из фонового шума и накладывающихся на него дискретных составляющих. Причиной фонового шума являются неупорядоченные и периодические отрывы вихрей в газовой среде [21, 215], утечки энергоносителя.
В производственных процессах кроме эксплуатации основного технологического оборудования возникает необходимость использования встроенных устройств, для улавливания и отвода отходов производства (окалина, пыль) в местах их образования, что неизбежно ведет к появлению дополнительных источников шумов и вибраций.
Динамические нагрузки при работе кузнечно-штамповочного оборудования, действуют на перекрытия цехов, вызывают их вибрацию и шум, которые распространяются по конструкциям зданий. В связи с этим при решении вопросов снижения шума и вибрации на рабочих местах следует учитывать зависимость уровня звукового давления не только от уровня звуковой мощности кузнечно-штамповочного оборудования, но и от способности производственного помещения поглощать потоки виброакустической энергии.
Защита от шума в КПМ представляет собой комплексную проблему, решения которой, реализуются по следующим направлениям (рисунок 1.2): активные методы, снижающие шумы в источнике и пассивные методы, снижающие шумы на пути распространения. Направления по защите от шума в источнике включают акустические технические решения и технические решения по снижению механических и аэродинамических шумов.
В современных конструкциях кузнечно-прессовых машин и механизмов наиболее распространены источники механического шума. К ним относится наличие дисбалансов деталей приводных и исполнительных механизмов кузнечно-прессового и вспомогательного оборудования (зубчатые, цепные и другие передачи) [21, 82], выполнение ударных технологических операций кузнечными молотами, пресс-автоматами и вырубными прессами [22, 23]. Источниками механических шумов являются звуковые вибрации станин и других массивных деталей КПМ, которые возникают в результате многочисленных соударений во всех звеньях кинематических цепей, в рабочей зоне, при холостом и рабочем ходе машины. Дисбалансы и удары, связанные с технологическими особенностями работы оборудования (кузнечные молоты, ГКМ), очень трудно устранить, следует уменьшить их негативное влияние. Возникновение многих механических источников виброактивности оборудования обусловлено погрешностью изготовления деталей. Это имеет большое значение при работе муфт, зубчатых колес и подшипников КПМ [37, 43, 215, 222], где шум генерируется в процессе трения, например шарика о стальное кольцо. На виброакустические характеристики КШМ существенно влияют условия сборки, эксплуатации, режимы трения [3, 21].
В среде КШМ, с учетом технологического, ударного характера нагрузок, наибольшую виброакустическую активность проявляют кузнечные молоты самых различных модификаций, которые генерируют импульсные шумы в процессе своей работы.
Снижение шума вибрационного происхождения в элементах базовых деталей кузнечных молотов обеспечивается в результате предотвращения перегрузки молота, демпфирования колебаний инструмента и стоек станины. За счет уменьшения вибраций, генерируемых станиной молота, путем установки упругих прокладок между шаботом и штамподержателем, разделения стыков частей станины упругими элементами и предотвращения жестких, эксцентричных ударов [264,274], удается снизить шум на 4 дБ.
Разработка управления параметрами акустического потока в пневмоагрегатах кузнечно-прессовых машин
Как показывает вышеуказанный анализ состава газовых потоков, акустическая мощность струи определяется величиной ядра постоянной скорости. Для изменения величины последней следует использовать щелевые потоки, поскольку при равном расходе с круглым отверстием узкая щель позволяет значительно уменьшить длину ядра потока. Известно [23], что при переводе истечения газового потока от круглого отверстия к щелевому отверстию наблюдается эффект «запирания» звука, который следует использовать при разработке глушителя шума.
Традиционные направления акустического расчета глушителей шума [27,28,34] предполагают использование упрощенной расчетной схемы, которую для глушителя пневмоагрегата КПМ можно представить в виде расширительной кольцевой камеры площадью Sк , длиной lк с площадью входа в камеру Sв. Лабиринтный канал, по которому реально происходит выход сжатого воздуха в атмосферу в первом приближении заменяется эквивалентной трубой длиной lк.
Традиционная методика расчета камерных глушителей аэродинамического шума кузнечно-прессовых машин [23,147,219] позволяет приближенно определить основные акустические характеристики глушителя, включая габаритные размеры, при которых величина заглушения на всем диапазоне частот будет максимально возможна. Однако эта методика не может определить параметры управления трансформацией газового потока глушителя во времени, что не позволяет более точно оценить конструктивные особенности устройства и корректировать соответствующие характеристики, что и подтверждается практикой, учитывая весьма ограниченную долговечность традиционных конструкций.
Традиционное исполнение акустических трактов пневмоаппаратуры КПМ [49,50] представляет собой сочетание камер расширения, связанных между собой каналами постоянной площади и имеющими большие расходные характеристики.
Автором предлагается для оценки особенностей поведения газового потока, при истечении по акустическому тракту глушителя, использовать газодинамический расчет акустического тракта конструкции. Наиболее приемлемая и достаточная по предложению автора схема в виде двухкамерной реактивной конструкции. Камеры следует разместить последовательно, одна за другой.
Для разработки гаммы глушителей, охватывающих все типоразмеры пневмораспределителей кузнечно-прессовых машин представляет научно практический интерес исследование аэродинамических потоков в акустических трактах глушителей. Для расчета используем 3D модель акустического тракта глушителя.
Принимаем следующие допущения:
1. Площадь решетки щелевой перфорации i – ой камеры глушителя равна условно площади выходного отверстия камеры;
2. Принимаем течение энергоносителя в тракте глушителя адиабатическим, т.е. без теплообмена с окружающей средой;
3. Выпускная камера пневмораспределителя в расчетах заменяется ресивером постоянного объема и сравнение времени истечения энергоносителя из двухкамерного глушителя производится с временем свободного истечения энергоносителя из одного ресивера.
Для расчетов параметров газовой струи в каналах различной конфигурации используют систему уравнений Навье – Стокса описывающих в нестационарной постановке законы сохранения массы, импульса и энергии этой среды [1,3,218]. Система уравнений Навье – Стокса имеет следующий вид
Система дифференциальных уравнений в частных производных решалась методом конечных элементов при использовании пакета программы COSMOS Flo Works. Для расчетов выбран наиболее распространенный пневмораспределитель У7124А, на котором через переходник установлен 2-х камерный реактивный щелевой глушитель. Диапазон расчетных давлений на выпуске пневмораспределителя составил 0,3 - 0,7 МПа. Отношения площадей поперечных сечений камер глушителя к площади выпускного канала пневмораспределителя F2/S1 4; F3/S1 4. Отношение площади перфорации камер глушителя к площади входа в глушитель выбирали в диапазоне от 0,8 - 2.
Визуализация результатов расчетов позволяет оценить скорость и траектории движения газовых струек по конструкции глушителя при впуске и опорожнении (рисунок 3.1, рисунок 3.2).
Анализируя траектории движения газовых струек по акустическому тракту при опорожнении глушителя, следует отметить, что при вариации диаметров расширительных камер и величин площадей пазов решеток перфорации на боковой поверхности камер, возможно подобрать соотношения при которых будет обеспечен до звуковой режим истечения газового потока из выходного канала глушителя. При этом снижение скорости истечения газового потока ниже звуковых величин реализует существенное уменьшение уровня звукового давления на выходе из глушителя.
Результаты расчетов изменения давления в камерах глушителя по времени представлены в виде (рисунок 3.4). Истечение энергоносителя из глушителя происходит, приблизительно, за 1,4 – 1,6с (рисунок 3.4), что указывает на кратковременность процесса, поэтому принятое предположение об адиабатическом течении потока энергоносителя в глушителе подтверждается. Можно считать, что температура потока на входе в первую камеру глушителя постоянна и равна температуре потока на выходе из ресивера.
Основной характеристикой глушителя КПМ, определяющей его эксплуатационные качества, является уровень снижаемого шума, при давлениях в камерах глушителя не повышающих гидравлического сопротивления и не увеличивающее время опорожнения заглушаемой полости пневмомеханизма. Параметрический анализ по приведенной выше методике проводился для определения площадей щелевой перфорации камер глушителя в зависимости от площади входного отверстия глушителя.
Сравнение увеличения времени истечения из глушителя с временем истечения из одного ресивера при опорожнении его от начального давления p0 до конечного давления pк = pн, позволяет определить максимальную величину давления в камерах глушителя, при которой время истечения из глушителя незначительно отличается от времени истечения из ресивера.
Таким образом, время истечения из глушителя соизмеримо с паузой между рабочими ходами кузнечно-прессовой машины, что исключает сдваивание ее ходов и возникновение аварийной ситуации. Результаты расчета изменения максимального давления в камерах глушителя от изменения площадей щелевой перфорации боковой поверхности камер и площади прохода в глушитель приведены на рисунке 3.5.
Как следует из данного графика, с изменением отношения площади прохода щелевой перфорации первой камеры к площади выходного отверстия ресивера S2 / S1 от 0,8 до 1,8 и отношения площадей щелевой перфорации камер S3 / S2 от 0,8 до 1,8, максимальное давление в первой камере глушителя изменяется от 0,55 до 0,25 МПа.
Аналитическое исследование динамики элементов базовых деталей кузнечных машин ударного действия с составным шаботом
Особенностью динамики кузнечных машин ударного действия с составным шаботом, а именно, тяжелых штамповочных молотов, является то, что после удара падающих частей по поковке, при смещении шабота вниз, как показали экспериментальные исследования, кроме открытия стыков стоек станины с шаботом происходят открытия стыков между частями составного шабота. Для оценки влияния жесткости упругого основания молота с составным шаботом на особенности поведения базовых деталей следует провести параметрическое исследование конструкции виброизолирующей установки тяжелого штамповочного молота. Наиболее общим представителем данного вида машин является штамповочный молот с массой падающих частей 16т.
До удара составной шабот представляет собой единую массу, по которой, с начала осадки поковки, распространяется волна деформации со скоростью около 5000 м/с. При распространении до опорной поверхности верхней части составного шабота, данная волна вызывает сжатие зоны контакта между верхней и средней частями шабота и передает усилие на среднюю часть шабота. Затем, эта волна деформаций, пройдя по средней части шабота, зону контакта с нижней частью шабота и подшаботную прокладку, вызывает сжатие последней и передачу сопровождаемых усилий фундаменту молота. При этом, сопрягаемые части составного шабота, вследствие разного их веса и наличия упругой зоны контакта между ними будут иметь разные начальные скорости при соударениях и, как следствие, разные перемещения в один и тот же момент времени послеударных колебаний системы. Это и приводит к открытию стыков между частями шабота. С началом движения шабота вниз, после удара бабы молота, стойки станины, опирающиеся на него, неподвижные до удара, зависают, при этом открывается стык между ними и верхней частью шабота (рисунок 2.1).
Таким образом, после удара по поковке колебательная система молот с составным шаботом – фундамент, из-за открытия стыка стойки станины – шабот, распадается на две отдельные динамические системы: стойки станины с лежащими на них массами и составной шабот – фундамент с открывающимися стыками между частями шабота. Эти открытия и последующие закрытия стыков, изменяют по времени систему действующих сил как на отдельные части составного шабота и стойки станины, так и на всю динамическую систему штамповочный молот – фундамент в целом, определяя кинематику ее послеударных, свободных колебаний.
Наличие демпфирующих свойств в упругих элементах амортизаторов связи стоек станины с шаботом значительно уменьшает второе открытие стыка между ними по сравнению с первым. Влияние соударений стоек по шаботу, при закрытии стыков, как показывают исследования, незначительно изменяют кинематику колебательной системы, поэтому стойки станины, с лежащими на них массами, не оказывают заметного влияния на послеударное движение шабота до момента закрытия стыка между ними и шаботом.
По предложению автора, колебательную систему штамповочный молот с составным шаботом – фундамент, для упрощения параметрического анализа и без существенной ошибки на конечные результаты расчетов, возможно разбить на следующие элементарные системы:
1. 4-х массовая система, состоящая из трех частей составного шабота – фундамента;
2. 3-х массовая система, состоящая из стоек станины – монолитного шабота (все части вместе) - фундамента;
3. 2-х массовая система, состоящая из подцилиндровой плиты и стоек станины.
Такое разделение начальной динамической системы на более простые динамические системы позволяет значительно упростить исходную систему уравнений и, следовательно, соответствующие аналитические исследования и анализ результатов. Для того, чтобы возможно было проводить аналитические исследования для молота с составным шаботом, по предложению автора, используем исходную систему уравнений (2.6), предполагаем, что условными пружинными элементами между частями шабота являются их зоны контакта с жесткостью, равной контактной жесткости стыков [205]. Условием перехода из одного динамического положения системы в другое, при открытии стыков, является равенство нулю динамической осадки на пружине i - ой массы i д, которое определяется в виде
Предположение о равенстве нулю в момент времени t = to скоростей и перемещений нижних частей шабота выбирается на основании работы [53], где теоретически обосновано, а затем экспериментально подтверждено, что за момент начала свободных колебаний системы можно принять момент времени t = tупр , в течение которого происходит нарастание напряжений в поковке до напряжения, соответствующего пределу текучести s , определяемому с учетом скорости деформирования и упругости материала, а также сил трения на торцах заготовки.
Для момента t tупр волна деформации не успевает распространиться до нижней опорной поверхности верхней части шабота и, следовательно, нижележащие части шабота к моменту t = tупр обладают нулевыми скоростями и перемещениями. Величину начальной скорости шабота Vш нач определили по графику, построенному по экспериментальным данным перемещения шабота по времени.
Оценка трансформации акустических характеристик кузнечно прессовых машин
Актуальность разработки новых конструкций устройств управления акустическими потоками пневмоагрегатов КПМ вызвана частыми отказами глушителей отечественных производителей и зарубежных фирм в условиях современных кузнечных цехов, вследствие засорения акустического элемента частицами масла и конденсатом, в составе энергоносителя, окалиной и пылью, находящейся в воздушной среде внутреннего пространства кузнечных цехов.
Для выполнения работ по модернизации оборудования на одном из предприятий использована следующая регулирующая аппаратура пневмоагрегатов кузнечно-прессовых машин
Пневмораспределитель У7112 с двумя выходными отверстиями d = 34 мм, устанавливаемый на тормозе и муфте обрезных прессов. В качестве штатного глушителя используются пластины из металлокерамики, устанавливаемые на выходное сечение ПР и закрепляемые рамкой с винтами.
Пневмораспределители фирмы “ROSS” следующих типоразмеров выходного отверстия: 2”; 1 1/4”; 1”; 1/2" устанавливаемых на муфте, тормозе, выталкивателе и станции технологической смазки КГШП «Шмераль – 4000». Зависимость уровня аэродинамического шума ПР от давления в поршневой полости для этих ПР представлена на рисунке 6.11. Из графиков следует, что уровень аэродинамического шума увеличивается с увеличением как давления в поршневой полости, так и площади выходного сечения ПР, что связано с увеличением скорости истечения и секундного расхода энергоносителя в выходном сечении ПР.
Проведены сравнительные испытания следующих зарубежных глушителей:
1. Модель 1 для ПР “ROSS” D3573D7005, dвых= 2”. Глушитель “Herion – 20” представляет собой камеру, образованную полым цилиндром из пористого материала, установленного в цилиндр из перфорированной металлической ленты. Элементы конструкции скреплены шпильками.
2. Модель 2 для ПР “ROSS” D3573D5005” с dвых = 1 1/4". Глушитель “Herion - 12” представляет собой аналогичную схему.
3. Модель 3 для ПР “ROSS” D3573D5001 с dвых = 1 1/4" . Глушитель фирмы “ROSS” включает в себя расширительную камеру, образованную металлическим корпусом со щелевыми отверстиями шириной 2 мм, переходник и акустический фильтр, выполненный в виде полого цилиндра из латунной проволоки в несколько рядов с толщиной стенки 4 мм.
4. Модель 4 для ПР “ROSS” D2773D6001 с dвых = 1” . Глушитель фирмы “ROSS” представляет собой аналогичную конструкцию, что и модель 3 , только меньшей длины и диаметра.
Сравнение технических и эксплуатационных качеств фирменных и предлагаемых щелевых глушителей проводилось по следующим параметрам:
1. Время опорожнения контрольной емкости (ресивера) с установленными на ней ПР с dвых = 1 1/4" и разработанными глушителями.
2. Максимальное давление в камере глушителей.
3. Величина уровня снижаемого шума.
4. Частотный состав шума.
Изменение давления в ресивере по времени истечения энергоносителя через глушитель, для вышеуказанных конструкций (рисунок 6.12) показало, что значение времени опорожнения ресивера практически одинаково для всех конструкций исследуемых глушителей. Следовательно, можно полагать, что гидравлическое сопротивление акустических трактов существующих и разработанных глушителей не отличается друг от друга.
Сравнение частотного спектра аэродинамического шума выпуска существующего металлокерамического глушителя для ПР типа У7112 и разработанного глушителя представлено на рисунке 6.13. Из графиков следует, что штатный новый глушитель в интервале частот 1000 – 4000 Гц, наиболее воспринимаемых человеком, снижает шум ПР на 18 – 20 дБ, а предлагаемый глушитель 20 – 22 дБ, что характеризует его большую эффективность уже в начале эксплуатации.
Сравнение частотного спектра шума глушителей (рисунок 6.14) показывает, что уровень аэродинамического шума предлагаемого щелевого глушителя в значимых октавных полосах ниже, чем у существующих фирменных глушителей. В глушителе “Herion - 12” снижение шума происходит только за счет расширения потока энергоносителя в камере глушителя без изменения направления скорости. В предлагаемых глушителях снижение шума достигается как за счет расширения потока в камерах глушителя, при котором происходит торможение потока и уменьшение его скорости, так и за счет поворота потока при перетекании его из камеры в камеру. В камерах глушителя решетки выходных щелевых пазов смещены относительно друг друга на угловой шаг, что также снижает скорость потока и вихревой шум.
Глушитель фирмы “ROSS” D3573D5001 имеет близкий частотный спектр шума с предлагаемыми глушителями, т.к. в акустическом элементе этого глушителя происходит снижение вихревого шума потока энергоносителя. Однако многослойная латунная сетка акустического элемента глушителя при эксплуатации засоряется, что приводит к снижению эффективности глушителя по сравнению с разработанными конструкциями