Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса. Цель и задачи исследования 7
1.1 Описание объекта исследования 10
1.2 Обзор работ по виброакустической динамики кулачковых механизмов 13
1.3 Обзор работ по снижению шума элементов механических приводов 19
1.4 Способы снижения шума и вибрации корпусных деталей 27
1.5 Шумообразование в производственном помещении 34
1.6 Цель и задачи исследования . 38
Глава 2. Теоретическое исследование шумообразования тросозадел очного станка
2.1 Кинематика кулачкового механизма тросозаделочного станка 42
2.2 Ударное взаимодействие звеньев механизма для заделки тросов 46
2.3 Методика расчета ударного взаимодействия звеньев механизма для заделки тросов
2.4 Шумообразование станка для заделки тросов 57
2.5 Выводы по главе 67
Глава 3. Экспериментальные исследования виброакустических характеристик тросозаделочных станков
3.1 Методика проведения экспериментальных исследований 69
3.2 Экспериментальные исследования шума и вибрации тросозаделочного станка
3.3 Результаты экспериментальных исследований виброакустических характеристик тросозаделочного станка
3.4 Оценка погрешностей измерений уровней шума и вибрации 79
3.5 Выводы по главе 86
Глава 4. Методика инженерного расчета виброакустических характеристик тросозаделочных станков на этапе проектирования и эффективность мероприятий по снижению шума
4.1 Методика расчета нахождения параметров виброударного процесса кулачкового механизма тросозаделочного станка
4.1.1 Расчет технологических нагрузок в системе заделки тросов 87
4.1.2 Расчет вводимой вибрационной мощности от опор шпинделя 89
4.1.3 Расчет шумообразования несущей системы станка 97
4.2 Эффективность мероприятий по снижению шума тросозаделочных станков
4.3 Выводы по главе 107
Заключение 108
Библиография
Приложение 1 121
- Обзор работ по виброакустической динамики кулачковых механизмов
- Ударное взаимодействие звеньев механизма для заделки тросов
- Экспериментальные исследования шума и вибрации тросозаделочного станка
- Расчет технологических нагрузок в системе заделки тросов
Введение к работе
Для обеспечения надежности и прочности тросов малых диаметров с наконечниками используются специальные станки, принцип действия которых основан на виброударном воздействии на наконечник. Такие станки, вследствие высокой частоты ударных импульсов, излучают уровни шума, достигающие 80-100 Гц. Следовательно, при соблюдении рекомендуемых правил эксплуатации, данного оборудования, шум является фактически единственным из опасных и вредных производственных факторов, не соответствующим нормативным значениям. Продолжительное воздействие шума повышенного уровня на организм человека приводит к частичной, а в ряде случаев и полной, потере слуха, к значительным функциональным изменениям в состоянии организма [1-5]. Повышенный уровень шума является причиной экономических потерь за счет снижения производительности труда, ухудшения качества продукции и увеличения числа несчастных случаев. Таким образом, задача борьбы с вибрациями и шумом подобного технологического оборудования становится крайне актуальной. Решение, в первую очередь, зависит от научной базы, на основе которой возможно построение модели виброакустической динамики и получение адекватных аналитических зависимостей для прогнозирования уровней шума в производственном помещении, включая рабочее место оператора, с учетом конструктивных параметров и условий взаимодействия элементов виброударной системы заделки тросов.
Целью данной работы является обеспечение безопасных условий труда в рабочей зоне станков для заделки тросов путем создания малошумной конструкции.
Автор защищает:
Математическую модель виброударного процесса механизма заделки тросов адекватно описывающую кинематические и силовые взаимодействия звеньев механизма.
Аналитические зависимости уровней вибрации и шума, учитывающие технологический процесс заделки тросов и компоновку оборудования.
Инженерную методику расчета виброакустических характеристик аналогичного оборудования при его проектировании и модернизации.
Инженерные решения конструктивных вариантов станка для заделки тросов в малошумном исполнении.
Научная новизна исследования заключается в следующем:
Разработан аналитический метод акустического проектирования станков для заделки тросов по критерию выполнения санитарных норм шума, применимый для любого типа аналогичного оборудования.
Выявлены и описаны кинематические и силовые взаимодействия звеньев механизма заделки тросов, что позволило создать адекватную математическую модель соответствующего виброударного процесса.
Раскрыта взаимосвязь между параметрами виброударного режима работы механизма заделки тросов (амплитуда ударных импульсов, длительность и периодичность), конструктивными особенностями тросозаделочных станков и спектрами излучаемого шума.
Практическая значимость данной работы заключается в следующем:
1. Разработана инженерная методика виброакустического расчета станков для заделки тросов, позволяющая проектировать подобное оборудование в соответствии с санитарными нормами шума.
2. Предложена компоновка станков для заделки тросов, которая обеспечивает снижение шума непосредственно в источнике возбуждения вибраций и выполняет предельные спектры шума в рабочей зоне.
Реализация в промышленности. Результаты исследований внедрены на участке тросозаделочных станков ОАО «Роствертол» и рекомендуются к использованию на предприятиях машиностроения. За счет использования средств снижения шума ожидаемый экономический эффект составил 17 тыс. рублей (в ценах 2006 г.) на один станок.
Кроме того, основные результаты работы используются также в учебном процессе при реализации программы профессиональной переподготовки «Вер-толетостроение».
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на двух секциях международной научно-технической конференции в рамках промышленного конгресса Юга России «Металлургия. Машиностроение. Стнкоинструмент-2006» (г. Ростов-на-Дону, 6-8 сентября 2006 г.), а также на семинарах кафедры бизнес-систем и технологий ИУИАП и на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава ИУИАП (г. Ростов-на-Дону, 2000-2006 г.г.).
Публикации. Основные положения диссертации отражены в 6 публикациях, в том числе одна работа опубликована в издании, соответствующем списку ВАКа.
Структура и объем диссертации. В соответствии со сложившейся структурой исследования, целью и поставленными задачами диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов и рекомендаций, библиографического списка из ПО наименований и приложения. Диссертация содержит 31 рисунок, 11 таблиц и изложена на 121 странице машинописного текста.
Обзор работ по виброакустической динамики кулачковых механизмов
Процесс возникновения вибраций шума в кулачковых механизмах, в основном, связан с наличием возмущающих сил в зоне контакта кулачек - ролик, которые вызывают колебания деталей [17,18]. Часть вибрационной энергии излучается в воздушную среду в виде шума, который находится в корреляционной зависимости от вибрации.
Для точного описания характеристики возникающего колебательного процесса в паре кулачек - ролик необходимы сведения обо всех участвующих силовых факторах. Однако если основной задачей является снижение уровней шума и вибрации, то исходной информацией является - компоновка станка, конструктивные и механические характеристики его элементов, силовые факторы, которые определяются технологическими или эксплутационными условиями, т.е. силы, вызываемые технологическими нагрузками и силами трения. Причины возникновения вибраций могут быть закономерными и случайными. К первым относят причины, которые полностью определяются характером и свойством применяемого ЗПД, ко вторым - причины, вызванные дефектами изготовления. Эти две группы рассматриваются раздельно. При исследовании виброактивности рассматривается движение ведомого звена строго по определенному закону без учета погрешностей, вызванных неточностями изготовления. При анализе и сравнении различных ЗПД пользуются их представлением в виде диаграмм ускорения ведомого звена за полный цикл механизма (поворота кулачка на 360) в известной инвариантной форме.
Для оценки виброактивности ЗПД по спектрам предложены два критерия. Первый критерий основан на том, что с возрастанием номера гармоники ряда Фурье абсолютная величина коэффициента ряда убывает (при условии, что коэффициенты рассматриваются, начиная с частоты, превышающей частоту раскладываемого сигнала). Авторы задают из условий допустимого уровня вибраций некоторое положительное число є и находят такую N-ю гармонику aN є, начиная с которой ни одна из последующих гармоник не будет больше или равна є по абсолютной величине.
Авторы обозначают критерий А как Д2оо, где индекс показывает число гармоник, по которым производится вычисление критерия. Из рассмотренных законов периодического движения (по мнению авторов) наиболее неблагоприятным по всем показателям является ЗПД постоянного ускорения (см. табл. 1.3). Этот закон также имеет и наибольшую величину скачка ускорения. Законы равноубывающего ускорения и косинусоида, хотя и имеют значения Сьр и Ска, приближающиеся к полиномиальным ЗПД, уступают им и другим законам без ударов по N и Д.
Полином 11,4285 11,4271 0,0014 Авторы отмечают, что применение даже идеальных законов, уже дает широкополосное возбуждение, что определяет и возможность излучения широкополосного шума. С целью изучения влияния на виброактивность кулачковых механизмов неровностей профилей кулачков авторы изготовили 7 кулачков при различных технологических режимах обработки и сняли профилограммы их поверхностей. Для математического описания топографии поверхности кулачков использовано представление профилограмм как реализации случайной функции.
Для оценки виброактивности микронеровностей профилей кулачков кроме традиционных вероятностных оценок (дисперсия, автокорреляционная функция, сглаженная спектральная плотность и т.д.) авторы определили среднее квадратичное значение ускорения (Аа) абсолютно жесткого ролика, безотрывно обкатывающего профиль кулачка.
В профилограммах содержатся как случайные, так и периодические составляющие. Технологические режимы оказывают существенное влияние на виброактивность кулачков. Шум, возникающий в высших кинематических парах, имеет широкополосный характер. Основное излучение происходит на собственных частотах элементов механизмов. Причины возникновения шума и вибраций в кулачковых механизмах - закономерные, вызванные дефектами изготовления.
Ударное взаимодействие звеньев механизма для заделки тросов
Учитывая, что конечные силы (в том числе и технологические) создают импульсы сил являющихся малыми того же порядка, что и время удара, в первом приближении они не учитываются, и при ударном взаимодействии будем учитывать только ударные силы и их импульсы [84].
Схема ударного взаимодействия звеньев механизма представлена на рис. 2.3. До ударного взаимодействия кулачек 2 под действием центробежных сил прижимает ролик 6 к наружному шпинделю. При этом зазоры между кулачком 2, роликом 6 и наружным шпинделем отсутствуют. Это же относится к кулачку 4 и ролику 5. На рис. 2.3 пунктиром показано положение кулачка, при котором между роликом 1 и кулачком 2 имеется зазор. При дальнейшем вращении внешнего и внутреннего шпинделей происходит закрытие зазора и в точке А происходит удар.
Аналогично происходит ударное взаимодействие ролика 5 и второго кулачка 4. Более того, так как кулачки 2 и 4 движутся поступательно относительно внутреннего шпинделя 3 с зазором, взаимодействие между ними также ударное. Таким образом, закрытие зазоров между роликом 1 и кулачком 2, ро ликом 5 и кулачком 4, а также между внутренним шпинделем 3 и кулачками 2 и 4 будем рассматривать как ударные процессы, так как при этом происходит мгновенное изменение линейных и угловых скоростей звеньев.
В качестве внешних ударных импульсов, в соответствии с изложенным выше, примем ударные импульсы (рис. 2.3) Sl2 и S2l в точке касания звеньев 1 и 2, ударные импульсы S54 и S45 в точке касания звеньев 5 и 4, ударные импульсы S32 и S2J между звеньями 2 и 3, ударные импульсы Si4 и S43 между звеньями 3 и 4, а также импульсы ударных реакций со стороны станины О S0l на первое звено и S02 на второе звено. Первая цифра при импульсе означает номер звена, со стороны которого передается импульс, вторая - номер звена, которому сообщается импульс.
В рассматриваемой на рис. 2.3 схеме все ролики в процессе движения прижимаются центробежными силами к наружному шпинделю и рассматриваются как единое твердое тело. Возможное вращение двух роликов в процессе удара не рассматривается, так как изменение главного вектора и главного момента количества движения ролика будет незначительным ввиду малости его массы и момента инерции по сравнению с наружным шпинделем (менее 1%). Погрешность такого допущения будет оценена экспериментально.
Движение механизма будем рассматривать как плоское относительно инерциального системы координат OXYZ, начало которой находится в центре О (рис. 2.3), ось ОХ направлена параллельно линиям ударов звеньев 1, 2 и 4, 5, а ось OZ перпендикулярна координатной плоскости OXY. Кроме этого, с каждым звеном, совершающим плоскопараллельное движение, связываем поступательно движущиеся координатные системы, начала которых находятся в центрах масс звеньев, а оси параллельны осям ОХ и OY неподвижной (инерциаль-ной) системы координат.
При этом центры масс звеньев 1 и 3 находятся на оси вращения OZ. Обусловлено это тем, что конструктивно эти звенья уравновешены, и скорости цен тров масс этих звеньев можно принять равными нулю. Технологические погрешности изготовления звеньев 1 и 3 могут сместить их центры масс относительно оси вращения, что можно исправить динамической балансировкой.
Таким образом, звенья 1 и 3 можно считать как имеющими ось вращения OZ, совпадающей с осями материальной симметрии этих звеньев и являющейся главной центральной осью инерции. Возможность такого допущения будет, оценена экспериментально.
В качестве модели ударного взаимодействия звеньев рассмотрим так называемые косые удары, когда между звеньями возникают ударные импульсы не только вдоль линии удара (общей нормали к поверхностям звеньев в точках их касания), но и в плоскости касательной к соударяющимся поверхностям в точке контакта.
Для решения задачи ударного взаимодействия звеньев механизма используем теоремы об изменении количества движения и главного момента количества движения системы при ударе.
В предыдущих равенствах моменты импульсов ударных реакций со стороны станины не учитываются, так как линии их действия, как было отмечено ранее, проходят через ось OZ и не создают моментов относительно этой оси.
Составим теперь в соответствии с теоремой об изменении количества движения механической системы уравнения изменения количества движения для всех звеньев механизма. При этом, как было отмечено ранее, скорости центров масс звеньев 1 и 3 приняты равными нулю, поэтому изменение количеств движения этих звеньев не происходит.
Таким образом, ударное взаимодействие между звеньями механизма описывается 8 уравнениями (2.15-2.22), в которых угловые скорости звеньев 1 и 3 до удара, а также моменты импульсов, записаны в соответствии с принятыми направлениями (против направления вращения часовой стрелки). Проекции скоростей центров масс звеньев 2 и 4 до удара взяты с соответствующими знаками в проекциях на оси координат OXY (рис. 2.4).
Как следует из расчета, скорости центров масс кулачков возрастают на порядок в результате удара. Значительные импульсы возникают в результате ударного взаимодействия между роликами и кулачками. Именно эти импульсы, передаваясь на трубчатые корпусы внутреннего и наружного шпинделей с частотой 82 Гц, будут создавать волновые процессы в длинных корпусах, и создавать акустические поля.
Что же касается низкочастотных колебаний механизма, то ввиду полной его уравновешенности (о чем можно судить по незначительному изменению угловых скоростей 1 и 3 звеньев в результате удара) колебания фундамента будут незначительными.
Экспериментальные исследования шума и вибрации тросозаделочного станка
Для проведения экспериментальных исследований виброакустических характеристик станка для заделки наконечников разработан программно-аппаратный комплекс на базе СМ 1420 и крейта КАМАК. Необходимость в разработке этого комплекса возникла потому, что время контакта роликов с обоймами мало и зафиксировать спектры шума и вибрации традиционными методами затруднительно. Структура аппаратной части представлена на рис. 3.2.
Шумовые и вибрационные характеристики станка на холостом ходу и в рабочем режиме воспринимались специализированным конденсаторным микрофоном В1 тип 4132 из комплекса измерителя шума и вибрации - ИШВ при измерении шума или акселерометром В2 тип Д-14 при измерении вибраций. Сигналы от этих датчиков поступали на метрологически поверенные приборы ИШВ и ВШВ соответственно и после их усиления и обработки взвешивающими фильтрами самих приборов поступали на вход блока фильтров в составе крейта КАМАК.
В процессе экспериментов фиксировались уровни звука (дБА) и октавные уровни звукового давления и виброскорости (дБ). Измерения проводились прибором ВШВ-03-М2, конденсаторным микрофоном и вибродатчиками с магнитным креплением к измерительной поверхности. Результаты экспериментов приведены на рис. 3.3-3.6.
Возбуждение вибраций и излучение шума корпуса в этом случае производится только подшипниками наружного шпинделя. Для этого из партии подшипников 2232 и 3530 (по 50 шт. в каждой) на обкатном стенде в лаборатории "Шума и вибрации" кафедры "Металлорежущие станки и инструмент" ДГТУ отбирались наиболее шумный и наименее шумные подшипники (разница в уровнях звука худшего и лучшего подшипников 3530 составила 15 дБ А). После этого худшие и лучшие (по шуму) подшипники устанавливались на тросо-обжимной станок и проводились измерения шума и вибрации.
При работе станка с худшими подшипниками даже на холостом ходу превышается норматив в полосе частот 500-4000 Гц, превышение составляет 3-Ю дБ. Станок с лучшими подшипниками также превышает норматив по шуму в полосе частот 1000-2000 Гц, но превышение здесь намного меньше и составляет 2-3 дБ. Аналогичная картина наблюдается и при измерении вибраций.
В интервале частот до 1000 Гц наиболее высокие уровни вибрации зафиксированы на кожухе, закрывающем ременные передачи внутреннего и наружного шпинделей. Спектр вибраций на нем имеет четко выраженные максимумы в октавах со среднегеометрическими частотами 125, 250 и 1000 Гц, уровень вибрации на 10 дБ ниже, чем в 3й и 4й октавах. Станина характеризуется высокочастотным сектором вибрации. Фактически наиболее интенсивные составляющие спектра располагаются в области частот 63 и 125 Гц, а также в интервале 2000-4000 Гц.
Аналогично спектрам вибрации спектр шума имеет две ярко выраженных зоны: октава со среднегеометрической частотой 250 Гц, где превышение над нормативом составляет 16 дБ и диапазон 1000-8000 Гц, в котором превышение над нормативом достигает 30 дБ. Проведенные эксперименты показали, что станок для заделки тросов относится к категории шумоактивного оборудования и, соответственно, следует ограничиться мероприятиями по снижению изучаемого шума. Кроме этого, сравнение спектров шума и вибрации объясняет закономерности шумообразования и источники, создающие превышение над нормативом - в области средних частот это кожух, а в области высоких частот доминирует звукоизлучение несущей системы станка. 3.4 Оценка погрешностей измерений уровней шума и вибрации
Для того чтобы определить влияние отклонений профиля дорожек качения наружного и внутреннего колец подшипников на их шумовые и вибрационные характеристики, исследуемые подшипники после проведения экспериментов разбирались, а их кольца маркировались. Чтобы при разборке подшипников предотвратить возникновение забоин, царапин, подшипники предварительно были залиты парафином. В таком состоянии высверливались заклепки сепараторов и после этого подшипники разбирались. Профилограммы дорожек качения колец записывались на приборе «Талиронд» на специальных картах. По профилограммам определялись значения среднего арифметического отклонения профиля и максимальные амплитуды отклонений. Полученная совокупность измерений математически обрабатывалась с использованием блока стандартных программ для исследования случайных процессов, обладающих свойствами эргодичности. Такое предположение основывается на стационарности процесса обработки колец подшипников. Для выявления свойств одновременного дифференциального закона распределения профилограмм построены гистограммы. Анализ профилограмм колец подшипников 3530 показал (рис. 3.8), что погрешности их изготовления носят случайный характер и у серийных подшипников находятся в неизвестных сочетаниях. По характеру октавных спектров определить вид и количественные соотношения отдельных дефектов изготовления практически невозможно, т.к. между октавными уровнями вибрации и отдельной погрешностью изготовления существует слабая корреляционная связь.
Расчет технологических нагрузок в системе заделки тросов
При применении виброударного метода заделки тросов на тросообжим-ном станке скорости центров масс возрастают во много раз после удара. Ударные импульсы вызывают волновые процессы и создают акустические поля.
Разница теоретических и экспериментальных исследований уровней шума не превышает ±3 дБ. Такая точность является достаточно высокой для инженерных расчетов акустических характеристик, что и определяет возможность предложенных методов расчета на стадии проектирования подобного оборудования.
Конструктивные особенности тросозаделочных станков и закономерности их шумообразования позволяют наметить пути создания подобного оборудования в малошумном исполнении. Шумоизлучение обжимного механизма может быть снижено при облицовке внутренней поверхности защитного кожуха звукопоглощающим материалом. Существенное снижение шумоизлучения несущей конструкции может быть обеспеченно за счет уменьшения давления в подшипниковых узлах и демпфированием подшипников внешнего шпинделя. Демпфирование может быть реализовано путем применения материалов, обеспечивающих рассеяния энергии в упругом слое. К подобным материалом относятся вулканизаторы -резины, полимеры и полимерные композиты, однако, эти материалы практически неприменимы при скоростях скольжения более 0,5 - 1 м/с в качестве материала подвижных опор - подшипников.
Конструктивное снижение шумогенерации может быть реализовано на основе замены подшипников качения на подшипники скольжения. Последние имеют гораздо меньшую контактную жесткость, что при значительно большей контактной поверхности приводит к снижению вводимой вибромощности.
Существующий скоростной режим позволяет осуществить в основах скольжения гидродинамический режим при холостом ходе и режим граничного трения при работе обжимного механизма. При этом смазка может быть обеспечена от стандартных масленок фитильным способом.
Наиболее перспективной является конструкция подшипника скольжения с плавающим вкладышем. Причем осевую составляющую усилия от дебаланса вращающихся частей необходимо воспринимать торцевой или конической поверхностно подшипникового вкладыша.
Кроме того, конструкция опоры должна обеспечивать ремонтопригодность узла, что требует применения модульно-блочного подшипника скольже-. ния, заменяемого при износе подобного подшипнику качения.
Объединяя материаловедческий и конструктивный методы демпфирования предлагается конструкция подшипников скольжения с двумя коническими бронзовыми вкладышами, обеспечивающими возможность регулировки зазора для реализации гидродинамики в контактной зоне подшипника, а также компенсации зазора, возникающего в результате изнашивания и превышающего допустимые пределы[104].
Модульно-блочный подшипник скольжения представляет собой внутреннее кольцо 1 и наружное кольцо 3, изготовленные из термообработанной подшипниковой стали типа ШХ15, между которыми расположен плавающий конический вкладыш из бронзы типа СЗО. Конические поверхности вкладыша и колец образуют единый блок, полностью заменяемый при ремонтах как обычный подшипник качения. Плавающий вкладыш 3 состоит из двух колец стянутых тремя шпильками, воспринимающими возможные осевые усилия и позволяющие регулировать зазор в подшипнике. Наружное кольцо 3 имеет отверстие для подачи смазки в центральную зону подшипника. Отсюда смазка распределяется по верхней и нижней поверхностям трения.
Наружная обойма представляет собой резинометаллический сэндвич. 1. Разработана методика расчета нахождения параметров виброударного процесса кулачкового мезханизма тросозаделочного станка, которая учитывает: - компоновочное решение данного типа оборудования; - геометрические и механические параметры элементов несущей системы (массы, моменты инерции, радиусы кривизны, модули упругости и коэффициенты Пуассона материала деталей и т.д.); - технологические нагрузки, возникающие в механизме заделки тросов. 2. Разница теоретических и экспериментальных исследований уровней шума не превышает ±3 дБ. Такая точность является достаточной для инженерных расчетов акустических характеристик, что и определяет возможность использования предложенных методов расчета на стадии проектирования и модернизации подобного оборудования. 3. Внедрение предложенных мероприятий обеспечило выполнение санитарных норм шума в рабочей зоне тросозаделочного станка. За счет использования средств снижения шума ожидаемый экономический эффект составил 17 тыс. рублей (в ценах 2006 г.) на один станок.
Основные результаты работы можно представить следующими выводами: 1. Структурный и кинематический анализ кулачкового механизма станка показал, что этот механизм работает в виброударном режиме и создает высокочастотное возмущение со стороны технологического процесса, что и определяет спектр шума, генерируемого станком. 2. Использование компьютерного моделирования для разработанной модели механизма заделки тросов позволило определить параметры ударных импульсов (частота, амплитуда, длительность, периодичность) в кинематических мерах, которые являются исходной информацией для расчетов шумообра-зования подобного оборудования. 3. Полученные аналитические зависимости для прогнозирования уровней шума подобного оборудования на стадии его проектирования и модернизации позволяют учесть конструктивные параметры, кинематику и технологический режим работы. 4. Предложенная обобщенная математическая модель виброакустической динамики гаммы станков для заделки тросов дала возможность разработать подход к акустическому проектированию такого оборудования по критерию выполнения санитарных норм шума. 5. Разработанные методика акустического расчета и проектирования станков для заделки тросов позволяют производить комплексную оценку вклада отдельных элементов несущей системы подобного оборудования, выявлять причины превышения ожидаемых октавных уровней шума над нормативными значениями и выбирать способы доведения шума до санитарных норм. Точность предложенных расчетных методов достаточна для инженерных целей. Отклонение экспериментальных уровней звукового давления не превышает 3 дБ в нормируемом диапазоне частот. 6. На основании теоретических и экспериментальных исследований разработана конструкция опор шпинделя, обеспечивающая снижение вибраций и шума несущей системы до предельно допустимых значений при сохранении требуемой жесткости шпиндельных опор. 7. Средства снижения шума реализованы на станках для заделки тросов на ОАО «Роствертол». Ожидаемый экономический эффект составил 17 тыс. рублей (в ценах 2006 г.) на один станок.
