Научное обоснование и реализация технических решений для улучшения виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.09, доктор наук Иванов Юрий Васильевич

• Иванов Юрий Васильевич
• доктор наук
• 2018

Оглавление диссертации доктор наук Иванов Юрий Васильевич

ВВЕДЕНИЕ

Глава 1. ОБЗОР ОСНОВНЫХ НАПРАВЛЕНИЙ УЛУЧШЕНИЯ

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК 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 УПРАВЛЕНИЯ ВИБРАЦИОННЫМИ

ПОТОКАМИ В КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИНАХ

2.1 Постановка задач управления параметрами вибрационных потоков в установках кузнечно-прессовых машин

2.2 Разработка управления параметрами вибрационных потоков в установках штамповочных молотов

2.3 Разработка управления параметрами вибрационных потоков в установках ковочных молотов

2.4 Разработка управления параметрами вибрационных потоков в установках штамповочных машин квазистатического действия

2.5 Выводы

Глава 3. РАЗРАБОТКА СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ АКУСТИЧЕСКИМИ ПОТОКАМИ В КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИНАХ И ПНЕВМОМЕХАНИЗМАХ

3.1 Постановка задач управления акустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и механизмах

3.2 Разработка управления параметрами акустического потока в пневмоагрегатах кузнечно-прессовых машин

3.3 Разработка управления параметрами акустического потока в пневмо-механизмах кузнечно-прессовых машин

3.4 Разработка управления параметрами акустического потока в элементах штамповой оснастки

3.5 Выводы

Глава 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПАРАМЕТРОВ

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ПОТОКОВ 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 и квазистатического действия

4.3 Экспериментальные исследования акустических параметров в пневмоагрегатах кузнечно-прессовых машин

4.4 Экспериментальные исследования акустических параметров в элементах штамповой оснастки и системах распыления газовых струй 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 устройства управления акустическими потоками пневмораспределителей систем управления кузнечно-прессовыми машинами

5.5 Методика расчета малошумных газовых сопел пневмомеханизмов кузнечно-прессовых машин

5.6 Выводы

Глава 6. РЕЗУЛЬТАТЫ РАЗРАБОТКИ ТЕХНИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ И

ОЦЕНКА ТРАНСФОРМАЦИИ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИН

6.1 Оценка трансформации вибрационных характеристик кузнечно-прессовых машин

6.2 Оценка трансформации акустических характеристик кузнечно-прессовых машин

ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ

ЛИТЕРАТУРА

ПРИЛОЖЕНИЕ

ОСНОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ И ОБОЗНАЧЕНИЯ

ГКМ - горизонтально-ковочная машина;

ЗПЭ - звукопоглощающий элемент;

КГШП - кривошипный горячештамповочный пресс;

КПМ - кузнечно-прессовые машины;

КПО - кузнечно-прессовое оборудование;

КШМ - кузнечно-штамповочные машины;

МПЧ - масса падающих частей молота;

ПЗЭ - пористый звукопоглощающий элемент;

ПР - пневмораспределитель;

ПШМ - паровоздушный штамповочный молот;

а - скорость звука в покоящемся газе;

^ - скорость поршня равная скорости движения бабы молота;

p - давление воздуха в межштамповом объеме;

T - температура воздуха в пространстве между штампами;

W - текущий объем межштампового пространства;

Gс - суммарный секундный расход воздуха, истекающего из

межштампового пространства; wa - скорость потока в выходном сечении штампового объема; Sa - площадь выходного сечения штампа, через которое происходит

истечение воздуха; ю - текущее количество воздуха в межштамповом объеме; Sш - площадь зеркала штампа; ДH - высота зазора между половинами штампа; к - коэффициент перекрытия струи; а1 - угол расширения струи; к - коэффициент запаса перекрытия;

в - коэффициент частотной настройки механической системы;

ко , то - жесткость амортизатора и его масса; О! - массовые силы; Б; - упругие силы связей;

- диссипативные силы амортизаторов упругих связей; Рц - результирующая сил давления энергоносителя на поршень и днище цилиндра;

Рн - сила атмосферного давления на бабу молота; Бтр - сила трения в сальниковых уплотнениях цилиндра и

направляющих молота; к - суммарная жесткость 1 - го упругого элемента; А/ - динамическая осадка 1 - той массы; к! - жесткость упругого элемента;

к01 - контактная жесткость сопрягаемой поверхности упругого

элемента; А,ст - статическая осадка 1 - ой массы; X! - перемещение 1 - ой массы; п - число вышележащих масс; С] - коэффициент равномерного упругого сжатия; Д; - коэффициент успокоения 1 - го упругого элемента; Д01 - коэффициент успокоения 1 - той поверхности контакта; Э! - коэффициент успокоения; и! - логарифмический декремент колебаний; Рн - расчетное усилие пресса, необходимое для выполнения

разделительной операции; Ф - ступенчатая, единичная функция Хевисайда; 11 - время деформирования металла при разделительной операции; 1 - текущее время работы пресса; f - частота собственных колебаний балки; к8 - поправочный коэффициент виброперемещения; ку - поправочный коэффициент виброскорости;

Хфтах - максимальное значение первого пика записи

виброперемещения фундамента; ю1 - частота одной из главных форм колебаний системы шабот

молота - фундамент - грунт; ко - отношение масс фундамента и шабота; кзх - коэффициент, учитывающий демпфирование; Уш - начальная скорость движения шабота молота после удара; Утах - максимальная величина виброскорости; £р - величина осадки крешера молота на рессорах; тр, Ур - масса и скорость ковочного молота на рессорах; £и - величина осадки крешера молота на инерционном блоке; ти, Уи - масса и скорость молота на инерционном блоке;

51 - площадь входного отверстия во внутреннюю камеру глушителя;

52 - площадь пазов решетки щелевой перфорации внутренней

обечайки;

53 - площадь пазов решетки щелевой перфорации наружной обечайки; Ьр - уровень шума после конструкции щелевого глушителя;

Р1, Р2 - величина давлений во внутренней и внешней камерах глушителя;

е - коэффициент отношения площади поперечного сечения обечайки к

площади входного канала глушителя; Сп - жесткость резиновой прокладки; Мш - масса шабота; Уш - начальная скорость шабота; Gш - вес шабота; Бд - площадь прокладки; Мр - масса рамы;

Бф - площадь подошвы фундамента;

С2 - коэффициент равномерного упругого сжатия грунта;

Ек - энергия удара молота;

тб - масса бабы молота;

е - коэффициент восстановления скорости при ударе; п - число листов в рессоре; Ь, И - ширина и толщина одного листа рессоры;

[а-1] - предел выносливости материала рессоры при симметричном цикле

нагружения; Ср - статическая жесткость рессоры; Ь - длина рессоры;

Кд - коэффициент динамической жесткости рессоры; тм - масса молота; § - ускорение свободного падения; р - избыточное давление в корпусе амортизатора; Б - эффективная площадь мембраны пневмоамортизатора; Ьг - начальная высота столба сжатого газа в амортизаторе; W - статическая осадка центральной части мембраны амортизатора; у - показатель политропического процесса; Wд - динамический прогиб мембраны амортизатора; ю, Я - круговая частота и радиус кривошипа пресса; а, Ь - угол поворота и длина кривошипа пресса; q - расход энергоносителя;

Р - пространственный угол излучения, в стерадианах.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Научное обоснование и реализация технических решений для улучшения виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов»

ВВЕДЕНИЕ

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 виброакустические потоки, 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: кузнечно-штамповочные машины ударного и квазистатического действия, сопутствующие пневмоагрегаты и пневмомеханизмы.

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 для улучшения виброакустических характеристик машин ударного и квазистатического действия с использованием базовых подходов.

Систематические исследования виброакустических потоков 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, 138, 195].

Уровень шума снижали, используя акустические кожухи, экраны и звукопоглощающие покрытия [43,141,162,225]. 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 [33,81,144,227,233,238], 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 [43,70,82,236]. В настоящее время накоплен значительный материал по снижению шумов и вибраций в кузнечно-прессовых машинах [38,141,161,222]. 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 [11,28,38,147,200,213] рассмотрены различные конструкции глушителей шума кузнечно-прессовых машин. Работы авторов [33,69,81,139,144,146,175,195,203] посвящены созданию многочисленных конструкций виброизолирующих установок кузнечно -штамповочных машин. Существенного снижения уровня шумов и вибраций оборудования удается достигнуть при комплексном использовании инженерных технических решений [82,147,194,203]. Повышения технического уровня кузнечно-прессового оборудования добиваются за счет использования отдельных разрозненных технических решений [81,138,144,155,175,195,222] однако исследования в этой области не носили системного характера. Кроме этого, требуют дальнейшего развития теоретические положения по управлению виброакустическими потоками 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 виброакустических потоков 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 улучшения виброакустических характеристик 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.

Диссертационная работа отражает результаты многолетних исследований и опытно-конструкторских работ автора и направлена на управление виброакустическими потоками 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 виброакустических потоков зависит от правильности (оптимальности) настройки и конструктивных решений оборудования, от качества его изготовления, сборки и монтажа, от технического состояния при эксплуатации. Величины виброакустических потоков 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 направлений повышения технического уровня и технологической безопасности кузнечно-прессовых машин и агрегатов на основе современных тенденций управления виброакустическими потоками в развитии техники.

2. Систематизация существующих технических решений по

улучшению виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов, выявление недостатков и определение перспективных направлений исследования.

3. Развитие теоретических положений по расчетам управления виброакустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и агрегатах 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.

5. Экспериментальное исследование технических устройств по улучшению виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и механизмов.

6. 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 МаШсаё, МаНаЬ, COSMOSWorks, COSMOSFloWorks, исследований в лабораторных и производственных условиях.

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%.

Экспериментальные исследования метрологически обеспечены и проводились на экспериментальной базе Ижевского государственного технического университета, и на предприятиях заказчиков. Разработанные конструкции устройств управления виброакустическими потоками 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. 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.

2. 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.

3. 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.

4. Определены взаимосвязи конструктивных параметров виброизолирующих установок КПМ со значениями вибропараметров упругого основания машины, с величиной нагруженности

амортизаторов и вибрациями фундамента, реализующие уменьшение вибраций в 6 раз.

5. 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.

6. 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 КПМ, основанные на установлении взаимосвязи вибропараметров упругого основания машины с нормативными значениями виброактивности, величиной нагруженности 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.

Практическое значение работы.

1. 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.

2. Полученные автором решения задач теории расчета и моделирования устройств снижения виброакустических 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 отработку изделий. Кроме этого, отдельные теоретические результаты являются определенным вкладом в общую теорию таких наук, как акустическая динамика машин, техническая акустика.

3. 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.

4. Результаты экспериментальных исследований различных устройств 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.

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

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 68 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.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, выводов, заключения, списка литературы (276 наименований), приложения. Общее количество страниц в диссертационной работе 332. Основная часть содержит 294 страницы текста, в том числе 133 рисунка и 11 таблиц, приложение состоит из 8 страниц и включает акты внедрения, схемы фундаментов виброизолирующих установок КПМ и перечень предприятий, использующих разработанные устройства управления виброакустическими потоками КПМ.

Аннотация диссертационной работы по главам В первой главе диссертационной работы рассмотрено состояние и перспективы разработки конструкций по улучшению виброакустических характеристик кузнечно-прессовых машин и агрегатов. Выполнен анализ технических решений по снижению виброакустических потоков в КПМ отечественного и зарубежного производства, обзор направлений защиты от виброакустических потоков генерируемых кузнечно-прессовыми машинами

и агрегатами. Выделены основные источники виброакустических потоков в среде кузнечно-прессового оборудования, приведена классификация методов и средств снижения виброакустических потоков в кузнечно-прессовых цехах, выполнен анализ тенденций и перспектив их развития, что позволило сформулировать цель и задачи диссертационной работы.

Во второй 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.

Третья глава посвящена разработке систем управления акустическими потоками в КПМ, агрегатах и пневмомеханизмах. Показано, что управление параметрами акустических воздействий за счет резкого изменения направления течения газового потока, снижения скорости струи, уменьшение диаметра струи, дробления струи при использовании газодинамического расчета позволило разработать новые конструкции камерных щелевых глушителей и снизить интенсивность акустических воздействий в пневмоагрегатах систем управления всей гаммы КПМ. Выполнено моделирование и разработка конструкций газовых сопел, которые обеспечивают снижение акустических воздействий вспомогательных пневмомеханизмов КПМ. Проведено моделирование и разработка системы управления акустическими потоками в элементах штамповой оснастки. Выявлен новый источник шума молота и предложены меры снижающие шум кузнечных машин.

В четвертой главе представлены результаты экспериментальных исследований КПМ и механизмов, доказана адекватность используемых математических моделей систем управления виброакустическими потоками

реальным процессам снижения уровня данных факторов для указанного оборудования.

В пятой главе рассмотрены общие вопросы аналитического исследования механических систем КШМ 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 условий работы КПМ.

В шестой главе представлены результаты исследований новых технических решений по управлению виброакустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и приведена оценка трансформации виброакустических характеристик для данных машин.

В заключении приведена общая характеристика работы и основные выводы по результатам диссертации.

На защиту выносятся.

1. Системный анализ отечественных и зарубежных методов и средств 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.

2. 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 их интенсивность; математические модели систем управления

вибрационными потоками в кузнечно-прессовых машинах ударного и квазистатического действия, отражающие уменьшение интенсивности вибрационных потоков в основании машин и улучшающие виброхарактеристики КПМ.

3. Методики расчета: а) конструкций глушителей акустических потоков в пневмоагрегатах; б) конструкций газовых сопел в пневмомеханизмах кузнечно-прессовых машин; в) конструкций изоляции вибрационных потоков в установках кузнечно-штамповочных машин ударного и квазистатического действия.

4. Результаты исследовательских и опытно-конструкторских работ 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 исследований.

5. 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.

Глава 1.

ОБЗОР ОСНОВНЫХ НАПРАВЛЕНИЙ УЛУЧШЕНИЯ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИН И АГРЕГАТОВ

1.1Анализ 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

Список литературы диссертационного исследования доктор наук Иванов Юрий Васильевич, 2018 год

♦ /

- .... 2 1

10 15 20

т2 10+3 еа

6

5.5 5

4.5 4

т й

Рисунок 2.26 - Коэффициенты перегрузки для рамы п2-1 и стоек молота

п3 - 2 от массы рамы

При анализе жесткости рессор выявлено, что последняя не влияет на ускорения рамы и слабо влияет на ускорение деталей молота (рисунок 2.27).

й

т й

60-----16

50|. ....." .....|'-р

40---— " " " 4

30---Н о Из

20 10

20 40 60 80 100 120

С2 11/1

Рисунок 2.27 - Зависимость ускорений деталей молота от жесткости рессор:1,2 - молот, Fн = 770, 1200 кН соответственно; 3 - рама

1 1 ■ ♦

- 1 -

.... 2 3

Это вызвано тем, что величина жесткости рессор почти на два порядка ниже жесткости других упругих элементов конструкции. Величина усилия амортизаторов связи стоек с рамой не изменяет характера этой зависимости.

Результаты расчетов показали влияние изменения жесткости подшаботной прокладки на ускорения базовых деталей (рисунок 2.28). В целом при увеличении 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.

й

60

40

20

-2

т й

10

20

С1 11/1

6

4

0

0

0

Рисунок 2.28 - Ускорения деталей молота от жесткости подшаботной прокладки: 1 - п2 рама; 2 - пЗ молот

Анализ расчета влияния жесткости подстоечных прокладок показал, что с увеличением последних коэффициент перегрузки, деталей молота, растет по линейному закону (рисунок 2.29).

Й

60 50 40 30 20 10

т й

1

С4,С5 А1/1

1

2

3

4

5

Рисунок 2.29 - Ускорения деталей молота от жесткости подстоечных прокладок: 1 - п2 рама; 2 - п3 молот

Ускорение рамы, с увеличением жесткости прокладок, растет, но скорость роста при больших значениях жесткости ниже, чем при маленьких.

При анализе изменения жесткости амортизаторов связи на вертикальных шпильках в пределах реальных величин не обнаружено существенного влияния на величины ускорений рамы и деталей молота (рисунок 2.30).

й

60 50 40 30 20 10

1 2 -

....

т й

20 40 60 80 100 120

С3 пл

Рисунок 2.30 - Ускорения деталей молота от жесткости амортизаторов связи на шпильках: 1 - п2 рама; 2 - п3 молот

Таким образом, проведенными исследованиями установлено:

1. Уровень нагрузок деталей ковочного молота существенно зависит от типа конструкции виброизолирующей установки и ее параметров;

2. Для ковочного молота на рессорной виброизоляции выделяются две фазы поведения: рывок рамы молота с шаботом и первое столкновение стоек молота с опорной рамой;

3. Наиболее существенное влияние на уровень нагрузок в молоте из параметров конструкции виброизоляции оказывают: величина предварительного натяга амортизаторов связи стоек вертикальных шпилек; жесткость подшаботной и подстоечных прокладок. Характер этого влияния сложный, но в целом можно отметить, что с уменьшением жесткости прокладок уровень нагрузок уменьшается.

4. Увеличение веса рамы ведет к увеличению нагрузок на молот до 18%.

5. Изменяя параметры конструкции опорной виброизоляции можно регулировать уровень нагружения деталей молота и обеспечить снижение нагрузок в 1,53 раза.

На предложенное автором техническое решение по виброизоляции пневматического ковочного молота выдано авторское свидетельство [20], а на конструкцию виброизолирующей установки ковочного молота получен патент на полезную модель [186].

2.4 Разработка управления вибрационными потоками в установках кузнечно-штамповочных машин квазистатического действия

В среде штамповочных машин квазистатического действия значительную, многочисленную группу составляет прессовое оборудование. Данные машины в зависимости от вида установки неоднозначно проявляют свою виброактивность. Вибрации во время работы прессов возникают как от действия вращающихся или возвратно-поступательно движущихся масс, так и от самого рабочего процесса. Возмущения, действующие импульсными

толчками, у кривошипных прессов являются преобладающими и зависят от многих факторов: типа машины, вида и толщины обрабатываемого материала, типа инструмента, конструкции станины и т.д.

Заводы - потребители, устанавливают это оборудование по различным схемам, используя размещение машины, как на фундаменте, так и на виброопорах ОВ - 30,70 [198,203], размещенных на полу и на межэтажных перекрытиях. В результате, в последнем случае, наблюдается повышение уровня генерируемых вибраций пресса из - за высокой собственной частоты амортизаторов и отсутствия изоляции низкочастотных вибраций не только в процессе выполнения технологических операций, но и при одиночных холостых ходах. Уровень вибраций, особенно при выполнении операций вырубки и пробивки, нередко превышает нормируемый, регламентируемый допускаемыми значениями.

Прессовое оборудование, как КШМ деформирующую заготовку, схематично возможно представить в виде замкнутой, силовой, несущей станины, зафиксированной на фундаменте посредством болтов (рисунок 2.31). Внутри станины возвратно-поступательно перемещается ползун, создавая периодические нагрузки на рабочий стол пресса, тем самым, генерируя вибрации различной интенсивности в период выполнения технологической операции. Исполнительный механизм, преобразующий вращательное движение кривошипа в возвратно-поступательное движение ползуна, состоит из нескольких звеньев, связанных вращательными или поступательными кинематическими парами.

В кривошипных прессах, как правило, применяют плоские четырехзвенные или более сложные многозвенные кривошипно-рычажные механизмы. Время одного возвратно-поступательного перемещения ползуна соответствует циклу работы пресса. Дважды за цикл, при крайних положениях, скорость ползуна равна нулю, следовательно, движение его сопровождается появлением инерционных сил. Технологические требования обуславливают тот или иной характер перемещения ползуна, и это заставляет

Рисунок 2.31- Принципиальная схема пресса: 1 - ползун; 2 - кривошип; 3 - станина; 4 - фундамент; 5 - фундаментный болт

выбирать соответствующую структуру кривошипно-рычажного механизма. Соответственно изменяется уровень инерционных сил, действующий при циклическом перемещении ползуна.

Силы инерции перемещающихся частей механизмов зависят от ускорений и их массы. Эти переменные силы инерции воспринимаются станиной, а от нее передаются на фундамент. Большие силы инерции вызывают сотрясение фундамента и машины в целом, что приводит к появлению дополнительных ударных сил в зазорах шарниров, вибраций машины, повышенному шуму. Поскольку в большинстве кривошипных машин применяют плоские механизмы, силы инерции можно принять действующими только в плоскости движения частей механизма.

В инженерных расчетах массы кривошипно-ползунного механизма предпочитают приближенно сосредотачивать на осях шарниров, причем на оси кривошипа считают сосредоточенными все неуравновешенные вращающиеся массы, а на оси ползуна все массы, двигающиеся возвратно-поступательно. Сумма замещающих масс равна обобщенной массе.

Таким образом, с учетом качественного анализа, 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 в любой момент времени (рисунок 2.32).

При составлении расчетной схемы приняты допущения:

1. Все тела абсолютно твердые;

2. Пружины невесомы и имеют постоянную статическую жесткость;

3. Рассеивание энергии производится вязкими демпферами с линейной характеристикой.

На рисунке 2.32 приведены силы, действующие в системе:

1. Массовые силы - Оь 02, ..., 01 ;

2. Упругие силы связей - Fl, F2, Fi ;

3. Диссипативные силы амортизаторов упругих связей - Э2,

Соответственно, систему уравнений, описывающих динамику поведения пресса, с момента начала движения ползуна и свободных колебаний машины, следующих после технологической операции можно представить в виде [234]

т

1 Л2

а2 х

01 - - - Б2- Э2+Р1б ;

т--- = О - Р - Р - Р - п ■

т2 л, 2 °2 Ро Роб Р2 п2;

Л

а2 X

(2.29)

т

л-

3 - Оз - Р4 - Э4;

<

Силы, составляющие систему, следует представить в виде:

1. Массовые силы - О; = ■

2. Упругие силы связи - = к • АД

Рисунок 2.32 - Расчетная система сил, действующих в системе ползун

станина пресса - фундамент

где к - суммарная жесткость 1 - го упругого элемента; А/ - динамическая осадка 1 - той массы. к = (к1 + кш) , (2.30)

где к - жесткость упругого элемента;

к01 - контактная жесткость опорной поверхности упругого элемента.

Ад = А1ст + (х - хм), (2.31)

где А1ст - статическая осадка 1 - ой массы; х1 - перемещение 1 - ой массы.

1 п

т пд _ 1 X 1 /"(

\ -7-' Ъ, (2.32)

к1 1-1

где п - число вышележащих масс.

Тогда к'

1 + (Х1 - Х1+1)

к} 1-1

(2.33)

При определении знака упругих сил связи в стыках станина - фундамент, необходимо учитывать, что амортизаторы связи работают на закрытие стыка.

3. Диссипативные силы, возникающие в амортизаторах связей

А =С] (2.34)

где С] - коэффициент равномерного упругого сжатия.

2 • (А, + А01) (2.35)

где Д1 - коэффициент успокоения 1 - го упругого элемента;

Д01 - коэффициент успокоения 1 - той поверхности контакта.

4. Усилие, развиваемое прессом в период выполнения разделительной операции, возможно представить сочетанием следующих зависимостей. Как показывают данные работы [160] графическое изменение усилия пресса при разделительное операции возможно аппроксимировать в виде синусоиды. Характер изменения нагрузки по времени на пуансоне при выполнении разделительной операции

следует задать при использовании единичной ступенчатой функции Хевисайда [152], тогда

ж

р1д = ц оЦ1 -1)- -г) , (2.36)

г1

где Рн - расчетное усилие пресса, необходимое для выполнения разделительной операции; Ф - ступенчатая, единичная функция Хевисайда; Х1 - время деформирования металла заготовки при разделительной

операции; X - текущее время работы пресса. Следовательно, учитывая, что массовые силы уравновешиваются силами статической деформации в стыках, расчетная система уравнений имеет вид:

"ГГ =-к9(хт -х^йД-^-^+Р -0(11-1)-8т(1) ш ш ш ^

ё2х _ ч _ ёх ёх...... ёх ёх. (2 37)

ё2х ёх ёх ёх

тб -Г!-1=кп(хп-хб )+Пп(~- — )-кбхб -П0

ё12 - п - ^ 7 0 0 0

Для аналитического исследования системы уравнений (2.37) выполним параметрический анализ взаимного влияния базовых составляющих элементов машины квазистатического действия в процессе штамповки на виброактивность фундамента.

В качестве виброизоляторов под станиной пресса используем пневматические амортизаторы мембранного типа, как наиболее низкочастотные. Силовая характеристика данного амортизатора не линейна [56,67], при этом динамическая жесткость превышает статическую. В нашем случае станина пресса должна совершать незначительные колебания около положения равновесия на пневмоамортизаторах. Таким образом, возможно допустить, что при малых колебаниях около положения равновесия

<

статическая жесткость принимается линейной, а превышение динамической жесткости возможно учесть коэффициентом динамичности, определяемым экспериментально для конструкции пневматического амортизатора.

Анализ выполнен для листоштамповочного пресса усилием 1000 кН, модели КД 2128, имеющего следующие значения начальных параметров:

1. Начальная скорость ползуна пресса У0п = 0,6 м/с;

2. Массы ползуна, станины пресса и фундамента соответственно составляют: тп = 530 кг; Шс = 5745 кг; Шф = 3840 кг;

3. Жесткость деформируемой заготовки варьируется в интервале Кз = (0,15 - 150>106 н/м;

4. Жесткость основания станины пресса Кс = (0,45 - 450) 106 н/м;

5. Коэффициент успокоения в основании станины пресса, установленной

на фундаменте Бс = 0,1; на амортизаторах Бс = 0,3;

6. Жесткость грунта Кф = (1000 - 4000>106 н/м;

7.Коэффициент успокоения грунта Бг = 0,13.

Расчеты выполнены в среде МаШсаё 14. Система уравнений решалась численным методом Рунге - Кутта. Начальные параметры для расчета системы в момент времени 1:0 = 0 имеют следующие значения:

Уп = Уп° ; Ус = Уф = 0. Хп = Хс = Хф = 0.

В ходе проведения параметрического анализа колебательной системы ползун пресса - станина пресса - фундамент исследовались особенности кинематики листоштамповочного пресса при замене жесткости прокладки под прессом с величины 450-106 н/м на виброизолирующие амортизаторы с расчетной жесткостью 4,5-106 н/м и коэффициентом успокоения в них 0,3. Расчеты выполнены при величине жесткости грунта под фундаментом равной Кф = 1250-106 н/м и коэффициентом успокоения 0,15.

Определению подлежало исследование изменения максимальных параметров вибросистемы пресса при вариации параметров технологической

жесткости деформируемой заготовки, жесткости основания под машиной, а также при изменении коэффициентов демпфирования амортизаторов.

Как показывают результаты расчетов, жесткое основание машины оказывает влияние на виброхарактеристики станины пресса и фундамента. При жесткой установке пресса повышенные параметры жесткости основания увеличивают виброхарактеристики фундамента машины, соответственно возрастает уровень генерируемых вибраций (рисунок 2.33).

<о X

4x10" 3x10" 2x10" 1x10"

- 1x10"

■■ /\ 1 2 1 Iii

■ '■ / ; ....

f у ■

\ - ♦ ■

V" ♦ ♦

0.04 0.02 0

- 0.02

0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1

t c

- 0.04

§

<о >

Рисунок 2.33 - Виброхарактеристики фундамента по времени: 1 - виброперемещение; 2 - виброскорость

4

4

4

4

Из результатов расчетов следует, что величина жесткости основания пресса оказывает значительное влияние на кинематику послеударного колебательного движения станины пресса. При жесткой установке пресса собственные колебания машины имеют более высокую частоту и интенсивность, при этом генерируются повышенные уровни виброхарактеристик фундамента и, соответственно, негативное воздействие на персонал и строительные сооружения (рисунок 2.34).

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.

1.5x10

- 4

<о X

1x10

- 4

5x10

- 5

/ .. •

.... 2 1

Jy

0.08 0.06 0.04 0.02

§

<о >

0.1

10

1x10

3

к? 1/1

Рисунок 2.34 - Виброхарактеристики фундамента пресса от жесткости заготовки: 1 - виброперемещение; 2 - виброскорость Изменение жесткости заготовки также варьирует виброхарактеристики фундамента пресса, при этом на виброизоляции это влияние на виброперемещение фундамента незначительно - от 1.540-4 до 110-5 м, (рисунок 2.35).

<о X

1.5x10

- 4

1x10

- 4

5x10

- 5

| .,. ♦ ■

- .... 2

/

/

0.1 10 Ы03

18 к?

Рисунок 2.35 - Виброперемещение фундамента от жесткости заготовки: 1 - виброизолированный пресс; 2 - жестко установленный

0

Исследование зависимости максимальной виброскорости фундамента от изменения жесткости заготовки пресса показало следующее. При увеличении жесткости заготовки от 0,1 до 100 кН/м максимальная виброскорость фундамента увеличивается незначительно на виброизолированной машине до 0,008 м/с (рисунок 2.36).

§

<о >

- 1 .... 2

/

/

• *

0.08 0.06 0.04 0.02

0

3

0.1 10 1х103

1в к9

Рисунок 2.36 - Зависимость виброскорости фундамента пресса от жесткости заготовки: 1 - на виброизоляции; 2 - жесткая установка

При увеличении жесткости установки пресса виброхарактеристики станины машины уменьшаются и составляют виброперемещение до 8-10-4 м, виброскорость до 0,1 м/с (рисунок 2.37).

0.01

Ю

X

5х10

- 3

\ - 1 2 -

♦

0.2

0.15

0.1

£

Ю >

0.1

10

1 х10

0.05

3

^ к!9

Рисунок 2.37 - Виброхарактеристики станины пресса от жесткости основания машины: 1 - виброперемещение; 2 - виброскорость Исследование зависимости виброхарактеристик фундамента пресса от жесткости амортизаторов упругого основания машины показало следующее. При увеличении жесткости установки станины пресса возрастают виброхарактеристики фундамента машины. При использовании виброизоляции виброперемещение и виброскорость фундамента уменьшаются до неощутимых значений соответственно (рисунок 2.38).

0

<о X

1.5x10

- 4

1x10

- 4

5x10

- 5

III 1 1 .... 2

_ у

0.1

10

0.1 0.08 0.06 0.04 0.02

1x10

3

§

<о >

к© 1/1

Рисунок 2.38 - Зависимость виброхарактеристик фундамента пресса от жесткости основания машины: 1 - виброперемещение; 2 - виброскорость.

Исследование зависимости виброхарактеристик фундамента пресса от коэффициентов демпфирования заготовки и амортизаторов упругого основания машины показало следующее. При увеличении коэффициента демпфирования заготовки увеличивается время продолжительности технологической операции, соответственно уменьшается виброперемещение и виброскорость станины пресса от 0,004 до 0,001 м и от 0,1 до 0,06 м/с соотвественно. Это вызывает некоторое уменьшение виброхарактеристик станины пресса (рисунок 2.39).

18 в

Рисунок 2.39 - Зависимость виброхарактеристик станины пресса от коэффициента демпфирования упругого основания: 1 - виброперемещение;

2 - виброскорость

Увеличение коэффициента демпфирования амортизаторов упругого основания пресса вызывает менее значительное увеличение виброперемещения фундамента и незначительное повышение его виброскорости (рисунок 2.40).

Увеличение коэффициента демпфирования в амортизаторах основания пресса больше, чем 0,5 не приводит к уменьшению максимальных перемещений фундамента, а его максимальная виброскорость увеличивается до 0,015 м/с.

<о X

4x10 3x10 2x10 1x10

- 5

- 5

-5

-5

..... 1 1 г 1 /

?

/ , ♦

•

.. ■ > *

0.01

5x10

- 3

§

<о >

0.01 0.1 1 18 в

Рисунок 2.40 - Зависимость виброхарактеристик фундамента пресса от коэффициента демпфирования упругого основания машины: 1 - виброперемещение; 2 - виброскорость

В результате анализа расчетов можно сделать следующие выводы: При переводе пресса на упругое основание (когда жесткость под станиной пресса уменьшается до 20 раз, а жесткость грунта остается постоянной и равной 1250-106 н/м) кинематика станины и величина ее максимального перемещения после разделительной технологической операции изменяются в сторону увеличения ее виброперемещения и продолжительности затухания колебаний.

Перемещение фундамента при этом уменьшается с 1,5-10-4 до 1-10-5м (рисунок 2.38). Более существенно снижается виброскорость фундамента, изменение которой составит с 0,08 до 0,004 м/с.

Конструкция виброизолирующей установки прессового оборудования имеет свои особенности. Машина устанавливается на сварной раме, которая связана со станиной пресса посредством болтов. Рама опирается на пневматические амортизаторы мембранного типа (рисунок 2.41), связанные между собой и с магистралью сжатого воздуха.

Рисунок 2.41 - Пневматический амортизатор для виброизоляции пресса: 1 - корпус; 2 - эластичная диафрагма; 3 - плунжер

Для варьирования давления в полости амортизаторов используется регулятор давления. При отсутствии давления в амортизаторах, в период простоя пресса, рама вместе со станиной опирается на жесткие опоры, размещенные между амортизаторами не позволяя чрезмерно деформировать мембрану амортизатора и нарушать прочность ее крепления. Для исключения раскачки пресса на раме установлены конические штифты, сопрягаемые с направляющими отверстиями на жестких опорах. На указанное техническое решение виброизолирующей установки пресса автором получен патент на полезную модель [187]. В ходе разработки виброизолирующих установок

3

прессового оборудования автором предложено техническое решение на амортизаторы, на которое выдано авторское свидетельство [14].

3.5 Выводы

1. В разделе обоснованы расчетные модели систем управления вибрационными потоками, учитывающие технологические особенности КШМ и позволяющие улучшить виброхарактеристики фундамента.

2. По результатам расчетов виброизолирующих установок штамповочных молотов получены соотношения конструктивных параметров упругого основания, обеспечивающие улучшение виброхарактеристик машины. При этом жесткость основания штамповочных молотов для обеспечения виброизоляции машины, возможно уменьшить до 30 раз. Инженерные расчеты виброизолирующих установок следует выполнять для 2-х массовой системы без демпфирования с погрешностью до 12%.

3. По результатам расчетов виброизолирующих установок ковочных молотов определены особенности поведения данных машин. Показано, что снижение жесткости упругого основания рамы молота до 40 раз уменьшает ускорения деталей молота и соответственно нагрузку на фундамент до нормативных значений. При этом увеличение веса рамы повышает нагрузки на детали молота до 18%. Варьируя величину жесткости основания возможно уменьшить нагрузки на молот в 1,53 раза.

4. По результатам расчетов виброизолирующих установок штамповочных машин квазистатического действия определены особенности поведения данного оборудования. Показано, что снижение жесткости основания до 20 раз обеспечивает виброизоляцию поверхностей установки данных машин до уровня санитарных норм и установку машины на поверхности без фундамента.

Глава 3.

РАЗРАБОТКА СИСТЕМ УПРАВЛЕНИЯ АКУСТИЧЕСКИМИ ПОТОКАМИ В КУЗНЕЧНО-ПРЕССОВЫХ МАШИНАХ И ПНЕВМОМЕХАНИЗМАХ

3.1 Постановка задач управления акустическими потоками в кузнечно-прессовых машинах и механизмах

Нестационарные, импульсные скачки давления в газовых потоках приводят к возникновению аэродинамических шумов. Расчет параметров снижения уровней акустических потоков выполняется как для источника возникновения, так и на расстоянии, удаленном от него. Наиболее эффективным и распространенным является снижение акустического потока в источнике при использовании различных конструкций глушителей. Традиционные расчеты параметров устройств снижения аэродинамических шумов в машинах и механизмах основаны на теории технической акустики [235]. Различные аспекты расчета и проектирования устройств снижения шума рассмотрены в работах [23,149,219,247]. Математическое моделирование глушителей шума проводится, как правило, в рамках линейной теории акустики. При этом, глушитель представляется в виде некоторой системы с одним входом и одним выходом, рассматриваемый как преобразователь звуковых колебаний.

Для теоретической оценки акустических характеристик глушителей шума решают задачу для волнового уравнения при сложных граничных условиях. В настоящее время для решения используются два основных подхода. Первый подход основан на методе электроакустических аналогий и предполагает использование аналитических методов расчета с предварительным упрощением задачи. Являясь достаточно простым, он позволяет оперативно и с приемлемой точностью анализировать различные

варианты конфигураций глушителей. Второй подход основан на использовании численных методов анализа, например методов конечных или граничных элементов. Оба метода используются достаточно широко для расчета глушителей шума [83,149].

Проблема снижения интенсивности акустических потоков пневмомеханизмов КПМ давно привлекает внимание исследователей. Выполнены многочисленные попытки разработать конструкции устройств снижения шума, обеспечивающие устойчивое, малошумное функционирование машины. Однако использование в качестве теоретической основы методов технической акустики не позволяет получить необходимого технического решения. Существующие вышеуказанные особенности эксплуатации кузнечно-прессовых машин и механизмов препятствуют созданию конструкций и расчету высокоэффективных глушителей шума.

Следует выделить основные требования, предъявляемые к конструкциям современных глушителей шума КПМ. К ним относятся: конструктивные, определяющие минимальное гидравлическое сопротивление акустического тракта глушителя, отсутствие возможности накопления конденсата от энергоносителя, минимально возможные габаритные размеры конструкции для размещения в существующих местах установки пневмораспределителя; технологические, определяющие простоту изготовления, унификацию узлов; эксплуатационные, определяющие продолжительную работу без обслуживания и изменения эффективности снижения шума и санитарные, определяющие высокую эффективность, биостойкость и малую гигроскопичность материала глушителя в условиях изменения температуры и влажности среды, отсутствие выделения вредных газов при продолжительной эксплуатации.

Как показывает анализ, в основе аэродинамических шумов КПМ и механизмов следует взаимодействие различных газовых потоков с преградами. Для успешной оценки трансформации газового потока по

различным акустическим трактам волноводов и сопел следует использовать теорию турбулентных струй, теорию газовой динамики и теорию пневматических систем.

Как известно из теории шумообразования газовых струй [3,170], шум турбулентной струи образуется при критическом и над критическом отношении давлений, в полости, откуда происходит истечение к давлению окружающей среды куда происходит истечение. Скорость истекающей струи может быть как до звуковой, так и звуковой. Шум струи обусловлен вихреобразованием за счет турбулентного перемешивания частиц газа, имеющих большую скорость истечения, с частицами неподвижного, окружающего воздуха.

Рассматривая шум газовых струй, следует отметить, что в соответствии с фундаментальными работами [1,22,60,157,170,215], шумообразование струи обусловлено турбулентными пульсациями давления, связанными с флуктуациями скорости на границе смешения струи с окружающим воздухом, скачками уплотнения в струе и взаимодействием между скачками уплотнения и турбулентными пульсациями. На начальном участке струи, протяженностью, примерно, 4-5 калибров от среза сопла, где существуют большие градиенты скорости, образуется мелкомасштабная турбулентность, являющаяся источником высокочастотных шумов. Звуковая мощность, излучаемая начальным участком, составляет около 65% общей звуковой мощности струи. В переходном участке протяженностью около 4 калибров, где средняя величина скорости уменьшается, существует мелко- и крупноразмерная турбулентность и возникает среднечастотный шум. В области развитой струи, примерно с 8 калибров излучается, в основном, низкочастотный шум.

Так как скорость потока, при истечении сжатого воздуха в атмосферу из пневмораспределителя, близка к скорости звука, то интенсивность шума струи может быть весьма велика, приэтом наибольшие уровни его расположены в высокочастотной части спектра с максимальным значением в

области частот 2000-5000 Гц [167]. Шум на рабочих местах от оборудования с пневмомеханизмами имеет непостоянный характер, причем примерно в 60% случаев он является импульсным. Характер шума связан с величиной объема исполнительного органа пневмомеханизма. Импульсный шум на рабочих местах превышает нормативные значения на 10-45 дБ в полосах частот 1000-8000 Гц, непостоянный шум - на 5-36 дБ в этом же частотном интервале. Значения уровней звукового давления при истечении сжатого воздуха из пневмомеханизмов зависят от величин условных проходов распределителей, рабочего давления и объемов пневмоцилиндров [38].

В соответствии с теорией шумообразования турбулентных струй [3,170] акустическая мощность Wак, излучаемая цилиндрической струей, пропорциональна скорости струи в 6-8 степени, квадрату плотности воздуха в струе и квадрату диаметра струи:

^ = 0,9 • 10"5 ^, если М = V- < 0,5; (3.1)

^ = 3,0 • 105 , если М = 0,5...1, (3.2)

где - излучаемая струей акустическая мощность, Вт; рп - плотность

воздуха в струе, кг/м3; V - скорость струи воздуха, м/с; О - диаметр струи,

м; р0 - плотность воздуха в окружающей среде, кг/м3 ; Vф - скорость звука в окружающем пространстве м/с.

Анализ формул (3.1) и (3.2) показывает, что снижение уровня шума струи возможно обеспечить следующими способами:

- снижением скорости струи;

- уменьшением плотности воздуха в струе;

- уменьшением диаметра струи;

- изменением структуры струи при трансформации газового потока в мелкие струйки.

Для снижения шумообразования турбулентной струи необходимо управлять параметрами акустического потока, которое должно основываться на следующих принципах, вытекающих из приведенных формул:

- снижение скорости на выпуске и плотности воздуха в струе посредством многократного увеличения суммарной площади выходных каналов и ступенчатого дросселирования;

- преобразование направленного акустического потока на множество разнонаправленных по всему окружающему пространству мелких струй, при этом на выходе структура первоначального потока за счет перемешивания мелких струек друг с другом интенсивность турбулентного шумообразования резко снижается.

Анализируя вышеуказанное, необходимо сформулировать основные требования к управлению акустическими потоками в КПМ. Наиболее эффективным средством уменьшения шума акустического потока является снижение скорости истечения струи. Для этого следует использовать размещенные последовательно расширительные камеры. Для уменьшения уровня звуковой мощности потока на низких и средних частотах необходимо струю разбить на мелкие струйки, при этом, для исключения турбулизации струек, следует обеспечить рациональное расстояние между струйками. Резкое изменение направления истечения потока также способствует уменьшению акустической активности потока.

Звуковая мощность струи, в области до звуковых скоростей истечения, при М < 0,3, пропорциональна шестой степени скорости истечения газа из сопла. Для газовых потоков при 0,3 < М <1 - восьмой степени скорости истечения. Для обычных сопел скорость истечения в типовых условиях эксплуатации не может превышать критическую, равную скорости звука.

Критическая скорость потока для воздуха (к = 1,4; ^ = 29), при истечении из сопла в атмосферу, икр = 312 м/с достигается при избыточном (критическом) давлении Ркр= 8,9 -104 Па. Поскольку в обычных технических устройствах избыточное давление в сопле, как правило, превышает

указанное значение, то звуковая мощность, излучаемая струей, зависит, главным образом, от плотности газа в сопле и от его диаметра.

Рассматривая распределение акустической энергии, излучаемой струей вдоль потока, необходимо отметить, что уменьшение ее величины начинается после значения, равного 4 калибрам. Практически вся акустическая энергия струи излучается на протяжении 8-10 калибров от среза сопла [170].

На угловую зависимость коэффициента направленности излучения шума струи существенно влияет скорость ее истечения. При малых дозвуковых скоростях истечения М < 0,3 диаграмма направленности струи равномерная сферическая. С увеличением скорости истечения происходит перераспределение интенсивности излучения по направлениям. При околозвуковых скоростях 0,5 < М < 1 в направлении ф = 300 от оси имеется максимум шума, который выражен тем сильнее, чем выше скорость истечения. Наиболее заметное изменение спектров шума наблюдается при значениях угла ф = 15...45°. При его увеличении спектр становится более высокочастотным. При наличии в струе твердых тел ее звуковая мощность увеличивается. В частности, если в ядре струи находится турбулизатор, возникают дискретные составляющие, повышающие звуковую мощность струи на 10-20 дБ [178].

Таким образом, рассматривая постановку задач проектирования систем управления акустическими потоками в КПМ следует выполнить газодинамический анализ и расчеты газовых потоков акустических трактов пневмоагрегатов и пневмомеханизмов КПМ. Необходимо определить конструктивные параметры устройств снижения шума и газовых сопел пневмомеханизмов, а также возможности штамповой оснастки ударных машин по управлению газовыми потоками в элементах кузнечно-прессовых машин и обеспечить эффективное и долговечное их функционирование. В разделе обобщаются работы автора [88,90-93,97,103,113,117,120,123,124,126128,129-133].

3.2 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 , длиной 1к с площадью входа в камеру Бв. Лабиринтный канал, по которому реально происходит выход сжатого воздуха в атмосферу в первом приближении заменяется эквивалентной трубой длиной 1к.

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 3Э модель акустического тракта глушителя.

Принимаем следующие допущения:

1. Площадь решетки щелевой перфорации 1 - 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

Гдр + д(рик) _ о

д? дхк

J д(РИ, ) + д(Pujuk -т{к) | дР _ £

д? дхк дх1 i

д(pE) , д((pE+р)Uk + qk -ТМ ) _ с „ (3'3)

+ д^ _ Skuk + qh

где t - время, u - скорость текучей среды, Р - плотность текучей среды, Р -давление текучей среды, Si - внешние массовые силы, действующие на единичную массу текучей среды, Sigravity - действие сил гравитации, Sirotation -действие вращения системы координат, т.е.

Si Sigravity + Sirotation

E - полная энергия единичной массы текучей среды, Qh - тепло выделяемое

тепловым источником в единичном объеме текучей среды, Tik - тензор вязких сдвиговых напряжений, qi - диффузионный тепловой поток по трем координатным направлениям.

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/S 1>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).

Рисунок 3.1 - Скорость и траектории движения частиц газа по модели глушителя при впуске газового потока

Рисунок 3.2 - Скорость и траектории движения частиц газа по модели глушителя при опорожнении газового потока

Учитывая взаимосвязь параметров камер глушителя с площадью пазов решеток перфорации на боковой поверхности камер, возможно обеспечить при рабочем давлении выпуска энергоносителя (0,4 МПа) скорость газового потока на выпуске меньше скорости звука (рисунок 3.3).

300

¡G

5 200 100

0.3 0.4 0.5 0.6

P, lia

Рисунок 3.3 - Зависимость скорости акустического потока в выходных сечениях камер расширения от давления на входе в акустический тракт: 1 - сечение входа в глушитель;

2 - выходное сечение первой расширительной камеры;

3 - выходное сечение второй расширительной камеры

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.

1

— 1 2 — 3 -

го с