УМЕНЬШЕНИЕ ВИБРАЦИИ И ШУМА ПРИ РАБОТЕ ДЕРЕВООБРАБАТЫВАЮЩИХ СТАНКОВ

 

Буглаев А.М. (БГИТА, г. Брянск, РФ)

 

In clause questions of reduction of vibration and noise are considered at work of machine tools for processing wood.

 

При эксплуатации деревообрабатывающего оборудования возникают значительные вибрации и шумы негативно влияющие на технико-экономические и санитарно-гигиенические показатели деревообрабатывающих цехов. Повышенные вибрации при работе деревообрабатывающего станка уменьшают срок его эксплуатации, приводят к поломкам, существенно снижают точность и увеличивают шероховатость обработанных деталей. При этом уровень шума достигает таких величин, что на станке невозможно работать без применения индивидуальных средств защиты [1-2].

В соответствии со стандартом [3] по временным характеристикам шум подразделяется на: постоянный, уровень звука которого за 8-часовой рабочий день изменяется во времени не более чем на 5 дБ; непостоянный, уровень звука которого за 8-часовой рабочий день изменяется более чем на 5дБ.

Непостоянный шум подразделяется на: колеблющийся во времени, уровень звука которого непрерывно изменяется во времени; прерывистый, уровень звука которого ступенчато изменяется на 5дБ и более, причем длительность интервалов в течение которых уровень остается постоянным, составляет 1 с и более; импульсный, состоящий из одного или нескольких звуковых сигналов, каждый длительностью менее 1 с, при этом уровни звука отличаются не менее чем на 7 дБ.

Характеристикой постоянного шума на рабочих местах являются уровни звукового давления L в дБ в октавных полосах со среднегеометрическими частотами 31,5; 63; 125; 250; 500; 1000; 2000; 4000; 8000 Гц определяемые по формуле

                                  L= 20 lg                                                                   (1)

где Р – среднее квадратическое значение звукового давления, Па; Р_о – исходное значение звукового давления. В воздухе Р_о = 2· 10^-5 Па.

Характеристикой непостоянного уровня шума на рабочих местах является интегральный критерий-эквивалентный (по энергии) уровень звука в дБ, определяемый по таблицам [3].

Эквивалентный (по энергии) уровень звука L_Аэкв в дБ данного непостоянного шума – уровень звука постоянного шума, который имеет то же самое среднее квадратическое звуковое давление, что и данный непостоянный шум в течение определенного интервала времени и который определяют по формуле

                     L_Аэкв = 10 lg  ,                                                 (2)

  где Р_А(t) – текущее значение среднего квадратического звукового давления с учетом коррекции «А» шумомера, Па; Т – время действия шума, ч.

Доза шума Д в Па²· ч – интегральная величина, учитывающая акустическую энергию, воздействующую на человека за определенный период времени и определяемая по формуле

                                     Д = (t)·dt,                                                           (3)

Анализ приведенных показателей показывает, что они довольно сложны и не всегда учитывают негативное биологическое воздействие на организм рабочего. Так, допускаемые эквивалентные уровни звука находятся в пределах 50-80 дБ [3]. Однако по данным литературы [1] под оптимальным шумовым фоном понимают шум в 20 дБ, а шум в 90 дБ уже вызывает болезненные ощущения.

Аналогичные выводы можно сделать в отношении оценки воздействия вибрации на организм рабочего.

Для санитарного нормирования и контроля рекомендуется использовать средние квадратические значения виброускорения «а» или виброскорости V.

Логарифмические уровни виброускорения (L_а), дБ определяют по формуле

                             L_a = 20 lg ,                                                             (4)

а виброскорости

                           L_V = 20 lg                                                               (5)

Нормируемыми показателями вибрационной нагрузки на оператора на рабочих местах в процессе труда являются одночисловые параметры (корректированное по частоте значение контролируемого параметра, доза вибрации, эквивалентное корректированное значение контролируемого параметра) или спектр вибрации [4].

Нормативные корректированные по частоте и эквивалентные корректированные значения составляют от 75 до 126 дБ (виброускорения от 0,028 до 2,0 м/с² ) [4].

Однако по данным литературы [5] при частоте вибрации 50-150 Гц и амплитуде колебаний 0,101-0,300 мм возможно заболевание, а при частоте 150-250 Гц и амплитуде 0,101-0,300 возникает виброболезнь.

Допустимые величины ускорения колебательной системы составляют от 0,13 до 1,20 м/с² [5].

В связи с этим можно отметить, что применение различных показателей вибрации затрудняет оценку влияния вибрации на организм рабочего.

Тем не менее анализ стандартов [3,4] и литературы [1,2,5] позволяет однозначно сделать вывод, что снижение уровней вибрации и шума благоприятно влияют как на здоровье, так и на производительность труда рабочего.

Наиболее целесообразным путем снижения шума и вибрации в цехах деревообрабатывающих предприятий является совершенствование конструкций оборудования, в частности, деревообрабатывающих станков. Основные показатели деревообрабатывающих станков, в том числе нормы шума и вибрации устанавливаются при проектировании этих станков.

К сожалению, основным методом снижения шума и вибраций отечественного оборудования является увеличение его массы. Однако увеличение массы деревообрабатывающего станка приводит к повышению его цены, увеличивает расходы на эксплуатацию, техническое обслуживание и ремонт.

В связи с этим возникает необходимость установления других более рациональных методов снижения уровней шума и вибрации.

Динамическая система станка – это совокупность упругой системы и рабочих процессов.

Упругая система (УС) станка включает передаточный механизм, приспособление, обрабатываемую деталь и инструмент (УС СПИД). Эта система рассматривается как колебательная.

Рабочие процессы представляют собой физические процессы, происходящие в станке: резание, трение, процессы в двигателе. Рабочие процессы воздействуют на упругую систему силами резания F_р, трения F_тр и крутящим моментом М_кр [2].

Основными параметрами УС являются: масса, моменты инерции деталей и узлов, жесткость упругих элементов, демпфирование (силы неупругого сопротивления), связи между перемещениями масс по нескольким координатам.

Динамика УС характеризуется ее инертностью, количественной мерой, которой является масса. Масса УС определяется величиной и точкой ее приложения (центром массы). Радиус инерции определяется по формуле:

              ρ=,                                          (6)

где j_и – момент инерции; m_об – общая масса приведения; m_i -  масса элементарных i-х участков; h_i -  расстояние до центра вращения i-го участка.

При поступательном движении физическая величина массы  (кг или Н·с²/м):

                                m= F/ ;       m= F/  ,                                             (7)

где  – скорость, м/с; – ускорение, м/с².

При вращении момент инерции массы, Н · м:

                                 J=                                                                    (8)

где φ – угловое ускорение, Рад/с².

При поступательном перемещении на величину  х жесткость оценивается коэффициентом жесткости (Н/м):

                               К=                                                                    (9)                   

При вращении под действием крутящего момента М_кр на угол φ (Н · м/рад)

                                 К =                                                              (10)

Мерой демпфирования является коэффициент механического сопротивления в, Нс/м,

                                    В= .                                                       (11)

При вращении коэффициент механического сопротивления, Н · мс/рад

                         В = М_кр/.                                                      (12)

Анализ зависимостей 10-16 позволяет установить пути повышения динамического качества машины, в частности, деревообрабатывающего станка:

1) уменьшения расстояния от центра масс до основания;

2) увеличение общей массы приведения;

3) уменьшение массы и размеров движущихся или вращающихся деталей станка, в частности, режущего инструмента;

4) снижение сил резания и подачи;

5) повышение жесткости деталей испытывающих максимальные нагрузки от сил резания и подачи.

В литературе [1,2] описаны и другие методы повышения динамического качества машины, а также снижения уровней шума и вибрации. Однако на данном этапе были проверены в основном указанные выше пути повышения динамического качества деревообрабатывающего оборудования.

Экспериментальные исследования по снижению шума и вибрации проводились на универсальном деревообрабатывающем станке, обеспечивающим пиление и фугование. Рама станка была изготовлена с помощью сварки из уголков и швеллеров. Станок размещался на бетонном основании. При продольном пилении вибрация станка составляла в среднем 60-80 дБ, а уровень шума 30-50 дБ. При фуговании вибрация и шум были на 10-15 % ниже, чем при пилении.

С целью уменьшения расстояния от центра масс станка до бетонного основания и увеличения общей массы к основанию станка с помощью болтов и гаек крепились уголки и швеллеры, масса которых составляла 15-20 % массы станины. Это позволило снизить шум и вибрацию на 30-40 %. Аналогичные результаты получены при использовании взамен уголков и швеллеров бетонных блоков. Дополнительно на 5-10 % снижение шума и вибрации обеспечивается при использовании резиновых прокладок между станиной и бетонным полом.

Анализ результатов этих исследований позволяет сделать важный вывод, что возможно существенное снижение массы и металлоемкости деревообрабатывающих станков в процессе их проектирования и изготовления.

Дополнительные возможности для снижения шума и вибрации появляются при правильном выборе и эксплуатации режущего инструмента. Так, увеличение диаметра круглых пил как правило приводит к повышению уровней шума и вибрации. Увеличение износа как зубьев пил, так  и ножей фуговального станка также приводит к увеличению шума и вибрации. В связи с этим целесообразно заменять пилы и ножи уже при достижении 50% их периода стойкости до переточки или проводить заточку инструмента непосредственно на станке. Результаты исследований показали, что такие меры позволяют уменьшить силы резания, снизить шум и вибрацию, а также существенно повысить качество обработанных изделий.

Уменьшение радиального и торцевого биения зубьев круглых пил и правильная установка ножей фуговального станка также приводит к уменьшению шума и вибрации.

Нами разработаны новые конструкции ножевого вала и устройства для ориентации дисковой пилы, которые позволяют значительно снизить уровни шума и вибрации [6,7].

Анализируя вышеизложенное можно отметить, что при эксплуатации деревообрабатывающего оборудования имеются возможности существенно снизить шум и вибрацию в цехах деревообрабатывающих предприятий, используя как конструктивные, так и технологические методы.

Литература

 1.Обливин В.Н., Никитин Л.И., Гуревич А.А. Безопасность жизнедеятельности в лесопромышленном производстве и лесном хозяйстве. Учебник – М.: МГУЛ,1999.- 500 с.

 2.Теория и конструкция деревообрабатывающих машин / Н.В.Маковский, В.В. Амалицкий, Г.А.Комаров, В.М.Кузнецов: Учебник для вузов.- 3-е изд. и перераб. и доп. – М.: Лесн. пром-сть, 1990. – 608 с.

3.ГОСТ 12.1003.-83. Шум. Общие требования безопасности. Введ. 01.07.84.

4.ГОСТ 12.1.012-90. Вибрационная безопасность. Общие требования. Введ. 01.07.91.

5.Безопасность жизнедеятельности. Учебник/ под ред проф. Э.А.Арустамова.-3-е изд. перераб и доп. -М.: Издательский Дом «Дашков и К^о», 2000. -678 с.

6.Буглаев А.М. Свидетельство РФ № 1660 на полезную модель МКИ Кл 6В27G13/02. Ножевой вал деревообрабатывающего станка. Б.И. – 1996.

7.Буглаев А.М., Памфилов Е.А., Громыкин В.П. Патент на изобретение № 122940 (РФ). Устройство для ориентации дисковой пилы. Опубл. 10.12.98 в БИ № 34.