ЗАЩИТА ОТ ШУМА ВИБРОВОЗБУЖДЕННЫХ ТОНКОСТЕННЫХ ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИЙ СТАНКОВ ДИСКРЕТНЫМИ ВИБРОДЕМПФИРУЮЩИМИ ВСТАВКАМИ Текст научной статьи по специальности «Физика»

УДК 534.84:621

DOI: 10.24412/2071-6168-2023-12-161-162

ЗАЩИТА ОТ ШУМА ВИБРОВОЗБУЖДЕННЫХ ТОНКОСТЕННЫХ ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИЙ СТАНКОВ ДИСКРЕТНЫМИ ВИБРОДЕМПФИРУЮЩИМИ ВСТАВКАМИ

В.Ф. Асминин, С.А. Сазонова, А.С. Самофалова

Тонкостенные металлические конструкции (из пластин) широко распространены в машиностроении и встречаются в виде корпусов оборудования, технологических шкафов и кожухов различного назначения. При эксплуатации станков и иного оборудования тонкостенные металлические конструкции подвержены вибровозбуждению, что сопровождается интенсивным излучением шума. Приведены результаты теоретических и экспериментальных исследований снижения шума от возбужденных металлических тонкостенных конструкций путем применения дискретных вибродемпфирующих вставок, размещаемых через перфорацию в пластинах.

Ключевые слова: защитные кожухи станков, шум, вибрации, возбуждённые тонкостенные металлические конструкции, шумоподавление, демпфирование.

В машиностроении широко распространены и встречаются в виде корпусов оборудования тонкостенные металлические конструкции (из пластин). Из тонкостенных металлических конструкций могут быть изготовлены технологические шкафы и кожухи различного назначения. При эксплуатации машиностроительного оборудования и станков, перечисленные тонкостенные металлические конструкции подвержены вибровозбуждению, что сопровождается интенсивным излучением шума.

Рассмотрим проблему шумоподавления при вибрационном возбуждении тонкостенных металлических конструкций (ТМК). Для уменьшения передачи вибрации и шума можно использовать материалы и устройства для виброизоляции, такие как резиновые прокладки, амортизаторы и звукоизоляционные материалы. Эти методы позволяют изолировать ТМК от окружающей среды и уменьшить передачу звука.

На звуковую мощность (W), излучаемую пластинчатой ТМК, влияют колебательная скорость о 2 и площадь пластины S .

Эффективной защитой от шума, создаваемого вибрирующей ТМК являются методы демпфирования, которые влияют на вышеуказанные параметры. Среди методов демпфирования наиболее распространенным является вибродемпфирующие покрытия (ВДП) [1, 2, 3, 4].

ВДП являются одним из эффективных средств для снижения шума от возбуждённых ТМК. ВДП могут уменьшать амплитуду колебаний поверхности ТМК, что может приводить к уменьшению площади поверхности излучаемых звуковых волн. Это происходит из-за поглощения части колебательной энергии. ВДП могут снижать скорость колебаний ТМК за счет поглощения и рассеивания энергии колебаний. Это приводит к уменьшению частоты и амплитуды колебаний, что, в свою очередь, снижает частоту и амплитуду излучаемого шума.

Однако ВДП не полностью отвечает условиям поставленной задачи, то есть снижению уровня шума с помощью специальных ТМК. Поэтому предлагается конструкция резиновой штучной вибродемпфирующей вставки (ШВВ), которая фиксируется в перфорации стальной пластины. Резиновые прокладки, как правило, хорошо противостоят различным условиям окружающей среды, таким как влажность и перепады температуры.

Схема с размещением в отверстии перфорации пластины дискретной вибродемпфирующей вставки показана на рис. 1.

С помощью коэффициента потерь ( — ) колебательной энергии описываются диссипативные свойства

ВДП. Энергия генерируется в ТМК в случае появления колебательных движений. Свойства ВДП рассмотрены в исследованиях [1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10].

Коэффициент потерь применяют при оценке рассеивающих свойств ВДП и других материалов, используемых для снижения вибрации и шума в инженерных системах. Чем выше значение коэффициента потерь, тем значительнее материал подавляет вибрации и снижает звуковую мощность. При выборе ВДП для конкретного применения важно учитывать значение коэффициента потерь и сравнивать его с требованиями к шумоподавлению и затуханию в системе.

Существующие математические модели, описывающие процесс рассеивания энергии колебаний пластин с различными видами покрытий (мягкими, твердыми, армированными), являются вполне достаточными и информативными. Согласно этим математическим моделям, коэффициент потерь ( — ) может быть определен либо в самой

структуре исследуемого объекта с покрытием, либо как коэффициент потерь материала покрытия, если — был

установлен экспериментально.

Ожидаемый эффект снижения шума ТМК от вибрационного возбуждения:

AL = 20lg—, —

где —1, — - соответственно суммарные коэффициенты потерь пластины до и после нанесения покрытия.

Чтобы рассчитать конкретный эффект шумоподавления, необходимо использовать уравнения, относящиеся к потерям материала и конструкции, для инженерных расчетов. Для этого можно использовать формулы для оценки коэффициента потерь и учета характера деформации покрытия.

Для пластин с колебательным возбуждением с ШВВ нет теоретического представления о рассеянии колебательной энергии.

Предлагается гипотеза, в соответствии с которой диссипация колебательной энергии в системе "пласти-на-ШВВ" является следствием совокупности факторов:

- энергия продольной волны уменьшается за счет добавления в пластину ШВВ, которая в свою очередь выполняет роль препятствия при распространении такой волны;

- сухое трение возникает между краем перфорированного отверстия пластины и поверхностью шва ШВВ;

- вязкоупругое трение возникает в корпусе ШВВ, изготовленного из резины [11, 12, 13].

Физически процесс рассеяния энергии возбужденной пластины с ШВВ в значительной степени совпадает с физической картиной в системе пластин с колебательным возбуждением с частичными локальным антивибрационным блоком, состоящем из локальных компонентов на ее поверхности. В исследовании [9] антивибратор рассматривается как локальная колебательная система, имеющая определенные массу, трение и упругие составляющие (рис. 2).

Н

ь X 4

1 1

И

а 2 1

Рис. 1. Схематическое изображение размещения на пластине демпфирующей вставки: 1 - пластина из металла; 2 - резиновая демпфирующая вставка

Рис. 2. Расчётная схема локального антивибратора

Применяемая для практической реализации демпфирования система с одной степенью свободы имеет повышенное механическое сопротивление и определенную частоту в пределах некоторой окрестности.

Математическая модель шумоподавления колеблющейся пластины с дискретными вибродемпфи-рующими вставками. На рисунке 3 показана пластина с дискретными вибродемпфирующими вставками из резины.

Рис. 3. Пластина с вибродемпфирующими вставками: 1 - пластина из металла; 2 - дискретные резиновые

вставки

Чт обы определить числовое значение падения уровня звукового давления пластины, оснащенной амортизирующими дискретными резиновыми вставками, будем использовать метод волнового сопротивления тонких пластин. Далее обозначим: N - количество демпфирующих вставок; р - плотность материала демпфирующей резиновой вставки, кг/м3; m - масса одной демпфирующей резиновой вставки, кг; р - плотность материала пластины, кг/м3; G - динамический модуль сдвига, Н/м2; р - плотность воздуха, кг/м3; c - скорость звука в воздухе, м/с; h - толщина пластины, м; kz - коэффициент жёсткости материала вставки, Н/м; H - высота демпфирующей вставки, м; d - диаметр отверстия под демпфирующую вставку, м; q - колебательные перемещения демпфирующей вставки, м; x, у - координатные оси пластины, м; у - безразмерная площадь пластины, выражающая отношение действительной площади пластины к единичной площади; у - коэффициент Пуассона; о - частота колебаний, с-1; E - модуль Юнга, Н/м2; Р - поперечное перемещение пластины, м; k - волновое число изгибных волн; F - ам-

^ o

плитуда поперечных усилий на пластине единичной площади, Н/м2; F - сила сопротивления окружающей воздушной среды, отнесённая к единичной площади пластины, Н/м2; Zl Z Z3 - волновое сопротивление пластины, демпфирующей вставки, пластины с демпфирующими вставками соответственно; W - энергия, излучаемая и по-

глощаемая пластиной с демпфирующими вставками за половину периода колебаний, Вт; W. - энергия в пластине с

I

демпфирующими вставками, Вт; В - изгибная жёсткость пластины; & - комплексная изгибная жёсткость пластины; Л П 2 Пт - коэффициенты потерь пластины, демпфирующей вставки, пластины с демпфирующими вставками (суммарный коэффициент потерь) соответственно; АЬ - изменение уровня звукового давления, дБ; I =

■ мнимая единица.

Процесс изменения уровня звукового давления в воздухе опишем с помощью выражения [7]:

AL(c)=201g

(1)

Коэффициент потерь ' (") будем определять с помощью гипотезы Кирхгофа - Лява, согласно которой

вводятся следующие допущения:

- бесконечно малый элемент пластины считаем сохраняющим свою длину и прямолинейную линию, а также нормаль к центральной плоскости;

- в пластине имеют место малые упругие поперечные деформации, остаточные деформации не возника-

- внешние силы вызывают в пластине плоское напряженное состояние;

- при изгибе пластины в срединной поверхности деформации не возникают. Внутренние усилия в пластине определяем из выражений:

(д 5

M,, = B

-+v

дх2 ду2

( д д

M 22 = B

-+V

ду2 дх2

M12 = M 21 = B(i-v)

д

дхду

дд Qi = B—А#; Qi = B—А#;

дх ду

(2)

д2 д2

где А = —__+—_ - оператор Лапласа.

дх2 ду2

Изгибные колебания определяем из выражения: д2 ( ^дд2 ( д2#

А( BA£) - (i-v)

дх2

B^ +—I B^- I-b-5^-

ду2 ) ду2 V дх2 ) дхду I дхду

д

22

д 2Е

+Ph =F (х, у,{ )

В случае, когда толщина пластины h = const и D = const, уравнение колебаний пластины примет вид:

д 2Е

BAA#+ph-|=F(x,y,t). (3)

dt

Сила, действующая на пластину на единицу площади, состоит из сил возбуждения F1 (х,у^) и воздушного сопротивления Fa.

Одномерное волновое уравнение имеет вид:

d 1 d

-=0,

(4)

dz2 с2 dt2

где у - потенциал скорости воздушной среды, имеющей плотность р^, имеющий приращение давления р и скорость акустических волн V:

р = ~Р.У V =У (5)

™ dt dz

При )=¡"ре1" потенциал можно записать в виде

)=уае ^+"),

а решение уравнения (4) примет вид:

(

c

2Л

V ° )

уогш = 0

уу=A1 exp

( ( z VV ic\ t +—

+B1 exp

ic\ t—

На основе уравнений (5) и (6) получаем:

К =PwCр(x,У,1) .

Возбуждающую силу определим по формуле

^ (х, у,1 )= ^ ехр(/("1 - к (х+у ))), а с учётом уравнения (7) преобразуем (3) к виду:

(6)

(7)

или

(д0 55.д

Б

дх4

-+2

+-

дх ду ду

+РНЧл = ро ехР(г(с-к(х+У)))~Р^С ^ д1 дt

Преобразуем (9) к виду:

д_

дt

y,t )=%0 ехр(1(Ш - к(х+у))), #(х, у^ )=%=^0гюехр(г (с - к (х+у )))■

Подставим (10) в (9), выполним дифференцирование, учтем (11), получим выражение:

Б 4к 4%ов(-к (х+у ))+рЫа%о1аег (с-к (х+у )) = Гоег(с-к (х+у '^-р^^гюв^-к (х+у ]) ■

Изгибная жёсткость вычисляется из выражения:

„3

На основе (12) определяем:

Б=(1+¡л )ЕИ'

/ Ч ¥о 4Бк4 ..

71 (с) = ^ 0 =--+ркгс+ркс ■

¡с

Преобразовав (14), получим:

/ \ Л ЕЙ3 к4

71 (с)=-^—+рКс+г

где к=

с

I г-с

12(1-к2) с Й

ркс- 4-

ЕЙ3

(9)

(10) (11)

(12)

(13)

(14)

(15)

волновое число, г =-

л/12

■ фазовая скорость изгибной волны.

12(1-к2) с

момент инерции сечения пластины единичной площади.

'рЬ)

Разделим выражение на части мнимую и действительную:

К-е(1(с)) =( В\с+р*

1т(21(с))=

рк —

4В

(-с )2

\ п /

с

В=

Ек3

(16)

Коэффициент потерь пластины запишем при условии демпфирования окружающего воздуха:

1

л (с)=МФ» __

яЩ

71 И

1+

1т(771(с)) Яе( (с)) _

(17)

Л (с)="

со+р^с

Уравнение (17) используем для построения графика (рис. 4). Для определения физических параметров демпфирующей вставки определяют основной параметр демпфирующей вставки. Для определения параметров движения пластины изучают колебательное движение пластины. Это включает амплитуду, частоту и форму колебаний пластины. Определите волновых свойств среды включает исследование волнового сопротивления, зависящего от типа среды, через которую проходит волна, вызванная вибрацией пластины.

Расчет волнового сопротивления выполняют, используя полученные данные о движении пластины и свойствах среды, можно дополнительно рассчитать волновое сопротивление демпфирующей вставки. Для этого могут потребоваться специальные уравнения и методы расчета, в зависимости от конкретных условий задачи. После того, как выполнен расчет и определение значения волнового сопротивления, необходимо проанализировать результаты. Оценивают, как волновое сопротивление вставки влияет на вибрацию пластины и насколько эффективно она поглощает или уменьшает вибрацию. Схема расчета для определения волнового сопротивления изображена на рис. 2.

или

сп =

с

или

1

0,01 ...........................i...................................................H..........................I.........................i..........................

о -i-i-i-i-i-

125 250 500 1000 2000 4000 8000

fr Гц

Рис. 4. График зависимости значений коэффициента потерь в пластине от частоты возбуждения при исходных данных: h =0,0025м, E = 2,1107Н/м2, v=0,3, р=7850кг/м3, pw =1,29 кг/м3, c =330м/с, г]=0,015

Сила упругой деформации может быть учтена с использованием коэффициента жесткости:

кг = Gh . (18)

Для источника колебательного движения демпфирующей вставки справедлив следующий закон:

Р(о,1 )=&", (19)

где Р0 - амплитуда поперечного перемещения пластины.

Этот закон может отличаться для разных сценариев и типов вибрации пластин. Чтобы учесть влияние бокового смещения на колебательное движение демпфирующей вставки, следует выполнить математическое описание движения пластины, то есть математически описать движение пластины с учетом бокового смещения. Для этого может потребоваться уравнение колебаний пластины, которое зависит от времени и координат.

Определяют силу, действующую на вставку используя математическое описание движения пластины, определяют, какие части движения влияют на вставку при ее демпфировании. Это может включать разбиение смещения на компоненты и определение того, как каждый компонент влияет на силу упругой деформации и силу трения. Расчет волнового сопротивления используют при получении данных о силах (сила упругой деформации и сила трения) для расчета волнового сопротивления демпфирующей вставки. Анализ результатов предполагает рассмотрение полученных значений волнового сопротивления и его влияния на колебательное движение демпфирующей вставки. Такой анализ позволяет понять, как вставка эффективно подавляет вибрацию, принимая во внимание боковое перемещение пластины.

Уравнение движения демпфирующей вставки имеет следующий вид:

тд+к, (д-р)+к2 (д-р)=0, (20)

где т = Ня-Г2рг - масса одной демпфирующей вставки.

Колебательное движение пластины происходит с определенной частотой, которая также передается на демпфирующую вставку, и их частоты совпадают в стационарном режиме.

Вибрационное движение пластины можно описать таким параметром, как частота вибрации (заданная частота), то есть та частота, с которой плата колеблется или вибрирует. Она определяется в зависимости от величины внешнего воздействия, вызывающего вибрацию платы. Демпфирующая вставка позволяет контролировать амплитуду и продолжительность вибрации пластины. Обычно она используется для уменьшения энергии колебаний и поддержания системы в менее подвижном состоянии. Демпфирование может происходить различными способами, например, за счет потери энергии внутри материала или за счет демпфирующих элементов.

Стационарный режим является состоянием системы, в котором амплитуда и частота вибрации пластины остаются постоянными с течением времени. Он достигается, когда энергия, поступающая в систему, равна энергии, покидающей систему в результате затухания и других потерь. Если установленная частота вибрации платы совпадает с частотой в стационарном режиме, это может означать, что система находится в резонансном состоянии, что может привести к увеличению амплитуды вибрации. Управление этим процессом важно для предотвращения повреждения системы или неэффективной работы.

Выражение (19) преобразуем к виду:

д(о,1 )=дое'", (21)

где до - амплитуда колебательного перемещения вставки.

Решаем совместно (21), (20) и (19):

тд+к^д+кд=(к^о+к2 )Роеш

или

(тд+к1гд+кД) =реШ. (22)

(("+^) 0

Переносную силу инерции находим из выражения:

165

где

F¡ = -ш^)=Гё

Импеданс демпфирующей вставки:

F = шо2Е ■

о ~ о

/ \ Г ша>2£

Чо О

Преобразуем (22) к следующему виду: шо. , . к, 1

ш о

шю2вш

{К1о+к,)

Сщо + кг1що +—¡що |=, г2 (о)=[(/^о2 - кг ) + ко С

1 1С у

кгш2о4 к2 (шо2-к2 )ша-к

шо

(о)=

ю-к2 шо3

кг2+ко

Действительная и мнимая части следующие

к; + ко

„ / / чч к,ш2а4 Re(z2 (о))= *

к2 + к2о

Im(z2 (о))=

к2 {¡по2 - кг ^шю-к2 шо3

К + к2о2

Коэффициент потерь для одинарной резиновой вставки

22

1, о)=

1

1+

1т(г2 (о))

Re(z2 (о)),

кАо+к2

(23)

(24)

(25)

12 (о)=-

к (то2 - к )шо-к2 шо3

2 V г / г

1 +

кгш о

(26)

С помощью уравнения (26) строим график зависимости значений коэффициента потерь для резиновой вставки (рис. 5).

1.1

0.8 0.7 0.6

0.3 0,2 0.1 11 ■

вооо

1, Гц

Рис. 5. График зависимости значений коэффициента потерь в резиновой вставке от частоты возбуждения в пластине при исходных данных: для пластины - Н =0,0025 м, й =0,01 м; для вставки - О =9,6105 Н/м2,

р =1400 кг/м3, к2 =2,4103, к1г =1,1, ш =1,58310-3 кг

Волновое сопротивление композитной пластины определяем из выражения

г3 (оС=у■ г1 (о)+N ■ г2 (о).

4аЬ

Из (15) и (25) с учетом у=_, получим:

1

у4Бп Шгш2о4

(Г о+ур-с+куо+1 ^

рН -

4Б

и. 166

о+N

к2 (шю2 - к2 )ша-к2шоъ

к2+ко

или

1

2

Суммарный коэффициент потерь в пластине получим при выделении мнимой и действительной частей в вышеуказанном уравнении, в результате получим:

1

Пт(")=

И

1+

1т(3 ("))

Пт(") = -

1+

р -

4В

((Сп )2

"+ N

к (т"2-к )т"-к2т"3

z \ ^ 1Г

к2+к2"2 z 1Г

у4В' (г-с,)2

" + урпс +

Ш, т "

_1Г_

к2 + к2"2 г 1Г

На рис. 6 приведен полученный с помощью уравнения (27) график. 0,1 г

пг

(27)

6. График зависимости значений суммарного коэффициента потерь в пластине с резиновой вставкой от частоты возбуждения при исходных данных: для пластины - h =0,0025 м, d =0,01 м, у =0,25; для резиновой вставки - О =9,610Н/м2, р=1400кг/м3, к2 =2,4103, к,г =1,1, т =1,58310-3 кг, N =80

Величину снижения уровня звукового давления получаем из выражения (1) и уравнений (25), (17):

г

АЬ(")=20^

1+

4В

/ —

(г-с )

V п /

"

4В'

(гс)

"+Р.с

1+

У

4В (г)

"+ N

к \т"2 - к т"-к2 т"

^ z / 1Г

к2 + к2"2 z 1Г

у 4В' (-с )

\ п /

"+ур^с +

Жт2"4

1г_

к2 + к"

где Г =

-Л2'с" ■

'Ф) ■

Учитываем, что

201ё^/х )= 4,3431п(х)

Тогда выражение (2.28) запишем в виде:

" ( \ ( (

АЬ=4.343

1п

1+-

9 а2

4п(й+— I

рh J

- 1п

1+

штук тт1 - к2 - к2"*1)

N_ ^ z z ,г '

У ^

к2 + к"

z 1

- 3урhю

лг к^т2"4 „ 7

N , 2 ,2—2 +УР„С+4урhr|(D

к2 + к"

(28)

или

1

2

У

2

2

h

На рис. 7 построены графики изменения уровня звукового давления от частоты (f) и от количества резиновых вставок (N) [11, 12].

г

7/

125 250 500 1000 2000 4000 8000

Гц

Рис. 7. График ■зависимости значений звукового давления пластины с резиновыми вставками от частоты возбуждения при исходных данных: для пластины - й =0,01 м, Н =0,0025 м, у =0,25; для резиновой вставки -

ш =1,583 10-3 кг, О =9,610 Н/м2, р=1400 кг/м3, кг =2,4103, к „=1,1, N =[280, 220, 160, 80, 40, 20, 10, 1]

Использование таких уравнений как (29) в инженерной практике может значительно улучшить конструкцию и эффективность систем демпфирования, которые важны во многих отраслях, где контроль вибрации и шума имеет решающее значение.

Выводы:

1) Основываясь на анализе теоретических исследований, предполагается, что физически процесс диссипации изгибной колебательной энергии в пластине с дискретными резиновыми вставками определяется сухим и вяз-коупругим трением между элементами исследуемой конструкции.

2) Предполагается, что процесс диссипации колебательной энергии в исследуемой пластине такая же, как и в системе возбужденных пластин с штучными антивибрационными блоками, расположенными на ее поверхности.

3) На основе принятых в исследованиях гипотезы и допущений получена математическая модель, с помощью которой представляется возможным уменьшить уровень звукового излучения пластин с ШВВ. Математическая модель может быть использована в качестве инструмента для инженеров и исследователей для разработки и оптимизации систем с демпфирующими вставками для уменьшения звукового излучения, что важно в различных областях, включая звукозащиту и вибрационную изоляцию.

Список литературы

1. Асминин В.Ф. Вибродемпфирующие покрытия с использованием сухого трения // Новое в безопасности жизнедеятельности и экологии: Сб. докл. всерос. науч.-практич. конф., С.-Петерб. 14-16 окт. 1996. Спб., 1996. С. 230-231.

2. Асминин В.Ф. К вопросу о типизации вибродемпфирующих покрытий // Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности: Сб. докл. III всерос. науч. конф., С.-Петерб. 16-18 июня 1998. Спб., 1998. Т. 2. С. 395396.

3. Асминин В.Ф. Съёмные вибродемпфирующие покрытия с магнитной фиксацией. Воронеж: ВГЛТА, 2000. 144 с.

4. Никифоров А.С. Вибропоглощение на судах. Л.: Судостроение, 1979. 184 с.

5. Asminin V.F., Chotelev S.J., Chepulsky Y.P. Reduction of noise at steel sheets working by using vibrodamp-ing covers of multiple use // Proseedings of The Second International Congress on Recent Developments in Air - and Structure - Born Sound and Vibration. Auburn univercity USA, 1992. Pp. 165-168.

6. Osmolovsky D., Asminin V., Druzhinina E. Reducing noise from round wood working machines by applying vibration damping friction pads between the saw blade and the clapmping flange Akustika. 2019. Vol. 32. С. 138-140.

7. Клюкин И.И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах. Л.: Судостроение, 1971. 416 с.

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

9. Никифоров А.С. Акустическое проектирование судовых конструкций: справочник. Л.: Судостроение, 1990. 200 с.

10. Авиационная акустика. Шум в салонах пассажирских самолетов / под ред. А.Г. Мунина. М.: Машиностроение, 1986. Ч. 2. 264 с.

11. Енин П.В. Теоретическое представление процесса демпфирования возбуждённых тонкостенных металлических конструкций применением демпфирующих вставок // Составляющие научно технического прогресса: Сб. материалов 2-й международной науч.-практ. конф., Тамбов, 21-22 апреля 2006 г. Тамбов, 2006. С. 77-80.

12. Енин П.В. Теоретическая оценка эффективности демпфирования вибровозбуждённых тонкостенных металлических конструкций применением штучных резиновых вставок // Дальневосточная весна - 2006: Международная науч.-практ. конф. В области экологии и безопасности жизнедеятельности, Комсомольск-на-Амуре, 27 апреля 2006 г. Комсомольск-на-Амуре, 2006. С. 96-100.

13. Асминин В.Ф., Енин И.В., Самофалова А.С., Сазонова С.А. Теоретическое и экспериментальное обоснование применения вибродемпфирующих вставок в вариативном исполнении для снижения звуковой вибрации от тонкостенных металлических кожухов и ограждений // Техносферная безопасность: научные тенденции, средства обеспечения, специальное образование. Материалы Всероссийской научно-практической конференции. Отв. редактор И.М. Казбанова. Воронеж, 2023. С. 120-124.

Асминин Виктор Федорович, д-р техн. наук, профессор, [email protected]. Россия, Воронеж, Воронежский государственный лесотехнический университет им. Г.Ф. Морозова,

Сазонова Светлана Анатольевна, канд. техн. наук, доцент, [email protected], Россия, Воронеж, Воронежский государственный технический университет,

Самофалова Алевтина Сергеевна, аспирант, [email protected], Россия, Воронеж, Воронежский государственный лесотехнический университет им. Г.Ф. Морозова

PROTECTION AGAINST NOISE OF VIBRATION EXCITATION OF THIN-WALLED STRUCTURAL ELEMENTS OF MACHINE TOOLS BY DISCRETE VIBRATION DAMPING INSERTS

V.F. Asminin., S.A. Sazonova, A.S. Samofalova

Thin-walled metal structures (made of plates) are widespread in mechanical engineering and are found in the form of equipment housings, technological cabinets and casings for various purposes. When operating machines and other equipment, thin-walled metal structures are subject to vibration, which is accompanied Ьу intense noise radiation. The results of theoretical and experimental studies of noise reduction from excited metal thin-walled structures Ьу using discrete vibration-damping inserts placed through perforations in the plates are presented.

Ke^у words: protective covers of machine tools, noise, vibrations, excited thin-walled metal structures, noise reduction, damping.

Asminin Viktor Fedorovich, doctor of technical sciences, professor, professor, [email protected]. Russia, Voronezh, Voronezh State Forestгу Engineering University named after G.F. Morozov,

Sazonova Svetlana Anatofyevna, candidate of technical sciences, docent, [email protected]. Russia, Voronezh, Voronezh State Technical University,

Samofalova Alevtina Sergeevna, postgraduate, [email protected], Russia, Voronezh, Voronezh State Forestгу University named after G.F. Morozov

УДК 67.05

DOI: 10.24412/2071-6168-2023-12-169-170

РАЗРАБОТКА ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ СНИЖЕНИЯ ШУМА И ТРАВМОБЕЗОПАСНОСТИ ОПЕРАТОРОВ

МНОГОПИЛЬНЫХ СТАНКОВ

А.А. Сизо, А.Е. Литвинов, А.Н. Чукарин

В данной статье представлены результаты разработки устройства, которое внедрено в конструкцию многопильных станков и одновременно решает две важные задачи: снижение шума при работе многопильных станков и снижение травматизма операторов, работающих на этих станках. В статье представлены результаты разработки устройства, внедряемого в конструкцию многопильных отрезных станков, и выполняющего стразу две важные задачи: обеспечение снижения шумов при работе многопильных станков и уменьшение травматизма операторов при работе на данных станках.

Ключевые слова: многопильный станок, дисковая пила, травматизм, вибрация, шум.

В настоящее время металлообрабатывающее и деревообрабатывающее производство, часто использующее устаревшее оборудование и технологии, характеризуется неудовлетворительным положением области охраны труда. Участки и цеха металлорежущих и деревообрабатывающих станков можно отнести к категории опасных, т.к. у этого оборудования в большинстве случаев на рабочих местах наблюдаются повышенные уровни шума. Среди всей гаммы металло- и деревообрабатывающих станков следует обратить особое внимание на станки пильной группы, которые отличаются высокими уровнями шума в высокочастотной части спектра(что обусловлено конструкцией узла резания, высокими скоростями и геометрией режущего инструмента), где превышение над предельно-допустимыми значениями достигает 15-25 дБ и повышенной концентрацией мелкодисперсной пыли, что вызывает такие профессиональные заболевания как шумовая болезнь, пневмокониоз, силикоз и т.д.[1-3].

Следует отметить, что на отечественных станках пильной группы системы защиты, работающих от шума и пыли, не предусматривалось при проектировании и весьма редко применяются при эксплуатации.

В связи с этим, важной задачей является правильный выбор технологии и комплексной организационной и инженерной систем защиты от шума, вибрации и травматизма, еще на стадии проектирования станков пильной группы [2-4].