Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ГЛАВА 10 ЗАЩИТА ОТ ВИБРАЦИИ
Развитие механизации в строительстве и промышленности строительных материалов вызвало широкое использование вибрационной техники, мощных строительных машин и механизмов. В результате возрастает число людей, подвергающихся неблагоприятному воздействию высоких уровней вибрации.
Шум, как правило, является следствием вибрации и поэтому на практике часто рабочие испытывают совместное неблагоприятное действие шума и вибрации. Воздействие вибрации не только отрицательно сказывается на здоровье, ухудшает самочувствие, снижает производительность труда, но иногда приводит к профессиональному заболеванию —виброболезни. По данным Всемирной организации здравоохранения повышенные уровни вибрации и шума являются ведущими факторами в возникновении сердечнососудистых заболеваний.
Основными источниками вибрации и шума являются машины для приготовления, распределения и виброуплотнения бетонной смеси: бетоносмесители, дозаторные установки, виброплощадки, а также строительные машины, компрессоры, бульдозеры и др.
Ручной механизированный инструмент с электро- и пневмоприводом передает интенсивные вибрации на руки рабочего и характеризуется высоким уровнем шума.
При работе машин и механизмов низкочастотные вибрации вызываются инерционными силами, силами трения, периодическими рабочими нагрузками. Высокочастотные вибрации возникают в результате ударов из-за наличия зазоров в соединениях механизмов, ударов в зубчатых и цепных передачах, соударений в подшипниках качения.
10.1. ФИЗИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВИБРАЦИИ
Колебаниями в технике называют движения, обладающие определенной повторяемостью во времени. Простейшими колебаниями являются гармонические, при которых переменная величина изменяется по закону синуса или косинуса:
X = Xosinωt (10.1)
где X —амплитуда виброперемещения; ω—круговая частота колебаний.
По способу возбуждения колебания могут быть свободными или вынужденными. Свободные (или собственные) колебания —это такие колебания, которые совершает механическая система, обладающая упругостью и массой, после выведения из состояния равновесия. Характер свободных колебаний (частота, продолжительность) зависит только от свойств самой системы —массы, упругости, сил затухания.
Рассмотрим свободные незатухающие колебания механической системы, состоящей из массы М, подвешенной на безмассовой пружине, обладающей жесткостью K.
Жесткость —это величина, численно равная силе (Н), которую необходимо приложить к упругому элементу, чтобы получить единичную деформацию, например в 1 см.
Предлагаем, что силы, вызывающие затухание колебаний груза, отсутствуют; колебания происходят только в вертикальной плосккости; крутильными колебаниями пренебрегаем. При колебаниях действующие в системе внутренние силы —упругая сила пружины КХ и инерционная сила —должны динамически быть уравновешены. Поэтому уравнение сил, действующих внутри системы в каждый момент времени, можно представить в виде
(10.2)
Решением этого уравнения является синусоидальная функция.
Дифференцируя по времени уравнение (10.1), находим скорость X и ускорение X колебательного движения:
(10.3)
Поставив уравнения (10.1) и (10.3) в уравнение (10.2), находим значение находим значение круговой частоты собственных колебаний (с-1)
. (10.4)
Круговая частота собственных колебаний механической системы зависит от массы груза и жесткости пружины.
Принимая во внимание, что период колебаний Г(с) (т. е. время одного полного колебания) связан с круговой частотой (с~!), отношение
, (10.5)
частоту собственных колебаний (Гц) можно выразить в виде
(10,6)
По формуле (10.6) с достаточной точностью (без учета затухания) можно определить частоту собственных колебаний большинства встречающихся в инженерной практике колебательных систем.
10.2: ГИГИЕНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И НОРМЫ ВИБРАЦИИ
Повышенные уровни вибрации оказывают вредное воздействие на здоровье и работоспособность человека.
Колебания с частотой 3...30 Гц приводят к возникновению в организме человека неприятных и вредных резонансных колебаний различных частей тела и отдельных органов, собственные частоты колебаний которых находятся в интервале частот 3...6, 6... 12, 25...30 Гц. Например, в положении стоя резонансные колебания головы относительно плеч возникают при частоте колебаний 25...30 Гц. Большинство внутренних органов входит в резонансные колебания в диапазоне частот 6...9 Гц. Длительное воздействие вибраций может вызвать стойкие изменения физиологических функций человека.
При оценке воздействия вибрации необходимо различать общие вибрации, вызывающие сотрясения всего организмами локальные воздействия на руки человека. Действие локальных вибраций не ограничивается органами, находящимися в соприкосновении с вибрирующими деталями машин, они оказывают влияние на центральную нервную систему и через нее рефлекторно воздействуют на другие органы человека. Под влиянием вибрации наибольшие изменения происходят в нервной и сердечно-сосудистой системах. Объективно неблагоприятное действие вибраций выражается в виде утомления, головной боли, болей в суставах кистей рук и пальцев, повышенной раздражительности. Общая вибрация вызывает в организме более выраженные и стойкие изменения, чем аналогичная локальная. При длительной работе на вибрационном оборудовании у рабочего может развиться вибрационная болезнь, характеризующаяся нарушением функций различных органов и прежде всего периферической и центральной нервной системы.
Эффективное лечение виброболезни возможно только на ранних стадиях, причем восстановление нарушенных функций происходит медленно. В тяжелых случаях в организме происходят необратимые органические изменения, приводящие к инвалидности.
На современном уровне развития техники не всегда удается снизить вибрации до абсолютно безвредного уровня. Поэтому при нормировании исходят из того, что работа возможна не в наилучших, а в приемлемых условиях, т. е. когда вредное воздействие вибрации не проявляется или проявляется незначительно, не приводя к профессиональным заболеваниям.
В настоящее время классификацию, гигиенические нормы вибрации, требования к вибрационным характеристикам производственного оборудования, включая и транспортные средства (кроме железнодорожного и авиационного), определяют ГОСТ 12.1.012—«Вибрационная безопасность.
В практике нормирования и измерения вибрации определение параметров вибрации производят не для каждого значения частоты, а для некоторой полосы частот. Интервал частоты, в котором верхняя граничная частота fB вдвое больше нижней граничной частоты fH, называется октавой, т. е. для
любой октавной полосы, на которые разбивается весь частотный диапазон, должно выполняться условие fв/fн = 2, для треть октавных полос fв/fн = 1,26. В целом каждую октавную полосу (или треть октавную) характеризует значение среднегеометрической частоты.
Применяемые в СССР октавные полосы соответствуют Международным стандартам и составляют следующий ряд: 1; 2; 4; 8; 16; 31,5; 63; 125; 250; 500; 1000 Гц. При измерениях определяют уровни вибрации в октавных полосах и сопоставляют с допускаемыми по действующим нормам.
В связи с очень широким диапазоном изменения абсолютных параметров вибрации в практике виброаккустических измерений применяются относительные логарифмические уровни параметров.
Уровень параметра представляет собой десятичный логарифм отношения абсолютного значения параметра к его начальному (пороговому) значению. В качестве порогового значения параметра принимается стандартная величина, равная 5•-8 м/с. Уровни параметров вибрации выражаются в децибелах (дБ).
Логарифмические уровни виброскорости Lv (дБ) определяют по формуле
Lv = 20•gVcp.KB/(5- 10-8),
где Vср.кв —среднеквадратичное значение виброскорости, м/с.
Логарифмические уровни виброускорения La (дБ) определяют по формуле
где а —среднее квадратическое значение виброускорения, м/с2.
Гигиеническими характеристиками вибрации, определяющими ее воздействие на человека, являются среднеквадратичные значения виброскорости или ее логарифмические уровни.
Общая вибрация нормируется по следующим октавным полосам частот: 1; 2; 4; 8; 16; 31,5; 63 Гц. Локальная вибрация нормируется по октавным полосам частот: 8; 16; 31,5; 63...1000 Гц. Общая вибрация, воздействующая на человека, нормируется отдельно в каждой октавной полосе по вертикальному направлению (ось Z) или горизонтальному направлению (оси X, Y). Выбор нормирования определяется в зависимости от интенсивности вибрации, т. е. нормирование производится по более интенсивному действию вибрации (или по оси Z, или совместно по осям X и Y).
10.3. МЕТОДЫ ЗАЩИТЫ ОТ ВРЕДНОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ ВИБРАЦИИ
Разработка мероприятий по защите от вибраций рабочих мест должна начинаться на стадии проектирования технологических процессов и машин, разработки плана производственного помещения, схемы организации работ. Методы уменьшения вредных вибраций от работающего оборудования можно разделить на две основные группы: 1) методы, основанные на уменьшении интенсивности возбуждающих сил в источнике их возникновения; 2) методы ослабления вибрации на путях их распространения через опорные связи от источника к другим машинам и строительным конструкциям.
Если не удается уменьшить вибрацию в источнике или вибрация является необходимым технологическим компонентом, то ослабление вибрации достигается применением виброизоляции, виброгасящих оснований, вибропоглощения, динамических гасителей вибрации. Технологические мероприятия по борьбе с вредными вибрациями состоят в выборе таких технологических процессов, в которых используются машины, возбуждающие минимальные динамические нагрузки, например переход от машин, использующих вибрационный метод уплотнения бетонной смеси (виброплощадки и т. п.) к без вибрационной технологии изготовления железобетонных изделий, когда формирование осуществляется прессованием или нагнетанием под давлением бетонной смеси в форму.
10.4. ИЗМЕРЕНИЕ ВИБРАЦИЙ
Выпускаемая в настоящее время виброизмерительная аппаратура основана на использовании электрических методов, обеспечивающих высокоточные измерения вибрации различной частоты при широком диапазоне изменения смещения, скорости и ускорения колебаний. Преобразование механических колебаний в электрические осуществляется с помощью магнитоэлектрических или пьезоэлектрических приемников вибрации (датчиков).
Поступающие от датчиков электрические сигналы усиливаются, преобразуются (интегрируются, дифференцируются) и подаются на регистрирующий прибор, отградуированный в абсолютных или относительных величинах.
Параметры вибрации могут быть получены путем снятия показаний со стрелочного или цифрового индикатора, расшифровки осциллографической или магнитной записи.
В настоящее время измерения параметров вибрации должны проводиться в соответствии с установленными стандартами. Требования к измерительным приборам, датчикам, методам обработки результатов измерений определены в ГОСТах: ГОСТ 12.4.012—«Вибрация. Средства измерения и контроля вибрации на рабочих местах. Технические требования»; ГОСТ 16519—* «Машины ручные. Методы измерения вибрационных параметров» и др.
В СССР виброизмерительную аппаратуру изготовляет Таганрогский завод «Виброприбор», за рубежом лучшую аппаратуру выпускает датская фирма «Брюль и Къер».
10.5. ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ
В инженерной практике часто приходится разрабатывать мероприятия по уменьшению вибрации на путях ее распространения от источника вибрации. Эффективным способом борьбы с вредной вибрацией является пассивная виброизоляция в сочетании с применением виброгасящих оснований. С ее помощью достигается уменьшение передачи динамической силы от машины к основанию, а также уменьшение вибраций, передаваемых от основания к рабочим местам посредством размещения между ними упругих элементов (виброизоляторов или амортизаторов). Установка машин на упругие опоры практически не ослабляет вибрации самой машины, но уменьшает передачу вибраций на поддерживающую конструкцию и, следовательно, уменьшает вибрацию рабочих мест.
Виброизоляция называется активной, если для ее уменьшения используется дополнительный источник энергии. Пассивную виброизоляцию применяют в том случае, если требуется защитить рабочее место от колебаний основания или защитить основание от колебаний неуравновешенных машин.
угловой скоростью ω возбуждается динамическая сила, центробежная сила Fmax=mω2R, изменяющаяся по гармоническому закону, т. е. F=Fmaxsinωt С целью виброизоляции машина установлена на стальные пружины-амортизаторы. По такому принципу работают многие вибрационные машины, например одновальные вибраторы, виброплощадки с круговыми колебаниями, виброгрохоты и т. п.
Для объяснения принципа пассивной виброизоляции рассмотрим динамически неуравновешенную машину массой М, на валу которой, закреплена эксцентрично масса m на расстоянии R от оси вращения (рис. 10.1). При вращении вала машины с
Рис. 10.1. Схема виброизоляции динамической неуравновешенной машины
Оценка эффективности пассивной виброизоляции состоит в определении части динамической силы, передаваемой машиной на основание (статическая нагрузка от веса машины передается полностью). При действии силы F= Fmaxsinωt пружины деформируются и в пружинах возникают силы упругости, равные величине КХ, где X —деформация пружины под действием динамической силы F; К —жесткость пружины. Виброактивная машина массой М, установленная на виброизоляторах, колеблется под действием возмущающей динамической силы F с амплитудой виброперемещения X. Если жесткость амортизаторов К мала (мягкая подвеска), то сила деформации КХ, возникающая в амортизаторе, значительно меньше силы F и, следовательно, на основание передается только малая часть динамической силы F0=KX. Возмущающая сила уравновешивается силой инерации массы М (масса демпфирует), т. е. при изменении направления силы F инерционные силы от массы М действуют в противоположном направлении и значительно нейтрализуют действие возмущающих динамических сил. Эффективность виброизоляции будет тем выше, чем меньше динамическая сила передается на основание, т. е. чем меньше величина КХ.
Показателем эффективности пассивной виброизоляции является коэффициент передачи μ который показывает, какая доля динамической силы, возбуждаемой машиной, передается через амортизаторы на основание:
μ=Fo/F=KX/F
Для пассивной виброизоляции (рис. 10.2) коэффициент передачи определяется как отношение значения перемещения Хо (скорости Vо, ускорения aо) защищаемого объекта к значению этой же величины X источника возбуждения, т. е.
μ=Xo/X=Vo/V=a0/a
Затухание колебаний определяется величиной относительного демпфирования Д, которая изменяется от 0 до 1.
а)
6)
I
ЩЩЩЩ ШШШШ
'//////////////////.■/ ////////у////Л/////
Рис. 10.2. Пассивная виброизоляция источника вибрации (а) и рабочего места (б)
Если пренебречь затуханием колебаний в материале виброизоляторов, т. е. Д = 0, то в стальных пружинных виброизоляторах коэффициент передачи
(10,7)
где f —частота вынужденных колебаний, Гц; fо —частота собственных колебаний, Гц.
Из формулы (10.7) видно, что для получения достаточно малого значения коэффициента передачи необходимо, чтобы частота собственных колебаний была намного меньше частоты вынужденных колебаний. Из рассмотрения графической зависимости ц, от отношения f/fо видно, что различные амортизаторы уменьшают динамическую силу, передаваемую на основание при отношении f/fо, большим (рис. 10.3).
Рис. 10.3. Зависимость коэффициента передачи ц от f/fo
1—при использовании стальных пружинных виброизоляторов (D→0); 2—то же, резиновых виброизоляторов (D = 0,2)
Практически необходимая эффективность работы амортизаторов будет иметь место при f /fO равном 3...4. Если частота собственных колебаний виброизоляционной машины незначительно отличается от , частоты вынужденных колебаний, то динамическая сила, передаваемая на основание, будет возрастать и применение амортизаторов оказывается не только бесполезным, но и вредным, так как резко возрастет амплитуда колебаний виброизолированной машины. При f = fo наступает резонанс —резкое увеличение интенсивности колебаний виброизолированной машины. Для отстройки от резонансного режима необходимо произвести расчет собственной частоты виброизолированной машины и по паспортным данным двигателя или экспериментальным путем определить частоту вынужденных колебаний. Резонансные колебания исключаются при выполнении условия f / fo> 2.
При проектировании систем виброизоляции необходимо надежно исключить резонансные явления. Для этого кроме выполнения указанного выше условия целесообразно использовать виброизоляторы с большим внутренним трением, например резиновые. При пуске и остановке машины, установленной на виброизоляторы, она дважды проходит через резонансную полосу частот. Из рис. 10.3 видно, что при использовании резиновых виброизоляторов усиление колебаний в резонансном режиме значительно меньше, чем при стальных пружинных виброизоляторах, обладающих малым внутренним трением.
Частота собственных колебаний виброизолированной системы (без учета трения)
(10,8)
Статическая осадка амортизатора (см) под действием веса виброизолированной машины определяется из выражения λСТ = Р/К, где Р —вес машины, Н; К —жесткость амортизаторов, Н/см.
Можно записать, что К=Р/λСТ; Р =Mg, где g=981 см/с2. Подставляя в формулу (10.8) значение К, получим:
Таким образом, собственная частота колебаний виброизолированной машины определяется только статическим прогибом виброизолятора под действием веса машины. Чем больше λст, тем «мягче» амортизаторы, меньше собственная частота колебаний системы, и, следовательно, лучше виброизолирующие свойства амортизаторов. Если учитывается эффект затухания колебаний в системах виброизоляции, то с большой степенью точности коэффициент передачи μ определяют по формуле
где —относительное демпфирование; ξ, —коэффициент сопротивления, Н•'c/м; М—виброизолированная масса, кг; К —жесткость виброизоляторов Н/м; ω, ωo —угловые частоты вынужденных и собственных колебаний виброизолированной Системы, с-1.
В практике проектирования систем виброизоляции сначала определяют норму вибрации, а затем задаются необходимым коэффициентом передачи μ или значением частоты собственных колебаний f0 виброизолированной машины. Зная μ. и частоту вынужденных колебаний, определяют fо, а затем рассчитывают суммарную жесткость К всех амортизаторов. Если же задаются значением частоты собственных колебаний, то сразу может быть определена суммарная жесткость амортизаторов. Ниже приводятся зависимости для расчета f0 (Гц) и К(Н/см):
Методы расчета виброизоляции приведены в ГОСТ 12.4.093—«Вибрация. Машины стационарные. Расчет виброизоляции поддерживающей конструкции». Указанный стандарт распространяется на стационарные машины, монтируемые на фундаментах или конструкциях зданий, но не распространяется на машины, в которых вибрация используется для выполнения технологических процессов, т. е. на виброплощадки, вибропрокатные станы и др.
Виброизоляторы выполняют из стальных пружин, резины и других материалов. Применяют также комбинированные резинометаллические и пружинно-пластмассовые виброизоляторы, пневморезиновые амортизаторы, в которых используют упругие свойства сжатого воздуха. Пружинные стальные амортизаторы широко применяют в различных строительных машинах и механизмах. Они обладают высокой виброизолирующей способностью (μ = =1/40...1/60) и долговечностью. Однако в силу небольшого внутреннего трения стальные пружины плохо рассеивают энергию колебаний, поэтому затухание колебаний машины, установленной на стальных пружинах, происходит за 15...20 периодов. Применение пружинных виброизоляторов для машин, имеющих несколько механизмов и работающих в повторно-кратковременном режиме (например, краны, экскаваторы), не всегда возможно из-за суммирования колебаний от различных механизмов. Пружинные амортизаторы используют для виброизоляции виброплощадок, бетоносмесителей, бетоноукладчиков, вентиляторов, двигателей внутреннего сгорания и других механизмов. Стальные пружины в сочетании с гидроамортизаторами применяют для подрессорива-ния рабочих мест в кабинах экскаваторов, скреперов, бульдозеров и др.
В отличие от пружинных резиновые виброизоляторы обладают большим внутренним трением (коэффициент неупругого сопротивления равен 0,03... 0,25), и их целесообразно применять, когда необходимо уменьшить время затухания собственных колебаний и амплитуды колебаний на резонансных режимах. Виброизолирующая способность резиновых амортизаторов меньше (μ = 1/5... 1/20), чем у пружинных. Положительные свойства резиновых и пружинных амортизаторов сочетаются и в конструкциях комбинированных пружинно-резиновых виброизоляторов (рис. 10.4). Для получения необходимой виброизолирующей способности форма резиновых амортизаторов должна обеспечить свободную боковую деформацию. Для этого резиновые амортизаторы изготовляют в виде элементов, ширина которых соизмерима с высотой или в виде ребристых, или дырчатых плит. Если в качестве амортизатора использовать лист монолитной резины, то виброизоляция достигнута не будет. Расчет резиновых амортизаторов сводится к выбору сорта резины, требуемой жесткости, определению геометрических размеров и проверки допустимой удельной нагрузки.
Рис. 10.4. Виброизоляторы: а—резинометаллический типа АКСС; б —пружинно-резиновый типа АД с пневмодемпфированием; в —АЦП; г —типа ДК; д —типа АПН сильнодемпфированный пластмассовый; е —пневмоамортизатор
В последнее время для виброизоляции широко применяют виброизоляторы, использующие упругие свойства сжатого воздуха. Пневмоамортизаторы просты по конструкции и обладают высокими виброизолирующими свойствами (см. рис. 10.4). Амортизаторы такого типа используют в автомобильном и железнодорожном транспорте, для защиты приборов на самолетах, ракетах, а также виброизоляции виброгрохотов и др.
Для расчета пассивной виброизоляции с использованием стальных пружинных виброизоляторов необходимы данные о частоте f и виброскорости основания v; допускаемые по ГОСТ 12.1.012—* значения виброскорости vo; массу виброизолированной плиты; число одновременно находящихся на плите рабочих.
По данным натурных измерений известна среднеквадратичная виброскорость основания V = 9 см/с и основная частота вибрирования равна 50 Гц. Допускаемая виброскорость колебаний рабочих мест определяется по ГОСТ 12.1.012—* в зависимости от частоты вынужденных колебаний. При f = 50 Гц допустимая среднеквадратичная виброскорость рабочего места V = 0,2 см/с, определим необходимую эффективность виброизоляции μ исходя из требований создания на виброизолированной плите допустимого уровня вибрации:
Суммарная жесткость виброизоляторов при fo = 5
К = Р/λст = Pf20 /25 = 5500 (6,5)2 /25 = = 9295 Н/см,
где Р = 5500 Н —вес плиты и установленного на ней оборудования с учетом веса людей (принимается исходя из размеров виброизолированной железобетонной плиты толщиной 0,12 м). Учитывая продольную устойчивость плиты, выбираем число пружин п, определяем жесткость одной пружины К при заданном числе пружин:
К′ == K/п = 9295/8 = 1161 Н/см.
Находим расчетную нагрузку на одну пружину Р'
'
где Р —вес одного человека; т —число людей, одновременно находящихся на плите; п —число пружин.
В ГОСТ 12.4.093—представлена методика расчета пружинных и резиновых виброизоляторов с учетом жесткости в трех направлениях (оси X, Y, Z).
Для расчета виброизоляторов необходимы следующие данные: Кх, Ку, Кг—жесткость виброизоляторов по осям X, Y, Z (Н/м); силовая нагрузка на виброизолятор, Н.
Геометрические размеры пружин определяют по ГОСТ 13765—.
Далее находят жесткость пружинных виброизоляторов в горизонтальной плоскости
где λ —рабочая деформация пружин, м; h —высота пружин при рабочей деформации, м; do —средний диаметр пружины, м.
Затем по формулам, представленным в ГОСТ 12.4.093—, проверяется устойчивость пружинных виброизоляторов.
•Расчёт резиновых виброизоляторов. Резиновые виброизоляторы обеспечивают виброизоляцию с коэффициентом виброизоляции μ= 1/5 и ниже при частоте вынужденных колебаний от 20 Гц и более. Эффективная работа резиновых виброизоляторов достигается, когда они выполнены в виде коротких элементов, у которых высота Н и поперечный размер А отвечают условию: H≥A/4. В этом случае обеспечиваются необходимая статическая осадка виброизолятора и достаточно низкое значение частоты собственных колебаний виброизолированной системы.
Расчет резиновых виброизоляторов ведется в такой последовательности: по паспортным данным машины или путем измерений определяют частоту вынужденных колебаний f (Гц); эффективность виброизоляции определяют выбором отношений f/f0, где f0 —частота собственных колебаний виброизолированной установки. При f/fQ = 3 обеспечивается виброизоляция с μ= 1/8 и эффективностью 87%, т. е. виброизоляторы поглощают до 87 % энергии вибрации; выбирают сорт резины мягкой и средней твердости с расчетным напряжением 0,2...0,4 МПа и динамическим модулем упругости Е от 2,5...20 МПа; исходя из конструктивных особенностей машины (виброизолированного рабочего места) задаются числом виброизоляторов n; находят характерный размер площади поперечного сечения 5 (сторона квадрата, большая сторона прямоугольника, диаметр) по зависимости:
где Р —вес машины, Н; п —число виброизоляторов; σ —расчетное напряжение в резине, Па. Далее определяют полную высоту резинового виброизолятора H, исходя из условия H≥A/4; рабочая высота виброизолятора Н = Н —А/8; жесткость одного резинового амортизатора в вертикальном направлении определяют по зависимости:
где Ед —динамический модуль упругости при сжатии; S —площадь поперечного сечения одного виброизолятора.
Рассчитывают частоту собственных вертикальных колебаний виброизолированной системы:
где g = 9,81 м/с2.
Расчетное значение fо сравнивают с требуемым по условиям виброзащиты, т. е. если f0 окажется больше требуемой, то в расчет следует внести следующие изменения: а) выбрать резину с меньшим динамическим модулем; б) в допустимых пределах увеличить статическое напряжение в резине; в) увеличить вес машины или виброизолированного рабочего места.
Виброизоляция машин с частотой вынужденных колебаний ниже 42 Гц при использовании резиновых амортизаторов не обеспечивает высокой эффективности виброизоляции.
Рис. 10.5. Схема установки коврика КВ-2 под фундамент виброплощадки
Вибрация машин, фундаментов, рабочих мест с интенсивностью виброскорости до 1 см/с может быть снижена за счет использования стандартных виброизолирующих ковриков КВ-1 и КВ-2. Коврики имеют ширину 350 и 338 мм при толщине 21 и 26 мм и номинальную удельную нагрузку от 0,03 до 0,13 МПа (рис. 10.5). При установке машин на виброизолирующие коврики собственная частота системы изменяется в зависимости от удельной нагрузки. Для ковриков КВ-1 fo = 9...25 Гц при изменении удельной нагрузки от 0,06...0,0008 МПа. При использовании ковриков КВ-2 fo=Ю... 30 Гц при удельной нагрузке 0,4...0,05 МПа. Коврики целесообразно использовать для виброизоляции фундаментов виброплощадок, виброизоляции рабочих мест, располагаемых на массивных железобетонных плитах с удельной нагрузкой 0,06...0,08 МПа. Применение ковриков КВ-1 для виброизоляции рабочих мест у виброплощадки (или оператора БСУ), располагаемых на массивной железобетонной плите весом 12 000 Н, при площади коврика 2000 см2, удельной нагрузке 0,06 МПа обеспечивает частоту собственных колебаний виброизолированного рабочего места 9... 10 Гц. Такая виброизоляция позволяет при частоте вынужденных колебаний 50 Гц достигнуть уменьшения амплитуды виброперемещения на рабочем месте с 15...20 раз. •Виброизоляция поста управления. Виброизоляция может быть выполнена как с помощью стальных пружинных, резиновых, так и пневмоамортизаторов (рис. 10.6). Воздух в пневмоамортизаторе находится под давлением 3...20 кПа. Нагрузка на пневмоамортизатор, выполненный в виде автомобильной камеры, составляет 1000...4000 Н. Собственная частота виброизолированного поста в зависимости от нагрузки находится в пределах 2...4 Гц, что обеспечивает виброизоляцию с μ= 1/150 при частоте вибрации 50 Гц. Для виброизоляции постов управления используют также вибродемпфирующие маты, склеенные из отдельных пластин губчатой резины толщиной 40...50 мм при удельной нагрузке 2...40 кПа. В рабочем кресле оператора предусматривается виброизолированное сиденье с использованием гидравлического демпфера, обеспечивающего коэффициент затухания в пределах 0,2...0,3. В качестве виброизоляторов используют стальные, резиновые и комбинированные виброизоляторы, обеспечивающие частоты собственных колебаний 1,5... 15 Гц. На рис. 10.7 показано виброизолированное сиденье конструкции ЛИИЖТ, собственная частота которого не превышает 2 Гц, а снижение вибрации на частотах 16...63 Гц достигает 8 дБ.
Рис. 10.7. Виброизолированное сиденье с демпфером вязкого трения
Расчет виброизолированных рабочих мест операторов самоходных строительных машин выполняют по следующей методике.
Исходные данные: ω—угловая частота вынужденных колебаний машины: ω = 2πf,с-1; mс—масса подрессоренной части сиденья; m0 —масса водителя.
Расчет ведут в такой последовательности: определяют часть массы водителя, приходящейся на сиденье, mч = О,7mо; рассчитывают массу под-рессорной части сиденья т = тс -тч определяют собственную частоту виброизолированной системы
Находят значение относительного демпфирования
Рис. 10.6. Виброизоляция поста управления:1—пневмоамортизатор; 2—железобетонная плита; 3—пульт управления
Определяют коэффициент передачи
где ξ—коэффициент сопротивления, Н-с/м.
Рассчитывают скорость колебания сиденья (м/с)
Определяют ускорение колебаний сидения (м/с2)
Рассчитывают логарифмический уровень виброскорости(дБ)
полученное значение L сравнивают с допустимыми поГОСТ12.1.012—.
10.6. ВИБРОГАСЯЩИЕ ОСНОВАНИЯ
Уменьшить колебания, передаваемые на рабочие места и строительные конструкции, от динамически неуравновешенных машин (виброплощадок, дробилок, мельниц, вентиляторов, силовых установок и др.) возможно путем их установки на массивные виброгасящие основания (рис. 10.8). Конструктивно виброгасящие основания выполняют в виде железобетонной плиты, по периметру которой устраивают акустический шов, заполняемый легкими упругими материалами и предназначенный для устранения непосредственной передачи колебаний от фундамента к строительным конструкциям. Фундаменты под виброактивные машины должны удовлетворять условиям прочности и устойчивости, а интенсивность вибрации рабочих мест, размещенных на них, не должна превышать значений, установленных ГОСТ 12.1.012—*.
Расчет фундаментов под виброактивную машину заключается в проверке соответствия амплитуды вибросмещения колебаний требованиям норм.
Рассмотрим методику расчета фундамента под виброплощадку с вертикально направленными колебаниями, у которой центр тяжести О1, центр жесткости площади подошвы О3 и центр жесткости упругих опор О2 фундамента находятся на вертикальной линии, совпадающей с линией действия возмущающих сил (см. рис. 10.8).
Исходные данные: максимальная грузоподъемность 5000 кг; габаритные размеры 6269×1780×1020 мм; масса виброплощадки m= 7420 кг; масса подвижных частей mпч = 6278 кг; вес подвижных частей Рпч = 62780 Н; мощность привода 28 кВт; частота вращения 50 Гц; максимальный кинетический момент дебалансов Мк = 29,0 Н-м; амплитуда виброперемещения стола 0,4 мм.
Фундамент устанавливают на суглинок средней пористости с допускаемым нормативным давлением р = 300 кПа.
Виброплощадка двухвальная, нормативная возмущающая сила действует в вертикальном направлении. Виброизоляция выполнена в виде восьми цилиндрических стальных пружин.
Динамическую нагрузку, возбуждаемую дебалансными валами виброплощадки, определяют по заданному суммарному кинетическому моменту дебалансов Мк = 2900 Н/см и частоте вибрирования f= 50 Гц:
################
Рис. 10.8. Виброгасящее основание:
1—виброплощадка; 2—основание (фундамент); 3—акустический шов
Предположим, что виброплощадка опирается на фундамент через стальные пружины —амортизаторы, дающие под действием массы подвижных (под-рессорных) частей установки статическую осадку Vr = 0,5 см.
Суммарная жесткость всех амортизаторов
K=Pп.ч./λст=62780/0,005=12556000 Н/м
Рассчитаем собственную частоту вертикальных колебаний подрессорных частей виброплощадки:
f0=ω/2π=7,12 Гц.
Определим нормативную динамическую нагрузку, передающуюся на фундамент:
Исходя из опыта проектирования фундаментов под машины с динамическими нагрузками конструктивно выбираем площадь Fф и высоту фундамента. В первом приближении задается масса фундамента т,ф примерно в два раза большей общей массы виброплощадки:
mф = 14 000 кг; Fф=6,4 •,8= 11,5 м2 = 115200 см2.
Принимаем в качестве грунта суглинок с допускаемым нормативным давлением p = 300 кПа. Определяем коэффициент упругого равномерного сжатия грунта Сг по методике СНиП Н-19—«Фунддменты машин с динамическими нагрузками». Принимаем Сz = 5 кг/см3. Затем рассчитываем жесткость грунта
Kz = FфCz= 115 200•= 576 000 кг/см.
Определяем частоту собственных вертикальных колебании фундамента и амплитуду виброперемещения фундамента аф:
Амплитуду виброперемещения фундамента сравниваем с допускаемым значением для строительных конструкций. По ГОСТ 12.1.012—на частоте 50 Гц допускаемая амплитуда виброперемещения составляет 0,009 мм. В данном случае амплитуда виброперемещения фундамента не превышает установленной нормы.
Рис. 10.9. Схема виброизоляции насосной установки
Значительным источником вибрации являются различные насосы. Для снижения вибрации,передаваемой на основание, насос (рис. 10.9) устанавливают на железобетонной плите 2 толщиной 150...300 мм, которая опирается на основание с помощью виброизоляторов 1 Увеличение массы установки приводит к снижению частоты собственных колебаний и повышению эффективности вйброизоляции. При такой системе вйброзащиты применение массивного фундамента не является обязательным и насос может быть установлен на полу цеха. В трубопроводе, отходящем от насоса, необходимо устраивать гибкие вставки из гофрированной резины 3, а в местах прохода трубопровода через конструкции здания использовать подвесы 4 и резиновые прокладки 5. Эти меры позволяют значительно снизить передачу вибрации и структурного шума по трубам в смежные помещения. Повышение эффективности гибких вставок достигается путем применения фланцевой виброзадерживающей массы М, которая как бы отражает колебания в обратном направлении.
Использование виброизоляции практически не снижает шума в том помещении, где установлен источник вибрации, но имеет решающее значение для улучшения виброакустических условий труда в соседних помещениях.
10.7. ДИНАМИЧЕСКИЕ ГАСИТЕЛИ ВИБРАЦИИ
Для уменьшения колебаний механизмов применяют динамический поглотитель колебаний, работа которого сводится к следующему. Виброгаситель, состоящий из массы т и упругого элемента жесткости К', присоединяется к механизму массой М и жесткостью К, колебания которого следует погасить (рис. 10.10). На массу М действует возмущающая сила, изменяющаяся по гармоническому закону Fosinωt. Массу т и жесткость К' виброгасителя подбирают таким образом, чтобы частота собственных колебаний виброгасителя была равна частоте вынужденных колебаний машины: ω = ω0. В этом случае в каждый момент времени сила F' от виброгасителя действует против силы F, возбуждаемой механизмом. В результате виброгаситель входит в резонансные колебания, а колебания механизма массой М уменьшаются.
Недостатком использования динамических гасителей вибрации является то, что каждый из них уменьшает вибрацию только на одной определенной частоте.
Рис. 10.10. Динамические гасители вибрации:
а —принципиальная схема гасителя; б —динамическое гашение колебаний дымовой трубы
Наиболее эффективно виброгасители могут быть использованы для уменьшения вибрации машин со стабильной частотой колебаний, например, турбогенераторов, насосов, силовых установок. Кроме того, виброгасители весьма эффективны для уменьшения колебаний высотных дымовых труб (300...400 м). Для уменьшения колебаний дымовых труб от ветровых нагрузок внутри трубы на тросах подвешивают грузы разной массы, которые и выполняют роль виброгасителей с различной частотой собственных колебаний.
Частоты собственных колебаний виброгасителей подбирают таким образом, чтобы они совпадали с частотами пульсации ветровых нагрузок. Высокие надежность и эффективность использования виброгасителей для дымовых труб подтверждены многолетним опытом эксплуатации.
10.8. ВИБРОПОГЛОЩЕНИЕ
Для уменьшения вибрации кожухов, ограждений и других деталей, выполненных из стального листа, применяют метод вибропоглощения (вибродемпфирования) .
Метод вибропоглощения заключается в нанесении на вибрирующую поверхность упруговязких материалов (резины, пластиков, вибропоглощаю-щих мастик), обладающих большим внутренним трением. Ослабление вибрации достигается за счет поглощения энергии колебаний в упругом материале. В результате энергия колебаний преобразуется в теплоту и существенно уменьшаются амплитуды колебаний, особенно на резонансных режимах.
Вибропоглощающие покрытия эффективны при условии, если протяженность поглощающего слоя равна нескольким длинам волн колебаний изгиба. При меньшей длине вибропоглощающе-го покрытия интенсивность изгибных колебаний уменьшается незначительно. Это обстоятельство необходимо принимать во внимание при использовании вибропоглощающих покрытий на конструкциях, имеющих низкую частоту вибрирования, когда длины волн достигают нескольких метров.
Вибропоглощение не эффективно для уменьшения интенсивности продольных волн, которые переносят большую колебательную энергию на высоких частотах. Снизить такие колебания возможно с помощью виброизолирующих разрывов между отдельными конструктивными частями машин. Разрывы заполняются материалом с волновым сопротивлением, отличным от сопротивления материала машин; резиновыми прокладками, слоем воздуха и т. д. Материал для вибропоглощающего покрытия и его размеры выбирают на основе данных о спектре вибраций. Вибропоглощающие покрытия наносят в местах максимальных амплитуд вибраций, которые определяют на основании исследования виброскорости в различных точках конструкции машины. Применением вибропоглощающих покрытий достигается также значительное снижение уровня производственного шума, особенно в области высоких частот спектра. Уменьшение уровня шума (дБ) при вибрации металлических поверхностей, облицованных вибропоглощающим покрытием, может быть приближенно рассчитано по формуле
ΔL = 20 lg[(n1-n2)/n2],
где п1 —коэффициент потерь вибро-поглощающей поверхности до нанесения вибропоглощающего слоя; п2 —коэффициент потерь при наличии вибропоглощающего слоя.
В зависимости от динамического модуля упругости вибропоглощающие покрытия подразделяют на жесткие (Ед=109 Па) и мягкие (Ед=107 Па). Жесткие покрытия эффективны для снижения колебаний низких и средних частот, мягкие применяются для уменьшения интенсивности высокочастотных вибраций.
В качестве мягких покрытий применяют листовые материалы из пластмасс (винипор, пенопласт и др.), которые приклеивают к тонким металли-
ческим поверхностям кожухов, ограждений, вентиляторных воздухопроводов. Для покрытия вибропоглощающими материалами поверхностей сложной конфигурации используют специальные мастики, состоящие из синтетических смол и наполнителей.
Высокой эффективностью обладают композиционные поглощающие материалы «Полиакрил», «Випонит», состоящие из слоев твердой пластмассы или металла с прослойками из полимерных материалов. Оптимальная толщина вибропоглощающего покрытия составляет 2...3 толщины покрываемой конструкции.
10.9. СРЕДСТВА ИНДИВИДУАЛЬНОЙ ЗАЩИТЫ ОТ ВИБРАЦИИ
В том случае, если техническими способами (виброизоляцией, виброгашением) не удается снизить вибрацию ручных машин и рабочих мест до гигиенических норм, применяют виброзащитные рукавицы и виброзащитную обувь. Требования, предъявляемые к упругим вставкам (прокладкам) виброзащитных рукавиц, эффективность виброзащиты, толщина упругих вставок, а также сила нажатия на ручную машину установлены в ГОСТ 12.4.002—«Средства индивидуальной защиты рук от вибрации. Общие технические требования». Виброзащитные свойства применяемых упругих материалов нормируются в октавных полосах 8...2000 Гц и должны быть в пределах 1...5 дБ при толщине вставки 5 мм и 1...6 дБ при толщине вставки 10 мм. Сила нажатия при оценке виброзащитных свойств рукавиц варьируется от 50 до 200 Н.
Виброзащитные рукавицы не должны препятствовать выполнению рабочих операций, а используемые упруго-демпфирующие материалы защищают тканью (фланелью, байкой) для предотвращения раздражения кожи и впитывания влаги. Виброзащитную обувь изготовляют из кожи (или искусственных заменителей) и снабжают стелькой из упругодемпфирующего материала для защиты от вибрации на частотах выше 11 Гц. Эффективность виброзащитной обуви нормируется на частотах 16; 31,5; 63 Гц и должна составлять 7... 10 дБ. Требования к изготовленной виброзащитной обуви, а также методы определения ее эффективности указаны в ГОСТ 12.4.024—* «Обувь специальная виброзащитная. Общие технические требования».