8. COMBATEREA ZGOMOTULUI SI VIBRAT11LOR IN INDUSTRIA

CONSTRUCTIILOR

8.1. Zgomotul si vibratiile masinilor si utilajelor de constructii.

In industria constructiilor se utilizeaza frecvent utilaje zgomotoase ca ciocane

pneumatice, compresoare mobile, incarcatoare mecanice, compactoare, nivelatoare,

buldozere, excavatoare, sonete pentru batut piloti etc. Nivelul de zgomot care

caracterizeaza functionarea unora dintre aceste utilaje este prezentat in tabelul 8.1.

Tabelul

8.1.

Niveluri de zgomot caracteristice unor utilaje

Denumirea utilajului Nr. de utilaje L, dB(A) Frecventele dominante

HzMin Max

Sonete pentru batut piloti

Excavatoare

Incarcatoare

Buldozere

Screpere

Dumpere

Nivelatoare

Compactoare

Perforatoare pneumatice

1

1

25

22

5

9

8

4

3

105

90

9296

92

88

8592109

109

98

103116

100

102

10094115

-

-

36-22550-245

35-205

47-300

35-205--

Masurarile efectuate in timpul functionarii sonetelor pentru batut piloti au aratat

ca nivelul zgomotului variaza intre 105 — 109 dB(A).

Pentru combaterea zgomotului produs de aceste instalatii se poate utiliza una din

solutiile prezentate in figura 8.1. [2].

Experimentarile efectuate au aratat ca atunci cand carcasa este etansata cu grija,

nivelul de zgomot scade de la 105-109 dB(A) la 80 dB(A), masurarea efectuandu-se la

distanta de 7 m de sursa.

A fost de asemenea elaborat un sort fonoabsorbantdotat cu inchidere magnetica si

avind astfel o deservire foarte usoara. Sortul s-a executat

Fig. 8.l.Diferite variante de carcase deschise fonoabsorbante pentru combaterea zgomotului la sonete pentru batut piloti:1 — carcasa simpla solidara cu berbecul; 2 — carcasa fixa sustinuta prin cabluri;3-5 carcase fixe terminate ;4-panza cauciucata;5- fisii de cort.

Zgomotul generat de sonetele. Diesel (fig. 8.2), [61] se poate combate utilizand

atenuatoare care reduc nivelul zgomotului gazelor esapate si a celor de impact.

O alta sursa importanta de zgomot o constituie excavatoarele. In prezent in unele

tari se construiesc excavatoare in executie silentioasa, la care radiatia fonica este redusa

datorita constructiei judicioase a unei tobe de esapament cu capacitate mare de atenuare a

zgomotului, traseul optim ales pentru aerul de ardere si de racire si unei carcase bine

executate din punct de vedere antifonic [12, 50 si 57]. Atenuarea nivelului de zgomot la

un asemenea excavator este de 8 dB(A), nivelul zgomotului fiind situate intre 70 si 75

dB(A), masurarea fiind efectuata la distanta de 7 m de la sursa.

Zgomotul motorului propriu-zis se poate reduce cu 3 la 5 dB(A), in functie

de tipul motorului cu cheltuiala suplimentara relativ redusa reprezentand 5 pina la 10%

din valoarea motorului.

"b- ■ tuor ue cauciuc; 0 - oril'icii de evar.uai'ccu atenuator de zgomot. a aeruhii cle raclro ; ? - carcasii. fonolzolantil.

Pentru asigurarea unei radiatii fonice cat mai reduse s-a aplicat urmatorul

complex de masuri:

1) realizarca unui traseu optim al curentului aerului de racire la aspiratie si la

refulare;

2) izolarea fonica a conductelor;

3) realizarea unui atenuator de zgomot eficient la evacuarea gazelor de ardere;

4) suprimarea deschizaturilor de la carcasa de protectie din zona motorului;

5) prevederea carcasei de protectie a motorului cu usi glisante, etansate si

insonorizate;

6) captusirea fonoabsorbanta a carcasei motorului.

In ultimul timp au inceput sa se construiasca excavatoare universale actionate

hidraulic in executie silentioasa. Pentru actionarea acestor utilaje se utilizeaza motoare

Diesel racite cu aer.

Particularitatile constructive ale unui excavator silentios sunt prezentate in figura

8.3.

Conducatorii masinilor de incarcat si a masinilor grele de transportat utilizate pe

santiere sunt expusi in mod deosebit efectelor negative ale vibratiilor. Aparitia vibratiilor

este favorizata si de faptul ca ambele tipuri de vehicule sunt lipsite de sistem de suspensie

Cercetarile efectuate an urmarit sa stabileasca cauzele vibratiilor in timpul

deplasarii acestor vehicule [35]. Din figura 8.4 rezulta ca starea drumului viteza,

oomportamentul in timpul mersului contribuie la producerea vibratiilor si ca natura lor

este determinata de arcuirea pneurilor, de incarcare si de amortizare.

O mare influenta asupra vibratiilor la care este supus conducatorul o exercita

caracteristicile de suspensie si amortizare a scaunului.

Vibratiile vehiculelor pe linga efectul negativ asupra conducatorului, pericliteaza

securitatea conducerii si solicita partile constructive.

DACA SE IAU IN CONSIDERATIE TOTI FACTORII CARE

INFLUENTEAZA SOLICITAREA LA VIBRATII A CONDUCATORULUI, SE

CONTUREAZA TREI CAI DE REDUCERE A ACESTEI SOLICITARI :

1) imbunatatirea starii drumului;

2) perfectionarea scaunului conducatorului;

3) reconsiderarea vitezei si a felului de a conduce.

Din cauza conditiilor specifice din santiere, numai masurile uzuale de intretinere a

cailor de acces nu sunt suficiente. Cercetarile efectuate au aratat clar ca reducerea

solicitarii la vibratii a conducatorului este posibila numai prin perfectionarea constructiei

scaunului.

CONDITIILE PE CARE TREBUIE SA LE INDEPLINEASCA UN SCAUN

RATIONAL SUNT CUPRINSE IN DIFERITE RECOMANDARI, CARE SUNT

SINTEZA UNUI VOLUM MARE DE CERCETARI.. CELE MAI INPORTANTE

SUNT:

1) vibratiile scaunului sa fie numai verticale;

2) sa fie posibil reglajul in funcfie de sarcini, pe inaltime si longitudinal;

3) sa existe un sistem de amortizare eficace.

Majoritatea constructiilor utilizeaza un mecanism paralelogram pentru realizarea

deplasarii pe verticala a conducatorului.

Modul de conducere si viteza sunt subiectiv influentabile si de aceea trebuie

obiectivizate. Aceasta se poate realiza cu ajutorul unui „aparat de control al socului" care

este etalonat la o valoare de varf a acceleratiei de 6 m/s2. Depasirea acestei valori este

semnalizata optic si inregistrata.

Acest capitol de control al socului, care in prezent este montat pe multe masini

grele de santier, are mai multe sarcini:

1) previne pe conducator cu, privire la solicilarea la vibratii care ar putea sa-i

fie daunatoare (palpairea Iampii verzi sau aprinderea celei rosii);

2) il avertizeaza in cazul reglarii incorecte, respectiv defectarii amortizorului

scaunului;

3) face posibil un mod de condncere care exclude orice lezare a scaunului

(micsorarca vitezei pe portiunile critice ale drumului);

4) stimuleaza intretinerea in bune conditii a scaunului si menajarea vehiculului;

5) face posibila determinarea solicitarii prin vibratii a conducatorului (numar

media de socuri pe ore de activitate).

Conducatorul are astfel posibilitatea de a asigura o continuitate a procesului de

productie, fara riscuri pentru sanatate.

Cercetarile efectuate la Institutul National De Cercetari Pentru Protectia Muncii

din Nancy (Franta) [35] cu privire la influenta vibratiilor asupra conducatorilor de

vehicule de santier au permis sa se distinga, trei game de frecvente cu efecte specifice

asupra organismului:

1) vibratiile de frecventa foarte joasa, sub 2 Hz, care provoaca greata si stare de

voma (este un fenomen similar „raului de mare");

2) vibratiile avind frecventele intre 2 si 20 Hz sunt responsabile de tulburari

digestive si urinare;

3) vibratiile cu frecventele peste 20 Hz provoaca afectiuni osteo-articulare si

tulburari neurovegetative.

Vibratiile cu frecvente cuprinse intre 1 si 10 Hz sunt cele mai periculoase, deoa-

rece in aceasta gama se produce rezonanta principalelor organe ale corpului.

Programul de cercetari a avut in principal trei etape :

1) masurari in situ pe diverse masini de santier in vederea evaluarii nivelului de

acceleratii la care sunt supusi conducatorii;

2) studii comparative intre scaunele conducatorilor de la diferile masini si

capacitalea lor de a atenua transmiterea vibratiilor la om;

3) recomandarea unor solutii de reducere a nivelului de vibratii la care este

supus conducatorul.

Masurarile in situ s-au facut pe un santier la o masina de incarcat cu cupa tip

Michigan 65 R. Punctele unde au fost amplasate accelerometrele sunt reprezentate in

figura 8.5. Captoarele de vibratii montate au permis sa se masoare vibratiile verticale (axa

Z), cele longitudinale (axa X) si cele, transversale (axa Y).

Avand in vedere ca masurarile de vibratii s-au efectuat in conditii normale de

functionare a masinii, semnalele captoarelor erau transmise la un centru fix, prin radio.

MASURARILE DE VIBRATII AU PERMIS SA SE TRAGA URMATOARELE

CONCLUZII:

1) analizele spectrale efectuate intre 0 si 250 Hz si intre 0 si 50 Hz arata ca

spectrele se prezinta sub forma de varfuri ale frecventelor discrete.

Fig. 8.6. Fazele succesive de functionare a suspensiei Hydra –Ride.

Fig. 8.5. Amplasarea captoarelor de vi-bratii in cazul unci masini de incarcat:1- capul conducatoruluil; 2 - torace; 3 — scaun ;

4 -pardoseala; 5- axul din fata; 6 -axul tip spate.

2) varful situat la 2,5 Hz corespunde cu frecventa proprie de tangaj a masinii, iar

cel situat la 45 Hz poate fi atribuit vibratiilor motorului care se transmit la pardoseala;

3) amplitudinea maxima a acceleratiei este de 1 g/scaun, 1,2 g/torace si de 0,5

g/cap.

In vederea micsorarii oscilatiilor de pompaj, tangaj si de ruliu la masinile de

incarcat si la moto screpere, firmele americane „General-Michigan" si „Caterpillar" au

trecut la imbunatatirea sistemului de suspensie adoptindu-se sistemul Hydra-Ride.

Diferitele faze de functionare a suspensiei Hydra-Ride sunt reprezentate in figura

8.6, iar principalele elemente componente in figura 8.7.

O alta sursa importanta de zgomote pe santierele de constructii o constituie

ciocanele pneumatice cu actiune percutanta utilizate pentru demolari si pentru perforarea

rocilor.

In timpul functionarii ciocanelor pneumatice distingem un zgomot de natura

aerodinamica ca urmare a esaparii aerului din cilindru si un zgomot de natura mecanica

datorita ciocnirii pistonului percutor de picon, vibratiilor sculei (picon, sfredel) si

functionarii mecanismului cu clicheti.

Masurarile de zgomot efectuate au scos in evidenta faptul ca zgomotul produs de

esaparea aerului din cilindru reprezinta peste 98% din zgomotul global, restul fiind

zgomote de natura mecanica. Din aceasta cauza, principalele incercari s-au indreptat spre

combaterea acestei componente. Astfel, firma Flottman (R.F.G.) executa ciocanul

pneumatic pentru demolat CB-17 in doua variante: silentioasa (fig. 8.8 stinga) si normala.

Pentru a combate zgomotul ciocanelor pentru demolat, firma Holman (S.U.A)

utilizeaza un atenuator de zgomot cu doua camere (fig. 8.9). Sunt prezentate cele doua

Fig. 8.7. Elementele componente ale suspensiei Michigan Hydra-Ride:

1 - cilindrii suspensiei; 2 —acumulalor hidraulic; 3 — stabilizator.

1, 3 2 !

Fig. 8.9. Ciocan pneumatic Holman silentios:1 — organul de distributeie a aerului; 2 — cilindru; 3 — piston percutor; -l — carcasa atenuatorului de zgomot; 5 — camera I; 6— camera II.

faze succesive in care se face (evacuarea aerului la cursa de lucru a pistonului:

1) in prima faza muchia pistonului deschide orificiul de evacuare a aerului in

camera I in care se produce o destindere;

2) in a doua faza, muchia pistonului des chide si al doilca orificiu de evacuare a

aerului, care trece din camera I, prin cilindrii, in camera II si de acolo in atmosfera.

Cu acest atenuator, s-a reusit sa se reduca nivelul de zgomot de la 101 dB(A) la 93

dB(A). Vederea generala a unui ciocan pneumatic, prevtazut cu un asemenea atenuator

este reprezentata in figura 8.10.

Fig. 8.8. Ciocan pneumatic CB-17 (Flottman) in executie silentioasa (stanga) si in executie normala (dreapta).

Fig. 8.10. Vedere generala a unui ciocan pneumatic silentios tip Holman.

O alta varianta a sistemului de atenuare a zgomotului de esapare prezentat in

figura 8.9 este reprezentat in figura 8.11, a si b unde in figura 8.11,a este redat traseul

curentului de aer la cursa de lucru a pistonului percutor, iar in figura 8.11, b la cursa de

revenire.

Pentru combaterea zgomotului ciocanelor

pneumatice nedotate cu atenuatoare de zgomot, firma

Holman a realizat o husa speciala fonoabsorbanta,

captusita cu poliuretan si care se poate monta pe orice tip

de ciocan pneumatic. Vederea generala a unei asemenea

huse fonoabsorbante este reprezentata in figura 8.12, iar

modul de montare pe ciocanul pneumatic in figura 8.13.

Fig. 8.12. Husa fonoabsorbanta pentru ciocane pneumatice.

Fig. 8.11. Modul de functionare a atenuatorului ciocanului pneumatic Holman..

Fig. 8.13. Ciocan pneumatic prevazut cu husa fonoabsorbanta.

In cazul motoarelor pneumatice rotative (cu palete) zgomotul aerului de esapare

se poate atenua montind in dreptul orificiilor de evacuare a aerului o camera de detentie

si egalizare a presiunii, de unde apoi aerul este evacuat in atmosfera printr-un material

poros. Modul dc desfasurare a fenomenelor intr-un asemenea sistem este reprezentat in

figura 8.14. Aerul este evacuat din motor cu viteza v1 care variaza conform figurii 8.14,

a. Presiunea p2 in camera de detentie variaza pulsatoriu conform figurii 8.14, b, peste

pulsatia de baza fiind suprapuse o serie de armonici provocate de turbioanele care se

formeaza si care sint “taiate" (fig. 8.14, c) prin trecerea curentului de aer prin materialul

poros de la orificiul de evacuare in atmosfera si ca urmare zgomotul de esapare este

atenuat.

Un asemenea sistem de atenuare a zgomotului este prevazut la instalatia de foraj

montata pe autocamionul din figura 8.15.

O masura radicala in vederea combaterii zgomotului la ciocanele perforatoare

consta in inlocuirea energiei pneumatice cu cea hidraulica.

In acest sens pot fi citate ciocanele tip Hydroville 20 sau 40 pentru lucrarile fara

sursa de energie electrica si Hydroville 12 utilizat la lucrari de modificari in interiorul

constructiilor [34]. Pompa hidraulica la Hydroville 12 este actionata electric, iar la

modelele 20 si 40 cu motoare Diesel insonorizate.

Circulatia uleiului se asigura in circuit inchis prin intermediul unei conducte

speciale coaxiale cu peretii dubli, prin conducta centrala circuland uleiul de inalta

presiune, iar spatiul inelar servind la introducerea uleiului de joasa presiune. Un

dispozitiv amortizor special brevetat elimina 80% din zgomotul produs de soc.

Fig. 8.15. Instalatia de foraj actionata pneumtic montata pe un autocamion si prevazuta cu atenuator de zgomot.

Un asemenea ansamblu ciocan hydraulic pompa tip Hydroville-Ets Montabert

este reprezentat in figura 8.16.

Pentru a compara din punct de vedere al nivelului de zgomot generat instalatia

hidraulica cu cele pneumatice, s-au efectuat urmatoarele masurari:

1) grup ciocan pneumatic — compresor neinsonorizat: ciocan pneumatic

compresor la 1 m distanta, 110 dB; compresorul singur (60 CP) la 1 m distanta, 97 dB;

compresorul si ciocanul la 50 m distanta 84 dB;

2) grup A ciocan-compresor insonorizat: ciocan pneumatic-compresor la 1m

distanta, 102 dB; compresorul singur (40 CP) la 1 m distanta, 101 dB; compresor si

ciocan la 50 m distanta 82 dB;

3) grup B ciocan-compresor insonorizat: ciocan pneumatic-compresor la 1 m

distanta 103 dB; compresorul singur (42 CP) la 1 m distanta 89 dB; compresor si ciocan

la 50 m distanta 67 dB;

4) grup ciocan hidraulic-pompa: ciocan-pompa la 1 m distanta 95 dB; pompa singura (13

CP) la 1 m distanta 90 dB; oiocan si pompa la 50 m distanta 66 dB.

Hidrosonicitatea si-a gasit de asemenea aplicare la construirea unor ciocane

silentioase. Un asemenea tip este Sonomotive, care foloseste un element special de

transmitere a pulsatiilor uleiului; generatorul de pulsatii, care transmite

Fig. 8.1-1. Atenuarea zgomotului de esapare in cazul motoarelor pneumatice ro tative:1— admisia aerului in motor ;2— statorul motorului;3 — paletele rotorului 4 — orificiul de evacuare a aerului; 5 — camera de detentie;6 — material norod.

1 650 impulsuri /min, este actional de un motor Ford Cortina, functionand cu propan,

astfel ca se elimina formarea vaporilor toxici.

Utilajul complet, cuprinzand generatorul de impulsuri, remorca cu cele doua

masini si sistemul de conducte, cantareste 1 600 livre.

8.2. Zgomotul si vibratiile in intreprinderile de prefabricate din beton

In tntreprinderile de prefabricate din beton, cele mai puternioe surse de zgomot

sunt mesele vibrante centrifugale pentru tuburile Premo. In timpul functionarii meselor

vibrante, tiparul simplu asezat pe platou face salturi cu o frecventa inferioara celei de

vibrare a platoului. Socurile dintre platou si tipar provoaca suprasolicitari in arborele de

antrenare al vibratorului, ducand in ultima analiza la variatii mari ale puterii absorbite din

retea de catre motorul de actionare. Consecintele unui asemenea regim de functionare duc

la aparitia unor curenti mari in bobinajele motoarelor, distrugerea progressiva prin jocuri

a bobinajelor si a conexiunilor, scaderea duratei de functionare a rulmentilor etc.

Un alt dezavantaj al unui asemenea regim de functionare consta in aceea ca

impactul dintre platoul mesei vibrante si tipar constituie principala sursa de zgomot la

aceste utilaje. Suprafata laterala a tiparelor contribuie la radiatia in mediul inconjurator al

undelor sonore.

Cu toate dezavantajele prezentate, unii constructori pledeaza in favoarea folosirii

tiparelor libere care ar permite o mai buna si mai rapida compactare a betonului.

In realitate, nici din punct de vedere al compactarii betoanelor, utilizarea

tiparelor simplu asezate nu este recomandabila din urmatoarele motive [63]:

1) in cazul obisnuit cand raportul dintre greutatea tiparului si a platoului este

destul de mica si forta centrifuga este destul de slaba, tiparul salta pe masa la intervale de

timp aproape regulate, dar cu o frecventa aproximativ egala cu jumatatea frecventei

vibratorului. Beneficiarul care crede ca dispune de frecvente cuprinse intre 3 000 si 6 000

p/min, nu obtine de fapt decit frecvente de 1 500 sau 3 000 p/min;

2) o succesiune de socuri poate provoca alternativ compactarea sau

decompactarea agregatelor betonului;

3) pentru o forta centrifuga normala, si egala cu de mai multe ori forta

gravitationala, o crestere prea mare a greutatii tiparului in raport cu cea a mesei da nastere

la miscari dezordonate, tiparul nu mai poate fi tinut pe masa, driscuirea finala devine

dificila;

4) socurile sunt distructive, mai ales la frecvente inalte si provoaca deplasarea

continua a tiparelor, din care rezulta un timp apreciabil pierdut cu manevre de centrare.

Toate dezavantajele asezarii libere a tiparelor semnalate mai inainte se pot

inlatura prin fixarea tiparelor cu ajutorul unor legaturi eficace, solide si cu functionare

rapida.

Alte surse de zgomot sunt motoarele electrice de actionare si generatoarele de

vibratii (vibratoarele). Acestea produc zgomote

1) de natura mecanica, ca urmare a aparitiei fortelor de ciocniri si de frecare:

2) de natura aerodinamica, ca urmare a formarii de turbioane in piesele in miscare de

inalta turatie;

3) de natura electromagnetica, ca urmare a aparitiei fortelor magnetice alternative.

Zgomotul mecanic este cauzat de dezechilibrarea pieselor in miscare de rotatie ale

motorului electric si mecanismului vibrator si de rulmenti.

Zgomotul de natura aerodinamica provine de la ventilatorul motorului electric si

de la rotirea mesei excentrice a vibratorului. Zgomotul produs are un caracter armonic,

frecventa componentei fundamentale fiind egala cu produsul dintre turatia rotorului in

rot/min si numarul crestaturilor acestuia.

Zgomotul electromagnetic se datoreste pulsatiei campului electromagnetic in

intrefierul masinii electrice care determina vibratia elementelor componente ale masinii

respective. Frecventa unghiulara a acestor vibratii este egala cu dublul frecventei

unghiulare a campului magnetic.

Nivelul de zgomot generat de ansamblul motor electric-vibrator create cu marirea

puterii motorului si a turatiei sale.

Problema combaterii zgomotului la mese si grinzi vibrante este cercetata cu

atentie in diferite tari cu industrie dezvoltata. Astfel, inca din anul 1966, in cadrul

Institutului Ghiprostroimas [18] a fost efectuata lucrarea cu privire la determinarea

parametrilor vibratiilor daunatoare si a nivelului de zgomot la loourile de munca in

apropierea meselor vibrante.

Masurarea vibratiilor in apropierea meselor vibrante a permis sa se stabileasca

existenta unor niveluri de vibratii care depasesc de 4—14 ori nivelurile admise de

normele in vigoare. Amplitudinea vibratiilor pardoselii in apropierea meselor pentru

executarea grinzilor de plansee a atins valori de 0,03—0,06 mm, iar la cele pentru

executarea rampelor de scara valori de 0,08—0,1 mm la frecventa pana la 50 Hz.

Masurarile de zgomot efectuate au aralat ca nivelul existent depaseste de

asemenea limitele admise de norme.

In ansamblu, cercetarile efectuate au pus in evidenta necesitatea de a se adopta

unele solutii constructive in vederea prevenirii transmiterii vibratiilor la pardoseala si

atenuarea nivelului de zgomot la toate mesele vibrante existente.

Pentru rezolvarea acestei probleme s-a prevazut utilizarea unor amortizoare de tip

special cu arcuri cu amortizare reglabila, amortizoarele fiind executate din cauciuc si

metal.

Amortizorul cu arcuri (fig. 8.17) este calculat penlru sarcina de 900 si 1 300 daN

la sageata statica de 25 mm.

La o sarcina de 1 300 daN suspensia este formata din 6 arcuri, iar in cazul sarcinii

de 900 daN din 4 arcuri.

Fig. 8.17 1— arcuri cilindrice; 2 — placa de baza; 3 — placa de reazem ;4 — surub de reglare; 5 — placa de cauciuc pentru vibroizolare; 6 — placa; 7 — calup dc cauciuc;8— surub de reglare.

Amortizorul fiind prevazut cu placi de cauciuc presat prin suruburi si cu garnituri

de cauciuc la baza arcurilor, se inlatura aparitia vibratiilor puternice la trecerea prin faza

de rezonanta la pornirea si oprirea meselor vibrante, de asemenea se evita vibratiile de

malt a frecventa la pardoseala.

Particularitatea amortizoarelor descrise consta in faptul ca frecventa vibratiilor

proprii ale utilajului instalat pe ele nu depinde prea mult de sarcina ce actioneaza asupra

reazemelor.

Aceste amortizoare asigura o buna eficienta a vibroizolatiei intr-un domeniu larg

de variatie a sarcinei, ceea ce nu se poate realiza prin utilizarea a altor tipuri de suspensii

cu cauciuc si care sunt calculate pentru o sarcina bine determinata.

In figura 8.18, a este prezentata schematic forma pentru executarea grinzilor si a

rampelor de scanra, iar in figura 8.18, b modul de asezare a rampei pe amortizoarele cu

arcuri.

Drept sursa de vibratii in cazul executarii grinzilor s-au utilizat 12 vibratoare de

tip S-414, iar in cazul executarii rampelor de scara 4—6 vibratoare de acelasi tip.

Masa formei pentru grinzi impreuna cu betonul a reprezentat 12 t, iar pentru

rampele de scara 8 t.

Fig. 8.17. Amortizor utilizat la mese vibrante:1- arcuri cilindrice, 2-placa de baza;3-placa de razem; 4- surub;5-placa de cauciuc, 6-placa;7-calup de cauciuc

1111 1 S i

US.

Fig. 8.39. Spectrul zgomotului: 1- produs de instalatie fara amortizoare in cazul executarii rampelor de scara; 2 - idem. in cazul utilizarii unor amortizoare dc cauciuc tip 0V-31; 3-idem, in cazul executarii grinzilor in doua pante, fara utilizarea amortizoarelor; 4 — idem, in cazul utilizarii amortizoarelor cu arcuri; 5 — curba nivelului de zgomot admis.

Daca inainte de instalarea amortizoarelor amplitudinea vibratiilor bazei in

apropierea formei in cazul grinzilor era de 0,06 mm la frecventa de 50 Hz, dupa

instalarea acestora valoarea amplitudinii a scazut pina la valoarea normala. Acelasi lucru

s-a observat si la forma pentru fabricarea rampelor de scara.

In ceea ce priveste nivelul de zgomot, dupa cum rezulta din figura 8.19, acesta a

scazut pe intregul spectru de frecvente intre 30—200 Hz cu 5—10 dB, iar in restul

spectrului cu 10 — 25 dB.

Dupa instalarea pe amortizoare a meselor vibrante, amplitudinea de lucru a

vibratiilor in diferite puncte de la marginile formelor a crescut de la 0,2 la 0,3-0,4 mm,

ccea ce a contribuit la sporirea intensitatii de prelucrare prin vibratii a amestecurilor

mai rigide.

Pe baza rezultatelor obtinute, se poate trage concluzia ca utilizarea amortizoarelor

la bancurile de fabricate ale diferitelor prefabricate permite sa se reduca nivelul de

zgomot si vibratii la locul de munca si sa se asigure simultan accelerarea procesului de

compactare a betonului si la imbunatatirea calitatii produselor respective.

In cazul meselor vibrante, in functie de modul de instalare a tiparelor se pot obtine

doua regimuri de prelucrare a amestecului de beton: un regim armonic in cazul fixarii

rigide si un regim armonic in cazul asezarii libere.

In general este raspandita parerea ca in cazul asezarii libere a tiparelor pe masa

vibranta, se asigura o mai rapida si mai buna compactare a betonului. Dupa cum am mai

aratat, aceasta parere este combatuta de specialistii in domeniul vibrarii betoanelor.

Un mare dezavantaj al compactarii betoanelor in regim armonic consta in aceea ca

in timpul functionarii mesei vibrante se produc percutii intre rama mesei si tipar, ceea ce

genereaza un zgomot puternic.

Experienetele efectuate la Intreprinderea de prefabricate din beton din Sevastopol

[11] au aratat ca la masa vibranta standard SN-476 A, cu un tipar asezat simplu, rama

mesei vibrante are o amplitudine a vibratiilor de 0,67 mm, iar tiparul 0,62-0,75 mm,

nivelul de zgomot atingand 120 dB.

Pentru reducerea nivelului de zgomot la mesele vibrante tip SN-476 A in ipoteza

pastrarii regimului de functionare armonic s-a incercat aplicarea pe suprafetele de contact

dintre tipar si rama a unor garnituri de cauciuc ca in figura 8.20.

Dimensiunile necesare ale stratului de cauciuc s-au calculat in condi-

tiile asigurarii unui regim de functionare vibropercutanta.

Dupa instalarea garniturilor vibroizolante, amplitudinea ramei de sustinere a

mesei vibrante a fost de 0,52—0,6 mm, iar aceea a tiparelor de 0,5 — 0,7 mm.

Nivelul zgomotului in zona de deservire a mesei vibrante s-a redus de la 120 la 101dB,

iar in atelierul invecinat de la 95 la 85 dB.

Fig. 8.20. Insonorizarea meselor vibrante SM-476 A: 1-strat de cauciuc; 2 — surub de fixare; 3— traversa platformei vibratoare; 4 — vibroizolarea coltarului limitator.

In figura 8.21 sunt prezentate zonele de egal

nival de presiune acustica in vecinatatea mesei vibrante SN-580 S (1,) a masinii de turnat

beton PKB68 (2), a masinii de turnat beton 567 A (3), a mesei vibrante SM-476 A (4) si a

instalatiei de producere a vidului (5).

Cifrele din paranteze indica nivelurile de zgomot dupa montarea garniturilor de

cauciuc.

Experienta exploatarii vibroizolatiei de cauciuc din banda de transportor, aplicata

la masa vibranta SM-476 A, a demonstrat ca la o intensitate deosebita a compactarii (50

de formari in 24 h) nu se inregistreaza schimbari insemnate in structura cauciucului si

nici dagradari intr-o perioada de 2,5 luni.

In consecinta, aplicarea garniturilor de cauciuc vibroizolante a permis sa se reduca

nivelul de zgomot si in acelasi timp sa se mentina parametrii efectivi ai procesului de

formare (alcatuire, constituire).

Si la intreprinderea de prefabricate din beton „Sibakadenstroi" din Novosibirsk s-

au efectuat incercari de a se reduce nivelul de zgomot si vibratii la mesele vibrante tip

SM-476 si SM-615.

Pentru a se impiedica transmiterea vibratiilor la pardoseala, la mesele SM-476 s-a

aplicat un sistem de vibroizolare a instalatiei (fig. 8.22). Experimentarile efectuate au

Fig. S.21. Zonele de egnl nivel de presiune ftcustlcA in vecinntatea mesei vibrante SM-580 s(i), a maainUor de turnat beton PKB-68 (-') si 507 A (3), a mesei vibrante SM-476 A (-ij si a instalati°i de produeere a vidului (5).

scos in evidenta eficacitatea masurilor in ce ceea priveste reducerea nivelului de zgomot

si vibratii. O sursa importanta de zgomot o constituie generatoarele de vibratii. In cazul

unei mese vibrante ce functioneaza dupa schema de prinipiu reprezentata in figura 8.23,

a,

nivelul de zgomot poate fi diminuat amplasand masa vibranta sub nivelul pardoselii halei.

In caz ca aceasta solutie nu se poate aplica, masa vibranta poate fi prevazuta

lateral cu pereti fonoizolanti (fig. 8.23, c), sau vibratoarelor propriu-zise li se pot atasa

carcase fonoizolante (fig. 8.23, d). O solutie eficienta pentru combaterea zgomotului de

impact consta in utilizarea dispozitivelor de fixare a tiparelor pe mesele vibrante,

asigurandu-se astfel functionarea in regim armonic.

In vederea experimentarii unora din solutiile prezentate s-au efectuat masurari de

zgomot si vibratii la I. P. B. Progresul-Bucuresti si la masa vibranta experimentala a

Centrului de cercetari din cadrul C.P.B.-Bucuresti [64].

Atenuarea nivelului de zgomot realizata prin interpunerea unui covor de cauciuc

cu grosimea de 8 mm, intre tipar si grinda, rezulta din figura 8.24, unde curba 1

reprezinta spectrul zgomotului generat de masa vibranta fara covor de cauciuc, iar curba

2 cu covor de cauciuc. Se constata astfel ca atenuarea maxima este de 10 dB la frecventa

de 250 Hz.

Tinand seama de actiunea intermitenta a zgomotului se obtine spectrul corectat

(curba 3), de unde rezulta ca curba Cz 85 este depasita intr-o banda mai ingusta de

frecvente.

Fig. 8.23. Procedee de insonorizare a maselor vibrante; a — constructie normala; b — amplasarea mesei vibrante sub nivelul pardoselii; c — carcasarea fonoizolanta a masinii; d — carcasarea fonoizolanta a generatoarelor de vibratii; l — generator de vibratii; 2 — batiul masinii; 3 — arcuri; 4 — placa de baza; 5,6 — carcase fonoizolante.

Experimentarile efectuate pe masa vibranta experimentala a Centrului de

cercetari din cadrul C.P.B.-Bucuresti s-au efectuat in urmatoarele conditii:

1) cu tiparul rezemat pe un covor de cauciuc si fixat de masa vibranta cu un

dispozitiv cu suruburi;

2) cu tiparul rezemat pe un covor de cauciuc si fixat de masa vibranta cu un

dispozitiv actionat pneumatic;

3) cu tiparul rezemat liber pe covorul de cauciuc.

1 — spectrul zgomotului masurat fara covor de cauciuc; 2 — idem, in prezenta covorului de cauciuc; 3— spectrul corectat.

Fig. 8.24. Atenuarea nivelului de zgomot realizata

prin interpunerea unui covor de cauciuc:

Fig. 8.25. Atenuarea nivelului de zgomot in cazul utilizarii covorului de cauciuc si a dispozitivelor de fixare cu suruburi:1 — curba masurata; 2 — curba corectata.

Rezullatele masurarilor de zgomot efectuate sunt prezentate in figura 8.25, 8.26 si

8.27, unde 1 sunt curbele masurate si 2 curbele corectate ca urmare a actiunii intermit

ente a zgomotului.

Din figura 8.25 rezulta ca in cazul rezemarii tiparului pe covorul de cauciuc si

fixarii sale in cele 4 colturi cu dispozitive cu suruburi spectrul corectat al zgomotulni nu

depaseste decat foarte putin (cu 1 dB la frecventa de 2 000 Hz) curba Cz 85. Rezulta deci

o concluzie foarte importanta si anume ca spectrul corectat al zgomotului la o masa

vibranta poate fi coborit sub curba Cz 85, daca tiparul este rezemat pe un covor de

cauciuc si este fixat cu un dispozitiv de prindere.

Din figura 8.26 rezulta ca in cazul rezemarii tiparului pe covor de cauciuc si

fixarea lui cu dispozitivul de prindere actionat pneumatic, spectrul corectat al zgomotului

depaseste curba Cz 85 in gama de frecvente situate intre 250 si 8 000 Hz, valoarea

maxima a depasirii fiind de 5 dB la frecventa de 2 000 Hz. Nivelul de zgomot este mai

ridicat in acest caz, deoarece dispozitivul de fixare actionand numai la mijlocul tiparului,

cele doua capete ale sale au ramas libere si executau salturi pe grinzile vibrante

respective.

Pentru a se inlatura aceasta deficienta, este necesar ca in loc de doua ghiare de

fixare, sa se prevada patru ghiare, cite doua la capetele tiparului.

In cazul rezemarii libere a tiparului pe covor de cauciuc (fig. 8.27), se constata ca

spectrul corectat al zgomotului depaseste curba Cz 85 intr-o gama mai larga de frecvente

decat in cazul precedent (125—8 000 Hz), insa valoarea maxima a depasirii este de

numai 4 dB la frecventa de 2 000 Hz.

Masurarile de vibratii efectuate pe grind a vibranta si pe tipar au aratat ca

transmiterea vibratiilor de la grinda la tipar se face in cele mai bune conditii in cazul

rezemarii tiparului pe covor de cauciuc si fixarii lui de grinda in cele 4 colturi.

Instalatia de ridicare si transport cea mai raspindita la intreprinderile de

prefabricate din beton armat este macaraua turn. Aproximativ 30% din timpul total de

lucru.

La poligonul de la Intreprinderea de prefabricate din beton armat “Inkerman”-

Sevastopol, pentru aducerea mortarului de beton se foloseste macaraua KB-100 cu o

capacitate de ridicare de 5tf. De carligul macaralei se suspenda un buncar cu vibrator

avand o capacitate de 1,00 -1,50 m3 si o greutate totala incarcata de 3500 kg. de buncar

se fixeaza vibratorul C(S) 413 cu o greutate de 4 kg, avand o turatie a rotorului de 2 800

rot/min.

Oscilatiile buncarului cu vibrator se transmit prin cabina la locul de munca al

macaragiului. Conform masurarilor efectuate, amplitudinea oscilatiilor in cabina

macaragiului depasesc de trei ori valoarea admisibila, creandu-se conditii de munca

anormale macaragiului.

Fig. 8.28. Vedere de ansamblu a amortizorului:1— corp; 2, 3 — bucla sudata; 4 — rondela de sprijin; 5 — piulita; 6 — rondele de cauciuc.

Fig. 8.26. Atenuarea nivelului de zgomot Fig. 8.27. Atenuarca nivelului de zgomotin cazul utilizarii covorului de cauciuc si iu cazul rezemarii libere pe covorul dea dispozitivului de fixare pneumatic: cauciuc:1— curba masurata; 2 — curba corectata. 1 — curba masurata; 2 —- curba corectata.

In afara de aceasta, vibratia constructiei macaralei provoaca o uzura marita a

articulatiilor.

In scopul reducerii nivelului de vibratii in cabina macaragiului, s-a executat un

amortizor amplasat intre carligul macaralei si ochiurile de cablu ale buncarului cu

vibrator. Amortizorul este format din corpul 1, bucla sudata 2 in care se introduce carligul

macaralei (fig. 8.28). Corpul este format din doi cilindri in care s-au introdus inele de

cauciuc. Prin inele trece o a doua bucla 3, de care se fixeaza ochiurile de cablu ale

buncarului cu vibrator. De capetele buclei inferioare sunt fixate rondelele de sprijin 4,

fixate cu piulitele 5, care sunt impanate.

Transmiterea efortului de la bucla inferioara 3 la bucla superioara 2 se face prin

intermediul inelelor de cauciuc 6, care absorb cea mai mare parte a oscilatiilor. In figura

8.29 este reprezentata schema de amplasare a amortizorului pe macara.

Masurarile efectuate dupa montarea amortizorului au aratat ca amplitudinea

vibratiilor in cabina macaragiului au scazut de la 0,025 mm la 0,006 mm, deci sub

valoarea limita admida de norme care este de 0,007 mm.

Amortizorul s-a exploatat in decurs de 1,5 ani, cu inlocuirea periodica a inelelor

de cauciuc.

Fig. 8.29. Inslalarea amortizorului pe macaraua turn: l — amortizor; 2 — buncar cu vibrator

9. COMBATEREA ZGOMOTULUI IN INDUSTRIA METALURGICA

9.1. Combaterea zgomotului in turnatorii

Turnatoriile reprezinta unele din locurile de munca cele mai zgomotoase din

industrie. Zgomotul existent aici depinde de procesul tehnologic utilizat, de tipul, forma

si numarul pieselor care se toarna si de constructia halei de turnatorie.

Una din principalele surse de zgomot in turnatorii o formeaza gratarele pentru

dezbaterea pieselor turnate si desprinderea pamintului de pe cutiile de formare.

Sursa principala de zgomot si vibratii la gratarele de dezbatere este ciocnirea

dintre cutiile de formare, piesele turnate de pe gratar si gratarul propriu-zis ca urmare ca

miscarii sale vibratorii.

Intrarea in vibratii a cutiilor de formare, a pieselor si a gratarului propriu-zis,

produce un zgomot puternic care este radiat cu usurinta in mediul inconjurator. Radiatia

este favorizata de suprafetele mari ale gratarului, a pieselor si a cutiilor de formare.

Datorita modului complex de vibrare a acestor elemente, zgomotul respectiv are

in spectru pe linga o componenta fundamentala cu frecventa egala cu cea a gratarului si o

serie de armonice ale fundamentalei.

Vibratiile produse in timpul functionarii dezbatatoarelor se transmit prin

intermediul lagarelor si a amortizoarelor de cauciuc, cadrului fix, de acolo funclatiei si in

continuare la pardoseala halei.

Datorita caracteristicilor fizice si fiziologice ale vibratiilor si zgomotelor produse,

precum si faptului ca muncitorii sunt obligati sa supravegheze in permanenta dezbaterea

formelor turnate stand in imediata vecinatate a dezbatatoarelor, ei sunt supusi unor

influente cu un puternic caracter nociv.

Combaterea zgomotului si vibratiilor la gratarele de dezbatere este deoebit de

dificila din cauza conditiilor multiple care se pun solutiilor respective. Astfel, la

combaterea zgomotului si vibratiilor la sursa trebuie sa se tina seama de faptul ca insusi

procesul tehnologic reclama producerea de vibratii, asigurandu-se astfel desprinderea

pamantului de formare de pe piesa turnata si de pe cutia de formare. De asemenea

procesul tehnologic reclama accesul la dezbatatoare din toate directiile, atat pentru

deplasarea pieselor de pe conveer pe gratar, cat si in vederea ridicarii de pe gratar, cu

ajutorul macaralei, a piesei si a cutiei de formare. Din aceasta cauza, utilizarea carcaselor

si a ecranelor spatiale fonoabsorbante si fonoizolante nu este indicata. Singura solutie

care mai ramane la dispozitia cercetatorului este tratarea acustica a peretilor halei. Si aici

insa exista posibilitati reduse deoarece prezenta podului rulant, a conveerului pentru

transportul pieselor curatate si a cutiilor de formare limiteaza marimea suprafetelor care

pot fi tratate acustic. Din analiza masurarilor de zgomot efectuate la diferite turnatorii 36

si 59 rezulta ca gratarele de dezbatere sunt surse de zgomot cu banda large de frecventa,

avand nivelul presiunii acustice situat intre 98—108 dB, care genereaza zgomot atat la

mersul in gol, cat si la functionarea in sarcina.

Din cele de mai inainte rezulta ca singura posibilitate de reducere a nivelului de

zgomot la gratarele de dezbatere este combaterea la sursa.

O REDUCERE EFICIENTA A NIVELULUI DE ZGOMOT SE POATE

OBTINE PRIN:

- Micsorarea valorilor fortelor de impact dintre gratar si piesele de pe acesta.

- Marirea impedantei mecanice a gratarului oscilati, a carui valoare creste o data cu

marirea rigiditatii constructiei si a masei ei.

-Reducerea coeficientului de transmisie a undelor sonore prin gratar de la locurile de

aparitie la cele de radiatie. Aceasta se obtine prin alegerea corespunzatoare a unor

elemente constructive, prin utilizarea unor materiale cu frecare interna mare si prin

montarea unor garnituri din materiale elastice in locurile de imbinare ale diferitelor

elemente constructive ale gratarului.

Inrautatirea conditiilor de radiatie, ceea ce se poate realiza prin reducerea la limita

a suprafetei de radiatie.

Utilizarea cauciucului la executarea gratarului, aceasta solutie putand fi aplicata

numai in cazul in care piesele turnate sunt suficient de reci incat sa nu arda suprafata

vibroizolanta. Aceasta solutie se poate aplica in doua variante: prin executarea unui gratar

metalic cu ochiuri mai mari, peste care se vulcanizeaza un strat de cauciuc, sau prin

executarea gratarului dintr-o rama metalica, pe care se fixeaza placi de cauciuc prevazute

cu ochiuri.

O alta sursa importanta de zgomot in turnatorii o constituie masinile de format

prin vibrare. Nivelul de zgomot general de aceste masini este de 100—115 dB [28, 29 si

36]. Radiatia cea mai intensiva a zgomotului are loc pe masa de scuturare. Nivelul de

zgomot scade cu 5 dB in cazul in care se asaza pe masa cutia de formare.

O mare influenta asupra nivelului de zgomot radial il are materialul pe care are

loc caderea mesei de scuturare. Astfel, nivelul zgomotului scade cu pina la 10 dB (pentru

aceeasi cursa a mesei scuturatorului), cand materialul pe care cade masa este format din

cauciuc. Dar utilizarea amortizoarelor de cauciuc intampina dificultati datorita faptului ca

in acest caz nu se produce un soc pur plastic, ci un soc cu recul, in aceste conditii

neputindu-se obtine o tasare rapid a a pamintului de turnare.

Prin urmare, pentru reducerea zgomotului produs de masinile de format, trebuie

luate in consideratie masuri care sa impiedice propagarea zgomotului de la sursa la

receptor.

Astfel, prin utilizarea in zona planului de lovire a unui pantalon de cauciuc gros

de 6 mm captusit cu material fonoabsorbant s-a obtinut o reducere a nivelului de zgomot

cu 5—8 dB(A).

La operatiile de curatire a pieselor turnate din otel iau nastere zgomote avand

nivelul pana la 120 dB(A). In figura 9.1 sunt prezentate spectrele zgomotelor la diferite

locuri de munca, valoarea maxima ajungand pina la 120dB (A) [40]. In mijlocul halei,

unde s-au efectuat determinarile s-a masurat un nivel de 95 dB(A), iar in intervalul de

frecvente 1 000—2 000 Hz valoarea de 90 dB. Se pot recunoaste varfuri ale

spectrogramei deosebit de suparatoare in benzile de frecventa de 1, 4 si 16 kHz. Singura

solutie aplicabila s-a dovedit aceea de a muta locul de efectuare a operatiilor zgomotoase

intr-o alta incapere inchisa, cu peretii din tabla de 3 mm grosime captusit cu un strat de

vata minerala de 50 mm grosime, amplasat la o distanta de 60 mm de perete. Prin aceasta

masura, zgomotul din incapere a scazut la 80 dB(A).

O alta sursa de zgomot o constituie suflantele de la unele cuptoare. Pentru

combaterea zgomotului la aceste instalatii se pot utiliza carcase fonoizolante (fig. 9.2).

Instalatie de ventilare silentioasa:l — ventilator; 2 — racord cu pinza de vele.; 3 — teava de ghidaj; 4 — tabla pentru amortizoare; 5 — peretele fonoabsorbant al canalului; 6 — element intermedial de atenuare; 7 — perete fonoabsorbant; 8— deschiderea actuala de aspiratie; .9 — deschidere

existenta la fereastra.

Carcasa este executata dintr-un perete de rasini sintetice, captusit cu vata

minerala, prevazindu-se doua orificii cu atenuatoare de zgomot pentru circulatia aerului.

Inainte de aplicarea carcaselor, nivelul zgomotului produs de suflanta la distanta

de 10 m, variaza intre 78—91 dB(A), iar in imediata vecinatate intre 88—93 dB(A).

Dupa aplicarea carcaselor, nivelul de zgomot a scazut la 75—78 dB{A) la distanta de 10

rn de sursa, iar in imediata vecinatate la 79—82 dB(A). In figura 9.3 rezulta foarte clar

ca varful nivelului de zgomot de 110 dB la 1000 Hz existent inainte de carcasare s-a

micsorat la 93 dB, deplasandu-se spre frecventa de 63 hz.

Fig. 9.2. Carcasarea suflantelor de la cuptoarele uneihale de turnatorie: 1 — motor electric; 2 — suflanta; 3 — perete exterior; 4

— strat fonoabsorbant de 50 mm grosime; 5 — atenuator de zgomot.

Fig. 9.5. Masuri de combatere a zgomotului in hala de curatire a pieselor turnate:1— tambure de curatat piese; 2— cabina, de curatire prin sablare; 3 — ecran fonoizolant ;4-ecrane spatiale de 1,50x2,10m

f onoizolant; — 4 ecrane spat-ia-le de 1,50 x 2,10m.

In paralel cu alte cercetari in legatura cu combaterea zgomotului si vibratiilor,

Institutul de protectia muncii (AUVA) — Austria s-a preocupat si de combaterea

zgomotului in turnatorii [2.]. In sectiile de curatire a pieselor turnate s-au luat masuri de

combatere a zgomotului la instalatiile de ventilare (fig. 9.4) si de izolare fonica a

utilajelor generatoare de zgomot. Astfel, tamburele de curatit piese s-au carcasat sau s-a

aplicat un ecran fonoizolant dupa caz (fig. 9.5). In mod asemanator s-a procedat si cu

instalatia de sablare. Locurile de munca unde se executa curatirea pieselor turnate au fost

prevazute cu ecrane spatiale in vederea prevenirii propagarii zgomotului la locurile de

munca vecine.

Fig. 9.6. Ecrane spatiale pentru izolarea fonica a locurilor de munca unde se executa la curatirea pieselor turnate:1— placa de heraclit de 7,5 cm grosime;2- otel cornier 40x40 x3 mm; 3 - sipci de lemn; 4 — placi de heraclit de 3—5 cm grosime; 5 — gratar din sipci; 6 — perete de rezistenta.

Ecranele spatiale s-au executat din heraclit. Detaliile constructive ale unor

asemenea ecrane spatiale sunt reprezentate in figura 9.6.

9.2. Combaterea zgomotului la fabricile de tevi

Un zgomot deosebit de nociv se produce in fabricile de tevi, la utilajele speciale

folosite pentru indreptarea tevilor. La trecerea tevilor prin role, capetele tevilor incep sa

bata puternic in jghiabul de ghidare in forma de V, producand un zgomot cu nivelul

global de 110 dB.

O prima masura consta in a captusi jghiaburile cu material fonoizolant cu

grosimea de 15 mm. Tevile mai subtiri pot fi ghidate printr-o teava cilindrica speciala

captusita cu material plastic (fig. 9.7).

Teava este formata din doua jumatati, partea superioara putindu-se ridica sau

cobori, fiind comandata de cilindrii pneumatici. Prin aceste masuri s-a obtinut o reducere

a nivelului de zgomot cu 15 dB[40].

Niveluri de zgomot ridicat exista si in balele de fabricare a tevilor sudate [8]. In

figura 9.8. sunt reprezentate spectrele de zgomot masurate in diferite puncte ale balei

respective, inainte si dupa aplicarea unor masuri de combatere a zgomotului.

Sursa principala de zgomot o constituie operatia de indoire si sudare a platbandei,

pentru formarea tevilor si anume zgomotul de jet provocat de evacuarea aerului

comprimat. Zgomotul de jet depinde de forma orificiilor de evacuare si de viteza

curentului de aer. De aceea, la evacuarea aerului s-a montat o piesa de dirijare a

curentului de aer, executata in doua variante: cu fante longitudinale paralele si cu orificii

circulare (fig. 9.9).

s> s>^ 5 % § gu g S§

L,dB

1ftHz

Fig. 9.8. Spectrele si nivelurile globale ale zgomotului in diferite puncte ale unei hale pentru fabricarea tevilor sudate.

9.9. Piesa de dirijare a curentului de aer evacuat:a- cu fante ; b — cu orificii circulare.

Aceasta piesa a fost montata pe dispozitivul de suflare reprezentat in figura 9.10.

Prin montarea acestui dispozitiv, nivelul global al zgomotului a scazut de la 122 dB la

119 dB, iar la componentele de 1 000, 1 600 si 6 400 Hz, cu 8, 9 respectiv cu 5 dB.

O astfel sursa de zgomot este constituita de trecerea tevilor sudate prin rolele

dispozitivului de indreptare, ca urmare a vibratiilor tevii in lungime de 8mm.

Fig. 9.10. Dispozitiv de. suflare:1— tub din tabla de otel;2— ajutaj special;

3 — separator de cupru.

Pentru atenuarea zgomotului se prevede un amortizor de vibratii (fig. 9.11).

Dupa montarea acestui amortizor de vibratii, nivelul global al zgomotului a scazut

cu 6 dB, iar la componentele de 50, 200, 800, 1000 si 4 000 Hz cu: 18; 8; 10; 8 si 10 dB.

Fig. 9.11. Dispozitiv pentru atenu-area vibratiilor tevilor in timpul in-dreptarii lor: 1 —ghidaj inferior; 2 — ghidaj superior; 3 — carcasa inferioara; -i — carcasa su perioara; 5 — piese intermediare; 6 — garnituri; 7 — strat de cauciuc.

9.3. Combaterea zgomotului la fabricile de cabluri

In cadrul fabricilor de cabluri exista numeroase surse de zgomot cum sunt

masinile de infuniere, tresare metalica si tesatorie a cablurilor de tractiune sau electrice.

Masurarile de zgomot efectuate pe teren au aratat ca halele cu niveluri de zgomot

mai ridicate sunt cele de tesatorie cabluri si cele de izolare cu cauciuc si PVC. Procesele

tehnologice din halele de tesatorie generatoare de zgomot sunt cele de bobinare, de

tesere, de spulnisare si infuniere a cablurilor.

Masurarile de zgomot efectuate in aceste hale au aratat ca limitele admise de

curba Cz 85, conform Normelor republicane de protectie a muncii, sunt depasite cu valori

intre 6 si 28 dB, valoarea maxima a depasirii de 28 dB fiind masurata la frecventa de

2 000 Hz [37].

In figura 9.12 sunt reprezentate spectrele zgomotului intr-o hala de izolare cu

cauciuc si PVC a cablurilor. Din aceasta diagrama rezulta ca curba limita admisa Cz 85

este depasita la Lmax (nivelul maxim) in gama de frecvente situate intre 50 si 8000 Hz ,

valoarea maxima a depasirii de 28 dB fiind masurata la frecventa de 2000 Hz.

9.12. Spectrele zgomotului intr-o hala Fig. 9.13. Spectrele de zgomot intr-o de izolare cu cauciuc si PVC a cablurilor. hala de bobinaj si tesatorie.

In figura 9.13 sunt reprezentate spectrele zgomotului intr-o hala de bobinaj si

tesatorie. Din diagrama rezulta ca curba Lmax (nivelul maxim) depaseste limitele admise

de curba Cz 85 in gama de frecvente 250 si 31 500 Hz, valoarea maxima a depasirii de

28 dB fiind masurata la componenta de 4 000Hz.

Pentru combaterea zgomotului in halele de tesatorie cabluri se pot aplica

urmatoarele solutii:

1) tratarea fonoabsorbanta a carcaselor existente ale masinilor de tesut;

2) executarea unor carcase fonoizolante si fonoabsorbanlc;

3) construirea unor ecrane fonoizolante in jurul masinilor de tesut;

4) tratarea fonoabsorbanta a peretilor halei;

5) montarea masinilor pe elemente vibroizolatoare.

In prezent unele masini de tesut cabluri sunt prevazute cu carcase executate din

tabla de otel. Din cauza ca nu sint suficient de bine modelate pe masina, iar suprafata lor

nu este tratata acustic, nu asigura o atenuare suficienta a nivelului de zgomot. Captusirea

acestor carcase cu pasla bitumata cu grosimea de C—8 mm va permite o atenuare a

nivelului de zgomot pentru componentele situate intre 5 000 si 16 000 Hz cu 6—7 dB.

Pentru obtinerea unor atenuari mai mari ale nivelului de zgomot, este necesar sa

se treaca la utilizarea carcaselor fonoizolante si fonoabsorbante. Aceasta solutie s-a

aplicat la o fabrica de cabluri din Lens-Franta [9], unde in hala de tesatorie nivelul de

zgomot inainte de carcasare se ridica la 108-110 dB.

Carcasele fonoizolante cu pereti dubli, avand in interior material fonoabsorbant ,

(fig.9.14 si 9.15) sunt prevazute cu mai multe usi de acces, fiecare usa fiid prevazuta cu

fereastra de vizitare. Pentru a putea fi ridicate mai usor, usile sunt prevazute cu

contragreutati.

Fig. 9.14. Carcasa fonoizolanta pentru Fig. 9.15. Carcasa fonoizolanta masinile de tesut cabluri cu usile de acces cu usile de acces inchise.deschise.

Masurarile efectuate au aratat o scadere a nivelului de zgomot de la 105-106 dB la

81-82 dB la distanta de 50 cm de carcasa fonoizolanta, deci o atenuare de ordinul a 23

dB.

In cazul in care masinile respective nu permit montarea unor carcase fonoizolanta,

se pot utiliza ecrane fonoizolante.

Atenuarea realizata de aceste ecrane este in functie de grosimea materialului

fonoizolant utilizat, precum si de inaltimea ecranelor. Ca material fonoabsorbant se pot

utiliza placi tip FA/S produse de fabrica „Matizol" Berceni-Ploiesti, avand grosimi de 40

sau 60 mm. Placile fonoabsorbante de tip FA/S poseda un coeficient de absorbtie ridicat,

au o higroscopicitate mica, sunt incombustibile si termoizolante, si au aspect placut.

O alta solutie de combatere a zgomotului in halele de tesatorie cabluri consta in

tratarea acustica a tavanului si a peretilor halei cu material fonoabsorbant. Aceasta solutie

are dezavantajul ca are efect numai asupra zgomotului reflectant, neavand nici o

influenza asupra zgomotului provenit de la sursa, atenuarile realizate fiind de ordinul a 5

—6 dB.

In vederea impiedicarii propagarii la pardoseala a vibratiilor masinilor existente in

halele de tesatorie, se vor putea utiliza elemente vibroizolante. Montarea masinilor direct

pe reazeme vibroizolante, fara fundatie, simplifica operatia de reamplasare a masinilor, in

cazul unor modificari ale procesului tehnologic de fabricate. In acest scop se pot utiliza

cu succes reazemele cu tesatura de sirma tip Vibrachoc-Franta (fig. 9.16). Elementul

principal al tuturor reazemelor Vibrachoc il constituie perna elastica din tesatura de sarma

de otel crom-nichel, supusa unui tratament termic superficial, care apoi se preseaza intr-o

forma corespunzatoare tipului respectiv. Elasticitatea reazemului este determinat de

diametral sarmei (care variaza intre 0,04 si 0,22 mm) de densitatea si dimensiunile

geometrice ale pernei precum si de precomprimarea adoptata. Datorita faptului ca

reazemul este in intregime metalic, variatiile mari de temperatura nu influentcaza asupra

comportarii acestuia si nu apare pericolul imbatrinirii elementului elastic.