Informacja

Drogi użytkowniku, aplikacja do prawidłowego działania wymaga obsługi JavaScript. Proszę włącz obsługę JavaScript w Twojej przeglądarce.

English (EN)·Polski (PL)·Yкраїнський (UK)
Przejdź do strony domowej biblioteki Centralna Biblioteka Wojskowa Link otwiera się w nowym oknie Logo biblioteki Prolib Integro - strona głównaCentralna Biblioteka Wojskowa

Wyszukujesz frazę "physical loads" wg kryterium: Temat

  Lista filtrów
Wyrównaj
    Wyświetlanie 1-2 z 2
    Tytuł:
    Zagrożenia w pracy pielęgniarki środowiskowej
    Autorzy:
    Frąckowiak, A.
    Powiązania:
    https://bibliotekanauki.pl/articles/370777.pdf
    Data publikacji:
    2010
    Wydawca:
    Wyższa Szkoła Zarządzania Ochroną Pracy w Katowicach
    Tematy:
    pielęgniarka środowiskowa
    zagrożenia zawodowe
    czynniki szkodliwe
    wypalenie zawodowe
    choroby zawodowe
    obciążenia fizyczne
    community nurse
    occupational hazards
    harmful factors
    professional burnout
    occupational disease
    physical loads
    Opis:
    Pielęgniarki z racji wykonywanych obowiązków, ryzyka kontaktu z czynnikami szkodliwymi i niebezpiecznymi oraz obciążeń psychospołecznych związanych z wykonywaną pracą narażone są na szereg zagrożeń zawodowych. Są to szkodliwe czynniki biologiczne, zagrożenia układu mięśniowo-szkieletowego, czynniki chemiczne i fizyczne oraz stres, często agresja i wulgarne zachowania ze strony pacjentów, wypalenie zawodowe. Celem niniejszej pracy jest ocena występowania zagrożeń zawodowych wśród pielęgniarek środowiskowych. Badania przeprowadzono w grupie 33 pielęgniarek pracujących w zakładzie NZOZ "Centrum Usług Pielęgniarskich" w Chorzowie. W pracy wykorzystano opracowany dla potrzeb niniejszych badań kwestionariusz ankietowy do oceny zagrożeń występujących w miej scu pracy. Prawie połowa (42%) ankietowanych wskazała, że najważniejszągrupązagrożeń są szkodliwe czynniki biologiczne, następnie wymieniano dolegliwości układu mięśniowo-szkieletowego (39%) oraz obciążenia psychiczne (33%). Wśród chorób zawodowych większość badanych wskazywała na zarażenie się grzybicą (85%), gruźlicą (79%), a następnie wymieniano wirusowe zapalenie wątroby typu B lub C (70%). Zdecydowana większość ankietowanych twierdziła, że narażona jest w pracy na występowanie agresji ze strony pacjentów (73%).
    Nurses by virtue of performed duties, risk of contact with harmful and dangerous factors, psychosocial loads related to performed work, are situated in a danger zone of many occupational hazards. There are biological harmful factors, hazards of agreement musculoskeletal, chemical and physical agents, stress, often eggression and vulgar behavior from their patients part, professional burnout. The purpose of this study is to estimate the evaluation of occupational hazards in community of nurses. The research was conducted in a group of 33 nurses working in NZOZ "The Center of Nursing Services" in Chorzów. A special questionnaire was designed for the purpose of this research. The almost half (42%) of respondents regarded that the most important group of hazards in workplace are the biological harmful factors, then 39% of them regarded ailments of agreement musculoskeletal and psychological loads (33%). The majority of respondents with occupational diseases indicated to become infected a mycosis (85%), tuberculosis (79%) and then was regarded viral hepatitis type of B or C (70%). The sweeping majority of respondents daimed that they were exposed to aggression from their patients in the workplace (73%).
    Źródło:
    Zeszyty Naukowe Wyższej Szkoły Zarządzania Ochroną Pracy w Katowicach; 2010, 1(6); 53-70
    1895-3794
    2300-0376
    Pojawia się w:
    Zeszyty Naukowe Wyższej Szkoły Zarządzania Ochroną Pracy w Katowicach
    Dostawca treści:
    Biblioteka Nauki
    Artykuł
    Tytuł:
    Determination of dynamic loads of sprocket drum teeth and seats by means of a mathematical model of the longwall conveyor
    Wyznaczenie obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna łańcuchowego za pomocą modelu matematycznego przenośnika ścianowego
    Autorzy:
    Dolipski, M.
    Remiorz, E.
    Sobota, P.
    Powiązania:
    https://bibliotekanauki.pl/articles/220190.pdf
    Data publikacji:
    2012
    Wydawca:
    Polska Akademia Nauk. Czytelnia Czasopism PAN
    Tematy:
    przenośnik ścianowy
    bęben łańcuchowy
    model fizyczny
    model matematyczny
    obciążenia dynamiczne zębów
    obciążenia dynamiczne gniazd
    scraper conveyor
    sprocket drum
    mathematical model
    physical model
    dynamic loads
    teeth
    seats
    Opis:
    Scraper conveyors are one of the key machines forming part of mechanised longwall systems. They are currently the only means of transporting the mined rock from longwalls in hard coal mines. The hauling force caused by the drive is transmitted onto a link chain through drive wheels with their external shape corresponding to a geometric polygon. The number of teeth (seats) in such wheels ranges between 5 and 8. The horizontal links running on the drum are arranged in the drive wheel seats and are meshing with the teeth segments. The geometric relationships between the sprocket drum and the links are decisive for the position of the chain links in the seats. The abrasive wear of the chain parts and of the drive drum parts occurring due to conveyor operation is increasing the chain pitch and decreasing the wheel pitch. The position of a link in the seats changes as a result along with the load on the sprocket drum teeth and seats. Sprocket drums are the weakest element in longwall conveyors. It is, therefore, urgently necessary to determine the dynamic loads of such drums’ teeth and seats. The article presents a physical model and a mathematical model of a longwall conveyor created for the purpose of determination of dynamic loads of the sprocket drum teeth and seats. The results of computer simulations are also presented (dynamic loads: in chains, dynamic loads of sprocket drums and dynamic loads of sprocket drums’ teeth and seats) carried out using the created mathematical model for a 350 m long face conveyor.
    Koncentracja produkcji węgla kamiennego wymusza potrzebę prowadzenia intensywnych badań maszyn górniczych w aspekcie zwiększenia ich niezawodności i żywotności. Jedną z podstawowych maszyn wchodzących w skład ścianowych kompleksów zmechanizowanych są przenośniki zgrzebłowe. Przenośniki zgrzebłowe ścianowe są obecnie jedynymi środkami odstawy urobku z wyrobisk ścianowych w kopalniach węgla kamiennego. W czasie swojego rozwoju wyposażane były w różne typy łańcuchów pociągowych, z których najlepszym okazał się łańcuch ogniwowy. Przenośniki ścianowe mogą być wyposażone w jeden łańcuch, dwa łańcuchy skrajne, trzy łańcuchy lub dwa łańcuchy środkowe, przy czym ostatnie rozwiązanie stosowane jest najczęściej. Siła uciągu wywołana napędem przekazywana jest łańcuchowi poprzez koła napędowe, które mają postać geometryczną wieloboku i wyposażone są najczęściej w 5÷8 zębów (gniazd). Ogniwa poziome nabiegające na bęben układają się w gniazdach koła napędowego i wchodzą w zazębienie z segmentami zębów. O położeniu ogniw łańcucha w gniazdach decydują relacje geometryczne pomiędzy bębnem łańcuchowym a ogniwami. Zużycie ścierne elementów łańcucha i bębna napędowego następujące na skutek eksploatacji przenośnika powoduje zwiększenie podziałki łańcucha i zmniejszenie podziałki koła. W efekcie zmienia się zarówno położenie ogniw w gniazdach jak i obciążenie zębów i gniazd bębna łańcuchowego. Obecnie najsłabszym elementem w przenośnikach ścianowych są bębny łańcuchowe. Zachodzi zatem pilna potrzeba poznania obciążeń dynamicznych zębów i gniazd tych bębnów. Dla potrzeb wyznaczania obciążeń dynamicznych zębów i gniazd bębna łańcuchowego został rozbudowany model fizyczny i matematyczny przenośnika ścianowego o elementy zazębienia łańcuchowego. Dyskretny model fizyczny i matematyczny przenośnika ścianowego zbudowano wcześniej i wielokrotnie zweryfikowano go doświadczalnie. Po rozbudowaniu o elementy zazębienia łańcuchowego model fizyczny przyjmuje postać jak na rysunku 1. Ruch w tym rozbudowanym modelu fizycznym opisuje układ nieliniowych równań różniczkowych zwyczajnych drugiego rzędu (wzory 1, 2 i 3). Podczas współdziałania bębna łańcuchowego o wymiarach normowych z łańcuchem o wydłużonej podziałce nabiegające ogniwo poziome nie styka się z dnem gniazda na całej swej długości. Ten wariant zazębienia charakteryzuje się tym, że ogniwa poziome łańcucha znajdujące się na kole gniazdowym o liczbie zębów z są nachylone względem den gniazd pod kątem ε tak, że ich torusy przednie stykają się dnami gniazd a torusy tylne stykają się z bokami roboczymi segmentów zębów koła o kącie pochylenia względem dna gniazda β. W celu jednoznacznego opisu położenia ogniw łańcucha w gniazdach koła wyznaczono parametry ε, u i αu (rys. 2). Przy analizowaniu współdziałania bębna łańcuchowego z łańcuchem ogniwowym uwzględniono zjawisko ruchliwości ogniw w przegubach podczas wzajemnego przechylania ogniw, którego następstwem jest przemieszczanie się punktu styku ogniw. Przechylaniu ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego towarzyszy toczenie się ogniwa poziomego względem ogniwa pionowego w wyniku panującego w przegubie tarcia lub poślizg ogniw w przegubie w zależności od wartości modułu przegubu mp i wartości współczynnika tarcia w przegubie μp. Podczas toczenia ogniwa poziomego w przegubie następuje przemieszczanie się punktu styku ogniw w przegubie, zaś podczas poślizgu ogniwa poziomego położenie punktu styku w przegubie ogniwa pionowego pozostaje bez zmian. Ze względu na powtarzalność położenia ogniw w gniazdach koła łańcuchowego o liczbie zębów z podczas ich nabiegania następuje cykliczne obciążanie kolejnych den gniazd, flanek zębów i ogniw łańcucha siłami w czasie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy φ = 2π/z. Podczas analizy obciążenia elementów bębna łańcuchowego przyjęto zmienność kąta obrotu bębna od chwili zetknięcia się torusa przedniego nabiegającego ogniwa poziomego z dnem gniazda (φ = 0) do chwili zetknięcia się torusa przedniego kolejnego ogniwa poziomego z dnem następnego gniazda (φ = 2π/z). W zakresie obrotu bębna łańcuchowego o kąt podziałowy wyróżniono trzy przedziały charakteryzujące się odmiennym sposobem obciążenia elementów bębna łańcuchowego (P1, P2 i P3 na rys. 1). Wzory od (4) do (39) opisują obciążenia dna gniazda i flanki zęba bębna łańcuchowego w tych przedziałach. Utworzony model matematyczny pozwolił na komputerowe wyznaczenie obciążeń dynamicznych łańcuchów, bębnów napędowych oraz zębów i gniazd bębnów łańcuchowych w przenośniku ścianowym o długości 350 m (rys. 3÷8). W czasie badań symulowano stan nieluzowania łańcuchów i stan stałego luzowania. Na podstawie przeprowadzonych badań komputerowych ruchu ustalonego ścianowego przenośnika zgrzebłowego, wyposażonego w bębny łańcuchowe o liczbie zębów z = 8, obciążonego urobkiem węglowym na całej długości sformułowano następujące wnioski: 1. Wydłużenie podziałki łańcucha, w praktyce spowodowane głównie zużyciem ściernym przegubów ogniw, powoduje osiadanie torusa tylnego ogniwa poziomego coraz wyżej na flance zęba (wzrost wartości kątów ε oraz αu ). Prowadzi to do skracania czasu od chwili zetknięcia się torusa przedniego ogniwa poziomego z dnem gniazda do chwili zetknięcia się torusa tylnego tego ogniwa z flanką zęba. Konsekwencją tego jest zmniejszanie się wartości maksymalnej obciążenia dna gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa oraz wzrost maksymalnej wartości wymaganej siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego po flance zęba zarówno w stanie stałego luzowania jak i w stanie nieluzowania łańcucha. 2. Stosunek maksymalnej wartości siły obciążającej flankę zęba w punkcie styku z torusem tylnym ogniwa do maksymalnej wartości siły obciążającej dno gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa oraz stosunek maksymalnej wartości wymaganej siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego po flance zęba do maksymalnej wartości siły obciążającej dno gniazda w punkcie styku z torusem przednim ogniwa rosną nieliniowo ze wzrostem wydłużenia podziałki ogniw. Wzrosty te przebiegają niemal identycznie dla stanu stałego luzowania i stanu nieluzowania łańcucha. 3. Zwiększenie podziałki łańcucha od 1% do 4% spowodowało ponad czterokrotny wzrost wartości maksymalnej siły tarcia zapobiegającej poślizgowi torusa tylnego ogniwa poziomego po flance zęba w stronę dna gniazda. Jeżeli wartość siły tarcia rozwiniętego wywołanego siłą nacisku torusa tylnego ogniwa poziomego na flankę zęba jest co najmniej równa wartości rozpatrywanej siły tarcia to układ sił jest w równowadze. Jeśli natomiast siła tarcia pochodząca od nacisku torusa tylnego na flankę zęba jest mniejsza od wartości tej siły tarcia to następuje poślizg torusa tylnego po flance zęba w stronę dna gniazda. Z tego względu duże wartości rozważanej siły tarcia w miejscu styku torusa tylnego ogniwa poziomego z flanką zęba są niekorzystne, gdyż zwiększają możliwość wystąpienia poślizgu ogniwa po flance zęba co powoduje zwiększenie zużycia ściernego flanki zęba obniżając trwałość bębna łańcuchowego i powodując zmniejszenie sprawności zazębienia łańcuchowego.
    Źródło:
    Archives of Mining Sciences; 2012, 57, 4; 1101-1119
    0860-7001
    Pojawia się w:
    Archives of Mining Sciences
    Dostawca treści:
    Biblioteka Nauki
    Artykuł
      Wyświetlanie 1-2 z 2

      Ta witryna wykorzystuje pliki cookies do przechowywania informacji na Twoim komputerze. Pliki cookies stosujemy w celu świadczenia usług na najwyższym poziomie, w tym w sposób dostosowany do indywidualnych potrzeb. Korzystanie z witryny bez zmiany ustawień dotyczących cookies oznacza, że będą one zamieszczane w Twoim komputerze. W każdym momencie możesz dokonać zmiany ustawień dotyczących cookies