книги из ГПНТБ / Вальщиков Н.М. Расчет и проектирование машин швейного производства

кварталах и микрорайонах, прилегающая к промышленным предприятиям и их территориям

а) по спектральному составу — на низкочастотные (до 300 Гц), среднечастотные (от 300 до 800 Гц) и высокочастотные (св. 800 Гц); б) по характеру спектра — на тональные (в шуме прослуши­

ваются отдельные тона) и широкополосные; в) по временным характеристикам — на стабильные (уровень

звукового давления постоянный), импульсные (ударные), взрыв­ ные и прерывистые;

Т а б л и ц а 15

Поправка к октавным уровням звукового давления и уровням шума

г) по продолжительности действия — на продолжительные (не менее 4 ч в смену) и кратковременные (менее 4 ч в смену).

Воздействие шума на организм зависит от его спектрального состава. Нормированные значения допустимых уровней звукового давления приведены в санитарных нормах СН 785—69. Допустиг > мые уровни звукового давления нормируются в октавных полосах

бочем месте.

Существуют указания, регламентирующие допускаемые ампли­ туды А колебаний отечественных машин заводского изготовления, работающих с частотой вращения п (табл. 17).

Технологическое оборудование, создающее на рабочих местах вибрации, превышающие допустимые нормы или являющиеся причиной возникновения шума в тихих помещениях, должно быть изолировано путем устройства специальных фундаментов или

281

установки машин на амортизаторы. Необходимо, чтобы каждая выпускаемая машина имела свой паспорт, в котором была бы ука­ зана ее вибродинамическая характеристика.

Измерение шума на рабочем месте. Источниками шума на рабо­ чем месте являются швейные машины, раскройные станки, меха­ низированный инструмент, вспомогательное оборудование, вен­ тиляторы, насосы и т. д. Акустическим рабочим местом называется

А, мм 0,180 0,140 0,090 0,075 0,065 0,060 0,052 0,048 0,045 0,042

в) значения измеренных уровней шума сравнивают со значе­ ниями действующего предельного спектра в октавных полосах.

Спектральный анализ шума производят с помощью измеритель­ ного тракта, состоящего из микрофона, шумомера, анализатора (фильтра). Блок-схемы измерительных трактов показаны на рис. VI.3.

Иногда целесообразно записать спектр шума или вибрации на магнитную ленту для последующего анализа его при помощи спектромера звуковых частот в лабораторных условиях.

282

Измерение шума на рабочем месте следует проводить не менее чем в двух точках. Если результаты измерений различаются не более, чем на 5 дБ, определяют их среднее арифметическое

если же они различаются более, чем на 5 дБ, то применяют закон

22А кл. находится в пределах допустимого при я«^2000 об/мин, а при «=3000—3500 об/мин превышает допустимый на 15—20 дБ.

Частотный анализ шума швейной машины 97 кл. показал, что наибольшую интенсивность в спектре шума имеют низкочастотные и высокочастотные составляющие. При работе машины в диапазоне до 3000 об/мин преобладает высокочастотный шум (1250—1600 Гц), в диапазоне 4500—5000 об/мин — низкочастотный (п/60 и 2м/60 Гц).

Частотные спектры машин 22А кл. содержат низко-, средне- и высокочастотные составляющие с высокой интенсивностью шума. Источниками низкочастотного шума с частотами п/60 Гц являются механизмы иглы и подачи материала, 2/г/60 Гц — механизмы иглы и челнока. Среднечастотный шум (400—500 Гц) возникает при работе механизмов иглы и нитепритягивателя. Высокочастотная область шума значительно шире, чем в машине 97 кл., и содержит

Существуют следующие инженерные методы борьбы с шумом и вибрациями:

а) снижение крутильных колебаний валов швейных машин установкой на них демпферов (виброгасителей);

283

б) снижение амплитуд поперечных колебаний главного вала

Крутильные колебания валов (главного и челночного) возни­ кают вследствие неравномерности момента движущих сил и сил сопротивления. Неравномерность крутящего момента вызывает

в одинаковый промежуток времени поворачиваются на разные

Для расчетов валов на крутильные колебания нужно кроме действующих моментов знать жесткости участков каждого вала и моменты инерции масс, вращающихся вместе с валом. Расчетами определяются частоты, формы и амплитуды колебаний.

Система с одной массой. На рис. VI.4, а показана схема консольно закрепленного вала диаметром d и длиной / с одним диском. Если повернуть диск на небольшой угол ср, а затем предоставить самому себе, то возникнут собственные колебания всей системы [35]. Напишем дифференциальное уравнение колебательного

284.

а следовательно, и частота практически остаются постоянными.

сящая от вида демпфирования и равная по величине демпфиру­

Величина tit, характеризующая быстроту затухания колеба­ ний, называется логарифмическим декрементом. С помощью по­ следнего экспериментально можно найти коэффициент затухания

где ф т |и ф^х — полученные экспериментально амплитуды ко­ лебаний.

285

Рассмотрим случай вынужденных колебаний без затухания. При этом положим, что на колеблющийся диск действует периоди­ ческий возмущающий момент М0 sin at. Дифференциальное урав­ нение примет вид

Решение уравнения состоит из двух частей: первые два члена представляют собой рассмотренные ранее собственные колебания, а третий член, зависящий от возмущающего момента,— выну­ жденные колебания системы.

Обозначим

Амплитуда колебаний диска зависит от отношения частот вы­ нужденных и собственных колебаний и может изменяться в широ­ ких пределах. Если отношение со/сос приближается к нулю, т. е. частота возмущающей силы со мала по сравнению с частотой сво­

близок к единице. В этом случае амплитуда перемещения диска примерно равна статическому его перемещению:

Если же отношение со/сос приближается к бесконечности, т. е. частота возмущающего момента велика по сравнению с частотой собственных колебаний, то диск практически неподвижен. При этом динамический коэффициент приближается к нулю. Если отношение со/сос приближается к единице, динамический коэффи­ циент и амплитуда вынужденных колебаний быстро возрастают и обращаются в бесконечность при со = сос. Такие колебания на­ зываются резонансными, а отвечающая состоянию резонанса частота возмущающего момента / или со называется критической частотой или критической скоростью.

286

Многомассовая система. Расчеты многомассовых систем На крутильные колебания, если их не упростить, требуют большой затраты времени, а иногда даже невыполнимы. Поэтому часто вместо реальных валов, нагруженных маховиками, шестернями, кулачками и т. п., рассматривают эквивалентную систему, кото­ рая состоит из упругого невесомого валопровода и сосредото­ ченных масс. Крутильные колебания такой системы определяются моментами инерции масс относительно оси вала и крутильными жесткостями участков валопровода между ними. Потенциальная энергия и жесткость эквивалентного вала должны быть равны потенциальной энергии и жесткости действительного вала при условии скручивания обоих на один и тот же угол. Поэтому при

Рис. VI.5. Разветвленная многомассовая система

составлении эквивалентной системы обычно задаются эквивалент­ ным диаметром d0 и определяют приведенную длину 1 0 вала из условия равенства жесткостей эквивалентного участка вала и действительного.

Для расчета частот эквивалентной системы удобно все массы системы располагать на одном валу.

Приведение моментов инерции и податливостей (1/С) развет­ вленной системы (рис. VI.5) к основной возможно при равенстве

287

Рассмотрим в общем виде крутильные колебания многомассо­ вой системы (рис. VI.6), которая состоит из п масс с моментами инерции J±, J2, . . ., Jn, соединенных между собой инерционным валом, имеющим на участках между массами коэффициенты жест­

кости С 1 2 , С 2 3 , . . ., С(я_1) п- Считая, что в системе отсутствует трение, а все нелинейные

элементы системы линеаризованы, напишем для каждой из масс

ний момент количества движения системы относительно оси вала остается постоянным.

Из системы дифференциальных уравнений (VI.34) можно найти все значения собственных частот крутильных колебаний, соответ­

288

плитудами собственных колебаний системы, которые можно изо­ бразить графически, откладывая их в некотором масштабе по длине эквивалентной системы. Соединяя концы полученных ординат прямыми, получим ломаную линию, которую называют формой колебаний.

Форма колебаний показывает относительные амплитуды соб­ ственных колебаний каждой массы системы, а также количество

тящим моментам. Следовательно, изображенная в масштабе форма колебаний дает наглядное представление о сравнительной напря­ женности отдельных участков вала.

При расчетах частот собственных колебаний определяют не­ сколько первых форм, число которых зависит от количества масс системы. Из общего числа п — 1 частот (и соответственно форм) собственных колебаний практический интерес представляют только те, резонанс с которыми может вызвать опасные напряже­ ния вала. Кроме того, при совпадении частоты возмущающих моментов с частотой любой из первых форм собственных колеба­ ний вынужденные колебания могут достигать большой величины и оказывать влияние не только на прочность вала, но и на точность взаимодействия рабочих органов швейной машины в процессе петлеобразования.

Рассмотрим колебания валов швейной машины 97 кл. На рис. VI.7, а показана действительная схема нагружения челночного 2 и главного 1 валов, а на рис. VI.7, б — эквивалентная (приведен­ ная) трехмассовая система.

Для кривошипно-ползунного механизма иглы, присоединенного к главному валу, приведенный момент инерции J\ можно прибли­ женно определить по формуле