534.11:628.517.2

ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ШУМОИЗЛУЧЕНИЯ В ДИНАМИЧЕСКОЙ СИСТЕМЕ ПОДВЕСКИ ВЕРЕТЕННОГО УЗЛА ПРЯДИЛЬНЫХ МАШИН

 

RESEARCH OF NOISE-RADIATION PROCESSES IN THE DYNAMIC SYSTEM OF SUSPENSION OF A SUSPENSION NODE OF SPINDING MACHINES

 

Поболь О.Н. (Московский государственный университет технологий и управления им. К.Г. Разумовского, г. Москва, РФ)

Фирсов Г.И. (Институт машиноведения им. А.А. Благонравова РАН, г. Москва, РФ)

Pobol O.N. (Moscow State University of Technologies and Management named after K.G. Razumovskiy, Moscow, Russia)

Firsov G.I. (Blagonravov Mechanical Research Institute of RAN,, Moscow, Russia)

 

Рассматривается динамика веретенного узла на упругой подвеске и исследуется влияние виброизолирующих прокладок на звукоизлучение узла. Приводятся результаты экспериментальных исследований снижения уровня шума с помощью виброизолирующих прокладок.

The dynamics of the spindle assembly on an elastic suspension is considered, and the influence of vibration-isolating gaskets on the sound emission of the assembly is investigated. The results of experimental studies of noise reduction using vibration-isolating gaskets are presented.

 

Ключевые слова: прядильная машина, веретено, шум, виброизоляция

Key words: Spinning machine, spindle, noise, vibration isolation

 

Для снижения виброакустической активности машин необходим правильный и перспективный выбор средств и путей, обеспечивающих комплексный учет весьма большого количества факторов, относящихся к сферам проектирования, изготовления. монтажа и эксплуатации машин. Как показывает опыт проведения работ по борьбе с шумом и вибрацией технологического оборудования [1, 2], наиболее рациональными путями снижения виброакустической активности машин являются уменьшение возбуждения в источнике, гашение на пути распространения виброакустической энергии и виброизоляция (звукоизоляция) отдельных интенсивных излучателей. В настоящей статье в развитие работ [3-6] рассматриваются вопросы определения виброакустических характеристик подвески типового веретенного узла текстильных машин и намечаются пути снижения виброактивности и звукоизлучения веретенного узла.

Известно [7], что веретена и их привод являются одним из основных источников шума современных прядильных машин. Веретенный узел кольцепрядильных и кольцекрутильных машин состоит из шпинделя и подвески; хвостовик шпинделя входит в подвеску и свободно вращается в ней на роликовом подшипнике. Подвеска жестко крепится к веретенному брусу. Веретенный брус возбуждается инерционными нагрузками от механизмов привода машины и силовыми факторами детерминированного и случайного характера в подшипниках и может рассматриваться как генератор (излучатель) виброакустической энергии. Как показывает опыт [4], введение упругой демпфированной прокладки между подвеской веретена и брусом позволяет уменьшить вибрационное возбуждение бруса и вызываемый им высокочастотный шум. Экспериментальные исследования с целью изучения влияния динамических характеристик подвески веретен на их виброактивность и звукоизлучение проводились на специальном стенде. В качестве объекта исследования был выбран серийно выпускаемый веретенный узел ВНТ-28-14, широко распространенный в кольцепрядильных и кольцекрутильных машинах. Материал виброизолирующей прокладки подбирался по вибрационным характеристикам узла с учетом жесткости и коэффициента потерь. Для исследования были выбраны: пластикат «Агат», твердая резина, фольгоизол, теродет 5001 (ФРГ), ВМЛ. Толщина прокладок была принята равной h = 2 - 5 мм. Коэффициент потерь материалов виброизолирующих прокладок определялся на стенде резонансным методом при возбуждении вибростендом веретенного бруса. Эффективность выбранных прокладок определялась на стенде в рабочем режиме на частотах вращения шпинделя 5000, 7000 и 10 000 об/мин. Измерялись виброускорение на поверхности бруса, виброперемещение шпинделя и октавный спектр уровней звукового давления в пяти точках на расстоянии 0.5 м от веретенного узла. Как показали эксперименты, наилучшими по эффективности являются «Агат» и резина толщиной h = 5 мм, обеспечивающие податливость подвески в зоне возбуждения в рабочем частотном диапазоне нагрузок до 170 Гц практически в пределах стандартной жесткой установки (увеличение ускорения в пределах 1 - 2 дБ). Такие материалы, как фольгоизол, ВМЛ, теродет 5001 для виброизоляции веретенного узла оказались непригодны ввиду малой эффективности и большой податливости. Коэффициент потерь для стали (в случае жесткой установки узла), «Агата» и резины при толщине h = 5 мм в диапазоне частот от 50 до 10000 Гц лежит соответственно в пределах 0,001- 0,1; 0,003-0,03; 0,03-0,3 (наименьшие значения на высоких частотах).

Анализ экспериментальных амплитудно-частотных характеристик показывает, что рассматриваемую систему до 1 кГц можно идентифицировать линейной динамической моделью с тремя степенями свободы. Учитывая, что частота вращения шпинделя в экспериментах не превышала 167 Гц (при n= 10000 об/мин), можно показать [8,9], что в этом случае систему линейных дифференциальных уравнений, описывающих движение трехмассовой системы, можно преобразовать таким образом, что получится дифференциальное уравнение движения системы с одной степенью свободы, выражающее частотные свойства трехмассовой системы в заданном диапазоне частот:

 

 

или

                                                                                       (1)

 

где  - собственная частота; m - приведенная масса; k - жесткость; с - коэффициент вязкого демпфирования; .

 

Как показал анализ узкополосных спектров виброускорений на поверхности веретенного бруса и уровней звукового давления, максимумы в спектре соответствуют гармоникам частоты вращения веретена (низкие частоты) и собственным частотам бруса, возбуждаемым случайными и детерминированными нагрузками от подшипниковой системы. Задача сводится, таким образом, к определению таких характеристик подвески (за счет введения дополнительного упруговязкого элемента), чтобы, избежав увеличения амплитуды колебаний веретена в рабочей зоне скоростей, обеспечить достаточную виброизоляцию последнего от бруса.

Решение уравнения (1) имеет вид

 

 

где  H(ω) - амплитудно-частотная характеристика системы. Анализ амплитудно-частотной характеристики системы с вынуждающей силой на входе и смещением массы на выходе показывает, что при значениях коэффициента затухания γ < 0,5 можно не опасаться существенного роста амплитуды колебаний веретена даже в окрестности резонансных режимов работы.

Для определения виброизоляции для системы, составленной из массы, пружины и демпфера, следует рассмотреть силу F'(ω), действующую на основание:

 

 

 

где

 

 

откуда

 

 

 

окончательно получаем

 

                                                           (2)               

 

 

где Q = 1/η - добротность системы; η - коэффициент потерь демпфера.

Учитывая, что мощность звукоизлучения определяется квадратом виброскорости на поверхности веретенного бруса  (где R - акустическое сопротивление бруса), и имея в виду, что  где Z(ω) - механический импеданс бруса, звукоизлучение может быть однозначно определено изменением коэффициента виброизоляции подвески до и после введения упруговязкого элемента. Для снижения мощности звукоизлучения на порядок (ΔL на 10 дБ) следует уменьшить коэффициент виброизоляции не менее чем в 3-4 раза, поскольку  дБ. Под виброизолирующим эффектом в данном случае понимаем величину ослабления в децибелах энергии колебаний бруса после установки виброизолирующего препятствия между возбуждаемой конструкцией и местом расположения источника вибрации [10] ВИ = 10lg(W21/W22), где W21 и W22 - плотности колебательной энергии пластины бруса до и после установки виброизолятора.

Перепад уровней вибрации при этом определится из выражения

 

 

поскольку для диффузного поля изгибных волн [10]

 

 

ВИ =

 

 

и T2 + R2 = 1 (в случае отсутствия потерь η = 0), где Т и R - коэффициенты прохождения и отражения амплитуды волны соответственно; G(φ) - угловой спектр поля вибраций.

Окончательно выражение для виброизолирующего эффекта имеет вид

 

ВИ = 10 lg[100,1ΔL + 1] - 3 дБ.

 

В области низких частот виброизоляция определится отношением квадратов возбуждающей вибрацию веретенного бруса силы P1,2 до и после установки прокладки ВИнч = 10 lg(W21/W22) = 10 lg() = 20 lg(P1/P2), где  = P/z - виброскорость на поверхности бруса; z - приведенный переходный импеданс для точки приложения силы. Используя величину δ, получим расчетную формулу ВИнч = 20lg12) дБ. Оценим эффективность изолированного веретена для частоты вращения n = 10000 об/мин. По данным эксперимента для «Агата» и резины f0 = 147 Гц; f = 167 Гц (n = 10000 об/мин); ηстали = 0,05; η«Агата» = ηрезины = 0,17. Подставляя эти данные в формулу (2), получим для стали δст =3,8 дБ, для «Агата» и резины δ12 = 8,2 дБ, а ВИ = 20lg1,2ст) = 6,8 дБ, т.е. эффективная виброизоляция составляет 9,8 дБ.

На высоких частотах, где виброизоляция осуществляется не для силового фактора, а для потока изгибных волн, возбуждаемых подшипниками веретена, виброизоляция определится по волновой теории [10]: ВИ = 10 lg{1 + [1 - (f/fпп)1,5]2} дБ, где fпп - частота полного прохождения, при которой ВП равна нулю: , E1,2 - модули упругости материала прокладки и бруса соответственно; c2 - скорость распространения звука в прокладке; Н - ширина прокладки под подвеской; h – толщина прокладки. При f/fпп > 3,5 ВИ ≈ 30 lg(f/fпп) дБ. Однако практически в этом диапазоне частот виброизоляция бывает несколько меньше ввиду действия дополнительных факторов, в том числе преобразования изгибных волн в продольные, для которых виброизолирующий эффект ВИ = 10 lg[1 + (ρcS/2Zу)2], где Zу - импеданс прокладки; ρcS - характеристический импеданс стержня для продольных волн [10]. В данном случае получим для «Агата» fпп = 1000 Гц, для резины 580 Гц. Виброизоляция для «Агата» ВИ = 10 дБ. Измерения виброускорения на поверхности веретенного бруса показали, что при применении виброизолирующих прокладок на частотах 20-10 000 Гц максимальное значение ВИ = 10 ÷ 20 дБ (при частоте вращения 7000 об/мин) и ВИ = 5 ÷ 15 дБ (при 10 000 об/мин).

При измерении спектра уровней звукового давления, создаваемого вращающимся шпинделем веретенного узла ВНТ-28-14, получено, что в диапазоне частот 63-8000 Гц шум снизился на 2 ÷ 10 дБ. Таким образом, результаты расчета виброизоляции на высоких частотах по предложенной модели для продольных волн хорошо согласуются с экспериментом, что позволяет рекомендовать ее для использования при разработке виброизолированных подвесок серийно выпущенных и вновь проектируемых веретен.

Список использованных источников

1. Генкин М.Д., Тарханов Г.В. Вибрация машиностроительных конструкций. М.: Наука, 1979. 167 с.

2. Тихомиров Ю.Ф. Промышленные вибрации и борьба с ними. Киев: Техника, 1975.  184 с.

3. Поболь О.Н., Фирсов Г.И. Моделирование источников звукоизлучения в прядильных машинах // Новые материалы и технологии в машиностроении. 2019. №29. С.64-69.

4. Поболь О.Н., Фирсов Г.И. Экспериментальное исследование процессов звукоизлучения привода веретенного узла в прядильных машинах // Новые материалы и технологии в машиностроении. 2019. № 29. С.70-73.

5. До6рынип С.А., Лазарко В.А., Поболь О.Н., Фирсов Г.И. Моделирование вибрационных полей в несущей системе ткацкого станка // Моделирование задач машиноведения на ЭВМ.  М.: Наука, 1976. C.114-121.

6. Поболь О.Н., Фирсов Г.И. Моделирование виброакустических процессов в машинах с помощью аппарата системологии // Решение задач прикладной механики на ЭВМ. - М.: Наука, 1978. – C/ 95-104/

7. Коритысский Я.И. Колебания в текстильных машинах. М.: Машиностроение, 1973. 320 с.

8. Банах Л.Я. Методы декомпозиции при исследовании колебаний механических систем. М.-Ижевск: НИЦ «Регулярная и хаотическая динамика»; Институт компьютерных исследований, 2016. 292 с.

9. Балакшин О.Б., Фирсов Г.И. Исследование частотных характеристик и границы устойчивости линейной динамической системы высокого порядка методом эквивалентных звеньев второго порядка // Решение задач машиноведения на вычислительных машинах. М.: Наука, 1974. C.47-53.

10. Ляпунов В.Т., Никифоров А.С. Виброизоляция в судовых конструкциях. Л.: Судостроение, 1975. 232 с.