автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Исследование и разработка эффективных средств борьбы с шумом текстильных машин

На правах рукописи

- • ¿с

ЭЛЬКИТТАНИМУХАММЕД АБДУЛКАБИР Я/; ' г О

ИССЛЕДОВАНИЕ И РАЗРАБОТКА ЭФФЕКТИВНЫХ СРЕДСТВ БОРЬБЫ С ШУМОМ ТЕКСТИЛЬНЫХ МАШИН

Специальность 05.02.13 - Машины и агрегаты (легкая промышленность)

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург 2000

Работа выполнена в Санкт-Петербургском государственной университете технологии и дизайна

Научный руководитель - кандидат технических наук, профессор О.Н. Нижибицкий Научный консультант - кандидат технических наук доцент А.С. Чурипин

ОФНЦАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ:

Доктор технических наук, профессор Н.М. Вальщиков

Кандидат технических наук С .Д. Левина

Ведущая организация: ОАО «Невская мануфактура»", г. Санкг - Петербург

на заседании диссертационного совета Д 063.67.02 при. Санкг -Петербургском государственном университете технологии и дизайна

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке СПГУТД по адресу;191186. СПб, ул. Большая Морская, дом 18

Автореферат разослан" 23 3 ьии^Ъя 2000

Ос

Защита состоится Эа._декабря_2000 г. в 2»_часов

Ученый секретарь диссертационного совета д.т.н, проф.

Никитина Л.Н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Конструкции современных прядильных машин развиваются с тенденцией увеличения мощности, быстроходности при одновременном уменьшении металлоемкости и габаритов, что приводит к повышению динамической нагруженности узлов, возрастанию роли колебательных и резонансных явлений в элементах машин, к росту производственного шума, что отрицательно сказывается на условиях труда и конкурентоспособности оборудования на мировом рынке.

Для текстильных предприятий характерно наличие большого числа машин, создающих повышенный шум. Неправильное конструктивное решение приводит к неуравновешенности механизмов, резонансным явлениям. Влияет неточность изготовления механизма, кинематических пар, износ их при эксплуатации, неудачное сочетание процессов шумообразова-ния (механических, аэродинамических), большая плотность разнохарактерных по колебаниям механизмов в узле и при расстановке текстильных машин в цехах.

Анализ шумовой обстановки в отрасли, борьба с производственным шумом, несмотря на постоянное внедрение новой техники и технологий, дают повод к разработке новых эффективных средств и методов шумоглу-шения, в частности, прядильного оборудования, что является одной из актуальных задач текстильного машиностроения. Для эффективного решения поставленных задач необходимо выявить связь эффектов шумообра-зования с технологическим процессом. Конструктивные новшества существенно влияют на ухудшение шумовых характеристик машин, что делают проблему снижения шума прядильных устройств по переработке, например, химволокон особенно актуальной.

Работа выполнялась на кафедре "Технологии металлов и машиностроения" СПГУТД, где традиционно, глубоко прорабатывались вопросы, связанные со снижением шума текстильных машин разработки СКТБ МХВ и СКБ ТМ. Актуально также снижение уровней шума перспективных и эффективных машин ПС-100-Л01 и ППМ-240-Ш2.

Цель и задачи работы. Целью работы является разработка новых эффективных средств шумоглушения текстильных машин в источниках шумообразования механического и аэродинамического происхождения.

В соответствии с поставленной целью в работе решались следующие задачи: обзор современных эффективных методов и средств шумоглушения текстильного оборудования; анализ шумовых параметров кольцевых и пневмопрядильных машин; разработка методики исследований, экспериментальной базы; рассчетно - аналитические исследования аэродинамических и механических источников шума; экспериментальные исследования акустических параметров кольцепрядильных и пневмомеханических машин; разработка эффективных средств снижения уровня шума головной

передачи, привода; разработка аэродинамического глушителя; анализ результатов исследований.

Основные методы тучных исследований. При решении поставленных задач использовались теоретические методы моделирования процессов шумообразования при внесении в систему диссипативных элементов с возможностью расчета эффекта шумоглушения при локальном демпфировании механических или аэродинамических источников колебаний в узлах прядильных машин без изменения их габаритов. Акустические измерения осуществлялись в соответствии с требованиями ISO прецизионной аппаратурой: импульсный шумомер 00023 с микрофоном 102 и октавными фильтрами фирмы RFT; измерительный магнитофон типа 7003, узкополосный анализатор в реальном времени 3348, самописец уровня 2305 фирмы "Брюль и Къер" (Дания). Использовались методы статистической обработки экспериментальных данных и оценки социально - экономической эффективности разработок по шумоглушения прядильных машин.

Научная новизна исследования заключается в обобщении достижений в области снижения уровня шума прядильных машин, получении новых рассчетно -аналитических решений, нахождении эффективных методов снижения уровня шума машин с использованием методов локального и объемного демпфирования деталей, дисперсионного подавления аэродинамических источников (с применением экономичных отраслевых отходов). Расчетным путем и экспериментально показано, что, не меняя габариты и конструкцию узла машины, можно существенно снизить его шумоиз-лучение.

Практическая ценность. Экспериментально показано, что, применяя инновационные решения, можно экономичным путем, используя отходы отрасли, снижать шум головной передачи, ведущего вала, подшипниковых опор и аэродинамических источников прядильных машин ПС-100-Л01 и ППМ-240-Ш2. Применение локальных и объемных демпферов шестерен с использованием демпфирующих композитов, а также армированных виброизолирующих прокладок к опорам вала и подшипникам, дисперсионного глушителя аэродинамического шума позволили снизить шум на 3 - 8 дБ по сравнению с базовыми устройствами.

Показана возможность прогностических расчетов шумоглушения, задавшись декрементом колебаний и зная пространственную компоновку узлов для симметричных и несимметричных излучателей звукового поля. Представлена программа для ЭВМ для оценки ожидаемого шумоглушения для различных машин, что может быть использовано при проектировании и модернизации прядильного оборудования.

Реализация результатов работы осуществлена в виде разработки практических рекомендаций по снижению шума прядильного оборудования, в частности для ОАО «Невская мануфактура». Кроме того, результаты

работы используются в учебном процессе в курсе «Монтаж, техническая эксплуатация и ремонт оборудования легкой промышленности» по специальности 170700.

Апробация работы осуществлена в виде 3 публикаций в сборнике тезисов докладов студентов и аспирантов научно технической конференции, «Дни науки», СПГУТД, 1998, реферате на тему «Специальные методы прецизионных измерений». В полном объеме результаты работы докладывались на кафедрах «Технологии металлов и машиностроения» и «Проектирования машин текстильной и легкой промышленности СПГУТД.

Объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов и рекомендаций, содержащих 125 страниц текста, 15 таблиц, 35 рисунков, списка литературы из 86 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается выбор и актуальность темы работы и поставлена цель исследований, дается краткое содержание работы и сформулированы позиции защищаемые автором.

Первая глава посвящена информационным исследованиям по вопросам шумоглушения текстильных машин. Отмечаются значительные успехи в области текстильного шумоглушения, которые связаны с именами таких ученых как Коритысский Я.И., Поболь О.Н., Н.Д. Стюарт, Суханов Н.Л. и его аспиранты. Проведен анализ концепций создания малошумных текстильных машин.

В прядильных машинах, основными источниками шума являются системы: веретено - початок - веретенный брус, кольцо - бегунок - мычко-уловитель, узлы привода. Установлено, что при сложном характере шумо-образования основными генераторами акустических полей являются механизмы: кулачковые, рычажные, зубчатые, подшипники качения и пр. Определена иерархия источников шумов по спектру и интенсивности излучения. Выделяются источники шума вращения - веретена с катушками в прядильных и крутильных машинах. Очевидно, источником интенсивного механического шума всегда является неуравновешенность вращающихся частей механизмов. Ударные шумы возникают в сочленениях деталей с зазорами, зацеплениях зубчатых колес головных передач, в опорах подшипников главных валов и веретен и т.д. При трении контактирующих поверхностей в подшипниках, зубчатых передачах, сочленениях типа кольцо-бегунок возникают релаксационные процессы, стимулируемые силами трения. Внимание уделялось снижению шума наиболее производительных машин, уровни шума которых значительно превышают норму. Приведены данные о механизмах генерации шума отдельными узлами кольцепрядшп,-ных машин сухого прядения. Спектральный анализ динамических процессов головной передачи показал, что возбуждаемые колебания имеют слож

ный полигармонический характер, который связан с генерацией, модулированных по амплитуде и частоте, импульсов, соответствующих зубцовым

частотам каждой пары колес, находящихся в зацеплении. Установлено, что, используя имеющийся опыт, оригинальные инновационные решения и современные экономичные технологии и материалы, можно получить значительный эффект снижения уровня шума прядильных машин

Вторая глава посвящена рассчетно - аналитическим исследованиям генерации и подавления акустических колебаний в прядильных машинах.

Рассмотрены вопросы прогнозированиея виброакустических параметров машин и механизмов, аспект шумоглушения машин с позиции уп-рощеного взгляда на теорию шумоизлучения при наличии градиентов спада звукового давления при реализации различных методов шумоглушения прядильных машин, в частости, при использовании демпфирующих конструкций различного вида.

Пусть Г - излучательная поверхность ограждения станка и совершающая колебательные перемещения, например, в точке М, колебательная скорость которой обозначим через V (М, I). Зависимость от времени -гармоническая с угловой частотой со: У (V, 0 = V (М) е-ш', (1)

где У(М) - амплитуда (комплексная) скорости колебаний в точке М.

Избыточное давление звукового поля, излучаемого при вибрации стенки ограждения в точке М, обозначим через Р (М, 0 = Р (М) е-1®1 (2))

Известно, что полная излучаемая звуковая мощность поверхности: N = 1^/ Р(М) V (М) <1стм, (3)

т

где Ее вещественная часть выражения, V - комплексное сопряжние колебательной скорости, ом - удельная площадь поверхности.

Давление Р (М) в точке М находим при решении краевой задачи для уравнения Гельмгольца :д Р + К2 Р = 0; (4)

ЭР I _ ■ /с\

— [г =-Jcpv , (5)

I г | = — 1 к Р) ^ > 0 (условие излучения Зоммерфельда), (6)

где р - плотность воздуха, с - скорость звука, к - волновое число, п - единичный вектор внешней нормали, г - радиус - вектор.

Предположим, что поверхность Г локально демпфирована большим количеством демпферов с размерами малыми по сравнению с поверхностью. Данная модель эквивалентна проведению гипотетического шумоглушения по объему машины или по наружной излучающей площади. Обозначим демпфированную часть поверхности через Б. Для определения звуковой мощности при условии Г = Б решить задачу невозможно. Для приближенного решения зададимся условием, что радиусы с! демпферов

дР* яр-

малы, а их число т на единицу площади велико .при (3):(— )г =(—)г;

дп дп

ЯР

©г^[Р- + Р+].-1ксру, (7)

ап

где Р+ и Р- звуковое давление , соответственно, на внутренней и внешней сторонах поверхности Г, п - внешняя нормаль, g - удельная емкость (импеданс) на единицу площади демпфированной поверхности: 8 = . (8)

Кроме равенства (3) и (6) должно выполняться также условие излучения для Р. Решив задачи (5) и (6) и подставив в выражение (2) вместо Р(М), величину Р-(М), найдем мощность излучения демфированной поверхности.

Интегрирование в уравнении (2) распространяется лишь на часть поверхности Г, оставшуюся после демпфирования. Найденную мощность излучения следует, умножить на коэффициент уменьшения излучательной поверхности (или коэффициент демпфирования): К = 1 - п ш с!2 / Б1, (9)

Представим теперь узел машины, излучающий шум в виде монополя, например, шара или цилиндра с радиусом а и длиной Ь. Считая Ь > а. Примем для простоты, что возбуждены лишь радиальные моды (гармоники) колебаний поверхности цилиндра. Вводя полярные координаты г и ср, выражение для колебательной скорости, запишем в виде ряда Фурье У(ф)

«о оО

= £ ап соб т ф (10) (5 - 6) примет вид:Р- (г ср) = £ АПН„ (к г) сое ш (р; Р-(г Ф ) = ВП 1п (к г) сое ш ф , (11), где Вп 1п - функции Бесселя и Ханкеля

л«0

первого рода порядка п.

Коэффициенты Ап и В„- можно определить при подстановке уравнения (10) в равенство (6):

А„= -—---Г7ГТЧТ (12)

ка

,, Н(ка) ,,7„(Ы' \-glk ") ( + '

Н' (ка) Г(ка)

Сравнивая полученный результат с (2.) для сплошного излучающего монополя, найдем снижение уровня звуковой мощности, полученного на единицу площади для моды с номером п:

+\Щк (13)

ДЬ = -Ю18А = 2018

1

Н[(ка) Гп(ка\

При расчете на ЭВМ получены зависимости (13) от частоты звука для значений g (при а = 5 .10 3 м, при шаге 50, 30, 20, 10 . 10-3 м.) уменьшении излучательной способности, может достигать 10-30 дБ.

Задача наглядно иллюстрирует возможности прогнозирования эффективности шумоглушения при использовании различных методов подавления колебаний. Реальные источники (текстильные машины) чаще всего из-

лучают шум асимметрично. В этой связи требуется получить расчетную формулу, учитывающую эти моменты.

В самом приближенном виде воздушный шум определяется акустической мощностью источника Р и прямо пропорционален площади 8=аЬ (пластины - стенки станка) излучаемой поверхности источника: Р=Г?р-с-а-Ь , (14)

где Уо - среднеквадратичная скорость , а и Ь - линейные размеры стенки ог-

раждения станка. Или Р=

К2рс-ЬС„

-11,/а

рс»

(1-е с" ) , (15), где = - лога-

Ч./ ' ^ « . у

рифмический декремент колебаний; /? - пространственный коэффициент за-

- фазовая скорость изгибных колебаний; о = 2%{

„ . А £ тухания =

- круговая частота возмущающей силы, Ь - толщина стенки ограждения; Е -модуль Юнга конструкции; а - коэффициент Пуассона; р - плотность материала ограждающей конструкции.

Учитывая возможности локального демпфирования для конкретного станка, имеющего разрывы в ограждении и источники шума разнохарактерного происхождения, разработаны формулы для оценки общего эффекта шу-моглушения. АЦ + +АЦ , (16), где АЦ - градиент спада звукового давления - шумоглушение при условном изменении площади ограждения с использованием демпфирующих конструкций расположенных симметрично по контуру ограждения машины; АЦ- шумоглушение при локальном асимметричном демпфировании; ЫЦ- шумоглушении при использовании диссипативных конструкций различной степени демпфирования.

Используя общую логику критериальной оценки: АЦ = 10^

(17),

где 51,, - площади ограждений до и после применений обычных звукоизолирующих и демпфированных ограждающих поверхностей, м2

.А4 =

1(%

1 +

Щ

ятщ

(18)

А£з = 101£

I

_1___1_

и

(19)

где Д - радиус положения локального демпфера относительно центра излучения, м; а!,-сдвиг от центра излучения до точки приложения локального

демпфирования, м; <pt- угол - положение локального демпфера относительно оси машины; dm - декремент колебания демпфера с диссипативным элементом; SH,Sm - площади ограждения с применением демпфирования и без, м2; dH и dmu- декременты колебаний задемпфированной конструкции и соответственно - металла ограждения.

Рассмотрим теоретические предпосылки создания дисперсионного глушителя. В общем случае, к единичному воздушному объему, протекающему по трубе приложена сила F = —TjVt (20), где V - скорость объема, ц - коэффициент трения. Силу можно рассматривать как градиент, взятый с обратным знаком, некоторого давления q - эффективного диссипативного давления, действующего в среде при трении о микроэлементы среды. Дис-сипативное давление q связано с F как: F = -dq / дх . (21)

Отсюда, при звуковом давлении в плоской волне,

P = elkx, q=-F/ik = -ir}V/k ,(22),где к - волновое число.

Пространственный коэффициенты затухания и поглощения для вяз-

4

kq0 ц , Л + Q

кой среды равны: S = = (23), S = со 2pCi ' (24), где коэф-

фициент объемной вязкости; а> - круговая частота.

При квадратичной зависимости поглощения звука от вязкоупругих свойств среды, возможно создать структуру, обеспечивающую разложения звуковых волн на высшие гармоники, затухающие быстрее низших. С другой стороны, возможно повысить термический механизм поглощения звука за счет выравнивания "адиабатических " температурных изменений при сжатиях и разряжениях. При изотермическом распространение скорость звука («ньютоново» значение):

С„ = 1 МрР (25), (J3- изотермическая сжимаемость), при отсутствии выравнивания - адиабатический процесс - скорость звука имела бы

«лапласово» значение: (26),(у - показатель адиабаты).

Чем мельче или тоньше структура, тем эффективнее процесс дисперсии и поглощения. Используя (20 -26) можно оценивать эффект шумоглу-шения в принципиально новых глушителях дисперсионного типа.дЬ = 10 lg Од / DH дБ, (27), где Од, Dh - коэффициенты затухания (или поглощения) в диспергирующей и недиспергирующей средах, который может быть определен методом стоячей волны..

В третьей главе рассмотрена методика и результаты экспериментальных исследований. При измерениях, согласно ISO, использовалась прецизионная аппаратура, измерялись уровни звукового давления в диапазоне 20 -140 дБ в полосе частот 20 -20000 Гц.

Для обеспечения режимов свободного, диффузного или ближнего полей, определяются площади измерительной поверхности, эквивалентная

площадь звукопоглощения. Практически исключалось влияние внешних факторов на результаты измерений как в условиях лаборатории или действующего цеха.

Метод "статического моделирования" применялся для массивных конструкций: опор подшипников, шестерен, опор валов - при исследованиях вибро- и звукоизоляции, вибродемпфировании. При измерение аэродинамических источников применялся метод ближнего поля. Оригинальность методического подхода в возможности промоделировать практически любые акустические процессы в машине, подетально или по отдельным узлам, разработать эффективные средства шумоглушения и оперативно оценить общий эффект снижения шума. Декременты колебаний измерялись на стенде с визуализацией колебательного и затухающего процессов.

Для сравнительных исследованиях брались серийные, составные зубчатые колеса и оригинальные, разработанные в процессе выполнения данной работы.

В качестве прототипа использовались косозубое колесо 2=80, «¡=3,105 головной передачи машины ПС-100-Л01.

Наибольший эффект имеет место при объемном демпфированиии, несколько хуже - при использовании составного колеса с резиновым демпфером и соизмеримый с ним эффект - при использовании локального демпфера. Эффект для составной шестерни составил 5 дБ А, а для головной передачи - 2 дБ А, при измерениях в контрольной точке. Конструкция локального демпфера представляет собой составное колесо, с распорными винтами. Предусматривались варианты одностороннего и двустороннего распора шестерни. В конструкциях с локальным демпфированием, эффект обеспечивается за счет трансформации колебательной энергии в область более высоких частот, где эффект поглощения колебаний значительнее, чем на низких и средних. Конструкция объемного демпфера представляла собой полую составную шестерню, внутрь которой залит демпфирующий композит. Демпфирование осуществлялось ввинчиванием пробки и созданием внутреннего давления. Эффект объемного демпфирования осуществляется за счет внутреннего распирающего усилия, создаваемого ввинчиванием пробки, сохраняемого неограниченно долго при условии точности выполнения деталей и надежности герметизации. Эффект снижения шума, в сравнении с литой шестерней, составил для полой - 6 - 8 дБ, при наличии демпфирующего композита - эффект составил до 10 дБ. Оптимальный эффект может быть получен лишь в сочетании эффектов трансформации и разгона спектра с эффектом внесения в колебательную систему максимально возможных вязкоупругих потерь за счет демпфирующего компаунда.

Задачей исследований было также использование текстильных отходов для создания демпфирующих материалов. Известно, что эффективность демпфирующих материалов зависит от: внутреннего трения мелкодисперсного материала; плотности (сравнимой с плотностью металла); хорошей адгезии к металлу; наличия арматуры или микродисперсных вкрап-

лений; экономичности; экологической и технологической чистоты. Рецептура композита, отвечающего всем указанным требованиям, содержит (масс. % ): 1) текст, отходы (волокна длиной 1-Змм - смесь лавсана с шерстью) - 6; 2) отработанное масло - 20; 3) упаковочный полиэтилен - 5; 4) свинцовая мелкодисперсная пыль - 65; 5) латекс натуральный -1; 6) жидкое стекло - 3.

Подбор пропорций компонентов проведен с использованием графоаналитической аппроксимации (симплекс - метод) с оптимизацией по принципу максимальной эффективности. Технология производства композита включает "ноу-хау" по введению полиэтилена в масло, введению латекса, изготовлению свинцовой пыли. Физико-механические свойства демпфирующего композита: плотность 5100кг/м3; коэффициент потерь 0,75; модуль Юнга, (Г Па) 0,005; модуль сдвига (Г Па) 0,002; коэффициент Пуассона 0,47; адгезия (кг/мм2) 7-9; консистенция - нетвердеющая вязкая, липкая мастика.

В рассматриваемой машине ПС-100-Л01 известно применение классического типа секционированных резиновых прокладок между опорой главного вала и подшипником, которые недолговечны и технологически ненадежны. Для улучшения работоспособности демпферов необходимо повышение жесткости при увеличении внутренних потерь. За прототип взята конструкцию - "сандвич", которая представляла собой тонкую объемную сетку Рабитца, залитую демпфирующим композитом, что позволило получить демпфер с высоким коэффициентом потерь в широком диапазоне частот, относительно малой упругостью и большой массой.

Эффект от новой демпфирующей конструкции на 3 - 8 дБ превышает эффект от базовой.

Исследовались возможности шумоглушения машины ППМ-240-Ш2, в которой основными источниками шума являются, на низких частотах, -прядильная опора с подшипниками качения, на средних и высоких - прядильная чаша - вентилятор. Аэродинамическая составляющая шума связана с процессом вихреобразования в зоне языка улитки, а также с возмущениями в пограничных слоях воздуха. Очевидно, что широкополосный шум вентилятора необходимо гасить глушителем с широкополосным звукопоглощением и малым гидравлическим сопротивлением. Такой глушитель был создан на физическом принципе звукопоглощения при прохождении звуковой волны сквозь капилляры в сечение с профилем Вентури, Конструкция представляет собой соленоид, из тонкой медной проволоки, намотанной в ряд на перфорированный цилиндр. Образуется длинная щель малого сечения, в сумме соизмеримого с сечением воздуховода. При прохождении сквозь щели волны дипергируют и произходит диссипация или широкополосное звукопоглощение. Глушитель обладает новыми положительными свойствами, которые отсутствуют у аналога: незамасливаемость; незасоряемость технологической пылью и волокнами, возможность приме-

нения технологических отходов ткачества в качестве наполнителя соленоида. По сравнению с типовым глушителем эффективность дисперсионного на 3 - 8 дБ выше в области средних и высоких частот, причем, чем меньше сечение щели (проволока сечением 0,5 мм), тем выше эффективность глушителя. При испытания на реальной машине ППМ - 240 - Ш2 на рабочем месте эффект шумоглушения составил около 73 дБА, что существенно меньше нормы.

Проведено сопоставлению теоретических и экспериментальных данных Аналитические исследования на уровне обзора и при разработке оригинальных теоретических решений позволили определить алгоритмы для сопоставления теоретических и экспериментальных результатов. Используя методы акустического моделирования можно представить расчетную методику, включающую блок-программу расчета на ЭВМ Коррекция программы "Диалог" проводилась с учетом полученных формул (13 -26), которые позволяют учитывать форму узла, асимметрию вносимых диссипативных элементов и, таким образом, существенно уменьшить объем расчетов. Результаты сопоставления теоретических и экспериментальных данных по оценке акустической эффективности демпфирования зубчатых передач, опоры главного вала и опоры подшипника веретена показывают, что расхождения теоретической и экспериментальной кривой в значениях дЪ, при оценке эффекта демпфирования зубчатых передач, составляет 3 - 4 дБ. При этом, расчетным путем не удается точно прогнозировать резонансные пики, характерные для резонансной кривой.

При расчетах эффективности демпфирования главного вала расчетные значения расходятся с экспериментальными на 5 - 7 дБ, что свидетельствует о внесении в расчетную формулу данных характеризующих специфику крепления и формы деталей. При расчетах эффективности виброизоляции пошипниковых опор расхождение теоретической и экспериментальной кривой составляет 3-5 дБ, что объясняется теми же причинами. При расчетах эффективности аэроднамического глушителя невозможно предусмотреть резонанс сечения канала (показатель формы), поэтому, при общей тенденции совпадения результатов появляются провалы и пики на экспериментальной кривой. В данном случае требуется совершенствование методики расчета применительно к дисперсионным глушителям с профилем Вентури. Как показали сравнительные оценки теоретических и экспериментальных исследований разброс результатов составляет 1 - 3 дБ на высоких частотах и до 5 дБ на низких, что свидетельствует об удовлетворительном совпадении результатов на фоне значений абсолютных сигналов, параметры которых лежат в динамическом диапазоне 65 - 90 дБ. В главе представлены результаты статистической обработки результатов экспериментальных исследований, которые свидетельствуют, что в зависимости от частоты разброс данных составляет 1.5 - 3 дБ, что соответствует требованиям ISO для такого вида акустических измерений.

Рассмотрены также социально - и технико-экономические аспекты

улучшения шумовых параметров прядильного оборудования. Предположив, что при улучшении акустических условий труда, то есть при уменьшении эквивалентного уровня звука с 1.А до (акустический эффект А4 = ЬЛх - ЬАг), сокращаются потери и издержки производства на величину. Пересчет превышения уровня звука через временной показатель произво-

1Л-0,05 (ЬА-ЬЛЛ ) _

дится по формуле: тд = 11) 1 '. Соответственно, технический эффект при шумоглушении Мл адекватен увеличению временного эквивалента &тд: Дг- = 10"0'05^^Ч"'-[100'05Л/- -1]. Скорректированный прирост прибыли определяется по формуле: П - ЗП■ Т^-АтуИ, где ЗП - среднечасовая зарплата рабочего с улучшенными условиями труда; Т - количество рабочих дней в году;/ - длительность рабочего дня, час; Дг, - временной показатель социально-экономического эффекта; N - число рабочих, охваченных мероприятиями по шумоглушению.

Подставив данные, по конкретным мероприятиям снижению уровня шума, на рабочем месте у машины ПС-100-Л01 на 7 дБ А и на 5 дБ А у машины ППМ-240-Ш2 ориентировочный экономический эффект составит до 20000 руб. у машины ПС и до 7000 руб. у машины типа ППМ, считая, что средняя зарплата составляет 1000 руб., а затраты на изготовление шумо-защиты - примерно 3000 руб.

Глава четыре посвящена выводам и обобщению результатов работы.

Отмечены: обоснованность выбора темы исследований, се актуальность, выполнение цели и задач работы, выделены основные момент, подтверждающие научную новизну исследований и их практическую значимость.

В приложении представлены алгоритм расчетной методики для ЭВМ и практические рекомендации автора по комплексу средств снижения шума текстильных машин в контексте решений известных разработчиков.

ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ

1. Проведены информационные и аналитические исследования генерации механических и аэродинамических колебаний типовых элементов прядильных машин. 2. Разработай методический подход к расчету акустической мощности в зависимости от коэффициента потерь, размеров детали и конфигурации, способа шумоглушения - локальное или общее демпфирование. 3. Разработана расчетная методика оценки звукового давления детали или узла для механических и аэродинамических источников шума, что позволило провести сравнительную оценку прогнозируемых и экспериментальных данных шумоглушения для конкретных узлов на действующих машинах. 4. Разработаны рассчетно -- аналитические предпосылки, что экспериментально проверено, создания дисперсионного глушителя аэроди-

намических шумов воздушного потока. 5. Показана возможность измерений в ближнем и дальнем полях с коррекцией экспериментальных данных расчетным путем. 6. Рассмотрена возможность моделирования акустических процессов для отдельных деталей, при механическом и воздушном возмущении колебаний. 7. Рассмотрены различные методы возбуждения колебаний в элементах машин контактным и бесконтактным методами с оценкой эффективности разработок оперативно - в ближнем поле. 8. Рассмотрена возможность оценки вклада диссипативных потерь в различные детали машин при механическом и аэродинамическом возмущении колебаний. 9. Проведена сравнительная оценка акустических параметров машин, узлов и деталей при проведении комплексного шумоглушения традиционными и новыми методами. 10. Рассмотрена методика испытания зубчатых колес привода прядильной машины в ближнем поле при статическом, динамическом и рабочем режимах, получена сравнительная оценка и определено, что для выявления абсолютных значений акустического эффекта непринципиален вид возбуждения, если обеспечена прецизионность измерений и спектральные составляющие сигнала на резонансах превышают на 510 дБ фоновый шум. 8. Исследованы новые методы снижения виброактивности шестерен, без радикального изменения их геометрии, методом локального и объемного демпфирования с внесением, по сравнению с аналогами, максимально возможных потерь. 9. Разработаны рецептура и технология производства демпфирующего компазита по критериям: максимальных плотности и потерь, адгезии, при использовании технологических отходов. 10. Разработаны и экспериментально испытаны демпферы зубчатых колес, сочетающие метод локальной и объемной трансформации спектра за счет внутренних напряжений металла в сочетании с внесением предельно -возможных потерь за счет применения демпфирующих композитов. 11. Метод объемного демпфирования с успехом был применен, с использованием объемной арматуры, при шумоглушении опор подшипников главного вала и веретен. 12. Экспериментально было доказано, что, как и в случае с зубчатыми шестернями, обеспечивается максимально-возможная виброизоляция и гашение колебаний структурного шума, существенно снижающие передачу колебаний и возмущения на соседние узлы: вал, веретенный брус, станина; тонкостенные элементы: ограждения, кожух.

Основные положения диссертации отражены в следующих работах

1. Нижибицкий О.Н. ,Чурилин A.C., Элькитгани М.А. Коррекция акустических импедансов при разработке средств снижения воздушных и структурных шумов оборудования текстильной и легкой промышленности. Тез. докл. на "Днях науки":-СПб.:СПГУТД,1998, с. 37 - 38

2. Нижибицкий О.Н. , Элькитгани М.А. Повышение диссипативных свойств деталей машин и механизмов. Тез. докл. на "Днях науки":-СПБ.:СПГУТД,1998, с. 37 - 38

3. Нижибицкий О.Н., Чурилин A.C., Элькиттани М.А. .Снижение акустической мощности оборудования текстильной и легкой промышленности. Тез. докл. на "Днях науки": СПБ.:СПГУТД,1998 с. 37 - 38

Лицензия ЛП № 0003 от 21. 10. 99 Оригинал подготовлен автором Подписано к печати 20.11.2000. Формат 60 х 80 1/16 Тираж 100 экз. Заказ Отпечатано в РИЦ СПГТУ 191028, Санкт - Петербург, ул. Моховая, 26