Содержание к диссертации
Введение
1. Современное состояние проблемы и постановка задачи исследования 9
1.1. Условия работы и анализ виброакустических характеристик промышленных швейных машин 9
1.2. Обзор методов и средств снижения вибрации и шума промышленных швейных машин 16
1.3. Выводы по главе и постановка задачи исследования 26
2. Кинематический анализ механизма транспортирования ткани 28
2.1. Кинематический анализ механизма транспортирования ткани швейной машины 697 класса 28
2.2. Кинематический анализ механизма транспортирования ткани с приводом от трехцентрового кулачка 35
2.2.1. Определение геометрических параметров кулачка 36
2.2.2. Кинематическое исследование механизма с качающейся вилкой 37
2.3. Заключение 44
3. Динамика механизма транспортирования ткани 45
3.1. Собственные колебания в механизме транспортирования ткани 45
3.2. Вынужденные колебания в механизме транспортирования ткани 54
3.3. Выводы по главе 68
4. Анализ вибрационной активности механизмов швейной машины 70
4.1. Выбор и обоснование динамической модели привода исполнительных механизмов швейной машины 70
4.2. Определение виброакустических характеристик привода исполнительных механизмов швейной машины 78
4.2.1. Определение возмущающих воздействий 79
4.2.2. Уравнение вынужденных колебаний и его решение 81
4.2.3. Анализ результатов расчетов 87
4.3. Экспериментальное исследование звукового давления, излучаемого механизмами швейной машины 697 кл 104
4.4. Выводы по главе 108
Заключение 109
Список использованной литературы
- Обзор методов и средств снижения вибрации и шума промышленных швейных машин
- Кинематический анализ механизма транспортирования ткани с приводом от трехцентрового кулачка
- Вынужденные колебания в механизме транспортирования ткани
- Определение виброакустических характеристик привода исполнительных механизмов швейной машины
Введение к работе
Актуальность темы. Уровни виброактивности и звукоизлучения - одни из показателей конкурентоспособности как действующего, так и проектируемого промышленного оборудования.
Высокоскоростные швейные машины являются достаточно мощным источником шума и вибрации. Швейное производство отличается монотонностью операций, их частой повторяемостью, что способствует утомляемости оператора. В то же время работа на швейных машинах требует повышенного внимания. Многочисленные исследования гигиенистов показали, что вибрация и шум ухудшают условия и качество труда, оказывают крайне неблагоприятное воздействие на человека - повышают общую заболеваемость, приводят к профессиональным заболеваниям. Принятые нормы шума на рабочем месте, равные 80...95 дБ, в настоящее время уже не удовлетворяют современным санитарно - гигиеническим требованием и нуждаются в пересмотре в сторону снижения. Таким образом, производство выдвинуло задачу максимального снижения интенсивности вибрации и шума. Опыт показывает, что эффективность мероприятий по снижению механического шума действующего оборудования весьма ограниченна и обусловлена возможностью конструктивных изменений его узлов, поэтому снижения механического шума машин следует добиваться, главным образом, на стадии их проектирования. При этом без создания соответствующих динамических и математических моделей, математического и программного обеспечения, позволяющего дать анализ разрабатываемой конструкции, достижение цели не представляется возможным.
Цель работы - изыскание возможностей снижения уровней вибрации и шума промышленных швейных машин (ПШМ) базы 97 кл. путем совершенствования конструкции привода исполнительных механизмов для улучшения условий работы операторов.
Для достижения поставленной цели решены следующие основные задачи:
математического моделирования кинематики исполнительных механизмов швейной машины 697 класса с возможными вариантами привода узла вертикального перемещения зубчатых реек; определения функций кинематического возмущения цепей привода;
разработки динамической модели механизма перемещения материала; определения ее параметров и математического моделирования собственных и вынужденных колебаний механизма;
разработки и обоснования динамической модели привода исполнительных механизмов швейной машины;
математического моделирования собственных и вынужденных колебаний в приводе исполнительных механизмов; разработки программного обеспечения, позволяющего определить составляющие амплитуд виброперемещений и виброскоростей элементов привода.
Методы и средства исследований. При решении поставленных задач использовались методы теоретической механики, теории колебаний, теории механизмов и машин, теории дифференциальных уравнений в обыкновенных и частных производных, математического моделирования с использованием широких возможностей современных ЭВМ.
Акустические измерения осуществлялись в соответствии с ГОСТ 30683-2000 (ИСО 11204-95) шумомером ВШВ-003 («Виброприбор», г. Таганрог) на швейной машине 697 кл. При обработке результатов измерений использовались методы математической статистики.
Научная новизна заключается в развитии на базе известных положений теории механических колебаний динамических моделей и методик анализа вибрационных процессов в исполнительных механизмах промышленных швейных машин.
Впервые предложены и получены:
- динамическая модель механизма транспортирования материала швейной
машины базы 97 кл., учитывающая распределение масс упругого элемента и
вала цепи подъема зубчатой рейки.
динамическое исследование механизма перемещения материала, включающее определение спектра частот возбуждаемых колебаний в октавных полосах до 8000 Гц, амплитуд виброперемещений и виброскоростей элементов конструкции и их зависимостей от ее параметров.
теоретическое обоснование динамической модели привода исполнительных механизмов швейной машины базы 97 кл. как крутильно-колеблющейся системы на базе сравнительного анализа частотных характеристик ряда возможных моделей.
динамическое исследование привода исполнительных механизмов швейной машины базы 97 кл., включающее определение спектра частот возбуждаемых крутильных колебаний, составляющих амплитуд виброперемещений и виброскоростей элементов привода, оценку виброактивности возможных вариантов исполнения привода по критерию кинетической энергии колебаний.
Практическая значимость результатов работы. Разработанное математическое, алгоритмическое и программное обеспечение для решения задач виброакустического анализа механизмов ГТШМ в совокупности составляет методическую и научную базу для проектирования и модернизации привода исполнительных механизмов ПШМ.
Материалы диссертационной работы (алгоритмы и программное обеспечение по кинематическому исследованию механизма перемещения материала базовой и предлагаемой конструкций; модели, алгоритмы и программное обеспечение по динамическому исследованию механизма перемещения материала, привода исполнительных механизмов) используются на кафедре проектирования текстильных машин ИГТА в учебном процессе в курсе «Машины и аппараты легкой промышленности», в курсовом и дипломном проектировании студентов специальности 150406 (170700) Машины и аппараты текстильной и легкой промышленности.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и получили положительную оценку:
на международных научно-технических конференциях
«Современные наукоемкие технологии и перспективные материалы текстильной и легкой промышленности» (Прогресс-2006 и Прогресс-2007), г. Иваново, ИГТА;
на межвузовских научно-технических конференциях студентов и аспирантов «Молодые ученые - развитию текстильной и легкой промышленности» (Поиск-2006 и Поиск-2007), г. Иваново, ИГТА;
на XXXIII международной молодежной научной конференции «Гагаринские чтения», г. Москва, МАТИ, 2007;
на расширенном заседании кафедры проектирования текстильных машин, ИГТА, 2007.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 11 работ, в том числе: одна статья в журнале «Известия вузов Технология текстильной промышленности», три статьи в сборниках научных работ, 6 тезисов докладов в сборниках научно-технических конференций, 1 методическое указание на русском и монгольском языках.
Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, выводов и приложений. Работа изложена на 175 страницах машинописного текста, содержит 44 рисунка и 8 таблиц. Список литературы включает 95 наименований.
Обзор методов и средств снижения вибрации и шума промышленных швейных машин
Большинство исследований, посвященных проблемам шума и вибрации машин, содержит разделы, отражающие методы и средства их снижения. Среди них следует отметить относящиеся к машинам легкой промышленности работы А. И. Щукина, С. П. Кириллова, Е. А. Маракушева и др. [4, 8, 10, 11]. Их анализ позволяет выделить следующие направления работ по снижению вибрации и шума швейного оборудования: подавление шума и вибрации в источнике их возникновения, с целью чего используются конструктивные, технологические и другие решения; уменьшение потока вибрационной энергии на пути ее прохождения вблизи источников, заключающееся во всесторонней виброизоляции и звукоизоляции; применение средств вибродемпфирования и звукопоглощения.
Виброизоляция достигается путем уменьшения коэффициента прохождения акустической энергии при введении упругих виброизолирующих прокладок, акустических мостиков на путях распространения структурного шума от корпуса швейной машины к рабочему столу (от генератора к излучателю) [8].
В настоящее время в швейных машинах широко применяются различные виброизолирующие материалы: губчатые резины, губчатый каучук, пенопласт, поролон, войлок волосяной, картон и др.
Результаты эксперимента, приведенные в работе О. Н. Поболя [38] показывает, что виброизоляция корпуса ПШМ от промстола, выполненная из мягкой резины, приводит к снижению шума на низких частотах на 10...20 дБ.
Цикл работ по изучению виброизоляции швейных машин опубликован С. П. Андросовым и В. Л. Теплоуховым [18]. Предложенная авторами математическая модель системы виброизоляции швейной машины позволяет методом начальных параметров в матричной форме определять ее виброизолирующий эффект в децибелах и динамические характеристики. Предлагается установить головки машины на виброизоляторы из резины ВП (ТУ 38-105376-72) марок 4926 и крепить электродвигатель посредством втулок из резины 4947. Приведенные экспериментальные данные показывают, что применение этих резиновых виброизоляторов на машине 1022М кл. дали уменьшение локальной вибрации стола швейной машины в диапазоне частот 8-1000 Гц до значений ниже нормативных.
В работе Майера Эдмунда [39] предлагается амортизатор, устанавливающийся под ножками стола швейной машины. Амортизатор включает в себя корпус прямоугольной формы размеров 1,25x0,6 м. Такой размер обеспечивает установку всех четырех ножек на один амортизатор. В корпусе помещен пористый пеноматериал плотностью 40 кг/м . На пеноматериал укладывается лист материала из прессованного дерева толщиной 2,5 см.
Метод вибропоглощения заключается в нанесении на вибрирующие металлические поверхности специальных материалов с большими внутренними потерями колебательной энергии. В результате этого увеличивается коэффициент её потерь, подавляются резонансные колебания конструкции, уменьшается передача звуковой энергии от места возбуждения к месту излучения.
Исследование эффективности вибропоглощающих покрытий выполнено в работе О. Н. Поболя [21]. Отмечается, что облицовка корпуса швейной машины вибропоглощающей мастикой А-2 (толщина покрытия равна толщине стенок корпуса) обеспечила снижение высокочастотного шума на 5-6 дБ. Этот метод в настоящее время недостаточно изучен, в результате чего не имеет широкого применения.
Gregory Lee W. [40] предлагает использовать в комплекте со швейной машиной набор крышек, изготовленных из многослойных материалов, физико-химические характеристики которых обеспечивают защитные свойства -позволяют изолировать оператора от вредных шумовых воздействий. Крышки имеют различную конфигурацию и крепятся с использованием шарнирных петель к поверхности рабочего стола машины. В предлагаемом наборе имеется, например, крышка, закрывающая зону перемещения иглы швейной машины. Эта крышка имеет нижнюю часть с фигурным вырезом, обеспечивающим возможность обслуживания машины, и верхнюю часть, заполненную шумопоглощающим прокладочным материалом. Крышки снабжены полостями, предназначенными для эффективного отвода тепла, которые выделяется при работе швейной машины.
Кинематический анализ механизма транспортирования ткани с приводом от трехцентрового кулачка
Важным условием получения качественной строчки на швейной машине с реечным механизмом транспортирования ткани является постоянство и надежность контакта рейки с тканью во время транспортирования.
Исходя из требований технологического характера, требуемая траектория движения рейки состоит из следующих участков (см. рис. 2.6). Рейка из точки а поднимается вертикально над уровнем игольной пластины Н-Н до точки b и зажимает материалы между зубцами и нижней плоскостью прижимной лапки. Участок b-d соответствует перемещению зафиксированных материалов рейкой на заданную величину. Рейка двигается параллельно поверхности игольной пластины из точки Ъ до точки ів требуемом направлении перемещения материалов. Рейка опускается вертикально из точки d до точки е. На участке холостого хода два варианта движения рейки: 1) рейка двигается по траектории, являющейся зеркальным отображением траектории на участке a-b-d -е;2) рейка двигается по произвольной траектории.
В работе исследовалась возможность обеспечения требуемой траектории рейки во время рабочего хода путем применения трехцентрового кулачка взамен эксцентрика в цепи подъема в базовом механизме.
Указанная задача рассматривается на примере механизма транспортирование ткани швейных машин 697 кл. Кривошип ОА и группа Ассура ABOj (см. рис. 2.1) заменяются трехцентровым кулачком с качающейся вилкой (см. рис. 2.9).
Трехцентровые кулачки используются в приводе механизмов швейных машин для обеспечения движения их рабочих органов с выстоями в крайних положениях: движение толкателя происходит по циклограмме «прямой ход -выстой - обратный ход - выстой». Достоинство этих кулачков заключается в том, что они позволяют выполнить толкатель в форме вилки, исключая необходимость использования для геометрического замыкания контркулачков.
Задача проектирования таких кулачков отличается от задачи проектирования, например, кулачков применяемых в ткацких станках (батанные, зевообразовательные механизмы): после определения соотношений между радиусами кривизны участков профиля возникает необходимость расчета кинематических функций толкателя по геометрическим параметрам кулачка [73]. Профиль кулачка выполняется по дугам окружности радиусами R\, R2 и #3, 4 (см- Рис- 2-7) с центрами в точках 0\ и 02 3 Обозначим через i /0 угол поворота кулачка на фазах выстоя вилки -толкателя. Ход толкателя зависит от величины e = R\-R2. Радиус профиля кулачка R2 определяется из конструктивных условий, очевидно, R2 - г гДе г " РаДиУс вала кулачка. Если величины у/0, е и /?2 известны, то остальные параметры кулачковой пары, согласно схемы рис. 2.7, будут определяться выражениями [74]: R\=R2+e, H = Ri+R2, _Н -2R\smy/0/2 2(1 - sin ц/012) RX=H-R2, Oi02=OiO?,=Ri-R7 , 02O3=R4-R3 Очевидно также, что углы у/\ поворота кулачка на фазах движения вилки В работе [75] выполненными нами изложены методики определения геометрических параметров кулачков, проведены кинематические исследования кулачковых механизмов с поступательно движущейся вилкой и с качающейся вилкой. Цикловая диаграмма работы механизма показана на рис. 2.7. Для определения фазовых углов поворота кулачка q i (і =1,2,...,5) используем метод инверсии [75].
За начальное положение механизма примем положение, соответствующее окончанию ближнего стояния - началу фазы удаления (см. рис. 2.9).
Аналогично определяются кинематические характеристики вилки на последующих фазах ее движения (приложения 1.2.).
Полученные зависимости показывают, что движение толкателя осуществляются с мягким ударом, то есть механизм в некоторой области частот вращения кулачка может быть источником повышенной вибрации и шума, излучаемого машиной, которой он используется. Скачок в аналоге углового ускорения толкателя в основном определяется отношением разницы радиусов кривизны участков профиля к расстоянию между осями вращения кулачка и толкателя [74].
Программа расчета приведена в приложении 1.4. Соответствующие функции f (t), f (t) представлены в виде рядов Фурье, коэффициенты которых приведены в приложении 3.3.
Траектории движения рейки механизма транспортирования ткани с трехцентровым кулачком показана на рис. 2.10.
На рис. 2.11 показаны графики изменения вертикальной составляющей перемещения среднего зуба рейки (см. рис. 2.11-а, приложения 1.7) и углового перемещения вала цепи подъема рейки (см. рис. 2.11-6, приложения 1.8).
В результате исследований был синтезирован новый механизм транспортирования ткани в габаритах аналогичного механизма транспортирования ткани швейной машины базы 97 кл., с заданными технологическими и конструктивными параметрами, с прямолинейным и практически параллельным игольной пластине участком движения среднего зуба Т зубчатой рейки.
Вынужденные колебания в механизме транспортирования ткани
В табл. 3.2 приведены некоторые результаты расчетов. Программа расчета приведена в приложении 2.2. Жесткость ткани принята равной с=2-105 Н/м [64], число оборотов главного вала п=4250 мин"1, усилие прижимной лапки Р=50Н.
Через А . в табл. 3.2 обозначены соответствующие собственным частотам амплитуды скоростей колебаний, вызванных начальным возмущением, через А . - амплитуды скоростей свободных сопровождающих колебаний.
Анализ приведенных данных (см. табл. 3.2) показывают следующее. Наибольшие амплитуды скоростей и соответственно излучаемого шума имеют собственные колебания, возбуждаемые на частоте 1023 Гц. Значимы также колебания на частотах 2632 Гц, 2024 Гц и 959 Гц. На данных частотах амплитуды сопровождающих колебаний выше амплитуд колебаний, возбуждаемых начальным возмущением. На частоте 1023 Гц наибольшую амплитуду скорости имеет П-ой пролет листовой пружины, на частотах 2632 Гц и 2024 Гц - 1-й пролет, на частоте 959 Гц - зубчатая рейка.
Согласно выражениям (3.28) амплитуды скоростей колебаний, возбуждаемых начальным возмущением, не зависят от частоты вращения главного вала машины, а зависят от силы Р0 начального давления лапки на стачиваемый материал. Наоборот, амплитуды сопровождающих колебаний в соответствие с (3.31) зависят от частоты кинематического возмущения и не зависят от силы Р . о
Исследовалось влияние на вынужденные колебания системы коэффициента жесткости ткани, массы лапки, массы рейки в сборе, частоты вращения главного вала, геометрических размеров пластинчатой пружины, приведенного момента инерции массы коромысла в сборе и полярного момента инерции вала цепи подъема (Jp). Результаты проиллюстрированы графиками рис. 3.3 ... 3.13.
С изменением частоты вращения главного вала машины на частоте 1023 Гц существенно изменяются амплитуды виброскоростей сопровождающих колебаний лапки, первого и второго пролета пружины (см. рис. 3.3-а). На других частотах изменение амплитуд виброскоростей несущественны (см. рис. 3.3-6).
На рис. 3.3 обозначено: A ic А 2с - амплитуды виброскоростей свободных сопровождающих колебаний первого и второго пролета пружины; А лс -амплитуда виброскорости свободных сопровождающих колебаний нажимной лапки; А гн - амплитуда скорости колебаний второго пролета пружины, вызванных начальным возмущением; п - число оборотов главного вала швейной машины.
Зависимости рис. 3.4...3.7 показывают, что в октавной полосе 1000 Гц увеличение величины Jp в 1,25 раза приводит к уменьшению амплитуд виброскоростей сопровождающих колебаний и возбуждаемых начальным возмущением нажимной лапки и в сечениях листовой пружины в пять раз (см. рис. 3.4, 3.5), при этом собственная частота увеличивается на 6%.
Зависимости амплитуд виброскоростей колебаний, вызванных начальным возмущением от изменения полярного момент инерции вала цепи подъема где А нь А лн - амплитуды виброскоростей колебаний первого пролета пружины и нажимной лапки, вызванных начальным возмущением.
В октавных полосах 2000 и 4000 Гц амплитуды скоростей свободных сопровождающих колебаний всех инерционных элементов не изменяются (см. рис. 3.6, 3.7), а амплитуды скоростей, вызванных начальным возмущением как в первом, так и во втором пролетах пружины уменьшается на 20%.
Определение виброакустических характеристик привода исполнительных механизмов швейной машины
По представленной в предыдущем разделе методике разработана программа расчета составляющих амплитуд виброперемещений и виброскоростей инерционных элементов привода исследуемой швейной машины (см. приложение 3.3). Расчетные данные определялись соответствующими методами [89, 90]. Жесткость ремня принято с4 =0,0415-103Нм [91].
Для определения влияния конкретных параметров на уровень виброскоростей системы варьировались моменты инерции масс J ., коэффициенты жесткости участков вала и ременных передач, число оборотов главного вала и усилие нажимной лапки.
В приложении 3.4 для базового варианта (существующие параметры, п=4250 мин"1) приведены значения коэффициентов А ,,. В , . D . sp(k) su{k) i(k) характеризующие соответственно составляющие амплитуд сопровождающих виброскоростей, вызванных сопротивлением прижимной лапки, изменением приведенных моментов инерции масс звеньев и составляющие амплитуд виброскоростей, вызванных начальными условиями вследствие периодичности процесса. В приложении 3.5 для базового варианта приведены значения коэффициентов А , С . характеризующих составляющие амплитуд виброскоростей чисто вынужденных колебаний.
Данные показывает следующее. На низшей частоте, в октавной полосе 63 Гц, наиболее виброактивными являются механизмы движения иглы и челнока. Несколько ниже амплитуды виброскоростей эксцентриков механизма перемещения материала, еще ниже - шкивов зубчатоременной передачи, ведомого приводного шкива и существенно ниже - ведущего шкива ротора двигателя.
Наиболее значимы амплитуды виброскоростей сопровождающих колебаний, вызываемых переменным характером приведенных моментов инерции масс звеньев В . Несколько ниже (на 25-30%) амплитуды виброскоростей собственных колебаний, вызываемых начальными условиями/) . Амплитуды А , составляют-40% от амплитуд В (см. i(k) sp(k) su(k) рис.4.3-а).
В октавных полосах 125 Гц (см. рис. 4.3-6) и 250 Гц наиболее виброактивны механизм челнока и эксцентрики механизма перемещения материала, в полосе 1000 Гц - механизмы движения иглы и челнока, а в полосе 2000 Гц - эксцентрики механизма перемещения материала и механизм челнока.
Амплитуды виброскоростей сопровождающих колебаний, вызываемых силой сопротивления нажимной лапки, в октавных полосах 500 ... 2000 Гц несущественны. В этих же полосах несущественны все колебания шкива J6 моделирующего инерционные свойства ротора электродвигателя.
Механизм движения иглы имеет наибольшие амплитуды виброскоростей: сопровождающих колебаний, вызванных переменным приведенным моментом инерции на 3-ей частоте; сопровождающих колебаний, вызванных сопротивлением нажимной лапки - на 1-ой частоте; собственных колебаний, вызванных начальным возмущением - на 2 -ой частоте.
Увеличение частоты вращения sp{k) i(k) главного вала ведет к резкому увеличению амплитуд виброскоростей, вызванных изменением приведенных моментов инерции масс звеньев В и Sll\K j начальными условиями вследствие периодичности процесса D . При 1(к) снижении частоты возмущения увеличиваются амплитуды виброскоростей сопровождающих колебаний, вызываемых силой сопротивления нажимной лапки А . sp(k)
Влияние момента инерции массы приводного шкива (J) на составляющие амплитуд виброскоростей инерционных элементов проиллюстрировано графиками (см. рис. 4.4 ... 4.8), из которых следует, что увеличение величины J отрицательно сказывается на вибрационных характеристиках в октавной полосе 125 Гц. На частоте 63 Гц с увеличением J амплитуды виброскоростей сопровождающих колебании, вызываемых силой сопротивления нажимной лапки А уменьшаются до 50% (см. рис.4.4, 4.6). sp{k) В других октавных полосах не оказывает значимого влияния на вибрационные характеристики инерционных элементов.
