LINEBURG


<< Пред. стр.

страница 15
(всего 17)

ОГЛАВЛЕНИЕ

След. стр. >>





59
49





54
44





50
40





47
37





45
35





44
33





55/70
45/60
под чертой указаны значения максимального уровня звука, дБА.

6.4. Определение ожидаемых уровней звукового давления в расчётных точках.
Октавные уровни звукового давления L (дБ) определяются в зависимости от взаимного расположения расчётных точек и источников шума для каждой из восьми октавных полос со среднеметрическими значениями 63, 125, 250, 500, 1000, 2000, 4000 и 8000 Гц. Ниже рассматриваются типичные случаи для машиностроительных предприятий [19].
6.4.1. Расчётная точка находится в помещении с одним источником шума.
Составляется план помещения и схема расположения источника шума и расчётной точки (рис. 6.1). Октавные уровни звукового давления определяются по формуле
,
где - октавный уровень звуковой мощности источника шума, дБ, определяемый из паспортных характеристик оборудования или принимаемый по табл. 6.1; - коэффициент, учитывающий влияние ближнего поля и принимаемый по графику на рис.6.2 в зависимости от отношения расстояния r, м


a

a l
h
r
ИШ a


Рис. 6.1 План помещения и схема расположения источника шума и расчётной точки.


между акустическим центром (АЦ) источника шума и расчётной точкой к максимальному габаритному размеру , м, источника (при r > 2 ); Ф - фактор направленности источника шума, определяемый по опытным данным; при равномерном излучении звука Ф = 1; S - площадь воображаемой поверхности правильной геометрической формы, окружающей источник шума при равном удалении от его поверхности и проходящей через расчётную точку, м;если r < 2, то для прямоугольного параллелепипеда
; если r > 2, то , где - пространственный угол излучения, величина которого зависит от местоположения источника шума; - в пространстве (на колонне в цехе); - на поверхности пола, перекрытия, стены; - в двухгранном угле, образованном ограждающими конструкциями; - в трёхгранном угле; B - постоянная помещения, м;
,
где - общая площадь ограждающих поверхностей, м; - средний коэффициент звукопоглощения в помещении (для механических и металлообрабатывающих цехов ).








Рис. 6.2 График для определения коэффициента .

6.4.2. Расчётная точка находится в помещении с несколькими источниками шума.
Составляется план помещения и схема расположения источников шума и расчётной точки (рис. 6.3).











Рис. 6.3 Схема расположения источников шума и расчётной точки.

Октавные уровни определяются по формуле

,

где ; m - количество источников шума, ближайших к расчётной точке, т. е. источников, находящихся на расстоянии , где - расстояние от РТ до АЦ ближайшего к ней ИШ, м; n - общее число источников шума; - уровень звуковой мощности, создаваемой i-ым источником шума.
Если в помещении находится несколько одинаковых источников шума, то ожидаемые уровни звукового давления от всех источников шума определяется по формуле

,

где - октавный уровень звуковой мощности, излучаемой одним источником шума, дБ; n - общее число источников шума.

4.5. Определение требуемого снижения уровня звукового давления в расчётных точках.
Требуемое снижение уровня звукового давления в расчётной точке от одного источника шума определяется как разность между ожидаемым уровнем звукового давления в расчётной точке и допускаемым уровнем : .
Если в расчётную точку попадает шум от нескольких источников, то рассчитываются уровни звукового давления каждого источника.
Для одинаковых источников, отличающихся по уровням менее чем на 10дБ, требуемое снижение уровней звукового давления в расчётной точке для каждого источника определяется по формуле
,

где - ожидаемый октавный уровень звукового давления, создаваемый рассматриваемым источником шума в расчётной точке, дБ; n - общее число источников шума.
Если источники шума отличаются друг от друга по октавным уровням более чем на 10дБ, требуемое снижение уровней звукового давления в расчётной точке определяется по формулам:
а) для каждого из источников с более высокими уровнями

,

где - общее число таких источников.
б) для каждого из остальных источников

,

где n - общее число источников шума.

6.6. Выбор мероприятий по снижению шума.
Выбор мероприятий для обеспечения требуемого снижения шума определяется особенностями производства и оборудования, величиной превышения допустимых уровней звукового давления, характером шума и другими факторами [20]. Наибольший эффект по снижению шума на пути распространения звуковой волны с помощью звукоизоляции, экранирования, звукопоглощения, расстояния наблюдается для высокочастотных звуков. Звукоизоляция обеспечивает снижение шума на 25 - 30дБ, звукопоглощение - на 6 - 10дБ, а удвоение расстояния от источника шума до рабочего места уменьшает уровень шума примерно на 6дБ.

























7. Расчет виброизоляции.

Целью виброизоляции механизмов является создание таких условий на пути распространения колебаний, которые увеличили бы необходимые потери и тем самым уменьшили передаваемую от источника колебательную энергию. Наибольшее распространение в настоящее время получили пружинные и резиновые амортизаторы.

7.1.Пружинные амортизаторы целесообразно использовать для виброизоляции при сравнительно низкой частоте менее 33Гц и значительной амплитуде колебаний системы, а также при наличии высоких температур, масел, паров щелочей и кислот. В качестве пружинных амортизаторов чаще всего применяются стальные витые пружины, изготовляемые из прутка круглого сечения.
7.1.1. Последовательность расчета пружинных амортизаторов
Для расчета пружины предназначенной для виброизоляции необходимы следующие исходные данные:
а) статическая нагрузка Рст1 приходящаяся на один амортизатор, Н;
б) амплитуда колебательного смещения верхнего торца пружины при рабочем режиме машины ?z1, м;
в) упругость пружины в вертикальном направлении kz1, Н/м;
г) допускаемое напряжение на кручение материала пружины [?], Н/м; (Табл. 7.1);
д) модуль упругости на сдвиг G, Н/м; (Табл. 7.1);
7.1.1.1. Расчетная нагрузка P1 на одну пружину;
(7.1)
где Рст1- статическая нагрузка, приходящаяся на одну пружину;
, (7.2)
где P- вес машины, H;
n- число пружин;
Pдин1- динамическая нагрузка, приходящаяся на одну пружину, Н;
, (7.3)
где ?z амплитуда вертикальных колебаний объекта на рабочей частоте, м;
kz1- жесткость одного амортизатора в вертикальном направлении, Н/м;
(7.4)
где g- ускорение свободного падения, Н/м;
- угловая частота колебаний системы, рад/с; (f- частота в Гц)
kz- общая жесткость всех амортизаторов в вертикальном направлении:
, (7.5)
где m- масса механизма, подлежащего виброизоляции (включая массу основания), ;
f0z- частота собственных колебаний системы, Гц:
, (7.6)
где fв- частота возмущающей силы, Гц;
?z- коэффициент отношения частоты возмущающей силы к частоте собственных колебаний (рекомендуется ?z =3?4).
(7.7)
Множитель 1.5 на который умножается Pдин (формула 7.1), обеспечивает требуемый запас усталостной прочности пружины.
7.1.1.2. Диаметр стального прутка пружины
Определяется по формуле:
(7.8)
где k- коэффициент, учитывающий добавочное напряжение среза (рис.7.1),возникающее в точках сечения прутка, расположенных ближе всего к оси пружины;

Рис. 7.1
?- индекс пружины:
(7.9)
где D- средний диаметр пружины, м;
d- диаметр проволоки, м;
[?]- допускаемое напряжение сдвига при кручении, Н/м (табл. 7.1).


7.1.1.3. Число рабочих витков пружины:
, (7.10)
где G- модуль сдвига материала пружины, Н/м2 (табл. 7.1)
7.1.1.4. Общее количество витков пружины:
, (7.11)
где i2- число нерабочих витков пружины (при i1?7 ? i2 = 2.5, при i1?7 ? i2 = 1.5).
7.1.1.5. Высота ненагруженной пружины:
(7.12)
7.1.1.6. Эффективность виброизоляции:
,, (7.13)
7.1.2. Выбор готовой пружины, выпускаемой промышленностью.
Проверочный расчет выбранной пружины осуществляется по следующей
схеме:
7.1.2.1. Определяется максимально допустимая статическая нагрузка:
(7.14)
7.1.2.2. Определяется жесткость пружины в вертикальном направлении:
(7.15)
7.1.2.3. Находится число пружин из условия:
, (7.16)
где Q- вес машины,H;
kz- жесткость всех амортизаторов.
Установка машин на пружинные амортизаторы более эффективна, чем на резиновые, так как обеспечивает более низкие собственные частоты колебаний вибрирующего механизма.
Следует располагать центр жесткости виброизоляторов на одной вертикали с центром тяжести массы машины, установленной на специальное основание.

Таблица 7.1:
Допускаемые напряжения для пружинных сталей

Сталь
Модуль сдвига Н/м2.1010
Допускаемые напряжения
Назначение
Группа
Марка
Режим работы
Н.м2.108
Углеродистая
70
7.83
Легкий
4.11
Для пружин с относительно низкими напряжениями при диаметре проволоки менее 8 мм

Средний
3.73


Тяжелый
2.47
Хромованадиевая закаленная в масле
50ХФА
7.7
Легкий
5.49
Для пружин, воспринимающих динамическую нагрузку, при диаметре прутка не менее 12.5 мм

Средний
4.90


Тяжелый
3.92
Кремнистая
55 С 2
60 С 2
60 С 2 А
63 С 2 А
7.45
Легкий
5.49
Для пружин, воспринимающих динамическую нагрузку, при диаметре прутка более 10 мм, а также для рессор

Средний
4.41


Тяжелый
3.43

7.2. Резиновые амортизаторы
Недостатком резиновых амортизаторов является их недолговечность, так как они со временем становятся жестче и через 5...7 лет их необходимо заменять. Кроме того, с их помощью нельзя получить очень низкие собственные частоты колебаний системы, которые необходимы для тихоходных агрегатов, из-за неизбежной в этом случае перегрузки прокладок, значительно сокращающих срок их службы.
7.2.1. Выбирается резина с динамическим модулем упругости Eдин (табл.7.2).
7.2.2. Исходя из конструктивных особенностей машины, задаются числом амортизаторов n.
7.2.3. Находится поперечный размер A виброизолятора квадратного сечения:
, (7.17)
где Q- вес машины, H;
[?]сж- расчетное напряжение сжатия в резине, H/м2 (табл.7.2)
7.2.4. Полная высота резинового амортизатора определяется из условия:
(7.18)
Следует помнить, что широкие амортизаторы с малой высотой H нежелательны, так как они имеют чрезмерную жесткость. Поэтому часто подстилаемые под вибрирующие механизмы резиновые коврики практически неэффективны. Если же по конструктивным соображениям все же придется выбирать широкие листы амортизаторов, последние необходимо делать перфорированными или рифлеными.
7.2.5. Определяется рабочая высота амортизатора:
(7.19)
7.2.6. Рассчитывается жесткость одного резинового амортизатора в вертикальном направлении:
, (7.20)
где Eдин- динамический модуль сдвига, H/м2;
S1- площадь поперечного сечения одного виброизолятора, м2.
7.2.7. Определяется частота собственных вертикальных колебаний виброизолируемой машины:
, (7.21)
где - отношение поперечного сечения амортизатора к полной ее высоте;
g- ускорение свободного падения, м/c2
Полученную величину f0z сравнивают с ее требуемым значением:
, (7.22)
где fв- частота возмущающей силы, Гц;
?z- коэффициент отношения частоты возмущающей силы к частоте собственных колебаний (рекомендуемая величина ?z ? 3).
Если эти значения не сходятся, то в расчет резиновых амортизаторов вносят соответствующие изменения:
а) выбирают тип резины с меньшим динамическим модулем упругости;
б) в допустимых пределах увеличивают статическое напряжение в резине;
в) увеличивают вес машины присоединением к ней бетонного основания;
г) переходят на другие виды амортизаторов, например, стальные или комбинированные.
Данная методика применима не только к резиновым, но и другим упругим материалам, у которых так же, как и у резины, коэффициент Пуассона близок к 0.5. Для материалов, у которых ? ? 0.5, в расчете необходимо принимать вместо рабочей высоты Н1 полную высоту амортизатора Н.
7.2.8. Определяется граничная частота:
(7.23)
На резонансной частоте понижается виброизолирующая способность амортизаторов. Чем выше частота по сравнению с fгр, тем эффективнее влияние прокладок.
7.2.9. Определяется эффективность прокладок или снижение уровня вибрации:
На частотах выше граничной эффективность ?L определяется:
, (7.24)
где fп- текущая частота, Гц.

Таблица 7.2:
Характеристики виброизолирующих материалов

Марка резины
Динамический модуль упругости E?105, H/м2
Допустимое напряжение на сжатие [?]сж ?105, H/м2
56
36
4.2
112А
43
1.71
93
59.5
2.4
КР-107
41
2.94
ИРП-1347
39.3
4.4
2566
24.5
0.98

































<< Пред. стр.

страница 15
(всего 17)

ОГЛАВЛЕНИЕ

След. стр. >>

Copyright © Design by: Sunlight webdesign