CC BY
4
УДК 534.833: 687.053
Исследование вибраций промышленных швейных машин
Ю.В. Новиков1, С.В. Горнак1, В.Ю. Новиков2
1 Учреждение образования «Витебский государственный технологический университет»
2 ОАО «НПО Центр»
Study of the Industrial Sewing Machine Vibration
Yu.V. Novikov1, S.V. Gornak1, V.Yu. Novikov2
1 Educational Institution "Vitebsk State Technological University"
2 JSC NPO Center
Рассмотрена проблема снижения вибрационной активности корпусных деталей швейных промышленных машин. Предложен и апробирован способ уменьшения вибрации промышленного стола путем установки швейной головки на принципиально новый материал вибрационного изолятора, что снижает усилия, передаваемые на промышленный стол и фундамент. Результаты теоретических расчетов виброизоляции подтверждены данными экспериментального исследования параметров вибрации промышленного стола. Применение разработанной конструкции виброизолятора позволяет уменьшить параметры виброскорости и виброускорения базового оборудования.
EDN: UGCOTC, https://elibrary/ugcotc
Ключевые слова: модель швейной головки, базовый виброизолятор, координаты центр масс, расчет динамических нагрузок, главный вал, частота собственных колебаний
The paper considers the problem of reducing vibration activity of the industrial sewing machine body parts. It proposes a method to lower the table vibration by installing a sewing head on the vibration isolator fundamentally new material reducing the forces transferred to the industrial table and foundation. The method was tested. Results of the vibration theoretical computation were confirmed by the data from an experimental study of the industrial table vibration parameters. Introduction of the vibration isolator developed design makes it possible to reduce the vibration speed and basic equipment acceleration parameters.
EDN: UGCOTC, https://elibrary/ugcotc
Keywords: sewing head model, basic vibration isolator, center of mass coordinates, dynamic load computation, main shaft, natural frequency
Уровень развития производства оборудования для легкой промышленности предъявляет особые требования к качеству, надежности и долговечности машин. Внедряются швейные полуавтоматы на базе швейных головок (ШГ), максимальная частота вращения главного вала машин которых достигает 5500 мин-1.
Рабочие органы и передаточные механизмы швейных агрегатов имеют конечные значения жесткости и массы, а также несовершенные ха-
рактеристики передачи энергии. В результате приложения внешних активных нагрузок, изменяющихся в большинстве случаев по периодическим законам, возникает цикличность нагрузок деталей машины. Их упругость ведет к колебаниям с очень большими амплитудами [1-4]. Вибрация швейного агрегата ухудшает качество шитья, ускоряет износ деталей, и возникает вредоносный шум, усиливается опасность усталостного разрушения деталей машины [1, 5-10].
Проблема борьбы с шумом и вибрацией в легкой промышленности является комплексной и достаточно сложной.
Цель работы — исследование устройств снижения вибраций и шумов технологического оборудования легкой промышленности до безопасных норм.
Для достижения поставленной цели на основе методов виброизоляции оборудования легкой промышленности разработана динамическая модель системы головка — промышленный стол, выполнен кинематический и динамический анализ механизмов иглы и ни-тепритягивателя, определены нагрузки, возникающие под действием клиноременной передачи.
Обзор конструкций виброизоляции машин.
При постановке задач виброзащиты в исследуемой механической системе выделяют две связанные подсистемы. К первой, называемой источником колебаний, относят часть механической системы, где непосредственно происходят физические процессы, вызывающие колебания. Вторая подсистема, называемая объектом виброзащиты, — часть механической системы, колебания которой требуется уменьшить. Обеспечить виброизоляцию машины можно установкой на виброизоляторы и виброизолированием подходящих к машине коммуникаций.
Объектом исследования выбрана швейная головка 31-го ряда массой до 100 кг. Можно использовать подвесной или опорный вариант виброизоляции. Рационально применять два виброизолятора, расположенных в горизонтальной плоскости, — однозвенную схему, опорный вариант.
Проектирование динамической модели швейной головки на виброизоляторах. Расчет ее параметров. Анализ возможных нарушений условий функционирования объектов под действием вибраций связан с построением модели объекта, изучением его реакции на заданное воздействие, формированием критерия качества и сравнением по этому критерию результирующих показателей с допускаемыми величинами [1-3].
Модель объекта должна отражать основные черты реальной системы, влияющие на оценку динамической реакции, и быть удобной для анализа и интерпретации результатов.
й30
Рис. 1. Динамическая модель ШГ 31-го ряда на виброизоляторах
Критерии качества объекта, испытывающего вибрацию, формируются в виде величин, характеризующих реакцию объекта или его элементов на такое механическое воздействие. Динамическая модель ШГ 31-го ряда на виброизоляторах приведена на рис. 1.
Вибрации ШГ вызваны реакциями, возникающими в шарнирах и кинематических парах R3¡0, R30, RÍO, Ri0 и Rx0, действие которых заменено суммарными моментами относительно опор О и А.
Расчет динамической модели ШГ. Выполним расчет моментов инерции, массы ШГ и определим положение центра масс (ЦМ). На основе модели ШГ (см. рис. 1) составим уравнение колебаний. Сумма моментов сил относительно опоры О
IO < + kAyAl = MO sin Qt, (1)
где IO — момент инерции ШГ относительно опоры O; < — угол поворота ШГ; IO< — момент сил инерции ШГ относительно опоры О; kA — жесткость виброизолятора относительно опоры А; yA — текущая координата точки А; l — расстояние между опорами; kAyAl — момент силы упругости виброизолятора относительно опоры А; MO — суммарный момент реакций относительно опоры О; MOsinQt — возмущающее воздействие.
Сумма моментов сил относительно опоры А
1а <$+коуо1 = Мд8т П£, (2)
где 1а — момент инерции ШГ относительно опоры А; /Аф — момент сил инерции ШГ относительно опоры А; ко — жесткость виброизолятора; уо — текущая координата точки О; коуо1 — момент силы упругости виброизолятора относительно опоры О; МА — суммарный момент реакций относительно опоры А.
Выражения (1) и (2) представляют собой уравнения колебаний ШГ на виброизоляторах. Расчетная схема для определения моментов инерции ШГ 1о и 1А приведена на рис. 2.
Теоретическое исследование колебаний ШГ целесообразно осуществлять представлением в виде элементарных геометрических тел:
1о = 1э1 + т (о3 )2 + 1э2 + т (о32 )2 + + 1эз + тз (о33 )2;
1А = 1э1 + т1 (А$, )2 + 1э2 + т2 (А32 )2 +
+ 1эз + тз (АЗз)),
где 151, !32, !33 — моменты инерции отдельных частей относительно их ЦМ; т1, т2, т3 — массы отдельных частей; о51, о32,о33 — расстояния от ЦМ каждой части до точки О; А31, А32, А33 — расстояния от ЦМ отдельных частей до точки А.
£>=110
¿2
О
Ъх = 120
О
СП
VJ
О S3 Ъх = 175
"О
Моменты инерции отдельных частей относительно их ЦМ:
D2 + d2
IS1 = m-= 1,14-10 ~2 кг • м2;
Is2 = m2
a2 + b2 12
= 1,06-10 2 кг• м2,
Is3 = тзa1-+b2 = 1,099-10-2 кг• м2.
12
Размеры расстояний от ЦМ: OSi = 210 мм; OS2 = 140 мм; OS3 = 130 мм. Расстояния от ЦМ отдельных частей до точки А: AS1 = 210 мм; AS2 = 130 мм; AS3 = 100 мм. Моменты инерции: IO = 0,31кг • м2; 1А = 0,43кг • м2.
Расчет динамических нагрузок на ШГ от механизмов иглы и нитепритягивателя. Расчет в различных положениях механизмов иглы и нитепритягивателя выполнен компьютерной программой, составленной на языке программирования Borland Pascal Version 7.0 [11, 12]. Программа расчета определяла численные значения скоростей, ускорений и реакций в шарнирах механизмов иглы и нитепритягивателя с шагом 10°.
Проанализирована работа механизмов иглы и нитепритягивателя. Выполнен расчет динамических нагрузок по кинематическим схемам механизмов с учетом указанных размеров и положений ЦМ звеньев [12]. Кинематическая схема механизмов иглы и нитепритягивателя приведена на рис. 3.
Рис. 2. Схема для расчета моментов инерции ШГ
Рис. 3. Кинематическая схема механизмов иглы и нитепритягивателя
Длины звеньев: ОА = 16 мм; ОВ = 13,75 мм; ВС = 24,9 мм; АС = 30,6 мм; СО = 30,6 мм; СЕ = = 34,9 мм; ХО = 0; YО = 0; ХО = 17,3 мм; YР = = 28,4 мм. Массы звеньев: Mi = 285,68 • 103 кг; M2 = 15,165-10~3 кг; M3 = 12,14 • 103 кг; M4 = = 26 • 10-3 кг; M5 = 37,51 •Ю-3 кг. Координаты ЦМ звеньев в относительных системах: XrelS1 = = -2,86 мм; YrelS1 = 0,09 мм; XreB2 = 11,3 мм; YrelS2 = 2,8 мм; XKm = 10,75 мм; YreK3 = -1,3 мм; XrelS4 = 41,33 мм; YrelS4 = 8,03 мм. Моменты инерции звеньев: I2 = 5246 •Ю-9 кг • м2; I3 = 5638 •10-9кг • м2; I4 = 19969 •10-9кг • м2; Is = 256844 •Ю-9 кг • м2.
Расчет нагрузок на главный вал от натяжения ремня. Теоретическое исследование динамических нагрузок проводили после определения реакции в опорных шарнирах с учетом сил, действующих на главный вал от натяжения ремня. Входными данными для расчета были чертеж клиноременной передачи (рис. 4) и межосевое расстояние.
Размеры: 001 = 393 мм; диаметры шкивов D1 = 2 • R1 = 69 мм; D2 = 2 • R2 = 99мм; стрела прогиба AB = 10 мм при нажиме на ремень силой G = 5 H. При действии нагрузки силой G на ремень в нем возникают силы натяжения T1 (рис. 5).
Введем следующие обозначения: AMAB = = а1; ZLAB = а2;
Спроецируем силы G, T и T2:
• на ось 0Y
G - T1 cos a1 - T2 cos a2 = 0;
• на ось OX
T sin a1 = T2 sin a2.
наб
Рис. 4. Схема определения натяжения ремня в процессе работы клиноременной передачи
м
У
т ............. ............„-- а1 G А
^^^-^ Bi
В в2
• о.
*N
Рис. 5. Схема определения углов a1 и а2 Согласно рис. 5:
а1 = arctg
MB1 B1A
Здесь
MB1 = - OO1 = 196,5 мм; B1A = AB = BB1, 2
где
BB1 = VMB2 - MB2;
MB =1 ML. 2
Находим ML = V MN2 + NL2 = 393,3 мм и MB = 169,6 мм. С учетом BB1 = 6,3 мм и B1A = = 3,7мм получаем угол а1 = 88,9°. Согласно рис. 5:
а2 = arctg
B2 L AB2
где
B2L =1OO1 = 196,5мм; AB2 = AB + BB2. 2
Определяем BB2 = VBL2 - B2L2 = 6,3 мм и AB2 = 16,3 мм, после чего получаем угол а2 = 85,3°.
Сила натяжения
T = T2 sina^sina1.
Отсюда имеем
G - T2 sin a2ctg a1 - T2 cos a2 = 0.
Сила натяжения
G
T2 =-
= 49,5H.
sin a2ctg a1 + cos a2
С учетом T = 49,3 H получаем предварительное натяжение ремня
TCр = (T + T2 )/ 2 = 49,4 H.
Силу натяжения необходимо учесть в программе расчета динамических нагрузок [12].
Исходные данные для расчета: Д = Тсб = = 49,4 Н — сила натяжения сбегающей ветви; Р2 — сила натяжения набегающей ветви, Р2 = Тнаб = Тсбв?а (/ — коэффициент сцепления, / = 0,1; а = л); Р2 = 67,6 Н;; = 34,5мм; у = 53°.
/ ✓ 0 A / Ox A
J Y IJ Г1 G —jj-— " J \ / ?----
Рис. 7. Схема клиноременной передачи
Определение суммарного момента Мо. Расчетная схема для определения суммарного момента MO приведена на рис. 6. Суммарный момент описывается выражением
Mo = RohO + RfoK + Riyohyo + RXoh3o + + Ry hy + Px hx + Py hy •
-г Л30М30 T rmnUR^ UR UR >
hyR = hlO + XA1 • hUR = hXo + XA1 •
XA1 = O1 A1 cosф; YA1 = O1 A1 sin ф,
где XA1, YA1 — текущие координаты точки A1; O1 A1 — длина кривошипа.
Чтобы ограничить распространение колебаний, возникающих в ШГ, целесообразно использовать устройства активной виброизоляции, включая в систему упругие элементы (виброизоляторы) в виде пружин, прокладок и их комбинации.
Значения реакций и уравновешивающей силы в соответствии с направлением вычисляли
Азо
по программе силового анализа. Длины плеч сил: hy0 = 110 мм; hX0 = 195 мм; h3¡0 = 140 мм; h3o = 225 мм; h%0 = 125 мм.
Суммарные моменты рассчитывали в тридцати шести положениях механизмов.
Определение суммарного момента Ма. Суммарный момент определяется как (см. рис. 6)
МА = R60h60 + №0 + «0 + R30h30 + R^ +
+ px hx I py hy
T PURhUR PURhUR ,
где
hUR = hi0 _ ; hrn = h10 ~ YA1;
XA1 = O1 A1 cos ф; YA1 = O1 A1 sin ф.
Длины плеч сил: hy0 = 80 мм; hX0 = 195 мм; h30 = 50 мм; h30 = 225 мм; h£0 = 125 мм.
С помощью указанных данных получены значения суммарного момента МА.
Определение частот собственных колебаний
ШГ. Уравнение свободных колебаний ШГ на виброизоляторах имеет вид
mys + koyo + кАУА = 0; (3)
lo ф +кАУА1 = 0,
где m — масса ШГ, кг; ys — текущая координата ЦМ ШГ,
l . l ys = yO + —sin ф + ~ cos ф.
(4)
Рис. 6. Расчетная схема для определения суммарных моментов Мо и МА
Так как значения угла ф предельно малы, можно допустить
sin ф = ф; cos ф = 0; ф= yA . (5)
С учетом выражений (5) и (4) система уравнений (3) принимает вид
myo + yA ^yo m + koyo + kAyA = 0; (6)
lo + ¿^Zi^ + kAyA = 0.
(8)
Решением этой системы являются соотношения
y0 = C0 sin юt;
yA = CA sin rnt,
где ю — частота собственных колебаний; C0, CA — амплитуды собственных колебаний.
Дифференцируя эти соотношения, получаем y0 =-C0 ro2sin rnt; (7)
y A = -Ca^2 sin rot.
Подставляя выражение (7) в формулу (6) с учетом т0 = Io/l2 = 13,41 кг , запишем
Co (2ко -ю2т) +Ca (а -ю2т) = 0;
Comoю2 + Ca (a - тою2) = 0.
Система уравнений (8) является системой частотных уравнений. Решаем эту систему уравнений относительно частоты собственных колебаний ю. Определитель матрицы, составленной из коэффициентов уравнений (8), приравниваем к нулю:
(2ко -ю2т)( - тою2 )-
- тою2 (2kA -ю2т) = 0. (9)
Здесь т0 — масса опоры О;
_ EFO 1 _ EFA
к0 =—-; kA =—-,
ho ПА
где E — модуль упругости виброизолятора, определенный экспериментальным путем, E = 106 H/м2; F0 — площадь опоры O, F0 = = 235,6 мм2; h0 — высота опоры О, h0 = = 18,5 мм; Fa — площадь опоры А, FA = = 16,9 мм2; ПА — высота опоры А, ПА = 12 мм.
После подстановки данных в уравнение (9) получаем к0 = 40,8 -103Н/м и kA = 44,5 -103Н/м.
Уравнение (9) является биквадратным, проведем замену, определив постоянные А, В и С, входящие в его состав:
A = 2тто = 938,7;
В = 2к0т0 + kAm + 2m0kA = 3,8 -106;
C = 2кокА = 3,6-109.
С учетом постоянных А, В и С уравнение (9) принимает вид
Аю4 - Вю2 + C = 0.
Корни уравнения определяются как
VB2 - 4AC
С учетом исходных данных получаем
о>1 = 50 рад/с; ю2 = 40 рад/с.
Целесообразно исследовать блуждающие колебания ШГ под действием возмущающих нагрузок. В этом случае система частотных уравнений имеет вид
CO ((ко -ю2т) + CA (А -ю2т) = Py; Comoю2 + Ca (kA - тою2) = Ро.
Здесь Py — амплитудное значение возмущающей нагрузки, Py = 247,83 H;
Ро = = 269 H,
где M0 — амплитудное значение суммарного момента относительно опоры О.
Амплитуды собственных колебаний C0 и CA определяем по следующим выражениям
Co =
Py (kA - тою2 )-(а -ю2т)Ро
(2к0 -ю2т)(кА-т0ю2)-(2кА -ю2т)т0ю2'
Po (2ко -ю2m)-Pymою2
(10)
Ca =
(2к0 -ю2т)(/сА-т0ю2)-(2кА -ю2т)т0ю2
Вследствие резонанса амплитуда колебаний стремится к бесконечности, и можно сделать вывод, что это может случиться, когда знаменатель в расчетных формулах для расчета амплитуд равен нулю.
Присваиваем знаменателю значение (приравнивая к нулю) и определяем резонансные частоты с учетом числовых значений:
9,4-102ю4 -3,9-106ю2 + 3,9-109 = 0.
Со', С л, мм
ю2 = В ±-
2A
0 10 20 30 40 50 ю, рад/с
Рис. 8. Зависимости амплитуд собственных колебаний Со и СА от их частоты ю
Рис. 9. Схема экспериментальной установки
В результате расчетов, получаем о>1 = = 50 рад/с и ю2 = 40 рад/с.
Построенные по уравнению (10) графические зависимости амплитуд собственных колебаний Со и Са от их частоты ю приведены на рис. 8.
Целесообразность использования виброизоляции проявляется, если частоты находятся в зоне выше резонансной. С учетом использованного оборудования и исходных данных в результате исследований сделано заключение, что частоты собственных колебаний должны превышать расчетные значения: ю » 50 рад/с.
Экспериментальное исследование. Разработана методика измерения параметров вибраций для ШГ, которую можно использовать для швейных полуавтоматов и некоторых обувных машин [4-6, 13-15]. Измерение параметров вибрации ШГ проводили на разработанной экспериментальной установке, реализованной на базе ШГ 31-го ряда. Схема экспериментальной установки приведена на рис. 9, где 1 — ШГ; 2 — вибропреобразователь; 3, 4 — эквиваленты преобразователя; 5 — измеритель вибрации и шума ВШВ-003.
На промышленный стол швейной машины с помощью магнита устанавливали и закрепляли вибропреобразователь (датчик). Параметры, фиксируемые датчиком, передавались соединительным кабелем на измеритель вибрации и шума ВШВ-003, на шкале которого стрелка показывала истинные значения виброскорости и виброускорения.
Измеритель вибрации и шума ВШВ-003 предназначен для измерения: уровня звука с частотными характеристиками (Л, В, С), уровня звукового давления в диапазоне частот 2.. .18 000 Гц, звука в октавных полосах в диапазоне частот 2.8000 Гц, средних квадратиче-ских значений виброскорости и виброускорения. Измеритель вибрации и шума построен на принципе преобразования звуковых и механи-
ческих колебаний исследуемых объектов в пропорциональные электрические сигналы, которые усиливаются, преобразуются и выводятся на панель прибора.
Пьезометрический вибропреобразователь ДН-3-М1 (рис. 10) предназначен для преобразования механических колебаний в электрические сигналы, пропорциональные ускорению колеблющегося объекта. Вибропреобразователь состоит из основания 1, пьезоэлементов 3, инерционной массы 5, контакта 7 (для замера электрического потенциала), втулок 6 и 8. На втулку 8 навинчен колпачок 9 для предохранения от попадания влаги во время хранения. Статическое нагружение на пьезоэлемент осуществляется винтом 4. Конструкция преобразователя закрыта крышкой 2.
Принцип работы вибропреобразователя основан на прямом пьезоэффекте. При воздействии механических колебаний на основание вибропреобразователя с ускорением а инерционная масса тин испытывает действие силы Р = тинЯ.
В качестве пьезоэлементов использована пьезокерамика. Преимущество пьезоэлектриче-
Рис. 10. Схема пьезометрического вибропреобразователя ДН-3-М1
ПС
\
\7\ \ \
2
/\ 3 -
ИП ^^—
Рис. 11. Схема расположения точек замера: ИП — игольная пластина; ПС — промышленный стол;
П — платформа
ских вибропреобразователей перед другими видами состоит в том, что индуктивные преобразователи применяют в интервале низких частот, тензорезистивные и емкостные — в более широком диапазоне низких и средних частот. Пьезоэлектрические преобразователи доминируют в области средних и высоких частот, в которой и проводились экспериментальные исследования [14-16].
Вибропреобразователь ДН-3-М1 устанавливали в выбранных путем предварительного анализа точках замера вибрации, где измерительным прибором ВШВ-003 определяли уровень виброскорости и виброускорения. Замеры выполняли для различных материалов виброизоляторов.
Для определения статических модулей упругости различных материалов виброизоляторов использовали прибор ЖНЗО-2. Метод измерения заключался во вдавливании цилиндрического пальца в поверхность испытуемого материала с различным усилием и измерении деформации. Схема расположения точек замера вибрации 1-3 приведена на рис. 11.
Измерения деформации проводили для материалов базового виброизолятора. У базового виброизолятора в качестве материала выступал металл, у других — полиуретан, фторопласт и твердая резина. Нагрузку изменяли в диапазоне 5...150 Н. В связи с тем, что испытуемые материалы имели линейную зависимость деформации от нагрузки до 100 Н, а максимальная нагрузка, приходящаяся на одну опору, составляла 500 Н, деформацию материалов определяли расчетным путем.
Результаты экспериментального исследования. На первом этапе экспериментального исследования значения виброскорости и виброускорения измеряли в трех точках для материа-
ла базового виброизолятора, на втором — для различных материалов.
Чтобы определить модуль упругости и рассчитать жесткость, находили зависимость модуля упругости Е от напряжения испытуемых материалов аисп, связанных следующим образом:
аисп = Ее, е = Ай/йо.
Определяли значения модуля упругости и напряжения испытуемых материалов, по которым строили зависимости Е = / (аисп) для всех материалов.
Напряжение
= О
аисп — _ ,
2Р
где О — вес ШГ, О = 350 Н; Р — суммарная площадь опор,
Р = Ро + РА = 402,5 мм2.
С учетом аисп = 43,5 -104 Н/м2 модуль упругости Е = 3,2-106 Н/м2.
Анализ результатов эксперимента. Определены значения виброскорости и виброускорения для различных материалов и конструкций виброизоляторов. Анализ полученных результатов показал, что по сравнению с металлическим базовым виброизолятором наименьшую виброскорость на частотах до 125 Гц имеет виброизолятор из полиуретана, а на более высоких частотах — виброизолятор из твердой резины. Эти показатели с некоторой степенью вероятности можно объяснить различной жесткостью этих материалов.
Выводы
1. На основании анализа литературных источников проведена классификация методов виброизоляции оборудования легкой промышленности. Определение оптимальной конструкции виброизоляторов ШГ промышленной швейной машины 31-го ряда основано на разработанной динамической модели системы головка — промышленный стол.
2. Выполнен расчет масс и моментов инерции. Проведен кинематический и динамический анализ механизмов иглы и нитепритяги-вателя. Разработана программа кинематического и силового анализа механизмов иглы и ните-притягивателя.
3. Рассчитаны моменты инерции ШГ относительно опор, составившие 0,51 и 0,43 кг • м2. Определены нагрузки, возникающие под действием клиноременной передачи. Максимальные нагрузки на ШГ относительно опор составили 52,5 и 48,74 Н. Вычислены геометрические параметры виброизоляторов. Экспериментально определены физические характеристики материалов виброизоляторов, удовлетворяющие расчетным значениям.
4. Разработан и апробирован способ снижения вибрации промышленного стола путем
Литература
установки ШГ на принципиально новый материал виброизолятора, что снижает усилия, передаваемые на промышленный стол и фундамент.
5. Теоретические расчеты виброизоляции подтверждены результатами экспериментального исследования параметров вибрации промышленного стола. Применение разработанной конструкции виброизолятора снижает виброскорость и виброускорение базового оборудования.
[1] Майзель М.М., ред. Основы конструирования и расчета типовых машин и аппаратов
легкой промышленности. Москва, Машгиз, 1963. 600 с.
[2] Потураев В.Н., Фырда В.Н. Резиновые детали машин. Москва, Машиностроение, 1977.
216 с.
[3] Потураев В.Н. Резиновые и резинометаллические детали машин. Москва, Машино-
строение, 1966. 299 с.
[4] Novikov Yu.V., Krasner S.Yu. Optimization of the parameters of the sewing thread cutting
process. Annual Journal of Technical University of Varna, 2020, vol. 4, no. 1, pp. 55-66, doi: https://doi.org/ 10.29114/ajtuv.vol4.iss1.168
[5] Краснер С.Ю., Новиков Ю.В. Оценка качества процессов в механизмах вышивальных
полуавтоматов. Витебск, ВГТУ, 2019. 190 с.
[6] Новиков Ю.В., Краснер С. Проектирование автоматической обрезки ниток швейных
полуавтоматов. Рига, Lap Lambert, 2018. 132 с.
[7] Генкин М.Д., ред. Вибрации в технике. Т. 5. Измерения и испытания. Москва, Маши-
ностроение, 1981. 496 с.
[8] Ивович В.А., Онищенко В.Я. Защита от вибрации в машиностроении. Москва, Ма-
шиностроение, 1990. 272 с.
[9] Ольхофф Н. Оптимальное проектирование конструкций. Вопросы вибрации и потери
устойчивости. Москва, Мир, 1981. 280 с.
[10] Бишоп Р.Е.Д. Колебания. Москва, Наука, 1986. 189 с.
[11] Новиков Ю.В., Новиков В.Ю. Исследование резонансных характеристик колебательных систем волочильных установок. Известия высших учебных заведений. Машиностроение, 2023, № 7, с. 35-42, doi: https://doi.org/10.18698/0536-1044-2023-7-35-42
[12] Бобровский С.И. Delphi 7. Санкт-Петербург, Питер, 2008. 736 с.
[13] Новиков Ю.В. Инженерно-техническое оборудование. Витебск, ВГТУ, 2015. 112 с.
[14] Кириллов А.Г. Швейные машины челночного стежка. Витебск, ВГТУ, 2017. 215 с.
[15] Клулубович В.В., ред. Перспективные технологии. Витебск, ВГТУ, 2011. 595 с.
[16] Сункуев Б.С. Расчет и конструирование машин и аппаратов. Витебск, ВГТУ, 2014.
168 с.
References
[1] Mayzel M.M., ed. Osnovy konstruirovaniya i rascheta tipovykh mashin i apparatov legkoy
promyshlennosti [Fundamentals of design and calculation of typical machines and apparatuses of light industry]. Moscow, Mashgiz Publ., 1963. 600 p. (In Russ.).
[2] Poturaev V.N., Fyrda V.N. Rezinovye detali mashin [Rubber details of machines]. Moscow,
Mashinostroenie Publ., 1977. 216 p. (In Russ.).
[3] Poturaev V.N. Rezinovye i rezinometallicheskie detali mashin [Rubber and rubber-metal de-
tails of machines]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1966. 299 p. (In Russ.).
[4] Novikov Yu.V., Krasner S.Yu. Optimization of the parameters of the sewing thread cutting
process. Annual Journal of Technical University of Varna, 2020, vol. 4, no. 1, pp. 55-66, doi: https://doi.org/ 10.29114/ajtuv.vol4.iss1.168
[5] Krasner S.Yu., Novikov Yu.V. Otsenka kachestva protsessov v mekhanizmakh vyshivalnykh
poluavtomatov [Estimation of quality of processes in mechanisms of embroidery semiautomatic machines]. Vitebsk, VGTU Publ., 2019. 190 p. (In Russ.).
[6] Novikov Yu.V., Krasner S. Proektirovanie avtomaticheskoy obrezki nitok shveynykh polu-
avtomatov [Design of automatic thread trimming of sewing semi-automatic sewing machines]. Riga, Lap Lambert Publ., 2018. 132 p. (In Russ.).
[7] Genkin M.D., ed. Vibratsii v tekhnike. T. 5. Izmereniya i ispytaniya [Vibrations in engineer-
ing. Vol. 5. Measurements and tests]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1981. 496 p. (In Russ.).
[8] Ivovich V.A., Onishchenko V.Ya. Zashchita ot vibratsii v mashinostroenii [Protection from
vibration in mechanical engineering]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1990. 272 p. (In Russ.).
[9] Olkhoff N. Optimalnoe proektirovanie konstruktsiy. Voprosy vibratsii i poteri ustoychivosti
[Optimal design of constructions. Questions of vibration and loss of stability]. Moscow, Mir Publ., 1981. 280 p. (In Russ.).
[10] Bishop R.E.D. Vibration. Cambridge University Press, 1979. 164 p. (Russ. ed.: Kolebaniya. Moscow, Nauka Publ., 1986. 189 p)
[11] Novikov Yu.V., Novikov V.Yu. Studying resonance characteristics of the drawing installation oscillatory systems. Izvestiya vysshikh uchebnykh zavedeniy. Mashinostroenie [BMSTU Journal of Mechanical Engineering], 2023, no. 7, pp. 35-42, doi: https://doi.org/ 10.18698/0536-1044-2023-7-35-42 (in Russ.).
[12] Bobrovskiy S.I. Delphi 7. Sankt-Petersburg. Piter Publ., 2008. 736 p. (In Russ.).
[13] Novikov Yu.V. Inzhenerno-tekhnicheskoe oborudovanie [Engineering and technical equipment]. Vitebsk, VGTU Publ., 2015. 112 p. (In Russ.).
[14] Kirillov A.G. Shveynye mashiny chelnochnogo stezhka [Sewing machines of shuttle stitch]. Vitebsk, VGTU Publ., 2017. 215 p. (In Russ.).
[15] Klulubovich V.V., ed. Perspektivnye tekhnologii [Perspective technologies]. Vitebsk, VGTU Publ., 2011. 595 p. (In Russ.).
[16] Sunkuev B.S. Raschet i konstruirovanie mashin i apparatov [Calculation and design of machines and apparatuses]. Vitebsk, VGTU Publ., 2014. 168 p. (In Russ.).
Статья поступила в редакцию 20.12.2023
Информация об авторах
НОВИКОВ Юрий Васильевич — кандидат технических наук, доцент, доцент кафедры «Автоматизация производственных процессов». Учреждение образования «Витебский государственный технологический университет» (210035, Витебск, Республика Беларусь, Московский проспект, д. 72, e-mail: [email protected]).
ГОРНАК Сергей Владимирович — ассистент кафедры «Автоматизация производственных процессов». Учреждение образования «Витебский государственный технологический университет» (210035, Витебск, Республика Беларусь, Московский проспект, д. 72, e-mail: [email protected]).
Information about the authors
NOVIKOV Yuri Vasilievich — Candidate of Science (Eng.), Associate Professor, Associate Professor of the Department of Production Processes Automation. Educational Institution "Vitebsk State Technological University" (210035, Vitebsk, Republic of Belarus, Moskovskiy Ave., Bldg. 72, e-mail: [email protected]).
GORNAK Sergey Vladimirovich — Assistant, Department of Production Processes Automation. Educational Institution "Vitebsk State Technological University" (210035, Vitebsk, Republic of Belarus, Moskovskiy Ave., Bldg. 72, e-mail: [email protected]).
НОВИКОВ Владислав Юрьевич — инженер-конструктор конструкторского отдела «Центр-45». ОАО «НПО Центр» (220018, Минск, Республика Беларусь, ул. Шаранговича, д. 19, e-mail: novikau_svaitoslav.75 @.ru).
NOVIKOV Vladislav Yuryevich — Design Engineer, Design Department Center-45. JSC NPO Center (220018, Minsk, Republic of Belarus, Sharangovicha St., Bldg.19, e-mail: [email protected]).
Просьба ссылаться на эту статью следующим образом:
Новиков Ю.В., Горнак С.В., Новиков В.Ю. Исследование вибраций промышленных швейных машин. Известия высших учебных заведений. Машиностроение, 2024, № 8, с. 31-41.
Please cite this article in English as: Novikov Yu.V., Gornak S.V., Novikov V.Yu. Study of the Industrial Sewing Machine Vibration. BMSTU Journal of Mechanical Engineering, 2024, no. 8, pp. 31-41.
Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана предлагает читателям учебное пособие
«Навигационные акселерометры»
Автор С.Ф. Коновалов
Изложена теория навигационных акселерометров. Представлены конструктивные схемы акселерометров прямого преобразования и компенсационного типа, включая микромеханические приборы. Исследованы погрешности акселерометров, связанные с несовершенством их электромеханических узлов и электронных блоков.
Рассмотрены стенды и методики, используемые при испытаниях навигационных акселерометров. В приложении подробно описаны конструкция компенсационного акселерометра с кремниевым маятником (типа Si-flex), конструкция и особенности применения технологической оснастки для сборки прибора. В дополнительных материалах, размещенных на сайте кафедры «Приборы и системы ориентации, стабилизации и навигации» МГТУ им. Н.Э. Баумана, приведены: патент на акселерометр Si-flex (КА-400М, КА-800); комплект чертежей акселерометра; комплект чертежей технологической сборочной оснастки.
Для студентов специальностей, связанных с системами навигации и управления движением, также может представлять интерес для инженеров и научных работников, занимающихся проектированием и исследованием прецизионных электромеханических приборов.
По вопросам приобретения обращайтесь:
105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1. Тел.: +7 499 263-60-45, факс: +7 499 261-45-97; [email protected]; https://press.bmstu.ru
