Выбор и расчет средств защиты от шума и вибрации. Трунова И.Г - 70 стр.

     1. В соответствии с п. 3.5.2. п/п1 принимаем эксцентриситет вращающихся
частей агрегата ε= 0,2·10-3 м. Исходя из частоты вращения вентилятора
(600 об/мин) определяем по табл. 20 максимально допустимую амплитуду сме-
щения центра масс агрегата
Адоп = 0,145·10-3 м.
      2. По таблице 19 определяем требуемую эффективность акустической
виброизоляции ∆Lтр = 24 дБ.
      3. По графику на рис. 20 находим допустимую частоту собственных ко-
лебаний в вертикальном направлении виброизолируемого агрегата при разме-
щении его на перекрытии из легкого бетона (кривая "в" на рис. 20):
                                   f0доп = 2,8 Гц.
      4. По формуле (100) определяем общую требуемую массу виброизо-
лируемого агрегата.



      5. Так как масса агрегата Ма (1020 кг) больше требуемой массы Мтр
(862 кг), пригрузочная масса не требуется и для дальнейшего расчета в качестве
Мтр принимаем массу агрегата 1020 кг.
      6. В соответствии с п. 3.5.3 выбираем пружинные виброизоляторы.
Принимая количество виброизоляторов n = 4, определяем по формуле (103)
статическую нагрузку на один виброизолятор:


      7. Определяем расчетную максимальную нагрузку на один виброизо-
лятор по формуле (104):



     8. Определяем требуемую суммарную жесткость виброизоляторов в вер-
тикальном направлении Ктр по формуле (101):

и требуемую жесткость одного иброизолятора kтр в вертикальном направлении
по формуле (102):


     9. По нагрузке            и   , пользуясь табл. прил. 6, выбираем виб-
роизолятор типа ДО44. Для него          = 2380 Н,     = 35700 Н/м.
     10. Проверяем, удовлетворяет ли выбранный тип виброизолятора нера-
венствам (8):
                             2380 > 2133,4 Н;
                            35700 < 66632 Н/м.
Необходимые условия выполнены.

                                      69