2. Анализ результатов численных исследований мкэ виброакустического процесса на снегоочистителе

Для проведения численных исследований быстропеременных виброакустических процессов на снегоочистительной машине шнекороторного типа использовался специальный расчетный программный комплекс «Звук». Данная программа позволяет учитывать внешние кинематические воздействия, которые задаются в виде силовых и кинематических возмущений периодического или импульсного характера (для определения структурного шума) или в виде акустических источников звука (для определения воздушного шума).

Для оценки акустического воздействия на водителя-оператора дорожной шнекороторной снегоочистительной машины осуществлялось проведение спектрального анализа полученных графиков и последующего сравнения с нормативными значениями соответствующих величин. Следует отметить, что данные предельные значения величин указываются в октавных и третьоктавных полосах частот, так как интенсивность воздействия виброакустических процессов на человека в значительной мере зависит от текущего значения частоты f.

При осуществлении расчета были приняты следующие исходные параметры:

= 1,2929 кг/м³ – плотность воздуха при температуре Т = 273 ⁰К;

= 200 кг/м³ – плотность снега на очищаемой поверхности;

= 1,64 м/с – рабочая скорость снегоочистительной машины;

К_н – коэффициент наполнения рабочего органа снегом; К_н =0,5;

h = 1,3 м – максимальная толщина очищаемого слоя снега;

С = 20,04 – скорость распространения звуковой волны в воздухе; С = 331,46 м/с;

– объемный модуль упругости воздушной среды; =142,05 кПа;

l = 0,05 м – длина конечного элемента, выбираемая из условия, что на ней должна укладываться половина длины звуковой волны на принятой частоте, т. е. l = =с/f ,

где , f – длина звуковой волны в воздухе, м, и ее частота, Гц.

Геометрические параметры дорожного снегоочистителя, необходимые для расчета, были получены путем натурных измерений, а конструктивные – по данным технической документации и чертежам завода-изготовителя. Исследования проводились для внешнего воздействия в виде возмущающей силы F_вн, Н, приложенной к конечным элементам модели. Следует отметить, что изменение данной приложенной силы осуществлялось по гармоническому закону:

, (21.7)

где – соответственно амплитуда, угловая частота и фаза звукового давления.

Для использования в численных исследованиях полученные в результате экспериментальных исследований вибрации дорожного снегоочистителя уровни виброскоростей L_v, дБ переводились сначала в виброскорость V_в, м/с, а затем и в виброперемещения Z_в м, по следующим формулам:

, (21.8)

, (21.9)

где f – частота возмущающего воздействия, Гц

Обратный перевод осуществлялся программой автоматически по формуле

. (21.10)

Сила F, Н, действующая на конечный элемент, определялась согласно формуле

, (21.11)

где м²; b, l – ширина и длина конечного элемента соответственно.

Для исследования волновых процессов шаг интегрирования по времени , с, принимался в программе равным времени прохождения волны в воздухе по длине конечного элемента:

. (21.12)

Результаты численных исследований представлены в виде графических зависимостей изменения звукового давления L_i , кПа, внутри кабины снегоочистителя в функции времени, от действия возмущающей силы F_вн , а также в виде диаграмм, отражающих уровни звукового давления в расчетной точке А топологической схемы в октавных и третьоктавных полосах частот. Расчет осуществлялся на характерных частотах для штатной машины и машины с измененными параметрами конструкции:

• при изменении жесткости в опорных связях кабины;

- изменении массы пола кабины;

- использовании вибропоглощающих (ВПМ) и виброизолирующих материалов (ВИМ).

Изменение жесткости виброизоляторов осуществлялось с целью обеспечения эффективного гашения звуковых колебаний на частоте f = 25 Гц при передаче вибрации от рамы к кабине снегоочистителя, в виду того что в ходе экспериментальных исследований была доказана низкая эффективность штатных виброизоляторов, используемых для крепления кабины дорожного шнекороторного снегоочистителя на указанной выше частоте. В программу закладывалось значение жесткости, полученное в результате построения математической модели колебании кабины при кинематическом возмущении, согласно формуле

. (21.13)

Для опытного виброизолятора с = 2100 кН/м жесткость штатного виброизолятора с = 5000 кН/м.

Увеличение массы пола кабины позволяет снизить виброскорость пола кабины, а следовательно, обеспечить гашение виброзвуковой энергии в области низких звуковых частот. Расчет осуществлялся при увеличении массы пола на величину m_п=70 кг.

Применение вибродемпфирующих материалов обеспечивает снижение звуковых колебаний в кабинах технологических машин. Вибропоглощение позволяет уменьшить резонансные колебания и колебания на частоте волнового совпадения различных конструкций, передачу звуковой энергии от места возбуждения к месту излучения и этим улучшить звукоизоляцию.

С целью проведения расчета по определению виброизоляции была выбрана мастика вибропоглощающая марки «Антивибрит-5М» (ТУ 6-05-211-1060 – 79). Основным критерием для выбора данной марки антивибрита является температурный диапазон наибольшей вибропоглощающей эффективности; для мастики «Антивибрит-5М» он составляет от минус 10 ⁰С до плюс 50 ⁰С, что обусловливается работой шнекороторного снегоочистителя в диапазоне отрицательных температур. Следует также отметить и другие свойства данной мастики. Ее термостойкость составляет 100…150⁰ С, она хорошо противостоит действию масел, дизельного топлива и бензина, взрывобезопасна, огнестойка. Частотный диапазон применения 50…10000 Гц.

Одним из вибропоглощающих материалов, используемых для виброакустической изоляции кабины, является технический войлок (плотность ρ = 300 кг/м³; модуль упругости Е = 1,5·10⁶ Па). Для обеспечения комплексной виброзащиты войлок стелется на пол кабины по верху нанесенного до этого слоя мастики. Во избежание загрязнения и повреждения войлока сверху на него кладется резиновый коврик (плотность

ρ = 1200 кг/м³; модуль упругости Е = 8,1·10⁶ Па).

Для проверки сходимости данных, полученных в результате численного эксперимента и в ходе лабораторно-полевых исследований, построена табл. 21.1 для основных возмущающих частот. С целью определения влияния присоединенной массы снега (определенной согласно (21.5)) на структурный шум были проведены численные исследования, результаты которых также отражены в табл. 21.1.

Таблица 21.1

Уровни звукового давления (УЗД) и общий УЗ в кабине снегоочистителя

по результатам экспериментальных и численных исследований

Треть- октавные полосы частот, f ,Гц	УЗД по результатам полевого эксперимента, дБ	УЗД по результатам численного эксперимента, дБ	УЗД по результатам численного эксперимента с учетом присоединенной массы снега	Относительная погрешность полевого и численного экспериментов, %
1	2	3	4	5
25	105,1	106.1	106,2	0,84
31,5	103,1	102,3	102,1	0,78
40	101,6	100,5	100,9	1,09
50	97,6	100,3	100,7	2,69
63	85,6	81,6	81,2	4,90
80	83,6	89,0	88,0	6,06
100	85,6	88,0	87,2	2,72
125	87,6	88,0	88,5	0,45
160	84,6	78,9	78,9	7,20
200	78,6	80,4	80,9	2,23
250	75,6	73,0	73,5	3,56
315	74,6	76,9	75,4	2,9
400	69,6	65,7	66,1	5,93
500	73,6	73,1	73,0	0,68
630	71,6	70,2	71,2	1,99
800	70,6	68,5	67,3	3,06
1	2	3	4	5
1000	71,6	69,6	68,7	2,87
1250	69,6	65,4	64,4	6,42
Общий УЗ, дБА	81,7	81,8	81,9	0,2

Экспериментальные лабораторные исследования по определению вклада структурного и воздушного шума в общее звуковое поле кабины носят сложный характер, поэтому определение вклада каждого источника осуществлялось численным методом (рис. 21.4, 21.5).

Рис. 21.4. Уровни звукового давления L_р в расчетной точке кабины снегоочистителя при воздействии воздушного и структурного шума на частоте f =25 Гц при штатной виброшумоизоляции

Рис. 21.5. Уровни звукового давления L_р в расчетной точке кабины снегоочистителя от возмущающей силы

с частотой f = 25 Гц при использовании средств для снижения структурного шума

В результате проведенных исследований были получены данные, характеризующие влияние структурной и воздушной составляющей шума на общее звуковое поле кабины (табл. 21.1-21.2).

Таблица 21.2

Вклад структурной и воздушной составляющих

в звуковое поле кабины снегоочистителя и общий УЗ

Третьоктавные полосы частот f ,Гц	УЗД от воздушного шума, дБ	УЗД от структурного шума, дБ	Общий шум, дБ
25	90,0	106,0	106,1
31,5	92,5	102,0	102,3
40	92,4	100,0	100,5
50	93,5	99,7	100,3
63	76,8	81,0	81,6
80	80,2	88,4	89,0
100	79,8	87,5	88,0
125	79,9	87,4	88,0

Окончание табл. 21.2

Третьоктавные полосы частот, f ,Гц	УЗД от воздушного шума, дБ	УЗД от структурного шума, дБ	Общий шум, дБ
160	75,6	76,2	78,9
200	77,3	76,5	80,4
250	70,2	70,0	73,0
315	70,0	68,9	69,5
400	63,0	62,2	65,7
500	67,4	63,1	73,1
630	67,6	66,8	70,2
800	66,0	64,9	68,5
1000	68,0	65,0	69,6
1250	65,0	55,0	65,4
УЗ, дБА	79,8	79,7	82,9

С целью определения рациональной жесткости, обеспечивающей эффективное гашение виброакустической энергии на частоте 25 Гц, были произведены численные исследования, позволяющие определить УЗД в кабине на вышеуказанной частоте в зависимости от жесткости виброизоляторов кабины. На основании полученных данных построен график, отражающий зависимость уровня звукового давления L_p, дБ в кабине водителя в расчетной точке от жесткости виброизоляторов с, кН/м (рис. 21.6).

Таким образом, на основании численных исследований установлено, что максимальное снижение УЗД до значения 88,1 дБ в кабине в расчетной точке на частоте 25 Гц происходит при жесткости виброизоляторов с=1250 кН/м.

Рис. 21.6. Зависимость уровня звукового давления от жесткости виброизоляторов кабины на частоте 25 Гц

Изменение общей картины звукового давления в кабине при использовании средств для снижения структурного шума отражено в таб. 21.3.

Увеличение массы пола кабины позволяет снизить виброскорость пола кабины, а следовательно, обеспечить гашение виброзвуковой энергии в области низких звуковых частот. УЗ при увеличении массы пола кабины на величину m_п=70 кг составил 78,9 дБА. Однако увеличение массы пола кабины мера экономически не эффективная, так как повышает металлоемкость кабины, а следовательно, приводит к увеличению расхода топлива ДВС, что в конечном итоге повышает стоимость снегоочистителя и снижает его технико-экономические показатели.

Таким образом, результаты численных исследований показывают высокую эффективность использования средств снижения структурного шума в кабине снегоочистителя: подбор рациональной жесткости виброизоляторов кабины, использование вибропоглощающих и виброизолирующих материалов позволило снизить шум на 9,8 дБА, что обеспечивает снижение общего шума в кабине в расчетной точке до 80 дБА.

Таблица 21.3

УЗД и уровень звука в кабине снегоочистителя

Треть-октавные полосы частот f ,Гц	УЗД при использовании рациональной виброизоляции, дБ	УЗД при увеличении массы пола кабины, дБ	УЗД при использовании ВПМ и ВИМ, дБ	УЗД при использовании ВПМ и ВИМ и рациональной виброизоляции, дБ
25	87,0	89,3	106,3	79,3
31,5	100,2	85,1	101,7	81,6
40	98,5	89,7	100,3	81,3
50	100,3	89,2	95,3	88,7
63	82,1	75,9	72,3	70,4
80	85,0	85,8	82,1	82,1
100	85,5	88,0	81,4	81,7
125	87,4	87,2	80,2	80,1
160	78,1	77,1	71,5	70,7
200	77,5	77,8	71,5	71,6
250	68,0	68,7	65,7	64,6
315	76,4	75,5	69,9	70,0
400	60,8	62,6	51,7	49,8
500	72,3	72,3	59,8	60,0
630	67,2	65,4	54,2	51,2
800	63,7	65,0	54,2	55,0
1000	65.1	63,0	60,2	60,4
1250	56,3	52,0	44,7	45,1
УЗ, дБА	79,1	77,9	73,9	70,1

На рис. 21.7 показана векторная анимация распространения виброакустической энергии в окружающей среде, кабине и по элементам конструкции снегоочистителя. Темный цвет отражает процесс сжатия, а светлый – разряжение в волне в различных средах.

Распространение волн – процесс динамический, а на рис. 21.7 отражено мгновение, сканированное с экрана монитора.

В любой точке топологической схемы программа позволяет определить численные значения УЗД, УЗ, виброскорость и другие параметры в среде распространения вибрации и звука.

Рис. 21.7. Векторная анимация вибрационных и звуковых волн на снегоуборочной машине

Контрольные вопросы

1. Как определяется присоединенная масса снега на снегоочистителе?

2. По какому закону изменяются силы, приложенные к раме и к панелям

кабины?

3. Какие параметры можно варьировать для эффективного снижения вибрации и шума снегоочистителя?

4. На каких частотах в большей степени проявляется структурный шум на снегоочистителе типа ДЭ-210?

5. Что визуально позволяет выявить векторная анимация виброакустического процесса на машине?

Заключение

Вышеизложенные методы расчета и прогнозирования виброакустических параметров транспортно-технологических машин, их агрегатов, механизмов и узлов требуют от студентов, аспирантов и специалистов, занимающихся снижением вибрации и шума различных машин, хороших знаний конструкций строительных и дорожных машин, технологических операций и правил эксплуатации их – это во-первых; во-вторых, требуются знания классической физики и акустики, а также статистической физики; в-третьих, умение использовать численные методы в виброакустической динамике машин, например МКЭ, требуются знания: теоретической механики (динамики), теории механизмов и машин, строительной механики, теории упругости, теории матриц и линейной алгебры и других разделов высшей математики, а также информационных технологий.

Одному человеку освоить эти знания крайне затруднительно, поэтому целесообразно создавать творческие коллективы и научные школы, как, например, это сделано в институте строительной физики РАН, Балтийском государственном техническом университете «Военмех» им. Д.Ф. Устинова, МВТУ им. Н.Э. Баумана, институте Машиноведения РАН, Воронежском государственном архитектурно-строительном университете «Научно-исследовательский центр проблем виброакустики в строительном комплексе» и других организациях и вузах.

Рациональность создания виброшумобезопасных машин устанавливается на основе комплексного анализа результатов работы по снижению вибрации и шума и затрат при внедрении их в производство.

В общем случае результат создания малошумных машин представляет собой совокупность научного, технического, организационного, социального и экономического эффектов. Он может включать эффекты специального характера: удовлетворение потребителей высоким качеством техники, снижением негативного влияния на окружающую среду и другие.

При анализе вариантов малошумных машин применяются технические показатели, характеризующие эксплуатационные, конструктивные и технологические свойства, которые используются в качестве исходных данных для расчета экономического эффекта. Недостатком технических показателей при сравнении вариантов машин с точки зрения их виброакустических характеристик является то, что они непосредственно не выражают затрат общественного труда и поэтому не позволяют рассчитать численное значение достигаемого экономического эффекта.

Организационная целесообразность изготовления вариантов малошумных транспортно-технологических машин заключается в установлении возможности производства в требуемом объеме и в более короткие сроки при существующей организационной структуре отделов проектирования, цехов и производственных участков на предприятии. Организационные показатели не выражают затрат общественного труда, обусловленных применением тех или иных способов и средств при изготовлении малошумных машин.

Социальная и экологическая целесообразность вариантов виброшумобезопасных транспортно-технологических машин базируется на сопоставлении и анализе следующих показателей:

• изменения профессионального и квалификационного состава работников, занятых в проектировании и производстве машин, так как внедрение численных исследований и расчета виброакустических характеристик, например с использованием МКЭ, влечет за собой повышение уровня программистов и удельного веса инженеров-специалистов по виброакустической динамике машин;

• повышения уровня и степени автоматизации труда при проектировании и производстве виброшумобезопасных машин;

• улучшения условий труда операторов транспортно-технологических машин за счет снижения негативного влияния вибрации и шума в кабине;

• повышения экологической безопасности, выражающейся в уменьшении акустического загрязнения окружающей среды за счет снижения внешнего шума машин.

Анализ перечисленных показателей необходим для объективной оценки рациональности намечаемых и осуществляемых задач по прогнозированию вибрации и шума транспортно-технологических машин.

Создание новой более совершенной и производительной строительной и дорожной техники требует инновационного подхода к решению проблем виброакустической динамики машин. При этом необходимо решать задачи в следующих научно-технических направлениях:

1. разработка и совершенствование существующих методов расчета и виброакустических параметров с использованием численных методов и векторной анимации (мультимедийных технологий), учитывающих особенности рамных, пластинчатых, оболоченных и других конструктивных элементов машин;

2. создание более эффективных материалов виброизоляторов и виброзвукопоглощающих конструкций с использованием принципов бионики и нанотехнологий, позволяющих изменять характеристики вибрации и шума в зависимости от режима работы транспортно-технологических машин;

3. разработка автоматизированных способов управления массовыми, жесткостными, диссипативными параметрами виброзвукозащитных элементов и систем на машинах при работе на различных режимах.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК