
книги из ГПНТБ / Разумовский М.А. Борьба с шумом на тракторах
.pdfлше расчетным путем для низко- и высокочастотных диа пазонов. При расчетах и построении низкочастотного диапазона спектров принималось а = 0,6 для процесса впуска и а = 0,8 для процесса выпуска. Удовлетворитель ное г-совпадение рассчитанных спектров с эксперимен тальными позволяет использовать их для расчетов звуко воро.; поля трактора, шума в кабине и требуемых харак-
Рис. 50, Спектрограммы и расчетные спектры шума процесса впуска
(а) (г=0,25 м) и выпуска (б) (г=0,5 м) без заглушающих устройств при работе дизеля Д-240 на номинальном режиме
іеристик заглушающих устройств. При необходимости они' легко могут быть пересчитаны в октавные.
• Применение на двигателях сельскохозяйственных тракторов турбонаддува приводит к изменению характе ра колебательных процессов в системах впуска и выпуска и-.характеристик излучаемого шума. При умеренном над дуве избыточное давление воздуха после компрессора до стигает 0,05 МН/м2, а давление перед турбиной —
too
0,06 МН/м2. В связи с этим увеличивается постоянная составляющая объемной скорости газового потока и уменьшается избыточная работа импульсов при наполне нии и очистке цилиндров, что в свою очередь приводит к снижению шума в широком диапазоне частот (см. рис. 20). Величина уменьшения шума выпуска из-за демпфи рования, вносимого турбиной, приближенно определяет ся из выражения
AL — lO lg-^- дб, |
(55) |
" Р2 |
|
где рі — избыточное давление перед турбиной; р2— из быточное давление после турбины. По этой же формуле ориентировочно может быть определена величина умень шения низкочастотного шума при впуске: вместо рі в формулу подставляется значение избыточного давления после компрессора, а вместо р2— абсолютная величина разрежения до него.
Вспектрах незаглушенного шума выпуска двигателя
стурбокомпрессором выделяется высокочастотная то нальная составляющая, обусловленная работой турбины (5 ),—- сиренный шум (см. рис. 20), звуковая мощность
которого Р ~ п \ cfT [1], где пт— число оборотов в секун ду колеса турбины, а dT — его диаметр, м. Средний уро вень звукового давления сиренного шума осевой турби ны на расстоянии г м от отверстия выпускной трубы мо жет быть приближенно определен по формуле
ь т= m g K - ^ - д б . |
(6 6 ) |
Здесь К — коэффициент подобия для выпускных систем с турбиной без заглушающих устройств. При выполнении расчетов применительно к тракторным двигателям со стандартными турбокомпрессорами (работа в зоне ма ксимального к.п.д.) его значение может быть принято равным 6,5-ІО2.
В шуме процесса впуска без заглушающих устройств шум вращения при работе центробежного компрессора обычно не проявляется (см. рис. 24). При работе двига теля с большими нагрузками в высокочастотном шуме впуска преобладают вихревые шумы и шумы от неодно
101
родности потока, которые хорошо заглушаются комплек том воздушных фильтров.
Построение ориентировочного спектра шума выпуска двигателя с турбонаддувом при работе без заглушающих устройств может быть выполнено следующим образом. Вначале рассчитывается спектр низко- и высокочастот ного шума, как для обычного выпускного тракта, без учета уменьшения шума турбиной. Затем полученный спектр смещается вниз по графику на величину, опреде ляемую по формуле (55). Уровень звукового давления сиренного шума определяется по формуле (56).
При обычных скоростях вращения турбокомпрессоров тракторных двигателей порядка 40000—60000 об/мин тональные составляющие по частоте выходят за преде лы нормируемого диапазона и располагаются в октавной полосе со среднегеометрической частотой 16 кГц. По имеющимся данным [18], безопасный уровень звукового давления на рабочем месте на частотах 16—18 кГц со ставляет 85—90 дб. Исходя из этого, могут быть опре делены необходимые характеристики заглушающих устройств сиренного шума.
Вентиляторы системы охлаждения. В спектре шума вентиляторов системы охлаждения двигателей наблюда ются полосы частот, в которых уровни звукового давле ния соизмеримы с уровнями излучений главных источни ков шума на тракторах. Поэтому при выполнении аку стических расчетов особый интерес представляет определение частотного диапазона и уровней максималь ных излучений при работе вентиляторов.
На тракторных двигателях применяются преимущест венно осевые вентиляторы, создающие воздушный поток со скоростями до 50—60 м/с. Излучаемый ими шум по характеру возмущения можно разделить на следующие составляющие:
шум вращения; шум от неоднородности потока; вихревой шум; механический шум.
Шум вращения возникает от силового воздействия ло пастей вентилятора на воздушную среду. Максимум на правленности этого шума — под углом ~ 1 1 0 ° к оси вен тилятора, а минимум — по его оси [33]. Частота шума вращения определяется из выражения (5).
102
Шум от неоднородности потока возникает в резуль тате турбулентных пульсаций набегающего потока и осо бенно проявляется при наличии направляющего аппара та у вентиляторов двигателей воздушного охлаждения. Этот шум имеет одинаковую природу с вихревым шумом и подчиняется одним и тем же законам.
Частота наиболее интенсивного вихревого шума явля ется частотой срыва вихрей, зависящей от скорости по тока и поперечных размеров лопастей:
/8 = Sh — ^---- k Гц, |
(57) |
b sin а |
|
где Sh — число Струхаля; b — поперечный размер лопа сти; а — угол установки лопастей; k —l, 2, 3, ... Для плос ких лопастей по аналогии с пластинами Sh = 0,18-—0,2.
Максимальные уровни в спектре вихревого шума имеют первые гармонические составляющие, хотя его спектр сплошной в широком диапазоне частот.
Механический шум, составляющие которого кратны частоте вращения вентилятора, зависит от качества изго товления, балансировки, зазоров в подшипниках и т. п. У современных тракторных двигателей в результате про водимой балансировки в динамическом режиме механи ческие шумы вентиляторов не велики.
При расчете уровней шума различных вентиляторов обычно пользуются закономерностями и формулами, по лученными Е. Я- Юдиным [8 , 6 6 ]. Звуковая мощность вихревого шума, превалирующего в общем шуме венти ляторов тракторных двигателей на высоких частотах, определяется по формуле
Рв = к |
u6D2, |
(58) |
с3 |
|
|
где X — коэффициент, учитывающий форму лопастей, на |
||
правление потока и аэродинамические критерии |
Рей |
|
нольдса и Маха; и — окружная |
скорость крыльчатки; |
|
D — диаметр крыльчатки; р и с |
— соответственно |
плот |
ность и скорость звука в воздухе. При выполнении ори ентировочных расчетов применительно к вентиляторам, распространенным на тракторных двигателях, можно принимать х = (8-7-11) • ІО-5.
Уровень звукового давления шума вращения венти ляторов часто выделяется в спектрах над остальным шу
103
мом на 6 — 8 дб. Его можно приближенно рассчитать по формуле, полученной на основании закономерностей, установленных Л. Я- Гутиным и А. Демингом:
|
6+ "Т т |
|
LBP = |
lO lg/С я— -------дб, |
(59) |
|
г2 |
|
где и — окружная |
скорость крыльчатки, м/с; |
т — число |
лопастей; г — расстояние от центра крыльчатки, м. При менительно к расчету вентиляторов тракторных двигате лей К п = (1 -е З) • 10~7.
Из формул (58) и (59) видно, что основным факто ром, влияющим на шум вентиляторов, является окруж ная скорость крыльчатки и для уменьшения шума необ ходимо стремиться ее уменьшить. При сохранении заданной производительности вентилятора и параметров охлаждения двигателей это достигается главным обра зом за счет уменьшения скорости вращения крыльчатки при увеличёнии числа лопастей, площади радиатора и некоторого увеличения диаметра крыльчатки. Уменьше ние шума вентиляторов двигателей воздушного охлажде ния достигается также за счет уменьшения неоднородно сти потока путем соответствующего подбора числа лопа ток направляющего аппарата (zn.a>zK), параметров и места установки защитных решеток [38].
10.Определение характеристик шумов механического происхождения
Сточки зрения акустических расчетов главные источ
ники шумов механического происхождения — двигатели и силовые передачи являются наиболее сложными. Стро гий математический расчет их излучений практически невозможен из-за весьма ограниченных возможностей определения расчетным путем механического импеданса (см. выражение (24)) таких сложных по конфигурации деталей, как блоки и головки цилиндров, корпусные де тали трансмиссии и т. п., которые являются основными излучателями воздушного шума. В лучшем случае в ре зультате упрощений, например при представлении их в виде комплекса осцилляторов [16], удается в первом приближении определить границы диапазона частот наи-
104
большей акустической активности. Поэтому в практике борьбы с шумами на транспортных средствах с двигате лями внутреннего сгорания и механическими трансмис сиями при расчетах шумовых характеристик этих источ ников применяют принципы подобия и упрощенные эмпирические зависимости.
Двигатели. Анализ результатов экспериментальных исследований воздушного шума тракторных двигателей показывает, что основная зона акустических излучений сосредоточена в октавных полосах 0,5; 1; 2 и 4 кГц с пре валирующими уровнями в октавах 1 или 2 кГц, т. е. из лучения являются высокочастотными, определяющими корректированный уровень звукового давления и звуко вой мощности. В этом диапазоне частот отмечается наи большая акустическая активность корпусных деталей (см. рис. 41), а излучаемый шум является следствием импульсных возмущений (см. табл. 7) от газовых сил при сгорании топлива в цилиндрах и ударов при перекладке поршней, выборе тепловых зазоров и посадке клапанов в гнезда, пересопряжении зубьев в механизме распреде лительных шестерен. Все эти возмущения имеют широ кий высокочастотный спектр.
Низкочастотные излучения, обусловленные гармони ческими и полигармоническими возмущениями от инер ционных и газовых сил, в общем шуме двигателей не ве лики. Это объясняется низким акустическим к.п.д. тракторных двигателей как излучателей низкочастотных звуков, поскольку их линейные размеры в этих случаях значительно меньше длины излучаемых волн. В спектрах звуковых вибраций двигателей, наоборот, низкочастот ные составляющие от названных возмущений по уровням амплитуд обычно превалируют над высокочастотными (см. рис. 16). Их распространение на детали с большими поверхностями (облицовки, панели кабины) приводит к увеличению низкочастотного шума на тракторах.
На основании анализа модели I (см. параграф 6 ), выражений (22) — (24) и опытных данных уровень вы сокочастотных акустических излучений тракторных дви гателей можно выразить функцией следующих основных параметров:
L = Ф(п, рі, Ѵа, М), |
(60) |
где п — число оборотов коленчатого вала в единицу вре мени; рі — среднее индикаторное давление; Ѵл — лит
105
раж двигателя (полный рабочий объем цилиндров); М — масса двигателя. Первые две переменные характеризуют эффективные показатели двигателя и в определенной степени возмущающие силы, а последние — его размер ные и весовые показатели, которые во многом опреде ляют акустическую активность конструкции.
Из известных эмпирических зависимостей для расче та характеристик шума дизельных двигателей, предло женных у нас в стране и за рубежом [25, 52, 70, 71], наи более полно отвечает функции (60) формула ЦНИДИ для расчета общего уровня звукового давления на рас стоянии 0,5 м от корпусных деталей двигателя
Ьлв = 8,32 lgD2'3«3'1/ + 20 lg Q + 35 дб, |
(61) |
где k — коэффициент, учитывающий конструктивные осо бенности дизеля (для рядных двигателей k = \, для Е-образных &= 0,75); D — диаметр цилиндра, м; п — число оборотов в минуту; і — число цилиндров; Q — ко эффициент, учитывающий возмущение от газовых сил.
Значение коэффициента Q рекомендуется определять из выражения
Q =
Здесь ре— среднее эффективное давление, кгс/см2; г — коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей z = 0 ,5, а для двухтактных z= 1 ).
Формула (61) получена на основании анализа стати стических данных по судовым дизелям. Ее применение для расчетов воздушного шума тракторных дизелей дает существенно завышенные результаты (на 5— 8 дб), т. е. применительно к тракторным дизелям требуется коррек тирование постоянных в формуле, поскольку в ней не учитываются весовые соотношения.
Учитывая функциональную зависимость (60) акусти ческих излучений двигателей от механических и газоди намических возмущений, средние уровни шума однотип ных двигателей могут быть определены из выражения
(6 2 )
106
где L0, п0, |
Pi0, |
m Vo — соответственно средний уровень |
шума, частота |
вращения, среднее индикаторное давле |
|
ние, масса, |
отнесенная к рабочему объему эталонного |
|
двигателя |
данного типа; Ьяв, п, ри тѵ — соответствую |
щие параметры двигателя; а, Ь, с — постоянные для дан ного типа двигателей.
На основании анализа результатов эксперименталь ных исследований шума тракторных дизелей автором были определены значения постоянных а, Ь, с в выраже нии (62) и получена формула для расчета среднего уров ня шума тракторных дизелей на расстоянии 1 м от кор
пуса |
ГДЕ = В +10 (lg пар \— lg ту) . |
|
|
|
|
или |
_ |
|
|
І (л)да- 5 - 1 0 (lg n3/>?’55 - lg mir-5) дбА, |
(63) |
где В — постоянный член (5 = 31 дбА)\ п — число оборо тов в минуту; рі — среднее индикаторное давление, МПа\ тѵ — масса двигателя, отнесенная к рабочему объему (литражу), кг/л.
Значение постоянного члена В в формуле (63) опреде ляется из выражения
В = 10(clgm^ 0 — ö lg « 0 — &lgp(f) + Z(A),дбА.
Формула (63) дает хорошее совпадение рассчитанных по ней и полученных экспериментальным путем средних уровней шума четырехтактных тракторных дизелей, включая двигатели воздушного охлаждения (см. табл. 6 ). При этом расчет может быть выполнен для любого ско ростного и нагрузочного режима работы двигателя.
Для построения ориентировочных спектров высоко частотных излучений тракторных дизелей от газодина мических и механических возмущений может быть ис пользован усредненный относительный спектр, приведен ный на рис. 51. Уровень звукового давления в октавной
полосе Li = L(А)дв—АLj, где L(A)rb— средний уровень шу
ма, определяемый по формуле (63).
Переход от средних уровней звукового давления на расстоянии 1 ж от двигателя к уровням звуковой мощ ности на опорном радиусе эквивалентной полусферы, равном 1 м, необходимый для выполнения различных
107
акустических расчетов, может быть выполнен по фор муле
Lp — LRB -)- 10 lg |
(/ -j- 2)(b ~r 2h -f- 4) дб, (64) |
где l, b, h — соответственно длина, ширина и высота кор пуса двигателя, м.
Рис. 51. Осредненный относительный спектр для построения октав ного спектра шума двигателя
В тех случаях, когда известны параметры вибраций двигателя, для расчета мощности акустических излуче ний В. Н. Луканиным [38] предложена формула
|
р = |
Р |
cSQfW |
У |
pcs,о*, |
(65) |
|
|
|
2 |
|||||
|
|
|
|
с |
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где 5 |
и S{ — соответственно |
общая |
поверхность двига |
||||
теля |
и ее і-й участок; |
и и Ѵг — скорость колебательного |
процесса двигателя на подвеске и t-го участка его поверх ности.
Первый член формулы характеризует низкочастот ную составляющую акустической мощности, излучаемой при колебаниях двигателя на подвеске, а второй — t-м участком поверхности. Один из членов формулы, отно сящийся к впускной системе двигателя, здесь опущен.
Следует отметить, что на этапе проектирования опре деление скорости колебательного процесса отдёльных участков поверхности двигателя сопряжено с теми же трудностями, что и при определении общей функции преобразования возмущений в акустические излучения.
Расчет параметров низкочастотных вибраций трак торных двигателей и остова трактора под действием сил
108
и моментов (гармонические и полигармонические возму-1 щения) может быть произведен разными методами, при' анализе колебательной системы двигателя и трактора. В последнее время применительно к дизелям такая зада-1 ча решается методом импедансов [3, 4], который широко1 используется для решения задач колебательного движе ния механических систем.
Трансмиссии. На сельскохозяйственных тракторах наиболее распространены механические шестеренчатые' силовые передачи. Универсальность тракторов вызывает необходимость применения сложных многоступенчатых' передач. Достаточно сказать, что число ступеней перед него хода у них достигает 12—18, а количество пар зуб-' чатых зацеплений, одновременно передающих поток мощности к ведущим колесам,— 5—7 (без учета шесте рен дифференциала, многоколесных и других приводов); Разнообразие кинематических, схем и конструктивного' исполнения трансмиссий осложняют их классификацию с точки зрения акустических признаков и тем более акусти-’ ческий расчет.
Звуковые излучения силовой передачи являются след ствием работы зубчатых зацеплений, подшипников, изгибных и крутильных колебаний валов. Главными источ никами возмущения звуковых колебаний являются зуб
чатые зацепления. |
•> |
При работе зубчатых |
передач можно выделить три |
основных вида взаимодействия зубьев, обусловливаюіЩих возникновние звуковых колебаний: -
циклические нагрузки без разрыва контакта между зубьями (толчки);
удары между зубьями при наличии зазоров; относительное скольжение рабочих поверхностей. Перечисленные взаимодействия носят импульсный
характер. При изготовлении зубчатых передач с высокой точностью без зазоров, в том числе и при двухпарном зацеплении, это обусловлено упругими деформациями зубьев и перераспределением нагрузок при входе и выхо де их из зацепления. При относительном скольжении рабочих поверхностей импульсы возникают из-за измене ния направления тангенциальных сил трения на ѳкруж-' ности качения.
Продолжительность силовых импульсов при переСо-1 пряжении зубьев шестерен трансмиссии не велика, осо-
ш