
книги из ГПНТБ / Разумовский М.А. Борьба с шумом на тракторах
.pdfбенно у первых быстроходных пар, поэтому спектр возмущений является широкополосным. По данным СибВИМ [16], время взаимодействия зубьев в трактор ных коробках передач t~^t300 мкс, а ширина спектра воз мущений простирается до 3—4 кГц. Шероховатость зубь ев при относительном скольжении порождает еще более кратковременные импульсы.
Основная энергия акустических излучений от им пульсных возмущений проявляется на частоте пересопряжения зубьев и первых гармонических составляющих, кратных основной частоте зацепления (4). Частоты пересопряжения зубьев шестерен всех пар зацеплений на каждой передаче охватывают широкий диапазон — от 10—140 Гц у конечных передач до 700—1000 Гц у первой пары коробки передач. В спектрах шума на частотах зацеплений и их первых гармониках уровни звукового давления особенно велики, когда они попадают в зону наибольшей акустической активности корпусных деталей и валов. Это наблюдается обычно у наиболее быстроход ных пар.
При работе подшйпников качения также возникают импульсные возмущения из-за волнистости беговых доро жек, овальности тел качения и наличия радиальных за зоров [16, 33]. Наиболее высокую периодичность могут иметь импульсы от волнистости дорожек и овальности тел качения при ширине спектра возмущений до 5 кГц.
Основными факторами, влияющими на величину эффективного звукового давления при работе зубчатой передачи, являются окружное усилие и окружная ско рость [73]
Рт ~ РХѴУ, |
(6 6 ) |
где Рт — эффективное значение звукового давления; Р и и — соответственно окружные усилие и скорость; х я у — коэффициенты, значения которых для зубчатых колес находятся в пределах: х = 0 ,6 — 1,2 ; г/= 0,5—1,1 .
Из выражения (6 6 ) следует, что звуковое давление в волне, излучаемой парой шестерен, пропорционально передаваемой мощности и не зависит от передаточного числа пары, при этом увеличение или уменьшение в оди наковое число раз Р или о на изменении звукового дав ления сказывается приблизительно одинаково.
На основании опытных данных и отмеченных выше закономерностей общий уровень звукового давления сложной механической трансмиссии трактора, выполнен ной в едином блоке, может быть представлен как фун кция
L = Ф(Ы, k, М), |
(67) |
где N— передаваемая мощность; k — число одновремен но работающих пар зубчатых зацеплений; М — масса трансмиссии. По аналогии с выражением (62) средний уровень звукового давления трансмиссии
£ ,Р = Ьхр, + іо L |
lg |
\ g J - |
_ Cllg - ^ Л |
(68) |
V |
N0 |
К |
mpa ) |
|
где LTPo, N0, ko, rtip0— соответственно средний уровень звукового давления, передаваемая мощность, число пар зацеплений и удельная масса эталонной трансмиссии (масса, отнесенная к номинальной тяге на крюке, опре
деляющей тяговый класс трактора); LTp, N, k, m p— соот ветствующие параметры трансмиссии; щ, Ь\, сі — посто янные для данного типа трансмиссий. После преобразо вания выражения (6 8 ) получаем
І тр = С + 10 (lg ЛЛ k '1- lgпф) дб. |
(69) |
Отсутствие достаточного количества данных акусти ческих испытаний трансмиссий затрудняет расчет коэф фициентов аи b1 и си особенно bь так как количество одновременно работающих пар зубчатых зацеплений определяет также ширину спектра излучаемого шума. На основании результатов испытаний весьма ограничен ного числа трансмиссий автором полученй упрощенная формула для ориентировочных расчетов среднего уровня шума на расстоянии 1 м от корпуса многоступенчатой механической трансмиссии пропашных тракторов при ра боте под нагрузкой
Ь{А)тр = С + 8,3 lg N — 19 lg тр дбА. |
(69а) |
Здесь С — постоянный член (С =118 дбА); N— переда ваемая мощность, кВт; тР — удельная масса трансмис сии, кг на 1 кН номинальной тяги на крюке.
ill
Ориентировочный октавный спектр шума трансмис сий в диапазоне частот максимальных излучений, необхо димый для прочих акустических расчетов, может быть построен исходя из следующих соображений. Наиболь ший уровень звукового давления обычно имеет место в октавной полосе, в которую попадает основная частота пересопряжения зубьев первой (самой быстроходной) пары шестерен. В соседних октавных полосах уровни звукового давления уменьшаются на 4— 6 дб в сторону низких и 1—3 дб в сторону высоких частот.
Г л а в а III
БОРЬБА С ШУМОМ В ИСТОЧНИКАХ
11. Глушение шума процесса выпуска
Требования к тракторным глушителям. Специфиче ской особенностью выпускных систем двигателей на уни версальных сельскохозяйственных тракторах является выпуск отработавших газов вверх над двигателем. Та кая компоновка обусловлена, с одной стороны, своей простотой, а с другой — противопожарными требования ми, учитывающими условия эксплуатации универсальных тракторов в сельском хозяйстве. При конструировании выпускных систем эти особенности компоновки ограни чивают длину выпускного тракта, габариты, объем и вес глушителей из-за необходимости обеспечения требований по обзорности, прочности и эстетике.
К глушителям шума выпуска тракторных двигателей предъявляются следующие основные требования: доста точное заглушение шума процесса выпуска в широком диапазоне частот; низкое аэродинамическое сопротивле ние; эффективное искрогашение; ограниченные габариты и вес; простота конструкции, обслуживания и низкая стоимость.
Необходимая характеристика заглушения шума вы пуска глушителем определяется из условия обеспечения допустимых уровней внешнего шума трактора и шума на рабочем месте (см. параграф 8 ). Для выполнения этих условий общее заглушение шума выпуска обычно должно быть не менее 15—20 дбА у тракторов с кабина ми и 22—26 дбА у тракторов без кабин. Установившимся можно считать требование к тракторным глушителям по аэродинамическому сопротивлению — допустимые потери мощности двигателем в пределах 1—1,5% при ухудшении экономичности не более чем на 2,5 мкг/(кВт-ч) .
8. Зак. 735 |
113 |
Эффективность искрогашения, оцениваемая по ре зультатам сравнительных испытаний, должна быть не хуже, чем у эталонных образцов глушителей-искрогаси телей, допущенных органами противопожарной охраны к эксплуатации в сельском хозяйстве.
Исходя из отмеченных ограничений габаритов трак торных глушителей, их объем обычно не превышает (1,5—2) Ѵл (Ил — общий рабочий объем цилиндров дви гателя— литраж), а масса—4— 8 кг.
Выполнение перечисленных требований к характери стикам глушителей, включая простоту и низкую стои мость при ограниченных объемах, является весьма слож ной технической задачей, а возможности использования зарекомендовавших себя глушителей (схем) в транспорт ном машиностроении для тракторов очень ограничены из-за специфических особенностей компоновки.
Элементы конструкций глушителей. Глушение шума процесса выпуска (впуска) основано на принципах по глощения и отражения звуковой энергии, теплообмена и интерференции звуковых волн. В практике глушения шу ма выпуска двигателей внутреннего сгорания применяют ся обычно сложные комбинированные глушители, кото рые состоят из отдельных ячеек — простых глушителей [8 , 33, 60, 65, 79]. По принципу работы простые глушите ли условно подразделяют на два типа —■активные и ре активные. Схемы простых глушителей и вид характери стик заглушения приведены на рис. 52.
Активные глушители в свою очередь подразделяются на глушители с параллельной и последовательной фрик цией. В первом случае ослабление шума происходит за счет поглощения звуковой энергии в материале набивки (облицовки) — рассеивание в порах и превращение в тепло. Во втором случае звуковая энергия необратимо расходуется на работу сил трения между звуковыми волнами в потоке газа и элементами трения в виде ре шеток, сеток и других деталей конструкции. Аналогами таких поглотителей энергии в электрических цепях-явля ются активные сопротивления.
Ослабление звуковой энергии в глушителях с набив кой из поглощающего материала при инженерных рас
четах оценивается по формуле А. И. Белова |
|
AL = 4,4 - 1 M L . дб, |
(70) |
d |
|
114
где f(a) |
— условный коэффициент звукопоглощения |
ма |
||||||||
териала |
набивки; |
I — длина активной части |
глушите- |
|||||||
теля, м; |
d — диаметр трубопровода, м. |
|
f(a) зави |
|||||||
Условный |
коэффициент |
звукопоглощения |
||||||||
сит от коэффициента звукопоглощения материала а: |
|
|||||||||
а . . . |
0,1 |
0,2 |
0,3 |
0,4 |
0,5 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
0,9 |
1,0 |
/( а ) ... |
0,1 |
0,2 |
0,35 |
0,5 |
0,65 |
0,9 |
1,2 |
1,6 |
2,0 |
4,0 |
Как видно из формулы (70), ослабление звука в ак тивном глушителе будет тем больше, чем выше погло-
пАктивные
L J 3 3 ® 5 a _ АL
/гг1і1 _іI I
Реактивные
m
J L
Рис. 52. Элементы глушителей и вид характеристик заглушения:
«—с параллельной фрикцией; б—с последовательной фрикцией; о—камерный; г и д—резонаторные
щающие свойства материала, больше длина и меньше диаметр трубы.
Глушители активного типа с набивкой из стекловаты, асбестового пухшнура, алюминиевой ваты и других ма териалов хорошо поглощают звуковую энергию в широ ком диапазоне частот. Смещение граничной частоты эф фективного звукопоглощения в сторону низких частот достигается за счет увеличения толщины слоя мате риала.
8* |
115 |
Несмотря на хорошие заглушающие свойства, глуши тели активного типа с набивкой в практике глушения шума выпуска двигателей применяются пока редко из-за более высокой стоимости, засоряемости набивки в про цессе эксплуатации и других недостатков. Значительно чаще используются активные глушители с последова тельной фрикцией как более простые и удобные в экс плуатации. Однако высокие заглушающие свойства у них достигаются обычно при более высоком аэродинами ческом сопротивлении.
Реактивные глушители, или, как их иначе называют, акустические фильтры, подразделяются на камерные и резонаторные (рис. 52). Они представляют собой изве стный в акустике резонатор Гельмгольца, подключае мый в выпускной тракт в первом случае последователь но, во втором — параллельно. Роль колеблющейся массы у такого резонатора выполняет масса воздуха в его гор ловине, а роль упругого элемента — объем воздуха в камере.
При работе камерного глушителя (рис. 52, в) в месте расширения газопровода создается большое волновое сопротивление — «волновая пробка», что в определенных диапазонах частот препятствует прохождению звука через глушитель. Граничная частота, начиная с которой камерный глушитель начинает эффективно работать, определяется по формуле
(71)
где с — скорость звука, ж/с; Fі — площадь поперечного сечения трубы, м2; I — длина горловины, м; Гк — объем камеры, м3. На основании этой зависимости определяют ся основные размеры камерного глушителя.
Ослабление шума однокамерным глушителем при распространении плоских волн в системе выпуска опре деляется из выражения
s\v?klK дб. (72)
Здесь пг = — — отношение площади сечения камеры F%
116
к площади сечения трубы /у, |
k = ---- — —волновое число; |
|
с |
Ік — длина камеры расширения. |
|
Как видно из рис. 52, характеристика уменьшения |
|
шума камерным глушителем |
то возрастает до макси* |
мальных значений, то спадает до нуля. Провалы наблю даются на тех частотах, когда длина глушителя равна
или кратна |
половине длины |
звуковой |
волны. Величина |
|||
максимального |
заглушения |
зависит |
от |
параметра |
т: |
|
чем больше |
т, |
тем больше |
затухание. |
Увеличение |
/к |
сдвигает частоту первого максимума в область низких частот, при этом область эффективного заглушения ста
новится уже. |
работает на |
Резонаторный глушитель (рис. 52, г и б ) |
|
основе принципа акустического короткого |
замыкания. |
При совпадении частоты звука с собственной частотой резонатора объемная скорость массы газа в горловине стремится к бесконечности, а акустическое сопротивле ние — к нулю. Иначе говоря, когда у горловины прохо дит уплотненный участок звуковой волны, резонатор от бирает и аккумулирует в себе энергию, а затем возвра щает ее разреженному участку волны. Таким образом он как бы сглаживает колебания, уменьшая их амплитуду.
Резонаторный глушитель эффективно работает на ча стотах, близких к его собственной частоте, а максимум заглушения отмечается на резонансной частоте, которая определяется по формуле
где К — проводимость отверстий резонатора; V — объем камеры, м3.
Проводимость отверстий резонаторного глушителя при инженерных расчетах определяется из выражения
К = |
nS |
(74) |
|
0,81/5 |
|||
|
|
Здесь 5 — площадь отверстия, м'2; п — количество отвер стий, а /отв — длина отверстия (толщина стенки тру бы) , м.
117
В выражении (74) ориентировочно учтено влияние присоединенной массы, так как фактическая масса, уча ствующая в колебательном движении, в горловине резо натора несколько больше той, которая определяется только размерами горловины. Более точный учет присо единенной массы при расчетах резонаторных глушите лей приведен в работах [8 , 54].
Приближенный расчет заглушения шума резонатор ным глушителем может быть выполнен по формуле
AL = |
101g |
|
|
а |
|
дб. (75) |
||
|
|
а“ ß2 |
н |
fjL |
||||
|
|
|
|
|
||||
|
|
RnF |
|
fr. |
f |
|
||
Здесь |
а |
активное |
сопротивление |
резонаторного |
||||
|
рс |
|||||||
|
|
|
F |
|
|
|
||
глушителя, а |
ß |
|
|
|
||||
реактивное сопротивление; |
||||||||
|
|
|
I |
КѴ |
|
|
|
|
|
R« = |
|
8р |
] 2 o)u |
‘•от8 , |
/ . |
лсі2 |
|
|
|
nndг |
d |
1 |
4а2 |
|||
|
|
|
|
|
|
|
где F — проходное сечение глушителя (трубы), м2; р —■ плотность газа, кг/м2; р — коэффициент кинематической вязкости газа; d — диаметр отверстия перфорации (гор ловины), м; а — расстояние между отверстиями, м.
Реактивные глушители отличаются простотой конст рукции и по сравнению с глушителями активного типа имеют обычно более низкое аэродинамическое сопротив ление. Однако при одинаковой ширине полосы заглуше ния они получаются более громоздкими.
Выбор параметров комбинированных глушителей.
Для уменьшения шума процесса выпуска в широком диапазоне частот из простых глушителей составляются сложные комбинированные схемы. Первоначальный вы бор параметров каждого элемента сложного глушителя производится на основании приведенных выше зависимо стей таким образом, чтобы характеристики их перекры вались и в общей характеристике заглушения не было бы провалов. Например, для получения равномерной ха рактеристики заглушения в случае использования не скольких последовательных камер их размеры и размеры
118
соединительных трубок выполняют различными, а гра ничная частота каждой ячейки подбирается такой, что бы перекрывались диапазоны пропускаемых частот со седними ячейками.
Расчет комбинированных схем реактивных глушите лей удобно выполнять, используя методы электрических аналогий. Элементы акустических схем выпускных (впускных) систем двигателей с глушителями и эквива лентные им электрические схемы приведены в табл. 9 [ 1 2 , 43, 63]. Аналогом звукового давления в электриче ских цепях является напряжение (или электродвижущая сила, если рассматривается возмущающее давление), а аналогом колебательной скорости — ток в электрической цепи.
Эквивалентные электрические схемы (цепи) сложных акустических систем составляются с использованием про стейших аналогов, приведенных в табл. 9. Расчетный ана лиз эквивалентных схем (исследование передаточных функций цепей) может производиться различными мето дами [7, 30, 33, 63]. Например, эквивалентная схема мо жет быть описана системой дифференциальных уравне ний, которые затем могут быть исследованы на анало говых и цифровых вычислительных машинах. Можно также выполнить физическое моделирование, т. е. прове сти натурные исследования эквивалентной электрической цепи с использованием генераторов электрических коле баний. В обоих случаях в основу подбора масштабных соотношений акустических и электрических величин мо жет быть положена аналогия простого резонаторного глушителя — резонатора Гельмгольца и электрического колебательного контура. Дифференциальные уравнения, описывающие эти схемы, имеют одинаковый вид
для акустической системы
тЛ + Rj> + СЛ = Pae'Wt>
для электрической схемы
|
Lq + |
Rq + |
q = |
Eaeiu>t, |
|
где g, |
£, g — соответственно колебательное смещение, ско- |
||||
рость и |
ускорение; |
q — заряд; |
q = |
dq |
, |
—L- — I — ток в цепи. |
dt
119