книги из ГПНТБ / Разумовский М.А. Борьба с шумом на тракторах

двигатели с усовершенствованным законом подачи тоіі^ лива — двухфазным впрыском (AtAf<2). Наиболее же­

стко и шумно работают дизели с объемным смесеобра­ зованием и неразделенной камерой (AtAf> 2). ?

Уровни шума двигателей при газодинамических ВЪв-; мущениях в цилиндрах во многом зависят от акустиче­ ской активности деталей, воспринимающих давление,. » характеристик каналов распространения колебаний во

Рис. 64. Относительные спектры скорости крутильных колебаний носка коленчатого вала двигателя Д-240 (2200 об/мин)■':

Г—холостой ход; 2—работа под нагрузкой (ре =0,7 МПа)

конструкции двигателя. С точки зрения акустических Из­ лучений менее чувствительными к газодинамическим воз­ мущениям являются тяжелые тихоходные тракторные дизели с удельной массой более 13 кг/кВт, например дви­ гатели Д-48, А-41.

Основными проводниками звуков от сгорания явля­ ются кривошипно-шатунный механизм, гильзы и головка цилиндров. Как показывают исследования за рубежом [77], у современных дизелей в диапазоне частот 0,8— 2,0 кГц основным каналом является кривошипно-шатун­ ный механизм, а на частотах свыше 3 кГц — гильзы и го­ ловка цилиндров.

При увеличении нагрузки, а также несовершенном процессе, например при увеличении его жесткости иЗ-эа большого опережения начала подачи топлива, роль крЯ- вошипно-шатунного механизма как канала распростра­ нения звука возрастает. В этих случаях отмечается уве­ личение высокочастотных крутильных колебаний носка коленчатого вала (рис. 64), которые, распространяясь на

143

распределительные шестерни, становятся одной из глав­ ных причин повышенного шума при их работе.

, . У-тракторных дизелей с турбонаддувом наиболее шумный процесс с широким спектром наблюдается на частичных режимах нагрузки (рис. 65). Здесь особенно заметно проявляются несоответствие угла опережения впрыска и акустическое несовершенство процесса. Учи­ тывая специфику эксплуатации двигателей на универ-

они основную часть времени работают на частичных ре­ жимах нагрузки), необходимо стремиться обеспечить более совершенный процесс на промежуточных режимах. Это должно приниматься во внимание при совершенство­ вании камер сгорания, выборе и назначении угла опере­ жения начала подачи топлива, в перспективных работах по созданию механизмов его автоматического регулиро­ вания и совершенствования закона подачи топлива.

Уменьшение жесткости рабочего процесса приводит к уменьшению общего шума двигателей. Получаемый при этом эффект будет зависеть от уровней шума других источников. У легких быстроходных тракторных дизелей за счет совершенствования рабочего процесса общий шум может быть снижен на 2—3 дбА. В отдельных поло­ сах спектра шума двигателей эффект может быть значи­ тельно больше (см. рис. 26).

Уменьшение шума кривошипно-шатунного и клапан­ ного. механизмов. Главной причиной высокочастотного шума, излучаемого при работе кривошипно-шатунного механизма дизелей, являются импульсные возмущения при перекладке поршней [37, 38, 53]. Импульсные возму­ щения при потере контакта в подшипниках у современ­ ных дизелей возможны лишь при значительном форси­ ровании скоростного режима («>3000 об/мин).

,144

Энергия возмущений и интенсивность излучаемого шума при перекладке поршней зависят от величины теп­ лового зазора, угловой скорости, массы поршня и его конструктивных особенностей — размерных соотношений.

Для уменьшения угловой скорости поршня и энергии соударений при перекладке применяются следующие Конструктивные приемы:

смещение оси поршневого пальца (дезаксаж) в сто­ рону вращения коленчатого вала;

приближение центра инерции к оси поршня с целью уменьшения плеча силы относительно оси вращения;

выполнение минимальным отношения A/L — монтаж­ ного зазора между цилиндром и нижней частью юбки поршня к длине юбки.

Оптимальное значение дезаксажа у современных ди­ зелей составляет до 0,03D (D — диаметр цилиндра). Для каждого конкретного двигателя оптимальный дезаксаж может быть наиболее точно подобран эксперименталь­ ным путем, например с помощью опытных поршней со специальными вставками в бобышках [53], позволяю­ щими изменять дезаксаж в процессе исследований.

Увеличение длины юбки поршня приводит к уменьшеннию энергии возмущения и шума при перекладке. Кроме того, удлинение юбки дает возможность уменьшить и ве­ личину монтажного зазора А в связи с тем, что темпе­ ратура в нижней части удлиненной юбки будет меньше. Увеличение длины юбки ограничено нежелательным сме­ щением при этом центра инерции от оси вращения.

У поршней современных дизелей оптимальное значе­ ние длины юбки с точки зрения шумности механизма должно быть в пределах (1,0—1,25)D, а значение A/L у менее шумных механизмов составляет 0,1-ІО-3. Боль­ шинство дизелей отечественных сельскохозяйственных тракторов имеют поршни с длиной юбки (0,8—0,9) Д т. е. имеющиеся здесь возможности уменьшения шума далеко не использованы.

Для уменьшения высокочастотного шума при работе клапанного механизма дизелей применяются различного типа приводы с компенсацией температурного изменения размеров деталей без обычных тепловых зазоров [52, 53]. Применение беззазорных приводов позволяет сни­ зить высокочастотные шумы клапанного механизма трак­ торных двигателей на 3—5 дб (см. рис. 28). Однако шум

клапанного механизма у тракторных двигателей обычно не является определяющим, поэтому сложные и дорого­ стоящие конструкции беззазорных приводов клапанов для тракторных двигателей пока распространения не по­ лучили ни у нас в стране, ни за рубежом. Совершенство­ вание механических приводов клапанов с точки зрения акустических излучений возможно путем уменьшения тепловых зазоров, массы деталей и их скорости в момен­ ты выбора зазоров и посадки клапанов.

Снижение энергии ударов при посадке клапанов в гнезда достигается путем уменьшения массы деталей и применения специальных профилей кулачков. В этой свя­ зи интерес представляют работы, выполненные на ГАЗ А. Я. Тарасовым [56]. Оптимальная по шумности скорость посадки клапана на автомобильных двигателях (0,0135 мм/град) достигнута путем корригирования про­ филя кулачка в месте, соответствующем посадке клапана в гнездо без изменения остальной части профиля.

Уменьшение шума зубчатых передач. Условия работы зубчатых передач в трансмиссиях тракторов по сравне­ нию с передачами в двигателях являются наиболее ти­ пичными, поэтому в начале рассмотрим способы умень­ шения шума трансмиссий.

Шум при работе зубчатых передач во многом зави­ сит от качества их изготовления й сборки [15, 17, 33]. Чем выше качество, тем меньше шум, уровень которого при улучшении качества в пределе стремится к уровню шума идеально изготовленной передачи. Всевозможные погрешности зацепления, обусловленные неточностями изготовления, сборки и условиями работы, приводят к повышенной шумности. Поэтому с полным основанием можно считать, что борьба за качество изготовления и сборки тракторных трансмиссий является одновременно и борьбой за уменьшение их шумности.

Совершенствование и использование современных технологических средств открывают возможности умень­ шить допуски на изготовление, увеличивать коэффициент перекрытия зацеплений, вводить шевингование и шли­ фовку зубьев после фрезерования, тем самым снижая шумность передач. Этому способствуют и такие конст­ руктивные мероприятия, как уменьшение зазоров между зубьями, увеличение модуля, фланкирование зубьев, применение шестерен с косыми и шевронными зубьями,

146

которые работают более плавно и по излучаемому шуму менее чувствительны к ошибкам в шаге зацепления. Применение; подшипников более высокого класса точно­ сти уменьшает возмущения от неровности беговых доро­ жек и зазоррв.

Причины повышенного шума зубчатых передач и спо­ собы его уменьшения показаны на рис. 66. Технологиче­ ские средства повышения качества изготовления зубча­ тых передач и механизмов здесь не рассматриваются, так как они достаточно полно излагаются в специальной литературе.

Режимы работы, на которых проявляется повышен­ ный шум отдельных передач, узлов и трансмиссии в це­ лом, а также причины повышенного шума могут быть выявлены при испытании головных образцов трансмис­ сий. При выдержанных технических условиях на изго­ товление и сборку деталей по существующим стандартам причинами повышенного шума чаще всего являются ре­ зонансные совпадения в каналах распространения шума, повышенная акустическая активность корпусных деталей, изгибные и крутильные колебания валов. Устранение этих причин является первостепенной задачей.

Для уменьшения интенсивности звуковых колебаний шестерен и валов при резонансных совпадениях могут применяться различные средства демпфирования и от­ стройки собственных частот колебаний. Демпфирование колебаний применяется в тех случаях, когда не удается вывести частоты собственных колебаний из диапазона частот интенсивных возмущений, а также , при интенсив­ ных колебаниях в результате допускаемых погрешностей зацепления. С этой целью на ступицу и обод шестерен наносят материалы с высоким внутренним трением или закрепляют специальные детали (кольца, втулки и т. п.), изготовленные из таких материалов. Шестерни выполня­ ют составными — с промежуточным элементом между зубчатым венцом и ступицей из резины, текстолита и других материалов. Конструкции таких шестерен и спо­ собы их изготовления могут быть очень разнообразными.

Исследования шума тракторных трансмиссий показы­ вают, что причиной повышенного шума часто являются резонансные изгибные колебания валов. Проверка на возможность резонансных колебаний валов может быть сделана еще в стадии проектирования. Собственная ча-

148

стота изгибных колебаний сложного вала (рис. 67) в комплекте с установленными шестернями определяется по методу Рэлея [57]‘ _________

Г п

Рис. 67. Схема к определению критической частоты изгибных коле­ баний вала

гиб і-го участка вала, м. Величина статического прогиба і-го участка вала рассчитывается обычными методами.

В рабочем диапазоне скоростей собственная частота изгибных колебаний вала не должна совпадать с часто­ той вращения (критическая скорость) и частотами пересопряжения зубьев шестерен. Отстройка собственной ча­ стоты производится влиянием на величину статического прогиба (изменение диаметра и длины вала, толщины ступиц и т. и.). Таким путем может быть ликвидирован повышенный шум на отдельных передачах.

Собственные частоты крутильных колебаний в трак­ торных трансмиссиях расположены обычно в диапазоне низких звуковых частот, так как, несмотря на высокую жесткость валов, приведенные массы обладают больши­ ми моментами инерции. Причинами повышенного шума

149

TJO

\

Рис. 68. Опытная конструкция упругого привода ведущей шестерни:

при крутильных колебаниях в передачах являются раз­ мыкание контактов между зубьями и удары в зацепле­ нии, цикличность нагрузки. Эти причины могут быть исключены путем введения упругих звеньев — демпфе­ ров, динамических гасителей крутильных колебаний, а также применением гидродинамических звеньев в транс­ миссии.

Способы влияния на акустическую активность кор­ пусных деталей трансмиссии были рассмотрены в начале п а р а гр а ф а . В качестве дополнительной меры для умень-

В-В

Рис. 69. Опытный шкив-гаситель крутильных колебаний:

/—шкив (сейсм ическая м а сса ); 2—упругий резино-металлический элемент; 3—ступица; 4-—ш айба

шения высокочастотных звуковых колебаний, передавае­ мых корпусным деталям от зубчатых зацеплений, валов и подшипников, можно применить звукоизоляцию стака­ нов подшипников. С этой целью между стаканами под­ шипников и корпусом трансмиссии устанавливаются не­ металлические втулки, обеспечивающие большой перепад акустических сопротивлений в канале передачи звуков и отражение последних к источнику.

Условия работы распределительных шестерен в дви­ гателях определяются конструктивными особенностями приводов — консольной установкой шестерен на валах,

151

вращающихся в подшипниках скольжения. При работе валы «плавают» в пределах зазоров в подшипниках, что еще больше усугубляется при увеличении зазоров в про­ цессе эксплуатации. Обеспечить расчетную кинематику заццпления при такой конструкции не представляется возможным, а получить уменьшение шума только за счет улучшения качества изготовления шестерен обычно не удается. Например, при испытаниях на двигателе Д-50 трех комплектов шестерен, изготовленных по различным классам точности, не было обнаружено никакой разницы в излучаемом шуме.

Рис. 70. Зависимости корректированного уровня и спектрограммы шума привода масляного насоса системы смазки двигателя при прокрутке:

ж уточным элементом из текстолита, б—спектрограммы ш ума при '*=1800 oojMun: 1—т = 2,5, 2 = 4 6 ; 2—т = 1 ,7 5 , 2 = 6 7

152