книги из ГПНТБ / Разумовский М.А. Борьба с шумом на тракторах
.pdf
|
|
|
Т абли ца |
6 |
||
|
Средние уровни шума тракторных дизелей |
|
|
|||
|
Номинальные мощ- |
|
Средний уровень |
шума, дСА |
||
|
Литровая мас |
|
|
|
||
Двигатель |
ность, л. с%(кВт) |
|
|
|
||
и скоростной ре |
са, кг/л |
эксперимент |
расчет |
|
||
|
жим, об/мин |
|
|
|||
Д-48 |
48(35) |
140 |
94 |
94,5 |
" |
|
1600 |
||||||
|
|
|
|
|
||
Д-37Е |
50(37) |
94 |
98* |
98,5 |
|
|
1800 |
|
|||||
|
|
|
|
|
||
Д-50 |
55(40) |
86 |
98 |
98 |
• |
|
1700 |
||||||
|
|
|
|
|
||
Д-60 |
60(44) |
86 |
99 |
99 |
|
|
1800 |
|
|||||
|
|
|
|
|
||
Д-240 |
75(55) |
88 |
100 |
100,5 |
|
|
2200 |
|
|||||
|
|
|||||
|
|
|
|
|
||
Д-240Т |
100(74) |
90 |
102,5 |
101,5 |
|
|
2200 |
|
|||||
|
|
|
|
|
||
Д-160 |
100(74) |
80 |
102,5* |
101 |
|
|
|
2200 |
|
||||
|
|
|
|
|
||
СМД-14 |
75(55) |
107 |
94,5* |
96,5 |
|
|
1700 |
|
|||||
|
|
|
|
|
||
А-41 |
90(66) |
125 |
96,5* |
96,5 |
|
|
1750 |
|
|||||
|
|
|
|
|
* Данные НИКТИД.
аэродинамического происхождения, тракторные двигате ли практически можно считать ненаправленными излу чателями. В то же время при узкополосном анализе шума с той или иной стороны часто выделяются отдель ные составляющие. Например, у двигателя Д-50 в спект рах шума с правой стороны выделяется составляющая в третьоктавной полосе 630 Гц, которая исчезает после остановки ротора центробежного фильтра очистки масла.
Шум процесса сгорания. От количества и характера подвода тепла — импульса нарастания давления и фор мы индикаторной диаграммы во многом зависят акусти ческие излучения двигателя. В работах В. Н. Луканина
50
[38, 39], подробно исследовавшего непосредственно шу мы процесса сгорания автотракторных двигателей, пока зано, что ширина спектра излучений зависит от энергии процесса и степени расширения спектра силы давления газов, т. е. чем более динамичен (жестче) процесс, тем более широким будет спектр акустических излучений.
У тракторных двигателей продолжительность им пульса нарастания давления сравнительно велика. Этим
Рис. 26. Спектрограммы шума двигателей Д-60 (а), Д-240 (б), Д-240Т (е) (шумы аэродинамического происхождения исключены,
г —1 м):
/—холостой ход, обороты номинальные; 2—режим номинальной мощности
4*
можно объяснить небольшое влияние нагрузки на высо
кочастотные излучения двигателя |
и соответственно об |
щие уровни шума. В то же время |
в некоторых полосах |
частот (на рис. 26 заштрихованы) |
шум процесса сгора |
ния определяет уровень звукового давления. Некоторое увеличение уровней звукового давления на частотах свыше 1 кГц с ростом нагрузки, как будет показано ни же, связано с шумом распределительных шестерен, который в свою очередь зависит от характера протека ния рабочего процесса.
С увеличением угла опережения впрыска топлива скорость нарастания давления dp/dt возрастает из-за увеличения продолжительности первого периода сгора ния и накапливания топлива в цилиндрах. Это приводит к расширению спектра газовых сил в сторону высоких частот и соответственно к увеличению интенсивности высокочастотного шума. У двигателей с газотурбонаддувом повышенный шум от процесса сгорания наблюдается на промежуточных режимах нагрузки (см. рис. 65), т. е. на этих режимах особенно заметно проявляется не соответствие опережения впрыска топлива оптимальному с точки зрения жесткости и шумности процесса.
Следует отметить трудности экспериментального ис следования влияния шума процесса сгорания на высоко частотный шум двигателя из-за высоких уровней шумов, создаваемых другими источниками. В. Д. Курнатов [36], применив метод анализа функции взаимной корре ляции сигналов от датчиков давления в цилиндре и вибрации на судовых двигателях, установил, что на низких частотах (до 340 Гц) нормированный коэффици ент взаимной корреляции превышает 0,5, т. е. роль процесса сгорания велика, что касается диапазона высо ких частот, то здесь его роль в шумообразовании незна чительна.
Шумы механического происхождения. Спектрограм мы шума, излучаемого кривошипно-шатунным и клапан ным механизмами, представлены на рис. 27 и 28. Запись спектрограмм производилась при прокрутке механизмов электробалансирной машиной стенда. Масло в систему смазки двигателя подавалось специальным насосом с электрическим приводом, который устанавливался в другом помещении. При прокрутке клапанного механиз ма для уменьшения шумового фона шатунно-поршневые
52
комплекты демонтировались, а привод кулачкового вала от коленчатого вала двигателя осуществлялся через шестерни с промежуточным элементом из резины между ступицей и зубчатым венцом.
При прокрутке кривошипно-шатунного механизма че тырехцилиндрового тракторного двигателя в спектро граммах шума отмечается высокий уровень на частоте перекалки поршней, соударений в подшипниках и изме нения неуравновешенных сил инерции. Звуковая энергия низкочастотных излучений двигателя при прокрутке
Рис. 27. Спектрограммы шума кривошипно-шатунного механизма двигателя Д-240 при прокрутке (r= 1 м):
1—л=2200 Обімин; 2—1800 об/мин; 3—1600 об/мин
Рис. 28. Спектрограммы шума |
клапанного механизма при прокрутке |
||
(«=1800 |
обімин, |
1 м) : |
|
/ —теплово'Т зазор 1 мм; |
2—зазор |
0,25 мм; 3—зазор 0,05 мм |
' |
53
кривошипно-шатунного механизма значительно выше, чем при обычной работе двигателя. Газовые силы меня ют характер работы механизма: суммарные силы, дейст вующие на механизм, в этих случаях носят более слож ных характер и отличаются от действующих сил при прокрутке как по амплитуде, так и по знаку, при этом число перекладок поршней и соударений в шарнирных соединениях за полный цикл может изменяться (умень шаться). Поэтому судить о низкочастотных излучениях двигателя по результатам измерений шума при прокрут ке кривошипно-шатунного механизма не представляется возможным. То же можно сказать и об абсолютной вели чине высокочастотных излучений. Однако результаты анализа шума при прокрутке дают возможность в пер вом приближении оценить влияние скоростного режима работы, выявить диапазоны частот наибольшей акустиче ской активности двигателя и самого механизма, охарак теризовать каналы распространения звуковых колебаний.
Как видно из рис. 27, при увеличении скоростного режима и энергии соударений между Деталями в меха низме возрастает средне- и высокочастотный шум. Основ ная энергия излучений здесь сосредоточена в октавах 0-25 2 кГц, при этом наибольшие уровни звукового давления отмечаются в октавной полосе 0,5 кГц на всех скоростных режимах работы. Очевидно, что существен ное увеличение уровней звукового давления в октавах 0,25 и 0,5 кГц при увеличении нагрузки и роли процесса сгорания (см. рис. 26) связано также с акустической ак тивностью двигателя при возмущении и передаче звуко
вых колебаний через детали кривошипно-шатунного ме ханизма.
По данным НИКТИД, у тракторных двигателей с воздушным охлаждением наибольшие уровни звуковых давлений при прокрутке кривошипно-шатунного меха низма наблюдаются в октавных полосах 1; 2 и 4 кГц с максимумом в полосе 2 кГц. Смещение максимума в сторону высоких звуковых частот по сравнению с двига телями водяного охлаждения объясняется прежде всего конструктивными особенностями и диапазоном частот
акустической активности излучающих деталей двигате лей воздушного охлаждения.
В отличие от кривошипно-шатунного механизма шум клапанного механизма при прокрутке (рис. 28) близок к
реальному шуму, который он вносит в общий шум при работе двигателя. Следует отметить более широкий спектр интенсивных акустических излучений при работе клапанного механизма. Как видно из рис. 28, эти излуче ния особенно на высоких частотах во многом зависят от величины теплового зазора. В то же время на работаю щем двигателе (Д-60, Д-240) увеличение теплового зазора не приводит к изменениям в спектре излучаемого шума, так как в этих случаях шум клапанного механиз ма маскируется шумом других источников.
На интенсивность звуковых излучений клапанного механизма влияет скоростной режим работы. При увели чении числа оборотов в минуту с 1800 до 2200 при нор мальном тепловом зазоре уровни звукового давления в октавах 1 кГц и более увеличиваются на 2—3 дб.
Одним из главных источников шума механического происхождения тракторных двигателей могут быть шестерни распределения (рис. 29). Как видно из сопо-
Рис. 29. Схема механизма распределительных шестерен дизеле» Д-50, Д-60, Д-240:
1—2—шестерни привода масляного насоса системы смазки; 3—4—5—6—привода распределительного вала и гидронасоса усилителя руля; 3—6—7—8—9—привода топливного насоса и пнев.мокомпрессора (Д-240)
55
ставления спектрограмм воздушного шума двигателя Д-50 и шума в зоне распределительных шестерен (рис. 30), они определяют уровни звукового давления в спектрах шума двигателя в диапазоне частот 0,9—3 кГц и общий уровень шума по шкале А. То же наблюдается у двигателей Д-60 и Д-240.
Рис. 30. Спектрограммы шума двигателя Д-50 при работе на номи
нальном режиме (а) и шума у крышки распределительных шесте рен (б):
/—угол опережения начала подачи топлива |
соответствует ТУ; 2—угол увели |
чен на 6° |
|
Для количественной оценки звуковой мощности, вно симой распределительными шестернями в общий шум двигателя Д-50, определялась коррелированность акусти ческих сигналов в отмеченной выше полосе частот — шума под крышкой распределительных шестерен с шу мом двигателя на расстоянии 1 м с левой и правой сто роны при работе на номинальном режиме. С помощью коррелятора были получены функции взаимной корреля-
56
дии, приведенные на рис. 31. Из графиков функций вид но, что при т = 0 коэффициенты корреляции соответствен но равны 0,90 и 0,86, т. е. основную долю звуковой мощ ности в диапазоне частот 0,9—3 кГц в общий шум двига теля вносят распределительные шестерни: соответственно 90 и 86% от общей звуковой мощности.
На рис. 32 приведены спектрограммы шума отдель ных приводов, записанные на режимах прокрутки. При
Р х.Г О
Рис. 31. Функции взаимной корреляции:
а —шума под крышкой распределительных шестерен и шума двигателя слева (г=1 м ); б—шума под крышкой распределительных шестерен и шума дви гателя справа
исследовании каждого привода все остальные приводы и источники шума отключались. Нагрузка создавалась приводимыми механизмами, при этом для уменьшения шумового фона во время испытаний привода распреде лительного вала клапаны регулировались без зазора так, что они не садились в гнезда, а при испытаниях при вода топливного насоса форсунки устанавливались в зву коизолированный сосуд. Подача масла при прокрутке приводов производилась от специального насоса с элек трическим приводом.
57
Из спектрограмм шума видно, что максимум излуче ний при работе всех приводов расположен в одном и том же диапазоне частот 0,9—3,0 кГц. Наиболее высокие уровни звукового давления создает автономный привод системы смазки двигателя, у которого основная частота пересопряжения зубьев шестерен (4) на данном режиме составляет 1400 Гц. У остальных приводов, осуществляе мых через промежуточную шестерню, в полосе частот с
200 |
500 |
1000 |
2000 |
5000 |
10000 Гц |
Рис. 32. Спектрограммы |
шума приводов при |
поочередной прокрутке |
|||
|
|
(п =1800 |
об/мин): |
|
|
/ —привода масляного |
насоса системы смазки; 2—привода распределительного |
||||
вала и |
гидронасоса; 3—привода топливного насоса' |
максимальным уровнем звукового давления расположе на вторая гармоника частоты пересопряжения зубьев (/2=4200 Г ц ). Эти частоты возмущений расположены в полосе частот наибольшей акустической активности кор пусных деталей двигателя (см. рис. 41) и крышки рас пределительных шестерен.
На изменение скоростных и нагрузочных режимов по интенсивности излучаемого шума приводы реагируют по-разному. Так, например, шум привода топливного насоса возрастает с увеличением нагрузки (подачи топ лива) . Увеличение нагрузки на привод масляных насосов за счет увеличения сопротивления и давления в системах приводит обычно к уменьшению излучаемого шума, что обусловлено демпфирующим действием масла на рабо чие шестерни насосов. При увеличении числа оборотов в
58
минуту интенсивность шума обычно возрастает. Уровни звукового давления уменьшаются во всех случаях, если скоростной режим изменяется настолько, что основ ная частота пересопряжения зубьев в приводе масляного насоса или вторая гармоника частоты пересопряжения у остальных приводов выходит из полосы частот наиболь шей акустической активности корпусных деталей.
На шум распределительных шестерен существенное влияние оказывают нагрузочный режим работы двига теля и жесткость рабочего процесса: при увеличении нагрузки и угла опережения подачи топлива шум возра стает (см. рис. 26 и 30). Это обусловлено увеличением крутильных колебаний носка коленчатого вала, ведущей шестерни и крутильных колебаний в приводах. Последние замерялись во время опытов с помощью электродинами ческого датчика крутильных колебаний.
Сопоставление результатов спектрального анализа шума у шестерен при одновременной работе приводов топливного насоса и клапанного механизма на режимах прокрутки и работающем двигателе (привод масляного насоса системы смазки отключен) показывает, что час тотные диапазоны, в которых наблюдаются наибольшие уровни звукового давления, в обоих случаях полностью совпадают. Что касается абсолютной величины уровней звукового давления, то при работающем двигателе они значительно выше из-за интенсивных крутильных коле баний в приводах и практически соизмеримы с уровнями звукового давления, создаваемого приводом масляного насоса системы смазки.
Шум вспомогательных механизмов. Влияние шума топливоподающей аппаратуры и агрегатов системы смаз ки на общий шум двигателя может быть оценено путем сравнения спектров шума вблизи механизмов при их прокрутке и на работающем двигателе.
На рис. 33 приведены спектрограммы шума вблизи топливного насоса УТН-5 при его прокрутке на двигате ле Д-50 (полная подача топлива, впрыск в звукоизолиро ванный сосуд) и при работе двигателя на номинальном режиме. Как видно, топливный насос излучает интенсив ный высокочастотный шум, который, однако, при работе двигателя значительно перекрывается шумом от других источников, из-за чего на общий шум двигателя он пра ктически не влияет.
59