ИСТОЧНИКИ ШУМА Помакустика Классификация источников шума

ИСТОЧНИКИ ШУМА Помакустика

Классификация источников шума

Механический шум • Обусловлен колебаниями деталей и их взаимным перемещением Колебания возникают в некоторых элементах конструкций механизмов, а затем передаются по опорным связям на другие элементы, возбуждая вибрации и в них в результате -соударения; -трение качения; -трение -скольжения; -неуравновешенность вращающихся масс; -несоосность вращающихся деталей; -двоякая жесткость роторов; • Возбуждение механического шума носит ударный характер, при этом в излучающих системах возникает весь спектр их собственных частот.

Механический шум • Интенсивность излучаемого шума и характер его спектра зависят от массы соударяющихся деталей, скорости соударения (или вращения, качения и пр. ), модуля упругости этих деталей, площади излучения. • При значительных скоростях движения (соударения) спектр механического шума высокочастотный

Спектры шума некоторых источников 1 -Выпуск двигателя внутреннего сгорания (ДВС); 2 - корпус ДВС; 3 - гидронасос; 4 - вентилятор; 5 - трансмиссия; 6 – всасывание ДВС

АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ ШУМ ПРИЧИНЫ: -турбулентность потока; -пульсации давления и плотности среды; -срыв вихрей при относительном движении среды и тела; Характер спектра - высокочастотный

Гидродинамический шум ПРИЧИНЫ: -кавитация; -турбулентностьпотока; -пульсации давления и плотности среды; -срыв вихрей при относительном движении среды и тела Характер спектра - средне- и высокочастотный

Электромагнитный шум Источники : электромагнитные вызываются силами и вибрации, вращающимися моментами, которые магнитными действующими в воздушном зазоре электрической машины. Зависит от • частоты колебаний статора, • виброскорости, площади • свойств излучающей поверхности. Характер спектра среднечастотный. в основном низко- и

Шум и вибрации ударного происхождения • периодические удары различных элементов – например, поршня о втулку цилиндра, о головку шатуна, удары клапанных механизмов и т. д. интенсивность возникающих вибраций определяется величиной зазора (растет с его увеличением), а также величиной ускорения, присущего соударяющимся деталям.

• Чем меньше продолжительность кратковременного удара, тем богаче спектр вызываемых ими вибраций. Распространяясь по конструкции, вибрация вызывает интенсивные колебания тех элементов, собственные частоты колебаний которых совпадают с составляющими спектра ударной вибрации.

• В первый момент столкновения деталей деформации и напряжения локализуются в малом объеме материала, а большая часть механизма остается состоянии. Затем со в не-возмущенном скоростью звука возмущение распространя-ется по механизму. • • Средняя сила Fс, действующая на детали с приведенной массой m, определится • Fс= 2 m υ/ τ

• Величина звукового давления р находится из выражения р = F(t) ρc k (S rs)1/2 / Zм • где F(t) - переменная гармоническая сила, приложенная к некоторой точке конструкции; • k – коэффициент передачи (k = υ2 / υ1 ) • S – площадь поверхности излучения; • rs – коэффициент излучения, определяемый характером колебаний излучателя (rs <1). • • Zм - механическое сопротивление (импеданс0 (Zм= F(t) / v 1); • υ1 – скорость колебания в точке приложения переменной силы (υ1= ωξ); • ω - угловая частота периодической силы; • ξ –амплитуда колебаний в точке приложения переменной силы.

• Акустическая мощность источника ударного шума может быть приближенно определена по формуле • W= ρ c υ22 S rs • где υ 2 – скорость колебания точки, соприкасающейся со средой. • Шумность механизма определяется величиной действующей переменной силы, механическим сопротивлением колеблющегося тела, коэффициентом передачи звуковых вибраций от места возникновения к месту звукоизлучения, величиной поверхности излучения и ее излучающей способностью.

Шум, возникающий при дисбалансе вращающихся деталей • Источниками и причинами дисбаланса могут являться: • -неоднородности материалов вращающихся тел; • -несимметричность конструкции (неправильное распределение масс и отверстий, неравномерность полых деталей, неточность выбора допус-ков и посадок сочлененных деталей и т. п. ); • -дефекты монтажа (несимметричное распределение болтовых соединений составных вращающихся тел, биение от натяга шпонками, изгиб ли-ниивала при жестком сочленении);

• -деформация обработанных деталей (неравномерный нагрев и охлаждение при термической обработке деталей); • -внутренние термические напряжения (различные коэффициенты теплового расширения материалов сочленяемых деталей); -погнутость валов; -радиальное биение шеек вала; • -перемещение деталей под действием электрических сил (обмоток в электрических машинах); . • -неравномерность коррозий или износа деталей.

• Два вида дисбаланса – статический и динамический. • При статическом дисбалансе распределение плотности материала и технологических неточностей таково, что все неуравновешенные массы приводятся только к одной массе mп, смещенной относительно геометрической оси вращения детали на величину r Колебания механизма, вызванные статической неуравновешенностью ротора

В случае динамического дисбаланса все неуравновешенные • массы ротора приводятся к двум массам веса т1 и т2, лежащим в различных поперечных плоскостях I и II • Частота вибрации, вызываемая динамическим дисбалансом, определяется угловой скоростью вращения ротора • f = ω / 2π

Шум зубчатых передач. • Шум зубчатых передач вызывается колебаниями зубчатых колес и элементов конструкций, сопряженных с ними. Причинами этих колебаний являются: — взаимное соударение зубьев при входе в зацепление; — переменная деформация зубьев, вызванная непостоянством приложенных к ним сил; — переменные зацеплении. силы трения, возникающие в

Шум зубчатых передач • Спектр шума зубчатой передачи имеет дискретный характер с основной частотой, равной или кратной частоте вращения и числу зубьев: где z — число зубьев; n— частота вращения (об/мин); i= 1, 2, 3, . . . — натуральные числа.

• Основное влияние на интенсивность шума зубчатой передачи оказывают частота вращения и нагрузка. Ориентировочно это влияние может быть оценено по формуле для уровня звука (УЗ) зубчатой передачи: • где L 0 — начальный УЗ (L 0 = 40 -60 д. БА); и — окружная скорость (скорость движения точки на окружности) зубчатого колеса; N— передаваемая мощность; u 0, N 0 — пороговые значения (и 0 = 1 м/с, N 0= 1 к. Вт); k= 2, 0 -2, 5 (k получено из эксперимента). • При удвоении передаваемой мощности (нагрузки) шум в зубчатой передаче возрастает на 3 д. БА, а при удвоении скорости — на 6— 7 д. БА.

• Динамические процессы, возникающие в зубчатой передаче, приводят к деформации зубьев; динамические нагрузки превышают статические. нагрузки Отношение к максимальной статической называется коэффициентом динамичности, его значение составляет 1, 3— 3, 5. • Шумоизлучение деформацией зубьев, тесно связано с пропорциональной коэффициенту динамичности.

• На характер динамических процессов в зубчатых передачах влияют такие факторы, как материал, из которого сделаны шестерни, число и форма зубьев, точность их изготовления и степень перекрытия. • Увеличение числа зубьев и коэффициента перекрытия благотворно сказывается на плавности хода и ведет к снижению излучаемого шума. Так, удвоение числа зубьев снижает излучаемый шум на 4 -5 д. БА, а применение зацепления с косыми или шевронными зубьями — на 8— 10 д. Б. • Разница в излучении шума при использовании различных материалов с большим коэффициентом потерь для зубчатых передач и корпуса редуктора может достигать 10— 15 д. Б

Снижение уровня шума • увеличение числа зубьев, • уменьшение нагрузки • • повышению точности изготовления, тщательной балансировке зубчатых колес и точной центровке их при сборке; • корпус зубчатой передачи должен быть изготовлен из материалов с высоким коэффициентом потерь или покрыт специальным вибро-поглощающим покрытием. Необходимо, чтобы вибрации не передавались корпус, в котором заключена зубчатая передача. на